机械设计知识点整理

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1、机械零件的失效形式（1）整体断裂：零件在受拉压弯剪和扭等外载荷作用时，由于某一危险截面的应力超过零件的强度极限 而发生断裂，或者危险截面发生疲劳疲劳断裂均属此类。（2）多大的残余变形（3）零件的表面破坏：零件的表面破坏主要是 腐蚀、磨蚀、和接触疲劳。（4）破坏正常工作条件引起的失效材料的疲劳特性可用最大应力a、应力循环次数N、应力比（或循环特性）r（a /a ）、来描述minmaxmax摩擦可分为：发生在物质内部，阻碍分子间相对运动的内摩擦；当相互接触的两个物体发生相对滑动或有相对滑动的趋势时， 在接触表面上产生的阻碍相对滑动的外摩擦。仅有相对滑动趋势时的摩擦叫做静摩擦；相对滑动进行中的摩擦叫

2、做动摩擦。动 摩擦又分滑动摩擦和滚动摩擦。根据摩擦面间存在润滑剂的情况，滑动摩擦又分为干摩擦（无润滑剂或保护膜的纯金属间）、边界摩擦（边界润滑）、流体摩擦（流体润滑）及混合摩擦（混合润滑）膜厚比：九=hminf R21 + R22I 2122 丿、丄2 h 两min滑动粗糙表面间的最小公称油膜厚度，单位为卩m ; R、R 分别为两表面形貌轮廓的均方根偏差，单位为卩m。通常认21 2 2为：X 1时呈边界摩擦（润滑）状态；九3时呈流体摩擦（润滑）状态；1 九 3时呈混合摩擦（润滑）状态螺纹有外螺纹和内螺纹之分，它们共同组成螺旋副。起连接作用的称为连接螺纹；起传动作用的称为传动螺纹。螺纹根据其母

3、体形状分为圆柱螺纹和圆锥螺纹。按照牙型的不同分为普通螺纹（牙型为等边三角形，牙型角a =60）、管螺纹（非或螺纹密封: 等腰三角形，a =55）、梯形螺纹（等腰梯形，a =30）和锯齿形螺纹等螺栓组连接的受力分析：受横向载荷的螺栓组连接每个螺栓受横向工作剪力F = F /z平衡条件fF z N K F Fz0S YE横向总载荷F 各个螺栓所需预紧力f接合面的摩擦系数i接合面数K 防滑系数0S螺栓数目。（2）受转矩的螺栓组连接各个螺栓所需预紧力F N K T/f Y r力矩平衡条件Y Fr =T受力最大的工作剪力0S 1ii = 1F = Tr : Y r 2maxmax ;i i = 1r 第

4、 i个螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的距离iF 一第i个螺栓的工作剪力T转矩（3）受轴i向载荷的螺栓组连接每个螺栓受轴向工作载荷F = ? z螺栓危险截面的扭转切应紧螺栓连接强度计算（1）仅承受预紧力的紧螺栓连接 螺栓危险截面的拉伸应力a二F注d 2041tan 屮 + tan 申 2 d F20d 兀1 d24t =1 一 tan 屮 tan 申vtan 屮 a 0.05，由此ta 0.5a对于M10M64普通螺纹的钢制螺栓，取tan 9 av0.17 ,d壬=1.04 1.08 ， d1螺栓预紧状态下的计算应力aa 1.3a危险截面的拉伸强度条件caaca=1.3 F / d 2 0/ 41

5、（2）承受预紧力和工作拉力的紧螺栓连接总拉力F =残余预紧力F +工作拉力F2 1C=bC + CbmF总拉力F2C+ b FC + Cbm预紧力F = F +（F - A F ）=0C+ mC + CbmF拉伸强度条件ca=13F2三d:山最大拉应力保持不变）am i nm i=F0“ d 12应力幅=F d 2最小拉应力（此时螺栓中的应力变化规律是a2； 4 1o-oC 2F2c+（K -申 bb = 一max珀4 =b最大应力计算安全系数S -1tco o min S o螺栓材a2C + C 兀d 2calK + 申）2o + o 丿bm1ooamin料的对称循环拉压疲劳极限9 试件的材

6、料常数K 拉压疲劳强度综合影响系数S安全系数 C（C +C丿一螺oobbm栓相对刚度提高螺纹连接强度的措施（1）降低影响螺栓疲劳强度的应力幅（2）改善螺纹牙上载荷分布不均的现象（3）减小应力集中的影 响（4）采用合理的制造工艺方法无键连接包括型面连接和胀紧连接键连接类型：平键连接、半圆键连接（一般只用于轻载静连接中）、楔键连接（定心精度要求不高和低转速的场合）和切向键 连接（常用于直径大于100mm的轴上）；平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键；普通平键和薄型平键用于静连接， 导向平键和滑键用于动连接半圆键连接优点：工艺性能好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接。缺点是轴上键槽较深

7、，对轴的强度削弱较大 键的选择：键的截面尺寸b x h按轴的直径d有标准中选定 一般轮毂的长度可取L u （1.52丿d键的连接强度计算：假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件o二GT x 103丿kld 导向平键p1p连接和滑键连接的强度条件p = GT x 10 3）, kld p T传递的转矩（T u F. 2）k 键与轮毂键槽的接触高度，k = 0.5h，此时h为键的高度，mm l 键的工作长度，mm,圆头平键l = L - b，平头平键l = L，L为键的公称长度,mm，b为键的宽度，d 轴的直径L 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力p键、轴、轮毂三者中最弱材料

8、的许用压力p花键连接由外花键和内花键组成，与平键连接相比优点：（1）连接受力较为均匀（2）齿根处应力集中较小，轴与毂的强度削 弱较少（3）可承受较大的载荷（4）轴上零件与轴的对中性好（5）导向性较好（6）可用磨削的方法提高加工精度及连接质量。 缺点：齿根仍有应力集中；有时需用专门设备加工；成本较高。花键连接可用于静连接或动连接。按齿形不同分为矩形花键和渐开线花键。矩形花键优点：定心精度高，定心的稳定性好，能 用磨削的方法消除热处理引起的变形，应用广泛；缺点承载能力较小。渐开线花键优点：可用制造齿轮的方法来加工，工艺 性较好，制造精度也较高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，当传递的转矩

9、较大且轴径也大时，宜采用渐开线花 键连接。缺点：对连接件的削弱较少，但齿的工作面高度较小，故承载能力较低，多用于载荷较轻，直径较小的静连接传动分为机械传动和电传动。机械传动分为摩擦传动、啮合传动、液力传动和气力传动。各种特点电力传动机械传动啮合的摩擦的液力的气力的便于集中供应能量+在远距离传动时，设备简单+能量易于储存+易于在较大范围内实现有级变速+易于在较大范围内实现无级变速+保持准确的传动比+可用于高转速+易于实现直线运动+周围环境温度变化影响很小+作用于工作部分的压力大+易于自动控制和远程控制+带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，应用广泛。带传动分为摩擦型带传动和啮合

10、型带传动。摩擦型 带传动根据传动带的横截面形状不同分为平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动。平带传动结构简单，传动效率高，V 带的横截面呈等腰梯形，提高更大的摩擦力，V带传动允许的传动大，结构紧凑。多楔带兼有平带柔性好和V带摩擦力大的优 点，并解决了多根V带长短不一而使各带受力不均的问题。多楔带主要用于传递功率较大同时要求结构紧凑的场合。啮合带一 般也称为同步带传动，可以保证严格传动比。但同步带传动对中心距及其尺寸稳定性要求较高。带的弹性滑动和打滑：由于带的弹性变形而弓I起的带与带轮间的微量滑动称为带传动的弹性滑动。当总摩擦力增加到临界值时， 弹性滑动的区域也就扩大到了整个接触弧。此时如果

11、再增加带传动的功率，则带与带轮间就会发生显著的相对滑动，即整体打滑。(打滑会加剧带的磨损，降低从动带轮的转速，甚至使传动失效，故应极力避免这种情况的发生)带轮线速度的相对变化量用滑动率来评价：=(v - v ) v v = C d n )(60 x 1000 )12 11d 11v d n ).(60 x 100) n /n 一分别为主动轮和从动轮的转速、r/min2d 22，12滑动弧:在带传动正常工作时，带的弹性滑动只发生在带离开主、从动轮之前的那一段接触弧上，这段弧为滑动弧，所对中心角 为滑动角。而把没有发生弹性滑动的接触弧称为静止弧，所对中心角为静止角带传动的参数选择：1、中心距a :

12、中心距越大，可增加带轮的包角，减少单位时间内带的循环次数，有利于提高带的寿命； 但过大则会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增大带传动的整体尺寸；小则有相反的利弊。一般初选带传动 的中心 距为0.7(d + d ) a 2(d + d )d 1d 20d 1d 22、传动比i :传动比大会减小带轮的包角，当带轮的包角减小到一定程度时，带传动就会打滑，从而无法传递规定的功率。带传动的传动比一般为i (d )dd min4、带速v :提高带速也提高了 V带的离心应力，增加了单位时间内带的循环次数，不利于提高带传动的疲劳强度和寿命。降低带速则有相反的利弊。一般推荐v = 5 25 m / s，最

13、高带速v(60 x 1000 )= (z n p)(60 x 1000 )度z / z 一分别为主、从动链轮的齿数n /n 一1 1 2 2 1 2 1 2主、从动链轮的转速多边形效应：链传动的瞬时传动比是变化的，链传动的传动比变化与链条绕在链轮上的多边形特征有关链节和链轮啮合瞬间的相对速度，也将弓I起冲击和振动。当链节和链轮轮齿接触的瞬间，因链节的运动速度和链轮轮齿的运动 速度在大小和方向上的差别，从而产生冲击和附加的动载荷。节距越大，链轮的转速越高，贝I冲击越严重链传动受力分析：紧边拉力和松边拉力：起的拉力F二qv 2悬垂拉力F =c/1maxF F = F + F/2cF 二 K qa

14、x 102ff有效圆周力F = 1000 P v离心力引eF -(K + sin a l/a x 102 p一传递ff的功率，KW v 一链速q链条单位长度的质量，kg/m a 一链传动的中心距，mm Kf 一垂度系数a中心线与水平面 夹角为了保证链传动工作的可靠性，采用额定功率来限制链传动的实际工作能力链传动参数选择：1、链轮齿数z和z 一般z 17，z不少于25,通常限定链轮的最大齿数z 150，一般不大于1141211max2、传动比 一般链传动的传动比i 6，常取i = 23.5之间3、中心距一般可取a -(3050)p，最大取0a = 80 p4、链的节距和排数 节距越大，承受能力越

15、高，但总体尺寸增大，多变效应显著，振动、冲击和噪声也严重。0 max为使结构紧凑和延长寿命，应尽量选取较小节距的单排链链传动张紧的目的：为了避免在链条的松边垂度过大时产生啮合不良和链条的振动现象，同时也为了增加链条与链轮的啮合包 角齿轮传动的失效形式：轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形硬齿面齿轮：齿轮工作面的硬度大于350HBS或38HRC。软齿面齿轮：轮齿工作面的硬度小于或等于350HBS或38HRC。设计准则：目前设计一般使用的齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算齿轮材料的选择原则：金属制的软齿面齿轮，配对两齿轮面的硬度差应保持为305

16、0HBS或更多。当小齿轮与大齿轮的齿面具 有较大的硬度差(如小齿轮齿面为淬火并磨制，大齿轮齿面为常化或调质)，且速度又较高时，较硬的小齿轮齿面对较软的大 齿轮齿面会起较显著的冷作硬化效应，从而提高了大齿轮齿面的疲劳极限。因此，当配对的两齿轮齿面具有较大的硬质差时， 大齿轮的接触疲劳许用应力可提高约20%,但应注意硬度高的齿面，粗糙度值也要相应的减小齿轮传动的计算载荷：P = Kp = KF L 沿齿面接触线单位长度上的平均载荷p = F L F作用于齿面接触线上cannn的法向载荷L沿齿面的接触线长 K载荷系数 K = K K K K K使用系数 K动载系数对于直齿轮传动，齿A V a 卩AV

17、轮在啮合过程中，不论是由双对齿啮合过渡到单对齿啮合，或是由单对齿啮合过渡到双对齿啮合的期间，由于啮合齿对的刚度变化，也要引起动载荷。为了计及动载荷的影响，引入了动载荷系数K 齿间载荷分配系数K 齿向载荷分布系数K :va卩计算轮齿强度时，为了计及齿面上载荷沿接触线分布不均的现象，通常以系数K卩来表征齿面上载荷分布不均的程度对轮齿强m3z2)匚于是得:1 Fa Sad1F度的影响 齿根危险截面的弯曲强度条件：b二b Y二KFYY (bm )=(2 KT Y YF 0 Sat Fa Sa：2 KTJXFa Saz 2丿 - d 1Y载荷作用于齿顶时的应力校正系数Sab齿根危险截面处的理论弯曲应力F

18、 0Y齿形系数Fa0 齿宽系数d齿面接触疲劳强度计算：KFt bd3山： 0f d2Z 区域系数HZ 弹性影响系数，：MPaE的选择：增大压力角，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径随之增加，有利于提高齿p / p = d / d2： 1 2 =2.5)H齿轮传动设计参数的选择：1、压力角轮传动的弯曲强度及接触强度。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为112,压力角为1618度的齿轮,(标准直齿轮时a二20。, Z二z .z 二u 0 二b d12 1d1可增加轮齿的柔性，降低噪声和动载荷。2、齿数z的选择：小齿轮的齿数可取Z = 20 40 ；开式(半开式)齿轮传动,1一般取z =

19、 17 20 ；对于a = 20。的标准直圆柱齿轮，z 17，按u = z / z确定z 3、齿宽系数0的选择：标112 12d准圆柱齿轮减速器0二b a二b b.5d G + u)则圆柱齿轮传动0二b d二0.56 + u b ，0的值规定为0.2； 0.25；a1d1aa0.3； 0.4； 0.5； 0.6； 0.8； 1； 1.2；齿轮传动的润滑方式：通常用人工做周期性加油润滑；润滑剂为润滑油或润滑脂普通圆柱蜗杆传动的主要参数及其选择：1、模数和压力角2、蜗杆的分度圆直径：q = d m 3、蜗杆头数z :可根据要1 1求的传动比和效率来选定，通常蜗杆头数取1、2、4、64、导程角tan

20、 丫 = (z m) d = z . q5、传动比i和齿数比u :1 - 1 1i二n n u = z . z当蜗杆为主动时i = u 6、蜗轮齿数z :通常规定z大于28 7、蜗杆传动的标准中心距a :12 2 1 2 2a 二 0.5(d + d )= 0.5(q + z)m1 2 2根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承。滑动轴承按其承受载荷方向的不同分为径向轴承和 止推轴承；根据滑动表面润滑状态不同分为液体润滑轴承、不完全液体润滑轴承和自润滑轴承；根据液体润滑承载机理的不同 分为液体动力润滑轴承和液体静压润滑轴承。滑动轴承优点：结构简单，成本低廉；缺点：轴套磨

21、损后轴承间隙过大时无法调整，只能从轴颈端部装拆，对于重型机器的轴 或具有中间轴颈的轴，装拆很不方便或无法安装轴承合金（通称巴氏合金或白合金）适用于重载、中高速场合；铜合金：锡青铜适用于重载及中速场合；铅青铜适用于低速、 重载轴承。不完全液体润滑滑动轴承的计算：（1）、径向滑动轴承：1、验算轴承的平均压力P = F/（dB ） p 2、验算轴承的pv值:F 兀dn pv =Bd 60 x 1000Fn19100 B3、验算滑动速度：v v B 轴承宽度，mm滑动速度（2）、止推滑动2 1apv = aXz兀(d 2 一 d 2)2 1荷z环的数目n轴颈的转速 形成流体动力润滑（即形成动压油膜）的

22、必要条件：1、相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；2、被油膜分开的两表 面必须有足够的相对滑动速度（即滑动表面带油时要有足够的油层最大速度），其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口 流出；3、润滑油必须有一定的粘度，供油要充分滚动轴承可分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承滚动轴承类型的选择：根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力 球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承 在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子

23、轴承；当轴向载 荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径 向载荷和轴向载荷。基本额定寿命：一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，将其可靠度为90%时的寿命作为标准寿命，即按一组轴承中10% 的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不发生点蚀破坏前的转数（以10 6转为单位）或工作小时数作为轴承的寿命滚动轴承预紧的目的：为了提高轴承的旋转精度，增加轴承装置的刚性，减小机器工作时轴的振动预紧：在安装时用某种方法在轴承中产生并保持一轴向力，以消除轴承中的轴向游隙，并在滚动体和内、外圈接触处产生初变 形选择联轴器类型可考虑：1）所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减振功能的要求。2）联轴器的工作转速高低和引起的离心 力大小。3）两轴相对位移的大小和方向。4）联轴器的可靠性和工作环境。5）联轴器的制造、安装、维护和成本。轴可分为转轴（既承受弯矩又承受扭矩的轴）、心轴（只承受弯矩而不承受扭矩的轴）和传动轴（只承受扭矩而不承受弯矩或 弯矩很小的轴）；轴按轴线形状不同可分为曲轴和直轴。心轴又分为转动心轴和固定心轴提高轴的强度的常用措施：1、合理布置轴上零件以减小轴的载荷；2、改进轴上的零件的结构以减小轴的载荷；3、改进轴的 结构以减小应力集中的影响；4、改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度