机械设计基础期末复习指导.doc

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（数控技术专业适用）

第一章 机构静力分析基础
1．力的基本概念及其性质
（1）力的定义
物体间相互的机械作用，这种作用使物体的运动状态(力的外效应)、形状或尺寸发生改变(力的内效应)。
（2）力的三要素
力的大小、方向和作用点。
2．静力学定理
（1）二力平衡定理
作用于刚体上的两个力，使刚体保持平衡的必要和充分条件是：这两个力的大小相等、方向相反，作用在一条直线上。
（2）三力平衡汇交定理
构件在三个互不平行的力作用下处于平衡，这三个力的作用线必共面且汇交于一点。
3．约束和约束力
应掌握四类常用的约束模型：柔性体约束、光滑面约束、铰链约束、固定端约束。了解约束性质，掌握约束力的画法。
4．物体的受力分析及受力图
（1）根据要分析的问题，确定研究对象；
（2）解除研究对象的约束画出研究对象的分离体；
（3）在分离体上画出全部主动力；
（4）在分离体解除约束的地方按约束的类型或性质画出约束力。
5．力的投影和分解
（1）力的投影和正交分解
（2）合力投影定理
合力在某一轴上的投影等于各分力在同轴上投影的代数和。
6．力矩与力偶
（1）力矩
力使物体产生转动效应的量度称为力矩。
（2）合力矩定理
力系合力对某点的力矩等于力系各分力对同点力矩的代数和。
（3）力偶及其性质
使物体产生转动效应的一对大小相等、方向相反、作用线平行的两个力称为力偶。力偶矩的大小、转向和作用平面称为力偶的三要素。
力偶的基本性质：
a．力偶无合力，在坐标轴上的投影之和为零。
b．力偶对其作用平面内任一点的力矩，恒等于其力偶矩，而与矩心的位置无关。
7．力的平移定理
作用于刚体上的力F，可平移到刚体上的任一点O，但必须附加一力偶，其附加力偶矩的大小等于原力F对O点的力矩。
8．平面力系的平衡方程
若力系是平衡力系，则该力系向平面任一点简化的主矢和主矩为零。即：平面平衡力系在两坐标轴投影的代数和等于0，对平面上任意点力矩代数和等于0。
SFx＝0 SFy＝0 SMO（F）＝0
9．求解平面一般力系平衡问题的步骤
（1）选择研究对象；
（2）受力分析；
（3）列平衡方程，求解未知力。

第二章 常用机构概述
1．机构的组成和运动副
机构由若干构件联接组合而成，根据运动传递路线和构件的运动状况，构件可分为三类：机架、原动件、从动件。
两个构件直接接触而形成的可动联接称为运动副。
在平面机构中，按构件的接触性质运动副可分为高副和低副两类，它们所约束的自由度数目和内容是不同的。
2．平面机构的运动简图
机构运动简图是表示机构组成和各构件相对运动关系的简明图形。为掌握机构运动简图，应熟记各类常用平面机构与运动副的符号表示法。
3．平面机构的自由度
机构具有确定运动的条件是：原动件的数目＝机构的自由度数F（F＞0）。
机构的自由度数F则按下列公式计算：
F＝3n-2PL-PH
运用平面机构自由度公式计算一个机构的自由度数F，是学习的重点内容之一，必须熟练掌握。当机构中含有复合铰链、局部自由度和虚约束时，应能准确地识别和处理，这是正确计算机构自由度数的关键。

第三章 平面连杆机构
1．平面四杆机构的类型
铰链四杆机构根据两连架杆的运动形式不同，可分为三种形式：曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构。
判别铰链四杆机构的型式首先要根据机构中各构件的相对杆长条件，确定机构中是否存在具有整转副的构件。机构中不存在整转副时，无论取哪个构件为机架，都只能得到双摇杆机构；当机构满足整转副条件时，则要根据选取哪个构件为固定机架来确定该机构的型式。
铰链四杆机构的演化型式，主要掌握曲柄滑块机构。
2．平面四杆机构的工作特性
学习重点是曲柄摇杆机构的工作特性和应用
（1）急回特性
曲柄摇杆机构的急回特性是指当曲柄连续匀速回转时，摇杆往复摆动的速度不同。摇杆空回行程与工作行程的平均角速度之比定义为机构的行程速比系数K，以表示急回的程度。
曲柄摇杆机构具有急回特性，是由于机构存在有极位夹角θ。一般情况下有K＞1，且极位夹角θ越大，K值也越大，机构的急回性质就越显著。
（2）压力角α和传动角γ
在不计摩擦的条件下，作用于机构从动件上驱动力的方向线与该力作用点的绝对速度方向线之间所夹的锐角称为压力角α。压力角与机构的效率关系密切，是衡量机构传力性能的重要指标。
在连杆机构中，为了度量方便常用压力角的余角来衡量传力性能，它是连杆与从动件之间所夹锐角γ，称为传动角。传动角越大，机构传力性能越好。
连杆机构运转时，传动角（压力角）是不断变化的。
（3）死点位置
当机构从动件的传动角γ=0时，驱动力与从动件上力的作用点的运动方向垂直，有效驱动力矩为零，这时的机构位置称为死点位置。
对于曲柄摇杆机构，当曲柄为原动件时，连杆与从动摇杆不可能共线，故不存在死点位置；而摇杆为原动件时，连杆和从动曲柄将两次共线，这时连杆对曲柄的驱动力将通过曲柄的转动中心，驱动力矩为零，这两个位置即机构的两个死点位置。

第四章 凸轮机构
1．从动件的运动规律
（1）从动件位移线图
从动件位移线图是从动件的位移S和凸轮转角φ的关系曲线，是设计凸轮轮廓曲线的依据。为此，应掌握位移线图的画法，并了解凸轮机构运动循环中有关名词和概念。
（2）从动件的常用运动规律
了解三种常用的从动件运动规律。
掌握在给定行程h和推程运动角（或回程运动角）的条件下绘制各自位移线图的方法。
2．图解法设计凸轮轮廓
理解反转法原理，掌握对心尖底从动件凸轮轮廓的设计步骤及要求。
了解凸轮理论轮廓与实际轮廓的关系。
3．凸轮机构设计的几个问题
（1）凸轮机构的压力角
在凸轮轮廓曲线的某点上，凸轮对从动件的作用力方向与从动件运动方向之间所夹的锐角α称为凸轮机构在该点上的压力角。压力角大，则机构的传力性能差，设计凸轮机构时应使最大压力角不超过许用值[α]。
（2）滚子半径的确定
滚子从动件凸轮机构若滚子的尺寸选择不当，将使凸轮的实际轮廓不能完全实现原设计时所预期的运动规律，这就是运动失真现象。为此要考虑选择较小的滚子尺寸，以满足。
（3）基圆半径的确定
基圆半径可先根据经验公式选择，再综合考虑传动效率、运动失真、结构紧凑与否等因素最终确定基圆尺寸。

第五章 其他常用机构
1．常用间歇机构
了解棘轮机构、槽轮机构、凸轮式间歇机构和不完全齿轮机构的基本类型和工作原理。
2．螺旋机构
（1）主要参数
掌握螺纹的直径尺寸、螺距和导程、螺旋升角λ、螺纹的牙型角α和牙型斜角β等主要参数关系。
（2）螺旋机构的应用
螺旋副有两类用途，一类为螺纹联接，另一类为螺旋传动。
螺纹联接要求联接可靠，除有一定强度要求外，还要保证自锁，因而多用三角形螺纹。根据使用条件和牙型角不同，又可有普通螺纹，英制螺纹和管螺纹。
螺旋传动平稳性好，能获得很大的机械效益，可实现自锁和具有精密位移等优点。螺旋传动可采用梯形螺纹、锯齿形螺纹或矩形螺纹。

第六章 构件内力分析基础
1．杆件基本变形
基本变形有拉伸与压缩、剪切和挤压、扭转、弯曲等四种。
求解内力的基本方法是截面法：
假想用一个截面把杆件截为两部分，取其中一部分作为研究对象，建立平衡方程，以确定截面内力的方法。
2．轴向拉伸(或压缩)时横截面上的内力——轴力
（1）轴力的正负号规定：杆件拉伸时，轴力背离截面取正号；杆件压缩时，轴力指向截面取负号。
（2）轴力图：正轴力画在x轴上方，负轴力画在x轴下方。
3．剪切和挤压时横截面上的内力——剪力和挤压力
4．圆轴扭转时横截面上的内力——扭矩
（1）扭矩的正负号规定：用右手四指弯向表示扭矩的转向，大拇指的指向与截面外法线n相同时扭矩为正，反之为负。
（2）扭矩图：正值画在x轴上方，负值在x轴下方。
5．梁弯曲时横截面上的内力——剪力和弯矩
（1）剪力和弯矩的正负号规定：在横截面的内侧截取微段梁,凡使该微段梁发生左上、右下相对错动(顺时针错动)变形的剪力规定为正，反之为负；使微段梁产生上凹下凸弯曲变形的弯矩为正，反之为负。
（2）剪力图和弯矩图：采用控制截面法绘制
具体步骤：先求出梁支座的约束力，根据外力作用情况将梁分段，并定性判断各段剪力图和弯矩图的形状，计算控制截面（分界点、剪力为零的点所在截面）的剪力值和弯矩值，画出剪力图和弯矩图。

第七章 构件的强度和刚度
1．应力与应变
应力：正应力用σ表示；切应力（剪应力）用τ表示。
应变：线应变（正应变）用ε表示；切应变用γ表示。
2．虎克定律
在一定范围内，杆件的绝对变形Δl与所施加的外力F及杆件长度l成正比，而与杆件的横截面面积A成反比。
3．材料在拉伸和压缩时的力学性能
（1）低碳钢的拉伸试验过程
低碳钢的拉伸试验过程分为弹性、屈服、强化、缩颈四个阶段。
弹性阶段：OA´段，材料服从虎克定律。
（2）铸铁的拉伸试验过程
铸铁拉伸时没有屈服和缩颈现象，试件突然断裂。衡量脆性材料强度的唯一指标是强度极限σb。
（3）低碳钢的压缩试验
低碳钢压缩与拉伸时的弹性模量E、比例极限σp、弹性极限σe和屈服极限σs是相同的，但无法得到低碳钢的抗压强度极限σb。
（4）铸铁的压缩试验
铸铁压缩时无屈服极限，强度极限σb是拉伸时的4～5倍，常用于承受压力的构件。
4．轴向拉伸与压缩的强度条件

5．剪切和挤压的强度条件为

6．圆轴扭转的应力、强度条件为

7．弯曲的强度和刚度条件为

8. 纯弯曲时梁横截面的正应力计算
计算公式

最大正应力

称为抗弯截面系数

9．提高梁弯曲强度的主要措施
（1）选择合理的截面形状，使截面具有尽可能大的抗弯截面系数；
（2）合理地布置载荷和支座；
（3）采用变截面梁。
10．提高梁弯曲刚度的主要措施
（1）缩短梁的跨度或增加支座；
（2）增大抗弯刚度EI；
（3）改善加载方式。
11．应力集中
应力集中是由构件尺寸突变引起的局部应力急剧增大的现象。
12．疲劳失效
构件在交变应力作用下发生的失效，称为疲劳失效。
13．疲劳失效的原因
疲劳失效的过程可分为以下三个：
（1）形成疲劳裂纹源
（2）疲劳裂纹扩展
（3）脆性断裂
14．提高构件疲劳极限的措施
（1）减缓应力集中；
（2）提高构件表面加工质量。

第八章 齿轮传动
1．渐开线齿廓及其啮合原理
（1）了解渐开线的形成及其性质
（2）掌握渐开线齿廓的啮合特点
学习重点为渐开线齿廓满足定传动比条件、中心距可分性、啮合角为常数。
2．标准直齿圆柱齿轮的基本参数和几何尺寸
（1）了解直齿圆柱齿轮各部分的名称
（2）掌握分度圆、模数和压力角
分度圆是齿轮制造和计算的基准，分度圆齿距p和π的比值规定为标准值，称为模数m。同时分度圆压力角α也规定为标准值，取α=20°。
（3）标准齿轮和标准中心距
齿顶高系数h*a和径向间隙系数c*均取标准值，且分度圆上的齿厚与齿槽宽相等的齿轮称为标准齿轮。
一对标准齿轮传动，分度圆相切时的中心距称为标准中心距。标准齿轮传动两齿轮的节圆分别与分度圆重合。
（4）基本参数和几何尺寸
渐开线直齿圆柱齿轮的五个基本参数是齿数Z、模数m、压力角α、齿顶高系数h*a和径向间隙系数c*。齿轮各部分的几何尺寸完全由这五个基本参数确定。
3．渐开线直齿圆柱齿轮的啮合传动
（1）正确啮合条件
两齿轮的模数m和压力角α分别相等是齿轮正确啮合的必要条件。
（2）连续传动条件
实际啮合线大于基圆齿距pb，即齿轮传动的重合度大于1是齿轮能够连续传动的条件。
4．齿轮轮齿的加工与轮齿的根切
（1）展成法的基本原理
展成法是利用一对齿轮相互啮合时，两轮齿廓互为包络线的原理来切齿的。
展成法常见有插齿和滚齿两种加工方法。
（2）根切现象和最少齿数
根切是用展成法加工齿轮时可能出现的一种现象，由于齿根部分变弱，而且使渐开线长度缩短，造成重合度下降而影响传动平稳性，所以应采取措施予以避免。标准齿轮不发生根切的最少齿数为17。
5．斜齿圆柱齿轮传动
（1）基本参数和几何尺寸
斜齿圆柱齿轮的基本参数有法面参数和端面参数之分。应记住公式mt=mn/cosβ
斜齿圆柱齿轮传动的几何尺寸要按端面参数计算。
（2）正确啮合条件
一对斜齿圆柱齿轮若要正确啮合，除两轮的模数mn和压力角α必须分别相等外，还必须满足β1+β2=0。
（3）重合度
斜齿圆柱齿轮的重合度由两部分构成：ε=εα+εβ。其中，εα为端面重合度；εβ为轴向重合度，它是因齿倾斜而产生的附加重合度。
（4）当量齿数和最少齿数
斜齿轮的当量齿轮是齿形近似于该斜齿轮法面齿形的直齿圆柱齿轮，其齿数称为当量齿数Zv，计算公式为Zv=Z/cos3β。
6．直齿锥齿轮机构
（1）背锥和当量齿数
展开背锥，并把两扇形齿轮补足为完整的圆柱齿轮后，就可得到齿形与锥齿轮大端实际齿廓相近的一对当量齿轮，其齿数称为锥齿轮的当量齿数Zv。
（2）正确啮合条件
直齿锥齿轮的正确啮合条件是：两轮的大端模数和压力角必须分别相等；此外，两轮的锥距也必须相等。
（3）几何尺寸计算
直齿锥齿轮的几何尺寸计算以大端为基准，大端模数m应按标准取值，同时取压力角α=20°。
应掌握下列参数和几何尺寸的计算：传动比i，分度圆锥角δ1、δ2，分度圆直径d1、d2，锥距R以及齿宽b。
7．失效分析和设计准则
（1）轮齿的失效分析
齿轮传动的主要失效形式有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合和齿面塑性变形。应注意掌握这五种失效形式的概念，弄清发生失效的条件、原因和失效发生的部位，了解为避免发生失效而采取的相应措施。
（2）设计准则
一般闭式齿轮的主要失效形式是齿面点蚀和齿根弯曲疲劳折断，设计时应以齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度作为其承载能力的计算依据。
开式齿轮的主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，当前尚无较成熟的磨损计算方法，因此只进行齿根弯曲疲劳强度计算，把求得的模数增大10％~20％，以考虑轮齿磨薄的影响。
8．齿轮材料及热处理
对齿轮材料的基本要求是：材料具有足够的强度，齿面要硬、齿芯要韧，以抵抗各种齿面失效和齿根的折断。
要求掌握常用的齿轮材料及热处理方法：
（1）锻钢和铸钢
软齿面齿轮（硬度≤350HBS），通常由中碳钢或中碳合金钢正火或调质处理后切齿；硬齿面齿轮，常用方法是低碳钢渗碳淬火或中碳钢表面淬火，但热处理后需要磨齿。
铸钢常用于制造高强度的大型齿轮，齿坯一般都应经正火处理，其机械性能低于锻钢。
（2）铸铁
用于制造齿轮的铸铁有灰铸铁和球墨铸铁，灰铸铁机械性能较差，多用于开式齿轮传动；球墨铸铁的机械性能接近于铸钢，有时可作为代用材料使用。
9．圆柱齿轮的受力分析
圆柱齿轮传动的受力分析是要求熟练掌握的重点内容，应结合图8-27、8-29熟记各力的计算公式，并能够正确判断各分力的方向。
10．圆柱齿轮的强度计算
学习重点是直齿圆柱齿轮接触强度和弯曲强度的计算。计算公式不要求记忆，但应做到：
（1）了解建立公式的力学模型、计算依据；
（2）掌握公式中各参数的意义、单位；
（3）能正确运用公式进行强度计算和齿轮强度分析。
11．直齿圆柱齿轮传动的设计
（1）设计内容与设计思路
选定齿轮的传动参数，确定齿轮的结构型式和尺寸；
设计齿轮首先应进行失效分析、确定设计准则，在此基础上再选材料和确定参数。设计结果应满足运动关系、几何关系和强度条件。
（2）设计步骤
a．初定参数Z1、Z2，按齿面接触疲劳强度设计a，b，再校核齿根弯曲疲劳强度，σF≤[σF]
b．初定参数Z1、Z2，按齿根接触疲劳强度设计m，再校核齿面接触疲劳强度，σH≤[σH]。
在设计时，可根据原始条件、失效分析选定一种设计方法，并拟定设计步骤。
（3）参数选择
齿轮设计参数的选取与齿轮传动的工作条件和设计要求有关，设计者应考虑上述条件并参照齿轮设计参数的一般选择原则来确定。
12．齿轮的结构与润滑
（1）轮体的结构
齿轮轮体的结构型式取决于齿轮的材料、尺寸、齿坯工艺及使用条件等因素，通常采用经验设计方法完成。
常用的结构型式有齿轮轴、盘式齿轮、辐板式及辐条式齿轮、双联齿轮等。
（2）齿轮的润滑
润滑的主要内容是选定润滑方式和润滑剂。
开式齿轮速度低，常用定期人工加油润滑；润滑剂常选用粘度高的沥青质开式齿轮油，也可使用润滑脂。
闭式齿轮的润滑方式取决于齿轮的圆周速度，一般闭式齿轮常采用油浴润滑。
第九章 蜗杆传动
1．蜗杆传动的受力分析
蜗杆传动受力分析类似于斜齿轮，但有其特点。
受力关系式中，T1、T2分别为蜗杆和蜗轮的转矩，由T2=T1·i·η可知，计入啮合效率η即表示在受力分析中已经计入了齿面摩擦力。
判断蜗杆蜗轮受力方向的方法类似斜齿轮传动，蜗杆轴向力Fa1的指向可利用教材158页所述“左、右手法则”。
2．失效分析和设计准则
蜗杆传动的失效形式与齿轮传动相似，但传动过程中齿面滑动摩擦大，其主要失效形势是胶合和磨损。
（1）开式蜗杆传动轮齿易磨损，按蜗轮齿根弯曲疲劳强度设计时，应适当考虑磨损对轮齿强度的影响。
（2）闭式蜗杆传动则按齿面接触强度计算，限制齿面接触应力以避免胶合和点蚀。
3．蜗杆蜗轮常用材料
蜗杆蜗轮材料的一般选用原则是：材料在满足一定强度条件下，具备良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性。
蜗杆常用材料为优质碳素钢或合金钢，可用表面淬火或调质等热处理方法提高性能。蜗轮材料有铸铁、铝青铜、锡青铜等，可根据滑动速度来选择。
4．蜗杆传动的效率和热平衡计算
（1）蜗杆传动的效率
在计算蜗杆传动的效率时应考虑啮合摩擦、轴承摩擦和搅油油阻三部分功率损耗。通常，轴承摩擦效率和搅油油阻效率取为0.95~0.97；啮合效率可按螺旋传动的效率公式计算。
（2）热平衡的计算
连续工作的闭式蜗杆传动要进行热平衡计算以控制油的温度。热平衡是指在蜗杆传动工作一段时间后，传动中单位时间的发热量与传动装置通过介质在单位时间内散热量逐渐接近而达到平衡，此时油温不再继续上升。
由热平衡条件，可得蜗杆传动达到热平衡时的油温，若工作油温超过许用值，可增大散热面积和改善通风条件，必要时可使用冷却装置。
5．蜗杆蜗轮的结构设计
蜗杆通常与轴做成一个整体，按蜗杆螺旋部分的加工方法可分为车制蜗杆和铣制蜗杆。铣制蜗杆的刚度好，但车制蜗杆工艺简单，应用较为普遍。
蜗轮可采用整体式或装配式结构。为节省有色金属，较大的蜗轮都采用装配式，齿圈和轮芯常用过盈配合或螺栓联接装配为一体。

第十章 轮系
1．定轴轮系及其传动比
（1）不含空间齿轮
由于轮系中所有齿轮的轴线都相互平行，故传动比可按以下式计算：

（2）含有空间齿轮
轮系中含有空间齿轮，则各齿轮的轴线不再全部平行。这时，传动比的数值仍可按前式计算，但转向关系不能用（—1）m来确定，必须用画箭头法解决。
2．周转轮系及其传动比计算
（1）周转轮系的组成
周转轮系由中心轮（太阳轮）、行星轮和系杆三种基本构件所组成。判断一个轮系是定轴轮系还是周转轮系，只要看轮系中是否存在有行星轮。
（2）周转轮系的传动比
周转轮系的传动比要通过其转化轮系进行。转化轮系的传动比计算式：

在应用上述关系时，应注意以下几点：
a．公式中的齿轮1和齿轮K的轴线必须与转臂轴线平行；
b．在转化轮系传动比计算公式中，各个转速的前面必须有正、负号；
c．转化机构的传动比i，应按照相应的定轴轮系传动比的计算方法求出。

第十一章 带传动
1．带传动的类型、特点和应用
带传动适于中心距较大的传动；传动平稳，可缓冲吸振；过载时打滑，能起安全保护作用。带传动的主要缺点是不能保证准确的传动比，带的寿命和传动效率较低。不同类型的带，其传动特点和应用范围不尽相同：
2．V带传动的参数和几何尺寸计算
（1）V带的主要参数
包括：型号及横截面尺寸、基准带长Ld、带轮基准直径d1、d2、传动中心距a，小带轮包角α1。
（2）主要几何关系式
带长L
小带轮包角α1
3．带传动的工作情况分析
（1）带传动的受力分析
带传动靠传动带与带轮之间的摩擦力传递动力。当带和带轮之间所能产生的最大摩擦力Ff不能满足传动所需要的有效圆周力F时，带和带轮之间将发生打滑。
最大摩擦力Ff与带传动的初拉力F0成正比，同时还与包角α和摩擦系数ƒv有关。因此在带传动设计时，应控制初拉力并保证包角不小于一定数值。
（2）带传动的运动分析
由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动称为弹性滑动，且弹性滑动现象是不可避免的。
弹性滑动引起带的线速度变化，其线速度的相对降低量称为带传动的滑动率ε。

（3）传动带的应力分析
带传动工作时，带上作用有循环变应力，包括：
由紧边、松边拉力产生的工作拉应力；由离心力产生的拉应力；由带绕过带轮时产生的弯曲应力。
把三种应力依次叠加，可看到传动带上各点在不同工作位置上的应力是变化的，最大拉应力发生在紧边进入小带轮处，σmax=σ1+σc+σb1
4．带传动的失效形式和设计准则
（1）带传动的失效分析
由带传动的工作情况分析可知，带传动的主要失效形式是带的打滑、疲劳破坏。此外，在正常工作时带的弹性滑动还会引起带和带轮的磨损。
带传动的设计准则是保证传动带在不打滑的条件下具有一定的疲劳强度和寿命。
（2）单根V带传递的功率
单根V带传递功率的理论公式是依据设计准则、通过限制有效圆周力和带的最大工作应力两个条件而导出的，设计时使用工程计算公式：

5．V带传动的设计计算
（1）V带传动的设计内容
确定传动参数
V带型号、长度、根数；带轮基准直径d1、d2；传动中心距α
带轮设计
选择带轮材料；确定带轮结构型式和尺寸
（2）V带传动参数的设计思路
设计V带传动应使其传动参数保证运动关系，符合几何关系，并满足不打滑及疲劳寿命条件。要掌握V带传动的设计步骤。
（3）V带传动的参数选择
注意小带轮直径d1、传动中心距a的选择原则，这是要由设计者自行选取的传动参数。

第十二章 联接
1．螺纹联接
（1）螺纹联接的基本类型
螺纹联接一般采用三角螺纹，基本类型有螺栓联接、螺钉联接、双头螺栓联接及紧定螺钉联接。了解各类联接的结构、熟悉常用的标准件是设计螺纹联接所必须掌握的基本知识。
（2）失效分析和设计准则
螺纹联接的失效是指由螺纹联接件与被联接件所构成的联接的失效。对于普通螺栓，无论载荷属于哪种类别都只能承受轴向拉力，其失效形式为螺杆的断裂；而铰制孔用螺栓则只能承受横向载荷，其失效形式为剪切或挤压失效。
（3）螺纹联接的预紧和防松
绝大多数螺纹联接在装配时都必须拧紧，使联接具有所要求的刚性、紧密性和防松能力。重要的联接必须控制预紧力的大小。
在设计螺栓联接时应考虑防松措施。防松的方法按其工作原理可分为摩擦防松、机械防松、永久防松三大类。
2．键销联接
（1）平键联接
a．平键联接的类型和特点
平键是矩形截面的联接件，传递转矩是靠平键的两个侧面。平键联接的特点是结构简单、对中性好，拆装方便。
平键联接按其用途可分为三种：普通平键、导向平键和滑键。普通平键一般用于静联接；而导向平键和滑键则用于动联接。
b．平键联接的失效分析与强度计算
正常的条件下，平键联接的主要失效形式是薄弱零件在静联接时的挤压失效。标准尺寸的平键联接应按联接的挤压强度计算：
（N/mm2）
在设计键联接时，应根据联接的结构和使用条件选择键的类型，由轴的直径尺寸按标准选取平键的剖面尺寸b×h，并根据轮毂长度确定键的长度L，然后用上述强度公式做核验计算。
（2）半圆键联接
半圆键联接工作时靠两侧面传递转矩。半圆键呈弓形，它的工艺性好，装拆方便，但对轴的强度消弱严重，故一般用于轻载联接。
（3）楔键联接
楔键的上、下两个表面是工作面，分别与毂和轴的键槽底面贴合。在装配时，楔键打入轮和毂的键槽中，会使轴毂产生偏心距e，因此定心精度不高。
（4）切向键联接
切向键由两个1：100的单边倾斜楔键组成，装配后两个键的斜面相互贴合，共同楔紧在轮毂和轴之间[图12-7]。切向键常用于载荷大、对中要求不严格的场合。
（5）销联接
销联接主要用于固定零件之间的相对位置，也可以用于轴和毂或零件间的联接，并传递不大的载荷；还可作为安全装置中的过载剪断元件。

第十三章 轴
1．轴按载荷分类
根据承载情况，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既受弯矩又受转矩的轴称为转轴；只承受弯矩而不传递转矩的轴称为心轴，心轴又可分为转动心轴和固定心轴两种；只传递转矩而不承受弯矩（或弯矩很小，可略去不计）的轴称为传动轴。
根据轴所受载荷，转轴同时受到正应力和剪应力的作用；而心轴和传动轴则分别只承受正应力和剪应力。
2．轴的材料
轴的材料应具有必要的强度和韧性，当采用滑动轴承支承时，轴颈还需要具有耐磨性。
一般工作条件下的轴常用碳素钢制造，在非常温或重载条件下的轴宜采用合金钢，对形状复杂的轴，可用球墨铸铁或高强度铸铁制造。
为了充分发挥钢的机械性能，用钢制造的轴通常都要经过热处理。
3．轴的结构设计
轴的结构设计应满足以下三方面要求：
（1）有利于提高轴的强度和刚度
轴的受力状况与轴上传力零件的布局和结构有关。在进行轴的结构设计时，应合理布置轴上零件，采用合理结构，尽可能减轻轴所受的力和转矩。
（2）轴上零件定位和固定可靠
零件的定位和固定是轴结构设计中的核心问题。零件的固定要考虑轴向和周向两个方向。
常用的轴向定位和固定装置有轴肩轴环、圆螺母、弹性挡圈、套筒、紧定螺钉等，在轴端也常使用圆锥面和轴端挡圈。应了解这些方法的各自特点。
零件的周向固定即轴毂联接，联接方式有很多，常用的有键联接、销联接、过盈配合联接等。
（3）轴的结构工艺性
在轴的结构设计时，要考虑使轴上零件便于安装和拆卸，轴肩不宜过高，满足定位的要求即可。这里，应特别注意滚动轴承的定位轴肩高度，过高则无法正常拆卸轴承。
轴的结构设计还要考虑轴的加工工艺性。在满足使用要求的前提下，轴的结构形状应尽可能简单。
4．轴的强度计算
轴的类型不同或具有不同的工作条件，相应有不同的强度计算方法。
心轴只受弯矩，按其弯曲应力的性质，取相应的许用弯曲应力进行强度校核。
传动轴只受扭矩，应按扭转剪应力进行强度校核。
转轴主要受弯矩又受扭矩，对于一般条件下的转轴，可用弯扭合成当量弯矩法进行强度校核。
轴的强度计算应当与轴的结构设计结合进行。一般转轴的设计步骤为；（1）按扭转强度初步估算轴的直径；（2）轴的初步结构设计；（3）按弯扭强度核验计算；（4）修改有关结构，完成设计。

第十四章 轴承
1．滚动轴承的基本类型、选用原则和代号表示法
（1）基本类型
按照轴承所能承受的载荷，轴承可分为向心轴承、推力轴承和角接触轴承三类，其中每类轴承又可根据其滚动体的形状分为球轴承和滚子轴承。
常用的滚动轴承有1、3、5、6、7、N等六类。它们的结构特点和性能特点应很好地掌握，以便能正确选用。
（2）类型选择原则
选择轴承类型要考虑轴承所受载荷的方向、载荷的大小与性质，轴承的转速条件、调心性能及装调性能等因素。
（3）代号表示法
滚动轴承的代号由基本代号、前置代号和后置代号构成。要以轴承的基本代号为重点，熟悉内径尺寸代号、尺寸系列代号和轴承类型代号的意义。
2．滚动轴承的失效形式和设计准则
滚动轴承工作时，内外套圈和滚动体都受有脉动循环接触应力的作用，其主要失效形式是疲劳点蚀、塑性变形和磨损。
针对这些失效形式所制定的设计准则是：
（1）一般工作条件下的滚动轴承易发生点蚀，进行寿命计算并作静强度校核。
（2）对于转速极低或仅作摆动的轴承，只需进行静强度计算以防止塑性变形。
3．.滚动轴承的寿命计算
（1）基本额定寿命和基本额定动载荷
基本额定寿命是取可靠度90%的一种寿命计算标准，其失效率为10%，记作L（Lh）。
基本额定动载荷Cr是基本额定寿命为106转时轴承所能承受的最大载荷。它体现了滚动轴承在一定条件下抗疲劳点蚀的承载能力。
（2）当量动载荷
当轴承同时受径向载荷Fr和轴向载荷Fa时，为了与基本额定动载荷相对照，需要折合成纯径向载荷进行寿命计算。
当量动载荷的计算公式为

（3）寿命计算的基本公式
轴承使用的寿命计算公式：

（4）角接触轴承的载荷计算
由于结构方面的原因，角接触轴承在承受径向力时会产生派生轴向力F’，其方向沿轴承外圈宽边指向窄边。
角接触轴承所受的轴向载荷Fa应根据轴承结构综合考虑外载荷FA和派生轴向力Fˊ的作用通过力的平衡关系求得。
4．滚动轴承的静强度计算
为防止滚动轴承的塑性变形失效，应进行静强度计算。
滚动轴承静强度的计算标准是额定静载荷，它表示轴承抗塑性变形的最大承载能力。轴承受载最大的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到规定数值时所承受的静载荷规定为轴承基本额定静载荷C0。
按额定静载荷计算轴承静强度的公式为。
5．滚动轴承的组合设计
（1）滚动轴承支点结构
常用的滚动轴承支点结构有两端单向固定，一端固定、一端游动，两端游动支承三类，要了解它们的结构特点和应用场合。
（2）滚动轴承组合的调整
滚动轴承的轴向间隙影响轴承的灵活性、旋转精度和噪声，为保证应有的间隙，必须采取调整间隙的措施。
有些滚动轴承组合在安装时还要给轴承一定的轴向压力，即采用预紧的方法消除间隙，以提高轴承的刚度和旋转精度。
有些轴承组合的位置需要调整。
（3）滚动轴承的配合
滚动轴承的内径、外径都是按标准加工的，设计者只能用改变轴颈和机座孔尺寸公差的方法来得到不同的配合。轴承内圈与轴的配合为基孔制，轴承外圈与机座孔的配合为基轴制。
（4）滚动轴承的润滑和密封
良好的润滑可以降低轴承摩擦、减小磨损，延长轴承的使用寿命；而密封使轴承保持清洁、防止润滑油或润滑脂外漏。
6．滑动轴承的类型与结构
（1）轴承类型
按所受载荷的方向，滑动轴承可分为向心轴承和推力轴承两类，同时承受径向和轴向载荷时，可把两种轴承组合使用。
向心滑动轴承可分为整体式和剖分式两种结构。要了解两种结构的优缺点。
推力滑动轴承的承载面及轴上的止推面都是平面，工作时处于非液体摩擦状态。
（2）轴瓦结构
滑动轴承与轴颈表面直接接触的部分是轴瓦，根据轴承的结构型式，轴瓦也分为整体式和剖分式两种。为了提高轴承的性能，常在轴瓦内部贴附一薄层轴承衬，构成双金属（或三金属）轴瓦。
7．滑动轴承的材料
（1）滑动轴承的材料选用原则
滑动轴承的材料是指轴瓦及轴承衬的材料。对它们的基本要求主要有机械强度和减摩性能两方面。
（2）滑动轴承的常用材料
滑动轴承的常用材料是金属材料，其中轴承合金的减摩性能最好，但强度低只能做轴承衬。青铜材料综合性能好，是应用最广泛的轴瓦材料。其他还有黄铜、铸铁、铝合金等材料。
8．轴承的润滑与密封
（1）油润滑
对于滚动轴承，可根据dn值选用油浴、滴油、喷油和油雾润滑等多种润滑方式。
润滑油的主要性能指标是粘度，润滑油的粘度随温度的升高而降低，随压力的增高而略有增高。
（2）脂润滑
对于滚动轴承，dn值较小时多用脂润滑，可直接将润滑脂填入轴承的部分空间；对于滑动轴承，可在轴承座上安装油咀或油杯，把润滑脂压入摩擦表面。
（3）密封
装有滚动轴承的轴从端盖伸出箱外是，必须采用密封装置。常用密封装置可分为接触式和非接触式两类，高速时需采用非接触式密封，并要注意各种密封形式对不同润滑剂的实际效果。

第十五章 联轴器与离合器
1．联轴器
联轴器的类型很多，部分已经标准化和规格化。设计时只需根据工作要求选择合适的类型，并按轴的直径、转矩和转速确定联轴器的具体型号即可。为此，应了解几种常用联轴器的性能和使用条件。
对于联轴器，除了应具有足够的联接强度之外，有时还要求有一定的可移性和缓冲性。
2．离合器
对离合器的基本要求是操作方便省力，结合与分离迅速平稳，调整与维修方便。常见离合器按结合性质可分为啮合式离合器与摩擦式离合器两类，它们分别是利用牙（或齿）的啮合和工作表面的摩擦来传递转矩的。

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