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　　“何为欢喜？”“金榜，提名，相思许。”“可否具体？”“十里，红妆，花嫁娶。

　　第一章 绪 论 §1 机械工业在现代化建设中的作用 §2 机器的基本组成要素 §3 本课程的内容、性质与任务 §1 机械工业在现代化建设中的作用 机械工程与科学是一门古老的学科，它将人们从繁重的体力劳动中解放出来。当古人尝试着制造石器来狩猎或耕种时，已经产生了最初的设计萌芽。几干年来，一次次的产业革命，实现了社会分工的变革并改变了人们的生活方式，但机械科学和以此为基础的制造业仍然是一个国家的支柱产业，是社会财富的来源，也是国家富强和国防稳固的基础。据报导，美国约60％的财富来源于制造业，日本约50％的国民生产总值是由制造业创造的。我国制造业产值占GDP（国内生产总值）的比重也已达到了38％以上。在物质丰富、科学技术高度发达和人类已进入信息时代的今天，制造业仍然发挥着无可替代的作用。而制造业的灵魂是产品设计，机械设计则是产品设计的重要组成部分。随着科学技术的 快速发展，机械设计的内涵和方法也发生了很大变化。为了适应当前科学技术的发展特点以及我国现代化建设和经济发展的需要，培养大量的高级机械设计人才是当务之急。由此说来，在座的各位学机械的专家 将来必定是大有用武之地的！ 《机械设计》课程是培养机械工程高级人才的重要入门课程，是机械类各专业学生的主干技术基础课，可以看作是一座桥…… §2 机器的基本组成要素——机械零件 通用零件 １．联接件（如铆接、焊接、螺纹联接等） ２．传动件（如齿轮、带、链等传动） ３．支承件（如轴、轴承、机架等） ４．缓冲（控制）件（亦有称为其它零件的）（如弹簧等） 机械零件的类型 各类机械中具有同一功用和性能，并经常使用的零件。 仅适用于专门用途的零件，如曲轴、活塞、纱锭等零件。 §3 本课程的内容、性质与任务 一、研究对象 二、内容和任务 三、课程性质 一般工作条件（常温、常压）下，一般尺寸参数的通用零件。 ①掌握常用机械传动、常用机构和通用零部件的工作原理，结构特点，选择计算和设计计算方法。 ②学会机械零部件标准、规范及其他设计资料的运用。 ③具有设计一般机械传动装置和拟定机械传动方案的初级能力。 ④具有正确使用和维护一般机械设备的基本知识。 ⑤为专业设备的学习打下必要的理论和实践基础。 ①设计性的技术基础课，过渡性的课程（承上启下）； ②与生产实际紧密相连，是一门实践性非常强的课程； ③涉及的先修课程知识面较广泛。 ⑴综合性 在解决机械设计问题时要用到有关的多方面的科学知识，如力学、摩擦学、材料学、机械制造技术、机械原理、互换性和技术测量、机械制图等等。本课程就是将先修课的知识加以综合运用，来完成机械设计任务。 四、本课程的特点 ⑵工程性 本课程具有鲜明的工程性，在设计每个机械零件时要用到大量的数据、表格、标准、资料等，要处理方案选择、零件选型、材料选择、参数选择、结构形式选择等问题，对计算结果要进行分析，有的要圆整、标准化。这些都是处理工程问题时必须具有的能力。因此在学习过程中，要了解和掌握工程问题的特殊处理方法。 ⑶典型性 机械零件的种类很多，本课程只学习其中的一部分，但是设计机械零件的方法和思路是通用的，掌握本课程的基本内容以后，对于其他机械零部件设计问题就有了一定的基础，并对机械设计有初步的了解。在学习一个阶段以后要认真总结、体会，可起到举一反三的作用。 五、学习方法及应注意的问题： ①培养工程意识 站在工程师的角度考虑问题； 工程问题的特点：“离散型” →“只有最佳方案，而无唯一解”。因此作业不要追求答案的一致； ②学习工程问题的特殊处理方法，尤其是对设计计算公式的使用、各种参数、系数的选择上，要根据机械零件的工作条件进行具体分析。 ③注重对基本知识、基本概念的理解，切忌死记硬背； ④重视“基本技能”的训练 包括：设计计算、结构设计和制图的技能、编制技术文件的技能、运用手册和图册的技能。 ⑤重视“创新意识”和“创新能力”的培养 机械创新设计 创新是人类文明进步的原动力，是科技发展、经济增长和社会进步的源泉。 人类从使用简单的工具、刀耕火种、捕鱼狩猎，到学会播种、制陶炼铜，逐渐形成了原始的农业技术和工匠技术，社会生产力得到明显的提高，推动了原始社会向文明社会前进的步伐。随着人类知识的增长和积累，人类创造力开发的速度逐步加快，在经历漫长而艰苦的创新实践后，19世纪中叶终于迎来了以蒸汽机为代表的第一次动力革命和第一次工业革命。 瓦特，1736—1819，英国发明家，以蒸汽机的改进而闻名于世。 瓦特的转动式蒸汽机 机械创新设计 创新是人类文明进步的原动力，是科技发展、经济增长和社会进步的源泉。 人类从使用简单的工具、刀耕火种、捕鱼狩猎，到学会播种、制陶炼铜，逐渐形成了原始的农业技术和工匠技术，社会生产力得到明显的提高，推动了原始社会向文明社会前进的步伐。随着人类知识的增长和积累，人类创造力开发的速度逐步加快，在经历漫长而艰苦的创新实践后，19世纪中叶终于迎来了以蒸汽机为代表的第一次动力革命和第一次工业革命。 紧接着，到19世纪下半叶又引发了以内燃机为代表的第二次动力革命，人类从蒸汽机时代迅速地进人了电器时代，原始的工匠技术被近代的工业技术所取代，社会生产力得到极大的提高。 狄塞尔——柴油内燃机之父 本茨与他的汽车 爱迪生与他的电灯泡 机械创新设计 进人20世纪，人类的创造活动空前活跃。半导体、计算机的问世，引发了人类第二次工业革命，使人类步入了信息时代。随着人类对核能技术的掌握，人类跨入了原子能时代。人造卫星的上天，使人类跃入划时代的航天时代。翻开人类发展的历史长卷，可以说，人类文明史就是一部人类生生不息的创新发展史，而创新正是人类文明不断进步的原动力。 约里奥-居里夫妇 莱特兄弟 莱特兄弟的第一次成功飞行 [苏]加加林 [苏]第一个载人航天器“东方1号” 巴比奇 1834年发明的分析机计算机的真正先驱 六、对习题的要求 ⑴幅面：16开纸 ⑵要求抄题或写出“已知…，求…” ⑶设计计算格式 ⑷按GB绘制图纸 ⑸解答认真，书写整齐，字迹清晰。 七、考核办法 ⑴期末考试占80%； ⑵作业占10%； ⑶实验占10%。 第二章 机械设计总论 §1 机器的组成 §2 设计机器的一般程序 §3 对机器的主要要求 §4 机械零件的主要失效形式 §5 设计机械零件时应满足的基本要求 §6 机械零件的计算准则 §7 机械零件的设计方法 §8 机械零件设计的一般步骤 §9 机械零件材料的选用原则 §10 机械零件设计中的标准化 §11 机械现代设计方法简介 机器的驱动部分，它将各种能量（电能、热能等）转化为机械能并供给机器。 直接实现规定的功能、完成生产任务的部分，其结构形式完全取决于机械本身的用途。 将动力机的动力和运动传递到工作机的中间环节。主要用于传递能量、分配能量、改变能量和扭矩以及改变运动形式等。 第二章 机械设计总论 §1 机器的组成 §2 设计机器的一般程序 计划阶段 方案设计阶段 技术设计阶段 技术文件编制阶段 一部机器的质量基本上决定于设计质量，机器的设计阶段是决定机器好坏的关键。它是一个创造性的工作过程，同时也是一个尽可能多地利用已有的成功经验的工作。 作为一部完整的机器，它是一个复杂的系统。要提高设计质量，必须有一个科学的设计程序。 设计机器的一般程序： §３对机器的主要要求 ３．劳动保护和环境保护要求 ４．可靠性要求 １．使用要求 ２．经济性要求 5．其它专用要求 零件的主要损伤与失效形式 §4机械零件的主要失效形式 §5设计机械零件时应满足的基本要求 ３．经济性要求 ４． 质量小的要求 １．避免在预定寿命期内失效的要求 ２．结构工艺性要求 5．可靠性要求 §6 机械零件的设计准则 强度准则 刚度准则 设计零件时，首先应根据零件的失效形式确定其设计准则以及相应的设计计算方法。一般来讲，有以下几种准则： 寿命准则 振动稳定性准则 可靠性准则 ：确保零件不发生断裂破坏或过大的塑性变形，是最基 本的设计准则。 ：确保零件不发生过大的弹性变形。 ：通常与零件的疲劳、磨损、腐蚀相关。 ：高速运转机械的设计应注重此项准则。 ：当计及随机因素影响时，仍应确保上述各项准则。 §7 机械零件的设计方法 理论设计 经验设计 模型实验设计 机械零件的设计方法通常分为常规设计方法和现代设计方法 两大类。 现代设计方法是指在近二、三十年发展起来的更为完善、科学、计算精度高、设计与计算速度更快的机械设计方法。如机械优化设计、机械可靠性设计、计算机辅助设计等等。 常规设计方法是指采用一定的理论分析和计算，结合人们在长期的设计和生产实践中总结出的方法、公式、图表等进行设计的方法。它又可分为： §8机械零件设计的一般步骤 一、机械设计的指导思想 ①坚持调查研究、理论联系实际、贯彻执行各项技术经济政策； ②既要大胆创新，又要保持严谨的科学态度； ③将吸收国外先进技术与符合我国的国情统一起来。 二、机械设计的一般步骤 编制设计任务书 应当注意，设计过程是一个不断修改、不断完善、逐步接近最优设计结果的过程。这个过程不是一个简单重复的过程，需要设计者反复分析、推敲、评价、决策的过程。而且上面所述的设计各个阶段应根据具体设计进行取舍或调整。 三、机械零件设计的一般步骤 §9机械零件常用材料及其选用 一、常用材料 性能：强度很高、塑性较好、可承受很大载荷，且可进行热处理以提高和改善其机械性能 ； 品种：碳钢、合金钢、铸钢、锻钢等 性能：良好的铸造、切削加工、抗末、抗压和件镇性能，且价格低廉； 品种：灰铸铁、球墨铸铁及特殊性能铸铁等 性能：具有某些特殊性能，如良好的减摩性、耐腐蚀性、导电导热性等； 品种：铜合金、铝合金等 性能：根据材料品种的不同，具有一些特殊的性能，如耐腐蚀、绝缘、耐磨等； 品种：工程塑料、橡胶、石墨、木材、陶瓷、复合材料等； ３．有色金属合金 ４．非金属材料 １．钢 ２．铸铁 二、机械零件材料的选择原则 ２．制造工艺要求 ３．经济性要求 １．使用要求 主要包括机械性能、物理性能、化学性能和吸振性能等；选择时应根据使用的要求，满足主要、兼顾一般 应使零件的制造加工方法简便、易于实现，如铸造件应选择热熔状态时易于流动等性能 在满足使用要求的前提下，尽量选用价格低廉的材料，同时还应考虑到使用和维护简便、费用低等问题 §10机械零件设计中的标准化 标准化的益处： 与设计有关的标准: 国际标准国家标准行业标准企业标准等 如： ISOGB JB、HBQB 国标分为：强制标准和推荐标准 标准化有利于保证产品质量，减轻设计工作量，便于零部件的互换和组织专业化的大生产，以降低生产成本。 强制性国家标准：代号为GB ××××(为标准序号) －××××(为批准年代) 强制性国标必须严格遵照执行，否则就是违法。 推荐性国家标准：代号为GB／T ××××－××××，这类标准占整个国标中的绝大多数。如无特殊理由和特殊需要，必须遵守这些国标，以期取得事半功倍的效果。 标准化就是要通过对零件的尺寸、结构要素、材料性能、设计方法、制图要求等，制定出大家共同遵守的标准。 §11 机械现代设计方法简介 机械现代设计方法通常是相对传统的设计方法而言的。 现代设计方法从总体上概括为力求运用现代应用数学、应用力学、微电子学及信息科学等方面的最新成果与手段实现下列转换： 以动态的取代静态的─如机器结构动力学计算。 以定量的取代定性的─如有限元计算。 以随机量取代确定量─如可靠性设计。 以优化设计取代可行性设计─如优化设计。 并行设计取代串行设计─如并行设计。 微观的取代宏观的─如微－纳米摩擦学设计。 系统工程法取代分部处理法─如系统工程。 自动化设计取代人工设计的转化─如计算机辅助设计。 §1 材料的疲劳特性 §2 机械零件的疲劳强度计算 §3 机械零件的抗断裂强度 §4 机械零件的接触强度 第三章 机械零件的强度 §1 材料的疲劳特性 ☆疲劳失效的特点 第二章 机械零件的疲劳强度及轴的设计计算 机械零件的强度，是指机械零件抵抗各种机械性破坏的能力。 早期的机械零件强度设计只限于静强度计算。到了19世纪中叶，从火车轮轴大量疲劳断裂的事故中发现了在交变应力作用下的疲劳破坏现象，开始了对疲劳强度的研究。实际上，常用的机械零件很多是在交变应力作用下工作的，疲劳破坏是其主要的失效形式之一。 ⑴工作应力值较低； ⑵疲劳失效过程：裂纹萌生、裂纹扩展和断裂； ☆变应力的种类 ☆变应力的特征参数 平均应力 应力幅 循环特征（应力比） 稳定循环变应力 非稳定循环变应力 随机性非稳定变应力 规律性非稳定变应力 变应力的种类 对称循环变应力 脉动循环变应力 非对称循环变应力 ☆稳定循环变应力的分类—— σa=0 σm=σmax r= +1 r = 0 r= -1 -1＜ r＜1 σmin=0 σm=0 ☆疲劳强度的基本理论 疲劳破坏的类型 应变疲劳（低周循环） 应力疲劳（高周循环） 特点：应力水平高，循环次数少。材料因应变疲劳而破坏，∴用许用应变值来控制 特点：应力水平低，循环次数多。材料因应力疲劳而破坏，∴用许用应力值来控制 特点：应力水平低于某一数值，裂纹停止扩展。 ★疲劳曲线时） m、C为试验常数 有限寿命疲劳极限 持久疲劳极限 疲劳极限 寿命系数 必须注意： Nc是对应于材料疲劳曲线转折点的应力循环次数，而循环基数N０是人为规定的一个循环次数。设计手册中的N０，可能等于Nc，也可能不等于Nc，这是查手册时应当弄清楚的，不要把二者弄混淆了。 ☆疲劳曲线（σ—N 曲线） 疲劳曲线是用一批标准试件进行疲劳实验并用统计处理的方法得到的。即以规定的循环特征r的变应力（通常取r =-1)加于标准试件，经过N次循环后不发生疲劳破坏时的最大应力称为疲劳极限应力σrN。通过实验，可以得到不同的σrN时相应的循环次数N，将结果绘制成疲劳曲线，即σ-N曲线。 ◆材料不同，疲劳曲线不同： ◆同样的材料，循环特性不同，疲劳曲线不同： ◆可靠度不同，疲劳曲线不同： 通常，未加说明的疲劳曲线，均指循环特性 r = -1、可靠度R=50%的疲劳曲线。 ☆疲劳极限应力图（适用于非对称循环变应力） S 曲线AC上方区域内坐标点所对应的最大应力值，都超过材料的疲劳极限。 曲线AC下方区域内坐标点所对应的最大应力值，均低于材料的疲劳极限。 C 1.疲劳极限应力图——疲劳寿命一定时，应力比r不同，材料的疲劳极限σrN亦不同，它们之间的关系可用平均应力（rm ）和应力幅（ra ）绘成的曲线图表示。 对称循环应力点 静应力点（脆性材料） 脉动循环应力点 静应力点（塑性材料） 2.塑性材料极限应力线图的简化 E ①直线ES 段方程 ②直线AE 段方程（用两点式求出） 等效系数，取值见表 有关扭转（剪应力）的简化疲劳曲线方程及当量应力幅计算式可仿照正应力方法确定。 工程上为计算方便，用折线AES近似代替曲线ABC。即折线上任意点的坐标（σrm、σra）代表某一循环特性下的疲劳极限。 由上式可看出，非对称变应力可以转化为对称循环疲劳极限σ-1。由此推论： ☆影响疲劳强度的主要因素三个方面： 1 应力集中的影响 零件截面尺寸突变处（如过渡圆角、键槽、小孔、螺纹）及过盈配合处会产生应力集中，使局部应力大于公称应力。以疲劳缺口系数k（或k ）考虑其对零件疲劳极限的影响。 几种典型机械零件的k、k 值附录表。 2 尺寸效应 零件尺寸越大，在各种冷、热加工中出现缺陷的概率越大，疲劳强度就越低。以尺寸系数（或）考虑其对零件疲劳极限的影响。 钢制零件的、值见附录表。 3 表面状态的影响 指零件表面粗糙度、表面强化的工艺效果及工作环境对零件疲劳极限的影响。 以表面状态系数 考虑其影响。 各种表面状态的 值见附录表。 §2 机械零件的疲劳强度计算 1 应力集中的影响：以疲劳缺口系数k（或k ）考虑其对零件疲劳极限的影响。 2 尺寸的影响：以尺寸系数（或）考虑其对零件疲劳极限的影响。 3 表面状态的影响：以表面状态系数 考虑其影响。 4 综合影响系数 以上三个因素只对应力幅有影响，而对平均应力没有明显影响。因此，为简化计算，将三个系数综合为一个系数，称综合影响系数(k)D或(k)D。即 ☆影响疲劳强度的主要因素三个方面： §2 机械零件的疲劳强度计算 稳定变应力机械零件的疲劳强度计算 对称循环下，疲劳强度条件式是： 许用应力法 规定的安全系数 某些不对称循环下，疲劳强度条件式可取： 零件的许用应力幅 材料的对称循环疲劳极限 稳定变应力机械零件的疲劳强度计算 安全系数法 危险截面处的安全系数 许用的安全系数 机械零件受单向应力，是指其只承受单向正应力或单向切应力。 ①对于试件，安全系数为： ②对于实际工作的零件，还应考虑综合影响因素，则零件的实际安全系数为： 1. 单向稳定变应力的安全系数 ⑴当试件受对称循环应力作用时 ⑵当试件受非对称循环应力作用时 ◇工作应力点——m或n点，坐标为（σm，σa），则： ◇极限应力点（试件的破坏点）——M或N点，坐标为（σrm，σra），在AES线上． ◇安全系数为： ◇不同的工作情况，工作应力增长的规律不同，极限应力点的位置不同，常见的有三种…… N（σrm，σra）： M（σrm，σra）： ①r =常数的情况 （例如：绝大多数转轴） 即纵、横坐标之比为常数 两个区域 OAE区：疲劳强度区 OSE区：静强度区 其安全系数见公式。 ②σm=常数的情况 两个区域 OAEH区：疲劳强度区 SEH区：静强度区 （例如：振动着的弹簧） 其安全系数见见公式。 ③σmin=常数的情况 两个区域 OGEF区：疲劳强度区 SEF区：静强度区 例如：紧螺栓联接的螺栓承受轴向变载荷时 其安全系数见有关公式． G 2、复合稳定循环变应力的安全系数 例如：转轴工作时，往往同时产生弯曲应力和扭转应力，即在复合循环变应力状态下工作。 目前，对于复合循环变应力作用下的零件安全系数的计算，理论和试验研究都很不充分；只对于周期相同、相位相同的弯曲和扭转对称稳定循环变应力所组成的复合变应力的研究较成熟。对于一般结构钢，当其同时有周期相同和相位相同的弯曲和扭转对称稳定循环变应力时，弯、扭复合对称循环变应力下的强度条件式为：  3、许用安全系数的选择 Sσ、Sτ——为单向应力状态安全系数值。 ☆课堂练习 2、图示的齿轮传动，试确定齿轮B上轮齿的弯曲应力循环状态。 假定： （1）齿轮B为“惰轮”（中间轮），A为主动轮，c为从动轮。 （2）齿轮B为主动，A和C均为从动轮。 1、如图所示某旋转轴受径向载荷F=12kN作用，已知跨距L=1．6m，直径d＝55mm，轴的角速度为ω，求中间截面上A点的应力循环特性。 例如：专用机床的主轴及高炉上料机构的零件。这类问题应根据疲劳损伤累积假说进行计算。 非稳定变应力机械零件的疲劳强度计算 ☆疲劳损伤累积理论——Miner法则 1、假说内容是：在使初始裂纹形成和扩展的过程中，零件或材料内部的损伤时逐渐积累的，累积到一定程度才发生疲劳破坏，而不论其应力谱如何。 2、假说的数学表达式： 非稳定循环变应力 规律性非稳定循环变应力 随机循环变应力 例如：汽车的钢板弹簧。其载荷和应力受载荷大小、行车速度、轮胎充气程度、驾驶员的技术水平以及路面状况等的影响。应根据试验，求载荷变化的统计规律，然后用统计疲劳强度的方法去处理。 假设应力每循环一次都对材料的破坏起相同的作用，则σ1每循环一次对材料的损伤率为1/N1。而n1次循环的损伤率就为n1/N1；…… 非稳定变应力机械零件的疲劳强度计算 ☆疲劳损伤累积理论——Miner法则 1、假说内容是：在使初始裂纹形成和扩展的过程中，零件或材料内部的损伤时逐渐积累的，累积到一定程度才发生疲劳破坏，而不论其应力谱如何。 2、假说的数学表达式： 非稳定循环变应力 规律性非稳定循环变应力 随机循环变应力 3、自从假说提出后，曾作了大量的实验研究，以验证假说的正确性。 试验证明：①当各个作用的应力幅无巨大的差别以及无短时的强烈过载时，这个规律是正确的；②当各级应力是先作用最大的，然后依次降低时，式中的等号右边将小于1；③当各级应力是先作用最小的，然后依次升高时，则式中等号右边要大于1。 ⑴按损伤等效的原则将零件承受的规律性非稳定变应力折算成等效稳定变应力。 ⑵按等效稳定变应力进行强度计算，有两种方法： ①等效循环次数法；②等效应力法。 ⑶损伤等效的原则是：等效后应力的寿命损伤率等于规律性非稳定变应力中各应力的累积寿命损伤率之和。 如设：在等效应力σv 作用下的疲劳寿命是N1次，循环的等效次数是Nv次，其寿命损伤率为： 。 按寿命损伤等效原则： 说明寿命损伤与σv和Nv有关 非稳定变应力疲劳强度计算 1、 等效循环次数法 ①如：取σ1作为计算的基准应力，用σv 表示； ②由: ——将等效循环次数作为有限寿命看待，然后求对应的有限寿命疲劳极限σ-1v ③当规律性变幅循环应力中各应力为对称循环时： ④当规律性变幅循环应力中各应力为非对称循环时： 2、等效应力法 ——先取Ne=N0，然后求对应N0下的等效应力σd 。 具体求法：（略） ☆提高疲劳强度的主要措施 1. 减少应力集中； 2. 提高零件表面加工质量； 3. 采用能提高材料疲劳强度的热处理及强化工艺。 两圆柱体综合曲率半径ρv=ρ1ρ2/(ρ2±ρ1) 材料综合弹性模量E=2E1E2/(E1+E2) 最大接触应力 F 机械零件的接触疲劳强度 第四章摩擦、磨损和润滑基础 §1 摩擦 §2 磨损 §3 润 滑 第四章摩擦、磨损和润滑基础 §1摩擦 一、摩擦定律 古典的库仑摩擦定律内容归纳如下： ⑴摩擦力的大小与接触面间的法向力成正比，而与接触面积的大小无关，即 摩擦力 法向力 摩擦因（系）数 ⑵摩擦力的方向总与接触表面相对运动速度的方向相反。 ⑶摩擦力的大小与接触面间的相对滑动速度无关。 ⑷静摩擦力大于动摩擦力。 二、摩擦的种类及其基本性质 按运动状态分 按运动形式分 按润滑状态分 2、流体摩擦（流体润滑） ： 3、边界摩擦（边界润滑）： 多层分子吸附膜的摩擦模型 润滑油（主要是石油产品）中的脂肪酸是一种极性化合物，它的极性分子能牢固地吸附在金属表面上。 极性团 §2磨损 关于磨损的几个概念 ： ①磨损使摩擦表面的物质不断损失的现象； ②磨损量以厚度、重量、体积为单位表示磨损造成的材料损耗； ③磨损率单位时间的磨损量； ④耐磨度磨损率的倒数； 一、典型宏观磨损过程 1、磨合磨损阶段 2、稳定磨损阶段 3、剧烈磨损阶段 二、磨损的分类 1、粘着磨损 轻微磨损（如：缸套-活塞环 ）； 涂抹（如：重载蜗轮副的蜗杆）； 擦伤又称拉伤（如：内燃机铝活塞壁-缸体）； 撕脱（如：主轴-轴瓦的轴承表面）； 咬粘（如：不锈钢螺栓与不锈钢螺母在宁紧过程中）。 3、表面疲劳磨损 点蚀、剥落（鳞剥） 2、磨粒磨损 三、磨损的转化 四、影响磨损的因素 五、减少磨损的主要方法 §3 润 滑 一、润滑的分类 按润滑剂的物质形态分 按摩擦面间的润滑形态分 二、润滑状态的转化 h→0 h=R h≥R h—间隙，F—压力； R—表面粗糙度 三、润滑剂 ⑴液体润滑剂即润滑油 ②矿物油 ③合成油 ①动植物油 1、分类 ⑶固体润滑剂 ⑵润滑脂 钙基润滑脂 耐水不耐热 钠基润滑脂 耐热不耐水 铝基润滑脂 锂基润滑脂 耐水且耐高温 耐水，可防锈 石墨、MoS2、聚四氟乙烯 ⑷气体润滑剂 空气、氢气、氮气、二氧化碳等 有粉剂、涂膜、粘结膜或喷涂膜等形式， 主要用于高温、超低温、真空等场合。 适用于高速、轻载场合，对环境无污染。 用以满足低温、高温、粘温性能、化学安定性、真空和抗辐射、阻燃性等条件 三、润滑剂 2、润滑油的主要性能指标 ①粘度 ②油性 ③倾点（凝点） ④闪点与燃点 2、主要性质 粘度↑ → 内摩擦阻力↑ ，流动性↓ 吸附能力越强，油性越好 是衡量润滑油高温性能的尺度 是衡量润滑油低温性能的尺度 3、润滑剂的选用 ⑴工作条件； ⑵工作温度； ⑶周围环境； ⑷润滑部位和方式。 ③其它 四、添加剂 五、润滑油的粘度 1、动力粘度η 2、运动粘度υ 3、相对粘度（条件粘度） η=1N·s/m2或1Pa·s （SI制） 第五章 螺纹联接及螺旋传动 §1 螺纹 §2 螺纹联接 §3 螺纹联接的预紧 §6 螺纹联接组的设计 §5 螺纹联接的强度计算 §8 提高螺纹联接强度的措施 §7 螺纹联接件的材料与许用应力 §9 螺旋传动 §4 螺纹联接的防松 第五章 螺纹联接及螺旋传动 ★ 螺纹的形成——展开为三角形 ★ 螺纹的主要参数 大径d（ D ）（公称直径） 小径d1 （D1）（计算直径） 中径d2（D2） 螺距P 线数n 导程s（s=nP） 螺纹升角

　　 牙型角α §1 螺 纹 ★螺纹的类型 三角形螺纹 （用于联接） 矩形螺纹 梯形螺纹 （用于传动） 锯齿形螺纹 普通螺纹 管螺纹 粗牙 细牙 圆柱管螺纹 圆锥管螺纹 ※轴线垂直放置，螺旋线向左上升——左旋 螺旋线向右上升——右旋 左旋 右旋 ◇按线数分 单线 双（多）线 ◇按牙形分 ◇按旋向分 ★问题：常用螺栓的螺纹是——？ 单线、粗牙、右旋的普通螺纹 右旋 左旋 右旋 ★机械制造中常用螺纹种类及标准 ★螺纹联接的主要类型与结构 普通螺栓联接（受拉螺栓联接） 铰制孔用螺栓联接（受剪螺栓联接） 双头螺柱联接 螺钉联接 紧定螺钉联接 δ＝0 §2 螺 纹 联 接 §3 螺栓联接的拧紧 ②拧紧力矩： 式中： M1——螺纹副摩擦阻力矩; M2——螺母与支承面间的摩擦力矩; ③对于重要的螺纹联接必须控制其预紧力，为什么？ ∵对于M10～M64的钢制粗牙普通螺纹，将其有关参数的统计平均值代入公式→ 而一般标准扳手的长度为 L≈15d ，Kt=0.2; 则： 若：FT=200N，则：F’= 15000N ①拧紧的目的？ ——增强联接的可靠性、紧密性和防松能力。 F’ ④预紧力的控制推荐： 螺栓材料的屈服极限 ⑤控制预紧力的方法 §4 螺纹联接的防松 ——防止螺旋副相对转动 摩擦防松 机械防松 粘合 冲点 弹簧垫圈 对顶螺母 开口销 止动垫圈 破坏螺纹副的运动关系防松 螺纹联接件一般采用： 单线粗牙的普通螺纹： 螺纹升角

　　=1°42′～3°2′螺旋副的当量摩擦角ρ′=6.5°～10.5° 问：能否自锁？ ——显然能 但为什么还要防松？ ①能保证自锁的条件是：静载荷和工作温度变化不大的场合。 ②在冲击、振动或变载荷作用下，螺纹副间的摩擦力可能在瞬间减小或消失。 ③这种现象多次重复后，会使联接松脱。 摩擦防松 摩擦防松 机械防松 机械防松 破坏螺纹副的运动关系防松 课堂练习 一、查出下列螺栓的螺距、大径、中径及小径： M10、M10×1、M12、M12×1.5、 M24 课堂练习 二、图中，两块板的厚度均为25mm，求所需螺栓长度（注：加弹簧垫圈）。 §5 单个螺栓联接的强度计算 ★强度计算的目的： 确定或验算螺栓危险截面的尺寸（直径） ★其它部分的尺寸以及螺母、垫圈的尺寸 是根据等强度条件确定的，通常不需进行强度计算。 受拉螺栓 受剪螺栓 一、 受剪螺栓联接的强度计算 ★特点: ①孔和杆之间无间隙，多用配合尺寸，能精确定位，但加工精度要求高。 ②加横向载荷F后，靠挤压和剪切承担载荷。 ③主要失效形式为：压溃、剪断。 ★强度计算： 挤压强度条件： 剪切强度条件： 工作时，螺栓受纯拉伸，工作载荷为 F（N）。 —— 校核式 —— 设计计算式 1、松螺栓联接的强度计算 ★特点： 装配时，螺母不拧紧； ★强度计算： 二、 受拉螺栓联接的强度计算 放映 （1）仅承受预紧力的紧螺栓联接 ——普通螺栓联接（受拉螺栓联接） 2、紧螺栓联接的强度计算 ★特点：装配时，螺母需拧紧,螺栓受预紧力（预加锁紧力）F’和螺纹阻力矩M1的作用。 ★特点：所加载荷为横向工作载荷F（载荷方向⊥螺栓轴线），加载后，螺栓受力不发生变化，而靠预紧力产生的摩擦力抵抗外载荷。 ★强度计算：要考虑到螺栓杆同时受拉应力和扭转剪应力的作用。 ∵螺栓是塑性材料 ∴应按第四强度理论求拉扭合成当量应力： ★系数 1.3的含义是—— ※对于普通螺栓联接的标准螺栓来说，虽然同时受拉应力和扭转剪应力作用，但计算时可作为纯拉伸的情况处理，即只需将拉伸载荷加大30%以考虑扭转剪应力的影响。 —— 校核式 （5-9） —— 设计式 （5-10） ★简化处理如下：对于M10～M64的钢制普通螺栓 →

　　、 d2 /d1取统计平均值、′ =arctan0.17 →  ≈0.5  因此，当量应力为： 其中： 典型实例：压力容器缸盖上的螺栓联接 （2）承受预紧力和轴向静载荷的紧螺栓联接 ★特点：装配时，螺母需拧紧，螺栓受F′和M1作用; 加载后， 螺栓总拉力： F0 = F′+F ？ ★工作拉力F： F0≠F′+F ★受力变形分析： 螺栓 被联接件 无力无变形 无力无变形 受力F’变形δb 受力F’变形δm 变形δb＋Δδ 受力F+F” 变形δm－Δδ 受力 F” ★因此，工作状态下螺栓所受总拉力为： δm－Δδ δb＋Δδ ★受力变形关系图 （图5-12） 若Cb 和Cm 分别表示螺栓与被联接件的刚度，则由图可得： F0 = F + F″ F0 =F＋⊿ F F0 = F′+KcF F′ = F″+(1- Kc)F F″= F′ -(1-Kc)F 其中： Kc— 螺栓与被联接件的相对刚度，与联接的材料、结构等有关。当螺栓与被联接件均为钢制时，一般仅决定于垫片的材料：金属垫片Kc =0.2～0.3；皮革垫片Kc =0.7；铜皮垫片Kc =0.8；橡胶垫片Kc =0.9。 ◆有紧密性要求的联接，取 F” =( 1.5～1.8 ) F ◆对不太重要的联接:◇若外载荷稳定，取F”=（0.2～0.6）F ◇若外载荷有变动，取F”=（0.6～1.0）F ◇对地脚螺栓，取 F”≥ F ★设计与计算 ①联接不出现缝隙，应满足 F” ＞ 0 ②螺栓的强度条件： （5-15） （5-16） （3）受轴向变载荷的紧螺栓联接 螺栓的载荷幅： 螺栓的疲劳强度： §7 螺栓联接件的许用应力 一般：Q235、Q275、35钢、45钢 特殊用途：15Cr、40Cr ◆螺栓的材料： σ0.2——试样在拉伸过程中，标距部分残余伸长达到原标距长度的0.2%时的负荷除以原横截面积所得的应力。 §7 螺栓联接件的许用应力 ◆螺栓的许用拉应力 1、受静载荷时： 松螺栓联接：S=1.2～1.7； 紧螺栓联接：S——查表5-7。 2、受轴向变载荷时： 设计要点： ◆对于重要的场合、不控制预紧力时，要求使用 M16螺栓。 ◆设计时通常先估计d→ 查许用应力 →设计计算求出 d1→取d→判断是否与假设接近，否则须重新设d→查许用应力→再进行计算，直至符合所设的d。 ◆螺栓成组使用→受力最大的螺栓→单个螺栓计算→采用同一尺寸 §6 螺纹组联接的设计 1．螺栓组受力分析的目的 2 ．受力分析中的几个假设条件 3 . 螺栓组受力分析 2)承受横向载荷F∑ 3)承受转矩T 1)承受轴向载荷FZ 4)承受倾翻力距M １）螺栓组中各螺栓的材料、直径、长度和预紧力均相同； ２）螺栓组的对称中心与联接接合面的形心重合； ３）假定底板为刚体，受载后联接接合面仍旧保持为平面。 主要是要找出螺栓组中受力最大的螺栓及其所受力的大小，为螺栓联接的强度计算提供依据。 一、承受轴向载荷FZ 假设载荷在每个螺栓上均匀分配，则工作拉力F： 需注意： ①螺栓个数参考螺栓间距t0确定。 ②分布在同一圆周上的螺栓的数目，应取成4、6、8等偶数，以便于在圆周上钻孔时分度和画线。 二、承受横向载荷Fs∑ ①普通螺栓联接 假设螺栓组中的每个螺栓的预紧力F′ 都相同，并且由此而引起的摩擦力均集中在螺栓的中心。则 z Fs∑ m K ②铰制孔用螺栓联接 于是，有 ≥ 假设载荷在每个螺栓上都是均匀分配，则 K——可靠性系数，K=1.1～1.3 三、承受转矩T ①普通螺栓联接 仍旧假设每个螺栓的预紧力均相同，于是有 ≥ T K 由此可得 (5-23) 三、承受转矩T ②铰制孔用螺栓联接 解此静不定方程要点： ①假定底板为刚体，受载后接合面仍保持为平面，即变形全由螺栓承担。 ②螺栓组受后，刚性底座协调了各螺栓的变形量λsi，即 由力的平衡： 于是有： ③∵假定各螺栓的材料、直径、长度均相同， ∴它们的剪切刚度也相同，剪切刚度 三、承受转矩T ②铰制孔用螺栓联接 螺栓的受力大小Fsi与其到回转中心的距离ri成正比，即 由力的平衡： 于是得 即： (5-24) 四、承受倾翻力距M ⑶由力的平衡条件可得： 解此静不定方程要点： ①假定底板为刚体，受载后接合面仍保持为平面，即变形由螺栓和基座承担。 ②螺栓组受M 后，刚性底座协调了各螺栓的变形量，即每个螺栓的变形量是与其到对称轴的距离称正比。同理可知：变形愈大，受力也愈大。 ⑴螺栓先拧紧，拧紧后螺栓受预紧力（产生拉伸变形），基座被压缩（产生压缩变形） ⑵在M 作用下，o-o轴线左侧的螺栓承受工作拉力（螺栓被进一步拉伸）， o-o轴线右侧的基座承受工作压力（螺栓被放松，预紧力减小） 四、承受倾翻力距M 于是: ①受力最大的螺栓所承受的载荷为： ②接合面受压一侧不被压溃的条件 ③接合面受拉一侧不出缝隙的条件 螺栓的受力大小Fi与其到对称轴线的距离ri成正比，即 (5-25) (5-26) (5-27) 几点分析结论 ⒈实际应用中，螺栓组所受的工作载荷常常是以上四种简单受力状态的不同组合，都可利用静力分析方法将复杂的受力状态简化为上述四种简单受力状态； ⒉一般情况下，对于普通螺栓可按轴向载荷与弯矩确定螺栓的工作拉力；按横向载荷与扭矩确定螺栓的预紧力；尔后确定螺栓的总拉力。 ⒊铰制孔用螺栓应根据横向载荷和转矩确定螺栓的工作剪力。 ⒋不管螺栓组的载荷状态如何复杂，就螺栓组中单个螺栓而言，其受力只有两种情况：①轴向力；②横向力。 §8 提高螺栓联接强度的措施 一、改善螺纹牙上载荷分布不均现象 ⑴载荷分配不均现象及其产生的原因 ⑵改善措施 ①悬挂螺母；②环槽螺母；③内斜螺母；④组合螺母（环槽与内斜组合等）。 二、降低应力幅 ⑴降低螺栓的刚度 ⑵提高被联接件的刚度 具体措施：①使用空心螺栓；②减小螺栓直径；在螺母下面假装弹性元件可达相同效果 具体措施：①合理设计联接的结构；②避免在被联接件接合面上使用刚性小的垫片；③在被联接件接合面间加装刚性大的垫片 三、减少附加弯曲应力 凸台 鱼眼坑 例题： （二）螺栓组的结构设计 ①力求对称布置，以使接合面受力均匀 ②分布在同一圆周上的螺栓数应为３、４、６、８等易于分度的数目，以利划线钻孔 ③尽量使螺栓受力合理、均匀，并尽量减小螺栓的受力 放映 ④螺栓排列应有合理的边距、间距，以保证装拆时的扳手空间 ⑤同一螺栓组中的所有螺栓均应采用相同材料、直径和长度 螺旋传动的类型与特点 一、螺旋传动的组成与功用 ⒈组成：螺旋传动是由螺杆与螺母构成的 ⒉功用：将回转运动转变为直线 螺旋传动 二、螺旋传动的类型与特点 按照螺纹副的摩擦性质分类 滑动螺旋传动 滚动螺旋传动 静压螺旋传动 按照螺旋传动的用途分类 传力螺旋 传导螺旋 调整螺旋 优点：结构简单、制造方便、传动平稳、噪声小，可获得很大的减速比，从而能够承受较大的轴向载荷，并可实现自锁。 缺点：磨损大、效率低。 优点：摩擦损失比滑动螺旋小，故而效率高； 缺点：滚动体需要返回通道，体积大，制造成本高。 优点：传动摩擦损失和磨损都很小，效率很高； 缺点：需要有一套油路装置，结构复杂。 主要用来传递动力的螺旋传动. 主要用来传递运动的螺旋传动. 主要用于调整、固定零件位置的螺旋传动. 螺旋面间注入静压油，为液体摩擦状态。 螺旋面间装有滚动体的螺旋传动，为滚动摩擦状态. 螺杆与螺母直接接触，彼此间为滑动摩擦状态. 返回通道 三、滑动螺旋传动常用螺纹种类及其特点 滑动螺旋传动常用螺纹种类 ②梯形螺纹 牙形为矩形，无通用标准。其特点为：当量摩擦系数小，效率高，但加工较难，牙根强度较弱，磨损后间隙不能调整。 牙形为梯形，已经标准化。特点是当量摩擦系数较矩形螺纹高，效率低。但加工容易、牙根强度高、对中性好、间隙可以调整。 牙形为非等腰梯形，效率与矩形螺纹相近，有梯形螺纹的牙根强度高、对中性好；但只适用于单向载荷。 第六章 键、花键、销和成形联接 键联接 无键联接 花键联接 销联接 第六章 键、花键、销和成形联接 §1 键联接 一、分类 键联接的类型 键联接主要用于轴和轴上旋转零件之间的周向固定并传递转矩或沿轴向的滑动导向。键是一种标准件，其类型很多。 1、平键联接（1）普通平键联接 ※工作面：两侧面 ※工作原理：靠侧面的挤压传递转矩。 轮毂 轮辐 轮缘 轴孔 平键联接的分类 （2）导向平键和滑键 导向平键 滑键 2、半圆键联接 半圆键的工作面、传力方式、受力情况与强度计算方法等均与平键相同。半圆键与平键比较，前者的工艺性好，但对轴的强度削弱较大。 ①特点：结构简单、工艺性好、对中性良好、键可在槽内摆动，故装配方便；但对轴的消弱较大。 ②应用：主要用于轻载、窄轮毂和锥形轴端的结构中。 ※工作面：上下面； 普通楔键 钩头楔键 ※工作原理：靠楔紧作用产生的摩擦力传递转矩。 3、楔键联接 普通楔键 钩头楔键 4、切向键联接 特点：承载能力很大，适于传递大的转矩；但对轴的削弱较大，且会引起轴上零件与轴的配合偏心；有正反转要求时，必须用两对切向键。 ★双键联接问题： 例题： 当使用单键联接不能满足联接的强度要求时，可采用双键联接。试说明为什么使用两个平键联接时，一般设置在同一轴段上相隔180°布置；采用两个楔键联接时，相隔120°左右；采用两个半圆键联接时，则常设置在轴的同一母线上？ （见题图） 二、平键联接的强度计算 1、键的选择 键是 标准件：类型选择→尺寸的选择→强度校核计算 1)类型选择：根据联接特点、要求、工作条件定 2)尺寸选择： ①由轴径d查标准→剖面尺寸b×h ②由轮毂长度B→键长L→选标准系列值 例：已知轴的直径d=50mm、轮毂宽度B=90mm，要求选择键的尺寸。 ①选择剖面尺寸： ②选择键的长度： 由d→b×h=14×9 L=B-2×（3～5）=90-8=82 mm 取标准长度：L=80mm 2、平键联接的强度校核 ※主要失效形式： 挤压→压溃 σp  [σp] 剪切→剪断   [] 动联接：+ 工作面磨损→ p  [p] 其中： k —— 键与轮毂的接触高度（mm），一般取k≈h/2； l—— 键的接触长度（mm），双 圆头键→ l =Lb [σp]——查表6-1 静联接 ★强度条件: §2 花键联接 优点：⑴承载能力大；⑵键槽较浅，对轴的强度削弱较轻；⑶具有较平键更好的定心性和导向性；⑷装拆性能好。 缺点：花键需要专用设备制造，成本较高。 花键联接适用于定心精度较高、载荷较大或经常滑动的联接。 一、花键联接的特点 花键轴 花键孔 二、花键联接的分类和构造 ①有两个系列（轻、中系列）； ②定心方式：小径定心，定心精度高、定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形。 ③加工简便，应用广泛。 ①与矩形花键比较，具有工艺性较好、制造精度较高、键齿根部强度高、应力集中小、易于定心等特点。 ②有两种压力角：一种为45º，一种为30 º。前者与后者比较，因其齿高较小，承载能力较低，多用于轻载、直径小以及薄壁零件的联接。 ③ 定心方式：齿形定心，有利于各齿均匀承载。 ⑵渐开线花键 ⑴矩形花键 三、花键联接的计算 一般花键的齿数、尺寸、配合等均应按标准选取，而后进行强度校核（式6-4、6-5）。 ★其他联接形式 1、过盈配合联接 2、弹性环联接 3、成形（无键）联接 4、销联接 第8章 带传动 概述 带传动的张紧装置 普通 V 带传动的设计 带传动的工作情况分析 作业要求 普通V带轮 课堂练习 第八章 带传动 主动轮 从动轮 传动带 ———带中间挠性件（传动带）的摩擦传动※ ★带传动的工作原理 §8-1 概述 ★带传动的特点 带传动优点： 传动平稳、噪声小、可以缓冲吸振。 过载时打滑，有过载保护作用。 适用于两轴中心距较大的传动。 结构简单，加工和维护方便、成本低。 带传动缺点： 传动的外廓尺寸较大。 存在弹性蠕动现象，不能保证固定不变的传动比。 轴及轴承受力较大。 传动效率较低，V带传动约为0.94～0.97。带的寿命短 ，仅约3000～5000小时。 带传动中的摩擦会产生电火花，不宜用于易燃易爆场合。 一般需要有张紧装置。 因此，带传动多用于两轴传动比无严格要求，中心距较大的机械中 。一般，带速v=5～25m/s,传动比i8,传递功率P≤45kW。 ★带传动的类型 (按剖面形状分) 平型带传动 V带传动 圆形带传动 同步齿形带传动 ★带传动的类型（按传动方式分） 开口传动 交叉传动 半交叉传动 多楔带 ★问题： 相同条件下，普通V带传动与平带传动相比较，谁能传递更大的功率？ ★答： ∵极限摩擦力为： 平带传动 V带传动 对于普通V带，φ=32°～38 ° 。若取μ=0.3，则平均μV =0.51。∴相同条件下，普通V带传动比平带传动能传递更大的功率。 ★平带传动和V带传动的比较 ◇V带的结构 拉伸层（顶层） 强力层 压缩层（底胶） 包布层 V 带的类型与结构 ★V型带 普通V带 窄型V带 ◇ V带的结构 ◇普通V带标准 1、按剖面尺寸分：Y、Z、A、B、C、D、E几种 小 大 2、轮槽基准宽度 (节宽) bp 和带轮基准直径dd(节圆直径) 3、V带基准长度Ld（节线长度） V 带的类型与结构 ★V型带 普通V带 窄型V带 关键词： 预（初）拉力F0 紧边拉力F1 松边拉力F2 有效拉力Fe §8-2 带传动的工作情况分析 （紧边） （松边） （未工作时） （工作时） ★带传动的受力分析 ★紧边拉力F1与松边拉力F2之关系——挠性体摩擦的欧拉公式 （1）欧拉公式：当F0一定，且当带在带轮上即将打滑时， ΣFμ达到极限值，此时有： 带与带轮的包角 带与带轮间静摩擦系数 自然对数的底 ①带是理想的挠性体→带在工作时无内摩擦力和离心力。 ②忽略带的弹性变形、厚度与重量。 （2）欧拉公式的假设条件： (3)欧拉公式的力学模型（以平带为例） ①取微段带长为分离体，受力分析如图： ②列力的平衡条件式： ①、②式联立可得： ③积分 →欧拉公式: 由上式可知： F0↑、 α↑、f↑，则Fe↑，传递的功率愈大。 但 F0过大，则拉应力↑, 带的工作寿命↓, 轴和轴承受力↑。 f过大，则磨损增加，∴带轮表面粗糙度要适当。 ★带的应力分析 1、传动带工作时，带的横剖面上存在三种应力※： ⑴、由紧、松边拉力F1、F2→拉应力σ1、σ2（作用于带的全长） ⑵、由带本身质量引起的离心拉力→离心拉应力σc（作用于带的全长） ⑶、带绕过带轮时，因弯曲→弯曲应力σb1、σb2 （作用于弯曲段上） A—带的截面积，mm2 q—传动带单位长度的质量，kg/m, 见表8-1 v—带的圆周速度，m/s E—带的弹性模量，MPa； h—带的厚度，mm； dd—带轮的基准直径，mm； 3、结论：⑴ 带是在变应力下工作的→带的疲劳损坏。⑵ 带的紧边开始进入小带轮处应力最大。⑶ 最大应力值为：σmax=σ1+σb1+σc。 2、传动带的应力分布图 ★带传动的弹性滑动 1、弹性滑动 ——由于带的弹性变形不同而引起的微小局部蠕动。 设：v—传动带的带速； v1—主动带轮圆周速度； v2—从动带轮圆周速度。 可见：由于弹性滑动的存在，使得 ※ ① v2＜v＜v1； ② 带传动不能保证固定的传动比； ③ 引起带的磨损并使效率降低。 主动轮上： 2、打滑 ——带的弹性滑动遍及全部接触弧，带在带轮上发生了全面滑动。 3、滑动率ε 4、传动比 i 通常取ε=0.01～0.02 当传动比不要求严格计算时，可忽略ε的影响，即 问题：弹性滑动和打滑的区别？※ ★带传动的设计准则 ∴单根V 带所能传递的功率 （许用功率）为： （kW） 但需注意实验条件：载荷平稳，包角为180°，传动比 i=1, 特定带长，承载层材质为化学纤维，规定的循环次数。当设计条件与实验条件不符时，应作修正： [σ]与带的材质和应力循环总次数有关，由实验得到 单根V 带的基本额定功率表 ↓ ↓ 长度系数 包角修正系数 功率增量 单根V带额定功率 普通V带传动的设计步骤及方法： 一、已知条件：传递的名义功率P，转速n1，n2（或传动比 i），传动用途，载荷性质，工作环境和外廓尺寸要求等。 二、设计计算任务： ⑴V型带：型号、长度和根数 ⑵ 带轮：直径、结构尺寸 ⑶传动：中心距、带速等 三、设计步骤及参数选择：见例题 ★设计计算和参数选择 1、确定计算功率Pca ①计算功率：Pca=KAP kW 工作情况系数， 传递的名义功率 2、选择V带的型号 粗实线、确定带轮的基准直径 dd1和dd2 要求： ①dd1 ≥ddmin ②dd1 、dd2满足标准直径系列 （一般要求保证Δi≤±5%） 理由：①dd1↓→σb1↑→承载能力↓ ②dd1↑ ↑→dd2↑↑，外廓尺寸↑ 4、验算带速v （m/s） 要求：v =5～25 m/s（推荐v =10～20 m/s） 理由：①P=Fv，当P一定时，v↓则F↑→z↑ ② v↑↑，σc↑ → 摩擦力↓，承载能力↓ ③ v↑↑，单位时间内应力循环次数↑ →寿命↓ 5、计算传动的中心距a和带的基准长度Ld ⑴ 初取中心距a0 要求：a0≈（0.7～2）（ dd1 +dd2） 理由： ① a↓→结构紧凑 ② a↓↓→包角↓（两带轮直径不变的条件下），传动能力↓ ③ a↑↑→外廓尺寸↑，且Lp较长，速度高时易颤动。 ⑵求带的基准长度Ld′ →查表选标准长度Ld ⑶求实际中心距a或按公式近似计算。 ⑷考虑安装调整和补偿因带的伸长导致张紧力减小，实际中心距还需给出最大、最小值。通常取： amin=a－0.015Ld （mm） amax=a＋0.015Ld （mm） 6、验算小轮包角α1 要求：α1≥120°（90°） 理由： ①α1 ↑总摩擦力↑→传动能力↑ ② α1 ↓↓ →易打滑→应↑ a 或加张紧轮。 7、确定带的根数z 要求：z 取≥计算值的整数，通常，z =3～5＜10， 若z＞6，可改选型号。 理由：z↑↑→载荷分布不均↑ 8、计算张紧力F0 9、作用在轴上的载荷（压轴力）FQ 长度系数 包角修正系数 功率增量 1、对带轮材料的要求 重量轻，质量分布均匀，结构工艺性好，易于制造等。 轮槽工作表面应精加工以减少带的磨损，其表面粗糙度Ra≤1.6μm。 2、常用材料 一般传动（v25m/s时）：HT150 重要传动（ v =25～30m/s时）：HT200 高速传动：铸钢或钢板焊接或球墨铸铁 小功率传动：铸铝或工程塑料 ★普通V带轮 3、典型结构 选择题： 1、V带传动中，带横截面的楔角为 °，带轮的轮槽角应 该度数。 a)34 °b)36 °c)38 d)40 ° e)大于 f)等于 g) 小于 d g 带轮轮缘尺寸见表8-10 实心轮 腹板轮 孔板轮 椭圆辐轮 ★带传动的张紧装置 1、中心距可调张紧装置（定期张紧装置----滑道式） 滑轨 电动机 调整螺钉 ★带传动的张紧装置 摆动轴 1、中心距可调张紧装置（定期张紧装置----摆架式） 托板 调整螺钉 ★带传动的张紧装置 2、中心距可调张紧装置（自动张紧装置） 托板 ★带传动的张紧装置 张紧轮 3、中心距不可调张紧装置（加张紧轮） 作业： 试设计一带式运输机 中的普通V带传动。已知电动机的额定功率P=7.5 kW，电动机型号为Y132M-4，转速n1=1440 r/min。要求传动比 i=2.1，两班制工作，要求中心距900mm左右。 作业要求： 1、采用标准作业格式： 2、分组作业： 3～4人一组（自由组合），每人选一组参数设计，然后将设计结果统计列表并进行分析讨论。 首页格式 一、协作小组组员： 级 专业 班 学号 姓名 二、设计参数汇总表 A型带 B型带 90mm 100mm 125mm 140mm dd1 计算项目 三、设计结果比较分析 四、对本次作业形式的看法 ① ② ③ ④ ⑤ ⑥ ⑦ ⑧ 课堂练习: 补充下列标注。 注：①键槽尺寸及偏差查《课程设计》P119表14-24。 ② 键槽的位置公差查《课程设计》P165表18-11和表18-12（其中公称尺寸指键宽b）。 +0.025 0 第9章 链传动 传动链的结构特点 链传动的特点及应用 滚子链链轮的结构和材料 链传动的运动特性 链传动的受力分析 滚子链传动的设计计算 链传动的布置、张紧和润滑 第9章 链传动 2. 工作原理：带中间挠性件的啮合传动。 （按用途分） 传动链 起重链 输送链 套筒滚子链 （滚子链） 齿形链 1. 组成：主、从动链轮+链条 3.分类： §1 链传动的特点及应用 ★特点 过盈配合 ★ 接头形式： 一、滚子链 套筒与销轴 滚子与套筒 间隙配合 ★装配及相对运动关系： 销轴与外链板（外链节） 套筒与内链板（内链节） 内链板 外链板 销轴 套筒 滚子 链节数为偶数时： 大节距 → 开口销（a） 小节距 → 弹簧夹（b） 链节数为奇数： → 过渡链节（c） §2 传动链的结构特点 标记: 链号－排数×链节数 国标号 。如：16A－1×87 GB1243.1－83 ★基本参数和尺寸 表6-8 ★特点：（与套筒滚子链相比） 1）传动平稳、噪声↓；2)允许速度↑ → 25～30m/s； 3）结构复杂、价格↑ 、重量↑ 、装拆维护困难 ★用途：多用于高速或运动精度较高的场合 二、齿形链 圆销式的孔板与销轴之间为间隙配合，加工简便。 轴瓦式的链板两侧有长短扇形槽各一条，并且在同一条轴线上，销孔装入销轴后，就在销轴两侧嵌入衬瓦，由于衬瓦与销轴为内接触，故压强低、磨损小。 滚柱式没有销轴，孔中嵌入摇块，变滑动摩擦为滚动摩擦。 ★分类：（按铰链形式分） 带外导板的 带内导板的 由一组齿形链板并列铰接而成，链板两个工作侧面间夹角为60° ★设计要求: 便于啮入，便于脱开， 便于加工。 ★分度圆——过链条滚子中心的圆。 ★链轮的材料： ①要求耐磨性↑、接触强度↑ →齿面多经表面处理； ②小链轮啮合次数↑ 、冲击↑ →较好材料； ③常用材料：钢和合金钢 ★形状 端面：三圆弧一直线齿形 轴面：两侧呈圆弧状 ★链轮结构见图 §2 滚子链链轮的结构和材料 §4 链传动的工作情况分析 一、链传动的运动不均匀特性——多边形效应 ⑴平均传动比 z1 z2 p p n1 n2 = v平均= ⑵瞬时传动比——多边形效应 设：主动轮的角速度ω1=常数；从动轮的角速度为ω2 ； 链传动的瞬时链速为v 即：链轮每转过一齿，链速就时快时慢地变化一次。因此，即使ω1=常数，链速v （见图11-9）和从动链轮的角速度ω2也是变化的→运动的不稳定和动载荷。——链传动的速度不均匀性，又称多边形效应。 ⑵瞬时传动比——多边形效应 设：主动轮的角速度ω1=常数；从动轮的角速度为ω2 ； 链传动的瞬时链速为v ω1 =r1ω1cosδ1 链速 ： 从动链轮角速度： 瞬时传动比： ∴当d一定，z1↓，p ↑→β变化的范围↑ →链传动的速度不均匀性（多边形效应） ↑。 二、链传动的动载荷 链条的加速度为： 当β=±φ1/2时，最大加速度为： 链传动产生动载荷的原因： 1）链和从动链轮作周期性的加、减速运动→动载荷； 2）垂直于链条运动方向的链条加速度（即链条横向振动） →动载荷； 3）链条与链轮进入啮合瞬间产生冲击→动载荷。 结论： ①当d1一定，z1↓，p ↑→β变化的范围↑→amax ↑→动载荷↑； ②ω1↑ →amax ↑ →动载荷↑ 。 三、链传动的受力分析 1、紧边拉力（由三种力组成）： 1）有效圆周力Fe Fe = 1000 P / v 2）离心拉力Fc 3）悬垂拉力Ff 2、链轮作用在轴上的载荷Ｆp Ｆp≈KfpＦe （当v＜7m/s 时， Fc可以忽略。） 则：紧边拉力F1= Fe + Fc + Ff 一、滚子链传动的主要失效形式 §5 滚子链传动的设计计算 5.链条的过载拉断 : v（ 0.6 m/s ） ↓，F ↑→ 拉断 二、滚子链传动的设计计算 额定功率曲线 润滑不良时 ⒈中、高速（v≥0.6m/s)链传动的设计计算 ⑴滚子链传动设计计算的依据→极限功率曲线 ⑵采用额定功率曲线，单排链水平布置 、载荷平稳、工作环境正常、推荐润滑、使用寿命15000小时、链条因磨损引起的相对伸长量⊿p/p≤3%。 ★若与实验条件不符，应做修正： 工作情况系数 传递的名义功率，KW 齿数系数 多排链排数系数 ★若不能按推荐方式润滑，额定功率及寿命将显著降低。 推荐的润滑方式： ⒉低速（v＜0.6m/s)链传动计算—静强度计算 1 、 传动比 i ∵ i↑→1↓→啮合齿数↓→磨损↑ ； ∴一般要求 imax ≤ 7，推荐 i = 2 ～ 3.5。 三、主要参数的选择 ②z1 ↑↑→ z2 ↑↑→易脱链； ∴ z2= i z1≤120 2、 链轮齿数 z1、z2 ①z1↓→ 运动不均匀性↑、每齿受力↑→磨损↑；∴z1 min ≥17 3、链速v 理由：v ↑ →冲击↑、动载荷↑。 要求：v ≤12m/s 4、 链节距p p ↑→承载能力↑→尺寸↑，但不均匀性↑、动载荷 ↑ 。 选择：满足承载能力的前提下→ p ↓ 例如：高速重载→ 小p 多排链；……。 5、 中心距 a 和链长（节数）LP 一般取： a = (30 ～ 50) p ≤80p 理由： ①a ↓→ 1 ↓ ；L 一定→ N/时间↑ → 疲劳和磨损 ↑ 寿命↓； ②a↑ → 结构尺寸↑、松边垂度↑→易颤动、平稳性↓。 链长计算公式： ★LP 应圆整为整数，最好为偶数。 中心距计算公式： 最好水平布置，紧边在上，松边在下→便于啮入啮出 必须倾斜时→倾角45 ° 防止垂度过大、松边颤动→ 张紧轮 保证润滑 §6 链传动的合理布置和润滑等 一、链传动的合理布置 二、链传动的张紧装置 三、链传动的润滑 张紧轮应装在松边靠近小轮处。 第十章 齿轮传动 齿轮传动概述 齿轮传动的失效形式及设计准则 齿轮的材料及其选择原则 齿轮传动的计算载荷 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 齿轮传动设计参数、许用应力与精度选择 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 标准锥齿轮传动的强度计算 齿轮的结构设计 齿轮传动的润滑 ⑴按工作条件分类 ①闭式齿轮传动齿轮传动封闭在箱体内，具有良好的润滑条件，能防尘。 ②开式齿轮传动齿轮外露，润滑条件差，不能防尘。 ③半开式齿轮传动齿轮在护罩内，但不密封，可以设置油池润滑，润滑条件较好；亦有的仅把齿轮罩上，只起防尘作用，润滑条件较差。 ⑵按齿轮齿面硬度分类 ①软齿面齿轮齿面硬度≤350HBS的齿轮。 ①硬齿面齿轮齿面硬度＞350HBS的齿轮。 ★齿轮传动的特点和分类 ⑴优点与带、链等传动比较，具有传递功率范围大、允许工作转速高、传动效率高、传动比准确、使用寿命长、工作可靠、结构紧凑等。 2、齿轮传动的分类 ⑵缺点工作中有振动、冲击和噪声，并有动载荷产生；无过载保护性能；制造与安装精度高，成本高；须用专门设备制造等。 §1概述 第十章 齿轮传动 1、齿轮传动的特点 中心距a 最好为计算整数。 4.齿宽和齿宽系数

　　d 一般取：b2=b（圆整值）， b1=b2 +（5～10）mm 1. 模数 m 对于一般动力传动，要求：m＞1.5～2。 2. 传动比 i和齿数比 u 两齿轮接触宽度 大齿轮宽度 小齿轮宽度 ★圆柱齿轮的基本参数 ①疲劳折断 ②过载折断 意外过载（或磨损→ 齿厚↓、冲击载荷） →突然折断 初始裂纹→应力重复作用→裂纹扩展→折断 （一）齿轮传动的失效形式 措施： ↑过渡圆角半径； ↓表面粗糙度；对齿根进行强化处理；选用韧性好的材料；采用合理的变位等。 §2 齿轮传动的失效方式及设计准则 1、轮齿折断 2、齿面点蚀 → 是闭式软齿面齿轮传动主要失效形式。 ◆H →变应力、N ↑ →细微裂纹 →扩展 → 剥落； ◆主要发生在节线附近齿根一侧。 措施：↑齿面硬度；↓表面粗糙度；采用粘度高的油；采用较大的变位系数等 3、 齿面胶合 5、 齿面塑性变形 → 是低速、重载的软齿面齿轮传动的主要失效形式。 高速、重载、高温条件下→压力↑、温度↑ 、 油粘度↓→ 金属直接接触→熔焊→撕裂→胶合。 措施： ↑齿面硬度、 ↓表面粗糙度 、采用抗胶合能力强的油（如硫化油）、在润滑油中加入极压添加剂等。 4、 齿面磨粒磨损 → 是开式齿轮传动主要失效形式。 相对滑动+“磨粒”（金属微粒、杂质、灰尘） → 磨损→平稳性↓、冲击、噪声，齿厚↓ →失真、折断 。 措施：开式→闭式。 软齿面在低速、重载条件下→齿面压力↑ 及摩擦力的作用→表层局部塑性流动 。 措施： ↑齿面硬度、 ↑润滑油粘度。 1. 闭式齿轮传动 ⑴闭式软齿面齿轮传动： （接触疲劳磨损即点蚀失效为主） ∴按齿面接触疲劳强度设计→按齿根弯曲疲劳强度校核； ⑵闭式硬齿面齿轮传动： （弯曲疲劳折断失效为主） ∴按齿根弯曲疲劳强度设计→按齿面接触疲劳强度校核； 开式齿轮传动 ∵磨损失效（为条件性计算）为主→折断失效∴只按齿根弯曲疲劳强度设计，求出 m →将 m 增大 5∼15% ，以补偿磨损的影响。 （二）齿轮传动设计准则※ 1）锻钢 ①软齿面齿轮：（HBS≤350 ） 工艺过程：轮坯→正火或调质处理→切齿，切制后精度→ 7、8 级； ②硬齿面齿轮：（ HBS 350 ） 工艺过程：轮坯→切削加工→表面硬化处理→磨齿等精加工。 2）铸钢 形状复杂、尺寸较大的齿轮（要求耐磨、强度高）。 §3 齿轮材料、热处理及其选择原则 2. 常用齿轮材料和热处理 见表 ⑴钢 1. 对齿轮材料的基本要求是 ：齿面要硬、齿芯要韧※ ⑵铸铁 用于大直径、低速、小功率、工作平稳及开式传动中。 ⑶非金属材料 主要用于低速、轻载、要求噪声小的齿轮传动中。 ◇齿轮材料的选择 参考原则： ◆选择适当的热处理方法： 正火碳钢——只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮。 调质碳钢——可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。 合金钢——常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。 基本原则： （1）必须满足工作条件的要求；（2）综合考虑工艺性和经济性的要求。 ◆一对齿轮的材料搭配： ① 小齿轮的材料和热处理方法比大齿轮的强； ②为防止产生胶合，两轮的材料性能差别越大越好； ③两轮的材料相同时，小齿轮齿面硬度也应比大齿轮的高 30～50HBS 。 ④采用软－硬齿面搭配时， →冷作硬化作用→↑齿面的疲劳强度。 二、计算载荷 Fnc= KFn 其中：K 为载荷系数，按下式计算: K =KA Kv K  K 1、使用系数KA ① 物理意义考虑齿轮系统外部因素引起的附加动载荷的影响； ② 影响动载荷大小的因素主要取决于原动机、工作机的运转特性、轴和联轴器的类型、缓冲性能等； ③ 取值方法参考表决定。 KA—使用系数 Kv—动载系数 K —齿间载荷分配系数 K —齿向载荷分布系数 §4 圆柱齿轮的计算载荷 一、名义载荷 2、动载系数Kv ① 物理意义考虑齿轮副在啮合过程中因啮合误差和运转速度而引起的内部附加动载荷的影响； ② 动载荷产生的原因及影响因素齿轮传动的制造、安装误差及受载后轮齿的变形→基圆齿距不相等→i瞬≠常数→动载荷 ③ 减小动载荷的措施采用修缘齿，即将轮齿的齿顶的一小部分齿廓曲线°的渐开线；但应特别注意的是，修缘量不可过大，否则会因重合度减小过多，致使动载荷不一定就相应减小，因此修缘量的选择应适当。 ④动载系数取值方法一般齿轮传动可根据齿轮精度等级进行选择。 3、齿间载荷分配系数K ① 物理意义考虑同时啮合的各齿对间载荷分配不均匀性的影响； ② 产生原因及∵ 1 ＜εα＜2，当双对齿啮合时，在理想状态下，载荷应平均分配在两对齿上。但实际上，由于齿轮制造的误差和轮齿受力后变形，造成载荷在各齿对之间的分配时不均匀的。 ④取值方法 一般不需要精确计算的齿轮和≤30°的斜齿圆柱齿轮传动可根据其精度等级由表查取; ③主要影响因素 1）受载后轮齿变形； 2）轮齿制造误差（特别是基节偏差）； 3）齿廓修形（修缘量）； 4）磨合效果。 4、齿向载荷分布系数K  ① 物理意义考虑工作载荷沿轮齿接触线方向分布不均匀性的影响； ②产生原因及影响因素齿轮传动工作时，由于轴的弯曲和扭转变形、轴承的弹性位移以及传动装置的制造和安装误差等原因，导致齿轮副相互倾斜及轮齿扭曲，最终造成轮齿沿接触线产生载荷分布的不均匀。其影响因素主要有齿轮在轴上位置的安排、轴承及支座的刚度等因素。 ③ 减小载荷分布不均的措施a) 增大轴、轴承及支座的刚度；b) 合理布置齿轮在轴上的位置；c)选择合理的齿轮宽度；d)提高齿轮传动的制造和安装精度；e)在一对齿轮中把一个齿轮的轮齿制作成鼓形齿等。 ④ 取值方法 §5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 （一）轮齿受力分析 圆周力： 径向力：Fr = Ft tan  总作用力： ◆主动轮上与啮合点速度方向相反 ◆从动轮上与啮合点速度方向相同 指向各自的轮心 指向齿体 ★力的大小： ★力的方向： ★力的作用点： ——齿宽中点的分度圆处 2、 斜齿圆柱齿轮受力分析 圆周力： 径向力： ★力的大小： 轴向力： 法向力： Fa ◆主动轮上与啮合点速度方向相反 ◆从动轮上与啮合点速度方向相同 ◆指向各自的轮心 ★力的方向： ◆主动轮Fa1用左、右手定则 ◆从动轮用对应关系求：Fa2=-Fa1 圆周力： 径向力： 轴向力： ★左、右手定则： 左旋左手（右旋右手） ，四指顺转向，拇指为Fa1的方向 。 ◆力要画在啮合点上（齿宽中点的分度圆处）且与相应的坐标轴平行。 例题1： 例题2： 有一两级斜齿圆柱齿轮传动，其布置方式如图所示，今欲使轴Ⅱ所受的轴向力大小相等、方向相反，设β1=19°，试确定第二对齿轮的螺旋角β2和轮齿的旋向。已知：z1 =12，z2=30，mn=10mm；z1 ′ =12，z2′=45，mn ′ =14mm。 Ⅰ输入轴 Ⅱ中间轴 Ⅲ输出轴 ★受力分析要点： 1、力要画在啮合点上且与相应的坐标轴平行。 2、要注明是哪个轮所受的何种力。 3、只有主动轮轴向力才能用“左、右手定则”。 Fr1 Ft1 3、直齿锥齿轮受力分析 圆周力： 径向力： ★力的大小： 轴向力： x y z 一对圆锥齿轮传动 ◆主动轮上与啮合点速度方向相反； ◆从动轮上与啮合点速度方向相同； ◆指向各自的轮心； ★力的方向： ◆指向各自的大端； 圆周力： 径向力： 轴向力： ★对应关系： ◆主动轮上与啮合点速度方向相反 ◆从动轮上与啮合点速度方向相同 ◆指向各自的轮心 ★力的方向： ◆主动轮Fa1用左、右手定则 ◆从动轮用对应关系求：Fa2=-Ft1 圆周力： 径向力： 轴向力： 圆周力： 径向力： ★力的大小： 轴向力： Fr1 = Ft2 tan  t=  Fr2 ★力的对应关系： ★旋向（蜗杆蜗轮啮合时） ： ※ 蜗杆右旋——蜗轮也是右旋 蜗杆左旋——蜗轮也是左旋 4、蜗杆传动的受力分析 补充作业1： n1 n1 试在图中标出蜗轮的转向和蜗轮齿的旋向（蜗杆均为主动），并画出力的作用点和三个分力的方向。 补充作业2： 如图所示为蜗杆传动和圆锥齿轮传动的组合。已知输出轴上的锥齿轮4的转向ω4。 （1）欲使中间轴上的轴向力能部分抵消，试确定蜗杆与蜗轮轮齿的螺旋线方向和蜗杆的转向。 （2）在图上标出各轮所受轴向力和圆周力的方向。 单对齿啮合的下界点 单对齿啮合的上界点 ☆思路： ★直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 问题：①载荷在齿上的作用点和载荷数值？ ②如何确定齿根危险剖面的位置？ ③最大应力应包括哪些应力？ 第①个问题：假定全部载荷Fn由一对轮齿 承受且作用于齿顶→并用重合度系数Yε来修正误差； 通过分析可见，轮齿在啮合过程中，靠近齿顶和齿根的一段为双对齿啮合，载荷较小；二节点附近为单对齿啮合，将承担全部载荷。因此，单对齿啮合的上界点处有最大的载荷与最大的力臂。因此，应以单对齿啮合的上界点为应力计算点，此时齿根的弯曲应力最大。但考虑到齿轮制造、安装误差的影响，尤其是直齿圆柱齿轮往往只有单对齿啮合。所以，国标又给出了以齿顶处为应力计算点的简化计算方法，有时引入重合度系数Yε进行修正。 单对齿啮合的下界点 单对齿啮合的上界点 第③个问题：在轮齿的危险剖面上存在三种应力 由Fn cos γ→ F 、 由Fn sin γ → c（∵ c 、 较小，∴只用应力修正系数Ysa（查图）加以考虑） ★思路： （二） 直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 问题：①载荷在齿上的作用点和载荷数值？ ②如何确定齿根危险剖面的位置？ ③最大应力应包括哪些应力？ 第①个问题：假定全部载荷Fn由一对轮齿 承受且作用于齿顶→并用重合度系数Yε来修正误差； 第②个问题：30°切线法确定危险剖面位置→ 危险截面：a1a2 → s γ h 计算公式： YFa——齿形系数，查图，它只与齿形有关（即与α、ha*、z、变位系数等有关），而与模数无关 其中： YSa——应力修正系数，查图。 计算模型：两平行圆柱体相接触的赫兹（1881年提出）公式： （三）直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算 F——法向载荷（N）； ρv——综合曲率半径（mm）。 L——接触线长度（mm）； ★思路： Z——重合度系数； ◆应用到齿轮中（1908年威得克提出，一直沿用至今）： 节点C处： 计入载荷系数K 后, 得： ZE－弹性影响系数, ZH－区域系数（标准直齿轮时α=20°， ZH =2.5） 校核计算式为: 令

　　d=b/d1代入校核计算式,并整理得设计计算式: 设计计算式为: 2、齿数z ↑ z1 时，有如下的好处：（在d1（或 a）保持不变的条件下） ①z1 ↑→z2 ↑， εα ↑→传动的平稳性↑； ②m ↓→齿高↓→金属的切削量，节省制造费用。同时，da↓→毛坯的外径与齿轮的重量随之减小 ；但是， m ↓ →轮齿的弯曲强度相应↓。 ③齿高↓→滑动系数↓→磨损↓，效率↑，并降低了胶合的危险。 z1的选择原则： ①闭式软齿面齿轮传动，承载要取决于齿面接触疲劳强度，齿根弯曲疲劳强度一般都富裕。因此，在保证弯曲强度的条件下，为提高传动的平稳性，以齿数多些为好。一般取： z1 =20～40。 ②闭式硬齿面齿轮传动及开式（或半开式）齿轮传动，承载要取决于齿根弯曲疲劳强度；为使轮齿不致过小即m不致过小，故齿数不宜过多，一般取:z1 =17～20 §6 齿轮传动的设计参数、许用应力与精度选择 （一）设计参数选择 1、压力角α的选择 3、齿宽系数

　　d ①当d1一定时，

　　d ↑，承载能力越大； ②若载荷一定， ↑

　　 d →↓d 和a → ↓v 。 ③但是，

　　 d ↑↑，b ↑↑，载荷沿齿向分布的不均匀性↑↑ 。 因此，必须根据齿轮的布置情况和齿面硬度合理地选择齿宽系数。 一般可参考表 选取。 （二）许用应力 寿命系数，根据材料、热处理及循环次数N查图可得。 安全系数，查表 极限应力,查图 齿轮工作的应力循环次数N ◆当工作载荷稳定时: 齿轮的转速 齿轮每转一周，同一工作齿面的啮合次数； 齿轮的设计寿命，h ②B轮主动时: ①A轮主动时: 例: 如图所示的齿轮传动简图中，试分析： 当齿轮A、B分别作主动轮驱动时，齿轮B的轮齿所受接触应力和弯曲应力的变化性质， r 如何取值？ B轮： 接触应力循环特性 r= 齿轮每转一周，同一工作齿面的啮合次数γ= 弯曲应力循环特性 r= 齿轮每转一周，同一工作齿面的啮合次数γ= B轮： 接触应力循环特性 r= 齿轮每转一周，同一工作齿面的啮合次数γ= 弯曲应力循环特性 r= 齿轮每转一周，同

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