机械设计

十八章滚动轴承
1、向心轴承由：内圈外圈保持架滚动体构成。

2、推力轴承由：松圈紧圈保持架滚动体构成。

3、保持架的作用：使滚动体均匀分布防止过度摩擦。

4、滚动轴承与滑动轴承的区别：运动副、承载能力、润滑要求、轴向尺寸、可否剖分、互换性、精度。

5、滚动轴承类型：3类圆锥滚子轴承（角）5类推力球轴承（推力）6类深沟球轴承（向心）
7类角接触轴承（角）N类圆柱滚子轴承（向）
6、公称接触角α：C15°、AC25°、B40°。

α=0°（向）0＜α＜90（角）α≥90（推）。

7、基本代号:3（圆锥滚子轴承）3（宽度系列代号）2(直径系列代号)07（内经代号d=35mm），00——10，01——12，02——15，03——17
8、类型选择：高速轻载精度高→球轴承，低速重载精度低→滚子轴承，纯径向F R→（6、N），纯轴向→（5、7），F R+小F A→6，F R+F A→3、7，F R+大F A→3、7，F R+很大F A→5+N，
经济性→精度低
9、向心轴承最大径向力F max=5/Z F R（球），F max=4.6/Z F R（滚子）
10、失效：防点蚀→寿命计算 C （中高速），防塑变→静强度计算Co （低速），防磨损→极限转速计算nlim （高速）
11、寿命计算
①目的：防寿命期点蚀。

②寿命定义：轴承出现电视失效前总转速或一定转速下的工作小时数。

③基本额定寿命L：相同型号的一批轴承在相同条件下实验90％轴承出现点蚀前的总转速。

④可靠度R=90％，失效概率F=10％。

⑤基本额定动载荷：轴承额定寿命为10的6次方转时所⑥承受的最大载荷用C表示。

当量动载荷P=X F R +Y F A。

⑦寿命公式Lh=16667/n(ftc/fp)ɛ，ɛ=3球
12、静强度计算
①目的：放塑性变形。

②基本额定精载荷：滚道塑性变形量为滚动体直径万分之一所承受的最大载荷。

③静强度计算公式：Co/Po≥[So]——静强度许用安全系数。

13、极限转速计算：①目的:防磨损。

②极限转速nlim：在一定载荷作用下允许的最高转速。

③最大转速n max≤f1f2 nlim,f1（载荷修正系数，）f2（载荷分布系数）
14、轴承支承结构基本形式：双固式：常温短轴l≤350mm，t≤70，固游式：高温长轴l＞350mm，t＞70。

双游式：人字齿轮
15、滚动轴承内外圈轴向固定方法：内圈：套筒、弹性挡圈、圆螺母、轴端挡圈。

外圈：弹簧挡圈、止动环、轴承盖、螺纹环。

16、预紧: 目的：消除游系，提高精度减振。

方法：调整端盖箱体间的垫片、调整调节螺钉、调整圆螺母。

17、配合：内圈+轴径→基孔制过盈，外圈+套筒→基轴制间隙。

18、润滑：目的：降低摩擦阻力减小磨损散热防锈。

润滑方式：油润滑D m n＞3*10五次方，脂润滑D m n＜3*10五次方。

方法：油浴、飞溅、滴油、喷油。

19、密封
接触式：毡圈皮碗密封。

非接触式：油沟、挡油圈、迷宫、组合式密封
十七章滑动轴承
1、功能：支撑轴或轴上零件。

2、按摩擦性质分：滑动轴承和滚动轴承。

3、按受力方向分：向心轴承、推力轴承、向心推力轴承。

4、摩擦类@干摩擦，取决于工作表面粗糙度。

@边界摩擦，取决于油性。

@液体摩擦：取决于粘性。

5、润滑状态分：非液体润滑和液体润滑的滑动轴承
6、液体润滑的实现方式：动压轴承，利用自身泵油作用。

静压轴泵，供压系统。

7、向心轴承分：整体式：结构简单，但磨损后不能补偿间隙，装才行差。

剖分式：磨损后可补偿间隙，装拆性好。

锥形表面式：通过轴向移动可调间隙。

调心式：能自动调心，用于宽径比小于1.5的场合。

8、轴承衬：贴附在轴瓦内表面的一层减磨材料。

9、油孔、油沟应在非承载区，油沟长为瓦长0.8，不能开通，以防端泄。

10、轴瓦中凸缘用于定位，油孔用于注油，油沟用于输油使油均布，油室用
于储油连续供油作用。

11,轴瓦和轴承衬材料要求：强度，减磨性和耐磨性，跑和性，嵌入性和顺应性，导热性和工艺性。

顺应性：适应误差的能力，跑和性：消除表面不平度的能力。

12、轴瓦和轴承衬的材料：轴承合金（衬）青铜、铸铁、合金陶瓷（瓦）
13、润滑剂有：润滑油、润滑脂、固体润滑剂。

润滑油俩指标：
油性：油分子和工作面之间的吸附性。

粘性：油分子间的内摩擦阻力。

粘度分：运动粘度v和动力粘度Ƞ。

v=Ƞ/ρ。

粘压性：压力↑——粘性↑。

粘温性：温度↑——粘性↓。

粘度选择：低速重载冲击高温→粘度高。

高速轻载温度低→粘度低。

表面粗糙未跑合→粘度高。

芯捻润滑→粘度低
润滑脂的主要指标：针入度。

固体润滑剂用于：润滑油/脂易流失的场合。

14、润滑方式
①脂润滑→间歇供油→旋转油杯。

②油润滑：间歇供油→压注油杯，油壶。

连续供油→滴油，闷捻式，油杯，飞溅，寖油，压力循环
③K=根号PV3选择润滑方式：K≤2润滑脂，2＜K＜16针阀式注油杯，16＜K＜32油杯、飞溅，K＞32压力循环。

15、向心轴承：平均压强计算P目的：防过渡磨损。

PV值计算目的：防高速轴过渡磨损
十六章轴
1、轴的功能：支承和传动。

2、轴安轴线分为：直轴、曲轴、挠性轴。

3、轴按受载变形分：心轴（只弯不扭，如自行车前轮），传动轴（只扭不弯，如
汽车传动轴）转轴（既弯又扭，如齿轮减速器中的轴）。

4、循环特性：r=1静应力，r=-1对称循环变应力，r=0脉动循环变应力。

5、疲劳曲线分：有限寿命区和无限寿命区。

σr N表示循环特性r下应力作用N次时材料的疲劳极限。

6、机械设计：计算→关键尺寸，结构→工艺，定位。

7、轴的设计：计算→确定d直径，
结构：轴上零件可靠定位。

结构简单减小应力集中。

轴上零件拆装方便。

8、轴向零件定位：轴向定位（防）轴向窜动（受）轴向载荷。

周向定位（防）周向转动（受）扭矩。

9、轴向定位方法：圆螺母+轴肩、轴套+轴肩、轴端挡圈+轴肩、轴端挡圈+圆锥面。

10,周向定位方法：键、花键、成型面、过盈配合。

11、提高轴强度措施：合理布置轴上零件、改进轴上零件的结构、改进轴的结构、改进轴的表面品质。

12、轴强度计算T=9.55×10六次方×P/n
13、轴上同一截面开一个键槽轴颈增大3％，开两个轴颈应增大7％。

十五章蜗杆传动
1、蜗杆传动失效发生在蜗轮上，因为蜗杆螺旋部分强度大于蜗轮轮齿强度。

2、失效形式：蜗轮的齿面点蚀、胶合、磨损、轮齿折断。

3、蜗杆传动传动比增大，滑动速度增大效率降低可以行程自锁。

4、接触应力：σB＜300→锡青铜→易点蚀（与循环次数N有关）
σB≥300→铁青铜σB＜300→易胶合（与滑动速度Vs有关）。

5、蜗杆传动效率：Ƞ=Ƞ1 Ƞ2 Ƞ3. 啮合效率、轴承效率、搅油效率。

6、λ≤ψv自锁，但效率很低，增大λ可提高效率，λ＜27°
7、寖油润滑蜗杆下置时，寖油深度为蜗杆的一个齿高，但油面不超过最低滚动体中心。

蜗杆上置时，寖油深度不超过蜗轮半径的⅓。

8、热平衡计算目的：防高温胶合、
9、提高蜗杆传动散热能力的方法：在箱壳外加散热片、在蜗杆轴上加风扇、油池中安蛇形
管用循环水冷却、压力喷油润滑进行冷却。

十四章齿轮传动
1、失效形式：轮齿折断、表面点蚀，胶合，磨损，塑性变形、
2、轮齿折断：性质分：疲劳折断，过载折断。

部位：整体折断，疲劳折断、
3、齿面点蚀：发生在齿根表面节线附近，是润滑良好的闭式软齿面常见的失效形式。

防止措施：提高硬度，降低表面粗糙度，采用正变位齿轮。

4、齿面胶合常发生在：齿顶和齿根啮合处。

预防措施：采用抗胶合性好的油，降低粗糙度。

降低齿面滑动速度，提高齿面硬度。

5、齿面磨损是开式齿轮传动的主要失效形式。

磨粒磨损，研磨磨损
6、齿面塑性变形多发生在塑性材料软齿面。

7、齿轮精度等级：运动精度、工作平稳性、接触精度、齿厚公差（侧隙）
8、计算载荷=名义载荷×载荷系数（F AC=F A×K）。

9、K A工况系数，K V动载荷系数，Kβ载荷分布系数，Kα载荷分配系数。

10、齿面接触疲劳强度计算：
①目的：防寿命期内点蚀
②理论：赫兹理论
③计算点：以节点为计算点
④误差：综合曲率半径ρ不是最小的。

⑤齿宽系数ψ=b/d（过小容易点蚀，过大载荷分布不均）
⑥齿轮传动接触疲劳强度取决于：小齿轮分度圆直径或中心距。

⑦在一定载荷作用下，加大齿宽b可以减小齿轮直径和中心距。

⑧为便于装配，小齿轮齿宽比大齿轮宽5-10mm。

11、齿根弯曲疲劳强度计算：
①目的：防寿命期内疲劳断齿。

②理论：路易士理论
③计算点：齿顶——悬臂梁
④误差：由于ε＞1时，齿顶为两对齿啮合安一对齿计算引入重合度系数Yε修正。

⑤危险截面位置：30°切法线。

⑥齿形系数YF反映齿廓形状对弯曲强度的影响，与模数无关。

12、小结①齿面接触疲劳强度取决于d1或a.。

②齿根弯曲疲劳强度取决于m 。

③闭式软齿面点蚀按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。

④闭式硬齿面断齿按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校核。

⑤闭软点蚀d1=mz=常数，Z多些24-40，m小些。

目的：切削深度，相对滑动速度变小
⑥闭式硬齿面开式断齿d=mZ=常数，Z少些＞17，m大些，目的：增大齿根强度。

13、Z N寿命系数，σHlim接触疲劳极限，S H安全系数。

Y N寿命系数，Y X尺寸系数，σFlim 弯曲疲劳极限。

循环次数N=60njt。

14、斜齿轮强度计算，按在节点处法面当量直齿圆柱齿轮进行计算。

Zv=Z/cos3β。

15、锥齿轮强度计算，按齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮进行计算。

Zv=Z/cos
16、齿轮结构是指：轮缘、轮毂、轮辐部分。

17、圆柱齿轮的结构：齿轮轴：齿根圆到轴键槽底部距离y＜2.5mn。

实心式：齿顶圆da≤200mm。

辐板式：200＜da≤500mm。

轮辐式：da≥500mm。

组合式：更大的齿轮。

18、润滑：目的：降低摩擦阻力减小磨损散热防锈。

19、齿轮的总效率=啮合效率×轴承效率×搅油效率。

十三章带传动
1、带传动：两个带轮，通过中间挠性件，依靠带与带轮间的摩擦力来传递运动
和转矩。

2、带传动：摩擦类：平带、V带、圆带。

啮合类：同步齿形带。

3、带传动机构简单，适合中心距较大的场合。

4、V带由伸张层、强力层、压缩层、包布层。

楔角φ=40°，弯曲时φ`＜40°。

帘布芯结构和绳芯结构。

5、节宽bp：V带节面的宽度。

基准长度Ld：V带节面量得的节线周长。

节面：V带弯曲时保持中性层长度和宽度不变的面。

6、相对高度：h/bp=0.7普通V带：YZABCDE(截面尺寸小-大)。

0.9窄V带SPZSPASPBSPC。

7、解释代号：B((B型普通V带)—2400（基准长度Ld=2400mm）—GB/T15544-1997（国标）。

8、带传动不工作时，传动带两边拉力相等。

都等于初拉力Fo。

9、带传动工作时紧边拉力F1，松边拉力F2，有效圆周力F，则F=F1-F2,Fo=1/2(F1+F2)。

10、打滑的临界状态F1/F2=e fα欧拉公式。

11、影响V带传动能力因素：初拉力Fo、带与轮的摩擦系数fv、小带轮包角α。

12、带传动受的应力有：σc=qv2/A。

紧边拉应力σ1=F1/A。

松边拉应力σ2=F2/A。

弯曲应力σb=E*h/dd。

13、V带传动最大应力发生在紧边绕上小带轮处。

14、受力分析（得出）——打滑，应力分析（得出）——疲劳断裂。

15、带传动设计准则：保证带在工作中不打滑条件下，有足够的疲劳强度和寿命。

16、弹性滑动：带在带轮上的局部滑动，是一种不可避免的物理现象。

打滑：带在轮上的全面滑动，是一种失效形式，应避免。

联系：弹性滑动到打滑是一个量变到质变的过程。

17、滑动率ε：由于弹性滑动引起圆周速度的相对降低量。

18、同型号V带传递功率主要取决于小带轮直径和带速。

19、根据：计算功率Pc和小带轮转速n，有选型图选择型号。

20、V↑→离心力↑→有效圆周率↓→降低带工作能力。

V↓→传递功率P=FV↓→降低带工作能力。

21、中心距a: a↑→带变长→易抖动（平稳性下降）。

a↓→α变小了，带
变短了→单位时间内应力变化次数变多易折断，且易出现跳齿和脱链现象。

22、V带轮由轮缘、轮辐、轮毂三部分组成
带轮结构形式：实心式、腹板式、孔板式、椭圆辐轮和焊接带轮。

23、带运转一定时间后由塑性变形而松弛，使初拉力Fo减小，使传动能力下降。

24、带传动压轴力：FQ=2 Z Fo sinα/2。

25、张紧分为定期张紧和自动张紧。

张紧轮
十三章链传动
26、链传动：两个链轮通过中间挠性件依靠链条与链轮啮合传递运动和动力。

27、链传动特点：中心距大效率高。

可在不良环境工作。

平均传动比准确，瞬时传动比不准确。

压轴力小。

28、链传动有传动链、起重链和牵引链。

传动链分：滚子链和齿形链。

29、滚子链：①组成：销轴、套筒、滚子、內链板、外链板。

②过盈配合：销轴+外链板。

③间隙配合：套筒+內链板。

④链标记：24A（A系列滚子链，链节距P=24*25.4/16mm）——2×68（双排链，链节数Lp=68
节）GB/T1243-1997(国标号)
30、链接头：Lp为偶数→连接链节Lp为奇数→过渡链节尽量避免奇数链31：齿形链又称无声链。

导板分内导板和外导板。

用于高速重载传动。

32、与滚子链相比：齿形链具有啮合冲击小、无噪声、传动平稳、和工作可靠等
33、链轮结构有：整体式、孔板式、焊接式。

34、只有Z1=Z2，A是P的整数倍时，传动比保持不变恒为1.
35、转速越高、节距越大、齿数越少、动载荷越大。

36受力分析：紧边：(工作拉力Fe=1000P/V，V=ZPN/60×1000m/s)+(离心拉力Fc=qv2)+(垂度拉力Fy=Ky*q*g*a)。

松边=Fc+Fy
37滚子链失效形式：疲劳破坏、铰链磨损、冲击破断、铰链胶合、过载拉断。

38.、节距P：选小节距单/多排。

39、小链轮齿数不能过少。

Z↓——传动不均匀性和载荷增加，加速磨损。

大链轮齿数不能过多。

Z↑——脱链，Z≤120。

40、链节数：Lp为偶数与Z奇数，并且互质。

十二章联接
1、提高螺栓联接强度的措施：降低螺栓总拉力Fo变化范围。

该散螺纹牙间的载荷分布。

（方
法：悬置螺母、内斜螺母、环槽螺母）。

避免附加应力。

减小应力集中。

2、防松方法：机械防松、摩擦防松、铆冲防松。

3、螺栓组结构设计应考虑：形状（对称）、数目（偶数）、布置合理
4、控制拧紧力矩有：测力矩扳手和定力矩扳手。

5、防松条件：λ＜ψv，预紧目的：增加联接的可靠性和紧密性。

螺栓联接基本类型：①螺栓联接用于两被连接件较薄，经常拆卸
②螺钉联接用于一个被连接件较厚，不经常拆卸。

③双头螺柱联接用于一个被连接件较厚，经常拆卸。

④紧钉螺钉联接定位承载能力小场合。

6、销联接：功能：定位销、联接销、安全销
7、圆锥销有1：50锥度，螺纹圆锥销用于盲孔场合。

圆柱销过盈配合在孔中。

8、花键联接：组成：内花键和外花键。

特点：定心精度高，导向性好，承载能力大。

分类：矩形：外径定心，应用广。

内径定心，精度高。

齿宽定心，重载。

渐开线：内径定心和齿形定心。

α=30 三角形α=15。

9、失效形式：压溃——静联接σp=2T/ψdhlz≤[σp]。

磨损——动联接P=2T/ψdhlz≤[P]。

10、键连接选择：工况——类型，轴径——b×h，L毂——L键= L毂--（5--10）。

键：静联接——压溃σp=4T/dlh≤[σp]。

动联接——磨损P=4T/dlh≤[P]。

11、平键分：普通平键（圆头A、方头B、单圆头C）、导向平键、滑键。

12、半圆平键两侧面为工作面。

楔键上下面为工作面，有1：100斜度。