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机械设计课程的主要内容总论齿轮传动轴及轴系零、部件蜗杆传动带传动链传动联轴器、离合器和制动器联接机械零部件的润滑与密封弹簧机械系统总体方案设计机械系统的组成(1)动力系统提供动力、实施能量转换如：水轮机电动机机械能水能(自然界能源)电能(二次能源)(2)传动系统将动力机的动力和运动传递

给执行系统的中间装置功能：减速变速传递动力改变运动规律多驱动(3)执行系统直接完成预定任务的装置(4)操纵及控制系统使各部分协调动作(5)辅助装置如冷却、润滑、记数、照明机械能性质和任务1.性质2.任务3.机械零件设计的步骤机类各专业重要的技术基础课树立正确的设计思想和设计方法具有初

步设计传动装置和简单机械的能力了解机械系统总体方案的设计过程失效：零件失去正常工作的能力计算准则：衡量零件工作能力的指标受力分析选择材料确定计算准则技术文档理论计算(参数设计)结构设计约束条件式如强度准则][1.载荷一、载荷和应力机械设计中的强度问题机器正常工作时所受的实际载荷(一般

难以确定)名义载荷：工作载荷：计算载荷：KTTC=KFFC=载荷系数(考虑各种附加载荷)按原动机功率求得)(1055.96NmmnPT=(理想状态)功率kW转速r/min2.应力静应力：不随时间而变的应力变应力：随时间而变的应力稳定循环：不稳定循环：随机：maT不

随时间变maT之一随时间变变化无规律3.几种稳定循环变应力)(1)变应力参数(以正应力为例、可将替换(2)对称循环变应力minmax−=0=mminmax−==a1−=r)(11−−对称循

环变应力脉动循环变应力(3)脉动循环变应力0min=2max==ma0=r)(00minma+=max最大应力最小应力2minmax−=a应力幅2minmax+=m平均应力已知2

个参数可确定其余参数maxmin=r循环特征1~1+−=ramaxminm非对称循环变应力(4)静应力0=am==minmax1+=r)(11++二、静应力作用下的强度条件1.危险剖面的应力][][limS=正应力：][][limS=剪

应力：极限应力)(bb脆性材料取强度极限)(SS塑性材料取屈服极限2.危险剖面的安全系数][limSS=][limSS=三、变应力作用下的强度条件1.静、变应力下的零件损坏和极限应力(2)极限应力静应力极限应力：与材料性能有关变应力疲劳极限：与

材料有关外，还与循环特征r、应力循环次数N、应力集中、绝对尺寸、表面状态有关(1)零件损坏机理静应力作用下：危险剖面塑性变形或断裂变应力作用下：疲劳断裂零件表面应力超过极限值微裂纹扩展断裂2.不同循环次数N时的疲劳极限(1)疲劳曲线在循环特征为r的变应力作用下对一组试样作疲劳试验一个值

记录下试样破坏的值N(2)循环基数0N当值小到某一数值时，“无数”次循环试样都不会疲劳破坏，则用0N替代“无数”次。如碳钢7010=N(3)材料疲劳极限r与对应的值0N曲线方程：CNNmrmrN==0(4)不同N的疲劳极限当0NN时rmr

NNN=0当0NN时rrN=3.不同应力循环特征r时的疲劳极限材料的极限应力简图零件的疲劳极限maDmarK++=−)()(1)()(1001−−−−SSr)()(1001−−−−SSrSr=则结

论：对于塑性材料对于脆性材料maDmarK++=−)()(1以上正应力公式，用替代则对剪应力同样适用。齿轮传动齿轮传动闭式传动开式传动半开式传动—封闭在箱体内，润滑条件好—外露，润滑较差，易磨损—介于上两者之间,有防护罩齿轮

传动的特点优点：传递功率和转速适用范围广；具有稳定的传动比；效率高、结构紧凑。缺点：制造成本较高；精度低时，噪声和振动较大；不宜用于轴间距离较大的传动。齿轮传动失效形式和设计准则一、失效1、轮齿折断★疲劳折

断★过载折断全齿折断—常发生于齿宽较小的直齿轮局部折断—常发生于齿宽较大的直齿轮，和斜齿轮措施：增大齿根圆角半径、提高齿面精度、正变位、增大模数等2、齿面疲劳点蚀★点蚀常发生于闭式软齿面（HBS≤350）传动中★点蚀的形成与润滑油的存在密切相关★点蚀常发生于偏向齿

根的节线附近★开式传动中一般不会出现点蚀现象措施：提高齿面硬度和齿面质量等3、齿面胶合配对齿轮采用异种金属时，其抗胶合能力比同种金属强措施：采用异种金属、降低齿高、提高齿面硬度等5、齿面塑性变形措施：提高齿面硬度，采用油性好的润滑

油4、齿面磨损是开式传动的主要失效形式措施：改善润滑和密封条件二、齿轮传动的设计准则主要针对疲劳折断和齿面点蚀这两种失效形式齿根弯曲疲劳强度—齿轮抵抗轮齿疲劳折断的能力齿面接触疲劳强度—齿轮抵抗齿面疲劳点蚀的能力开式齿轮传动采用准则二

，但不校核齿面接触强度设计准则一：对于闭式软齿面（HBS≤350）传动，主要失效形式是齿面点蚀，所以按齿面接触疲劳强度设计，而校核齿根弯曲疲劳强度。设计准则二：对于闭式硬齿面（HBS>350）传动，主要失效形式是齿根弯曲疲劳折断，所以按齿根弯曲疲劳强度设计，而校

核齿面接触疲劳强度。直齿圆柱齿轮传动的受力分析及计算载荷一、轮齿受力分析条件：标准齿轮并忽略齿面间的摩擦力圆周力—NdTFt11/2000=径向力—NtgFFtr=法向力—NFFtncos/=各力方向

：Ft1与主动轮回转方向相反Ft2与从动轮回转方向相同Fr1、Fr2分别指向各自齿轮的轮心各力关系：Fr1=-Fr2Ft1=-Ft2Fn1=-Fn2二、计算载荷FncK=KAKvKαKβFnc=KFn=KFt/cosα三、齿面接触疲

劳强度计算强度条件：σH≤σHP（校核式）aLFnH24=222121211111EELFn−+−=讨论：齿面接触疲劳强度主要取决于分度圆直径d齿宽b的大小应适当，b过大会引起偏载令：ψd=b/d1—齿宽系数软齿面、对称布置：ψd=0.8~1.4非对称布置：ψd=0.6~1

.2悬臂布置、开式传动：ψd=0.3~0.4直齿轮取小斜齿轮取大硬齿面降低50%HPdEHuduKTZ=311)1(112模数的大小对接触强度无直接影响d越大，接触强度σH越小,越大mmuuKTZddHPE31211112设计式：σH1=σH2

，而σHP1≠σHP2设计时，σHP=min{σHP1,σHP2}求出d1→选择z→计算m=d1/z1为便于装配，取b1=b2+(5~10)mmb2=ψdd1b1=b2b1>b2四、齿根弯曲疲劳强度计算σF≤σFP)(23211mmYYZYKTmFPsaFad)(21

1MPaYYYmbdKTFPsaFaF=校核式：设计式：2121sasaFaFaYYYY21FF讨论：影响齿根弯曲疲劳强度的主要参数是模数mm↑→弯曲强度→齿厚s→截面积↑→σF配对的大小齿轮

的弯曲应力不等计算模数时，比较与的大小，代入大值222FPsaFaYY111FPsaFaYY单侧受载时，σF看成脉动循环，双侧受载时，σF看成对称循环五、提高齿面接触、齿根弯曲疲劳强度的主要措施斜齿轮的特点—轮齿呈螺旋形；啮合时接触线倾斜斜齿圆柱齿轮传动的强度计算一、斜齿圆柱

齿轮传动的受力分析圆周力11/2000dTFt=径向力cos/ntrtgFF=轴向力tgFFta=法向力coscos/ntnFF=αn—法面压力角αt—端面压力角β—螺旋角各力关系：21ttFF−=21rrFF−=21aaFF

−=21各力方向：Ft、Fr与直齿轮相同Fa—决定于齿轮的转向和轮齿的旋向例：n2n1Fr2Fr1Ft1Ft2n1n2Fa2Fa1用“主动轮左、右手定则”判断二、齿面接触疲劳强度计算斜齿轮的强度当量直齿圆柱齿轮的强度相当于当量直齿圆柱齿轮：模数=

斜齿轮法面模数mn压力角=斜齿轮法面压力角αn齿数=当量齿数zv=z/cos3β分度圆直径dv=d/cos2β法向力=斜齿轮的法向力Fn把斜齿圆柱齿轮的强度计算问题转化成直齿圆柱齿轮的强度计算问题引入齿宽系数ψd=b/d1，得设计式：)(12)(3121mmu

uKTZZZZddHPEH+)(12211MPauubdKTZZZZHPHEH+=校核式：相同条件下，斜齿轮接触应力比直齿轮小,故斜齿轮接触强度比直齿轮大原因：●重合度大，同时啮合的齿数多●接

触线是倾斜的●当量齿轮直径大，齿廓平直斜齿轮的弯曲强度也按当量齿轮进行三、齿根弯曲疲劳强度强度计算校核式：)(211MPaYYYYmbdKTFPsaFaF=设计式：)(cos232121mmYYZYYKTmFPsaFad注意：●YFS应按ZV

=Z/cos3β查取●设计时代入YFS1YFa1/σFP1与YFS2YFa2/σFP2中的大值结论：◎斜齿轮的强度等同于其当量直齿轮的强度◎条件相同时,斜齿轮的强度大于直齿轮(β的影响)一、直齿锥齿轮传动受力分析作用于齿宽中点的法向力分解成三个分力：圆周力111/2000mtdT

F=径向力111costgFFtr=轴向力111sinstgFFta=直齿圆锥齿轮传动的强度计算各力方向：Ft、Fr与圆柱齿轮相同Fa1、Fa2—分别指向各自齿轮的大端各力关系：21ttFF−=21arFF−=21raFF−=校核式：设计式：HPRREHHudKTZZ−

=3121)5.01(85.0432121)5.01(85.04)(uKTZZdddHPEH−同直齿轮FPsaFaRRFYYuzmKT+−=2213211)5.01(4校核式：32212

11)5.01(4saFaFPddYYuZKTm+−设计式：按当量齿数查图表三、齿根弯曲疲劳强度强度计算二、齿面接触疲劳强度计算挠性传动通过环形曳引元件，在两个或多个传动轮之间传递运动和动力的传动。主

要包含带传动、链传动和绳传动按工作原理可分为：摩擦型传动靠曳引元件与传动轮表面间的摩擦力来传递运动和动力靠特殊形状的曳引元件与传动轮轮齿的啮合来传递运动和动力啮合型传动带传动二、带传动的特点：1、带具有弹性，能吸振，传动平稳

，噪声小2、过载时带在带轮上打滑，可保护其它零件，起安全保护作用3、适用于中心距较大的场合4、结构简单，装拆方便，成本较低6、带在带轮上有相对滑动，传动比不恒定7、传动效率低，带的寿命较短8、传动的外廓尺寸大9、需要张紧，支承带轮的轴和轴承受力较大10、不宜用于

高温、易燃等场合三、带传动的受力分析带未工作之前，以一定的初拉力张紧在带轮上，设初拉力为0F带工作时，两边拉力不再相等，紧边拉力由增加到，松边拉力由减小到0F1F2F0FFfF0F0F1F2n1n2Ff带

工作前：带工作时：由于带是弹性体，且带的总长不变，因此紧边拉力增量应等于松边拉力减量，即：2001FFFF−=−所以有：()21021FFF+=有效拉力也即带所能传递的圆周力，等于接触面间的摩擦力总和，为紧边、松边的拉力差fFFFF=−=21201FFF+=202FFF−=设带传

递的功率为P，带速为v,则所需带的有效拉力为：vPF/1000=1000FvP=或要让带能正常工作，必须使：limfFF当带与带轮间的摩擦力达到极限值时，紧边拉力与松边拉力可用欧拉公式表示：feFF=21−=+−=ffff

eFeeFF1111210lim11−=ffeeFF112−=feFF极限摩擦力与下列因素有关：1、初拉力。越大，传动时的摩擦力也越大。0F0F2、包角.包角越大，极限摩擦力也越大。3、摩擦系数。越大，就越大。fflimfF思考题：如何提高带的承载能力？F0不能太大，否则带的压轴力

也大，带的寿命降低；F0不能太小，否则带的传动能力不能充分发挥，容易打滑。四、传动带的应力分析1、拉应力：紧边松边AF/11=AF/22=两者相差越大，带越易产生疲劳破坏！2、离心拉应力：AqvAFcc2==V越大

，带往外甩得越厉害，承载能力下降,所以：v<25m/s3、弯曲应力：112dbdEy=222dbdEy=为控制带中的弯曲应力不宜过大，因此必须限制小带轮的最小直径dd111maxbc++=带在预期寿

命内不发生疲劳破坏的条件：max五、带传动的弹性滑动与打滑弹性滑动带是弹性体，受力后发生弹性变形，由于紧边和松边拉力不等，导致带在带轮上有微小的相对滑移现象。后果从动轮的圆周速度下降功率损失、降低传动效率增加带的磨损滑动率：由于弹性滑动引起

从动轮的圆周速度的相对降低量%100121−=vvvsmndv/100060111=smndv/100060222=故带传动的传动比应为：()−==11221ddnni从动轮的直径和转速分别为：()−=112idd()21121ddnn−=在要求较高的场

合，按上式计算带轮直径，圆整即可；在要求不高的场合，可用下式算带轮直径，再取标准值。12idd=2、打滑当带传递的载荷增大，有效拉力也相应增大，如果有效拉力达到或超过极限摩擦力时，相对滑动将在整个接触弧上发生，导致带传动失效的现象称为打滑。带传动运动不平稳，带磨损

相当厉害，应当避免什么是弹性滑动？什么是打滑？它们有何区别？limfFF六、带传动的主要失效形式及计算准则1）打滑2）疲劳破坏1、主要失效形式limfFFmax2、计算准则既不打滑，由具有一定的疲劳强度和寿命

七、带传动的设计——带的型号、根数、长度等2、不打滑条件()())1(111maxfcbfeAeFF−−−−−=−1、疲劳强度条件++=11maxbc或cbAF

−−=111()AFcb−−111.概述挠性传动带传动链传动套筒滚子链与带传动相比、链传动具有：(1)没有滑动，平均传动比准确(2)张紧力小，故轴上受力小(3)能在高温、潮湿、油污等恶劣环境下工作(4)工作时有冲击和噪音，不宜在高速中使用(5)价昂链传动工作情况

分析)/(1000601000602211smpnzpnzv==1221zznni==链的平均速度平均传动比2.链传动的平均传动比3.链传动运动的不均匀性每一链节从进入到脱离啮合，链条前进的瞬时速度周期性由小－大－小1z变化范围瞬时速度变化

垂直分速度亦周期性变化，链条抖动链轮转速越高节距越大(齿数越少)链传动的动载荷越大4.链传动的失效及其设计准则与带传动设计类似，确定不发生失效的链条规格(链号)设计准则：转速1n链额定功率0P链号（节距）p失效形式：(3)多次冲击破断(5)过载拉断(4)胶合(2)链的疲劳破坏(1)铰链磨损轴

一、轴的功能及分类支撑回转类零件，并使其有确定的工作位置，传递运动和动力。功能：分类：1、按载荷性质心轴传动轴转轴只承受弯矩不传递转矩只传递转矩不承受弯矩或弯矩很小即承受弯矩又传递转矩二、轴的失效形式疲劳断裂受弯矩或扭矩作用的轴其应力多为变应力

，在变应力的反复作用下轴易发生疲劳断裂塑性变形瞬时过载很大，应力状态接近静应力三、轴的设计步骤选择材料估算轴的最小直径结构设计刚度强度验算1、按扭转强度估算轴径mmnPCnPdT33362.01055.9=2、按经验公式估算最小轴径对于一般减速装置中的轴，和电机

相连的高速轴最小直径可用电机轴径估算:各低速轴最小直径可按同级齿轮中心距估算:d=（0.8~1.2）Dd=(0.3~0.4)a轴的结构设计目的:1、合理定出轴各部分的几何形状和尺寸2、轴上零件要准确定位和可靠的固定3、提高轴的结构工艺性4、提高轴的强度和刚度一、轴上

零件的轴向定位和固定的方法二、轴上零件的周向定位和固定三、轴的结构工艺性1、为了装拆的方便，轴及轴肩的端部应加工出必要的倒角；2、为了加工的方便，应使同一轴上的圆角、倒角、键槽、越程槽、退刀槽等尺寸一致；3、同一轴上，键槽

应开在同一条母线上。需磨削的轴段应有砂轮越程槽；需切削螺纹的轴段应有退刀槽。4、为了便于加工和检验，轴的直径应取圆整值；与滚动轴承相配合的轴段直径应符合轴承内径标准；有螺纹的轴段直径应符合螺纹标准直径。四、提高轴的强度和刚度1、减小应力集中2、改善轴的表面质量3、改善轴的受力状况A）适当增大

圆角半径B）凹切圆角C）肩环结构可采用辗压、喷丸、渗碳淬火、氮化、高频淬火等方法1）改善轴上零件结构2）减小轴上载荷3）改善应力特征轴的强度验算验算方法：弯扭合成法对于一般钢制的转轴，同时受弯矩和扭矩的作用

，可以用第三强度理论求危险截面上的当量应力：224+=be331.032/dMdMWMb==WTdTdTWTT22.016/33===2222124TMWWTWMe+=+=对于一般的转轴，b

为对称循环变化的弯曲应力，而的应力特征则随T的特性而定。考虑两者循环特征不同的影响，将转矩加以修正，得校核轴强度的基本公式为：若转矩恒定不变，则：3.0/11=+−bb若单向回转的转矩，其变化规律不甚清楚时，一般按脉动循环变应力处理。对于脉动循环的转矩，

则：6.0/01=−bb对于对称循环变化的转矩，则：1/11=−−bb22)(TMMca+=折算系数轴直径的计算公式：mmMdbe311.0−1）要合理的选择危险截面，当量弯

矩最大处不一定就是危险截面；2）若轴的强度不够，可增大轴径、另选材料或改变热处理方法。3）按安全系数校核计算(重要轴)疲劳强度安全系数计算][22SSSSSSca+=