1、機械設計高教-第八版目錄第一篇 總論第一章 緒論第二章 機械設計總論第三章 機械零件的強度第四章 摩擦、磨損及潤滑概述第二篇 連接第五章 螺紋連接和螺旋傳動第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接第七章 鉚接、焊接、膠接和過盈連接第三篇 機械傳動第八章 帶傳動第九章 鏈傳動第十章 齒輪傳動第十一章 蝸桿傳動第四篇 軸系零、部件第十二章 滑動軸承第十三章 滾動軸承第十四章 聯軸器和離合器第十五章 軸第五篇 其他零、部件第十六章 彈簧第十七章 機座和箱體簡介第十八章 減速器和變速器第二章 機械設計總論2-6 機械零件的設計準則（一） 強度準則零件中的應力不得超過允許的限度。一次斷裂，應力不超過材料的強度

2、極限疲勞破壞，應力不超過零件的疲勞極限殘余變形，應力不超過材料的屈服極限lim/SS為設計安全系數（二） 剛度準則彈性變形量y，允許的極限值yyy（三） 壽命準則影響壽命的主要因素：腐蝕、磨損、疲勞（四） 振動穩定性準則f零件的固有頻率，fp激振源的頻率0.85ffp或1.15ffp（五） 可靠性準則一大批某種零件，件數No，在一定工作條件下進行試驗，t時間后仍有N件正常工作。可靠度 R=N/No失效率(t)= - 負號表示dN增大將使N減小2-8 機械零件設計的一般步驟1） 根據零件的使用要求，選擇零件的類型和構造2） 根據機器的工作要求，計算作用在零件上的載荷3） 確定零件的設計準則4）

3、選擇適當的材料5） 確定零件的基本尺寸6） 進行零件的結構設計7） 進行詳細的校核計算8） 畫出零件的工作圖，寫出計算說明書2-9 機械零件的材料及其選用（一）機械零件常用的材料1.金屬材料2.高分子材料3.陶瓷材料4.復合材料（二）機械零件材料的選擇原則1.載荷、應力的大小和性質脆性材料原則上只適用于制造在靜載荷下工作的零件。在多少有些沖擊的情況下，應以塑性材料作為主要使用的材料。2.零件的工作情況3.零件的尺寸及質量4.零件結構的復雜程度及材料的加工可能性5.材料的經濟性6.材料的供應狀況2-10 機械零件設計中的標準化國家標準（GB）、行業標準、企業標準第三章 機械零件的強度3-1 材料

4、的疲勞特性最大max，應力循環次數N，應力比（循環特性）r=min/max對稱循環應力r= -1脈動循環應力r=0應力幅值a平均應力m（一）N疲勞曲線有限壽命疲勞階段：NcNND無限壽命疲勞階段：NND（二）等壽命疲勞曲線又稱極限應力線圖反應max=m+a，與r=的關系。對稱循環疲勞極限-1脈動循環疲勞極限0極限應力曲線為 折線AGC 材料中發生的應力若處于OAGC區域以內，則表示不發生破壞；若在此區域外，則表示一定要發生破壞；若正好處于折線上，則表示工作應力狀況正好達到極限狀態。直線AG方程： -1=a+m為試件受循環彎曲應力時的材料常數=(2-1 o)/ o直線CG方程： m+a=s3-2

5、 機械零件的疲勞強度零件的疲勞極限要小于材料試件的疲勞極限彎曲疲勞極限的綜合影響系數K材料對稱循環彎曲疲勞極限-1零件對稱循環彎曲疲勞極限-1eK=-1/-1e直線AG方程：-1e=-1/K=ae+eme或 -1=Kae+ame直線CG方程：ae+me=se零件受循環彎曲應力時的材料常數e=/K=（一）單向穩定變應力時機械零件的疲勞強度計算（二）單向不穩定變應力時機械零件的疲勞強度計算（三）雙向穩定變應力時機械零件的疲勞強度計算（四）提高機械零件疲勞強度的措施1） 盡可能降低零件上的應力集中的影響2） 選用疲勞強度高的材料3） 提高零件的表面質量4） 盡可能地減少或消除零件表面可能發生的初始裂

6、紋的尺寸第四章 摩擦、磨損及潤滑概述4-1 摩擦摩擦分兩大類：內摩擦、外摩擦內摩擦：發生在物質內部，阻礙分子間相對運動的內摩擦外摩擦：當相互接觸的兩個物體發生相對滑動或有相對滑動的趨勢時，在接觸表面上產生的阻礙相對滑動的外摩擦靜摩擦：僅有相對滑動趨勢時的摩擦動摩擦：相對滑動進行中的摩擦動摩擦分：滑動摩擦、滾動摩擦滑動摩擦分：干摩擦、邊界摩擦（邊界潤滑）、流體摩擦（流體潤滑）、混合摩擦（混合潤滑）干摩擦：表面間無任何潤滑劑或保護膜的純金屬接觸時的摩擦邊界摩擦：當運動副的摩擦表面被吸附在表面的邊界膜隔開、摩擦性質取決于邊界膜和表面的吸附性能時的摩擦流體摩擦：當運動副的摩擦表面被流體膜隔開、摩擦性質

7、取決于流體內部分子間粘性阻力的摩擦混合摩擦：當摩擦狀態處于邊界摩擦及流體摩擦的混合狀態時膜厚比：1邊界摩擦（潤滑）3流體摩擦（潤滑）13混合摩擦（潤滑）4-2 磨損磨損：運動副之間的摩擦將導致零件表面材料的逐漸喪失或遷移。磨損過程：磨合階段，穩定磨損階段，劇烈磨損階段設計或使用機器，應力求縮短磨合期，延長穩定磨損期，推遲劇烈磨損的到來。（一） 粘附磨損（二） 磨粒磨損（三） 疲勞磨損（四） 流體磨粒磨損和流體侵蝕磨損（沖蝕磨損）（五） 機械化學磨損（腐蝕磨損）（六） 微動磨損（微動損傷）4-3 潤滑劑、添加劑和潤滑方法（一）潤滑劑分氣體、液體、半固體、固體4種基本類型液體潤滑劑中應用最廣泛的是

8、潤滑油半固體潤滑劑主要是指各種潤滑脂1.潤滑油潤滑油的油類分三類：機油、礦物油、化學合成油（1）粘度即潤滑油的流動阻力1）動力粘度粘性定律：流體中任意點處的切應力均與該處流體的速度梯度成正比= -流體單位面積上的剪切阻力，即切應力u流體的流動速度流體沿垂直于運動方向（即流體膜厚度方向）的速度梯度，式中“-”號表示u隨y（流體膜厚度方向的坐標）的增大而減小動力粘度2）運動粘度v動力粘度與同溫下改液體的密度（kg/m3）的比值。單位m²/sv=/3)條件粘度（2）潤滑性（油性）潤滑性越好，油膜與金屬表面的吸附能力越強（3）極壓性（4）閃點（5）凝點（6）氧化穩定性2.潤滑脂分：鈣基潤滑脂

9、、鈉基潤滑脂、鋰基潤滑脂、鋁基潤滑脂主要質量指標：（1）錐（針）入度（或稠度）錐入度越小表明潤滑脂越稠（2）滴點潤滑脂的工作溫度至少應低于滴點20（二）添加劑為了提高油的平直和使用性能，常加入某些分量雖少（從百分之幾到百萬分之幾）但對潤滑劑性能改善起巨大作用的物質（三）潤滑方法1.油潤滑間歇式、連續式（1） 滴油潤滑（2） 油環潤滑（3） 飛濺潤滑（4） 壓力循環潤滑2.脂潤滑只能間歇供應潤滑脂4-4 流體潤滑原理簡介（一） 流體動力潤滑（二） 彈性流體動力潤滑（三） 流體靜力潤滑第五章 螺紋連接和螺旋傳動5-1 螺紋（一）螺紋的類型和應用連接螺紋：普通螺紋，非螺紋密封的管螺紋，用螺紋密封的管

10、螺紋，米制錐螺紋，傳動螺紋：矩形螺紋，梯形螺紋，鋸齒形螺紋。（二）螺紋的主要參數1） 大徑d 公稱直徑2） 小徑d13） 中徑d24） 線數n 單線螺紋，多線螺紋5） 螺距P6） 導程S S=nP7） 螺紋升角8） 牙型角9） 接觸高度h5-2 螺紋連接的類型和標準連接件（一）螺紋連接的基本類型1.螺栓連接2.雙頭螺栓連接3.螺釘連接4.緊定螺釘連接（二）標準螺紋連接件六角頭螺栓、雙頭螺栓、螺釘、緊定螺釘、自攻螺釘、六角螺母、圓螺母、墊圈。螺紋連接件分三個精度等級，代號A、B、C級。A及精度的公差小，精度最高，用于要求配合精確、防止振動等重要零件的連接B及精度多用于受載較大且經常拆裝、調整或承

11、受變載荷的連接C及精度多用于一般的螺紋連接。5-3 螺紋連接的預緊擰緊后螺紋連接件在預緊力作用下產生的預緊應力不得超過其材料屈服極限s的80%。碳素鋼螺栓 Fo(0.60.7) sA1合金鋼螺栓 Fo(0.50.6) sA1s螺栓材料的屈服極限A1螺栓危險截面的面積 A1d1²/4控制預緊力方法：側力矩扳手、定力矩扳手5-4 螺紋連接的防松摩擦防松：對頂螺母、彈簧墊圈、自鎖螺母機械防松：開口銷與六角開槽螺母、止動墊圈、串聯鋼絲破壞螺旋副運動關系防松：鉚合、沖點、涂膠粘劑5-5 螺栓組連接的設計(一)螺栓組連接的結構設計1）連接的接合面的幾何形狀通常設計成軸對稱的簡單幾何形狀2）螺栓連

12、接承受彎矩或轉矩時，應使螺栓的位置適當靠近連接接合面的邊緣，以減小螺栓的受力3）合理的間距、邊距4）同一圓周上的螺栓數目應取4、6、8等偶數5）工藝上保證被連接件、螺母、螺栓頭部的支承面平整，并與螺栓軸線相垂直。凸臺、沉頭座、斜面墊圈、球面墊圈（二）螺栓組連接的受力分析1.受橫向載荷的螺栓組連接對于普通螺栓連接：FoKS防滑系數，KS=1.11.3f接合面的摩擦系數i接合面數F橫向總載荷z螺栓數目2.受轉矩的螺栓組連接采用普通螺栓時，各螺栓所需預緊力：Fof接合面的摩擦系數ri第i個螺栓的軸線到螺栓組對稱中心o的距離z螺栓數目KS防滑系數采用鉸制孔用螺栓時，受力最大的螺栓的工作剪力：Fmax=

13、3.受軸向載荷的螺栓組連接F=F/z4.受傾覆力矩的螺栓組連接螺栓所受最大工作載荷：Fmax=接合面應力：pmaxzFo/A+M/WppminzFo/A -M/W05-6 螺紋連接的強度計算（一） 松螺紋連接強度計算=或 d1F工作拉力，Nd1螺栓危險截面的直徑，mm螺栓材料的需用拉應力，MPa（二） 緊螺紋連接強度計算1. 僅承受預緊力的緊螺栓連接拉伸應力：=扭轉切應力：0.5根據第四強度理論，螺栓預緊狀態下的計算應力：ca=1.3ca=2. 承受預緊力和工作拉力的緊螺栓連接螺栓的總拉力F2=殘余預緊力F1+工作拉力Fca=3. 承受工作剪力的緊螺栓連接螺栓與孔壁的擠壓強度條件：p=p螺栓桿

14、的剪切強度條件：=設計分析：在軸向力Fh作用下，螺栓受工作拉力Fa=Fh/z在傾覆力矩M作用下，螺栓受力Fmax=螺栓軸向工作載荷F=Fa+Fmax在橫向力FV的作用下，底板接合面不滑移的條件fKS FV殘余總預緊力F1=每個螺栓所受的總拉力F2=F0+F應力= s/S校核工作能力pmax=+p（許用擠壓應力）pmin=-0A為接合面面積，W為接合面有效抗彎截面系數5-8提高螺紋連接強度的措施（一） 降低影響螺栓疲勞強度的應力幅（二） 改善螺紋牙上載荷分布不均的現象（三） 減小應力集中的影響（四） 采用合理的制造工藝方法第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接6-1 鍵連接一、功能、分類及應用鍵連接

15、主要類型：平鍵連接、半圓鍵連接、楔鍵連接、切向鍵連接1. 平鍵連接工作面為兩側面不能承受軸向力普通平鍵和薄型平鍵用于靜連接導向平鍵和滑鍵用于動連接圓頭（A型）、平頭（B型）、單圓頭（C型）2. 半圓鍵連接用于輕載靜連接3. 楔鍵連接上下兩面為工作面用于轂類零件的定心精度要求不高和低轉速的場合4. 切向鍵連接用于大型帶輪、大型飛輪、礦山用大型絞車的卷筒及齒輪等與軸的連接二、強度計算平鍵連接強度計算k鍵與輪轂鍵槽的接觸高度l鍵的工作長度d軸的直徑6-2花鍵連接矩形花鍵、漸開線花鍵第八章 帶傳動8-1概述帶傳動的類型：摩擦型、嚙合型摩擦型帶傳動分：平帶傳動、圓帶傳動、V帶傳動、多楔帶傳動8-2傳動帶

16、工作情況分析（一）帶傳動受力分析工作前，初拉力F0工作時，緊邊拉力F1，松邊拉力F2F1+ F2= 2F0有效拉力Fe，工作表面總摩擦力FfFe=Ff= F1 - F2傳動功率P（kW）P=Fev/1000帶輪初拉力F0必須大于帶傳動正常工作所要求的最小初拉力(F0)min（二）帶傳動最小初拉力和臨界摩擦力即將打滑的摩擦力-臨界摩擦力Ffc，臨界有效拉力FecFfc=Fec=2(F0)minf摩擦系數帶在帶輪上的包角 ，rad，取1和2中較小者（三）帶的應力分析1.拉應力緊邊拉應力1，松邊拉應力2 （MPa）1=F1/A2=F2/A2.彎曲應力b1Eh/dd1b2Eh/dd2h傳動帶高度E傳動

17、帶彈性模量3.離心拉應力c=qv2/Aq傳動帶單位長度的質量，kg/m帶中可能產生的瞬時最大應力發生在帶的緊邊開始繞上小帶輪處max1+b1+c（四）帶的彈性滑動和打滑滑移率平均傳動比i=n1/n2=因滑移率不大，固可不考慮i= n1/n2dd2/dd18-3 普通V帶傳動的設計計算一、設計準則和單根V帶的基本額定功率Pomax1+b1+c1 b1 -c臨界有效拉力Fec最大功率P0(kW)二、單根V帶的額定功率PrPr=(Po+Po)KKLPo當傳動比不等于1時，單根V帶額定功率的增量K當包角不等于180°時的修正系數KL當帶長不等于試驗規定的特定帶長時的修正系數三、帶傳動的參數選

18、擇1.中心距a0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2)2.傳動比ii73.帶輪的基準直徑4.帶速v8-4 V帶輪的設計一、V帶輪的結構形式V帶輪由輪緣、輪輻、輪轂組成根據輪輻結構不同分：實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式8-5 V帶傳動的張緊、安裝與防護一、V帶傳動的張緊1.定期張緊裝置2.自動張緊裝置3.采用張緊輪的張緊裝置第九章 鏈傳動9-2 傳動鏈的結構特點一、滾子鏈鏈節數采用偶數，為了避免采用過渡鏈節二、齒形鏈第十章 齒輪傳動10-1 概述齒輪傳動特點：1）效率高2）結構緊湊3）工作可靠、壽命長4）傳動比穩定齒輪傳動可做成 開式、半開式、閉式10-2 齒輪傳動的失效形式及設計準

19、則一、失效形式1.輪齒折斷2.齒面磨損3.齒面點蝕4.齒面膠合5.塑性變形二、設計準則通常只按保證齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲勞強度兩準則進行計算10-3 齒輪的材料及其選擇原則一、常用的齒輪材料1.鋼1）鍛鋼2）鑄鋼2.鑄鐵3.非金屬材料二、齒輪材料選擇原則1.齒輪材料必須滿足工作條件的要求2.應考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成形方法及熱處理和制造工藝。3.正火碳鋼，不論毛坯的制作方法如何，只能用于制作在載荷平穩或輕度沖擊下工作的齒輪，不能承受大的沖擊載荷；調質碳鋼可用于制作在中等沖擊載荷下工作的齒輪4.合金鋼常用于制作告訴、重載并在沖擊載荷下工作的齒輪5.飛行器中的齒輪傳動，要求齒輪尺寸盡可

20、能小，應采用表面硬化處理的高強度合金鋼6.小齒輪與大齒輪的硬度差10-4 齒輪傳動的計算載荷沿齒面接觸線單位長度的平均載荷p(N/mm)p=Fn/LFn作用于齒面接觸線上的法向載荷，NL沿齒面的接觸線長，mm計算載荷pcapca=Kp=KFn/LK為載荷系數與使用系數KA，動載系數KV，齒間載荷分配系數K，齒向載荷分布系數K關系K=KAKVKK一、使用系數KA考慮齒輪嚙合時外部因素引起的附加載荷影響的系數二、動載系數KVpb1<pb2，從動輪齒修緣pb1>pb2，主動輪齒修緣三、齒間載荷分配系數K四、齒向載荷分布系數K10-5 標準直齒圓柱齒輪傳動的強度計算一、輪齒的受力分析主動輪

21、輪齒T1小齒輪傳遞的轉矩，N·mmd1小齒輪的節圓直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑嚙合角，標準齒輪=20°（二）齒根彎曲疲勞強度計算齒輪在受載時，齒根所受的彎矩最大，因此齒根處的彎曲疲勞強度最弱10-6 齒輪傳動的設計參數、許用應力與精度選擇一、設計參數選擇1.壓力角的選擇增大壓力角，齒輪的齒厚及節點處的齒廓曲率半徑隨之增加，有利于提高齒輪傳動的彎曲強度及接觸強度。但增大壓力角并不一定都對傳動有利2.齒數z的選擇3.齒寬系數d的選擇d=b/d110-7 標準斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算一、受力分析Ft ,Fa ,Fn ,Fr 二、計算載荷三、齒根彎曲疲勞強度計算四、齒面接觸疲勞

22、強度計算10-8 標準錐齒輪傳動的強度計算第十一章 蝸桿傳動11-1 蝸桿傳動的類型圓柱蝸桿傳動，環面蝸桿傳動，錐蝸桿傳動一、圓柱蝸桿傳動1.普通圓柱蝸桿傳動1）阿基米德蝸桿（ZA蝸桿）2）法向直廓蝸桿（ZN蝸桿）3）漸開線蝸桿（ZI蝸桿）4）錐面包絡圓柱蝸桿（ZK蝸桿）2.圓弧圓柱蝸桿傳動（ZC蝸桿）二、環面蝸桿傳動三、錐蝸桿傳動11-2 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數及幾何尺寸計算一、主要參數1.模數m和壓力角2.蝸桿的分度圓直徑d1直徑系數 q=d1/m4.導程角q和z1確定后，也就確定了5.傳動比i和齒數比u6.蝸輪齒數z27.蝸桿傳動的標準中心距aa=(d1+d2)/2=(q+z2)m/

23、211-3 普通圓柱蝸桿傳動承載能力計算蝸桿，碳鋼或合金鋼，淬火。蝸輪，鑄造錫青銅，鑄造鋁鐵青銅，灰鑄鐵。時效處理。11-5 普通圓柱蝸桿傳動的效率總效率 =i·2·3i、2、3分別為單獨考慮嚙合摩擦損耗、軸承摩擦損耗及濺油損耗時的效率。主要取決于1.第十二章 滑動軸承12-2 滑動軸承的主要結構形式1.整體式徑向滑動軸承2.對開式徑向滑動軸承3.止推滑動軸承12-3 滑動軸承的失效形式及常用材料一、失效形式1.磨粒磨損2.刮傷3.咬粘（膠合）4.疲勞剝落5.腐蝕二、軸承材料1.軸承合金（巴氏合金或白合金）重載，中高速2.銅合金低速，重載3.鋁基軸承合金4.灰鑄鐵及耐磨鑄鐵

24、輕載低速，不受沖擊載荷5.多孔質金屬材料6.非金屬材料12-4 軸瓦結構一、軸瓦的形式和構造整體式、對開式二、軸瓦的定位三、油孔及油槽12-6 不完全液體潤滑滑動軸承設計計算一、徑向滑動軸承的計算1.軸承的平均壓力p(MPa)p=F/dBpB軸承寬度p軸瓦材料許用壓力2.軸承的pv（Mpa·m/s）pv=Fn/19100Bpv3.滑動速度vvv第十三章 滾動軸承13-2 滾動軸承主要類型及其代號一、類型分 向心軸承、推力軸承、向心推力軸承 三大類類型代號；類型名稱；結構代號；軸向承載能力；性能特點1；調心球軸承；10000；少量；能自動調心，不宜承受純軸向載荷2；調心滾子軸承；20000；少量；能自動調心，具有較大的徑向承載能力2；推力調心滾子軸承；29000；很大；用于承受以軸向載荷為主的軸向、徑向聯合載荷3；圓錐滾子軸承；