机械设计的基础知识点详解

机械设计基础知识点详解

绪论

1、机器的特征：

（1）它是人为的实物组合；

（2）各实物间具有确定的相对运动；

（3）能代替或减轻人类的劳动去完成有效的机械功或转换机械能。

第一章平面机构的自由度和速度分析

要求：握机构的自由度计算公式，理解的基础上掌握机构确定性运动的条件，熟练掌握机构速度瞬心数的求法。

1、基本概念

运动副：凡两个构件直接接触而又能产生一定相对运动的联接称为运动副。低副：两构件通过面接触组成的运动副称为低副。

高副：两构件通过点或线接触组成的运动副称为高副。

复合铰链：两个以上的构件同时在一处用回转副相联构成的回转副。

局部自由度：机构中常出现的一种与输出构件运动无关的自由度，称为局部自由度或多余自由度。

虚约束：对机构运动不起限制作用的重复约束称为虚约束或称消极约束。

瞬心：任一刚体相对另一刚体作平面运动时，其相对运动可看作是绕某一重合点的转动，该重合点称为瞬时回转中心或速度瞬心，简称瞬心。如果两个刚体都是运动的，则其瞬心称为相对速度瞬心；如果两个刚体之一是静止的，则其瞬心

称为绝对速度瞬心。

2、平面机构自由度计算

作平面运动的自由构件具有三个自由度，每个低副引入两个约束，即使构件失去两个自由度；每个高副引入一个约束，使构件失去一个自由度。

计算平面机构自由度的公式：

F=3n-2P L-P H

机构要具有确定的运动，则机构自由度数必须与机构的原动件数目相等。即，机构具有确定运动的条件是F>0,且F等于原动件个数。

3、复合铰链、局部自由度和虚约束

(a)K个构件汇交而成的复合铰链应具有(K-1)个回转副。

(b)局部自由度虽然不影响整个机构的运动，但滚子可使高副接触处的滑动摩擦变成滚动摩擦，减少磨损，所以实际机械中常有局部自由度出现。

(c)虚约束对机构运动虽不起作用，但是可以增加构件的刚性和使构件受力均衡，所以实际机械中虚约束随处可见。

4、速度瞬心

如果一个机构由K个构件组成，则瞬心数目为

N=K(K-1)/2

瞬心位置的确定：

(a)已知两重合点相对速度方向，则该两相对速度向量垂线的交点便是两

构件的瞬心。

(b)两构件组成回转副时，回转副的中心便是它们的瞬心。

(c)两构件组成移动副时，由于所有重合点的相对速度方向都平行于移动

方向，所以其瞬心位于导路垂线的无穷远处。

(d)两构件组成纯滚动高副时，接触点相对速度为零，所以接触点就是其

瞬心。

(e)两构件组成滑动兼滚动的高副时，由于接触点的相对速度沿切线方

向，因此其瞬心应位于接触点的公法线上，其具体位置还要根据其他

条件才能确定。

三心定理；作平面运动的三个构件共有三个瞬心，这三个瞬心位于同一直线上。

第二章平面连杆机构

要求：重点掌握曲柄存在的条件、急回特性、压力角、传动角和死点；熟悉平面连杆机构的特点和应用（优缺点和用途）；掌握四杆机构的结构特点，基本形式演化方法以及曲柄滑块机构；掌握平面四杆机构的设计的图解法（近几年没考）。

1、概念：

极位夹角和摆角：摇杆处于两极限位置时，对应的曲柄两位置之间所夹的锐角θ称为极位夹角。摇杆在两极限位置间的夹角称为摇杆的摆角，用Ψ表示。

压力角：从动摇杆上一点受力方向与该力作用点的绝对速度v c方向之间所夹的锐角α称为压力角。

传动角：在实际应用中，为了度量方便，通常以压力角的余角γ来判断连杆机构的伟力性能，γ称为传动角。

死点位置：当原动件对从动件的作用点不产生力矩，因此不能使之转动时，机

构的这个位置称为死点位置。

2、铰链四杆机构存在一个曲柄的必要条件：

1）曲柄为最短杆。

2）最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆长度之和。

推论：

1）如果最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和，则无论取哪个杆为机架，均无曲柄存在，该铰链四杆机构为双摇杆机构。

2）如果最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆长度之和，根据相对运动原理，取不同杆为机架时，便会得到不同类型的铰链四杆机构，即：

(a)如果以最短丁的任一相邻杆为机架，存在一个曲柄，该机构为曲柄摇杆机构。

(b)如果以最短杆为机架，存在两个曲柄，该机构为双曲柄机构。

(c)如果以最短杆的对面杆为机架，无曲柄存在，该机构为双摇杆机构。

3、急回特性

为缩短非生产时间，提高生产率，常取平均速度校高的为空回行程，平均速度较低的为生产行程。

机构的急回特性可用行程速比系数K表示，即

K=（180°+θ）/(180°-θ)

上式表明：机构的急回特性取决于极位夹角θ。θ角愈大，K值也愈大，机构的急回运动性质愈显著。

对曲柄滑块机构，只有偏置曲柄滑块机构，因极位夹角θ≠0，才有急回特性。导杆机构也具有急回特性。

4、死点位置

死点位置会使机构的从动件出现卡死或运动不确定现象。为了消除死点位置的不良影响，可以对从动曲柄施加外力，或利用飞轮及构件自身的惯性作用，使机构顺利通过死点位置。

曲柄滑块机构和导杆机械，当分别以滑块或导杆为原动件时，也存在死点位置。

死点位置对传动虽然不利，但是对某些夹紧装置却可用于防松。

第三章凸轮机构

1、凸轮机构适用于实现特殊要求运动规律的各种机械、仪器和操纵控制装置中传力不大的场合。

2、凸轮机构常用名词

以凸轮轮廓的最小向径为半径所绘的圆称为基圆；从动件按一定运动规律由离回转中心最近位置到达最远位置的过程称为推程，这时从动件所走过的距离h 称为从动件的长升程，而与推程对应的凸轮转角称为推程运动角；从动件在最远位置停留不动的过程称为远停留，对应的凸轮转角称为远休止角；从动件按一定规律回到起始位置，这个过程称为回程，对应的凸轮转角称为回程运动角；从动件在距凸轮回转中心最近位置停留不动的过程称为近停留，对应的凸轮转角称为近休止角。

3、常用的从动件运动规律

（1）等速运动

从动件开始时，速度由零突变为v0,故a2为正无穷大；运动终止时，速

度由v0突变为零，a2为负无穷大，其惯性力将引起刚性冲击。因此，这种运动规律不宜单独使用，在运动开始和终止段应当用其他运动规律过渡。

（2）等加速等减速运动

这种运动规律在某些点处会出现加速度有限值的突然变化，因而产生有限惯性力的突变，结果将引起所谓柔性冲击。所以等加速等减速运动规律只适用于中速凸轮机构。

（3）简谐运动

这种运动规律的从动件在推程的始点和终点有柔性冲击；只有当加速度曲线保持连续时，这种运动规律才能避免冲击。

4、凸轮轮廓的设计（按给定运动规律设计凸轮轮廓曲线）——“反转法”

图3-10、图3-11、图3-12

滚子移动从动件盘形凸轮轮廓的绘制：理论轮廓与实际轮廓线互为等距曲线，基圆半径是指理论轮廓线的最小向径。

5、滚子半径的选择

从减小凸轮与滚子之间的接触应力来看，滚子半径越大越好。但是，滚子半径必须小于理论轮廓外凸部分的最小曲率半径（理论轮廓的内凹部分对滚子半径的选择没有影响）。如果按上述条件选择的滚子半径太小而不能满足安装和强度要求，就应当把凸轮基圆尺寸加大，重新设计凸轮轮廓曲线。

6、压力角

如果从动件的偏置方向选择不对，会增大机构的压力角，导致机械效率降低，甚至出现机构自锁现象。因此，正确选择偏置方向有利于减小机械的压力角。

平底从动件的压力角为常数，由于机构受力方向不变，采用平底从动件的凸

轮机构运转平稳性好。

7、基圆半径与压力角

在设计凸轮机构时，凸轮的基圆半径越得越小，压力角愈大，所设计的机构越紧凑。但基圆半径过小，压力角会超过许用值，而使机构传力性能变差，效率降低，甚至发生自锁。通常在保证最大压力角不超过许用值的前提下，对受力较小而要求结构紧凑的凸轮取较小的基圆半径，对于受力校大而对结构尺寸又没有严格限制的凸轮选较大的基圆半径。

第四章齿轮机构

重点章节，重要内容有：齿轮的机构特点和种类；齿轮啮合基本定律，渐开线的生成、特点，渐开线齿轮的啮合特性，渐开线直齿的几何尺寸计算，正确啮合、正确安装、连续传动条件，根切现象，变位齿轮的概念，特点及传动特点，斜齿轮几何尺寸计算、正确啮合条件、当量齿数，锥齿轮的传动比，标准参数和当量齿数。

1、啮合基本定律

在啮合传动的任一瞬时，两轮齿廓曲线在相应接触点的公法线必须通过按给定传动比确定的该瞬时的节点，这一条件称为齿廓啮合基本定律。对于定角速比传动，此定律可表达为：在啮合传动的任一瞬时，两轮齿廓曲线在相应接触点的公法线必须通过按给定传动比确定的固定节点。

齿轮机构传动时，为了保持平稳传动，其基本要求是瞬时角速比（即传动比）必须保持不变。

由于两节圆的圆周速度相等，所以一对齿轮传动时，它的一对节圆作纯滚

动。即一对外啮合齿轮的中心距恒等于节圆半径之和。

2、压力角：渐开线齿廓上某点的法线（压力方向线），与齿廓上该点速度方向线所夹的锐角αk，称为该点的压力角。

今以r b表示基圆半径，r k表示渐开线上K点的向径，公式

cosαk = OB/OK = r b /r k

3、渐开线齿廓的啮合特性——定角速比要求、可分性、压力方向始终不变

渐开线齿轮的传动比等于两轮基圆半径的反比。

可分性：两轮中心距稍有改变，其角速比仍保持原值不变的性质。

渐开线齿轮传动中啮合角为常数。啮合角不变表示齿廓间压力方向不变。

4、渐开线标准直齿圆柱齿轮几何尺寸的计算公式。

5、啮合条件

渐开线齿轮的正确啮合条件是两轮的模数和压力角必须分别相等。

两斜齿轮正确啮合必须满足：两轮的端面模数和压力角分别相等，且分度圆柱上的螺旋角大小相等、旋向相反（外啮合）或相同（内啮合）的三个条件。

锥齿轮正确啮合的条件：两当量齿轮的模数和压力角分别相等，即两锥齿轮大端的模数和压力角分别相等。

6、标准中心距：一对标准齿轮分度圆相切时的中心距。

在机械设计中，正确安装的条件是按照齿侧无间隙设计其中心距尺寸。

标准齿轮只有在正确安装时，节圆和分度圆重合，啮合角和压力角相等。

7、连续传动的条件

重合度是啮合弧与齿距之比，用ε表示。齿轮连续传动的条件是ε>1。显然，

重合度越大，表示同时啮合的齿的对数越多，每对齿分担的载荷就小，传动也越平稳。

8、渐开线齿轮的切齿原理

（1）仿形法：用渐开线齿形的成形铣刀直接切出齿形的一种加工方法。（2）展成法：利用一对齿轮互相啮合时其共轭齿廓互为包络线的原理来切齿的一种加工方法。常用工具：

(a)齿轮插刀（插齿刀）：刀具顶部比正常齿高出c*m，以便切出传动时的顶隙部分。被切齿轮的模数和压力角必定与齿轮插刀的模数和压力角相等，故用同一把齿轮插刀切出的齿轮都能正确啮合。

(b)齿条插刀

(c)齿轮滚刀

9、根切：若刀具齿顶线超过极限啮合点，则由基圆以内无渐开线的特性可知，超过极限啮合点的刀刃不仅不能展成渐开线齿廓，而且会将根部已加工出的渐开线切去一部分，这种现象称为根切。

根切使齿根削弱，使重合度减小，所以应当避免。

不发生根切的最少齿数z min为

z min=2h*a/sin2α

10、变位齿轮：将刀具自轮坯中心向外或向内移一段距离xm，这样制得的齿轮称为变位齿轮。

以切削标准齿轮时的位置为其准，刀具所移动的距离xm称为变位距，x 称为变位系数，并规定刀具离开轮坯中心的变位系数为正，反之为负。

最小变位系数：

x min=(17-z)/17

等变位齿轮传动：两轮的变位系数绝对值相等，小齿轮应采用正变位，而大齿轮采用负变位。为使大小齿轮都不产生根切，两轮齿数之和必须大于或等于最少数的两倍，即z1+z2 ≧2z min。

与标准齿轮相比较，等变位齿轮传动和正传动的主要优点为：（1）可以制出齿数小于z min而无根切的小齿轮，并因此减小齿轮机构的尺寸和重量。（2）能合理地调整两轮齿根的厚度，使其弯曲强度或根部磨损大致相等，以提高传动的承载能力和耐磨性能。（3）等变位齿轮传动保持标准中心距不变，故可取代标准齿轮传动而大大改善其传动质量。正传动只要适当选择变位系数，即可满足a’>a的非标准中心距传动。它们的主要缺点是：（1）没有互换性，必须成对设计、制造和使用。（2）重合度略为减小。

11、加工斜齿轮时，由于刀具是沿着齿轮的螺旋槽方向进刀的，因此国标规定斜齿轮的法面参数为标准值。

斜齿圆柱齿轮可通过改变螺旋角来对中心距作适当调节，以满足任意中心距的要求。

12、当量齿轮

z v= z /cos3β

当量齿数可为非整数。

13、螺旋角β：若β太小，则斜齿轮的优点不能充分体现；若β太大，则会产生很大的轴向力。设计时一般取β=8°-20°。

14、锥齿轮：几何尺寸计算以其大端的几何尺寸为准，这是因为锥齿轮大端尺寸最大，计算和测量的数值相对误差较小。

第五章轮系

1、惰轮：使外啮合次数改变从而改变传动比的符号，却不影响传动比的大小的齿轮，又称过桥齿轮。

2、定轴轮系传动比计算

i1N = n1 / n N = (-1)m所有从动轮齿数的乘积/所有主动轮齿数的乘积

3、周转轮系计算：

( n G - n H ) / ( n K - n H ) = ( -1 )m 从齿轮G至K间所有从动轮齿数的乘积

从齿轮G至K间所有主动轮齿数的乘积

第六章其他常用机构

非重点

第七章机器速度波动的调节

1、调节周期性速度波动的方法是在机器中加上一个转动惯量很大的回转件

——飞轮。

第八章回转件的平衡

1、静平衡：回转件可以在任何位置保持静止而不会自行转动，这种平衡称为静平衡（工业上也称单面平衡）。

静平衡的条件是：分布于该回转件上各个质量的离心力（或质径积）的向量

和等于零，即回转件的质心与回转轴线重合。

2、动平衡：质量分布不在同一加转面内的回转件，只要分别在任选的两个回转面（即平衡校正面）内各加上适当的平衡质量，就能达到完全平衡，这种类型的平衡称为动平衡（工业上称双面平衡）。

动平衡的条件：回转件上各个质量的离心力的向量和等于零，而且离心力所引起的力偶矩的向量和也等于零。

动平衡包含了静平衡的条件，故经动平衡的回转件一定也是静平衡的。

第九章机械零件设计概论

1、应力分类：根据应力是否随时间变化，可以把应力区分为静应力和变应力。第十章联接

1、螺纹的主要参数理解及符号（P135）。

2、自锁的条件（P137）。

3、三角形螺纹：主要有普通螺纹和管螺纹。前者多用于紧固联接，后者用于紧密联接。其种类和特点以及应用场合（P137）。

4、螺纹联接主要类型有：螺栓联接、双头螺柱联接、螺钉联接、紧定螺钉联接。它们的结构特点、主要尺寸和应用场合（P140，表10-2）。

5、螺纹联接的防松：联接用的螺纹准件都能满足自锁条件，在静载和工作温度变化不大时，螺母不会自动松脱。但在温度变化较大、冲击、振动和变载作用下，可能发生螺母自动松脱，而造成相当严重的后果，所以设计时必须按照工作条件、可靠性要求和结构特点等考虑设置防松装置。

螺纹联接防松的根本问题在于防止螺纹副的相对转动。具体的防松方法（P143，表10-3）。

6、螺栓强度计算：第四节、第五节仔细看，每种情况不同的公式都要记下并且理解其含义。必考一个计算题，很重要。（P144-P153）

7、键联接设计的主要任务：选类型、选尺寸和强度校核。

平键联接按照用途可分为：普通平键联接、导键联接和滑键联接。

A型键的轴槽用指关铣刀加工，轴槽两端具有与键相同的形状，故键在槽中固定良好。但槽对轴引起的应力集中较大。B型键的轴槽用盘形铣刀加工，轴的应力集中较小。C型键常用于轴端。

8、平键联接的特点：两侧面为工作面，面键的上表面和轮毂槽底之间留有间隙、靠键的两侧面与轴及轮毂上键槽侧壁的挤压来传递转矩。平键联接结构简单，对中性好，装拆方便，加工容易，故应用非常广泛。

9、楔键与切向键联接的特点和工作情况。（P164）

10、键的载面尺寸（b、h）应按轴径d从键的标准中查取。键的长度L略短于轮毂长度，一般L=毂长-(5~10)mm，并按表取标准值。

11、花键联接的特点（P165）。

第十一章齿轮传动

1、齿轮的热处理：表面淬火、渗碳淬火、调质、正火这四种热处理方法所能达

到的硬度范围和应用范围。

上述五种热处理中，调质和正火两种处理后的齿面硬度较低（<=350HBS），为软齿面；其他三种（>350HBS）为硬齿面。

2、大小齿轮的硬度：当大小齿轮都是软齿面时，考虑到小齿轮齿根交薄，抗弯

强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大20~50HBS。硬齿面齿轮的承载能力较高，但需专门设备，成本较高，常用于要求结构紧凑或生产批量大的齿轮。当大小齿轮都是硬齿面时，小齿轮的硬度也应略高，但也可和大齿轮相等。

3、齿轮传动的失效形式：

（1）轮齿折断：一般发生在齿根部位。折断有疲劳折断和过载折断两种折断。

增大齿根过渡曲线半径、降低表面粗糙度值、减轻加工损伤（如磨削

烧伤、滚切拉伤）、采用表面强化处理（如喷丸、辗压）等，都有利于

提高轮齿的抗疲劳折断能力。

（2）齿面点蚀：是润滑良好的闭式传动常见的失效形式。由于齿面接触应力是交变的，应力经多次反复后，在齿根部分靠近节线附近的表面上，

会产生若干小裂纹，封闭在裂纹中的润滑油，在压力作用下，产生楔

挤作用而使裂纹扩大，最后导致表层小片状剥落而形成麻点。

点蚀将影响传动的平稳性并产生振动和噪声，以至不能正常工作。

减轻点蚀的主要措施有提高齿面硬度、降低表面粗糙度值、在许可

范围内采用大的变位系数和以增大综合曲率半径，以及选用粘度较高

的润滑油等。

（3）齿面磨损：分磨粒磨损和研磨磨损，是开式齿轮传动主要的失效形式。

经常注意润滑油的清洁和更换，在闭式传动中磨粒磨损是可以避免

的，但研磨磨损则是无法避免的。

（4）齿面胶合：在高速重载传动中，常因啮合区温度升高而引起润滑失效，致使两齿面金属直接接触并相互粘连，随着齿面的相对滑动，较软齿

面金属沿滑动方向补撕下而形成沟纹的现象。在低速重载传动中，由

于齿面间的润滑油膜不易形成也可能产生胶合破坏。

提高齿面硬度和降低表面粗糙度值能增强抗胶合能力。对于低速传动，采用粘度较大的润滑油，对于高速传动，采用含抗胶合添加剂的润滑油，也很有效。

（5）齿面塑性变形：在过载严重和起动频繁的传动中遇到。

适当提高齿面硬度，采用粘度较大的润滑油，可以减轻或防止齿面塑性变形。

4、当一对齿轮的材料、传动比和齿宽系数Ψd（或齿宽b）一定时，齿轮接触疲

劳强度或由接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径或中心距有关，与模数无关；

如b、d1不变，而减少z1增大m，则接触强度不变，而弯曲强度有所提高。但在保证弯曲强度前提下，则应适当增大齿数（相应减小模数），这样可增大重合度ε，并提高传动平稳性，还可减少金属切削体积，减轻磨损和提高抗胶合能力。

5、Y Fa：在齿根弯曲疲劳强度计算中，Y Fa的表达式中因l、s与m成正比，所

以Y Fa与m无关。

6、齿轮设计准则：在闭式传动中，齿面硬度较低时，一般接触疲劳强度较差，

常先按接触疲劳强度设计，再按弯曲疲劳强度验算。当齿面硬度较高时，则反之。

7、齿轮传动的功率损失主要包括：啮合中的摩擦损失、润滑油被搅动的油阻损

失和轴承中的摩擦损失三部分。

8、公式11-9（P185）和公式11-14（P189）里的所有的字母的含义和两个齿

轮中取哪个值带入计算。（不背公式，强调理解）

9、直齿圆柱齿轮（P183，公式11-1、11-2、11-3）和斜齿圆柱齿轮（P192，

公式11-15、11-16、11-17、11-18）的受力分析，轴向力，法向力，径向力，圆周力的计算公式。（掌握）

第十二章蜗杆传动

1、蜗轮与蜗杆的正确啮合条件是：蜗杆的轴面模数和轴面齿形角（压力角）应分别等于蜗轮的端面模数和端面压力角，且蜗杆分度圆柱上的导程角与蜗轮分度圆柱上的螺旋角大小相等旋向相同。

把通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面称为中间平面，则在中间平面上蜗轮与蜗杆的啮合就相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。

2、传动比：

i = n1 / n2 = z1 / z2

蜗杆头数少，易于得到大的传动比，但导程角小，传动效率低，发热量大，故重载传动不宜用单头蜗杆。当要求反行程自锁时，可取z1=1。蜗杆头数多，传动效率高，但头数过多，γ角过大，效率提高不显著，且制造困难。

3、蜗杆传动的失效形式与齿轮传动相同，有胶合、点蚀、磨损等。由于蜗杆传动齿面间的相对滑动速度较大，发热量大，更易发生胶合和磨损。

由于蜗杆齿是连续的螺旋，其材料的强度又很高，因而失效总是出现在蜗轮

上，所以蜗杆传动只需对蜗轮轮齿进行强度计算。

4、热平衡：由于蜗杆传动效率低、发热量大，若不及时散热，会引起箱体内油温升高、润滑失效，导致轮齿磨损加剧，甚至出现胶合。因此对连续工作的闭式蜗杆传动要进行热平衡计算。

第十三章带传动

1、V带传动：在同样张紧力下，摩擦力大，带传动传递的功率就大，故V带传

递的功率比平带大得多。或者说，在同样功率下，V带传动结构紧凑。

2、带传动的特点及应用

靠磨擦力工作的带传动的主要特点；

（1）适用于中心距较远的传动；

（2）带有良好的弹性，可缓和冲击、吸收振动，因而传动平稳，噪声小；

（3）过载时带在带轮上打滑，可防止损坏其他重要零件，起过载保护作用；

（4）结构简单，便于加工、装配和维护，成本低；

（5）因带在工作时产生弹性滑动，故不能保证准确的传动比，且传动效率较低；

（6）由于带的张紧有较大的压轴力，使轴和轴承受力较大；

（7）工作时因摩擦会产生静电，故不宜于易燃易爆的危险场合。

3、有效拉力的定义和计算公式（P223公式13-4）。

4、带传动的失效形式和设计准则：主要失效形式是带在带轮表面上打滑或带的

疲劳损坏（脱层、撕裂和拉断）。因此，带传动的设计准则是；在保证不打滑的条件下，带有一定的疲劳强度和寿命。

5、提高带传动工作能力的措施

（1）增大摩擦系数；（2）增大包角；（3）尽量使传动在最佳带速下工作；（4）采用新型带传动；此外，高速传动宜采用轻质带，以减小离心力；在结构、允许的条件下，带轮直径适当选大些，以降低带的弯曲正应力，提高带的传动能力。

6、弹性滑动与打滑的概念，后果，产生原因以及对传动比的影响。（P227）

7、计算出的带轮根数Z应圆整为整数，为使每根带受力均匀，根数不宜太多，

通常z<7，否则应改选V带型号或加大带轮直径后重新计算。

第十四章链传动

1、链传动特点：与带传动相比，链传动没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平

均传动比；需要的张紧力小，作用在轴上的压力也小；因多齿啮合，故能传递较大功率且效率较高；能在温度较高、有油污等恶劣环境条件下工作。与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低；中心距较大时其传动结构简单。链传动的主要缺点：瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪声。

2、链轮齿数：链轮齿数不宜过多或过少。过少时，会增加传动的不均匀怀和动

载荷；增加链节间的相对转角，从而增大功率损耗；增加铰链承压面间的压强，从而增加铰链磨损等。

大链轮的齿数一般应使z2<=120.

一般链条节数为偶数，而链轮齿数最好选奇数，这样可使磨损较均匀。

第十五章轴

1、轴根据所受载荷不同的分类（P251，例子也要记住）。

2、轴上安装传动零件的部分称为轴头，轴被轴承所支承的部分称为轴颈，连接

轴头和轴颈的部分称为轴身，用作轴上零件轴向定位的台阶部分称为轴肩，用作轴上零件轴向定位的环形部分称为轴环，凡轴上截面不等的各部分统称为轴段。

3、轴上零件定位的各种方法（P253）。

4、轴的加工和装配工艺性：

（1）大多采用阶梯轴，轴的直径一般应从轴的两端向中间逐渐增大。

（2）注意使轴肩的高度小于轴承内圈的厚度。

（3）轴端及各轴段的端部应有倒角。

（4）轴上磨削的部分应有砂轮越程槽。

5、当量弯矩计算公式、系数α的引入原因及不同情况下α的取值。（P258）第十六章滑动轴承

1、油沟：用来输送和分布润滑油。油沟不应开在油膜承载区内，否则会降低油

膜的承载能力。

2、非液体摩擦滑动轴承

维持边界油膜不遭破裂，是非液体摩擦滑动轴承的设计依据。也就是说，应该根据边界油膜的强度和破裂温度来决定轴承的工作能力。

限制轴承压强p，以保证润滑油不被过大的压力挤出，进而保证轴瓦不致

产生过度的磨损。即

p = F / Bd <= [p]

限制pv值就是限制轴承的温升。

第十七章滚动轴承

1、与滑动轴承相比，滚动轴承的优点和缺点。（P281）

2、α角与轴向力的关系：α角越大，所能承受轴向力就越大。

3、滚动轴承的基本代号。（P286重点看一下内径代号的表达）

4、滚动轴承的主要失效形式：疲劳点蚀、塑性变形、磨损。

5、基本额定寿命的概念及其计算公式（P288-P289，两种表达方式）。

6、基本额定动负荷的概念（P289）。

7、当量动负荷的概念。

8、基本额定静负荷的概念（P292）。

9、向心角接触轴承的轴向负荷（P291-P292要仔细的看，理解它的意义）。

计算角接触轴承轴向力的方法可归纳如下：1）判明轴上全部轴向力（包括外载荷和轴承的附加轴向力）合力的指向，确定“压紧”端轴承；2）“压紧”端轴承的轴向力等于除本身的附加轴向力外其他所有轴向力的代数和；3）另一端轴承的轴向力等于它本身的附加轴向力。

10、轴承的固定方式：两端固定和一端固定、一端游动（P295，应用场合）。第十八章联轴器和离合器

1、联轴器与离合器异同点：二者都是用来联接两轴，使之一同转动并传递转矩