第六章 强度与连接件设计
机械零件的强度和设计准则
3
屈服强度
了解材料开始产生塑性变形的载荷水平。
4
韧性与脆性
了解材料在受力时的表现，以及其破坏模式。
机械零件设计的目标
1 实用性
确保机械零件能够正 常运行并完成预定任 务。
2 安全性
保证机械零件在工作 条件下不会出现失效 和危险。
3 经济性
优化材料使用和制造 成本，提高效率。
强度计算方法
解析法
根据材料的应力-应变关系曲线进行数学计算。
探讨飞机机翼连接件的设计 要求和强度分析。
工程机械齿轮
研究工程机械齿轮的寿命和 强度评估。
机械零件的强度和设计准 则
在本次演示中，我们将探讨机械零件的强度和设计准则，包括材料强度概念、 设计目标、计算方法、常见准则、材料选择、强度验证以及案例分析。让我 们一起开始探索这个令人着迷的领域吧。
材料强度的基本概念
1
应力与应变
了解材料的应力-应变关系是评估其强度的基础。
2
抗拉强度
了解材料在拉伸载荷下的最大承载能力。
2 可加工性
选择易于加工和制造的材料。
如何进行强度验证
1
理论计算
基于强度计算公式，评估机械零件的承载能力。
2
有限元分析
使用计算机模拟方法预测机械零件的强度性能。
3
实验测试
通过物理实验验证机械零件的强度可靠性。
案例分析及实例解析
汽车发动机曲轴
深入剖析汽车发动机曲轴的 强度设计与优化。
飞机机翼连接件
试验法
通过实验测试材料的强度性能。
常见的设计准则
安全系数
考虑提供足够的强度裕度来避免失效。
曲轴弯曲
选择满足承载能力和刚度要求的适当材料。
第六章 轴与轴毂联接
轴的设计
第六章 轴及轴毂连接
二、初定轴径 （一）、类比法
参考同类机型，比较轴传递的功率、转速和工作条件 等初步确定轴的直径。
（二）、按扭转强度计算 dmin
T=9.55×106P/n τ T=T/w T N.mm w T ≈0.2d3
6
P 9.55 × 10 n ≤ [ τ ] MPa τ T= T 3 0 .2 d
d 2 = 1.7 d1 = 1.7 × 20 = 34mm
即d2＝34mm时与d1 等强度。 而今， d2＝60mm 故低速轴强度高。
第六章 轴及轴毂连接
那 根 轴 最 粗 ？
Ⅰ
Ⅱ
Ⅳ
Ⅲ
第六章 轴及轴毂连接
三、轴的强度计算 （一）确定支点和力作用点之间尺寸 几点假设：
1） 支点选择在轴承宽的中点。 2）带轮、齿轮等承受的载荷看成集中载荷，载荷作用在轮宽中点。 3）旋转零件之间、旋转零件与静止零件之间的距离由经验公式选取， 通常选取10～15mm。
（二）、半圆键
多用于轴端锥面 的辅助连接。传递较小的载 荷。
第六章 轴及轴毂连接
（三）、斜键
1:100 工作面
1:100的斜度。工作面为上下面。
1:100
普通斜键
钩头斜键
普通斜键：工作时打紧，靠上下面摩擦传递扭矩，并可传递单向轴向力； 特 点 ：适用于低速轻载、对中性较差，转动精度要求不高的场合。变载下易松 动。钩头只用于轴端连接，如轮子在中间，使用普通斜键，且键槽应比键长2倍才 能装入。且要装安全罩 。
第六章 轴及轴毂连接
9.55 × 10 6 P ⋅ d≥3 0.2[τ T ] n 9.55 × 10 6 令：A 0 = 3 0.2[τ T ] d ≥ A0
机械设计第六章教案
第六章键、花键、无键连接和销连接课堂类别：理论教学目标：通过本次课的学习，使学生掌握平键、花键联接设计计算方法，了解其它联接的类型与特点教学重难点：重点：平键、花键联接强度计算难点：无教学方法与手段：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学手段：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、键联接的类型与构造松键联接——靠侧面挤压，圆用方向剪切承载，工作前不打紧1）平键；2）半圆键；3）花键平键——普通平键；导键与滑键。
普通平键：A型、B型、C型紧键联接：1）楔键联接；2）切向键联接1、平键普通平键——用于静联接—即轴与轮毂间无相对轴向移动，构造：两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩轴上的槽用盘铣刀或指状铣刀加工轮毂槽用拉刀或插刀加工。
3）导向平键与滑键——用于动联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动的联接导向——键不动，轮毂轴向移动动联接——键随轮毂移动，滑移距离大时采用滑键由（轴径）d 查手册 b （宽）×h （高）×L （长）→强度验算2、半圆键————用于静联接（松联接）轴槽用与半圆键形状相同的铣刀加工，键能在槽中绕几何中心摆动，键的侧面为工作面，工作时靠其侧面的挤压来传递扭矩。
特点：工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴与轮毂的联接缺点：轴槽对轴的强度削弱较大。
只适宜轻载联接。
3、楔键联接——紧联接普通楔键：上、下面为工作表面，有1：100斜度（侧面有间隙），4、切向键——两个斜度为1：100的楔键联接，上、下两面为工作面（打入）布置在圆周的切向。
工作原理；靠工作面与轴及轮毂相挤压来传递扭矩。
二、键联接的强度校核失效形式： 压溃（键、轴、毂中较弱者——静联接）磨损（动联接）键的剪断（较少）1、平键联接的强度校核。
普通平键：a) 则其挤压强度条件为：P d P kldT l k T l k N ][2000/10002σσ≤=⋅=⋅= Mpa ][P σ——许用挤压应力 Mpa T ——扭矩（Nmm ）k ——工作高度 k =oh/2l ——工作长度 d ——轴径（mm ）b ）剪切强度条件：导向平键、滑键（动联接）][1023P kldT P ≤⨯= Mpa[P]——许用比压][2000/10002ττ≤===bldT bl T bl N d ][τ——键的许用剪应力（N/mm 2）花键联接：花键联接是由多个键齿与键槽在轴和轮毂孔的周向均布而成 花键齿侧面为工作面——适用于动、静联接类型、特点和应用1、特点：2、花键类型 ①矩形花键 ③渐开线花键 ③三角形花键二、花键联接的设计计算无键联接：用非圆剖面的轴与毂孔构成的联接——称成型联接型面联接 轴和毂孔有柱形的和圆锥形的。
工程力学--第六章 剪切和挤压(强度和连接件的设计)
τ =FQ/Aτ≤[τ]=τb/nτ τ τ
连接件、被连接件 连接件、
剪断条件
工件、 工件、连接件
2)强度条件是一种破坏判据。判据的左端是工作状 2)强度条件是一种破坏判据。 强度条件是一种破坏判据 态下的控制参量（如应力），由分析计算给出； ），由分析计算给出 态下的控制参量（如应力），由分析计算给出； 右端则应是该参量的临界值，由实验确定。 右端则应是该参量的临界值，由实验确定。 3) 利用强度条件，可以进行 利用强度条件， 强度校核、截面设计、确定许用载荷或选材。 强度校核、截面设计、确定许用载荷或选材。 4) 强度计算或强度设计的一般方法为： 强度计算或强度设计的一般方法为：
剪切的实用计算
(1)剪力计算
以铆钉连接为例，沿剪切面切开, 取部分铆钉研究， 以铆钉连接为例，沿剪切面切开, 取部分铆钉研究，受力 如图。 如图。
双剪： 双剪：Q=P/2
一个剪切面
二个剪切面
单剪： 单剪：Q=P
强度计算
假定剪力Q均匀分布在剪切面上， 假定剪力 均匀分布在剪切面上， 均匀分布在剪切面上 以平均剪应力作为剪切面上的名义剪应 则有： 力，则有： τ=Q/A
P/A τ=Q/A =
P
剪切强度条件： 剪切强度条件： τ=Q/A≤[τ]=τb/nτ ≤τ τ
是材料剪切强度，由实验确定； τb是材料剪切强度，由实验确定；nτ是剪切安全系数。
剪断条件：对剪板、冲孔等需要剪断的情况， 剪断条件：对剪板、冲孔等需要剪断的情况，应满足
τ=Q/A>τb τ
Байду номын сангаас
功率、 功率、转速与传递的扭矩之关系：
冲 头 N Q
P=400kN d t
P N=P 落 料
机械连接件强度与可靠性的设计方法
机械连接件强度与可靠性的设计方法引言：机械连接件是工程设计中常用的一种重要元件，它们承担着传递力量和固定构件的重要任务。
在设计机械连接件时，强度和可靠性是两个关键考虑因素。
本文将介绍一些常用的机械连接件强度与可靠性的设计方法。
一、强度设计方法机械连接件的强度设计是确保其在工作过程中不会发生破坏或失效的重要环节。
以下是一些常用的强度设计方法：1. 材料强度计算：机械连接件的强度首先取决于所选用的材料。
设计师需要了解材料的力学性能，如抗拉强度、屈服强度和硬度等。
根据所选用的材料，可以计算出连接件的最大承载力。
2. 应力分析：连接件在工作过程中会受到各种应力的作用，如拉力、剪力和扭矩等。
通过对连接件进行应力分析，可以确定其各个部位的应力分布情况，从而判断是否会出现强度不足的情况。
3. 安全系数选择：为了确保连接件在工作过程中具有足够的强度储备，设计师通常会选择一个适当的安全系数。
安全系数是实际承载力与计算承载力之间的比值，一般取值在1.5到2之间。
二、可靠性设计方法除了强度设计外，机械连接件的可靠性也是设计中需要考虑的重要因素。
以下是一些常用的可靠性设计方法：1. 可靠性指标：可靠性指标是评估连接件可靠性的重要参数。
常见的可靠性指标有可靠指数和失效率等。
设计师可以根据实际需求选择适当的可靠性指标，并根据指标值进行设计。
2. 失效模式分析：通过对连接件的失效模式进行分析，可以找出可能导致连接件失效的主要因素。
常见的失效模式包括疲劳断裂、塑性变形和松动等。
设计师可以根据失效模式选择合适的设计方法，以提高连接件的可靠性。
3. 可靠性优化：在连接件设计过程中，可靠性优化是一个重要的环节。
通过优化设计参数，如材料选择、几何形状和表面处理等，可以提高连接件的可靠性。
同时，还可以通过使用可靠性分析软件进行优化设计。
结论：机械连接件的强度和可靠性是设计中需要重点考虑的因素。
通过合理选择材料、进行应力分析和选择适当的安全系数，可以确保连接件具有足够的强度。
螺纹连接强度计算
6）线 数 n ——螺纹螺旋线数目，一般为便于制造n≤4 螺距、导程、线数之间关系：S=nP
螺纹连接强度计算
7）螺旋升角ψ——中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于螺旋
8）牙型角α ——螺线a纹r轴c轴t线g向L的平平/面面d内的2螺夹纹角a牙rc型tg两侧ndP 边2的夹角
a)减载销 b)减载套筒 c)减载键
螺纹连接强度计算
（2）、轴向载荷受拉紧螺栓联接强度计算 ①工作特点：工作前拧紧，有F’；工作后加上工作载荷F 工作前、工作中载荷变化 ②工作原理：靠螺杆抗拉强度传递外载F
③解决问题： a) 保证安全可靠的工作，F’=？ b) 工作时螺栓总载荷， F0=？ ④分析： 图1，螺母未拧紧 螺栓螺母松驰状态
9）牙型斜角β——螺纹牙的侧边与螺纹轴线垂直平面的夹角
ddd dd2d22 dd1d11
PPP LL=L=n=nPnP(P(n(n=n2=)2=)2) LLL
ddddd2d22dd1d11
hhh
螺纹连接强度计算
§6—1 螺纹联接的类型及螺纹联接件
一、螺纹联接主要类型
1、螺栓联接 a) 普通螺栓联接(受拉螺栓连接)——被联接件不太厚，螺杆带
10 12200° C° C11 1 15 5° °
bb
3 30 0° °应槽用中时，b b带外d翅舌d0D0D垫嵌11 圈入内圆舌螺1155° 嵌母°入的轴槽
H
3 内30 0° ° ，螺3300° 母°即被锁bb 紧
HH
3300°°
斜斜 垫垫 圈圈
平 h 平 h 垫垫圈圈
斜斜垫垫圈圈
hh
d1 d1
连接件的强度计算
故铆钉连接满足剪切强度要求。
图6-22
② 校核铆钉或钢板的挤压强度。 每个铆钉受到的挤压力为
FC
F 2
52 2
26 kN
挤压面积为
AC d 1610 160 m m2
C
FC AC
26 103 160
162.5 MPa C 320 MPa
故铆钉连接满足挤压强度要求。
3
所以，此连接能承受的最大荷载 F = 314 kN。
图6-24
建筑力学
建筑力学
连接件的强度计算
1.1 剪切与挤压的概念
在工程实际中，机械和结构大都由许多零件或构件连接而成。连接的形式 有铆接、焊接、键连接、销钉连接等。其中，起连接作用的构件称为连接件，如 用来连接钢板的螺栓或铆钉、用来作为连接零件的销轴、用来连接轴和轮子的键 等，如图6-19 所示。
图6-19
这些连接件的受力特点是：作用在构件两侧面上外力合力的大小相等、方向 相反、作用线平行，与轴线垂直且相距很近，如图6-20a 所示；变形特点是：介于 作用力中间部分的截面，有发生相对错动的趋势。构件的这种变形称为剪切变形； 发生相对错动的截面称为剪切面，剪切面平行于作用力的方向，如图6-20b 所示， m‒m 截面为剪切面。F Βιβλιοθήκη 2dt270F
2 25 16 106
120 106
F 120 106 270 2 25 16 106 422.4 kN
(b) 根据Ⅱ‒Ⅱ截面计算，其受力如图6-24e 所示。
FN 2 A2
6F 8
b 4d t
3F 4
270 4 25 16 106
120 106
F 120 106 270 4 2516 106 4 435.2 kN
第六章键联接
第六章 键、花键、无键连接和销联接一．典型例题分析【例题一】直径d=80mm 的轴端安装一钢制直齿圆柱齿轮，轮毂长L=1.5d ，工作时有轻微冲击。
试确定平键联接尺寸，并计算其能传递的最大转矩。
[解题要点]（1）根据直径以及轮毂长在键长系列中选键；（2）将键的强度条件公式变形，可得到键所能传递的转矩。
[解题过程]根据轴径d=80mm ，查表得键的尺寸为剖面b=22mm ，h=14mm根据轮毂的长度L=1.5d=1.5×80=120mm从键长系列中，取键的公称长度100mm键的标记 键22×100 GB 1096-79键的工作长度为l=L-b=100-22=78mm键与轮毂键槽接触高度为k=h/2=7mm根据齿轮材料为钢,工作时有轻微冲击,取许用挤压应力[]a p MP 110=σ 根据普通平键联接的强度条件公式[]p p kld T σσ≤⨯=3102 可求得键连接传递的最大转矩为[]m N kld T p ⋅=⨯⨯⨯==4.24022000110807872000max σ【例题二】图示变速箱中的双联滑移齿轮采用矩形花键联接。
已知：传递转矩T ＝140N·m，齿轮在空载下移动，工作情况良好，轴径D ＝28mm ，齿轮轮毂长L=40mm ，轴及齿轮均采用钢制并经热处理，硬度值≤40HRC，试选择矩形花键尺寸及定心方式，校核联接强度。
[解题要点]（1）根据轴径选择花键型号；（2）根据花键连接强度条件公式对连接强度进行校核，然后判断是否满足强度。
[解题过程]由手册查得中系列矩形花键的齿数为6，外径28mm ，内径23mm ，花键型号：6×23×28×6，采用小径定心。
齿顶倒角3.0=Cmm ，2.0=r mm 。
平均直径mm d D d m 5.25223282=+=+= 齿的接触高度mmC dD h 9.13.022232822=⨯--=--= 取齿的接触线长度mm l40= 载荷不均匀系数8.0=ψ由轴和齿轮的材料及热处理方式，查表[]a p MP 120=σ根据花键静连接强度条件公式：a m p MP zhld T 1.305.25409.168.010********3=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=ψσ<a MP 120强度足够。
工程力学习题 及最终答案
第一章第二章第三章绪论思考题1) 现代力学有哪些重要的特征？2) 力是物体间的相互作用。
按其是否直接接触如何分类？试举例说明。
3) 工程静力学的基本研究内容和主线是什么？4) 试述工程力学研究问题的一般方法。
第二章刚体静力学基本概念与理论习题2-1 求图中作用在托架上的合力F R。
12030200N习题2-1图页脚内容页脚内容2-2 已知F 1=7kN ，F 2=5kN, 求图中作用在耳环上的合力F R 。
2-3 求图中汇交力系的合力F R 。
2-4 求图中力F 2的大小和其方向角。
使 a )合力F R =1.5kN, 方向沿x 轴。
b)合力为零。
2-5 二力作用如图，F 1=500N 。
为提起木桩，欲使垂直向上的合力为F R =750N ，且F 2力尽量小，试求力F 2的大小和角。
245601习题2-2图(b)xy4530F 1=30NF 2=20NF3=40N A xy4560F 1=600NF 2=700NF 3=500NA 习题2-3图(a )x70F 2F 1=1.25kN A习题2-4图30F 1=500NAF 2页脚内容2-6 画出图中各物体的受力图。
(b)B (a )A (c)(d)DACDB页脚内容2-7 画出图中各物体的受力图。
2-8 试计算图中各种情况下F 力对o 点之矩。
习题2-6图(d)习题2-7图(a )C DB DABCBABC页脚内容2-9 求图中力系的合力F R 及其作用位置。
习题2-8图P (d)PF( a )F 3M =6kN m F 3F 2页脚内容2-10 求图中作用在梁上的分布载荷的合力F R 及其作用位置。
( a )q 1=600N/mq=4kN/m( b )q A =3kN/m习题2-9图( c ) F 4F 3页脚内容2-11 图示悬臂梁AB 上作用着分布载荷，q 1=400N/m ，q 2=900N/m, 若欲使作用在梁上的合力为零，求尺寸a 、b 的大小。
工程力学课件(华中科技大学)
∆ δS δL
FNL FNS
10
3)力与变形的关系 由线弹性关系有： ) 由线弹性关系有： F F δS=FNSL/ESAS, δL=FNLL/ELAL, 注意到(1)式，由(2)、(3)式有： 注意到 式 、 式有： 式有 FL(1/ESAS+1/ELAL)=∆=0.25mm ∆ 单位系， 用(N、mm、MPa)单位系，可解得： 、 、 单位系 可解得： F=21236 (N)=21.2 (kN)
W +
G
FN
∫
x 0
ห้องสมุดไป่ตู้
γπ r x2 dx = σ 0 π r x2
12
γπr γπ x2=2σ0πrxdrx/dx σ
上式即为： 上式即为： dx=(2σ0/γrx)drx σ γ 积分， 从x=0, rx=r0；到x=x, rx=rx积分， 得到： 得到： 2σ 0 rx
x=
W
r0 rx
o x h
危险截面：
工作应力σ 工作应力σ大、许用应力[σ]小的截面。 许用应力[ 小的截面。 截面 危险截面满足强度条件。 处处满足强度条件 危险截面满足强度条件。 段为钢制， 和 如：杆AB段为钢制，BC和 段为钢制 CD为铜制。轴力如图。 为铜制。 为铜制 轴力如图。 AB段：轴力最大，σAB大； 段 轴力最大，
例6.4 试设计顶端承重W的等强度圆柱。 r0 试设计顶端承重W的等强度圆柱。 等强度设计：构件各截面应力相等。 等强度设计：构件各截面应力相等。 解：在x=0处，截面半径为 0, 压应力为 处 截面半径为r W=σ0πr02. σ0=W/πr02. 或 π σ 距顶端x 半径为r 截面内力为： 距顶端x处，半径为rx, 截面内力为：
《机械设计基础》目录
《机械设计基础》目录第一章绪论11 机械设计的基本概念12 机械设计的发展历程13 机械设计的重要性及应用领域第二章机械设计的基本原则和方法21 机械设计的基本原则211 功能满足原则212 可靠性原则213 经济性原则214 安全性原则22 机械设计的方法221 传统设计方法222 现代设计方法223 创新设计方法第三章机械零件的强度31 材料的力学性能311 拉伸试验与应力应变曲线312 硬度313 冲击韧性314 疲劳强度32 机械零件的疲劳强度计算321 疲劳曲线和疲劳极限322 影响机械零件疲劳强度的因素323 稳定变应力下机械零件的疲劳强度计算324 不稳定变应力下机械零件的疲劳强度计算第四章摩擦、磨损及润滑41 摩擦的种类及特性411 干摩擦412 边界摩擦413 流体摩擦414 混合摩擦42 磨损的类型及机理421 粘着磨损422 磨粒磨损423 疲劳磨损424 腐蚀磨损43 润滑的作用及润滑剂的选择431 润滑的作用432 润滑剂的种类433 润滑剂的选择第五章螺纹连接51 螺纹的类型和特点511 螺纹的分类512 普通螺纹的主要参数52 螺纹连接的类型和标准连接件521 螺纹连接的类型522 标准连接件53 螺纹连接的预紧和防松531 预紧的目的和方法532 防松的原理和方法54 螺纹连接的强度计算541 松螺栓连接的强度计算542 紧螺栓连接的强度计算第六章键、花键和销连接61 键连接611 平键连接612 半圆键连接613 楔键连接614 切向键连接62 花键连接621 花键连接的类型和特点622 花键连接的强度计算63 销连接631 销的类型和用途632 销连接的强度计算第七章带传动71 带传动的类型和工作原理711 平带传动712 V 带传动713 同步带传动72 V 带和带轮721 V 带的结构和标准722 带轮的结构和材料73 带传动的工作情况分析731 带传动中的力分析732 带的应力分析733 带传动的弹性滑动和打滑74 带传动的设计计算741 设计准则和原始数据742 设计计算的内容和步骤第八章链传动81 链传动的类型和特点811 滚子链传动812 齿形链传动82 链条和链轮821 链条的结构和标准822 链轮的结构和材料83 链传动的运动特性和受力分析831 链传动的运动不均匀性832 链传动的受力分析84 链传动的设计计算841 设计准则和原始数据842 设计计算的内容和步骤第九章齿轮传动91 齿轮传动的类型和特点911 圆柱齿轮传动912 锥齿轮传动913 蜗杆蜗轮传动92 齿轮的失效形式和设计准则921 轮齿的失效形式922 设计准则93 齿轮的材料和热处理931 齿轮常用材料932 齿轮的热处理94 直齿圆柱齿轮传动的受力分析和强度计算941 受力分析942 强度计算95 斜齿圆柱齿轮传动的受力分析和强度计算951 受力分析952 强度计算96 锥齿轮传动的受力分析和强度计算961 受力分析962 强度计算97 蜗杆蜗轮传动的受力分析和强度计算971 受力分析972 强度计算第十章蜗杆传动101 蜗杆传动的类型和特点102 蜗杆和蜗轮的结构103 蜗杆传动的失效形式和设计准则104 蜗杆传动的材料和热处理105 蜗杆传动的受力分析和强度计算106 蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算第十一章轴111 轴的分类和材料1111 轴的分类1112 轴的材料112 轴的结构设计1121 轴上零件的定位和固定1122 轴的结构工艺性113 轴的强度计算1131 按扭转强度计算1132 按弯扭合成强度计算1133 轴的疲劳强度校核第十二章滑动轴承121 滑动轴承的类型和结构1211 整体式滑动轴承1212 剖分式滑动轴承1213 调心式滑动轴承122 滑动轴承的材料1221 金属材料1222 非金属材料123 滑动轴承的润滑1231 润滑剂的选择1232 润滑方式124 非液体摩擦滑动轴承的设计计算第十三章滚动轴承131 滚动轴承的类型和特点1311 滚动轴承的分类1312 滚动轴承的特点132 滚动轴承的代号1321 基本代号1322 前置代号和后置代号133 滚动轴承的选择1331 类型选择1332 尺寸选择134 滚动轴承的组合设计1341 轴承的固定1342 轴承的配合1343 轴承的装拆1344 滚动轴承的润滑和密封第十四章联轴器和离合器141 联轴器1411 联轴器的类型和特点1412 联轴器的选择142 离合器1421 离合器的类型和特点1422 离合器的选择第十五章弹簧151 弹簧的类型和特点152 弹簧的材料和制造153 圆柱螺旋压缩弹簧的设计计算第十六章机械系统设计161 机械系统设计的任务和过程162 机械系统总体方案设计163 机械系统的执行系统设计164 机械系统的传动系统设计165 机械系统的支承系统设计第十七章机械设计中的创新思维171 创新思维的概念和特点172 创新思维在机械设计中的应用173 培养创新思维的方法和途径第十八章机械设计实例分析181 简单机械装置的设计实例182 复杂机械系统的设计实例183 设计实例中的经验教训和改进方向。
连接件的强度计算
二、 挤压实用计算
连接件与被连接件在互相传递力时，接触表面是 相互压紧的，接触表面上的总压紧力称为挤压力，
相应的应力称为挤压应力( bs )。
假定挤压应力在计算挤压面上均匀分布，表示为：
bs
Fbs Abs
上式计算得到的名义挤压应力与接触中点处的
最大理论挤压应力值相近。
按名义挤压应力公式得到材料的极限挤压应力 。
Abs
h1
cos
b
60mm cos 30
160mm
11.1mm2
(2)、求ed截面的切应力：
FQ A
FN,AC cos
A
60103 N cos30 64103 mm2
0.812MPa
（3）、计算下弦杆截面削弱处 ec 截面的拉应力
FN, AB Aec
60103 Ncos30 (200 60)160mm2
（2）、剪断钢板的冲剪力
FQ A
F A
u
F u A u πd
400MPa π 18mm5mm
113103 N 113kN
例6 为使压力机在超过最大压力 F 160 kN
作用时，重要机件不发生破坏，在压力机冲头内
装有保险器（压塌块）。设极限切应力
u 360MPa ，已知保险器（压塌块）中的尺寸
d1 50 mm d2 51 mm D 82 mm
试求保险器（压塌块）中的尺寸 值。
解：为了保障压力机安全运行，应使保险器达 到最大冲压力时即破坏。
F
πd1
u
F 160103 N 2.83mm πd1u π 50mm360MPa
利用保险器被剪 断，以保障主机 安全运行的安全 装置，在压力容 器、电力输送及 生活中的高压锅 等均可以见到。
工程力学--第六章_剪切和挤压(强度和连接件的设计)
P/2
P/2
列，危险截面在虚线处。
对于矩形布置，有:
P/2
=P/2t1(b-2d)[]
即得： b2d+P/2t1[] =40+210×103/2×5×160=172mm 对于菱形布置，有： =P/2t1(b-d)[] 即得： bd+P/2t1[]=152mm
P/4
矩形排列轴力图
P/4 P/8
剪切的实用计算
(1)剪力计算
以铆钉连接为例，沿剪切面切开, 取部分铆钉研究，受力
如图。
双剪：Q=P/2
一个剪切面
二个剪切面
单剪：Q=P
强度计算
假定剪力Q均匀分布在剪切面上， 以平均剪应力作为剪切面上的名义剪应 力，则有： =Q/A
Q/A P/A P
剪切强度条件： =Q/A[]=b/n
三个挤压面
二个剪切面
挤压面为曲面时 的计算挤压面
二个挤压面
计算挤压面
实际挤压面
挤压的实用强度计算
d
工程中，假定Pj均匀分布在
Pj t (a)
s max (b) s j (c)
计算挤压面积Aj 上。
名义挤压应力 j=Pj/Aj
计算挤压面积 挤压面 有效挤压面积=dt
Aj是挤压面在垂直于挤压力之平面上的投影面积。 如钉与板连接，Aj等于td。名义挤压应力j，与最大实际挤压
b是材料剪切强度，由实验确定；n是剪切安全系数。
剪断条件：对剪板、冲孔等需要剪断的情况，应满足
=Q/A>b
功率、转速与传递的扭矩之关系：
功率NP是单位时间所做的功，故有： NP=A/t=m /t /t是每秒转过的角度（弧度）。 设轴的转速为每分钟n转，则每秒转过的角度为 2n/60, 即有： NP=m×2n/60 或 m=60NP/2n m (kN.m)=9.55Np (千瓦)/n (转/分) m (kN.m)=7.02Np (马力)/n (转/分) 1马力=736Nm/s
机械设计-第六章 键、花键、无键连接和销连接
本章讲述实现轴与轮毂之间的周向固定并传递转矩方 法，也称为轴毂联接。常用零件有键、花键、销和紧定螺 钉等
§6-1 键连接
一、键连接的功能、分类、结构形式及应用 定义：把轴和轴上零件的轮毂联接起来的标准零件。 作用：传递转矩，实现轴上零件的周向固定，有时
可实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。 类型：按键的结构形式可分为平键、半圆键、楔键、
一、花键连接的类型、特点和应用 优点：①齿多，且每个齿受力均匀，承载能力强；
②键槽浅，齿根处应力集中小，对轴、毂的强度削弱小； ③导向性好，可适应轴上零件的滑移；④对中性好；
缺点：加工复杂，成本较高。 应用：传递载荷大，对中性要求较高的动、静联接。 分类：矩形花键和渐开线花键 1、矩形花键 轻系列：用于静联接或轻载联接 中系列：用于中等载荷的联接。 定心方式：小径定心（外花键和内花键的小径为配 合面，大径处有间隙），定心精度高，稳定性好。
挤压强度校核：
可见联接的挤压强度不够。采用双键，相隔180°布置。
双键的工作长度：l=1.5×70=105mm，则
③ 结果键的标记为：键20×90GB/T1096-1979 （一般A型键可不标出“A”，对于B型或C型键， 须将“键”标为“键 B”或“键C”）。
§6-2 花键连接
花键联接是平键联接在数目上的发展，由外花键 和内花键组成的联接，适用于动、静联接。
键的截面尺寸：根据d=70mm，查表6-1，b=20mm，
h=12mm。
键的长度：由轮毂宽度及键的长度系列，L=90mm。
② 校核键联接的强度 许用挤压应力：键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2， 取 [σ]p=110MPa； 键的工作长度：l=L-b=90-20=70mm； 键与轮毂键槽的接触高度：k=0.5h=0.5×12=6mm；
工程力学习题 及最终答案
.1第一章 第二章第三章 绪论 思 考 题1) 现代力学有哪些重要的特征？2) 力是物体间的相互作用。
按其是否直接接触如何分类？试举例说明。
3) 工程静力学的基本研究内容和主线是什么？ 4) 试述工程力学研究问题的一般方法。
第二章 刚体静力学基本概念与理论习 题2-1 求图中作用在托架上的合力F R 。
2-2 已知F 1=7kN ，F 2=5kN, 求图中作用在耳环上的合力F R 。
习题12030200N.22-3 求图中汇交力系的合力F R 。
2-4 求图中力F 2的大小和其方向角。
使 a )合力F R =1.5kN, 方向沿x 轴。
b)合力为零。
2-5 二力作用如图，F 1=500N 。
为提起木桩，欲使垂直向上的合力为F R =750N ，且F 2力尽量小，试求力F 2的大小和角。
F4560F1习题b)xy453F 1=30N F 2F 3=40N A xy456F 1=600NF 2=700N F 3=5A习题a )x 70F2F 1=1.25kNA习题3F 1=500NAF 2习题.32-6 画出图中各物体的受力图。
C(b)(a)C(c)C(d)FBEqDA CCD EBCAB DD.42-7 画出图中各物体的受力图。
2-8 试计算图中各种情况下F 力对o 点之矩。
习题b)Bc)d)习题B(a )a )ABCBABC.52-9 求图中力系的合力F R 及其作用位置。
习题P(d) c)Fb)(5kNM =6kN mxx.62-10 求图中作用在梁上的分布载荷的合力F R 及其作用位置。
(Bq 1=600N/m Bq=4kN(q A =3k q C =1C (习题2-(6kNx1=x.72-11 图示悬臂梁AB 上作用着分布载荷，q 1=400N/m ，q 2=900N/m, 若欲使作用在梁上的合力为零，求尺寸a 、b 的大小。
第三章 静力平衡问题 习 题3-1 图示液压夹紧装置中，油缸活塞直径D=120mm ，压力p =6N/mm 2，若3-2 图中为利用绳索拔桩的简易方法。
机械设计作业集(答案)
机械设计作业集（答案）第五章螺纹一、简答题1.相同公称直径的细牙螺纹和粗牙螺纹有何区别?答普通三角螺纹的牙型角为60 º，又分为粗牙螺纹和细牙螺纹，粗牙螺纹用于—般连接，细牙螺纹在相同公称直径时，螺距小、螺纹深度浅、导程和升角也小，自锁性能好，适合用于薄壁零件和微调装置。
细牙螺纹的自锁性能好，抗振动防松的能力强，但由于螺纹牙深度浅，承受较大拉力的能力比粗牙螺纹差。
2.螺栓、双头螺柱、紧定螺钉连接在应用上有何不同?答(1)普通螺栓连接：被连接件不太厚，螺杆带钉头，通孔不带螺纹，螺杆穿过通孔与螺母配合使用。
装配后孔与杆间有间隙，并在工作中不许消失，结构简单，装拆方便，可多个装拆，应用较广。
(2)精密螺栓（铰制孔螺栓）连接：装配间无间隙，主要承受横向载荷，也可作定位用，采用基孔制配合铰制扎螺栓连接。
(3)双头螺柱连接：螺杆两端无钉头，但均有螺纹，装配时一端旋入被连接件，另一端配以螺母，适于常拆卸而被连接件之一较厚时。
装拆时只需拆螺母，而不将双头螺栓从被连接件中拧出。
(4)螺钉连接：适于被连接件之一较厚(上带螺纹孔)、不需经常装拆、受载较小的情况。
一端有螺钉头、不需螺母。
(5)紧定螺钉连接：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。
3.为什么多数螺纹连接都要求拧紧?预紧的目的是什么？答绝大多数螺纹连接在装配前都必须拧紧，使连接在承受工作载荷之前，预先受到力的作用。
这个预先加的作蝴用力称为顶紧JJ力。
预紧的目的在于增强连接的紧密性和可靠性，以防止被连接件在受力后出现松动、缝隙或发生滑移。
4.连接用螺纹已经满足自锁条件，为什么在很多连接中还要采取防松措施?答; 对于一般单线螺纹，螺旋升角小于螺旋副的当量摩擦角，本身能满足自锁条件，但是在冲击、振动或变载荷作用下，螺旋副摩擦力可能减小或瞬时消失，多次反复作用后，就可能松脱。
另外，在温度大幅度变化的情况下，反复的热胀冷缩，也会造成松脱。
机械设计中的紧固件设计与强度计算
机械设计中的紧固件设计与强度计算在机械设计中，紧固件是承担连接和固定作用的重要组成部分。
紧固件的设计和强度计算对于机械设备的安全性和性能至关重要。
本文将探讨机械设计中紧固件的设计原则和强度计算方法。
一、紧固件的设计原则在机械设备的设计中，紧固件的设计应遵循以下原则：1. 材料选择：根据紧固件所承受的载荷和工作环境的要求，选择适当的材料。
常用的紧固件材料有碳钢、合金钢、不锈钢等。
材料的强度和耐腐蚀性是选择的关键考虑因素。
2. 尺寸设计：紧固件的尺寸设计应考虑连接的要求和受力情况。
包括螺栓的直径、螺距、螺纹长度等。
根据连接性能要求，选择适当的螺纹类型和螺纹连接长度。
3. 螺纹设计：螺栓与螺母之间的螺纹设计应匹配，并确保紧固件的连接力均匀分布。
螺纹的规格应符合标准，避免使用非标准螺纹，以免影响拆装和维修。
4. 摩擦连接设计：对于需要承受剪切力和扭矩的连接，应考虑采用垫圈、弹垫片等补偿件，以提高连接的摩擦系数。
同时，根据连接件的紧固力要求，选择合适的紧固件形式，如螺栓、螺母、螺钉等。
二、紧固件的强度计算方法为了确保紧固件的可靠性和安全性，需要进行强度计算。
以下是常用的紧固件强度计算方法：1. 强度分析法：根据材料的强度性能和紧固件的受力情况，采用强度分析方法进行计算。
根据紧固件所处位置的应力和载荷情况，计算紧固件的拉伸强度、抗剪强度和扭矩强度等。
2. 有限元法：通过建立紧固件的有限元模型，进行应力和应变的数值分析，从而得到紧固件的强度和刚度参数。
有限元法可以考虑更加复杂的受力情况和几何形状，提高计算的准确性。
3. 葛拉弗法：葛拉弗法是一种常用的紧固件强度计算方法，通过紧固件的几何参数和载荷情况，计算紧固件的最大紧固力和紧固力系数。
该方法适用于标准紧固件的计算。
三、案例分析为了更好地理解紧固件设计和强度计算的方法，以下是一个简单的案例分析：假设有一个连杆连接的机械装置，连杆由两个金属块通过螺栓连接。
连杆的受力情况如下：- 连杆两端受到相等的拉力；- 连杆的作用力为1000N；- 连杆的长度为200mm。
第六章 杆的强度计算
zP
i
2 y
z
yP iz2
y
令 = 0，中性轴上点的坐标为y0和z0，有
1
zP
i
2 y
z0
yP iz2
y0
0
end
1
zP
i
2 y
z0
yP iz2
y0
0
此时的中性轴为一不通过形心 的直线，其在y,z轴上的截距分别为
ay
iz2 yP
az
iy2 zP
中性轴和力的作用点必分居截面形心的两侧， D1 处压应力最大
end
例6-2 铸铁托架，其尺寸如图。今已知其形心坐标 yC = 52mm，惯性矩
Iz=7.63710mm.设铸铁的许用应力[ ]+ =40MPa, [ ]- =120MPa，试按m-m
处的截面尺寸确定其所能承受的最大载荷P 。
解： 由于[ ]+ ≠[ ]- ，故应分别计算
截面的抗拉和抗压截面系数。
end
工程实际中，通常均采用假定计算法，即： ①一方面对联接件的受力和应力分布进行某些简化和作出假定，
从而计算出各部分的名义应力； ②另一方面又对同类联接件进行破坏试验并用同样的计算方法由
破坏载荷确定出材料的名义极限应力； ③再根据实践的经验，针对各种具体情况规定适当的安全系数以
得到材料的许用应力。
z0 I y
变形平面和荷载平面就不重合
end
最大正应力在距离中性轴最远处
D2
max
P
L
c
osj
Iz
y1
s in j
Iy
机械工程中的紧固件设计与强度分析
机械工程中的紧固件设计与强度分析导语：在机械工程中，紧固件是一类非常重要的零件，用于连接和固定机械设备中的各个部分。
紧固件的质量和设计的合理性直接影响着机械设备的性能和可靠性。
本文将讨论紧固件设计与强度分析的相关问题。
一、紧固件的类型和性能特点紧固件主要可分为螺栓、螺母、垫圈和销钉等几类。
螺栓和螺母是其中最常见的一种，主要用于将零件连接在一起，并通过施加预紧力来保证连接的牢固。
垫圈则用于增加接触面积，分散载荷并防止紧固件破坏螺孔。
销钉则多用于固定轴承和齿轮等。
不同类型的紧固件具有不同的性能特点。
螺栓是一种可拆卸的连接件，可以在零件之间施加高预紧力，具有良好的阻挡能力。
螺母则通过与螺栓配合，实现零件的连接和固定。
垫圈，则可通过选择不同材料和厚度来实现不同的功能，如防止裂纹、锁紧效果等。
销钉则因其具有固定性能，在某些特殊情况下能够有效避免紧固件的松动。
二、紧固件设计的基本原则在紧固件设计过程中，需要考虑以下几个基本原则。
1. 强度原则：紧固件必须具有足够的强度，能够承受零件之间的预紧力和工作载荷，防止松动和断裂。
因此，应根据连接的特点和工作环境选择合适的材料，并进行强度计算，确保紧固件的安全性能。
2. 刚度原则：紧固件的刚度对于连接的稳定性和可靠性非常重要。
过松或过紧的紧固件都会导致连接失效。
因此，在设计过程中，需要综合考虑紧固件的预紧力和工作载荷之间的关系，以保证连接的稳定性和工作性能。
3. 防松原则：紧固件在工作中容易受到振动和冲击的影响，容易发生松动。
为了防止紧固件的松动，可以选择一些专门的防松装置，如锁紧螺母、垫圈和涂层等。
三、紧固件强度分析的方法为了评估紧固件的强度和稳定性，可以采用静态强度分析和疲劳强度分析两种方法。
1. 静态强度分析：静态强度分析是指在设计过程中，根据紧固件所承受的预紧力和工作载荷，计算紧固件的强度是否满足要求。
静态强度分析的方法主要包括应力分析、应变分析和变形分析等。
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解：(1) 求 BD、CK 杆的内力，分析 AB 杆，由平
衡方程得，
FAy
q=30kN/m
FAy
A 1m
C FCK 2m K
D FBD
B
习题 6-3 图
FAx 0; FAy FCK FBD q AB
FCK
AC
FBD
AB
q
AB
AB 2
0
变形协调条件 : 3CK BD
力与变形物理关系 : CK
1
2
3
FN2
FN1 a
a
FN3
(b)
FN1 FN3 FN2
FN2 a FN3 a
变形协调条件 : 22 1 3
1
FN1L EA
2
FN2 L EA
3
FN 3 L EA
联立求解得
:
FN1
EA 6L
3333.3N
FN3
EA 6L
3333.3N
FN2 2FN3 6666.7N
各杆应力 : 1
F FAD cos 45 FAB cos 45 0
求解 : FAD
2 2
F
FAB
同理分析节点C
求得:
FDC FCB
2 2
F
分析节点D, 由平衡方程得,
2FAD cos 45 FDB 0 FDB 2F
(2)根据强度条件确定框架所能承受的载荷,
受拉各杆:
FAD AAD
[ ]拉
2 2
F
420kN
2截面:
(b2
F 2d )t2
[ ]
F
332.8kN
2F
3截面: (b1
5 2d )t1
[ ]
F
960kN
4截面: (b1
F 3d )t1
[ ]
F
336kN
取 F 245.3kN
1
2
1 4
2 3
4
3
综上所述,要保证搭接接头安全,其可传递的最大载荷为245.3kN。
键所承受的剪力 :
FS1
d 2
M
FS1
20kN
FS1 A1
20000 aL
40MPa
键侧面挤压 Fj1 FS1
j
Fj1 Aj1
Fj1
h 2
L
100MPa
螺栓和键均满足强度条件.
FS1
o M
6-10 图示搭接接头中，五个铆钉排列如图所示。铆钉直径 d=25mm，[]=100MPa。板 1、2 的厚度分别为 t1=12mm, t2=16mm, 宽度分别为 b1=250mm，b2=180mm。 板、钉许用挤 压应力均为[j]=280MPa，许用拉应力[]=160MPa，求其可以传递的最大载荷 Fmax。
第六章 强度与连接件设计
6-2 铰接正方形铸铁框架如图，边长 a=100mm，各杆横截面面积均为 A=20mm2。材料许用
应力为[]拉=80MPa，[]压=240MPa，试计算框架所能承受的最大载荷 Fmax。
解: (1) 确定各杆的内力, 分析节点 A, 由平衡方程得，
FAD sin 45 FAB sin 45 0
[]=120MPa，若其中一根杆尺寸短了 0.05%L，按下述二种情况安装后，试计算各杆应
力并校核其强度。
a) 短杆置于中间（图 a）。
b) 短杆置于一边（图 b）。
解：a) 分析刚性梁，受力图如图所示，由平衡分程得，
FN1 FN3 FN2 FN2 a FN3 2a
变形协调条件 : 3 2 0.05%L
F 0.292kN
2.5mm 2.5mm
600mm FS
M +
习 题 6-6 图
6-7 图示接头中二端被连接杆直径为 D，许用应力为[]。若销钉许用剪应力[]=0.5[]，试
确定销钉的直径 d。若钉和杆的许用挤压应力为[j]=1.2[]，销钉的工作长度 L 应为多
大？
解 (1) 确定销钉的直径 d
施加的力 F。 F
解 (1)求键所能承受的最大剪力, 根据剪切强度条件得，
FS A
[ ]
FS [ ] A FS 17.5kN
根据挤压强度条件:
Fj Aj
[ j]
Fj [ j]Aj Fj 19.25kN
键不发生破坏,取FS 17.5kN
M
FS
d 2
175kN mm
F 600 M
3
FN1 A
16.7MPa
[ ]
2
FN 2 A
33.4MPa
[ ]
满足强度条件.
6-6 图 中 5mm×5mm 的 方 键 长 L=35mm ， 许 用 剪 应 力 [ ]=100MPa ， 许 用 挤 压 应 力 为
[j]=220MPa。若轴径 d=20mm，试求键允许传递给轴的最大扭矩 M 及此时在手柄处所
tt
d
D
MFS
FS
L
o
FS
FS M
h a
习题 6-9 图
解: (1)螺栓强度, 求螺栓所承受的剪力,
4FS
D 2
M
FS 2.5kN
螺栓剪切强度:
FS A
2.5 1000
4
102
31.85MPa
螺栓侧面挤压:Fj FS 2.5kN
j
Fj Aj
2500 d1 t
12.5MPa
(2)键的强度 :
解：(1)考虑铆钉的剪切强度
5FS F
FS
F 5
FS A
[ ]
F 245.3kN
F t1
t2 F
(2)考虑铆钉的挤压强度
5Fj F
Fj Aj
[ j ]
Fj
F 5
Aj dt1
F 420kN
(3)考虑铆钉的拉压强度
b1
b2
习题 6-10 图 F
FS
3F
1截面:
(b2
5 3d )t2
[ ]
2
FN2 L EA
3
FN 3 L EA
联立求解得 : FN1 6666.67N
FN2 13333.33N
FN3 6666.67N
各杆的应力: 1
3
FN1 A
33.3MPa
[ ]
2
FN 2 A
66.7MPa
[ ]
满足强度条件.
1
2
3
FN2
FN1 a
a
FN3
(a)
解：b) 刚性梁的受力图如图所示，由平衡条件得，
d
F D
F L
习 题 6-7 图
2FS F
FS
F 2
剪切强度条件 :
FS
4
d
2
[ ]
F
2 d2
[ ]
4
确定F, 考虑杆件的拉压强度£,
F
4
D2
[ ]
F
[
]
4
D2
综上所述,求得:d D
(2)确定销钉的工作长度
Fj1
F
4
D2[ ]
Fj1 t1 d
[ j] t1
5 24
D
Fj2
F
[
]拉
AAD
F
2.26kN
受压BD杆:
FBD ABD
[ ]压
2F [ ]压 ABD F 3.39kN 框架所能承受的最大载荷 Fmax 2.26kN
FA
D
F C
B
习题 6-2 图
FAD F
A FAB
D
FAD
FDC FDB
6-3 图中 AB 为刚性杆，拉杆 BD 和撑杆 CK 材料及截面面积均相同，BD=1.5m，CK=1m， []=160MPa，E=200GPa，试设计二杆的截面面积。
FCK CK EA
BD
FBD BD EA
联立求解得:FCK
135 7
kN
FBD
270 7
kN
(2)根据强度条件设计面积
ACK
FCK [ ]
ACK
121mm2
ABD
FBD [ ]
ABD
241mm2
6-4 图中 刚性 梁由三 根长为 L=1m 的拉杆 吊挂，杆 截面 积均为 2cm2, 材料 许用 应力为
F 2
8
D2[ ]
Fj2 t2d
[ j] t2
5 48
D
销钉的工作长度
L
2t2
t1
5 12DLeabharlann FSFFS
6-9 联轴节如图。4 个直径 d1=10mm 的螺栓布置在直径 D=120mm 的圆周上。轴与连接法兰 间用平键连接，平键尺寸为 a=10mm，h=8mm，L=50mm。法兰厚 t=20mm, 轴径 d=60mm， 传递扭矩 M=0.6kNm，设[]=80MPa，[j]=180MPa，试校核键和螺栓的强度。