机械设计复习重点.doc

按教材顺序：
第一章
1． 载荷与应力的分类及关系
（1）载荷的形式有：集中力 F（N,kN )、转矩 T (Nm,Nmm )、 弯矩 M (Nmm)、功率P (KW)
功率与转矩、转速之间的关系：
（2）载荷种类有： A、按载荷与时间的关系分类
1）静载荷：不随时间变化或变化非常缓慢的载荷
2）变载荷：大小和方向随时间变化而变化的载荷
a随机变载荷：无规律变化 b循环变载荷：有规律变化
B、按应用计算场合分：
1）额定载荷：指原动机标牌功率或由此而计算出来的载荷。也叫名义载荷。
2）工作载荷：指机器工作部分在某段时间、某种工况下实际承受或输出的载荷。
3）计算载荷：考虑实际工作时的条件（如冲击、振动等）下，产生附加载荷后的全部载荷。通常是额定载荷乘以不同的影响系数。(机械零件的强度和刚度等性能通常采用计算载荷进行计算。)
(3)应力种类（1）静应力;（2）变应力:（a）循环变应力(对称循环变应力、脉动循环变应力、 一般循环变应力）（b）随机变应力（略）

(4)载荷与应力的关系：变载荷
2． 机械零件的常见失效形式（给定条件会判断）
A、断裂 ：应力超过零件的强度极限时所发生的断裂或当零件在循环变应力的作用下危险截面所发生的疲劳断裂。螺栓齿轮
B、过大的变形：发生过大的弹性变形或由于零件上的应力超过材料的屈服极限产生残余塑性变形。
C、表面损伤：表面疲劳（亦称点蚀）：零件表面在接触变应力长期作用下产生微粒剥落的现象。
磨损（主要指磨粒磨损）：两个接触零件表面在相对运动过程中表面物质丧失或转移的现象。
腐蚀：金属表面与周围的介质发生的电化学或化学侵蚀的现象。
D、破坏正常工作条件引起的失效：V带传动当负载大于摩擦力的极限值时将发生打滑失效；高速转动的零件当其转速与系统的固有频率相一致时会发生共振，以致引起断裂失效；液体润滑的滑动轴承当润滑油膜被破坏时将发生胶合失效等。
3． 机械零件的工作能力及计算准则
A、强度准则:强度是指零件在载荷作用下抵抗断裂、塑性变形及某些表面损伤的能力。另一表达方式 S≥[S]
B、刚度准则:刚度指零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力
C、寿命准则:影响零件寿命的因素是磨损、疲劳和腐蚀
D、振动稳定性准则:是指高速机器抵抗失稳的能力
E、散热性准则:进行热平衡计算
F、可靠性准则:可靠度和失效概率之和应为1
第二章
1． 磨损的定义及磨损的一般过程
定义：表面物质在摩擦过程中不断损失的现象称为磨损，
一般过程：（1） 跑合阶段（2） 稳定磨损阶段（3）急剧磨损阶段
2． 磨损的分类
A、粘着磨损（蜗杆传动、滑动轴承、齿轮的胶合失效）
发生场合： 重载下油膜或边界膜破裂，金属直接接触，硬度不足。
程 度： 轻微磨损、涂抹、擦伤、胶合。
B、 磨粒磨损（蜗杆传动、滑动轴承的磨损失效）
发生场合： 有较硬杂质产生的场合，如密封不良、 硬表面粗糙度大、润滑油过滤不严等。
C、 表面疲劳磨损（点蚀） 发生场合： 交变载荷作用下。
D、 腐蚀磨损 发生场合： 有腐蚀性的氛围下。
3． 润滑油黏度，黏温关系
润滑油的主要质量指标是黏度，黏度越大，指油越稠，油膜的承载能力就越高。温度对粘度的影响很大，温度升高，粘度降低，在表明润滑油的粘度时，一定要注明温度，否则没意义！
4．摩擦（润滑）状态及润滑状态转化曲线
在有润滑的状态下，摩擦表面究竟处于何种摩擦状态，取决于两摩擦表面的粗糙度和润滑膜的厚度，对于具有一定粗糙度的特定摩擦表面，改变某些影响润滑膜厚度的参数（如载荷、相对滑动速度和润滑剂的粘度等），将出现不同的摩擦状态，即发生边界摩擦、混合摩擦和流体摩擦之间的转化。

第三章
1． 常用螺纹的特点和应用（注意螺纹自锁性与牙型角的关系）
用于连接的螺纹要求自锁性好，用于传动的要求效率高。牙型角大的三角形螺纹（普通螺纹、圆柱管螺纹）用于连接，牙型角小（矩形、梯形、锯齿形）的螺纹用于传动。
2． 螺纹连接的基本类型及应用场合
A.螺栓连接：用于连接件不太厚和两边有足够装配空间的场合
B.双头螺栓连接：用于连接件太厚或不宜制成通孔、材料比较软且需要经常装拆时的场合
C螺钉连接：用途和双头螺柱连接相同，多用于受力不大，不需要经常装拆的场合
D.紧定螺钉连接：以固定两零件相对位置，并课传递不大的力和转矩
3． 螺纹连接的防松措施
A摩擦防松 a对顶螺母 b弹簧垫圈c自锁螺母 d尼龙圈锁紧螺母
B机械防松 a开口销和槽形螺母 b止动垫片 c串联钢丝 d圆螺母带翅垫片
C破坏螺纹副关系 a焊接 b冲点 c粘合
4．螺栓刚度、被连接件刚度对螺栓疲劳强度的影响
降低影响螺栓疲劳强度的应力幅：A可减小螺栓的刚度（增加螺栓长度、腰状杆螺栓、空心螺栓、在螺母下安装弹性元件；B增大被连接件的刚度（结构上加加筋板、斜撑或加大被联接件厚度，两被联接件之间的密封选用硬材料垫圈）
5．单个螺栓强度计算、螺栓组连接受力分析（重点：受预紧力和工作拉力的紧连接螺栓强度计算）
•①轴向载荷为静载荷
强度条件 设计公式
•②轴向载荷为变载荷，在0→F之间变化
应力幅 设计公式
疲劳强度的校核公式为

第四章
1． 键连接的工作原理及工作面
1）平键：工作面是两侧面，两个按180º布置。工作时靠键与键槽侧面的相互挤压传递转矩。
2）半圆键：工作原理与平键相同。也是两个侧面为工作面。
3）楔键：工作面是上下两表面。靠高度方向上的压力产生的摩擦力传递转矩。
4）切向键：工作面为上下两面，工作面上的压力沿轴的切向方向作用能传递很大转矩。
2．普通平键的强度计算（注意双键如何布置）

第六章
1． 带传动的打滑、弹性滑动
弹性滑动是由于带的弹性引起的，他造成带速和轮速之间的速度差，形成相对滑动，降低传动效率，
造成传动比不稳定，加速带的磨损，他是不可避免的，但它不影响带的正常工作。是带传动固有的特性打滑是负载超过带的最大有效圆周力，带不动负载，便发生打滑。打滑是带传动的一种失效形式。尽量避免。由于小带轮的包角小，所以打滑通常发生在小带轮上。打滑使带急剧磨损，从动轮转速急剧降低至零，带传动失效。但可以保护电机！
弹性滑动与打滑的区别：
⑴弹性滑动是由于带的弹性变形量变化引起；打滑是由于过载引起。
⑵弹性滑动是发生在部分接触弧内的微量相对滑动；打滑是发生在整个接触弧上的显著相对滑动。
⑶弹性滑动是带传动正常工作时的固有特性，是不可避免的；打滑则使带传动失效，在设计中必须避免。
⑷弹性滑动使传动效率降低，带的温度升高和磨损，从动轮圆周速度低于主动轮；打滑使带传动失效，从动轮转速急剧降低，甚至为0，带磨损加剧，但可以起到过载保护作用，避免其他零件发生损坏。
2． 带传动的工作能力（与包角、初拉力等的关系，欧拉公式）
A.挠性体摩擦传动的基本关系，即绕过带轮时带的张力的变化关系，由欧拉公式确定：
B在带传动中影响能传递的最大有效圆周力的因素和关系有：
①初拉力F0，最大有效圆周力与初拉力成正比。
②包角α，最大有效圆周力随包角增大而增大。
③摩擦系数f，最大有效圆周力随摩擦系数增大而增大。
④带的型号，型号：Y、Z、A、B、C、D、E从左向右各种型号的单根带能传递的最大有效圆周力增大。
⑤带的结构，圆带小，平带大，V带（三角带）更大。
⑥带的根数，根数越多能传递的最大有效圆周力越大。
3． V带传动设计参数的合理选择（注意限制带轮最小直径的因素）
设计内容包括：V带的型号、长度、根数，V带传动中心距（中心距的选择直接关系到带的基准长度和小带轮的包角大小，并影响传动的性能。中心距较小，传动较为紧凑，但带场较短，单位时间内带绕过带轮的次数增多，从而降低带的疲劳寿命。而中心距过大，则传动的外廓尺寸大，且容易引起带颤振，影响正常工作。）及其变化范围，V带轮的结构形式及尺寸，V带张集的初拉力，V带轮作用与轴上的力等传动参数等。
注意限制带轮最小直径的因素：带越厚，或者带轮直径越小，带所受的弯曲应力就越大。因此要限制。
第九章、第十章
1．齿轮传动的主要失效形式（原因、部位）
形式：齿体失效：弯曲疲劳折断、过载折断、弯曲塑性变形；齿面失效有：齿面疲劳点蚀、齿面磨粒磨损、齿面胶合、齿面塑性变形。
原因、部位：1）在齿轮传动中，当落入磨料性物质时，齿轮工作表面会出现磨损；齿轮表面粗糙也会引起磨损。2）齿面磨损是开式齿轮传动的主要失效形式。3）最有效的办法是改用闭式齿轮传动，其次是降低表面粗糙度。
2． 载荷系数（重点：Kv、Kb）
动载系数Kv：它主要与齿轮速度、齿轮精度和刚度等有关。提高制造或装配精度，减小齿轮直径或降低圆周速度，轮齿修缘，都可以减小内部附加动载荷！齿向载荷分布系数Kb：主要考虑沿齿宽方向载荷分布不均的影响系数。它与齿宽、齿轮精度、齿轮刚度等有关。
3．受力分析
4．影响齿轮传动轮齿接触和弯曲强度的主要参数（中心距、模数）
5．锥齿轮的标准参数定义在何处
第十一章
1．蜗杆传动的特点
（1）传动比大： i=n1/n2=Z2/Z1。 传递动力时：i=10-80,可达100 ；传递运动时：i 最大可达1000
（2）传动平稳，噪音小
（3）效率低：一般时 h = 0.7左右，自锁时 ≤ 0.5 不适用于连续大功率运转的机器。
（4）易磨损、用铜合金制造，造价高。
2．蜗杆传动效率、自锁条件（公式）
蜗杆传动的总效率为：； 为啮合效率； 轴承效率； 搅油效率。
当蜗杆主动时： ，当蜗轮主动时：
为当量摩擦角，它取决于蜗杆副材料、润滑条件和相对滑动速度等，其值可在表11-5中查取。
若时，，说明蜗杆传动发生自锁现象。对于要求自锁的传动取Z1=1
3．受力分析

（1）法向力 Fn 及其分力： 通常蜗杆为主动轮，其法向力可分解为：切向力、径向力、轴向力
（2）各力的方向 ： 当蜗杆为主动时，并且忽略摩擦力：
切向力：Ft1 = - Fa2 (Ft1与n1反向,Ft2与n2同向)
径向力：Fr1 = - Fr2 (指向各自的圆心)
轴向力：Fa1 = - Ft2 (左右手定则，只适用主动轮)
（3）受力分析投影图
在啮合点处，蜗杆、蜗轮的三个分力如上图（后两个）所示：
首先，知道蜗杆的转向n1，便知蜗杆的切向力Ft1（与转向相反），它的反力是蜗轮的轴向力Fa2，又知道蜗杆的旋向，按左右手定则，可知道蜗杆的轴向力Fa1 ，它的反力是蜗轮的切向力Ft2 ，知道蜗轮的切向力，就知蜗轮的转向n2 。径向力Fr指向各自的圆心！

第十三章
1．轴按载荷性质的分类（转轴、心轴、传动轴）
1）传动轴： 只承受转矩 T。
2）心 轴： 只承受弯矩 M。
3）转 轴： 既承受弯矩 M，也承受转矩 T。

2．轴的结构设计（主要在结构题中考）
（1）轴上圆角要小于轮毂上圆角或倒角
（2）轴上长度要小于轮毂上相应长度2—3mm。
（3）轴肩或轴环的高度一般不小于5，如果是用于滚动轴承定位，则不能高于滚动轴承内环的三分之二
（4）各阶梯轴的轴端加倒角，便于安装。
（5）键槽应在同一个方向。
（6）减小应力集中，如加大圆角半径、用退刀槽砂轮越程槽等。
（7）合理安排轴的零件，减轻轴的负荷。
第十四章
1．常用滚动轴承特点（重点：载荷特点）
2．基本额定寿命、基本额定动载荷、当量动载荷的概念

滚动轴承的基本额定动载荷，就是使轴承的基本额定寿命恰好为106r时，轴承所能承受的载荷值，用C表示。基本额定动载荷分为径向基本额定动载荷Cr和轴向基本额定动载荷Ca。
3．滚动轴承的失效形式
（1）疲劳点蚀。正常安装和仔细维护的情况下，绝大多数轴承都是由于疲劳点蚀而失效。疲劳点蚀造成轴承工作时产生强烈的振动，噪声和发热现象，轴承的旋转精度逐渐下降，最终导致机器丧失正常的工作能力。
（2）塑性变形。当载荷很大时，在滚动体与内、外圈接触处将产生过大的塑性变形，形成凹坑，从而影响轴承平稳运转，出现振动和噪声。这种失效多发生在低速重载或做往复摆动的轴承中。
（3）磨损。当密封不当或润滑剂不纯净时，将引起严重的磨粒磨损，导致轴承内、外圈与滚动体之间间隙增大、振动加剧及旋转精度降低。由于轴承中存在滑动摩擦，如果润滑不充分，也可能导致轴承产生胶合磨损失效。
4．寿命计算公式
滚动轴承的基本额定寿命与基本额定动载荷和当量动载荷的关系为：，式中L10h为滚动轴承的基本额定寿命，C为基本额定动载荷，P为当量动载荷，为寿命指数（球轴承=3，滚子轴承=10/3）。实际计算时用小时数表示寿命比较方便，上式可改为，式中L10h为用小时数表示的滚动轴承的基本额定寿命，n为轴承工作转速。
当轴承的工作温度超过120摄氏度时，会使轴承表面软化而降低轴承承载能力；工作 中冲击和振动将使轴承实际载荷加大，故在计算时分别引入温度系数ft和载荷系统fd进行修正。此时轴承寿命计算公式为：

5．角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷的计算
6．轴承组合设计（主要在结构题中考）

第十五章
1．油孔、油沟开设部位
为了把润滑油导入整个摩擦面间，使滑动轴承获得良好的润滑，轴瓦功轴颈上需开设油孔及油槽。油孔用于供应润滑油，油槽用于输送和分布润滑油。开设原则是：油槽的轴向长度应比轴瓦长度短，不能沿轴向完全开通，以免油从两端大量流失；对于液体润滑轴承，油孔及油槽应开在非承载区，以免破坏承载区润滑油膜的连续性，降低轴承的承载能力。
2．混合润滑（非液体摩擦）滑动轴承的设计准则
（1）限制轴承的平均压强：限制轴承的平均压强P，以保证润滑油不被过大的压力所挤出，避免工作表面的过度磨损，即。对于径向轴承，[P]为轴瓦材料的压强，Fr为径向载荷，d为轴颈直径，B为轴承宽度。对于止推轴承，式中[P]为许用压力，Fa为轴向载荷，Z为推力环数目，d1轴承孔直径，d2为轴环直径。
（2）限制轴承的P值：由于P值与摩擦功率成正比，它简略地表征了轴承的发热因素，因此限制轴承的P值，可以防止由于轴承温升过高、边界膜破裂而出现的胶合破坏。即。对于径向轴承，式中n为轴的转速，为轴瓦材料的许用值。对于止推轴承，应取平均线速度计算，即，式中，p按计算，，，轴瓦材料的许用值见表。
(3)限制轴承的滑动速度V：当压强P较小时，即使P与PV都在许用范围内，也可能因滑动速度V过大而加剧磨损，故要求，式中[V]为轴瓦材料的许用值。
3．液体动压径向滑动轴承中的油膜压力分布图，最小油膜厚度 P305

4．轴承宽径比B/d和相对间隙y对轴承性能的影响及选取原则
（1） 宽径比B/d: 轴承宽径比与轴承的承载能力及温升有关。减小宽径比可增大端泄流量，降低温升，有利于提高运转稳定性，降低摩擦功耗，减小轴向尺寸。但轴承宽度减小，轴承承载能力也随之降低。增大宽径比虽然能提高承载能力，但宽径比过大会造成轴承偏载。 宽径比 B/d 常用范围是0.3—1.5。
高速重载轴承温升较高，宽径比宜取小值；低速重载轴承为提高轴承整体刚性，宽径比宜取大值；高速轻载轴承如对轴承刚性无过高要求，宽径比可取小值，对支承刚性有较高要求的机床主轴轴承，宽径比宜取较大值；航空、汽车发动机中空间尺寸受到限制的轴承，宽径比可取小值。
（2） 相对间隙y：y轴承相对间隙对轴承的承载能力、温升及回转精度等有重要影响。一般情况下，在设计中相对间隙主要依据载荷和速度选取，速度高，相对间隙应大些，以减少轴承的发热。载荷大，相对间隙应小些，以提高承载能力。直径大、宽径比小、调心性能好、加工精度高时，相对间隙可取小值，反之取大值。
第十六章
1.联轴器的分类和适用场合。
(1)刚性联轴器 适用于两轴对中性好，转速不高、载荷平稳的场合
1）、套筒联轴器 2）、夹壳联轴器 3）、凸缘联轴器
(2)挠性联轴器 适用于冲击振动，两轴不易于对中，经常正反转及转速较高的场合
1）、无弹性元件 适用于两轴不易于对中的场合
a）十字滑块联轴器 b）万向联轴器 c）齿轮联轴器
2）、有弹性元件 适用于冲击振动，经常正反转的场合
a）弹性套柱销联轴器 b）弹性柱销联轴器 c）弹性阻尼簧片联轴器 d）轮胎式联轴器 e）蛇形弹簧联轴器
刚性联轴器，结构简单，使用方便，成本低，对中精确，传力大，但要求两轴的同轴精度高，稍有偏差，就不好安装。不适用于高速和有冲击振动的场合。
挠性联轴器，结构较刚性联轴器复杂，但他对两轴的轴线偏移、振动、磨损等有较大的适应性！适应的转速也比刚性联轴器高。

第二十一章
1.密封分类

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