《机械设计基础》第六版重点复习资料

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《机械设计基础》知识要点

绪论；基本概念：机构，机器，构件，零件，机械

第1章：1）运动副的概念及分类

2）机构自由度的概念

3）机构具有确定运动的条件

4）机构自由度的计算

第2章：1）铰链四杆机构三种基本形式及判断方法。

2）四杆机构极限位置的作图方法

3）掌握了解：极限位置、死点位置、压力角、传动角、急回特性、极位夹角。

4）按给定行程速比系数设计四杆机构。

第3章：1）凸轮机构的基本系数。

2）等速运动的位移，速度，加速度公式及线图。

3）凸轮机构的压力角概念及作图。

第4章：1）齿轮的分类（按齿向、按轴线位置）。

2）渐开线的性质。

3）基本概念：节点、节圆、模数、压力角、分度圆，根切、最少齿数、节圆和分度圆的区别。

4）直齿轮、斜齿轮基本尺寸的计算；直齿轮齿廓各点压力角的计算；m = p /π的推导过程。

5）直齿轮、斜齿轮、圆锥齿轮的正确啮合条件。

第5章：1）基本概念：中心轮、行星轮、转臂、转化轮系。

2）定轴轮系、周转轮系、混合轮系的传动比计算。

第9章：1）掌握：失效、计算载荷、对称循环变应力、脉动循环变应力、许用应力、安全系数、疲劳极限。

了解：常用材料的牌号和名称。

第10章: 1）螺纹参数 d、d1、d2、P、S、ψ、α、β及相互关系。

2）掌握：螺旋副受力模型及力矩公式、自锁、摩擦角、当量摩擦角、螺纹下行自锁条件、常用螺纹类型、螺纹联接类型、普通螺纹、细牙螺纹。

3）螺纹联接的强度计算。

第11章: 1）基本概念：轮齿的主要失效形式、齿轮常用热处理方法。

2）直齿圆柱齿轮接触强度、弯曲强度的计算。

3）直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮、圆锥齿轮的作用力（大小和方向）计算及受力分析。

第12章: 1）蜗杆传动基本参数：m a1、m t2、γ、β、q、P a、d1、d2、V S及蜗杆传动的正确啮合条件。

2）蜗杆传动受力分析。

第13章: 1）掌握：带传动的类型、传动原理及带传动基本参数：d1、d2、L d、a、α1、α2、F1、F2、F0

2）带传动的受力分析及应力分析：F1、F2、F0、σ1、σ2、σC、σb及影响因素。

3）弹性滑动与打滑的区别。

4）了解：带传动的设计计算。

第14章: 1）轴的分类（按载荷性质分）。

2）掌握轴的强度计算：按扭转强度计算，按弯扭合成强度计算。

第15章: 1）摩擦的三种状态：干摩擦、边界摩擦、液体摩擦。

第16章: 1）常用滚动轴承的型号。

2）向心角接触轴承的内部轴向力计算，总轴向力的计算。

滚动轴承当量动载荷的计算。滚动轴承的寿命计算。

第17章: 1）联轴器与离合器的区别

第一章 平面机构的自由度和速度分析

1、自由度：构件相对于参考系的独立运动称为自由度。

2、运动副：两构件直接接触并能产生一定相对运动的连接称为运动副。构件组成运动副后，其运动受到约束，自由度减少。

3、运动副按接触性质分：低副和高副。

⑴低副：两构件通过面接触组成的运动副称为低副。

①转动副：组成运动副的两构件只能在平面内相对转动，这种运动副称为转动副，或称铰链。 ②移动副：组成运动副的两构件只能沿某一轴线相对移动，这种运动副称为移动副。 ⑵高副：两构件通过点或线接触组成的运动副称为高副。 4、机构中构件的分类：

⑴固定构件（机架）——用来支承活动构件（运动构件）的构件。 ⑵原动件（主动件）——运动规律已知的活动构件。 ⑶从动件 ——机构中随原动件运动而运动的其余活动构件。 5、平面自由度计算公式—— H L P P n F --=23 6、机构具有确定运动的条件

机构自由度F >0，且F 等于原动件数 7、自由度计算注意事项

⑴复合铰链——两个以上构件同时在一处用转动副相连接。K 个构件汇交而成的复合铰链具有（K-1）个转动副。

⑵局部自由度——与输出构件运动无关的自由度。 ⑶虚约束——重复而对机构不起限制作用的约束。 8、速度瞬心——两刚体上绝对速度相同的重合点 瞬心数—— 2

)

1(-=

K K N 9、三心定理——作相对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。

作业：1-5，6，7，8，9，10，11，12

第二章 平面连杆机构

1、定义：平面连杆机构是由若干构件用低副（转动副、移动副）连接组成的平面机构。

2、铰链四杆机构

全部用转动副相连的平面四杆机构称为平面铰链四杆机构。

机构的固定构件称为机架；与机架用转动副相连接的构件称为连架杆；不与机架直接连接的构件称为连杆；与机架组成整转副的连架杆称为曲柄；与机架组成摆动副的连架杆称为摇杆 铰链四杆机构的三种基本型式：曲柄摇杆机构；双曲柄机构；双摇杆机构

3、铰链四杆机构有整转副的条件①最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆长度之和 ②整转副是由最短杆与其邻边组成的

选择哪一个杆为机架判断是否存在曲柄：

①取最短杆为机架时，机架上由两个整转副，故得双曲柄机构；

②取最短杆的邻边为机架时，机架上只有一个整转副，故得曲柄摇杆机构； ③取最短杆的对边为机架时，机架上没有整转副故得双摇杆机构

4、* 急回特性

行程速度变化系数K 、极位夹角θ，θ越大，K 越大，急回运动的性质也越显著。

* 180=θ°

1

1

+-K K 5、压力角与传动角

作用在从动件上的驱动力F 与该力作用点绝对速度c v 之间所夹的锐角α称为压力角；压力角α的余角γ称为传动角。

压力角α越小，传动角γ越大，有效分力就越大，机构传力性能越好。 传动角min γ的下限： min γ≥ 40°。 用来衡量机构的传力性能。

6、死点位置：机构的传动角为零的位置称为死点位置。

7、按照给定的行程速度变化系数设计四杆机构 曲柄摇杆机构：

已知条件：摇杆长度3l 、摆角ψ和行程速度变化系数K 设计步骤 图2-27 （P33）

⑴由给定的行程速度变化系数K ，求出极位夹角θ

⑵任选固定铰链中心D 的位置，由摇杆长度3l 和摆角ψ，作出摇杆两个极限位置D C 1和D C 2 ⑶连接1C 和2C ，并作M C 1垂直于21C C

⑷作N C C 21∠=90°-θ，N C 2 与M C 1相交于P 点，θ=∠21PC C

⑸作△21C PC 的外接圆，在此圆周（弧21C C 和弧EF 除外）上任取一点A 作为曲柄的固定铰链中心。连1AC 和2AC ，因同以圆弧的圆周角相等，故θ=∠=∠2121PC C AC C

⑹因极限位置处曲柄与连杆共线，故1AC =2l -1l ，2AC =2l +1l ，从而得到曲柄长度1l =（2AC -1AC ）/2，连杆长度2l =（2AC +1AC ）/2。由图得AD=4l

作业：2-1，3，6，7，10

第三章 凸轮机构

1、凸轮机构主要由凸轮、从动件和机架三个基本构件组成。

2、凸轮分类

按形状：盘形凸轮；移动凸轮；圆柱凸轮

按从动件的型式：尖顶从动件；滚子从动件；平底从动件 3、* 从动件运动规律 （图3-5）

推程：当凸轮以ω等角速顺时针方向回转φ时，从动件尖顶被凸轮轮廓推动，以一定运动规律由离回转中心

最近位置A 到达最远位置'

B ，这个过程称为推程。 推程运动角：与推程对应的凸轮转角φ

远休止角：当凸轮继续回转s φ时，以O 点为中心的圆弧BC 与尖顶相作用，从动件在最远位置停留不动，s φ称为远休止角。

回程：凸轮继续回转‘φ时，从动件在弹簧力或重力作用下，以一定运动规律回到起始位置，这个过程称为回程，‘φ称为回程运动角。

近休止角：凸轮继续回转's φ时，以O 点为中心的圆弧DA 与尖顶相作用，从动件在最近位置停留不动，'s φ称为近休止角。

4、刚性冲击：从动件推程作等速运动，运动开始和终止时，速度和加速度产生巨大突变，由此产生的巨大惯性力导致的强烈冲击称为刚性冲击。

柔性冲击：简谐运动在运动开始和终止时，加速度的变化量和产生的冲击都是有限的，这种有限冲击称为柔性冲击。

5、①等速运动：位移图为斜直线，速度线图为水平直线，因从动件速度突变，适合强大冲击力，刚性冲击，不宜单独使用。

②简谐运动：点在圆周上运动时，它在这个圆的直径上的投影所构成的运动称为简谐运动。在高速运动时会产生危害，适用于中低速凸轮。③正弦加速度：其位移为摆动在轴线上的投影，加工精度较高。 6、压力角：接触轮廓法线与从动件速度方向所夹的锐角

压力角计算公式： 2

20

tan e

r s e d d s

-++=

?α

基圆半径0r 减小会引起压力角增大。

e 为从动件导路偏离凸轮回转中心的距离，称为偏距。 7、图解法设计凸轮轮廓 作业：3-1，2，4

第四章 齿轮机构

0、齿轮的分类

1、齿轮机构主要优点：使用的圆周速度和功率范围广；效率较高；传动比稳定；寿命长；工作可靠性高；可实现平行轴、任意角相交轴和任意角交错轴之间的传动。

缺点：要求较高的制造和安装精度，成本较高；不适宜于远距离两轴之间的传动。 2、齿廓实现定角速比传动的条件

齿轮传动的基本要求：瞬时角速度之比必须保持不变

欲使两齿轮保持定角速度比，不论齿廓在任何位置接触，过接触点所作的齿廓公线都必须与连心线交于一定点。

C

O C

O 1221=

ωω

3、渐开线的特性

当一直线在一圆周上作纯滚动时，此直线上任意一点的轨迹称为该圆的渐开线，这个圆称为渐开线的基圆，该直线称为发生线。

* 弧长等于发生线；基圆切线是法线；曲线形状随基圆；基圆内无渐开线

4、渐开线齿廓满足定角速比要求 1

2

'1'22121b b r r r r n n i =

===ωω 5、齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸

齿槽宽e ；齿厚s ；齿距p ；齿宽b ；齿顶高a h ；齿跟高f h ；模数m ；压力角α；顶隙c 常用公式：

m e s p π=+=；mz p

d ==

π

；f a h h h +=；a a h d d 2+=；f f h d d 2-=；

m h h a a *

=； m c h h a f )(**+=

分度圆上 2

2m

p e s π==

=； 基圆直径：αcos d d b = 6、正确啮合条件 m m m ==21； ααα==21；

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。 7、一对标准齿轮分度圆相切时的中心距称为标准中心距，以a 表示 即： )(2

2121'

2'

1z z m

r r r r a +=+=+= 顶隙c a f h h m c c -==* 8、重合度ε

齿轮连续传动的条件： 齿合点间距

实际齿合线段

==

EK AE ε > 1 ε值愈大，齿轮平均受力愈小，传动愈平稳。 9、切齿方法

⑴成形法：成形法是用渐开线齿形的成形刀具直接切出齿形。

⑵范成法：范成法是利用一对齿轮互相齿合时，其共轭齿廓互为包络线的原理切齿的。如果把其中一个齿轮（或齿条）做成刀具，就可以切出与它共轭的渐开线齿廓。

10、根切定义：若刀具齿顶线超过齿合线的极限点1N ，则由基圆之内无渐开线的性质可知，超过1N 的刀刃不仅不能范成渐开线齿廓，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。

根切使齿根消弱，严重时还会减小重合度，应当避免。 11、标准齿轮最少齿数17min ≥z 12、变位齿轮优缺点：

①可采用min 1z z ≤的小齿轮，仍不根切，使结构更紧凑；②改善小齿轮的磨损情况；

③相对提高承载能力，使大小齿轮强度趋于接近。④没有互换性，必须成对使用，e 略有减小。 13、斜齿轮基本尺寸的计算。

14、斜齿轮、圆锥齿轮的正确啮合条件。作业：4-1，2，4，5

第五章 轮系

1、轮系的定义

一系列齿轮相互啮合组成的传动系统统称为轮系。 2、轮系的分类

（1）定轴轮系。轮系中各个齿轮的回转轴线的位置是固定的。

（2）周转轮系。轮系中至少有一个齿轮的回转轴线的位置是不固定的，绕着其它构件旋转。周转轮系中的主要构件有：

（a ）行星轮。在周转轮系中，轴线位置变动的齿轮，即既作自传又作公转的齿轮，称为行星轮； （b ）行星架。支撑行星架既作自传又作公转的构件。又称为转臂。

（c ）中心轮。轴线位置固定的齿轮称为中心轮或太阳轮。 其中，行星架与中心轮的几何轴线必须重合。 根据轮系的自由度可将周转轮系分为：差动轮系，机构自由度为2；行星轮系，机构自由度为1 。 3、定轴轮系的传动比计算 （1）定轴轮系方向判断

当首末两轮的轴线相平行时，两轮转向的异同可用传动比的正负表示。两轮转向相同时，传动比为“+”；两轮转向相反时，传动比为“-”。

如果首末轮转向不同，则只能计算传动比的大小，首末两轮的转向用箭头表示。画箭头时有以下原则： （a ）外啮合齿轮：两箭头相对或相背。（b ）内啮合齿轮，两箭头同向。 （c ）圆锥齿轮：两箭头同时指向节点或同时背离节点。

（d ）蜗杆传动：左手或右手定则——右旋蜗杆左手握，左旋蜗杆右手握，四指1ω（蜗杆），拇指2ω（蜗轮）。 （e ）同轴齿轮：两箭头同向。 （2）、传动比

对于所有齿轮轴线都平行的定轴轮系，也可以按照轮系中外啮合齿轮的对数（m ）来确定传动比为“+”或为“-”。

'

'')1(32143211......z 1K 1K 1)1(--=-==

k K m

m K K z z z z z z z n n i ）

（积间所有主动轮齿数的乘至轮轮积间所有从动轮齿数的乘至轮轮 4、周转轮系传动比的计算

周转轮系传动比的计算基本原则是给整个机构加上“H n -”，将其转化为定轴轮系，按照定轴轮系传动比的计算方法计算。 ）所有主动轮齿数的乘积至转化轮系从）所有从动轮齿数的乘积至转化轮系从K G (...K G (...)

()

1()1()1()(-++--+=--==K G G K G K G K H K H

G H K H

G H

GK

z z z z z z n n n n n n i

注：起始主动轮G 和最末从动轮K 转向相同时，i 为正，相反时为负。转化轮系中G 和K 的转向，用画箭

头的方法判定。

5、复合轮系传动比的计算

分解复合轮系的关键在于正确找出各个基本的周转轮系。找周转轮系的一般步骤如下： （1） 找行星轮，即找轴线位置不确定的齿轮。 （2） 确定行星架，即支撑行星轮运转的构件。 （3） 找中心轮，即直接与行星轮相啮合的定轴轮系。

将周转轮系分出来后，剩下的就是定轴轮系了。

重点内容：定轴轮系/周转轮系/简单的复合轮系的传动比的计算（包括传动比的数值计算及轮子的转向）。

作业：5-2，4，8，9，10

第九章 机械零件设计概论

1、机械设计应满足的要求

①满足预期功能②性能好 效率高 成本低③操作方便 维修简单 造型美观④在预定使用期限内安全可靠 2、⑴失效：机械零件由于某种原因不能正常工作时，称为失效。

⑵工作能力：在不发生失效的条件下，零件所能安全工作的限度，称为工作能力。 当对荷载而言时又称承载能力。

3、⑴零件的失效原因：断裂或塑性变形；过大的弹性形变；工作表面的过度磨损或损伤；发生强烈的振动；连接的松弛；摩擦传动的打滑.

⑵零件的失效形式：强度，刚度，耐磨性，稳定性和温度的影响 4、材料强度：

材料在受力时抵抗塑性变形和断裂的能力，称为材料强度。 材料的刚度：材料受力时抵抗弹性变形的能力。 5、静应力下的许用应力：①断裂：取材料的屈服极限S σ作为极限应力，故许用应力为 S

S

σσ=

][

②塑性变形:取强度极限B σ作为极限应力，故许用应力为 S

B

σσ=

][

6、变应力的分类：具有周期性的变应力称为循环变应力（一般情况下均为非对称循环变应力）。下面是两种特殊的循环变应力：

①当min max σσ-=时，循环特性1max

min

-=

σσr ，称为对称循环变应力 ②当0,0min max ≠≠σσ时，循环特性r=0，称为脉动循环变应力 7、变应力下的许用应力 （失效形式为疲劳断裂） ⑴疲劳曲线

①表示应力σ与循环次数N 之间的关系曲线称为疲劳曲线。

②0N 称为应力循环基数，对应于0N 的应力称为材料的疲劳极限，用1-σ表示材料在对称循环应力下的弯曲疲劳极限③循环次数N 的弯曲疲劳极限

10

11---==σσσN m

N k N

N 式中：N k ——寿命系数，当N 0N ≥时，N k =1

⑵影响机械零件疲劳强度的主要因素

①应力集中的影响②绝对尺寸的影响③表面状态的影响 ⑶许用应力

在变应力下确定许用应力，应取材料的疲劳极限作为极限应力。 当应力是对称循环变化时，许用应力为：S

k σσβσεσ1

1][--=

当应力是脉冲循环变化时，许用应力为：S

k σσβσεσ0

0][=

式中：S ——安全系数；

0σ——材料脉动循环疲劳极限以上所述为“无限寿命”下零件的许用应力。

8、安全系数（了解）

安全系数取得过大，结构笨重；过小，可能不够安全。

9、接触应力：若两个零件在受载前是点接触或线接触，受载后，由于变形其接触面处为一个面积，通常此面积甚小而表面产生的局部应力却很大，这种应力称为接触应力。这时零件的强度称为接触强度。

10、疲劳点蚀:在载荷重复作用下，首先产生初始疲劳裂纹，然后裂纹逐渐扩展，终于使表面金属呈小片剥落下来而在零件表面形成一些小坑，这种现象称为疲劳点蚀。 11、表9-1，常用材料的牌号和名称。

第10章 连接

§10-1螺纹参数 ● 螺纹的分类

1.按照平面图形的形状分为: 三角形螺纹 梯形螺纹 锯齿形螺纹

2.按照螺旋线的旋向分为: 左旋螺纹 右旋螺纹

3.按照螺旋线的数目分为: 单线螺纹 等距排列的多线螺纹

4.按照母体形状分为: 圆柱螺纹 圆锥螺纹 ● 螺纹旋向的判定: 将轴线垂直放置.看其螺旋线,左边高即为左旋,右边高则为右旋. ● 为了制造方便 螺纹的线数一般不超过4. ● 大径又成为: 公称直径 ● 在计算螺纹强度的时候用: 小径

● 螺距P 定义: 相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离.

● 导程S 定义: 同一条螺旋线上的相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离. S = nP. (n 为螺旋线数) ● 螺纹升角定义: 在中径d 圆柱上,螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面的夹角. 计算公式: tan Ψ=nP/πd. §10-2螺旋副的受力分析.效率和自锁

● 自锁的定义: 把水平推动力F 撤掉以后,零件能保持在原来的地方不动.

● 螺纹自锁的条件: Ψ≤ρ(对于矩形螺纹ρ为摩擦角,对于非矩形螺纹ρ为当量摩擦角ρ′) ● 螺纹副效率最高的螺纹升角为: Ψ=45°–ρ′/2

● 由于过大的螺纹升角制造困难,且效率增高也不显著,所以一般Ψ角不大于25°. §10-3机械制造常用螺纹

● 普通螺纹: 牙型角60°大径d 为公称直径

● 细牙螺纹的特点: 优点: 升角小,小径大,自锁性能好,强度高;缺点: 不耐磨,易滑扣.

● 螺纹标记示例: M24(粗牙普通螺纹,直径24,螺距3) M24×1.5(细牙普通螺纹,直径24,螺距1.5) 详细数据见教材P137表10-1 §10-4螺纹连接的基本类型及螺纹紧固件

● 螺纹连接的基本类型有: 螺栓连接 螺钉连接 双头螺柱连接 紧定螺钉连接 ● 螺纹紧固件有: 螺栓 双头螺柱 螺母 垫圈

● 垫圈的作用是: 增加被连接件的支承面积以减小接触处的挤压应力和避免拧紧螺母时擦伤被连接件的表

面.

§10-5螺纹连接的预紧和防松

● 螺纹连接预紧的目的是: 影响螺纹连接的可靠性﹑强度和密封性均有很大的影响.

● 螺纹连接为什么要防松: 因为螺纹副在冲击﹑震动和变载的作用下,预紧力可能在某一瞬间消失,连接有可

能脱松.高温的螺纹连接,由于温度变形差异等原因,也可能脱松,因此必须考虑防松.

● 常用的防松方法: 1.利用附加摩擦力防松 2.采用专门的防松元件防松 3.其它防松方法:冲点法防松和粘合

法防松.

§10-6螺栓连接的强度计算

● 螺栓的主要失效形式有: 1.螺栓杆拉断; 2.螺纹的压溃和剪断; 3.经常装拆时会因磨损而发生滑扣现象. ● 螺栓连接的计算主要是确定: 螺纹小径. ● 松螺栓连接的强度条件:

][4

2

1σπσ≤=

d F a

● 紧螺栓连接：螺栓螺纹部分的强度条件：mf

CF

F F a ≥

=0 受横向载荷的螺栓强度 其所需的预紧力 Fo ——预紧力.C ——可靠性系数,通常取C=1.1-1.3. m ——接合面数目.f ——接合面摩擦系数.

● 受横向载荷的铰制孔螺栓连接由于预紧力很小,一般不予考虑.其受力主要是剪切和挤压应力,故可按剪切

和挤压进行强度核算. 强度条件如下：

][4

2

0τπτ≤=

d m F ][0p p d F

σδσ≤= 压力容器上螺栓承受的总载荷：4

*

2

D P π (P 单位兆帕,D 单位毫米)

● 螺栓的拉伸总载荷： E E R E a F F F F F 8.1+=+=

● 为保证容器接合面密封可靠,允许的螺栓最大间距l=πDo/z ， l ≤7d (当p ≤1.6MPa 时) l ≤4.5d (当p=1.6-10MPa 时)

l≤(4-3)d (当p=10-30MPa时)

§10-7螺栓的材料和许用应力

●螺栓﹑螺钉﹑螺柱的力学性能等级及及许用应力P147表10-5表10-6

●螺纹连接的安全系数S P148表10-7

●确定螺栓连接及其分布步骤: 1.确定螺栓工作载荷. 2.确定螺栓总拉伸载荷. 3.确定螺栓公称直径. 4.

确定螺栓分布.见P148例10-4

§10-8提高螺栓连接强度的措施

●提高螺栓连接强度的措施有: 1.降低螺栓总拉伸载荷Fa的变化范围. 2.改善螺纹牙间的载荷分布. 3.减

小应力集中. 4.避免或减小附加应力.

§10-9螺旋传动

●螺旋传动的用途: 用来把回转运动变为直线运动.

●螺旋传动的分类: 1.传力螺旋 2.传导螺旋 3.调整螺旋

●螺旋传动的主要失效形式: 磨损.

●连接用螺纹和传动用螺纹的差别

§10-11键连接和花键连接

●键的作用: 用来实现轴和轴上零件的周向固定以传递转矩.有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定

或轴向移动.

●普通平键和楔键的工作面有何不同:平键的两侧面是工作面.楔键的上下面是工作面.

§10-12销连接

●销的主要用途是: 固定零件之间的相互位置,并可传递不大的载荷.作业：10-2，5，8，10

第十一章齿轮传动

1、齿轮传动是传递运动和动力

⑴闭式传动：可以保持良好的润滑和工作条件

⑵开始传动：不能保持良好的润滑和工作条件，只适宜用于低速转动

2、齿轮的失效形式

⑴齿轮折断（由齿根弯曲应力引起）

①过载折断：短暂意外的严重过载

②疲劳折断：多次重复、齿根先产生疲劳裂纹

⑵齿面点蚀：首先出现在齿根表面靠近节线处。抗点蚀能力与齿面硬度有关，齿面硬度越高，抗点蚀能力越强。

⑶齿面胶合：发生在齿顶齿根等相对速度较大处。沟纹：较软齿面，沿滑动方向。齿面硬度越高、粗糙度值越低、抗胶合能力越强。

⑷齿面磨损：通常由磨粒磨损和跑合磨损两种⑸齿面塑性变形（过载严重，启动频繁）

3、热处理

⑴表面淬火：淬火后可不磨损，齿面接触强度高，耐磨性好，能承受一定的冲击载荷。有高频淬火和火焰淬火等。

⑵渗碳淬火：淬火后要磨齿，齿面接触强度高耐磨性好，常用于冲击载荷的传动。

⑶调质：硬度不高，精切齿形，易于跑合。

⑷正火：消除内应力，细化晶粒，改善力学性能和切削性能。

⑸渗氮：适用于难以磨齿的场合，如内齿轮，不适于受冲击载荷产生严重磨损的场合。

4、齿轮传动的设计准则

5、两齿轮齿合时接触应力、弯曲应力的计算方法

6、直齿圆柱齿轮接触强度/弯曲强度的计算。作业：11-7，9，15，16

第十二章 涡轮传动

1、蜗杆传动由蜗杆和涡轮组成，用于传递交错轴之间的回转运动和动力，传动中一般蜗杆是主动件。

2、蜗杆传动的主要优点：能得到很大的传动比，结构紧凑，传动平稳和噪声较小。

3、蜗杆分类：圆柱蜗杆和环面蜗杆

4、中间平面：通过蜗杆轴线并垂直涡轮轴线的平面

5、涡轮蜗杆正确齿合的条件：蜗杆轴向模数1a m 和轴向压力角1a α应分别等于涡轮端面模数2t m 和端面压力角

2t α

即：m m m t a ==21 21t a αα= 压力角标准值为20°. 6、蜗杆传动的传动比：i=

1

2

12z z n n = 为了避免涡轮轮齿发生根切，2z 不应少于26，但也不应大于80. 7、蜗杆分度圆柱上的螺旋线导程角 q

z d m z d p z x 11111tan ===

πγ 蜗杆直径系数：m d

q 1=

8、滑动速度 γ

cos 1

2

221v v v v s =

+= s m 方向：沿蜗杆螺旋线方向 9、中心距a 标准传动计算：)(5.0)(5.0221z q m d d a +=+= 10、蜗杆传动的主要失效形式：胶合，点蚀，磨损 11 判别方法

作业：12-2，3

第十三章 带传动和链传动

1、带传动的类型：平带、V 带、特殊截面带、同步带

2、包角——带被张紧时，带与带轮接触弧所对的中心角称为包角， a

d d 1

2-+

=πα rad 或 180=α°+

a

d d 1

2-×57.3° “+”号用于大轮包角2α，“-”号用于小轮包角1α

中心距——当带的张紧力为规定值时，两带轮轴线间的距离a 称为中心距。 3、带传动受力分析

绕进主动轮的一边，拉力由0F 增加到1F ，称为紧边，1F 为紧边拉力；另一边带的拉力由0F 减为2F ，称为松边，2F 称为松边拉力。

紧边拉力增加量1F -0F 等于松边拉力减少量0F -2F 即

)(2

1

210F F F +=

两边拉力之差称为带传动的有效力，也就是带所传递的圆周力F 即

F = 1F - 2F

圆周力F （N ）、带速v(s m )和传递功率P （kW ）的关系：

1000

Fv

P =

4、打滑——若带所需传递的圆周力超过带与轮面间的极限摩擦力总和时，带与带轮将发显著的相对滑动，这种现象称为打滑。

5、带的应力分析

紧边拉应力 A

F 1

1=

σ MPa 松边拉应力 A

F 2

2=

σ MPa 离心拉应力 A

qv A F c c 2

==σ MPa 弯曲应力 d

yE

b 2=

σ MPa 最大应力 c b σσσσ++=11max 应力循环总次数： N = 3 600kT L

v

k 为带轮数，一般k = 2 6、弹性滑动

弹性滑动是由紧、松边拉力差引起的，不可避免； 打滑是指由过载引起的全面滑动，应当避免。 主动轮1000

*601

11n d v π=

s m ； 从动轮1000

*602

22n d v π=

s m

传动中由于带的滑动引起的从动轮圆周速度的降低率称为滑动率ε，即 1

12

211121n d n d n d v v v -=

-=

ε 7、传动比 )1(1221ε-=

=

d d n n i 或从动轮的转速 2

112)

1(d d n n ε-= 8、V 带传动的计算（作业：13-5） 9、V 带轮的结构作业：13-5

第十四章 轴

1、轴的功用和类型 ⑴按承受载荷不同分

转轴：既传递转矩又承受弯矩；

传动轴：只传递转矩而不承受弯矩或弯矩很小； 心轴：只承受弯矩而不传递转矩。 ⑵按轴线的形状分 直轴；曲轴；挠性钢丝轴 2、轴的强度计算

（1）按扭转强度计算；（2）按弯扭合成强度计算。（作业：14-6）作业：14-1，6

第十五章 滑动轴承

1、轴承的功用：支承轴及轴上的零件，并保持轴的旋转精度；减少转轴与支承之间的摩擦和磨损。 轴承分为滚动轴承和滑动轴承。

2、摩擦状态

干摩擦;边界摩擦；液体摩擦 3、滑动轴承的结构型式

向心滑动轴承——又称径向滑动轴承，主要承受径向载荷。 推力滑动轴承——承受轴向载荷。

第十六章 滚动轴承

1、接触角——滚动体与外圈接触的法线与垂直轴承轴心的平面之间的夹角称为公称接触角，简称接触角。 接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。

2、轴承种类

*⑴按载荷大小和方向分

①向心轴承：径向接触轴承（ 0=α°）向心角接触轴承（ 450≤<α°） ②推力轴承：推力角接触轴承（ 45°90≤<α°）轴向接触轴承（ α=90°） ⑵按滚动体形状

①球轴承②滚子轴承：圆柱滚子；圆锥滚子;球面滚子；滚针⑶按滚动体列数：半列；双列；多列 3、

4、滚动轴承的代号 表16-4 ；表16-5 ；表16-6 ；表16-7例16-1 P276

5、常用滚动轴承的类型和性能特点

6、滚动轴承的失效形式：疲劳破坏；永久变形

7、轴承寿命——轴承的一个套圈或滚动体的材料出现第一个疲劳扩展迹象前，一个套圈相对于另一个套圈的总转数，或在磨一转速下的工作小时数，称为轴承的寿命。

8、可靠度——一组相同轴承能达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承寿命的可靠度，用R 表示。

9、基本额定寿命——90﹪的轴承在发生疲劳点蚀前能达到或超过的寿命，用L 表示。对单个轴承，能达到或超过此寿命的概率为90﹪

10、 * ε)(60106P

f C f n L p t h = h 或 ε16)1060(h t p L n f P f C =

N C ——基本额定动载荷：对向心轴承为径向基本额定动载荷，记作r C ； 对推力轴承为轴向基本额定动载荷，记作a C

ε——寿命指数，对球轴承ε=3，对滚子轴承ε=

3

10

t f ——温度系数；p f ——载荷系数

11、当量动载荷

含义：当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴向载荷双重影响经换算后的假想载荷，其效果与某一个基本额定动载荷相当。

a r YF XF P +=

12、* 相对安装

外圈窄边相对为正装；外圈宽边相对为反装。

向心推力轴承所受轴向力F a 的计算方法也可以归纳为：

就一个支点的轴承而言，对比其本身内部轴向力与外加轴向力（另一支点的内部轴向力与外加轴向力

之合力），其较大者为该轴承的轴向力。

放松端轴承的轴向载荷等于它本身的内部轴向力；

压紧端轴承的轴向载荷等于除本身内部轴向力外其余轴向力的代数和。

13、润滑的主要目的是减少摩擦与减轻磨损；

密封的目的是防止防尘、水分等进入轴承，并阻止润滑剂的流失。

作业：16-1，4，6

第十七章联轴器、离合器和制动器

1、联轴器和离合器主要用于轴与轴之间的连接，使它们一起回转并传递转矩。

使用联轴器要拆卸才能分离两轴；离合器可以在机器工作中方便地使两轴分离或接合。

2、联轴器分刚性和弹性

⑴刚性——由刚性传力件组成，分为固定式和可移式

①固定式刚性联轴器不能补偿两轴的相对位移；

②可移式刚性联轴器能补偿两轴的相对位移

⑵弹性——包含弹性元件，能补偿两轴的相对位移，并能吸收振动和缓和冲击的能力。

3、常用离合器的类型：牙嵌式离合器、摩擦式离合器、电磁离合器和自动离合器。