江苏省高等教育自学考试27972机械设计基础考试重点.doc

机械设计基础复习 第一部分机械原理第一章平面机构组成原理及其自由度分析机构是一种具有确定运动的人为实物组合体。机构的组成要素是构件和运动副。零件与构件的区别：零件是加工单元体，而构件是运动单元体。 “构件”是由一个或几个零件刚性地连接在一起所组成的刚性系统，在同一构件中各零件之间无相对运动。在机构中各个独立运动的最基本单元体即为“构件”。构件与构件之间直接接触的可动联接称为运动副。面接触（面接触压强低）的运动副称为低副，点或线接触（压强高）的运动副称为高副。根据组成平面低副的相对运动性质又可将其分为转动副和移动副。每个转动副或移动副都引入二个约束；每个高副都引入一个约束。（本书只讨论平面运动副，平面运动副只有3个约束、空间运动副有6个约束） 构件用运动副联接而成的相对可动的系统称为运动链，可分为闭式链与开式链两大类。机构运动简图：用国标规定的简单符号和线条代表运动副和构件，(读懂)并按一定的比例尺表示机构的运动尺寸，绘制出机构的简明图形称为机构运动简图。如不考虑比例，称为机构运动示意图。机构运动简图绘制步骤中注意：选择适当的长度比例尺（实际尺寸（）/图示长度（mm）,该比例尺与制图中的比例正好相反。7 运动副对该两构件独立运动所加的限制称为约束，约束数目等于被其限制的自由度数。组成运动副两构件间约束的特点和数目取决于该运动副的形式。 平面机构中，一个独立作平面运动的构件具有三个自由度。转动副和移动副（2个约束、1个自由度）高副（1个约束、2个自由度）平面机构自由度计算公式（重点）： F平面机构的自由度；活动构件数（不包括机架）；PL低副数；PH高副数。8 机构可能运动的条件为：机构自由度数大于等于1，如为0及负数，则零件间无相对运动，只为构件。机构具有确定运动的条件：机构原动件数机构的自由度。9 计算机构自由度时应注意的问题：复合铰链、局部自由度、虚约束9-1 复合铰链：k个（2个以上）构件在同一处以转动副相联接，所构成的运动副称为复合铰链，则其转动副数为（k-1）个。9-2 局部自由度：机构中有些构件所具有的自由度只与该构件自身的局部运动有关，不影响其它构件的运动，即对整个机构的运动无关，则这种自由度为局部自由度计算机构自由度时，应将局部自由度去除（即将局部自由度构件与另一构件视为一个整体构件后再计算局部自由度，见P12）。常见局部自由度：点或线接触的运动副，如凸轮副、齿轮副等。9-3 虚约束（了解）：某些约束是重复的，这种不起独立约束作用的重复约束称为虚约束。在机构自由度计算时，也应将虚约束去除后计算12 高副低代（了解）：以低副来代替高副的做法。通常用一构件两低副来代替一个高副或简称为一杆两低副。13 基本杆组（了解）：通常从动件系统是由一个或若干个不可再分解的自由度为零的基本系统组成的，这种基本系统称为基本杆组，简称杆组。组成平面低副杆组的条件是F=3n-2Pl=0即（构件n=2/3低副Pl）计算题：P12例1.1.2、P14例1.1.3习题2和3计算机构自由度、10年1月试卷等本章要求，理解上述平面机构各概念，重点平面机构自由度的计算第二章平面连杆机构平面连杆机构是通过低副联接而成的机构，故又称为平面低副机构（常见-平面四杆机构）平面四杆机构中最基本的型式铰链四杆机构，即所有运动副都为转动副。铰链四杆机构通过不同的演化方法可得到其它形式的四杆机构，如曲柄滑块机构，各种导杆机构（传动角恒等于90，即压力角为0）等铰链四杆机构根据两连架杆是曲柄还是摇杆分为三种基本形式（了解P22连架杆、曲柄、摇杆、连杆概念）：曲柄摇杆机构，双曲柄机构和双摇杆机构（取决于各杆长之间的关系）。 曲柄摇杆机构-两连架杆一是曲柄、一是摇杆，能将曲柄的连续转动转变为摇杆的往复摆动 双曲柄机构-两连架杆都是曲柄。当两曲柄平行且相等时，则称平行四边形机构 双摇杆机构-两连架杆都是摇杆铰链四杆机构中相邻两构件作整圈转动的必要条件： 此两构件中必有一构件是最短构件； 该最短构件与最长构件的长度之和应小于或等于其余两构件长度之和，即铰链四杆机构的类型及其判别条件：（重点）条件类型机架最短杆双曲柄机构双摇杆机构最短杆的邻杆曲柄摇杆机构最短杆的对面杆双摇杆机构理解:平面四杆机构的急回特性：在四杆机构中摇杆回程的平均速度大于工作行程的平均速度的这种性质称为急回特性。（理解P30摆角、回程、工作行程、极位夹角、行程速比系数等概念）急回特性的大小用行程速比系数K表示：或，极位夹角，指摇杆处于两个极限位置时，对应的曲柄所在的两个位置之间所夹的锐角。极位夹角越大，K值也越大，急回运动越显著。具有急回特性的机构类型：曲柄摇杆机构、偏置的曲柄滑块机构（重点 画极限位置、10年1月试卷等）、摆动导杆机构等。而对心曲柄滑块机构不具有急回特性。机构压力角与传动角： 压力角指BC杆对点作用力方向与点绝对速度方向之间夹的锐角。此时AB杆为主动件，CD杆为从动件。压力角的余角称为传动角。越小，就越大，机构的传力性能就越好；反之，越大，就越小，机构的传力越费力，传动效率越低。在机构设计中规定压力角的最大值或传动角的最小值，即或，以确保机构的传动性能。所以只要找出机构中最大的压力角或者最小的传动角。当为钝角时，180为最小的传动角。曲柄滑块机构的最小传动角位置见P32图1.2.33。8 以摇杆为原动件是时，当压力角为90、传动角为0时，不能推动曲柄传动，整个机构处于静止状态，这种位置称为死点位置或死点（了解）。 本章要求：理解平面连杆机构各概念，熟悉铰链四杆机构的类型及其判别条件，重点平面连杆机构（主要曲柄滑块机构行程、极位夹角、压力角画法第三章凸轮机构凸轮机构组成：由凸轮、从动件、机架三个构件组成。凸轮机构缺点：承载能力低易磨损、加工比较困难、从动件的行程不宜过大凸轮机构分类：按凸轮形状分盘形凸轮、移动凸轮、圆柱凸轮，按从动件的形式分尖底从动件、滚子从动件、平底从动件，按凸轮与从动件保持接触的方式分力封闭的凸轮机构、几何封闭的凸轮机构2对心：指从动件的导路方向通过凸轮的回转中心。（基本参数参照P47图理解）3基圆：以凸轮轮廓最小向径为半径所作的圆，为基圆半径。4升程：从动件最低位置与最高位置之间的距离，是常量。5位移：从动件在任一位置到基圆处轮廓的距离，是变量，随着凸轮转动周期性变化。6 从动件推程常用运动规律:等速运动规律（产生刚性冲击）、等加速等减速运动规律（产生柔性冲击）、余弦加速度运动规律（又叫简谐运动规律,柔性冲击）、正弦加速度运动规律（又叫摆线运动规律）7凸轮机构的压力角：从动件导路方向与凸轮上接触点法向方向之间所夹的锐角。同样压力角越小传力特性越好。 如果压力角增大到一定数值，凸轮和从动件相对静止，那么无论怎么加大原动件凸轮驱动力F，也无法推动从动件运动，这种现象称为机构出现自锁。机构开始出现自锁时的压力角lim称为极限压力角 直动从动件许用压力角=3038、摆动从动件许用压力角=40458 压力角与凸轮基本尺寸之间的关系；在给定运动规律后，基圆半径越大，压力角越小。所以通常在压力角最大值不超过许用值得前提下尽量减小基圆半径 本章要求：理解凸轮机构运动参数概念，重点凸轮机构基圆、压力角画法（练习题P59题1.3.7）第四章齿轮机构及其设计计算齿轮机构是依靠两个或多个带有高副的轮齿构件即齿轮所组成，应用于传递两轴或多轴之间的运动和动力。传递两平行轴运动的直齿圆柱齿轮（简称直齿轮）是本章的重点一对齿轮的瞬时传动比，简称传动比，是指主、从动轮瞬时角速度的比值传动比公式；;、相互啮合两齿轮节圆半径；、两齿轮分度圆半径；、两齿轮基圆半径。节点：过两齿轮啮合点作公法线nn与连心线O1O2交于P点.,该点成为节点；以O1、O为圆心，O1P、 O2P为半径所作的两个相切的圆称为节圆。3 平面齿廓啮合基本定律：不论两齿廓在任何位置接触，过接触点所作的齿廓的公法线都必须与连心线交于一定点，这一条件称为平面齿廓啮合定律。凡能满足齿廓啮合基本定律的一对齿廓称为共轭齿廓 齿轮齿廓常采用渐开线、摆线和圆弧等曲线作为齿廓曲线，本章介绍渐开线齿廓渐开线：当一直线沿一圆周作相切纯滚动时，直线上任一点在该圆所在平面上展开的轨迹，称为该圆的渐开线。该圆称为基圆，半径为。渐开线的形状取决于基圆的大小，基圆越大，渐开线越平直。渐开线上压力角；渐开线上某点法线方向与该点速度方向之间所夹的锐角。；式中：基圆半径，为渐开线上K点的向径。渐开线齿廓的性质对照P64图1.4.2渐开线方程：渐开线上任意点K的坐标可用展角和向径确定，P65 渐开线啮合特性：啮合线为两基圆的某一条内公切线，两基圆得而内公切线有两条，这条公法线是哪一条，取决于主动齿轮的转向。啮合线两齿轮啮合点在齿轮传动过程中所走过的轨迹。渐开线齿廓组成的齿轮具有可分性，可分性是指渐开线齿轮中心矩的变化不影响传动比。即两轮实际安装中心矩与设计中心矩稍有偏差，也不会改变原设计的传动比。3啮合角是随中心距而定的确定值3 节圆与分度圆的区别；只有当一对齿轮相互啮合传动时，才有节圆，单个齿轮不存在节圆。外啮合齿轮的中心矩恒等于两轮节圆半径之和，即。分度圆是指齿轮中具有标准模数、标准压力角的那个圆，它是计算齿轮其他尺寸的基准；只要齿数和模数确定了，齿轮的分度圆半径就确定了。其计算公式为。单个齿轮上的参数，有齿顶圆、齿根圆、分度圆和基圆；无节圆；只有当一对齿轮啮合时，才有节点和节圆，节圆直径和半径分用和表示。只有当一对啮合齿轮的实际中心矩等于标准中心矩时，啮合角等于分度圆压力角，两节圆半径才分别等于两分度圆半径，两节圆分别与两分度圆重合。当标准齿轮实际安装中心距大于标准中心矩，即>时，为非标准安装。此时；节圆与分度圆分离>、>；啮合角大于分度圆压力角即；顶隙大于；齿侧产生间隙。渐开线直齿圆柱齿轮参数P69第三节第三部分 分度圆：是指齿轮中具有标准模数、标准压力角的那个圆，它是计算齿轮其他尺寸的基础齿顶高系数和顶隙系数，正常齿制，当mm时，0.25。 标准直齿圆柱齿轮（标准齿轮指模数、压力角等参数取标准值）几何尺寸计算公式：（07年前试卷考过了）公式不需硬记，参照以前题目做熟基本参数Z, m, ,名称符号公式齿数模数m选取标准值（分度圆）压力角齿顶高系数正常齿制，顶隙系数正常齿制mm时，0.25分度圆直径，齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径，基圆直径，中心矩a顶隙c11 直齿圆柱齿轮的正确啮合条件：，即两相啮合的齿轮的模数和压力角分别相等，亦即两轮法向齿距相等。12 无齿侧间隙啮合及标准安装：或。 一对标准直齿圆柱齿轮按标准中心矩安装时，分度圆必与节圆重合，且必满足无齿侧间隙啮合的几何条件，能实现无齿侧间隙啮合传动。13 连续传动条件：实际啮合线必须大于至少等于法向齿距。理论啮合线-两轮基圆内公切线的切点的连线 齿轮传动的重合度-实际啮合线与法向齿距的比值14 齿轮加工最常用的是切削法，其加工原理可分为仿形法和范成法两大类（加工方法、根切、变位齿轮等概念见P81-P89）标准齿轮或零变位齿轮：刀具中线与被加工齿轮分度圆相切。变位齿轮：不相切15当，即不发生根切的最小齿数。计算题参考P80例题1.4.3。16斜齿轮及圆锥齿轮P89-P103斜齿轮的螺旋方向区分方法：将齿轮轴线竖起来观察，如齿的倾斜方向与轴线成右上方倾斜属于右旋螺旋。反之为左旋螺旋。17斜齿圆柱齿轮的正确啮合条件：两轮法面模数相等；两轮法面压力角相等；两轮分度圆圆柱面上螺旋角大小相等，外啮合两轮旋向相反；内啮合两轮方向相同。用公式表示： 18题1.4.9 （做理论啮合线、节点、节圆）；19 锥齿轮大端参数为标准值 本章要求：理解齿轮机构各参数概念，重点直齿圆柱齿轮计算题及作图第五章 轮系及其传动比计算轮系：由一系列齿轮相互啮合所组成的传动系统称为轮系轮系分类：根据传动时各轮轴线相对机架的位置是否固定，分为定轴轮系和周转轮系。定轴轮系和周转轮系，或由两个或两个以上周转轮系组合成的轮系称为组合轮系。定轴轮系：各齿轮轴线位置都是固定的，则这种轮系称为定轴轮系。周转轮系：轮系在传动时，若其中至少有一个轮系的轴线相对于机架的位置不是固定的，而是绕另一轴线转动，则称为周转轮系。齿轮2兼有自转和公转，故称为行星轮；支撑行星轮2的轴线位置固定的构件H称为系杆；齿轮1和3绕固定轴线O1回转,且与行星轮相啮合，称为中心轮。图1.5.3周转轮系周转轮系按其自由度分为：当自由度F=2时为差动轮系；当F=时为行星轮系。定轴轮系的传动比 方向： m外啮合的次数（因为外啮合转向相反，内啮合转向不变） 按此公式计算结果为正则方向相同，反之相反。惰轮-只改变末轮转向及首末轮间中间距的大小，对传动比没有影响的齿轮 定轴轮系的应用：获得较大的传动比、实现相距较远的两轴之间的运动、实现变速，换向运动、实现多路传动周转轮系的传动比：采用运动倒置法（反转法）即假设给周转轮系加上一个反向的公共角速度，使周转轮系假想为定轴轮系来计算传动比构件代号原角速度转化后角速度P119例1.5.3：图示为一大传动比的减速器，Z1=100，Z2=101，Z2=100，Z3=99求：输入件H对输出件1的传动比iH1解：1，3中心轮 2，2行星轮 H行星架 给整个机构（-WH）绕OO轴转动W3=0 若Z1=99 周转轮系传动比是计算出来的，而不是判断出来的。（一个为正、一个为负）说明齿轮的转向不仅与原动件的转向有关而且还与各轮的齿数有关P120例1.5.4。组合轮系传动比计算：参考P122例1.5.5和例1.5.6图见P114中图1.5.6。本章重点：复合轮系传动比的计算第六章和第七章考试不作要求第六章 间隙运动机构原动件的连续运动变位从动件的周期性间隙运动，把实现这种间隙运动的机构成为间隙运动机构常见的间隙运动机构：棘（JI）轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构第七章 机械中的摩擦与自锁摩擦阻力的方向始终与相对运动速度方向相反不管驱动力多大，由于摩擦力的作用而使机构不能运动的现象称为摩擦自锁第八章回转件的平衡（主要刚性回转件的平衡）机械的平衡就是研究机械中惯性作用的影响，使惯性力和惯性力矩得到平衡或部分平衡，以尽量减少它的不良影响，从而改善机械的工作性能并延长其使用寿命回转件的平衡指绕固定轴回转的构件的惯性力和惯性力矩的平衡，可分为刚性回转件和挠性回转件的平衡刚性回转件（变形很小的称为刚性件）分为静平衡和动平衡。根据回转件的轴向宽度b与其直径D的比值，将刚性换转件的不平衡状态分为静不平衡和动不平衡。对于宽径比的盘状换转件，需进行静平衡设计；宽径比的需进行动平衡设计。要消除静不平衡回转件转动时所产生的惯性力，就必须改变质心的位置使其调整到回转中心上去。改变质心位置的最简单方法就是在回转件质心的回转平面上加上或减去一定质量。这种重新分配回转件质量，使其质心移到回转轴上，从而消除或减小回转件运动时所产生的惯性力的平衡措施就称为静平衡回转件静平衡的条件是：分布在该转子回转平面内的各个偏心质量的惯性力或质径积的矢量和为零。参考P143页例题1.8.1.08年10月试题4只有在回转构件转动起来后才能显示出来的不平衡状态称为动不平衡。动平衡的方法：在任选的两个平行平面内各加上或减去一个配重。这种重新分配回转件的质量，使该回转件的惯性力和惯性力距均为零的平衡称为回转件的动平衡。经动平衡的回转件一定静平衡，但静平衡的回转件不一定动平衡。第九章机械速度波动的调节机械原动件角速度变化，即所谓机械速度波动，分为周期性速度波动和非周期性速度波动。周期性速度波动：指大部分机械主轴在其主要工作阶段作变速稳定运转的情况。机械主轴的这种周期性的、有规律的速度波动称为周期性速度波动周期性速度波动的调节方法是在机械的回转构件上安装飞轮。非周期性速度波动是指在机械稳定运转时期内，机器中驱动力与工作阻力或有害阻力突然变化，使机械主轴的角速度突然增大或减小的这种情况。调节方法：采用调速器调节，有机械式、电子式4 机械从开始运转到结束运转整个过程，通常包含三个时期，启动时期、稳定运转时期、停车时期平均速度和速度不均匀系数：，。机械运转周期性速度波动的调节，其目的是为了减少速度波动的范围，控制速度不均匀系数不超过许用值飞轮的转动惯量计算：，结论：当W与一定时，与成反比，所以为了减小飞轮转动惯量，最好将飞轮安装在机械的高速轴上。飞轮按构造大体可分为轮形飞轮和盘形飞轮飞轮的设计计算步骤：根据已知阻力矩求驱动力矩，由于，则；计算、并作出能量指示图； 找出W，带入公式计算。例题见书上P159例题1.9.1，本章重点：飞轮设计（计算题）第二部分机械设计第一章 螺纹联接及螺旋传动根据螺纹的形状可分为普通螺纹（或称三角型螺纹），矩形螺纹、梯形螺纹与锯齿形螺纹等。除普通螺纹用于联接外，其余螺纹用于传动螺纹左右旋向判断：与斜齿轮的旋向方法相同，将螺纹轴线竖起来观察，如螺旋线的倾斜方向与轴线成右上方倾斜属于右旋螺纹。反之为左旋螺纹。螺纹的主要参数：大径、中径、小径、螺距、导程、线数、螺纹升角、牙型角螺纹联接的基本类型：螺栓联接：被联接件不宜太厚，可以经常拆卸；双头螺柱联接：被联接件之一很厚，不便加工成通孔，又需经常拆卸；螺钉联接：与双头螺柱联接相似，但不宜经常拆卸；紧定螺钉联接：拧入后，利用杆末端顶住另一零件表面或旋入零件相应的缺口中以固定零件的相对位置。可传递不大的轴向力或扭矩。2 螺栓联接在装配时一般都需拧紧，这种联接称为紧螺栓联接，不需拧紧时则称为松螺栓联接拧紧时的力通常称为预紧力螺栓联接防松的关键就是防止螺旋副的相对传动，常用的防松方法有：摩擦防松、机械防松和永久止动1）摩擦防松弹簧垫圈、双螺母、尼龙圈锁紧螺母等；2）机械防松：开槽螺母与开口销，圆螺母与其止动垫圈，止动垫片等。3）永久防松：冲点法、粘合法等。3螺纹联接的强度计算1）松螺栓联接图P171图2.1.7吊钩螺栓，工作前不拧紧，无预紧力，只有工作载荷F起拉伸作用，防断。强度条件为： MPa 验算用 或 （mm）（设计用）定公称直径d 式中：d1螺杆危险截面直径（mm）许用拉应力 N/mm2 (MPa)2）紧螺栓联接工作前有预紧力受横向工作载荷的紧螺栓联接 普通螺栓联接P172图2.1.18 特点：杆孔间有间隙，靠拧紧后正压力（）产生摩擦力来传递外载荷，保证联接可靠（不产生相对滑移）的条件为：设所须的预紧力为 （4-14）式中：接合面间的摩擦系数；Z联接螺栓数；m结合面数；Kf可靠性系数，KS=1.11.3； FR横向工作载荷（）；预紧力（）。强度条件验算公式：为式 设计公式为： 受轴向工作载荷的紧螺栓联接 螺栓上的总拉力：剩余预紧力（），当载荷无变化时，可取；当载荷有变化时，可取。强度条件的验算公式： （MPa） 设计公式： （mm）(公称直径)4螺栓机械性等级： 标记方法由圆点及其前后两部分数字组成，点前数字为公称抗拉强度的，点后数字为公称屈服点与公称抗拉强度比值（）的10倍，即和10()。5提高螺栓联接强度的措施：降低螺栓应力幅（要使应力幅减小必须降低螺栓的刚度和增加被联接件的刚度。降低螺栓的刚度可采用弹性螺栓，如减小螺栓光杆部分的直径、采用空心螺栓、增加螺栓的长度等），改善螺纹牙间的载荷分布，避免或减小附加应力。本章重点：螺栓强度的计算，参照以往试题第二章带传动带传动主要由主动轮、从动轮和传动带组成带传动的类型有：转向相同的开口传动，两轴平行、轴向相反的交叉传动，两轴空间交错或半交叉传动带传动带张紧的方法有：调整电动机的位置、截短平带重换接头、应用皮带腊V带传动的摩擦力比平带大，传递动率也大，传动形式只有开口传动传动带具有良好的弹性并靠摩擦力工作普通V带按截面尺寸由小到大分Y、Z、A、B、C、D、E七种型号。V带的楔角都是40，普通V带两侧面为工作面；为保证带与轮槽接触良好，增大摩擦力，其轮槽角；V带安装图中V带底面与轮槽之间要留有间隙。见P186表2.2.2。打滑：若带所传递的圆周力超过带与轮面间的极限摩擦力总和时，带与带轮将发生显著得而相对滑动，这种现象称为打滑。4带传动中受变应力作用，会发生疲劳破坏，最大应力发生在紧边进入小带轮处，其值为：必须小于等于带的许用应力式中：紧边拉应力，离心应力，小带轮处弯曲应力。5弹性滑动：由于带的弹性变形而引起带与带轮间的相对滑动称为弹性滑动。它是带传动中固有的特性，是不可避免的。而打滑是由于过载引起的，可以避免的。6带传动的失效形式和计算准则：主要失效形式打滑和疲劳破坏；设计准则保证带在工作中不打滑，并且具有足够的疲劳强度和寿命。7练习题P197题2.2.5在一般的传动系统中，为什么电机后面紧跟着是带传动，然后才是其它传动？答：因为带传动用于高速级传动，电机输出的转速一般较高。然后才是齿轮传动、链传动等。本章重点：基本概念，计算题基本不考第三章链传动链传动由主动链轮、从动链轮和链条组成。链轮上带有轮齿，依靠链条的链节与链轮齿的啮合来传递运动和动力链传动为具有中间扰性件的啮合传动，没有弹性滑动和打滑现象，能得到准确的平均传动比。不同于齿轮传动和带传动，主要用于平行轴间中心距较大的低速传动。机械中传递动力的传动链主要有套筒滚子链（本书介绍）和齿形链链节数应取偶数，若为奇数，则需采用过渡链片联接，过渡链片的链板受附加弯矩作用，所以尽量避免取奇数。 链轮材料应能满足强度和耐磨性要求链速和传动比都是平均值。事实上，瞬时链速和瞬时传动比都是变化的。即使主动链轮转动角速度常数，瞬时链速和瞬时传动比都是作周期变化的，这种由于多边形啮合传动而引起传动速度不均匀性称为多边形效应。链传动工作中，不可避免地要产生振动冲击和动载荷，因此，链传动不宜在高速级，采用较小节距p，较多齿数Z和减小链速，对于减少链传动的运动不均匀性和动载荷有利。链节数取偶数，为了磨损均匀，链轮齿数宜取奇数。链轮传动应使紧边在上，松边在下，以便链节和链轮轮齿可以顺利地进入和退出啮合。而带传动与之相反，紧边在下，松边在上。链传动的主要失效形式为疲劳破坏、胶合、拉断等。对于中、高速链传动，其主要失效形式是链条疲劳或冲击疲劳破坏。对于低速链传动，主要失效形式为链条过载拉断。链传动中，两链轮应在同一平面内，轴线必须平行。为防止链条垂度过大造成啮合不良和松边颤动，需要张紧装置。良好的润滑可缓冲冲击，减小磨损，延长链条使用寿命。本章重点：基本概念，计算题基本不考第四章齿轮传动齿轮传动的失效形式主要表现为轮齿的失效：轮齿折断；齿面点蚀；齿面磨损；齿面胶合；塑性流动。齿轮传动的设计准则：对于闭式齿轮传动，主要发生轮齿折断、齿面点蚀及齿面胶合。设计时按齿根弯曲疲劳强度和接触疲劳强度进行，对胶合失效一般不作计算。对开式齿轮传动，主要发生轮齿的折断和齿面磨损，设计时仅按齿根弯曲疲劳强度进行，用适当增大模数的方法以考虑磨料磨损的影响。当采用软齿面齿轮传动时，小齿轮齿面硬度应比大齿轮高；当采用硬齿面齿轮传动时，可取大、小齿轮硬度值相同。4 轮齿在传动时受到的作用力必沿齿廓的法线方向，称为法向载荷，可分为沿切线方向的圆周力和沿半径方向的径向力。圆周力的方向在主动轮上与转动方向相反，在从动轮上与转动方向相同。径向力均指向各自的轮心。齿形系数YF的大小与齿的形状有关而与模数m无关。齿数越多，YF就越小，齿根应力就越小。（N/mm2），YFS复合齿形系数。由上式知：m增大，变小，增大，即增大模数m，齿根弯曲疲劳强度增加。越小（或越大），强度越弱，计算时取小的带入计算才能保证强度要求。一对齿轮传动时，两轮的接触应力，而许可应力通常不等。一对齿轮中，越小，强度越弱，所以取小的带入计算。因为只要保证强度较弱的齿轮满足要求，就可保证一对齿轮正常。考虑齿轮减速器在制造安装时的误差，以及保证传动时两轮的接触宽度，取大齿轮宽度b2比小齿轮宽度b1小510mm。斜齿轮与直齿轮的受力的区别：斜齿轮的法向力可分解成三个互相垂直的分力，圆周力、径向力与轴向力（多轴向力）。斜齿轮的轴向力Fa据转向和螺旋线方向来定，在主动轮上，可用左（右）手法则判定：左旋用左手，右旋用右手，用手的四指抓住轴线，四指弯曲的方向表示齿轮的旋转方向，大拇指的指向就是主动轮上所受的轴向力Fa1方向；从动轮上轴向力Fa2主动轮上Fa1小相等，方向相反。 圆锥齿轮其法向力同样可分为圆周力、径向力与轴向力。区别的是轴向力指向各自大端。作图题：1）直齿圆柱齿轮：只受到径向力Fr和圆周力Ft，径向力分别指向各自的轮心，圆周力在主动轮上与运动方向相反，而在从动轮上与运动方向相同。见下图所示。2）斜齿圆柱齿轮：先确定径向力Fr的方向，然后用左（右）手法则判定Fa1与Fa2的方向，圆周力Ft在主动轮上与运动方向相反，而在从动轮上与运动方向相同。3）斜齿圆锥齿轮：先确定径向力Fr的方向，然后根据Fa1与Fr2大小相等方向相反，画出轴向力Fa1，同样确定轴向力Fa2，圆周力Ft在主动轮上与运动方向相反，而在从动轮上与运动方向相同。参考P224图2.4.5本章重点：斜齿轮、圆锥齿轮的受力分析作图。还可能直齿轮的简单强度计算第五章蜗杆传动中间平面：通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面称为中间平面；在中间平面内，蜗杆的齿廓与齿条相同，蜗轮齿廓为渐开线，故蜗杆传动相当于直齿齿条与渐开线齿轮的啮合。蜗杆传动的基本参数是中间平面的模数m压力角均取标准值。正确啮合条件：中间平面内的模数和压力角分别相等，以及蜗轮的螺旋角和蜗杆的导程角相等，且二者旋向相同。为了减少蜗轮滚刀数目，便于滚刀标准化，国家标准规定蜗杆分度圆直径d1为标准值。d1和m的比值称为直径系数，用q表示。蜗杆头数Z1，若传动效率高，就要求导程角大时，可取Z1多些。5蜗杆传动中，由于蜗杆材料和强度较蜗轮高得多，因而强度计算只对蜗轮轮齿进行。6蜗杆传动受力方向判断：先确定径向力Fr的方向，然后用左（右）手法则判定主动轮的Fa1方向，圆周力Ft2与Fa1大小相等方向相反，根据在主动轮上圆周力Ft1与运动方向相反确定，最后由于圆周力Ft1与Fa2大小相等方向相反，确定Fa2方向。例题参考P239例题2.5.3，（做受力分析，计算不看）第六章轴和轴毂联接根据轴在工作中承受载荷的不同，轴分为传动轴、心轴和转轴三种。传动轴工作中只传递转矩，不承受弯矩或者弯矩很小的轴，如汽车的传动轴；心轴起支撑作用，承受弯矩而不传递转矩，如自行车的前轴；转轴既要承受弯矩作用，又要承受转矩；如齿轮轴。轴的结构：参考书上P248页图2.6.10轴的结构。常见错误如下：最左端轴处应该比带轮短；轴处动联接，轴承盖与轴之间要有间隙，同时还要有密封圈，轴承盖与右边箱体之间应有调整垫圈；轴处滚动轴承为过盈配合不需要键；轴和轴之间，轴应比齿轮宽度略小mm，否则轴肩欠定位；轴处轴肩高度应大于轴承内圈的高度，否则轴承无法拆卸；轴处键不宜太长，不能到轴处。为保证轴上零件安装时能获得准确可靠位置的措施，称为定位为了保证轴上零件能靠紧定位面，轴肩的圆角半径r必须小于相配零件的倒角C1或圆角半径R。对安装在轴上的零件，要求它在受力后不破坏定位，能在力的作用下维持它原定的位置而不发生移动的措施，称为固定零件在轴上的轴向固定，常采用轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承盖或圆螺母等。5 零件在轴上的周向固定，常采用销、过盈、键联结、花键联结等。按扭转强度（或剪应力）估算轴径的设计公式为(mm),没有考虑弯矩的作用，例题2.6.1轮毂联接用以实现轴与轮毂之间的周向固定，并传递转矩，有些还能实现轴上零件的轴向固定和移动，最常用的联接方式是键联接和花键联接。 键是标准件，有普通平键、导向键、半圆键和楔键等轴毂联接普通平键的规格宽度b和高度h，可按轴径d从标准中查得。键的长度L一般应略小于轴上轮毂零件的宽度，并按键的标准长度系列选取。普通平键是侧面的挤压和剪切状态下工作的。主要失效形式是挤压面的压溃。挤压强度条件为：（记住公式），若一个键联接的强度不够，可采用两个键按180布置，考虑到双键联接造成的载荷分布不均匀性，在强度校核计算时，只按1.5个键计算。例题参考P256例题2.6.2。平键的正确联接图导向平键与普通平键联接的不同之处是，它既可以实现轴毂零件的周向固定，又可使轴上零件能沿键在轴上移动，它属于动联接，如齿轮变速箱中的滑移齿轮与轴的联接。 半圆键的侧面为半圆形，它也是以两侧面工作来传递转矩的。 楔键又称斜键，键的上、下表面是工作面，见下图所示。楔键联接图 花键联接是由具有周向均匀分布的多个键齿的花键轴即外花键和具有同样数目键齿槽的轮毂孔即内花键组成，侧面为工作面。第七章滚动轴承（球轴承计算题） 典型的滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架组成。根据轴承所能承受的外载荷不同，滚动轴承分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承。根据滚动体的形状，滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。常用滚动轴承类型的主要性能和特点：类型代号圆锥滚子轴承能同时承受径向和单向轴向力，承载能力高，需成对使用；类型代号推力球轴承仅承受轴向力；类型代号深沟球轴承主要承受径向力，同时承受一定的双向轴向力；类型代号角接触球轴承承受径向力，需成对使用，随着接触角的增大，能够承受的轴向力增大；类型代号圆柱滚子轴承承受单向轴向力。滚动轴承的代号：基本代号包括内径代号、尺寸代号、类型代号；轴承内径用右起的第一、二位数字表示。内径一般为的倍数，将代号乘上得内径值；尺寸系列代号由宽度系列代号和直径系列代号组成。直径系列表示类型和结构相同的轴承，内径相同时，轴承在外径和宽度上的变化；宽度系列表示类型和结构相同的轴承，当其内径和内径都相同时，宽度方面的变化。类型代号记住上面的几个。后置代号中：角接触球轴承，分别用C、AC和B表示接触角分别为15、25和40的不同内部结构。轴承的基本额定寿命是指90%可靠度，一批相同规格的轴承，一定载荷作用下，常规运转条件下的寿命，以L10(106转)或L10h(小时)表示。即合格概率为90%，或失效率为10%。轴承的基本额定动载荷就是使轴承的基本额定寿命恰好是106转时，轴承所能承受的载荷值轴承寿命计算时，首先必须把实际载荷径向力和轴向力转换为，与确定相应基本额定动载荷疲劳破坏效果相一致的载荷，这个换算后的载荷是一种假定的载荷，称为当量动载荷。使受载最大的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值的载荷，作为轴承的静强度的界限，称为基本额定静载荷轴承寿命计算公式（h）轴承寿命计算的指数；对于球轴承，滚子轴承。例题见P270题2.7.2。轴承的支撑机构形式：两端固定；一端固定，一端游动。轴承定位通常采用轴肩或套筒。第八章滑动轴承（重点向心滑动轴承的计算P297）四种摩擦状态：干摩擦、边界摩擦、液体摩擦以及混合摩擦。根据承载的方向不同，滑动轴承分为向心滑动轴承（承受径向力，有整体式、剖分式两种类型），推力滑动轴承（承受轴向力）。整体式向心滑动轴承由轴承座和轴套（轴瓦）组成，剖分式向心滑动轴承由轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦、轴承盖联接螺栓组成。常用轴瓦材料：轴承合金、铜合金、铝合金等。常用的轴瓦分为整体式（又称轴套）和剖分式两种结构。分为整体铸造、双金属或多金属的几种形式。为了使润滑油能均匀地分布于轴承整个工作表面，在轴承的工作表面上必须开设油沟或贮油用的油室，还应开设加油用的油孔。油孔和油沟应开设在非承载区，否则会破坏承载区内油膜的连续性，影响轴承的承载能力。不完全液体润滑滑动轴承的主要失效形式是磨损和胶合。防止其失效的关键在于保证轴劲和轴瓦之间形成一层边界油膜。向心滑动轴承：磨损强度条件计算；（限制过度磨损）F轴承的径向载荷（）；B轴承的宽度(mm)；d轴承的直径(mm)；p 许用压强(N/mm2)。胶合条件计算：限制pv值就是限制轴承的摩擦发热量，防止轴承因为过热而产生胶合破坏。；（限制温升）n轴的转速(r/min)，pv pv的许用值。速度的验算：；v许用的圆周速度(m/s)。例题参考P298例题2.8.1。第九章联轴器和离合器联轴器和离合器都是用于轴与轴之间的联接，并传递运动和转矩。用联轴器联接的两根轴，只有在机器停止后，才能拆卸；而离合器可以一边工作一边随时的实现两轴的接合或分开。联轴器一般由两个半联轴器及联接件组成。两个半联轴器分别与主、从动轴联接。分为固定式和可移式两类。轴的偏移分为：轴向位移、径向位移、角位移和综合位移四种。常用的固定式联轴器有凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等。常用的可移式刚性联轴器有滑块联轴器、齿式联轴器和万向联轴器等。5 按工作原理不同，离合器分为嵌合式（低速下接合）和摩擦式（可实现高速离合）还有自动离合器（安全离合器，超越离合器）。第十章 弹簧（了解）弹簧的作用：控制运动、缓冲和吸振、储存和输出能量、测量力或力矩。主要分为拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧、弯曲弹簧