机械设计复习

机器的组成：原动机部分，执行部分，转动部分，控制部分，辅助系统

设计机器的程序：1，计划阶段2，方案设计阶段3，技术设计阶段4，技术文件编制阶段 对机器的主要要求：1，使用功能要求2，经济性要求3，劳动和环境保护功能4，寿命与可

靠性要求5，专用要求

零件主要失效形式：1，整体断裂2，过大的残余变形3，零件表面破坏4，破坏正常工作条

件引起的失效

设计零件应满足的要求：1，避免在预定寿命期内失效的要求2，结构工艺性要求3，经济要

求4，质量小的要求5，可靠性要求

零件设计准则：1，强度准则2，刚度准则3，寿命准则4，振动稳定性准则5，可靠性准则 零件设计步骤：1，根据零件使用要求，选择类型和结构

2，根据机器的工作要求，计算作用在零件上的载荷 3，根据类型，载荷，失效形式，确定设计准则 4，根据工作条件及特殊要求，选择材料 5，根据设计准则计算，确定基本尺寸

6，根据工艺性机标准化等原则进行结构设计 7，校核计算，判定合理性 8，画出零件图，写计算说明书

材料选用原则：1，根据载荷，应力大小和性质2，零件工作情况3，尺寸及质量4，结构复

杂程度及材料加工可能性5，材料经济性

第三章 机械零件的强度

零件强度分：静应力强度（N<1000）和变应力强度（疲劳强度+峰值静载强度） 疲劳特性：最大应力max，应力循环次数N，应力比r（

r=-1对称循环应力 r=0脉动循环应力

min） max平均应力m 应力幅值a mma r=axma

ma

rNrmN0rKN NKN寿命系数

2100等寿命疲劳曲线试件受循环弯曲应力时材料常数，A’G’斜率

提高疲劳强度的措施：1，降低应力集中的影响2，选用疲劳强度高的材料和热处理方法及

强化工艺3，提高零件表面质量4，减小和消除表面初始裂纹尺寸

第四章

摩擦：干摩擦，边界摩擦，流体摩擦，混合摩擦 磨损：磨合阶段，稳定磨损阶段，剧烈磨损阶段 磨损结果分：点蚀磨损，胶合磨损，擦伤磨损

磨损机理分：粘附磨损，磨粒磨损，疲劳磨损，流体磨粒磨损，流体侵蚀，机械化学磨损

1

第五章

螺纹连接：用作紧固件，要求保证连接强度，有点还要求紧密性 螺纹传动：要求螺旋副的传动精度，效率和磨损寿命

普通，管螺纹（连接）梯形，矩形，锯齿形螺纹（传动）

主要参数：大径d（公称直径）小径d1（危险截面）中径d2（配合）线数n螺距P

导程S=nP 螺纹升角 牙型角 接触高度h

铰制孔用螺栓与孔采用基孔制过渡配合

预紧力：使连接在承受工作载荷前，预先受到力的作用

目的：增强连接的可靠性和紧密性，防止受载后被连接件出现缝隙或发生相对滑移 防松：摩擦防松，机械防松，破坏螺旋防松】

螺栓连接的结果设计：1，接连接合面和几何形状通常设计成轴对称的简单几何形状 2，螺栓分布应使对螺栓的受力合理 3，螺栓的排列应有合理的间距，边距 4，分布在同一圆周上的螺栓数目应为偶数 5，避免螺栓承受附加的弯曲载荷 螺栓，钉，柱性能等级，如3.6 则抗拉强度极限B=300MPa 屈服极限S=180 MPa 提高螺纹连接强度的措施：1，降低影响螺栓疲劳强度的应力幅（减小螺栓刚度，增大被连

接件的刚度，适当增大预紧力）

2，改善螺纹牙上载荷分布不均的现象（加厚螺母无效果） 3，减小应力集中的影响 4，采用合理的制造工艺

受拉螺栓主要破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂

受剪螺栓则是螺栓孔与孔壁贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断 传力螺旋，调整螺旋要求自锁，应采用单线螺旋

传导螺旋为提高传动效率及直线速度可采用多线螺旋 螺栓组受力 1横向载荷

普通螺栓

fF0ziKsF



F

铰制孔螺栓 Fz铰制孔螺栓 Fmax2转矩

普通螺栓

fF0riKsT FF

z

r2iTrmax

3轴向载荷

普通螺栓

F

铰制孔螺栓 Fz铰制孔螺栓 Fmax4倾覆力矩

普通螺栓

FmaxL2iMLmax

L2iMLmax

地基

pmaxppmaxp

2

pF0z A

pminppmax0

pmaxM W螺栓组连接强度计算

松螺栓（无预紧力）F A1.3F0 A紧螺栓（拉伸+扭曲）仅受预紧力时

普通螺栓

ca1.3F0 A

铰制孔螺栓 ca紧螺栓受 预紧力和工作载荷（拉力）

普通螺栓

F2F0CbF

CbCmF0预紧力

铰制孔螺栓 F2F0CbF

CbCm

ca1.3F2 A

F1残余预紧力 F2总拉力

F工作拉力

紧螺栓受 预紧力和工作载荷（剪切力）

铰制孔螺栓 挤压强度p剪切强度Fp

d0Lmin

F A

第六章

键：周向固定以传递转矩。轴向固定，滑动导向

连接类型：平键连接，半圆连接，楔键连接，切向键连接 平键用途分：普通平键，薄型平键，导向平键，滑键 普通平键构造分：圆头（A型），平头（B型），单圆头（C型） 不能承受轴向力 平键失效形式：主要是工作面被压溃，可能被剪断。按工作面上的挤压应力进行强度校核 导向平键失效：工作面的过度磨损。 按工作面上的压力进行条件性的强度校核

普通平键连接的强度条件为

2T103pp

Kld 导向平键和滑键连接强度为

2T103pp

Kld两个平键最好布置在沿周向相隔180；两个半圆键应布置在轴的同一条母线上；两个楔键应布置在沿周向相隔90~120 强度校核中只按1.5个键计算 平键的两侧面是工作平面，楔键的上下平面是工作平面，切向键的工作平面是平行两个窄面 矩形花键的定心方式是小径定心，渐开线花键则是齿形定心

传动原因：1速度不匹配2速度调整3一带多的需要4其他原因

传动分类：机械传动（机械能未转化为其他能量）电传动（机械能与电能发生转换） 机械传动为：摩擦传动，啮合传动，液压传动，气力传动 摩擦传动分：摩擦轮传动（直接），带传动（间接）

3

啮合传动分：齿轮，蜗杆，螺旋传动（直接），同步带传动（间接） 按传动比分：定传动比，变传动比（有级变速，无级变速）

选择传动类型依据：效率高，外轮廓尺寸小，质量小，运动性能良好，符合生产条件

第八章 带传动

带传动类型：啮合性，摩擦型（平带，圆带，V带，多楔）

不出现整体打滑：带轮的初拉力F0必须大于带传动正常工作所需的最小的初拉力F0min

F带的应力分析：1拉应力

Aq2h2弯曲应力bE 3离心应力c

Ad最大应力处：带的紧边绕上小带轮处

max1b1c

弹性滑动总是存在，打滑可以避免

初拉力不足，可能出现整体打滑；初拉力过大，则使传动带过度磨损 增大摩擦系数和带轮的包角有利于增大临界摩擦力 张紧轮：1一般放在松边内侧，使带只受单向弯曲

2尽量靠近大带轮，减少小带轮上包角的减小 3轮槽尺寸与带轮的相同，直径小于小带轮 4中心距国小，放在松边外侧接近小带轮

第十章 齿轮传动

特点：1效率高2结构紧凑3工作可靠寿命长4传动比稳定

失效形式：轮齿折断，齿面磨损，齿面点蚀，齿面胶合，塑性变形

提高轮齿抗折断能力：1，增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕减小齿根应力集中 2，增大轴及支承的刚度，使轮齿接触线上受载较均匀 3，采用热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性 4，采用喷丸，滚压等工艺措施对齿根表面进行强化处理 开式齿轮传动主要失效形式是磨粒磨损，润滑好的闭式则是点蚀 点蚀首先出现在靠近节线的齿根面上

设计准则：保证齿根弯曲疲劳强度（开式）及齿面接触疲劳强度（闭式两个） 齿根接触疲劳强度计算

齿根弯曲疲劳强度计算

FKFtYFaYSa2KTYFaYSaF

bmdm3z2齿轮传动的强度计算 将

YFa1YSa1F1和

YFa2YSa2F2中较大者带入计算

齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿心要韧

适当增大模数可以延长开式齿轮传动寿命

4

增大齿数能增大重合度，改善传动的平稳性，模数减小，齿厚减小，弯曲强度降低 齿根所收的最大弯曲发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合区最高点

第十一章 蜗杆传动

主要失效形式：一般在涡轮轮齿上，有点蚀，齿根折断，齿面胶合，过度磨损 对蜗杆传动进行热平衡计算是防止发生胶合

增加蜗杆头数，可以提高效率，单头蜗杆可以实现很大传动比 蜗轮齿数一般应大于28

第十二章 滑动轴承

轴承摩擦性质分：滑动摩擦轴承，滚动摩擦轴承

滑动轴承：用在工作转数高，冲击与振动大，径向空间尺寸受到及在腐蚀性介质中工作 滑动轴承受载分：径向轴承，止推轴承

滑动轴承主要结构形式分：整体式径向滑动轴承，对开式径向滑动轴承，止推滑动轴承 主要失效形式：磨粒磨损，刮伤，胶合，疲劳剥蚀，磨蚀 适合做轴承衬的材料是轴承合金（巴式合金或白合金）

不完全液体润滑滑动轴承

可靠的工作条件是：边界膜不遭破坏，维持粗糙表面微腔内有液体润滑存在 需验算：轴承平均压力p，pv（防止温升），v 形成液体动力润滑（动压油膜）的必要条件： 1， 相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙

2， 被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度，运动方向须使润滑油由大口进小口出 3， 润滑油必须有一定的粘度，供油充分

最小油膜厚度：hmine(1)r(1) 偏心距越小，轴承承载能力越大，最小油膜厚度越小

第十三章 滚动轴承

滚动体分：球，圆柱滚子，圆锥滚子，球面滚子，非对称球面滚子，滚针 滚动轴承分：向心轴承，推力轴承，向心推力轴承

轴承内孔与轴的配合采用基孔制，轴承外径与外壳空的配合采用基轴制

第十四章 联轴器和离合器

联轴器分：刚性联轴器（无补偿能力），挠性联轴器（有补偿能力）

要求偏移量大时用齿式联轴器；正反转时用弹性套柱销联轴器；一定轴位移少量径向位移，角位移时用弹性柱销两周器

第十五章 轴

轴分：转轴（承受弯矩和扭矩），心轴（只承受弯矩），转动轴（只承受扭矩） 提高轴强度措施：1，合理布置轴上零件以减小轴的载荷2，改进轴上零件的结构

3，改进轴的结构以减小应力集中的影响 4，改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度

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计算题

解普通螺栓组受轴向载荷最大螺栓上所受的总拉力问题

1， 计算总载荷轴向分力Fzongzhou，横向分力Fzongheng和倾覆力矩M

2， 计算总载荷轴向分力Fzongzhou作用在每个螺栓上的工作拉力Fgezhou（FgezhouFzongzhouz）

3， 计算倾覆力矩M派生的最大轴向拉力Fjuzhou（FjuzhouFmax4， 轴向载荷最大的螺栓所受轴向工作载荷FFgezhouFjuzhou 5， 计算预紧力，由f[zF0i(1MLmax） 2LiCb)Fzongzhou]KsFzongheng

CbCm得：F0Cb1KsFzongheng[(1)Fzongzhou] zifCbCmCbF

CbCm6， 受轴向载荷最大的螺栓所受总拉力F2F07， 1.3F2 A

轴承寿命问题

1， 有FdFrtan算出Fd1和Fd2

2， 假设与外加轴向载荷Fae同向的派生轴向力Fd2（1）或是Fd1 (2) 3， Fa1max{Fd2Fae,Fd1} Fa2max{Fd1Fae,Fd2}……（1）

Fa2max{Fd1Fae,Fd2} Fa1max{Fd2Fae,Fd1}……（2）

4， 由Pfp(XFrYFa)计算当量载荷（X径向，Y轴向）

106ftC5， 由Lh

60nP

带传动问题

1， 由F1F22F0和

F1ef算出F1和F2 F26

1fe2， 由FecFfc2(F0)min 11fe13， PFecDnkW

10006010004， 画图

单向稳定变应力机械零件的疲劳强度计算——等寿命疲劳曲线

1， 判断类型：rc，应力比不变（绝大多数转轴中的应力状态） mc，平均应力不变（振动着的受载弹簧的应力状态）

minc，最小应力不变（紧螺栓连接中的螺栓受轴向变载荷时的应力状态）

2， 标疲劳极限应力点：rc，引过原点，工作应力点的射线与疲劳极限应力曲线的交点

mc，过工作应力点做x轴垂线与疲劳极限应力曲线的交点 minc，过工作应力点做45°角斜线与疲劳极限应力曲线的交点

3， 交点在135°线上发生塑性破坏，其他则发生疲劳破坏

计算说明图所示安装在某轴上的一对7306AC轴承是否合用。已知工作温度t=125℃(ft=0.95)，载荷有轻微冲击(fp=1.1)，转速n=1250rpm，预期寿命Lh=10000小时，它们的径向载荷Fr1=1000N，Fr2=2000N，轴上的外加轴向载荷Fae=1000N,方向如图所示。

（ 附：7306AC轴承Cr=25200N，e=0.68，Fs=0.68Fr

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FaFae:x0.41，Y0.87；e：x1，Y0） FrFr

解：（1）计算轴承1,2的轴向载荷

派生轴向力：

因为Fd1FaeFd2，轴向力为

计算当量动载荷： （3）计算轴承寿命

故该轴承适用。

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