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机械设计总论
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，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
平均应力 应力幅值 r=
寿命系数
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
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（危险截面）中径（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=300MPa 屈服极限=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 铰制孔螺栓
2转矩
普通螺栓 铰制孔螺栓
3轴向载荷
普通螺栓 铰制孔螺栓
4倾覆力矩
普通螺栓 铰制孔螺栓
地基

螺栓组连接强度计算 松螺栓（无预紧力）
紧螺栓（拉伸+扭曲）仅受预紧力时
普通螺栓 铰制孔螺栓
紧螺栓受 预紧力和工作载荷（拉力）
普通螺栓 铰制孔螺栓
预紧力 残余预紧力 总拉力 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
剪切强度

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
导向平键和滑键连接强度为
两个平键最好布置在沿周向相隔；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 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）
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：带轮的初拉力必须大于带传动正常工作所需的最小的初拉力
带的应力分析：1拉应力 2弯曲应力 3离心应力
最大应力处：带的紧边绕上小带轮处
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

齿轮传动的强度计算
将和中较大者带入计算
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
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，径向空间尺寸受到限制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：
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

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，横向分力和倾覆力矩M
2， 计算总载荷轴向分力作用在每个螺栓上的工作拉力（）
3， 计算倾覆力矩M派生的最大轴向拉力（）
4， 轴向载荷最大的螺栓所受轴向工作载荷
5， 计算预紧力，由
得：
6， 受轴向载荷最大的螺栓所受总拉力
7，

轴承寿命问题
1， 有算出和
2， 假设与外加轴向载荷同向的派生轴向力（1）或是 (2)
3， ……（1）
……（2）
4， 由计算当量载荷（X径向，Y轴向）
5， 由

带传动问题
1， 由和算出和
2， 由
3，
4， 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：，应力比不变（绝大多数转轴中的应力状态）
，平均应力不变（振动着的受载弹簧的应力状态）
，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：，引过原点，工作应力点的射线与疲劳极限应力曲线的交点
，过工作应力点做x轴垂线与疲劳极限应力曲线的交点
，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
）

解：（1）计算轴承1,2的轴向载荷
派生轴向力：

因为，轴向力为

计算当量动载荷：
（3）计算轴承寿命

故该轴承适用。