北京航空航天大學(xué)機(jī)設(shè)總結(jié)

1、勺子有話說勺子誠信出品童叟無欺什么的，基本上涵蓋了我記錄的重點(diǎn)和做過的考題中出現(xiàn)的問題。收到勺子這份東西的妞們爺們默默點(diǎn)接受拉到自己的小文檔夾里私自收藏就好了，自己復(fù)習(xí)間隙看看就好，自己的東西想給誰看不想給誰看這個算是作者的權(quán)利之一？好吧其實(shí)當(dāng)我心里小九九也好。打出來實(shí)在倉促，公式以及 圖片都沒有加上，或者有也很粗糙，將就一下吧，不成就翻翻書，再或者，也可以等我打出來手畫圖再去復(fù)印一下。希望拿到的妞們爺們都能考到好的成績，勺子在這也不枉辛苦一番。我是分割線緒論強(qiáng)度與安全性設(shè)計強(qiáng)度：抵抗斷裂和殘余變形的能力靜載荷：不隨時間變化或者變化緩慢的載荷動載荷：隨時間做周期性變化或者非周期性變化的載荷名義

2、載荷：在工作平穩(wěn)，載荷分布均勻的條件下，根據(jù)理論值計算的載荷計算載荷：考慮實(shí)際工作存在沖擊，震動，加工，安裝等誤差因素時確定的零件實(shí)際所能承受的載荷（主要考慮動載荷受變應(yīng)力）穩(wěn)定的變應(yīng)力有五個參數(shù)最大應(yīng)力，最小應(yīng)力，平均應(yīng)力 應(yīng)力幅， 應(yīng)力循環(huán)特征（循環(huán)比）變應(yīng)力下強(qiáng)度計算疲勞強(qiáng)度計算影響因素：1，材料的極限應(yīng)力；2 應(yīng)力集中；3 尺寸效應(yīng)；4 表面加工質(zhì)量疲勞極限曲線無限壽命區(qū) 有限壽命區(qū)最終疲勞曲線趨向水平對應(yīng)的應(yīng)力為疲勞極限應(yīng)力*疲勞強(qiáng)度與應(yīng)力幅有極大關(guān)系。第1章 軸1 軸的分類工作過程中承載不同分為 傳動軸：主要承受轉(zhuǎn)矩；心軸：主要承受彎矩；轉(zhuǎn)軸：既承受彎矩有承受轉(zhuǎn)矩。Eg：自行車中，

3、前軸后軸為心軸，中軸為轉(zhuǎn)軸2 軸的固定周向：鍵，花鍵，過盈配合，銷軸向：軸肩，套筒，螺母，擋圈，軸頭徑向：由配合性質(zhì)固定3軸用材料碳素鋼，合金鋼，鑄鐵4 軸的強(qiáng)度計算 分類 1對于只傳遞轉(zhuǎn)矩T 應(yīng)用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算 2 對于至承受彎矩的應(yīng)用彎曲強(qiáng)度計算 M 3對于既受轉(zhuǎn)矩又受彎矩 Me=開根號（M2+(aT）2)對于單獨(dú)的計算過程 先用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行初步的設(shè)計再用彎曲強(qiáng)度進(jìn)行校核（Me當(dāng)量彎矩）* 應(yīng)力校正系數(shù)a 1 當(dāng)為循環(huán)應(yīng)力時 a=1 2 當(dāng)為不變的轉(zhuǎn)矩時 a=-1/1 3 當(dāng)為脈沖轉(zhuǎn)矩時 a=-1/0(出現(xiàn)于填空題）軸章節(jié)其他填空題一般軸多設(shè)計為階梯狀：為了方便軸上零件的裝配和安裝定位增大軸

4、的圓角半徑：降低應(yīng)力集中，提高疲勞強(qiáng)度設(shè)計軸的一般步驟：按轉(zhuǎn)矩初估軸徑（設(shè)計），結(jié)構(gòu)設(shè)計，按當(dāng)量彎矩進(jìn)行校核以及安全系數(shù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度的設(shè)計公式：d>=c(p/n)1/3(由T=9.55p/n 切應(yīng)力=T/W提高軸的強(qiáng)度：選用高強(qiáng)度材料，增大軸徑提高軸的剛度：增大軸徑第2章 齒輪傳動1 齒輪傳動的特點(diǎn)： 傳動效率高：傳動效率=主動輪轉(zhuǎn)速/從動輪轉(zhuǎn)速=從動輪齒輪半徑/主動輪齒輪半徑=z2/z1（*此處注意和渦輪蝸桿傳動進(jìn)行比較 使用可靠，工作壽命長 傳動比較穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)緊湊 制造和安裝精度較高，成本較高 中心距不可分（在接觸的情況下可以有一定的變?yōu)橄禂?shù)，但是不能不接觸，滿足連續(xù)傳動條件）不能用于大

5、中心距的傳動。2 分類方式 本章中多用分類方式1：閉式齒輪，開式齒輪 分類方式2：硬齒輪， 軟齒輪3 主要參數(shù) A 傳動比 b 齒數(shù)比（*必須是大的比小的，u>1) c 模數(shù)，中心距，變?yōu)橄禂?shù)4 關(guān)于齒輪各個參數(shù)的計算 在此注意幾個點(diǎn) A 對于斜齒輪 其標(biāo)準(zhǔn)用的是法相模數(shù)mn，而除了其縱向重合度的計算運(yùn)用的mn其他都運(yùn)用mt端面模數(shù)。Mn=mt*cos B 當(dāng)量齒數(shù)=z/cos3*&&&齒輪的載荷計算情況一：直尺圓柱齒輪特點(diǎn)：不存在軸向力 計算：徑向力，圓周力，法相力（合力）在一個平面內(nèi)，之間的關(guān)聯(lián)角為嚙合角*情況二：斜齒輪特點(diǎn)，存在軸向力；左旋右旋存在螺旋角；存

6、在兩個模數(shù)：法相模數(shù)mn，端面模數(shù)mt，其中法相模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)量，端面模數(shù)大多數(shù)運(yùn)用于計算中（除了附加重合度）（*由于有故多出一個重合度，傳動平穩(wěn)重合度大，承載能力大，結(jié)構(gòu)緊湊）受力為一個立方體，具體手里狀況如下情況三：圓錐齒輪大端為GB*齒輪傳動的計算載荷A 接觸強(qiáng)度的計算各個參數(shù)的意義KA:使用系數(shù)，（使用與外部有關(guān)）外部因素引起的附加動載荷影響系數(shù)KV：動載荷洗系數(shù),運(yùn)轉(zhuǎn)速度等對齒輪產(chǎn)生的內(nèi)部附加動載荷影響KHA：接觸強(qiáng)度計算中的齒間載荷分布系數(shù)，（齒間，故主要由齒距誤差影響）KHB：接觸強(qiáng)度計算中的齒向載荷分布系數(shù)（齒向，軸向，主要由軸的制造誤差產(chǎn)生）齒寬系數(shù)：b/d(在圓錐齒輪中為b/R

7、)Zh:節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)Ze：彈性系數(shù)Z：螺旋角系數(shù)cos0.5Z：重合度系數(shù) 直尺：（4- ）/3 0.5/bd 故接觸疲勞強(qiáng)度受分度圓直徑影響較大B 彎曲疲勞強(qiáng)度的計算Yfa 齒形系數(shù)*考慮載荷作用于齒頂時對彎曲應(yīng)力的影響它只與齒形有關(guān)（事實(shí)上與齒數(shù)及變位系數(shù)有關(guān)）與模數(shù)無關(guān)。Ysa 應(yīng)力修正系數(shù)/mb 故彎曲疲勞強(qiáng)度受模數(shù)影響較大，齒形由于會影響齒形系數(shù)故也會造成影響*齒輪失效齒輪失效的分類1 輪齒折斷（多數(shù)出現(xiàn)在齒根處）：過載折斷，疲勞折斷，隨機(jī)折斷。2 齒面失效（多數(shù)出現(xiàn)在嚙合點(diǎn)處）：點(diǎn)蝕齒面產(chǎn)生細(xì)小裂紋，裂紋中的潤滑油在擠壓作用下使裂紋擴(kuò)大，膠合，塑性變形,磨粒磨損由齒輪失效產(chǎn)生的對于

8、設(shè)計計算準(zhǔn)則不同，分類不同開式齒輪傳動由于沒有機(jī)殼故主要失效形式為 磨粒磨損和彎曲疲勞折斷，計算時仍舊運(yùn)用彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計算閉式齒輪有個表格閉式軟齒輪齒面點(diǎn)蝕接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計中小功率齒根疲勞折斷彎曲疲勞強(qiáng)度校核閉式硬齒輪齒根疲勞折斷彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒面點(diǎn)蝕接觸疲勞強(qiáng)度校核大功率 高速加上齒面熱膠合熱膠合強(qiáng)度計算齒輪材料選擇要求有較高的抗磨損抗點(diǎn)蝕抗膠合抗塑性變形能力；高強(qiáng)度高疲勞極限強(qiáng)韌性工藝經(jīng)濟(jì)型高Eg 鋼，鑄鐵，非金屬材料課上補(bǔ)充：1對于硬齒閉式，由于經(jīng)常出現(xiàn)齒根疲勞折斷故設(shè)計時應(yīng)使z較?。?8-22大于最小根切）2對于軟尺，z應(yīng)較大（30+）3所謂算出的應(yīng)力越小越好，這樣到許用應(yīng)力的差

9、值裕度更大更容易達(dá)標(biāo)。4螺旋角過小體現(xiàn)不出斜齒輪的優(yōu)越性，螺旋角過大造成軸向力過大，螺旋角最好保持在18-30度基礎(chǔ)選填：A 齒輪傳動的主要失效形式，細(xì)分B 影響解除疲勞應(yīng)力的為直徑，影響彎曲疲勞應(yīng)力得為模數(shù)C 齒形系數(shù)由齒數(shù)和變?yōu)橄禂?shù)決定D 斜齒輪軸向力遵循左右手螺旋定理（左旋右旋的判斷）E 對于主動輪（由于外力帶著動，故內(nèi)里圓周力為阻力，同電機(jī)與拖動控制）嚙合圓周力與轉(zhuǎn)動方向相反，對于從動輪，嚙合圓周力與轉(zhuǎn)動方向相同F(xiàn) 對于圓錐齒輪，軸向力始終指向大端（圓錐齒輪任何GB都是對大端而言）G 齒面點(diǎn)蝕多出現(xiàn)在嚙合處，齒根折斷出現(xiàn)在齒根。選擇題中多以判斷接觸或者彎曲應(yīng)力值的大小的形式出現(xiàn)第3章

10、渦輪蝸桿傳動引入 交錯斜齒傳動，交錯角1+2=90度=>將其中的一個齒輪軸向拉長，=>形成渦輪蝸桿1渦輪蝸桿傳動的特點(diǎn) A 傳動平穩(wěn)B 傳動比較大?。ㄗ鳂I(yè)題中經(jīng)常出現(xiàn)i>22等）c 可以產(chǎn)生自鎖等現(xiàn)象D 傳動效率較低（攪油效率，嚙合效率，軸承效率，其中嚙合效率是損失最大的）E 結(jié)構(gòu)復(fù)雜，渦輪經(jīng)常采用貴重金屬加工工藝復(fù)雜制造成本高2 分類主要分為左旋和右旋，常用：右旋3 蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何計算 A 基準(zhǔn)輪廓?。涸诮o定截面上的規(guī)定齒廓。在基準(zhǔn)輪廓面上相當(dāng)于齒輪和齒條的嚙合 B 模數(shù)，蝸桿、蝸桿分度圓直徑和直徑特性系數(shù) 1 模數(shù)：對于蝸桿標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)為mx（軸向） 對于渦輪同齒輪

11、為mt 2 蝸桿分度圓直徑 d1為標(biāo)準(zhǔn)值=>故引出了直徑特性系數(shù)q（基本上等同于z的位置，既d1/m=q 3 蝸桿有了直徑特性系數(shù)故其z1為蝸桿頭數(shù)（在蝸桿截面橫切一刀有幾條螺紋為幾頭）=>蝸桿頭數(shù)一般為z=1，2蝸桿頭數(shù)太高間隔太小不宜制造，蝸桿頭數(shù)太小容易自鎖（z=1經(jīng)常出現(xiàn)自鎖情況他）。 4 導(dǎo)程角及螺旋角 =>導(dǎo)程的概念：同一螺旋線上，相鄰兩齒間的軸向距離（np）！=齒距導(dǎo)程角tan=zp/d=z/q !導(dǎo)程角和螺旋角的關(guān)系：螺旋角定義：輪齒走向和軸向之間的角度，蝸桿導(dǎo)程角和螺旋角互余 5 變位系數(shù) 只有渦輪有變位，蝸桿不會產(chǎn)生變位。*傳動比！I=主動轉(zhuǎn)速/從動轉(zhuǎn)速=

12、z2/z1!=d2/d1=>傳動比大于一，減速，蝸桿傳動主動；傳動比小于一，加速，渦輪主動3 蝸桿傳動的載荷和失效分析同齒輪分析但是由于有效率，故圓周力分別計算，同時兩者fa分別由另一個的T求而不是通過自己的角度關(guān)系求。*蝸桿的傳動失效分析與齒輪相似，但更嚴(yán)重的是蝸桿傳動過程中，渦輪與蝸桿的相對滑動速度過大！=>造成傳動效率過低，摩擦磨損發(fā)熱嚴(yán)重=>主要為膠合，磨損，點(diǎn)蝕 （熱產(chǎn)生）！故按照輪齒接觸強(qiáng)度計算，且主要為渦輪！的失效計算。！渦輪蝸桿的強(qiáng)度校核中還必須考慮熱平衡計算。傳動材料的選擇蝸桿 細(xì)長，尺寸小而且一直處于接觸狀態(tài)下故應(yīng)采用精度更高的材料：碳鋼，合金鋼渦輪 需要

13、減磨性和耐磨性好的材料，通常采用銅合金和鑄鐵，錫青銅基礎(chǔ)選填A(yù) 主要失效形式為：渦輪的齒面點(diǎn)蝕，磨損，膠合（接觸強(qiáng)度計算）失效計算以渦輪為主B 渦輪的效率有：嚙合效率，攪油效率，軸承效率，嚙合效率影響最大C 渦輪蝸桿傳動比不穩(wěn)定主要由于渦輪蝸桿傳動相對滑動速度過大D 渦輪和蝸桿旋向相同（蝸桿+=九十度，而渦輪和蝸桿的連接相當(dāng)于直角斜交兩齒輪，故1+2=九十度，故蝸桿的導(dǎo)程角=渦輪的螺旋角E 渦輪蝸桿傳動比不能用直徑之比F 效率蝸桿主動tan/tan(+p）G 單頭螺桿自鎖性好此章可能出現(xiàn)大題，分析受力方向和轉(zhuǎn)動方向第4章 帶傳動1 帶傳動分類開口傳動 交叉?zhèn)鲃?半交叉?zhèn)鲃樱喊虢徊鎮(zhèn)鲃?！只適用于

14、單向平型帶傳動Ip：v帶：特點(diǎn) 橫截面夾角為40度，但由于傳動過程受力產(chǎn)生收縮變形，故帶槽夾角為小于40度2 以v帶傳動為例分析帶傳動的受力 A 預(yù)緊力（初拉力）f0 B 有效圓周力 當(dāng)運(yùn)行起來出現(xiàn)緊邊松邊，緊邊拉力-松邊拉力=有效圓周力 C 歐拉公式 表示了臨界狀態(tài)緊邊拉力和松邊拉力的比值 D 最大有效圓周力 臨界狀態(tài)下的有效圓周力帶的受力分析（圖）拉力：緊邊拉力，松邊拉力（特點(diǎn)，緊邊松邊直線段保持不變，在大袋輪和小帶輪上在f1和f2之間連續(xù)變化著）離心力：pv2/A（特點(diǎn)，處處都想等）彎曲應(yīng)力：由彎曲應(yīng)變乘以彈性模量得來Ey/r=2ey/d三者相加為最后所得帶的受力分析*關(guān)于帶的失效形式1

15、 帶的彈性滑動與打滑（兩者之間存在關(guān)系） 彈性滑動本質(zhì)上是由于松邊和緊邊的拉力差產(chǎn)生=>事實(shí)上為只要存在有效圓周力（松邊和緊邊的拉力差）就會存在彈性滑動，故彈性滑動是無法避免的 帶的打滑：發(fā)生在一部分接觸弧上。 帶的接觸弧氛圍有相對滑動的滑動弧和無相對滑動的靜弧，當(dāng)靜弧角=0時帶發(fā)生打滑現(xiàn)象區(qū)別在于：1 彈性滑動時發(fā)生在整個帶體上的（整體發(fā)生），打滑發(fā)生在帶的局部，而且經(jīng)常發(fā)生在臨界拉力時2 只要存在有效圓周力就存在彈性滑動綜上，帶傳動中，帶受力最大點(diǎn)位于緊邊進(jìn)入小帶輪處靜弧（停止不動）位于緊邊進(jìn)入小帶輪一側(cè)V帶傳動設(shè)計 V帶受力由三部分組成，三部分的和<=許用應(yīng)力，然后將緊邊拉李

16、獨(dú)立出來，則可求出預(yù)加力（初應(yīng)力）的大小范圍。設(shè)計過程：1 小帶輪不能過小=>過小則最大彎曲應(yīng)力反比于小帶輪直徑=>會造成最大彎曲應(yīng)力過大，產(chǎn)生疲勞破壞2 中心距不易過小=>由畫圖可看出，中心距過小則包角過小，帶的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增大，故造成帶的壽命變短3 由于最大有效圓周力與摩擦系數(shù)和小帶輪包角大小有關(guān)，所以小帶輪包角>=120 ，過小則容易使有效圓周力的許用值過小，影響帶傳動的傳動能力 基本選填A(yù) 帶傳動是利用帶輪間的撓性帶傳動的裝置，屬于摩擦學(xué)分支，利用摩擦力傳遞力矩B v 帶承載能力大 但是半交叉?zhèn)鲃又荒苁褂闷叫蛶 v帶中性層不發(fā)生變形故稱之為節(jié)面*D 帶傳動的主

17、要特點(diǎn)：傳動平穩(wěn)，噪聲小，可緩和沖擊和震動，結(jié)構(gòu)簡單，安裝制造維護(hù)簡單成本低，傳動中心距較大；缺點(diǎn)在于，由于運(yùn)用帶傳動，故帶的磨損比較嚴(yán)重，壽命較短，結(jié)構(gòu)不緊湊，需要張緊裝置。E 帶傳動的主要失效形式為疲勞拉斷和打滑（彈性滑動是造成打滑的原因，但是彈性滑動不屬于失效（具體見表）原因現(xiàn)象后果避免措施彈性滑動松緊邊拉里不一致造成速度變化局部帶在局部上發(fā)生彈性滑動（沒有嚴(yán)重擴(kuò)大到整個輪面）在小輪上，從緊邊進(jìn)入松邊，帶回縮故帶速小于小輪速使從動輪速度低于主動輪速度不可避免，只要有有效圓周力就必有彈性滑動，選E較大的材料可以減小打滑過載引起，傳遞圓周力大于最大圓周力整個帶在輪面上相對滑動整個帶在輪面上滑

18、動 F 大題曾出現(xiàn)畫帶傳動受力圖的題G 用大帶輪作為主動輪 功率更大？= =H 利用小帶輪轉(zhuǎn)速和計算功率來進(jìn)行設(shè)計第5章 滑動軸承滑動軸承作為機(jī)械支撐，主要由軸頸和軸瓦兩個部分組成，由于該類之稱的摩擦狀態(tài)屬于滑動摩擦所以稱之為滑動軸承特點(diǎn)：以相對滑動的量表面（多為柱面，平面，球面）為核心的支撐組件=運(yùn)動副為滑動副依據(jù)軸瓦和軸承的摩擦狀態(tài)分為：非流體潤滑狀態(tài)（混合摩擦狀態(tài)） 和流體潤滑狀態(tài)（摩擦）了解滑動軸承的材料和性能特點(diǎn)滑動軸承的軸頸部分直接加工于軸上（為軸的一部分）=加工要求高與軸頸接觸的為軸瓦 選擇有色金屬合金材料和非金屬材料軸瓦材料需要滿足的特點(diǎn)：足夠的強(qiáng)度，良好的蘇醒耐磨性，抗腐蝕性

19、熱性能，工藝經(jīng)濟(jì)性滑動軸承分類：徑向滑動軸承=主要承擔(dān)徑向軸承，軸向滑動軸承=主要承受軸向載荷，組合型滑動軸承=同時承擔(dān)徑向和軸向載荷（徑向和軸向滑動軸承，自動調(diào)心滑動軸承，前者徑向和軸向相互獨(dú)立，后者自適應(yīng)性強(qiáng)）滑動軸承分類二：混合摩擦狀態(tài)滑動軸承，流體潤滑滑動軸承（固體潤滑滑動軸承）混合摩擦狀態(tài)滑動軸承的設(shè)計準(zhǔn)則（非流體潤滑狀態(tài)）軸承承載面平均壓強(qiáng)：過大的表面壓強(qiáng)會對材料表面的強(qiáng)度造成較大的影響，為了防止磨損故對其承載面壓強(qiáng)進(jìn)行設(shè)計軸承最大相對滑動速度輕載高速時壓強(qiáng)達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)但是過大的速度會對相互接觸的工作面造成交大的磨損軸承摩擦熱效應(yīng)的限制性計算Pv，兩者對摩擦熱都有影響，摩擦效應(yīng)引起溫度

20、升高，摩擦熱量的產(chǎn)生于單位面積上的摩擦功耗成正比，pv表征摩擦功耗。流體潤滑狀態(tài)滑動軸承的條件1 滑動軸承相對運(yùn)動表面形成楔形空間，且其相對運(yùn)動使該區(qū)域內(nèi)流體從寬闊處流向狹窄處（從大口流向小口）2 有充足的流體供給，連續(xù)流動，有一定粘度，連續(xù)性3 相對運(yùn)動表面的最小間距必須大于表面不平度只喝，既兩表面見不發(fā)生直接的相互接觸。第6章 螺紋連接1 螺紋種類及主要參數(shù) 左旋右旋分類，常用右旋 三角形螺紋（常用于連接），矩形螺紋（用于傳動，但是強(qiáng)度較差），梯形螺紋（優(yōu)于矩形螺紋，常用于傳動），鋸齒形螺紋（單向傳動）和管螺紋 主要參數(shù)：螺紋大徑=>公稱參數(shù)；螺紋小徑=>多用于校核強(qiáng)度，外螺紋

21、的危險剖面直徑，強(qiáng)度直徑；螺紋中徑=>假想直徑，計算升角，螺距導(dǎo)程等利用 同蝸桿：單頭螺紋易自鎖，多頭螺紋傳動。（補(bǔ)充概念，螺紋副：外螺紋和內(nèi)螺紋連接稱為螺紋副，防松中說到的螺紋副為螺母和螺栓上的螺紋副）對各個形狀螺紋的深入探討：一些概念：牙型角，軸剖面內(nèi)，螺紋兩牙型側(cè)邊夾角；牙形斜角；一側(cè)邊與徑向直線的夾角（對稱時，牙形斜角是牙型角的一半）*除了（不經(jīng)常使用的矩形螺紋）其他螺紋的參數(shù)都已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化三角形螺紋，=60，=30，e=/cos 故大當(dāng)量摩擦系數(shù)大，摩擦大，經(jīng)常用于連接。粗牙螺紋和細(xì)牙螺紋，多用粗牙螺紋，細(xì)牙螺紋螺距小，精細(xì)所以強(qiáng)度高（牙很細(xì)小故外徑小，內(nèi)經(jīng)中經(jīng)大才使整個牙小）自

22、鎖性好但是磨損后極易被磨平滑扣矩形螺紋，=0，當(dāng)量摩擦系數(shù)小，摩擦小，用于傳動，但制造困難，同心度差強(qiáng)度弱梯形螺紋，=30=2，解決了矩形螺紋的一些問題，常用于傳動鋸齒形螺紋，一邊=3一邊=30，工作邊要傳動，摩擦要小=32 螺紋副的受力和自鎖擰緊（力大） Ft=Ftan（ + ） 效率也應(yīng)是正的 =tan/tan( + )松開時反之 多為減F為預(yù)緊力3*螺栓連接的基本類型 A 普通螺栓（受拉螺栓） 薄件，需要兩個連接工件都打通孔，可以經(jīng)常拆卸。 B 絞制孔螺栓（受剪螺栓） 原理：側(cè)壁受壓利用配合 需要精確確定兩被連接件的相對位置 C 螺釘連接 母和釘一體，用于被連接件較厚*不宜經(jīng)常拆卸 D

23、雙頭螺柱連接 被連接件較厚 可以經(jīng)常拆卸 E 緊釘螺釘？依賴摩擦力承受外載，用于相對定位及承受不大的力矩注意各種螺紋連接的畫法！3*螺紋的擰緊和防松 A 螺紋緊固件的標(biāo)號等級 o.o 點(diǎn)前=拉伸強(qiáng)度極限/100 ，點(diǎn)后=10（屈服強(qiáng)度極限/拉伸強(qiáng)度極限）bs B 加預(yù)緊力時為0.2Fd（T分為摩擦力據(jù)和ft產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)力矩）C 螺紋防松的主要目的！* 根本目的是為了防止螺紋副之間的相對運(yùn)動（螺紋副之間的相對運(yùn)動指的是螺母和螺紋之間的相對運(yùn)動） 常用的防松方法 摩擦防松：雙螺母 機(jī)械防松：加止動墊片，加銷釘 破壞性放松：焊接，鉚釘鉚死*強(qiáng)度計算松連接 簡單直接用力除以面積=>無預(yù)緊力緊連接

24、A 受橫向工作載荷FR的緊連接 1 受拉螺栓（普通螺栓緊連接） 普通受拉螺栓連接是靠預(yù)緊力產(chǎn)生的摩擦力平衡FR 其受力分為兩部分： 預(yù)緊力產(chǎn)生的拉應(yīng)力 （擰緊時產(chǎn)生的螺紋擰緊力）fr產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)力矩產(chǎn)生的剪切應(yīng)力 1.3F'/A 2 受剪螺栓 由擠壓產(chǎn)生的擠壓應(yīng)力平衡FR，擠壓強(qiáng)度條件如圖 B 受軸向工作載荷的緊螺栓連接強(qiáng)度設(shè)計 由變形協(xié)調(diào)條件計算得，有兩塊出現(xiàn)變形 1 工件被連接件受壓變形，被擠壓，變短 2 螺栓受拉變形，被拉長 Step1 加預(yù)緊力F' 工件被壓縮1，螺栓被拉長2 Step 2 加工作載荷 卸了一部分預(yù)緊力，此時殘余預(yù)緊力F'' Step 3

25、從1到2因?yàn)橐冃螀f(xié)調(diào)一段少一段補(bǔ)上所以有變形量相等 工件受力從預(yù)緊力變成殘余預(yù)緊力 緊固件受力從F'到F0=F+F''，工件受力從F'=>F'' Step 4 c1為螺栓變形系數(shù) c2 為工件變形系數(shù) c1/c1+c2=>相對剛度系數(shù)F0=F''+F=F'+C1/(C1+C2)*F(此處得到的是總的螺栓受到的軸向力）最終同受橫向載荷的力一致計算1.3掌握 疲勞強(qiáng)度的計算 當(dāng)加上的工作載荷在某個范圍內(nèi)變化，則總得螺栓拉力也在某個對應(yīng)的范圍內(nèi)變化（乘以相對剛度系數(shù)）！一般連接中最疲勞破壞起主要作用的是應(yīng)力幅。4

26、提高螺栓連接強(qiáng)度的措施 A 改善螺紋牙間的載荷分配 B 避免產(chǎn)生附加應(yīng)力（彎曲應(yīng)力） C 減小應(yīng)力集中 D 減小應(yīng)力福 E 加適當(dāng)?shù)念A(yù)緊力 F 選擇適當(dāng)?shù)闹圃旃に嚶菟ńM連接計算Point：按效果分事實(shí)上就只有兩類 1 產(chǎn)生的效果在軸向，相當(dāng)于加軸線力：M,F Ps M產(chǎn)生的效果是在軸向的其分配力的大小與力作用點(diǎn)到中心軸線！的距離有關(guān)（線） 分配到各個實(shí)際單個螺栓緊固件上分析哪個處于最危險的位置，再利用單個螺栓的受力分析 Ps 注意殘余預(yù)緊力必須大于零（這個地方可以作為一個確定數(shù)的范圍的公式） 2 產(chǎn)生的效果在橫向，相當(dāng)于加橫向力：T,FR Ps T產(chǎn)生的效果是在橫向的（蹭著螺母和工件的接觸表面

27、），其分配力的大小與力作用電到中心點(diǎn)！的距離有關(guān)（點(diǎn)） 分配到各個實(shí)際單個螺栓緊固件上分析哪個處于最危險位置，再利用當(dāng)個螺栓的受力分析 Ps 注意如果說單個螺栓既受軸向力又受橫向力，預(yù)緊力產(chǎn)生的摩擦力要能平衡掉橫向力！此時的預(yù)緊力由于受了軸向力的影響！是殘余預(yù)緊力F''此處必考一大題 參考例題P210例題（最復(fù)雜情況）6-26，29 兩道作業(yè)題（分別為僅有橫向載荷26 和僅有軸向載荷29情況）基本選填A(yù) 各種螺紋連接形式的適用范圍B 螺紋防松的根本在于：螺紋副的防松，既防止螺母和螺栓之間的相對滑動C 受拉螺栓在承受橫向載荷時，螺栓內(nèi)部受到兩部分兩種應(yīng)力的作用，其一為預(yù)緊力F產(chǎn)生

28、的拉應(yīng)力，其二為擰緊力矩T=Ft=F'*tan 產(chǎn)生的切應(yīng)力，預(yù)緊力產(chǎn)生的摩擦力平衡外載荷（=>故普通受拉螺栓不能承受太大的橫向載荷?。〥 ！螺紋連接是通過螺紋零件產(chǎn)生進(jìn)行的可拆裝連接E 螺栓的強(qiáng)度級別精度級別為0.0前為抗拉強(qiáng)度/100，后為10屈服強(qiáng)度/抗拉強(qiáng)度第7章 軸類連接件（鍵，聯(lián)軸器） 一 鍵 鍵：平鍵（普通平鍵【方頭平鍵下端沒有扣緊可以左右移動，配合銷釘使用，圓頭平鍵指狀銑刀銑出，一端圓頭一端方頭】，滑動平鍵鍵固定在輪轂上，導(dǎo)向平鍵導(dǎo)軌軸，鍵固定在軸上 ；半圓鍵（強(qiáng)度削弱大，但是用于不規(guī)則平面例如錐形軸） 楔鍵連接（工作表面為上下表面，傳遞單向軸向力=通過摩擦力，但

29、是由于配合產(chǎn)生了偏心=由于角度楔形=故不能用于準(zhǔn)確定心，高速及承受沖擊震動或變載的連接切向鍵連接（兩個楔形鍵相互貼合1：100的楔鍵）花鍵連接（前提：當(dāng)一個鍵的強(qiáng)度不足以承擔(dān)時先考慮做對稱的兩個鍵，如果兩個以上的鍵會削弱軸的強(qiáng)度，則此時要考慮用花鍵（其實(shí)不是鍵，是一個軸，內(nèi)花鍵為軸體，外花鍵為輪轂）定位：內(nèi)徑定心：優(yōu)先使用=內(nèi)徑對應(yīng)著外輪轂孔的外部，利于制造加工 外徑定心：不大好制造加工 側(cè)面定心：可以自動定位=漸開線定心平鍵的畫法！沿著軸向剖開：軸做局部剖，鍵不剖，軸槽開鍵相同大小，輪轂槽開通槽沿著斷面剖開：軸和鍵都做全剖Ps 鍵的b*h是有與之配合的軸來定的=鍵寬只有一個標(biāo)準(zhǔn)公差帶等級h8

30、 鍵的長度l 由輪轂長度來定二 聯(lián)軸器剛性聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器固定式剛性聯(lián)軸器可移式剛性聯(lián)軸器彈性套柱銷聯(lián)軸器套筒聯(lián)軸器凸緣聯(lián)軸器十字滑塊聯(lián)軸器萬向聯(lián)軸器尼龍柱銷聯(lián)軸器齒輪聯(lián)軸器在最后一道改錯題中經(jīng)常出現(xiàn)：聯(lián)軸器是通孔！彈性聯(lián)軸器降低了徑向的定位精度要求（具體見下圖）第8章 滾動軸承！滾動軸承是標(biāo)準(zhǔn)件：1其校核是標(biāo)準(zhǔn)的標(biāo)注的時候只標(biāo)注與滾動軸承配合的外殼以及內(nèi)軸頸=滾動軸承作為標(biāo)準(zhǔn)件不用標(biāo)注2 滾動內(nèi)運(yùn)用基孔制，外運(yùn)用基軸制滾動軸承分為外圈和內(nèi)圈，外圈固定不動，內(nèi)圈隨著軸進(jìn)行轉(zhuǎn)動，內(nèi)圈外圈滾動體和保持架*內(nèi)外圈上的凹槽限制滾動體軸向移動且降低接觸應(yīng)力，保持架使?jié)L動體等距離分布且減小滾動體健的接觸和

31、摩擦滾動軸承分類GB 3567 徑向軸承=徑向力=就一個方向，徑向3 圓錐滾子軸承<45*（向心軸承）：可以承受較大的徑向力，以及單方向的軸向載荷，內(nèi)外圈可分離，一般成對使用正裝，反裝5 推力軸承（雙向推力軸承） 只能承受單向的軸向推力（雙向推力軸承可以承受雙向的軸向推力）6 深溝球軸承 （向心軸承中的徑向軸承）能夠承受徑向力及極小的雙向軸向力7 角接觸球軸承 （向心軸承）承受徑向力及單向的軸向力，一般成對使用，內(nèi)外圈可分離推力軸承受力分析及傳力過程圖解推力軸承沒有內(nèi)殼外殼之說，只有松殼緊殼之說松殼和緊殼在各個面積上各個點(diǎn)上受到的力是相等的滾動體是滾動的故滾動體各個點(diǎn)受到的力是不定的徑向

32、軸承受力分析及傳力過程（徑向軸承向心軸承，向心軸承包含有圓錐滾子軸承等0的滾動軸承，徑向軸承只是=0=深溝球軸承，圓柱滾子軸承）受力圖如下特點(diǎn)1 分為受力區(qū)和非受力區(qū)2 非受力區(qū)仍舊存在高頻的受力點(diǎn)和非受力點(diǎn)（由于滾子分布造成）3 受力區(qū)受力呈現(xiàn)半圓弧狀，在最下端=力作用點(diǎn)處受力最大4 由于滾動體自己會有自轉(zhuǎn)故較之內(nèi)環(huán)其受力更為頻繁更嚴(yán)重。=齒輪尚且是線接觸，球狀滾動體是點(diǎn)接觸，受力嚴(yán)重受力分析及計算1 對于安裝位置，正反裝的選擇和理論依據(jù) 角接觸軸承會使力的作用點(diǎn)偏離角接觸軸承的中心=>安裝分布的目的在于減小力矩 S1 齒輪等工件處于兩滾動軸承之間則滾動軸承采用正裝（窄邊對窄邊）這樣r

33、小收到的力矩就小 S2 齒輪等工件處于兩滾動軸承之外則采用反裝 （具體圖像見下）2 *軸向力的計算 （ Fs是附加軸向力，不是最終的軸向力）對于壓緊端軸向力=除了自己的附加軸向力外所有的軸向力之和對于放松端的軸向力=自己的附加軸向力*滾動軸承的失效 由于滾動軸承是點(diǎn)接觸，齒輪就算是線接觸都會產(chǎn)生點(diǎn)蝕和磨粒磨損等現(xiàn)象滾動軸承點(diǎn)接觸受力更為嚴(yán)重，故更容易發(fā)生=疲勞點(diǎn)蝕，塑性變形，磨粒磨損滾動軸承的強(qiáng)度特征與壽命計算可靠度為90%，常用的材料和加工質(zhì)量及常規(guī)運(yùn)轉(zhuǎn)條件下的壽命稱為軸承額基本額定壽命，L10(106r)Ps L10 的單位為106 r （轉(zhuǎn)） L10=（C/P) 單位為106轉(zhuǎn) 球軸承為3 滾子軸承為10/3當(dāng)量動載荷P=fd（x*fr+y*fa） 基本動載荷c基本靜載荷c0>=S0P0*極限轉(zhuǎn)速n=f1f2nlim F1：載荷變化系數(shù) F2：載荷分布系數(shù)關(guān)于計算！*角接觸軸承附加軸向力計算公式角接觸軸承圓錐滾子軸承=152540Fs(附加