第1章
机械设计基础概论
1.机器、机构及机械 机械：机器和机构的总称。 机器：一种能实现确定的机械运动，又能做有用的机械功或完成能量、物料和信息转换或传递的装置。 机构：能传递运动和动力或改变运动和动力参数、运动形式的机械传动装置
2．机器所具有的特征： 它们是人为的实物组合；它们各部分之间具有确定的相对运动；它们用来代替或减轻人类的劳动去完成有用的机械功或转换能量。
3．机器的组成： 原动机（动力部分）、工作部分、传动部分和操纵控制部分。
4．机器的分类（按用途的不同）： 动力机器：实现其他形式的能量与机械能之间的变换（如电动机）。工作机器：做机械功或搬运物体（如轧钢机）。 信息机器：作信息获取或变换。 5．机构所具有的特征： 它们是人为的实物组合；它们各部分之间具有确定的相对运动； 6．机器与机构的关系：
机器是由一个或若干个机构组成的。 7．零件和部件
零件：机器中不可拆卸的制造单元。（如齿轮）
部件；将完成共同任务的一组协同工作的零件分别装配和制造成的一个组合体。（如滚动轴承）
常用机构：各种机械中普遍使用的机构。（如齿轮机构）
通用零件：在各种机器中都普遍使用的机械零件。（如螺栓）
专用零件：只在某些特定类型的机器中使用的零件。（起重机的吊钩） 1．1．2本课程的内容、性质和任务
1．内容：以一般工况条件下的常用机构和通用机械零、部件为研究对象，以它们的工作原理、运动特征、结构形式以及设计、选用和计算方法等为研究内容。 2．性质：重要的技术基础课。 3．任务：
1．培养学生正确的设计思想和创造性思维方法，了解和贯彻国家的技术经济政策和法规。
2．熟悉常用机构和通用零件的工作原理、结构特点和应用场合。
3．掌握通用零部件的选用和设计的基本方法，初步具有正确运用各类标准、规范、手册、图册、CAD及网络信息等工程技术资料，设计简单机械传动装置的能力。 4．适当了解机械设计的革新和发展，扩大学生的视野，使所学知识具有时代气息。 1.2 机械设计的基本要求及一般程序
机械设计是为了实现机器的某些特定功能要求而进行的创造过程，它可以开发创造出新产品，或对现有机械局部进行创新改革。概括地说，就是设计人员按照所设计的机械需要具备的功能，运用设计理论、方法和技能，通过创造性思维和实践活动，把该机械的系统及其零部件的参数和具体结构用图纸和文字（实物或电子手段）等技术文件表达出来。 1.2.1机械设计的基本要求
1.使用要求
2.可靠性和安全性要求3.经济性要求4.其他要求 1.2.2机械设计的一般程序
1.规划和准备阶段2.方案设计阶段3.技术设计阶段4.试验分析阶段 1.3 机械零件设计的基本知识
1．失效：由于某些原因不能在既定的工作条件和使用期限内正常工作；即丧失工作能力或达不到设计功能的现象。 2．机械零件的主要失效形式：
断裂：某一危险截面的应力超过零件的强度极限；断裂分为疲劳断裂和过载断裂。表面失效：静和动的关系；表面失效主要有疲劳点蚀、胶合、磨损、压溃、腐蚀；过量变形：过大的弹性变形和塑性变形。
破坏正常工作条件而引起的失效。 1．3．2机械零件的工作能力计算准则.工作能力：在不发生失效的形式下，零件所能安全工作的限度。
1、强度：零件抵抗整体断裂、塑性变形和表面失效的能力。
ζ≤〔ζ〕 η≤〔η〕
ζ：
最大计算正应力（MPa），
η：
最大计算剪应力（MPa）
〔ζ〕：许用正应力：
（MPa），
〔η〕：许用剪应力（MPa）
2、刚度：零件受载后抵抗弹性变形的能力。
f≤〔f〕
f：零件工作时的广义变形，包括挠度、偏转角、扭转角 〔f〕：零件工作时的广义许用变形。
3、耐磨性：指做相对运动的零件工作表面抵抗磨损的能力。 1）磨损的过程
（1）磨合磨损阶段（OA段）（2）稳定磨损阶段（AB段）（3）剧烈磨损阶段（BC段） 2）磨损的类型
磨粒磨损、粘着磨损、表面疲劳磨损、腐蚀磨损。 3）耐磨性计算
p≤〔p〕
p：零件工作表面的压强（MPa） 〔p〕：零件工作表面的许用压强（MPa）
pv≤〔pv〕
4、振动稳定性
1．3．3机械零件设计的一般步骤
1、选择材料
2、拟定计算简图
3、工作能力计算
4、机构设计
5、绘制工作图并标注必要的技术条件 1．3．4机械零件的标准化
1.可以简化设计工作，将精力用于关键的非标准零部件的设计上。2.可以组织专门化打规模生产，既保证质量，又降低成本。 3.可以减少备品的库存量，具有互换性，从而简化机器的安装和维修。 1.4 机械零件的强度
1、载荷及其分类: （1）静载荷：不随时间变化，变化缓慢，变化幅度很小 动载荷：随时间作周期性或非周期性变化的载荷 （2）名义载荷：根据名义功率和转速计算的；
计算载荷：载荷系数与名义载荷的乘积；
2、应力及其分类
（1）静应力：不随时间变化的或变化缓慢的应力；变应力：随时间显著变化的应力；
稳定变应力：周期、应力幅度和平均应力都不随时间变化的变应力。稳定变应力的主要参数：最大应力、最小应力、平均应力、应力幅和循环特性。
（2）名义应力：用名义载荷计算出的应力；
计算应力：用计算载荷计算出的应力； 1．4．2许用应力 〔ζ〕=ζlim/S 1．4．3机械零件的静强度 1．4．4机械零件的疲劳强度 1.疲劳破坏过程
疲劳断裂具有以下特征：
1）疲劳断裂的最大应力远低于静应力下材料的强度极限；2）不论脆性材料还是塑性材料，其疲劳断口均表现为无明显塑性变形的脆性突然断裂；3）疲劳断裂是损伤的累积； 2.疲劳极限和疲劳曲线 3.影响疲劳强度的因素
应力集中、绝对尺寸和表面状态 4.疲劳强度计算
1．4．5机械零件的接触强度和挤压强度。 1．5 机械零件的材料和选用原则 1．5．1机械零件的材料
1、刚：碳素钢、合金钢
2、铸铁：
3、有色金属合金：
4、其他材料：
1．5．2零件材料先用原则
1、使用要求
2、制造工艺要求
3、经济要求。
第3章
平面机构的组成和运动简图
机构的功用：传递运动和动力或改变运动形式、运动轨迹、实现预期的机械运动。 机构分为平面机构和空间机构。
3．1．1构件 构件及其分类: 构件：机构运动的最小单元体
原动件：机构中按外界给定的运动规律独立运动的活动构件 从动件：随原动件的运动而运动的其余活动构件 机架：用来支撑活动构件的固定构件
构件的自由度：一个做平面运动的构件有三个自由度
即沿X、Y轴的移动和绕点K的转动。 3．1．2运动副及其分类
运动副：两构件直接接触而又能允许彼此产生相对运动的可动联接。 运动副的分类
低副：以面接触构成的运动副
回转副：两构件只能在同一平面内工作相对的转动
回转副：固定铰链：有一个构件是固定的
活动铰链：两个构件均是活动的。 回转副引入了两个约束，保留了一个自由度 （2）移动副：两构件只能沿某一轴线作相对移动
移动副也引入了两个约束，保留了一个自由度 高副：以点或线接触构成的运动副 高副引入了一个约束，保留了两个自由度 3．2平面机构的运动简图
机构运动简图：把与实际机构运动无关系的因素抛开，仅用运动副规定的简单符号和代表构件的简单线条，按一定比例定出各运动副的位置，画出的表示机构各构件之间相对运动关系的简单图形。 3．2．1构件和运动副的表示方法 3．2．2平面机构运动简图的绘制 3．3平面机构的自由度 3．3．1平面机构自由度的计算
机构的自由度：机构相对于机架具有的独立运动数目
N：构件数
n：活动构件数
n=N-1 PL：低副
PH：高副
F：机构的自由度 F =3 n —2 PL— PH
机构的自由度取决于活动构件的数目以及构件间运动副的类型和数目。 3．3．2机构具有确定运动的条件 F=0 没有运动的可能性而不是机构 F=3n-2P-P=3×2-2×3-0=0 F=1 且有一个原动件，机构具有确定的运动
F=3n-2P-P=3×3-2×4-0=1 F=2 有一个原动件，机构无确定的运动 F=2 有两个原动件，机构有确定的运动 F=3n-2P-P=3×4-2×5-0=2 机构具有确定运动的条件，（1）F>0（2）F等于原动件个数
自由度的计算的意义在于自由度数目就标志着机构需要的原动件的数目，即输入独立运动的数目，当F小于原动件个数时，机构就会卡死或损坏，当F大于原动件个数时，机构将会出现运动不确定状态，只有当F等于原动件个数时，机构的运动才完全确定。
3．3．3计算机构自由度的注意事项
1、复合铰链：两个以上的构件在同一处用回转副相联接；
处理：A处有K个构件，则有（K-1）个回转副
2、局部自由度：机构中某些构件的局部独立运动并不影响其他构件的运动。
处理：将局部自由度预先排除
3、虚约束：对机构运动不起实际约束效果的重复约束
处理：虚约束须除去不计 第二篇
常用机构 第4章
平面连杆机构
平面连杆机构：所有构件都用低副联接构成的平面机构。
1．平面连杆机构的优点：
1）低副——面接触——压强小——磨损轻——圆柱面、平面——制造简单——加工精度高。 2）易于实现基本运动形式之间的转换。 3）可使从动件实现多种形式的运动。 2．平面连杆机构的缺点：
1）运动传递线路长，低副磨损后间隙不易消除，运动累计误差较大。 2）不宜要求从动件精确实现复杂的运动规律。 3．平面四杆机构：具有4个构件的连杆机构。
4．2 铰链四杆机构类型及应用
铰链四杆机构：四杆机构的运动副都是回转副 机架：固定不动的杆。
连杆：不与机架直接相联而作复杂平面运动的杆。 连架杆：与机架直接相联的杆。
曲柄：能够绕各自的回转副中心作整圆回转运动的连架杆。 整轴副：相邻两杆能作相对整周回转的回转副。 摇杆：只能在小于360°范围内摆动的连架杆。
根据两个连架杆是否为曲柄可将其分为三种型式： 4．2．1曲柄摇杆机构
两连架杆：一个是曲柄，另一个是摇杆 连续转动←→往复摆动 4．2．2双曲柄机构 两连架杆都是曲柄
两曲柄不等长：等速转动—→变速转动 4．2．3双摇杆机构 两连架杆都是摇杆 摆动—→摆动
4．3链接四杆机构曲柄存在条件
1、曲柄存在条件
欲使AB杆—→曲柄
必须使BC杆与CD杆不能重合为一直线—→即B、C、D三点不能共线—→BCD始终保持为一个三角形。 三角形存在的条件：两边之和大于第三边。
铰链四杆机构有曲柄的条件：
杆长条件：最短杆和最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。 最短杆条件：最短杆是连架杆或机架。
2、铰链四杆机构类型的判定 1）在满足杆长条件时
（1）最短杆为机架是双曲柄机构 （2）最短杆的对杆为机架式双摇杆机构 （3）最短杆的邻杆为机架式曲柄摇杆机构
2)不满足杆长条件时，不论取哪一杆为机架，只能得到双摇杆机构 4．4铰链四杆机构的演化 4．3．1转动副转化为移动副
单移动副机构——对心式曲柄滑块机构、偏置式曲柄滑块机构 两个移动副的四杆机构：
正弦机构：正切机构：双转块机构：双滑块机构： 4．3．2扩大的转动副——偏心轮机构 4．3．3选取不同的构件为机架
1、曲柄摇杆机构
2、对心曲柄滑块机构 （1）导杆机构——取1为机架
转动导杆机构
摆动导杆机构 （2）摇块机构——取2为机架 （3）定块机构——取3为机架 4．5平面四杆机构的基本特征 4．5．1急回运动
1、极位夹角：摇杆在两个极限位置，曲柄两位置所夹的锐角 摆角：摇杆在两个极限位置间的夹角
2、急回运动和行程速比系数
急回运动：曲柄作等速转动，摇杆作变速摆动。 行程速比系数：K=V2/V1 θ越大，K也越大，急回特性越明显。 4．5．2传力性能
1、压力角和传动角
压力角：该点力的方向与其作用点的速度方向所夹的锐角。 压力角越小，有效分力就越大，机构传力性能越好。 传动角：压力角的余角，传动角越大，机构传力性能越好。
2、最小传动角的确定
最小传动角：一定出现在曲柄与机架共线的两位置之一 4．5．3死点
在曲柄摇杆机构中，取摇杆为原动件，在连杆与曲柄共线的两位置将出现传动角γ=0°，无论力多大，都不能使曲柄传动。 4．6平面四杆机构的设计
平面四杆机构的设计：依据给定的运动条件选定机构的型式，确定机构的运动尺寸。 解决问题
（1）实现预期的运动规律
力的作用线通过回转中心，
（2）实现预定的轨迹
设计方法：图解法、解析法、实验法。
4．6．1图解法设计四杆机构
1、按照给定连杆的位置设计四杆机构
2、按照给定的行程速比系数设计四杆机构 1）导杆机构： 2）曲柄摇杆机构
4．6．2解析法设计平面四杆机构
首先建立方程式，然后依据已知参数对方程求解。 4．6．3实验法设计四杆机构
利用各种模型、模板、线图等，经过反复实验凑出能近似满足要求的机构的设计方法。 第6章
齿轮机构
传动原理：靠一对齿轮的轮齿相互啮合来传递空间任意两轴之间的运动和动力。
6．1．1齿轮机构的传动特点
优点：传递的功率大、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证恒定的瞬时传动比。 缺点：制造和安装精度要求高、成本高、不宜用于两轴之间距离较大的传动。
6．1．2齿轮机构的类型
按照一对齿轮轴线间的相互位置、齿向和啮合情况，可以分为： 1．平面齿轮机构（两轴线平行）；
1）轴线平行：直齿圆柱齿轮机构、斜齿圆柱齿轮机构、人字齿圆柱齿轮机构
2）两齿轮啮合情况：外啮合齿轮机构、内啮合齿轮机构、齿轮与齿条机构
2．空间齿轮机构（两轴线不平行）；
1）相交轴圆锥齿轮机构：直齿、斜齿
2）交错轴齿轮机构：交错轴斜齿轮机构、蜗杆机构 3．按轮齿的齿廓曲线形状：渐开线、摆线、圆弧齿轮。 6．1．3对齿轮机构传动的基本要求
1、传动准确、平稳
2、强度高，承载能力强 6．2 齿廓啮合基本定律 6．2．1一对齿轮的传动比
传动比：主动轮1与从动轮2的角速度之比，即i12=ω1/ω2 6．2．2齿廓啮合基本定律
齿廓啮合基本定律：相互啮合传动的一对齿轮，在任一位置时的传动比，都与其连心线O1O
2被其啮合齿廓在接触点处的公法线所分成的两段成反比 节圆：过节点所作的圆。 中心距：两齿轮节圆半径之和。 6．2．3共轭齿廓
凡满足齿廓啮合基本定律而相互啮合的一对齿轮的齿廓。 渐开线、摆线、圆弧线 6.3 渐开线齿廓
6．3．1渐开线的形成和特性
1、渐开线的形成
当一直线l沿半径是rb的圆周作纯滚动时，该直线上任一点K的轨迹AK称为该圆的渐开线。 半径为rb的圆称为基圆； 直线l则称为渐开线的发生线；
渐开线齿轮的齿廓就是由在同一基圆上产生的两条对称的渐开线构成。
2、渐开线齿廓的特性
1）发生线沿基圆滚过的线段长度等于基圆上被滚过的弧长；
2）渐开线上各点的法线必与基圆相切，基圆的切线必为渐开线某点的法线； 3）渐开线上各点的压力角的大小不同，离基圆越远，压力角越大； 4）渐开线的形状取决于基圆的大小 5）基圆以内无渐开线
6．3．2渐开线齿廓的啮合特点
1、渐开线齿廓满足齿廓啮合基本定律，能够实现定传动比要求 两基圆的内公切线——法线——不发生变化——有固定的点——节点C
2、中心距具有可分性
一对渐开线齿轮制成后，其基圆便已确定．
中心距的可分性：中心距稍有变化，不改变其瞬时传动比的大小
3、传递压力的方向不变 1）啮合线是一直线
啮合线：两齿廓接触点在固定平面的轨迹
直线N１N２——啮合线——两圆的内公切线——法线为同一直线 N１、N２是理论上的两个极限啮合点 2）啮合角与传力方向不变
啮合角：啮合线N１N２与过节点的两轮节圆公切线 tt 之间所夹的锐角 啮合过程中——啮合角将始终保持不变—— 压力方向不变
四线合一：啮合线、过啮合点的公法线、基圆的内公切线、法向压力的作用线。 6．4 渐开线标准齿轮的主要参数和基本尺寸计算 6．4．1齿轮各部分的名称及代号
1、齿顶圆与齿根圆
齿顶圆：轮齿齿顶圆柱面所确定的圆。 齿根圆：轮齿齿槽底部圆柱面所确定的圆。
2、齿厚、齿槽宽和齿距
齿厚：齿轮任意圆周dK 上一个轮齿的两侧齿廓间的弧长。 齿槽宽：齿轮任意圆周dK 上一个齿槽的弧长。
齿距：在端平面上，任意圆周上相邻两齿同侧齿廓之间的弧长。 在齿轮的同一圆周上，齿距等于齿厚与齿槽宽之和。
3、分度圆和基圆
分度圆：为了便于设计、制造和互换使用，在齿轮的顶圆与根圆之间取一度量齿轮尺寸的基准圆，将此基准圆上的pK/Π值规定为标准值，压力角αK也取为标准值，该圆则称为分度圆。
4、齿顶高、齿根高、全齿高
齿顶高：齿顶圆与分度圆之间的径向距离。 齿根高：齿根圆与分度圆之间的径向距离。 全齿高：齿顶圆与齿根圆之间的径向距离。 齿宽与齿面
齿宽：齿轮轮齿轴向宽度。
齿面：位于齿顶曲面和齿根曲面间的轮齿侧表面。 6．4．2齿轮的主要参数
1、模数
模数：分度圆齿距与Π的比值 分度圆直径：d=mZ M越大，p也越大，承载能力越强。
m已经标准化
表6-1，优先选用第一系列，括号内的尽量不用。
2、压力角
分度圆上齿廓的压力角为标准值
渐开线的形状由模数、压力角和齿数决定，最基本的参数。
3、齿顶高系数和顶隙系数
标准齿轮：模数、压力角、齿顶高系数和顶隙系数均为标准值，且分度圆上的齿厚等于齿槽宽的齿轮。 6．4．3渐开线标准直齿轮的基本尺寸计算
1、外齿轮的几何尺寸计算（表6—2）
2、公法线长度和分度圆弦齿厚（自学） 6.5 渐开线标准直齿圆柱齿轮的啮合传动 6．5．1一对齿轮的正确啮合条件
当前一对齿轮啮合分离后，后续的齿对已接替进入啮合。 相邻两齿同侧齿廓沿法线的距离应相等
两轮的法向齿轮相等是一对齿轮相啮合的正确条件
m1= m2= m
α1=α 2= α i12=Z2/ Z1
6．5．2一对齿轮的标准中心距
标准安装：分度圆与节圆重合，保证无侧隙安装。 分度圆和压力角，单个齿轮所具有的参数。
节圆与啮合角：对齿轮副而言，安装以后才具有的参数，与安装中心距有关。 6．5．3一对齿轮的连续传动条件 轮1为主动，轮2为从动
啮合的始点A：从动轮的齿顶圆和啮合线的交点A； 啮合的终点E：主动轮的齿顶圆与啮合线的交点E AE是一对齿廓啮合点的实际轨迹，即实际啮合线段。 连续传动的条件：AE≥pb
重合度：实际啮合线与基圆齿距的比值。
重合度越大，参与啮合的齿对数就越多，传动就越平稳，每对轮齿承受的载荷就越小。 6．6渐开线齿廓的切齿原理 6．6．1仿形法
仿形法是利用与齿轮齿槽形状相同的铣刀（盘形和指状），通过普通铣床直接在轮坯上加工出渐开线齿形。
1、切削运动：铣刀绕自己的轴线oo回转，同时，轮坯沿其轴线方向送进，以便切出整个齿宽；
2、分度运动：铣完一个齿槽之后，轮坯退回原处，分度头将它转过360°/Z的角度，再铣第二个齿槽。 特点：成本低，加工简便
精度低，生产效率低，适用于单件小批量生产 6．6．2范成法
范成法：利用一对齿轮相啮合时，其共轭齿廓互为包络线的原理来切出渐开线齿形。
1、齿轮插刀：
1）范成运动：模仿一对齿轮做缓慢的定传动比回转运动 2）切削运动：插刀沿齿宽方向所做的往复运动 3）进给运动：插刀的径向进给运动
2、齿条插刀
3、齿轮滚刀
6．7渐开线齿廓的根切现象，最少齿数和变位齿轮 6．7．1根切现象与最少齿数
1、根切现象：用范成法加工齿数较少的标准齿轮时，当刀具的齿顶线（或齿顶圆）超过啮合极限点N1时，将会切去轮齿根部的一部分渐开线齿廓，这一现象成为轮齿的个别切。
问题：抗载能力降低，传动平稳性变差
2、最少齿数：加工标准齿轮时不发生根切的齿数极限值 条件：Zmin≥17
6．7．2变位齿轮简介
1、标准齿轮的优缺点 优点：设计简便，互换性好
缺点：1）被切齿轮的齿数受限，否则出现根切 2）不适合实际中心距≠标准中心距
3）大小齿轮的承载能力不同
2、变位齿轮：通过改变刀具和齿坯相对位置后切制出来的齿轮.xm：变位量。由切削标准齿轮的位置移动的距离 x：变位系数
变位后的齿轮，在分度圆上齿厚与齿槽宽不等 x>0正变位
正变位齿轮
x
负变位齿轮 变位齿轮的特点：
变位齿轮的模数和压力角不变，定传动比的性质不变 2）齿厚、齿槽宽、齿顶圆、齿根圆、齿根高都发生变位 6．8平行轴斜齿圆柱齿轮机构
端面：垂直于其轴线的平面
直齿轮渐开面的形成：发生平面S在基圆柱上作纯滚动，平面S上与母线平行的直线KK在空间形成的渐开面。 直齿轮传动的缺点：平稳性较差，易产生振动和冲击
6．8．1斜齿圆柱齿轮齿面的形成及特点
斜齿轮渐开面的形成：发生平面S在基圆柱上作纯滚动，平面S上与母线不平行的斜直线KK在空间的轨迹形成的渐开面。 基圆柱螺旋角：KK与其圆柱母线所夹的锐角 特点：传动平稳，振动噪声小，适合高速承载传动 6．8．2斜齿圆柱齿轮的基本参数和尺寸
1、基本参数：
1）螺旋角：分度圆柱面上的螺旋角
斜齿轮按轮齿倾斜方向：分为左旋、右旋 2）齿距与模数 3）压力角：
4）齿顶高系数和顶隙系数 国标规定：法面参数为标准值
2、几何尺寸计算
一对斜齿轮的啮合从端面来看，相当于一对直齿轮的啮合； 斜齿轮的中心距与螺旋角β有关
6．8．3斜齿圆柱齿轮机构的正确啮合条件与重合度
1、正确啮合条件：mn1= mn2= m
α
2、重合度 直齿：ε 斜齿：ε=εt+ε端面重合度εt 轴向重合度εββ
n
1=α n2= α β1=-β2
特点：重合度增大，且随齿宽b和轮齿的倾斜程度的增大而增大。
运转平稳，承载能力高，产生轴向力。 6．8．4斜齿圆柱齿轮的当量齿轮和当量齿数
以ρ为分度圆半径，以斜齿轮的法向模数mn为模数，取压力角α为标准压力角作一假想的直齿圆柱齿轮，则其齿形与斜齿轮的法面齿形相近，此直齿轮称斜齿轮的当量齿轮。 斜齿轮的最少不根切齿数：17cos3β 6．9圆锥齿轮机构
圆锥齿轮用于传递两相交轴间的运动和动力。
两轴间的交角Σ=90°
圆锥齿轮的轮齿均布在一个截锥体上，由大端到小端逐渐变小。 单个圆锥齿轮：基圆锥，分度圆锥、齿顶圆锥、齿根圆锥。 相互啮合的一对圆锥齿轮机构有节圆锥
圆锥齿轮传动，一对锥顶重合的节圆锥在作纯滚动
理论齿廓应是球面渐开线。
6．9．2直齿圆锥齿轮齿面的形成原理
一个圆心和基圆锥锥顶O相切的圆平面（发生面）S沿基圆锥作纯滚动时，S上任一条与基圆锥母线OA相切的径向直线OK上的点K 在空间展出一条以锥距R为半径的球面渐开线AK，该曲面能满足定传动比要求。 6．9．3直齿圆锥齿轮的背锥和当量齿数
1、背锥
便于研究，取背锥代替圆锥
2、当量齿轮与当量齿数
将背锥展开成平面，则成为两个扇形齿轮，将它们补足为完整的圆锥齿轮，此圆锥齿轮称为原齿轮的当量齿轮，此齿轮的齿数称为当量定数。
（1）正确啮合条件：大端模数和压力角分别相等，且锥距也分别相等。 （2）一对直齿圆锥齿轮机构的传动比： （3）直齿圆锥齿轮不根切的最少齿数：
6．9．4直齿圆锥齿轮的基本参数和几何尺寸计算
1、基本参数
大端模数，压力角为标准值；大端齿顶高系数和顶隙系数分别为1和0.2
2、几何尺寸计算
Σ=90°且节圆锥与分度圆锥重合。
不等顶隙收缩齿圆锥齿轮，齿顶圆锥、齿根圆锥、分度圆锥锥顶
等顶隙收缩齿圆锥齿轮，齿根圆锥和分度圆锥共锥顶，但齿顶圆锥并不与分度圆锥共锥顶。 6．10蜗杆机构
6．10．1蜗杆蜗轮的形成
蜗杆机构用于实现两交错轴间的传动，通常两轴交错角Σ=90°。 蜗杆与蜗轮的形成：
在蜗杆传动中，常以蜗杆为原动件作减速运动。
蜗杆轮齿的旋向有左旋和右旋之分，常用的是右旋蜗杆。 6．10．2蜗杆机构的类型
1、根据蜗杆的外形
圆柱蜗杆机构：制造简单，应用广泛； 环面蜗杆机构：润滑状态好，效率较高； 锥蜗杆机构：啮合性能好，承载能力大，效率高。
2、圆柱蜗杆机构的分类 普通圆柱蜗杆
圆弧圆柱蜗杆
3、普通圆柱蜗杆
阿基米德蜗杆
渐开线蜗杆
延伸渐开线蜗杆和锥面包络蜗杆。 6．10．3圆柱蜗杆机构的主要参数
中间平面：垂直于蜗轮轴线且通过蜗杆轴线的平面
在中间平面，蜗杆与蜗轮的啮合等同于渐开线齿轮与齿条的啮合 在蜗杆传动中，以中间平面上的基本参数和尺寸计算为基准
1、模数和压力角 正确啮合条件
2、蜗杆分度圆直径和蜗杆直径系数
3、传动比i，蜗杆头数z，蜗轮齿数
4、蜗杆分度圆柱上螺旋线的导程角入
5、中心距
6．10．5蜗杆机构的特点
1、传动比大，零件数目少，结构紧凑；
2、传动平稳，啮合的齿对数多，噪声低；
3、具有自锁性，蜗杆为原动件，机构自锁；
4、传动效率低，摩擦大；
5、制造成本高； 第三篇
联接与螺旋传动 第8章
联接
2.概述键、花键、销联接的结构、特点、选择，及其强度计算。
联接：动联接：铰链
静联接：焊接
静联接
可拆联接：不需损坏联接中的任一零件；如螺纹联接、键联接、销联接等。
不可拆联接：不损坏联接中的谋一部分就不能拆开的联接；如焊接、铆接、胶接等。 8．1 螺纹
8．1．1螺纹的类型和应用
将一倾斜角为λ的直线绕在圆柱体上便形成一条螺旋线。
使一平面图形（如三角形、矩形）沿着螺旋线运动，运动过程中此图形始终通过圆柱体的轴线，于是便形成螺纹。 按照平面图形的形状：
三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹 按照螺旋线的旋向： 左旋螺纹、右旋螺纹 按照螺旋线的数目：
单线螺纹、等距排列的多线螺纹 按照螺纹加工的位置 外螺纹、内螺纹 按照螺纹的作用： 联接螺纹、传力螺纹 按照螺纹的母体形状 圆柱螺纹、管螺纹 8．1．2螺纹的主要参数
1、大径d：与外螺纹牙顶（内螺纹牙底）相重合的假想圆柱面的直径，即公称直径
2、小径d1：与外螺纹牙底（内螺纹牙顶）相重合的假想圆柱面的直径，强度计算中用作危险截面直径的计算直径。
3、中径d2：外、内螺纹的牙厚与牙间相等的圆柱直径
4、螺距P：螺纹相邻两牙对应点间的轴向距离
5、导程S：同一螺旋线上相邻两牙对应点间的轴向距离
S= nP
n：螺纹线数
6、螺纹升角λ：在中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面的夹角。
7、牙型角α：螺纹轴向截面中，螺纹牙型两侧边间的夹角； 牙侧角β：螺纹牙型的侧边与螺纹轴线垂直平面的夹角 8．2 螺旋副的受力分析、自锁和效率 8．2．1矩形螺纹 受力：滑块沿斜面运动
上升
轴向力Q——外力
水平力F——驱动力
滑块沿斜面等速上升
F=Qtan（λ+ρ）
下降
F=Qtan（λ－ρ）
表明：
当λ＞ρ，在力Q的作用下，滑块有加速下滑的趋势，为使滑块等速下滑，必须施加一个向右（反方向）的水平力F。 当λ＜ρ时，F为负，为使滑块匀速下滑，必须在滑块上施加一个向左的水平力F，此时F是驱动力 说明：Q无论多大，如不施加驱动力F，滑块不会下滑—→自锁 8．2．2非矩形螺纹 自锁条件：λ≤ρ’ 螺旋副的效率：
当λ不变，β越大，效率越低。
矩形螺纹效率最高，其次锯齿形螺纹、梯形螺纹，三角形螺纹效率最低。 8．3机械制造常用螺纹
机械制造常用的三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹在我国均已标准化。
8．3．1三角形螺纹——用于联接 1．三角形螺纹
1）普通螺纹——紧固
粗牙螺纹：螺距最大
细牙螺纹：其余螺距，
2）管螺纹——有密封要求
非螺纹密封的管螺纹
螺纹密封的管螺纹
米制锥管纹
8．3．2梯形螺纹和锯齿形螺纹 摩擦小、效率高——用于传动
梯形螺纹——对称牙型——锥面贴紧——不易松动——工艺性好——牙根强度高——对中性好 锯齿形螺纹——外对称——便于对中——只能用于单向受力 8．4 螺纹联接的基本类型和标准联接件 8．4．1螺纹联接的基本类型
1、螺栓联接
2、双头螺柱联接
3、螺钉联接
4、紧钉螺钉联接 8．4．2标准螺纹联接件
1、螺栓
2、双头螺柱
3、螺钉
4、紧钉螺钉
5、螺母
6、垫圈 8．5螺纹联接的预紧和防松 8．5．1螺纹联接的预紧
预紧力：联接在承受工作载荷之前，预先受到一个轴向力的作用。
目的：增强联接的可靠性和紧密性，以防止受载后被联接件间出现缝隙或相对滑动，同时可提高联接强度 预紧应力的大小：80%ζs 方法：测力距扳手，定力矩扳手 8．5．2螺纹联接的防松
一般情况下，可满足自锁、防松的目的是在冲击、振动、交变载荷、高温等情况下出现松动。 防松的根本目的在于防止螺旋副相对运动 8．6螺纹联接的强度计算
螺栓的主要失效形式：
螺栓杆被拉断
螺栓杆被剪断或螺栓杆和被联接件外壁被压溃 经常拆卸时，因磨损而发生滑扣现象 螺纹牙的计算是根据等强度原则；
螺纹联接的计算主要是根据螺栓的强度确定螺栓危险截面的尺寸，即螺纹小径d1，然后从标准中确定d及螺距P。 8．6．1松螺栓联接
装配时，螺母不需要拧紧，在承受工作载荷前，螺栓不受力 8．6．2紧螺栓联接
1、仅承受预紧力的紧螺栓联接
装配时，螺母需要拧紧，螺栓处于拉伸和扭转的复合应力状态。 根据第四强度理论：
2、承受横向载荷的紧螺栓联接
用普通螺栓联接承受横向载荷时，由于预紧力的作用，将在接合面间产生摩擦力以抵抗工作载荷。 即：摩擦力>工作载荷
可用各种剪载零件来承受横向工作载荷，包括销、剪载套、键等。 用铰制孔螺栓承受横向载荷；
3、承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接
情况1：螺母与被联接件接触，但螺栓和被联接件均未受力，二者都没有发生变形 情况2：螺母拧紧，受预紧力作用； 螺栓受预紧力Q0——产生伸长量δ被联接件受Q0——产生压缩量δ情况3：承受工作载荷后
螺栓受力由Q0 增加到Q，螺栓进一步拉伸，则总拉伸量为δ被联接件由Q0减小到Qr ，压缩量减少为δc0－Δδ 螺栓和被联接件这种变形可用线图表示： 对Qr 的要求：
8．7 螺栓联接件的下料和许用应力 材料：Q
215、Q2
35、
10、
35、45钢等； 许用应力：表8—6 8．8提高螺纹联接强度的措施
螺栓的破坏——螺栓杆部分——疲劳断裂——截面小，应力集中处 8．8．1降低螺栓总拉力的变化范围 总拉力在Q0——（Q0＋ΔQ）之间变化
则减小螺栓的刚度kb或增大被联接件的刚度kc ，可降低总拉力的变化范围。 采取：腰状杆螺栓、空心螺栓
金属垫片、O型密封元件 8．8．2改善螺纹牙上的载荷分布
螺栓受拉而螺距增大，螺母受压而螺距变小，轴向载荷在旋合螺纹各圈间的分布不均匀。 大部分载荷集中在前几圈，八圈以后几乎不承受载荷 加厚螺母不能提高螺纹联接强度 采用悬置螺母
8．9键联接和花键联接
8．9．1键连接的分类、结构和应用
键是一种标准件，用于实现轴和轴上零件的周向固定以传递转矩，有些键还能实现轴向固定或轴向滑动的导向。 键联接：平键联接、半圆键联接、锲轴联接，切向键联接
1、平键联接
键的两侧面为工作面，工作时靠键与键槽侧面的相互挤压来传递转矩。 特点：结构简单、拆装方便、定心性好。平键分为：普通平键、导向平键
普通平键：静联接
A型（两圆头）B型（平头） C型（单圆头） A：键在键槽中固定良好，应力集中大 B：应力集中小，键的尺寸较大 C：用于轴端
导向平键：动联接，需固定，并没有起键螺孔。
2、半圆键
b0＋Δc0 b0
δ
以两侧面为工作面
具有良好的定心性，绕其几何中心摆动，装配方便 键槽较深，对轴的强度削弱大
3、锲键联接 工作面：上下表面
键的上表面和轮毂键槽的底部有1：100的斜度
工作时主要靠键的上表面与轮毂间的摩擦力来传递，能承受单向的轴向力。 轴和轮毂轴线间会产生偏心和偏移
使用于定心要求不高，传递和载荷平稳的场合。
4、切向键联接
切向键由一对斜度为1：100的锲键组成 键的窄面为工作面
工作时，靠工作上的挤压力和键与轮毂间的摩擦力来传递转矩 一个切向键：单向传递转矩 两个切向键：双向传递转矩 8．9．2平键联接的选择计算
1、平键尺寸的计算
键的截面尺寸：按轴的直径d从有关标准中选取
键的长度：普通平键：键的长度等于或略小于轮毂的长度
导向平键：按轮毂长度及滑动距离而定 注：键长应符合标准规定的长度系列
2、平键联接的强度校核
主要失效形式：工作面得压溃，过载剪断 设计标准：工作面上的挤压应力
导向平键：失效形式：工作平面的过度磨损 设计标准：工作面上的压力
8．9．3花键联接：轴和轮毂孔向均布的多个键齿构成的联接。 工作面：齿的侧面
特点：承载能力高，受力均匀，对轴和轮毂的强度削弱小，对中性和导向性好。 适用：定心精度高，载荷大，经常滑移的联接 类型： 矩形花键：常用 渐开线花键：承载能力高 三角形花键：使用于薄壁零件 8．10销联接
用途：固定零件间的相对位置，传递不大的载荷，安全过载装置 类型：
圆柱销：过盈配合，多次装拆合，其定位精度和可靠性下降 圆锥销：1：50的锥度
安装方便，定位精度高，可多次装拆 端部带有螺纹的圆锥销：适用于盲孔或拆卸困难的场合。 开尾圆锥销：适用于有冲击、振动的场合。
开有纵向沟槽的圆锥销：弹性变形、不易松脱、因而能承受振动和变载荷。 材料：35钢、45钢 第四篇
机械传动 第10章
齿轮传动 10．1齿轮传动的特点及类型 10．1．1特点：
效率高：最高达99.95% 结构紧凑：在同样的使用条件下，所需的空间尺寸小 工作可靠：齿与齿的啮合传动 寿命长：长达
一、二十年 传动比稳定：i=Z2/ Z1
制造、安装精度高，价格较贵，不适合传动距离过大的场合。 10．1．2类型
1、按照工作条件，闭式齿轮传动，开式齿轮传动
2、按照传递的速度：低速、高速
3、按照承载的大小：轻载、重载
4、按照齿轮的材料及热处理工艺：软齿面
硬齿面 10．1．3对齿轮传动的基本要求
1、传动精确平稳（第六章）
2、足够的承载能力（本章重点讲解） 10．2齿轮的失效形式及设计准则 10．2．1齿轮的失效形式——主要指轮齿
1、轮齿折断
弯曲疲劳折断：齿根处的弯曲应力最大，交变应力、应力集中；先裂纹、后折断。 过载折断：轮齿在短时过载。
局部折断：不准确的安装，制造，轴的变形。
增大齿根处圆角半径，合理的热处理，合理的选择材料及采用变位齿轮。
2、齿面点蚀
长期交应变力——疲劳裂纹——扩展——麻点状小而浅的坑——点蚀
靠近节线处啮合，相对滑动速度低，油膜不易形成，点蚀首先出现在齿根表面靠近节线处。 闭式齿轮传动的主要失效形式；
提高齿面的硬度，降低表面的粗糙度，增大综合曲率半径，增大润滑油的粘度。
3、齿面胶合
压力大——温度高——润滑油被挤出——两齿面直接接触，相互粘连——较软的齿面形成沟纹——胶合 提高齿面的硬度，降低表面的粗糙度，合理选用材料，合理选用润滑油。
4、齿面磨损 杂质的进入
开式齿轮传动的主要失效形式
5、齿面塑性变形 过大的应力作用 10．2．2设计准则
闭式软齿面齿轮传动——点蚀——按照齿面接触疲劳强度设计——验算轮齿的弯曲疲劳强度 闭式硬齿面齿轮传动——轮齿折断——按照齿根的弯曲疲劳强度设计——验算齿面的接触疲劳强度 开式齿轮传动——磨损和轮齿折断——按照轮齿的弯曲疲劳强度设计——同时降低许用应力 10．3齿轮的材料、热处理及传动精度 10．3．1齿轮常用的材料
要求：较高的抗点蚀，抗磨损、抗胶合、抗塑性变形、抗折断的能力 齿面要硬，齿芯要韧
常用的材料：碳素结构钢，合金结构钢，铸钢，铸块、塑料、尼龙 10．3．2齿轮的热处理
软齿面（齿面硬度≤350HBS）
调质和正火
硬齿面 （齿面硬度＞350HBS）
表面淬火、表面渗碳淬火、渗氮淬火。
1、软齿面齿轮的热处理方法——调质和正火
加热后，空冷或油冷
慢慢降温
小齿轮的齿面硬度>大齿轮的齿面硬度，寿命相近
2、硬齿面齿轮的热处理方法——淬火 10．3．3齿轮传动的精度
齿轮公差分为：传递运动的准确性、传动的平稳性、齿面上载荷分布的均匀性 齿厚极限偏差、等级
10．4直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷 10．4．1直齿圆柱齿轮受力分析
受力分析——分度圆上啮合——忽略摩擦力——集中力——作用在齿宽中点——沿啮合线 法向力Fn分解为圆周力Ft和径向力Fr 大小：
方向：
Ft：主动轮与运动方向相反，从动轮与运动方向相同 Fr：分别指向各自轮心 10．4．2计算载荷
载荷沿齿宽分布不均匀，附加动载荷——引入载荷系数K 10．5直齿圆柱齿轮传动承载能力计算
10．5．1直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算
1、齿面接触疲劳强度计算
线接触——受载后——弹性变形——面接触 齿面接触应力——参照弹性力学中的赫兹公式
2、影响齿面接触强度的参数和尺寸 1）系数335只适合钢对钢
如钢对铸铁
335—→285 铸铁对铸铁
335—→250 2）从公式中分析得出：ζ设计时按较小值代入计算 3）降低ζH和增大〔ζH〕可提高齿面接触疲劳强度； H1=ζH2
H1〕≠〔ζH2〕 但当两齿轮的材料及热处理不同时，〔ζ
增大齿宽b或中心距a可降低ζH，
b过大，造成载荷分布不均匀，因此提高a可行
结论：改变齿轮的几何参数或提高齿面的硬度可提高齿面接触疲劳强度； 10．5．2值齿圆柱齿轮传动的轮齿弯曲疲劳强度计算
1、齿根弯曲疲劳强度计算
假设：1）将齿轮视为悬壁梁；2）全部载荷仅由一对轮齿承担3）集中力作用于齿顶 危险截面的确定：
30°切线法：作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根过渡曲线相切的直线，认为两切点的连线是危险截面的位置。 法向力Fn分解为：
F1：使齿根产生弯曲应力
F2：产生压应力，忽略
2、影响齿根弯曲强度的参数和尺寸
1）一般情况下，Z1≠Z2，YF1≠YF2 ，ζF1≠ζF2； 2）YF/〔ζF〕的比值不同
设计时代入较大值; 3）提高轮齿齿根弯曲疲劳强度的措施：提高m、b、Z1，但提高m 效果显著 4）开式齿轮传动，（0.7---0.8）〔ζF〕 10．5．3齿轮的许用应力 〔ζH〕=ζ
ζHlim /SH
〔ζF〕=ζFlim：图Flim /SF
Hlim：图10—6；
ζ10—7
长期双侧工作，取0.7的系数。 SH、SF：表10—5
10．6直齿圆柱齿轮传动的设计
1、齿数比u与齿数Z1
齿数比u其值恒大于1，而传动比i其值可大于1，也可小于1 当i>1时
u=i 当i
u=1/i 一般：u
I＞4.5时，i允许有±4% 的误差 闭式——软齿面——接触疲劳强度——设计
a一定，降低m，增大Z1，增大重合度，提高传动的平稳性，减小齿顶圆直径和毛坯直径，降低成本。Z1=20——40 闭式——硬齿面——弯曲疲劳强度——设计 Z1=17——20
2、模数
传递动力的齿轮传动，模数m不宜过小；按弯曲疲劳强度设计的m必须取标准值。 经验公式：闭式齿轮传动m≈(0.007—0.02)α
开式齿轮传动m≈0.02α 齿宽系数：
轮齿越宽，承载能力也越高，但齿宽过大， 载荷分布不均匀，造成偏载。
闭式齿轮传动：ψa=0.3—0.6，常用ψa=0.4（0.35）
开式齿轮传动：ψa=0.1—0.3 10．7斜齿圆柱齿轮传动
10．7．1斜齿圆柱齿轮传动的受力分析 忽略齿面间的摩擦力 大小：
方向：
10．7．2斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
作用力——法向平面内——当量直齿轮——用直齿轮的方法计算——重合度大，曲率半径大——比直齿轮承载能力大 齿面接触疲劳强度计算
一对钢制标准斜齿轮传动的齿面接触疲劳强度条件；
说明：1）钢对铸铁：260；
铸铁对铸铁：228
2）a圆整为0或5
3）m的确定
4）β的确定
2、齿根弯曲疲劳强度计算 说明：YF按当量齿数查表10-4 10．8直齿圆锥轮传动
10．8．1直齿圆锥齿轮传动的受力分析
将轮齿上的分布力简化为作用于齿宽中点集中载荷。 大小：
方向：
10．8．2直齿圆锥齿轮传动的强度计算
1、齿面接触疲劳强度计算
按齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮传动来计算；
说明：1）求出锥距R后，选择Z
1、Z
2 2）确定大端模数
3）ψR=0.25—0.3 4）钢对铸铁285，铸铁对铸铁250；
2、齿根弯曲疲劳强度计算
说明：1）YF按当量齿数查表10-4按 2）mm与m的关系 10．9齿轮的结构设计及齿轮传动的润滑和效率 10．9．1齿轮的结构
1、齿轮轴：将齿轮和轴做成一体
圆柱齿轮：齿根圆到键槽底部的距离e＜2m
圆锥齿轮：小端齿根圆到键槽底部的距离e＜1.6m
2、实心式齿轮：da≤160mm
3、腹板式齿轮：da=160——500mm
4、轮辐式齿轮da＞500mm
说明：齿轮与轴的联接——平键
花键
10．9．2齿轮传动的润滑
齿轮传动——相对滑动——产生摩擦与磨损——效率下降——润滑；
润滑——减小磨损与发热——防锈和降低噪声——工作状态及改变——预期寿命内正常工作 方式：
开式齿轮传动通常用润滑油（脂）人工定期润滑 闭式齿轮传动按圆周速度v确定： v≤12m/s，油池润滑；
深度：圆柱齿轮，一个齿高，不应小于10 mm
圆锥齿轮：浸入全齿宽 多级传动：带油轮
底部距离：≦30——50 mm 2）v＞12m/s，喷油润滑 3）油的粘度的确定：表10-6 10．9．3齿轮传动的效率
功率损耗包括：啮合中的摩擦损耗，搅油损耗，轴承中的摩擦损耗 10．10蜗杆传动
10．10．1蜗杆传动的运动分析与受力分析
1、蜗杆传动的运动分析
目的：确定蜗杆与蜗轮的转向关系及齿面间相对滑动速度 蜗杆主动——利用左右手法则 四指——蜗杆转动的方向
拇指——蜗杆有沿轴线方向运动的趋势 蜗轮——向相反的方向运动 相对滑动速度：
Vs越大，容易形成油膜
齿面间的摩擦因数下降，提高效率，承载能大； Vs过大：易产生磨损和胶合
2、蜗杆传动的受力分析 大小：
方向：
10．10．2蜗杆传动的失效形式，材料和结构
1、蜗杆传动的失效形式和常用材料
失效形式：齿面点蚀，齿面胶合，齿面磨损，轮齿折断；
由于材料和结构的不同，蜗杆螺旋齿部分的强度高于蜗轮轮齿的强度，因而失效总发生在蜗轮。 闭式蜗杆传动——蜗轮轮齿——齿面胶合 开式蜗杆传动——蜗轮轮齿——磨损
对蜗杆，蜗轮材料的要求：足够的强度，良好减摩耐磨性，抗胶合能力。 蜗杆材料：碳素钢、合金钢
蜗轮材料：铸造锡青铜，Vs=5——15 m/s 铸造铝铁青铜，Vs＜8m/s 灰铸铁，Vs＜2m/s
2、蜗杆和蜗轮的结构
蜗杆——蜗杆轴——蜗杆和轴形成一体
蜗轮：整体式：铸铁蜗轮或d＜100mm
的青铜蜗轮
组合式：齿圈用青铜，轮芯用铸铁或钢 10．10．3蜗杆传动的强度计算
失效——胶合、磨损——无完整计算方法 只对蜗轮齿面进行接触疲劳强度计算；
10．10．4圆柱蜗杆传动的效率：润滑和热平衡计算
1、蜗杆传动的效率
功率损耗包括：轮齿啮合的功率损耗、轴承摩擦损耗及溅油损耗。 提高效率，可增大导程角λ，即采用多头螺杆；
但λ过大，加工困难；且当λ＞28°时，效率提高很小。 当λ≤ρ’自锁，蜗杆传动的效率η＜50%
2、蜗杆传动的润滑
摩擦、磨损、发热易严重——润滑十分重要 油池润滑，蜗杆在下；一个齿高
蜗杆在上：蜗轮半径的1/6——1/3
3、蜗杆传动的热平衡计算
效率低，发热量大，结构紧凑，箱体的散热面积小； 不及时散热——齿面胶合 转化为热量的摩擦损耗功率： 自冷，箱体表面散热功率： 达到热平衡：
超过温度允许值，可采用如下措施
合理设计箱体机构，加散热片，增大散热面积
提高表面传热系数，加装风扇，冷却水管，循环油冷却。 第11章
轮系 11．1 轮系的类型
1．轮系：由一系列齿轮组成的传动系统。
2．轮系的作用：获得大的传动比，变速或换向传动。 3．轮系的类型：
1）定轴轮系：轮系中所有齿轮的几何轴线位置都是固定不动。
2）周转轮系：轮系中至少有一个齿轮的轴线是绕位置固定的另一齿轮的几何轴线转动。 行星轮：轴线绕位置固定的齿轮的轴线转动。
行星架（转臂或系杆）：支承行星轮的构件。
中心轮（太阳轮）：轴线固定不动的齿轮。 11．2 定轴轮系及其传动比
1．一对齿轮的传动比：主动轮与从动轮的角速度或转速之比。
2．轮系的传动比：该轮系首轮与末轮（或输入轴与输出轴）的角速度或转速之比。 iab=ωa/ωb=na/nb
3．在计算轮系的传动比时，不但要求出首、末两轮速比的大小，而且需确定两轮的转向关系。当首、末两轮轴线平行，用“+”表示两轮转向相同，用“-”表示两轮转向相反；当首、末两轮轴线不平行，用箭头标注两轮转向关系。 4．定轴轮系的传动比计算：
惰轮：不影响传动比的大小，仅用于改变转动方向或增大两轴间距离的齿轮。 5．首、末两轮转向关系的确定：
1）轮系中所有齿轮的轴线平行，用（-1）m确定；2）首、末两轮轴线平行，用箭头确定后，用“+”或“-”表示； 3）首、末两轮轴线不平行，用箭头标注两轮转向关系； 11．3 周转轮系及其传动比 11．3．1周转轮系的分类
1．按周转轮系自由度分类： 行星轮系→自由度等于1 差动轮系→自由度等于2 2．按中心轮数目分类
2K—H型：两个中心轮，一个行星架。 3K型：三个中心轮。
K—H—V型：一个中心轮，一个行星架，一个输出构件。 11．3．2周转轮系传动比的计算
周转轮系→运动的轴线→反转法→固定行星架 周转轮系传动比的计算公式： 说明：
齿轮G、齿轮K、行星架H的轴线必须平行； nG、nK、nH为代数值，有正负之分；
周转轮系中有空间齿轮时，等式右边的正负号必须用画箭头的方法确定； 11．4 复合轮系及其传动比
1．复合轮系：由定轴轮系和周转轮系，或由几个单一周转轮系组成的轮系。 2．复合轮系传动比的计算方法：区分定轴轮系和周转轮系，分别计算，联立求解。 3．区分定轴轮系和周转轮系的方法： 1）先找几何轴线运动的行星轮；
2）支承行星轮的是行星架，行星架的类型很多；
3）中心轮：几何轴线与行星架回转轴线相重合，且直接与行星轮相啮合的定轴齿轮。 11．4 轮系的应用
11．5．1实现远距离传动11．5．2获得大传动比11．5．3实现变速运动11．5．4实现运动的合成与分解11．5．5实现换向运动 第12章
带传动
1．阐述带传动的类型、特点、特性和应用。
2．重点分析带传动的受力、应力和失效形式，据此确定出带传动的设计准则，并介绍普通V带传动的设计计算。 12．1概述
1、带传动得组成：主动带轮、从动带轮、传动带组成
2、带传动的工作原理：依靠带与带轮之间的摩擦力拖动从动轮一起转动。
3、带传动的应用场合：两轴平行且转向相同的场合
4、带传动的优点：1）适合中心距较大的传动； 2）结构简单，造价低廉； 3）带具有良好的挠性，可缓冲吸振，传动平稳； 4）过载打滑，防止损坏其他零件；
5、带传动的特点：1）同样功率，传动的外廓尺寸大；2）弹性滑动，传动比不能保证恒定； 3）带的寿命较短； 4）有时需要张紧装置；
6、带传动的主要参数：v=5—25m/s i≤7 η=0.92—0.97 P=700kW
7、带的类型：平带传动、V带传动、多锲带传动，同步带传动。 传动带均制成无接头的环行。
平带：横截面——扁平矩形；工作面——内表面；结构最简单，带轮制造容易。 V带：横截面——等腰梯形；工作面——两侧面；传动能力大，已经标准化。 多锲带：平带与V带的共同优点
8、带传动的张紧：自动张紧、定时张紧
9、带传动中几何参数之间的关系 1）包角：带与带轮接触弧所对得圆心角。 2）带长： 3）中心距： 12．2带传动工作情况的分析 12．2．1带传动的受力分析
带传动要有一定的初拉力F0——产生正压力——摩擦力Ff
带工作时：绕上主动轮的一边被拉紧，拉力由F0 增加到F1 —→紧边 绕上从动轮的一边被放松，拉力由F0 减小到F2 —→松边 工作时带的总长不变，则
F1－F0= F0－F
2即 F0= （F1+F2）/2 圆周力（有效拉力）：两边拉力之差，即 Fe= F1－F2 带传递的功率为: 分析：最大有效拉力及影响因素
以平带为例，忽略传动带做圆周运动时所产生的离心力的影响。 分析：
1）初拉力F0：Fec与 F0成正比，F0越大，摩擦力越大，传动能力越强，带的寿命短。 2）包角α：α与Fec成正比，α越大，总摩擦力越大，传动能力越强。 3）摩擦因数f：f与Fec成正比。 V带传动：
V带传动的最大有效圆周力大于平带传动。 12．2．2带的应力分析
1、拉应力：紧边拉应力、松边拉应力
2、离心力所产生的拉应力 3:、弯曲应力
分析：最大应力发生在紧边绕上小带轮处。
传递：带的应力——交变应力——循环一定次数——疲劳破坏
12．2．3带的弹性滑动和打滑
由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为弹性滑动。
弹性滑动-----从动轮的圆周速度v2 总是低于主动轮的圆周速度v1 ，其降低值用滑动率ε 表示： 带传动的传动比：
由于ε 很小，一般不考虑：
打滑：工作时，当带传动需要的圆周力超过最大有效拉力Fec时，带与带轮间就会发生显著的相对滑动。 12．3普通V带传动的设计计算 12．3．1概述 1.V带的组成及作用。 顶胶：承受弯曲时的拉伸。
抗拉体：用于承受拉力，由帘布或线绳组成。 底胶：承受弯曲时的压缩。 包巾：耐磨的橡胶帆布，保护作用。
2、带的各部分名称和参数：
节面：当V带弯曲时，顶胶伸长，底胶缩短，只有在两者中间的的中性层长度不变。 节宽 ：带的节面宽度。带弯曲时，节宽保持不变。 相对高度：V带的高度h与节宽bd的比值。
带轮的基准直径：与相配用V带的节宽bd相对应的直径。
基准长度：在规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度称为基准长度。 V带的公称长度以基准长度bd表示。
普通V带：楔角θ =40°，相对高度为0.7的V带。 V带标准化，按截面尺寸的不同，分为Y.Z.A.B.C.D.E Y型带承载能力最小，E型带承载能力最大 12．3．2设计准则及单根V带的基本额定功率 1.带传动的主要失效形式：打滑，疲劳破坏。
2.设计准则：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。 3.V带的基本额定寿命：
在载荷平稳，包角 =180°、持定长度的条件下， 单根V带的基本额定功率值见表12—2 对P0值进行修正，得单根V带所能传递的许用功率。 12．3．3普通V带的型号和根数的确定。
1．计算功率： 2．带的型号的确定： 3．带的根数的确定： 12．3．4主要参数的选择和计算。
1.选择带轮直径，验算带速： 2.选择中心距a和带的基准长度、验算小轮的包角： 3.确定带的初拉力： 4.计算压轴力：
总结 设计V带传动的原始数据：传递的功率P、带轮的转速、传动比、传动位置要求、工作条件。 设计内容：带的截型、长度、根数、传动中心距、带轮直径、结构尺寸。 12．4 V带轮的结构设计
对带轮的要求：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量均匀，高的表面精度，轮槽的尺寸和角度具有一定的精度。
带轮的材料：铸铁； 铸钢，高速； 铸铝，塑料，小功率； 结构：实心式 d：轴的直径 孔板式、腹板式 轮幅式： 12．5 其他带传动简介 12．5．1高速带传动。
要求：传动可靠，运转平稳，寿命长。 12．5．2同步带传动
优点：传动比恒定，结构紧凑，带速高，传动比大，传递功率大，效率高。 缺点：价格高 第14章
轴
1．介绍轴的功用、分类和轴的材料。
2．阐明轴的结构设计、轴的强度和刚度计算方法。 14．1 轴的功用和类型
1．轴的功用：用来支承旋转的机械零件并传递运动和动力。 2．轴的分类：
1）根据承载性质的不同。
转轴：既传递转矩又承受弯矩
传动轴：主要传递转矩 心轴：只承受弯矩不传递转矩 2）根据轴线的形状不同 直轴：轴线为一直线。
曲轴：轴线为相互平行的直线。 挠性钢丝轴：轴线为一曲线。 14．2 轴的材料 1．对轴的材料的要求：
具有足够的速度、对应力集中的敏感性小以及良好的工艺性。 2．轴的材料：
1）碳素钢：
35、
45、50、Q2
35、Q275等 热处理：正火，调质 2）合金钢：20Cr .20CrMnTi 力学性能好，价格高，有特殊要求。
3）球墨铸铁：成本低，吸振性好，对应力集中的敏感性小，强度较高。 14．3 按扭转强度初算轴的直径
1．原因：支点间的跨距未知→无法计算弯矩→无法计算当量弯矩
2．轴的设计过程：初估轴的直径→轴的结构设计→确定轴的形状和尺寸→按弯扭合成强度进行强度计算 3．初估轴的直径——最细处的直径——只传递扭矩
圆截面的轴：
对于既传递转矩又承受弯矩的轴，可用上式，但需降低许用扭切应力。 得按转矩初算的设计公式：
C：由轴的材料和承载情况确定的常数 14．4 轴的结构设计
轴的结构设计——将轴设计为阶梯形——确定各段的轴颈和长度 轴的结构设计应满足以下要求：
1．轴和轴上零件要有准确的工作位置（定位）
2．轴应便于加工，轴上零件应易于装拆（制造安装要求） 3．各零件牢固而可靠地相对固定（固定） 4．尽量减小应力集中 14.4.1轴上零件的定位
轴肩：阶梯轴上截面变化处，起轴向定位作用 定位：轴肩、套筒、相关的零件 14.4.2制造安装要求
轴的直径：从一端逐渐向中间增大—→可依次装、拆轴上的零件 倒角：零件易于安装—→轴端和各轴段的端部 砂轮越程槽：轴上磨削的轴段，装滚动轴承处 螺纹退刀槽：车制螺纹的轴段，装圆螺母
要求：轴的形状，尺寸应力要求简单，便于轴的加工，尽量减少轴上零件的数目，减轻重量 轴上与滚动轴承相配合的轴径应符合滚动轴承的内孔尺寸。 14.4.3轴上零件的固定 轴向定位
轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈、圆锥面、紧定螺钉、弹性挡圈 说明：
1、采用套筒、螺母、轴端挡圈作轴向固定时，应保证轴段的长度小于零件轮毂的长度2-3mm 为了保证轴上零件紧靠定位面，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, 轴肩的高度h必须大于C1 或R。
2、周向固定
键联接、花键联接、过盈配合、紧定螺钉 注意：同一轴上多个键，应加工在同一直线上。 14.4.4减小应力集中
零件截面发生突变处—→应力集中
1、各段阶梯的直径变化均匀，避免截面尺寸的剧变。
2、截面变化处采用圆角过渡且半径不应过小。
3、改善结构设计。
14．5 轴的强度计算（弯扭合成法）
绘制零件草图—→轴承的位置、轴上载荷的性质、大小、方向、作用点—→受力分析—→绘出弯矩图、扭矩图—→弯扭合成强度计算。
对于一般钢制的转轴，按第三强度理论。 求危险截面的当量应力：
弯曲应力—→对称循环变应力，扭切应力—→脉动循环变应力，二者的循环特性不同，引入修正条件。 按弯扭合成强度计算轴径的一般步骤。
将外载荷分解到水平面和垂直面内，分别求出水平面支反力和垂直面支反力。 绘制垂直直面弯矩图和水平面弯矩图。 绘出合成弯矩图。 绘制转矩T图。
弯扭合成，绘当量弯矩图。 求出危险截面的轴径。
说明：
1、有键槽，轴径增大4%。
2、d计计算的轴径，d结结构设计的轴径
d计＞d结—→强度不够、修改、重新计算
d计＜d结—→以结构计算为准。 14．6 轴的刚度计算
刚度：挠度、偏转度、扭转角 14.6.1弯曲变形计算
1、等直径的轴可按挠曲线近似微分方程式积分求解
2、对于阶梯轴可按变形解法求解 14.6.2扭转变形的计算
1、等直径轴：材料力学中的扭转变形公式求解
2、阶梯轴：可用求和的公式求解
第15章
轴承
轴承的功用：支承轴及轴上零件，保证轴的旋转精度，减小轴与支承之间的摩擦和磨损，并承受载荷。
15．2 滚动轴承的组成、类型及特点
滚动轴承的特点：摩擦阻力小，启动灵活，运转精度高、润滑和维修方便，标准件，价格低。 15.2.1滚动轴承的组成
内圈、外圈、滚动体、保持架组成。
内圈与轴颈配合，随轴一起转动，采用基孔制，过盈配合。 外圈与轴承孔配合，外圈一般不转动，采用基轴制，间隙配合 滚动体：滚动体沿着滚道滚动；
球形，圆柱形，圆锥形，腰鼓形，滚针形。 保持架：把滚动体均匀分开。
材料：内圈，外圈，滚动体—→轴承钢
保持架—→碳钢 15.2.2滚动轴承的类型及特点 结构特性
接触角：滚动体与外圈滚道接触点的法线与轴承径向平面之间的夹角。
接触角α愈大，轴承承受轴向载荷的能力愈大。 2）偏位角：轴承内、外圈中心线的夹角。
2、滚动轴承的分类：
1）按滚动体的形状：球轴承、滚子轴承
球轴承：点接触、承载能力低，耐冲击性高，摩擦阻力小，极限转速高，价格低。 滚子轴承：线接触，承载能力高，耐冲击，摩擦阻力大，价格高。 2）按滚动体的列数：单列 双列 多列
3）按工作时能否自动调心：调心轴承，非调心轴承 4）按所能承受载荷的方向或接触角的不同：
向心轴承：径向接触轴承（α=0°），只能承受径向载荷； 向心角接触轴承（0°＜α≤45°），随α的增大，轴向承载能力也增大
推力轴承：轴向接触轴承（α=90°），，只能承受轴向载荷； 推力角接触轴承（45°＜α≤90°），随α的减小，径向承载能力增大
3、滚动轴承的分类 表15-4 15．3 滚动轴承的代号
滚动轴承的代号是表示其结构、尺寸、公差等级和技术性能等特征的产品代号，由字母和数字组成 滚动轴承代号的构成：基本代号、前置代号、后置代号
15.3.1基本代号：
基本代号表示轴承的基本类型、结构和尺寸；
基本代号由轴承类型代号、尺寸系列代号、内经代号构成 类型代号：用数字和字母表示.表15-6 尺寸系列代号：由轴承的宽（高）度系列代号和直径系列代号组成
轴承的直径系列代号是指结构相同、内经相同而外径和宽度方面不同的系例； 用7，8，9，0，1，2，3，4表示 →增大
轴承的宽（高）度系列代号是指结构相同、内径和直径系列相同的轴承，在宽（高）度方面不同的系列 用0，1，2，3，4，5，6表示 →增大 内径代号：表15-8 15.3.2前置代号和后置代号
前置代号：用字母表示成套轴承的分部件 后置代号：
1）同一类型轴承的不同内部结构 2）轴承的公差等级 3）轴承的径向游隙
15．4 滚动轴承的选择计算 15.4.1滚动轴承类型的选择 选择时主要考虑以下因素： 载荷条件：载荷大小、方向、性质 大载荷 冲击载荷 线接触的滚子轴承 小载荷 中等载荷 点接触的球轴承 纯径向载荷：深沟球轴承、圆柱滚子轴承 纯轴向载荷：推力轴承 既受径向载荷又受轴向载荷：
Fr大、Fa小：深沟球轴承、接触角较小的角接触球轴承、圆锥滚子轴承 Fr小、Fa小：接触角较大的角接触轴承 Fa很大：推力角接触轴承 转速条件：极限转速 n↑ 球轴承 装调性能 调心性能 经济型
15.4.2滚动轴承的失效形式及计算准则 失效形式：
点蚀 塑性变形 磨损 计算准则：
①.10r/min＜n＜nlim 主要失效形式是点蚀，以疲劳强度计算为依据进行轴承的寿命计算
②.n＜ 10r/min 静应力作用，主要失效形式是塑性变形，以不发生塑性变形为准则的静强度计算 15.4.3滚动轴承的寿命计算 基本额定寿命和基本额定动载荷
寿命：轴承工作时，滚动体或滚道出现疲劳点蚀前所经历的总转速，或轴承在恒定转速 下的总工作小时数。 可靠度：同一条件下，一组同一型号的轴承所能达到或超过某一规定寿命的百分率。 基本额定寿命：一批在相同条件下运转的同一型号轴承，其可靠度为90%时的寿命。
寿命的单位为总转数， 用L10表示
寿命的单位也可用工作小时数，用Lh表示
基本额定动载荷：基本额定寿命为L10=10 转时，轴承所能承受的最大载荷。
6用C表示
向心轴承 基本额定动载荷→径向载荷→径向额定动载荷Cr 推力轴承 基本额定动载荷→轴向载荷→轴向额定动载荷Ca 当量动载荷
轴承受径向和轴向载荷的联合作用，转化为等效的当量动载荷P ⑴、对于只承受线径向载荷的向心轴承 2)对于只承受纯轴向载荷的推力轴承
3）对于同时承受径向载荷和轴向载荷的深沟球轴承和角接触轴承
3、滚动轴承寿命的计算 实验—→寿命的计算式
4、向心角接触轴承轴向载荷的计算 1）向心角接触轴承的内部轴向力
向心角接触轴承（3类、7类）—→受径向力—→产生内部轴向力S S的方向：外圈的宽边指向窄边 S的大小：由表15-13确定
问题：如何考虑外载荷Ka 和S的共同作用 2）向心角接触轴承的轴向载荷计算 安装：两个轴承成对使用对称安装 正装：外圈窄边相对（面对面） 反装：外圈窄边相背（背对背） 计算时应同时考虑S和Ka 的共同作用 计算向心角接触轴承向载荷Fa 的步骤 1）确定S的方向和大小
2）根据S1+ S2+Ka 的指向，确定压紧与放松的轴承 正装：轴向合力指向的一端为紧端 反装：轴向合力指向的一端为松端 3）确定轴承所收的总轴向力 松端——仅为其内部轴向力，
紧端——除去本力的内部轴向力后其余各轴向力的代数和， 15.4.4滚动轴承的静强度计算
n＜10r/min 静应力作用，主要失效形式是塑性变形，以不发生塑性变形为准则的静强度计算 基本额定静载荷：承受最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时的载荷， 调心球轴承：4600MPa、其它球轴承：4200MPa、所有滚子轴承400MPa 向心轴承——径向额定静载荷 推力轴承——轴向额定载荷 当量静载荷 静强度计算
15．5 滚动轴承的组合设计 15．5．1轴承内外圈的轴向固定方法 15．5．2轴承组的轴向固定
1、两端固定
2、一端固定
一端游动 15．5．3轴承组合的轴向调整
1、轴承间隙的调整
1）调整垫片2）调整环3）调节螺钉
2、轴承组合的轴向调整 15．5．4滚动轴承的预紧
预紧：受载前，受到轴向压紧力作用 目的：提高轴承的刚度和旋转精度 方法:磨窄内圈（用于反装）
磨窄外圈（用于正装） 15．5．5滚动轴承的配合与装拆
1、滚动轴承的配合
内圈与轴颈—→采用基孔制—→过盈的过度配合 外圈与轴承座孔—→采用基轴制
2、滚动轴承的装拆 安装、冷压装、热装法 拆卸
轴上定位轴肩的高度应小于轴承内圈高度 15．5．6滚动轴承的润滑与密封 1.、滚动轴承的润滑 润滑剂：润滑脂、润滑油 润滑剂的选择：按dn值选择
小：选用脂润滑
特点：易于密封、承载能力高
大：选用油润滑
特点：摩擦因数小，润滑可靠，有散热和清洗的作用。 方式：
油浴润滑：适用中、低速的轴承 飞溅润滑：闭式齿轮传动的主要润滑方式
喷油润滑：适用于转速高、载荷大，要求润滑可靠的轴承 油雾润滑：适用于高速、高温的轴承
2、密封
作用：避免润滑剂的流失，防止灰尘进入 方式：接触式、外接触式
第16章
联轴器、离合器和制动器 16．1 概述
联轴器和离合器的作用：主要用来联接轴与轴，以传递运动和转矩，有时也可用作安全装置。
联轴器和离合器的区别：联轴器在机器运转时使两轴不能分离，只有在机器停止转动并将其拆开后，两轴才能分离；离合器在机器运转过程中，可使两轴随时接合与分离。
制动器的功用：使机器迅速停止运转，也可以用来减低或调整机器运转的速度。 联轴器、离合器、制动器已标准化 16．2 联轴器
两轴相对位置的偏移：轴向、径向、偏角 联轴器的分类：刚性联轴器、弹性联轴器 刚性联轴器：
固定式刚性联轴器：不能补偿两轴间的相对位移 移动式刚性联轴器：能补偿两轴间的相对位移
弹性联轴器：利用弹性元件的变形来补偿相对位移，还具有吸振和缓冲的能力。 16．2．1固定式刚性联轴器
套筒联轴器：结构简单，径向尺寸小，被联接的两轴能严格地同步转动，有安全保护的作用；拆装不方便。 凸缘联轴器：结构简单，能传递较大的转矩，对中精确可靠；不能吸振和缓冲，不能消除连轴之间的安装误差。 16．2．2可移式刚性联轴器
1、滑块联轴器：可补偿安装和运转时两轴间的位移。
2、齿轮联轴器：具有径向、轴向和角度位移补偿的功能，位移补偿能力强；结构复杂、笨重，制造成本高。
3、万向联轴器：允许两轴间有较大的夹角。
16．2．3弹性联轴器
1、弹性套柱销联轴器：结构简单，装拆方便，易于制造；寿命较短。
2、弹性柱销联轴器：结构简单，装拆方便，寿命长，具有一定的吸振和缓冲的能力。
3、轮胎式联轴器：具有良好的吸振和缓冲的能力，能有效地降低动载荷。 16．3 离合器
根据工作原理：啮合式、摩擦式
要求：接合平移，分离迅速而彻底，操纵方便省力，工作可靠，调整维修方便，耐磨性和散热性能好。 牙嵌式离合器 摩擦式离合器 电磁粉末离合器 超越离合器
16．4 联轴器和离合器的选用 联轴器、离合器——标准化、系列化
根据机械的工作要求（同心条件、载荷、速度、安装、维修、使用、外形等），选择类型，再按直径、转速和计算转矩选择型号和尺寸，必要时进行强度校核。 16．4．1类型选择
低速、重载、要求对中的大刚性轴—→刚性联轴器（如凸缘联轴器）
低速、刚性小、有偏斜的轴—→可移式刚性联轴器或弹性联轴器（如滑块联轴器、齿轮联轴器或弹性套柱销联轴器） 高速、变载，启动频繁的轴—→有缓冲及减振能力的弹性联轴器
2、低速、重载、要求对中—→牙嵌式离合器
低速、刚性小、有偏移的轴—→摩擦式离合器 高速、变载、启动频繁的轴，双向传动—→摩擦离合器
高速、变载、启动频繁的轴，单向传动—→超越离合器 16．4．2型号和尺寸选择
根据轴的直径、转速、计算转矩——确定型号和尺寸 计算转矩：Tc=KT 16．5 制动器16．5．1抱块式制动器16．5．2内涨蹄式制动器16．5．3带式制动器
