《机械设计基础》教案
2020-03-02 14:40:23 来源：范文大全收藏下载本文
关于机械设计课程的说明
讲授任何一门课程,都得首先对它有个轮廓的了解,因而有必要先对机械设计课程作一简要说明。
一、本课程在专业教学计划中的地位与作用
本课程是机械类各专业教学计划中的一主门干课程,属技术基础课。因而它不仅要求学生预先学完工程制图、理论力学、材料力学、工程材料、机械制造基础、机械原理、公差与技术测量等先修课程,而且要求学生结合本课程的学习,能够综合运用所学的基础理论和技术知识,联系生产实际和机器的具体工作条件,去设计合用的零(部)件及简单的机械,以便为顺利地过渡到专业课程的学习及进行专业产品与设备的设计打下初步的基础。因此,本课程具有从理论性课程过渡到结合工程实际的设计性课程,从基础课程过渡到专业课程的承先启后的桥梁作用。另一方面,本课程所讨论的内容,主要是通用机械零(部)件的设计和选用方面的基本知识、基本理论和基本方法,所以是一般机械工程技术人员必备的基础。
二、本课程的性质与任务
本课程是一门培养学生机械设计能力的技术基础课,属于设计性的课程。 本课程的主要任务是培养学生: 1.掌握通用机械零、部件的设计原理、方法和机械设计的一般规律,具有设计机械传动装臵和简单的机械的能力。
2.树立正确的设计思想,了解国家当前的有关技术经济政策。 3.具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力。 4．掌握典型机械零件的实验方法，获得实验技能的基本动训练。 5．对机械设计的新发展有所了解。
三、本课程的教学环节及特殊性
本课程的教学环节除了 (包括自学)外，还应有习题课、讨论课、实验课、现场教学、答疑辅导、设计作业及课程设计等。虽然课堂教学是一个非常重要方面，但它远非本课程的全部，因而企图通过单单学习书本知识就把这门课程学好，最后必将落得一知半解，缺乏实践能力和设计素养，不能达到本课程的学习要求。这一点，务必提醒每个学生都必须充分注意，并随时加以警惕。如果学生在作习题、设计作业和课程设计时，不注意进行理论和技术分析，不认真查阅手册、图册和有关资料；做实验时不详细弄清实验目的、原理、仪表功能及测试方法；在现场教学中不细心观察零件的结构、材料、制法、工作情况、失效形式和有关机器的运转性能，就不可能学好这门课程，也不可能成为一个优秀的机械设计者。所以学习本课程时必须明确，书本知识固属重要，但在工程实际中，很少是靠单独运用书本知识就能正确解决问题的，而是还需掌握一定的经验资料和具备较强的工程判断能力。因为实际的机械设计问题几乎都不会只有一个答案的，新理论、新技术、新材料、新工艺以及新的市场信息等，都将使答案发生变化。所以一定要善于全面分析、综合协调、灵活处理，并富有想象力、洞察力、探索精神和创新勇气，从而对各式各样的设计问题作出机敏的工程判断。而这些能力是要靠一系列课程的各个教学环节来综合培养的。本课程应该负担培养的部分，则是通过前述全部教学环节来实现的，决不是单单课堂教学就能奏效。
四、本课程的特点
1.论述机械零(部)件设计时的一般顺序及目的
《机械设计》中,除第一篇“总论”是综合论述本课程的主要内容、性质、任务及一般机械设计的共性问题外,以后四篇都是分章论述常用的通用机械零(部)件设计问题。各章内容的一般顺序是:首先介绍零(部)件的主要类型、构造、功能、材料、制法、标准、优缺点、适用场合等基本知识,以便对该章论述的零(部)件有初步的了解,从而为学习设计准备条件。然后论述工作情况、受力分析、应力状态、失效形式、设计准则、设计方法与步骤、参数选择原则、常用参考资料以及有关注意事项等,以便初步掌握零(部)件的设计理论与方法。最后给出释义例题(包括典型的工作图),以便引向设计实践,并给出若干习题,以便试行运用所学的有关知识、设计理论、设计方法及参考资料,进行初步的设计锻炼,从而加深与巩固所学的知识与技能,进一步开发智力,提高设计能力。这样就为进行设计作业、课程设计和某些简单的机械的设计,准备了必要的条件。
2.机械设计的繁杂性及其对策
由于本课程研究对象和性质上的特点,决定了教材内容本身的繁杂性。只有对这一点有较深的认识和充分的思想准备,才能在整个教学过程中加以正确的处理。教材内容的繁杂性主要表现“关系多、门类多、要求多、公式多、图形多、表格多”。形成上述“六多”的主要原因是: 1） 由于本课程是建立在前述很多门先修课程的基础之上的(即“血缘”很杂),因而必须和那些先修课程内容时时挂钩,紧密联系，才能把它们综合地运用来为机械设计服务。这就形成了“关系多”的特点。因此在教学过程中，需要经常引导学生回顾检查自己对各有关先修课程内容掌握的程度，并及时复习与深化有关的内容，清除学习道路上的障碍，提高学习效率与质量。
2)由于本课程要分门别类地选择一些典型的通用零(部)件，分章论述(实际上有些章里还包含了几个独立的部分)，而各种零(部)件本身都包含着很多类型，所以就形成了“门类多”的特点。为此，教学时要引导学生从各种零件的工作性能和适用场合等方面多作对比，从它们在机器中的功能、相互影响、装配关系等方面多作分析，找出各零件间的关联；更要从设计理论及方法上找出各章之间的共性和特性，要认真分析各个零件之间的内在联系，特别是要从中总结出某些普遍规律，以便用来解决现在没有学到而将来可能遇到的新型零件的设计问题。所以，绝对不应把一个个的零件孤立起来，否则就难免产生内容零碎杂乱的感觉。
3)由于设计机械零件时，除了需要满足强度、刚度、耐久性、工艺性、体积、质量、经济、安全、方便、美观等一系列一般要求外，有时还要满足绝缘、抗磁、耐酸、防锈等特殊要求。对于部件还常会提出更多的要求，这就形成了“要求多”的特点。因此，教学时务必引导学生学会善于全面分析比较，权衡轻重，区别对待。“要求多”是由于全面考虑、分别论述的结果，而对于具体的零(部)件，则应该用“具体问题具体分析”的方法来处理。
4)由于本课程是设计性课程，内容自应紧密围绕零(部)件的设计问题。设计包括多方面的内容，但其主要部分通常是工作能力设计和结构设计，而工作能力设计一般须进行某些计算(如强度计算、刚度计算、寿命计算、热平衡计算等)，这就形成了“公式多”的特点。因此，教学时务必引导学生学会彻底搞清公式的性质、使用条件、符号意义及代入单位、计算结果的单位等，然后才能正确应用它们。教材中的公式，有解析性的、经验性的、半经验性的、定义性的等，其中有些是在先修课程里学过的，有些则是新遇到的，还有的是只要求会用而不要求懂得其理论根据和推导方法的(如零件曲面接触应力的计算公式是引自弹性力学)。尽管公式很多，但除了一些定义性公式(如许用正应力[σ]=σlim／S；标准直齿圆柱齿轮的模数m=d／z等)应在理解的基础上记住外，其余公式只要求能正确使用而不必硬记。
5)由于本课程很多内容要用图形表达，这就必然形成“图形多”的特点。因此，教学时务必引导学生把所有的插图一一看懂，并分清哪些是分析图，哪些是结构图，哪些是示意图；哪些是定性的，哪些是定量的；哪些图(曲线图)相当于表格(但比表格直观，可以利用“引出线”直接查找数据而不需插算，只是精确性比用表格差些)等等。这样虽然图形很多，也就不难对付了。
6)由于设计性课程的教材需要附有为了阐明问题和作简单习题所必须的最基本资料(其余的则可查阅手册、图册、标准、规范等)，这就形成了“表格多”的特点。教学时务必引导学生弄清每个表格的适用场合及如何查用，并应注意一些表格下方的“标注”，忽视了这点就会造成查用上的错误，甚至带来严重的后果。还应注意观察与分析表中数据的变化情况(递减还是递增，中间小还是两头小，原因何在)，这会有助于了解有关各量之间的相互影响及概略的变化规律。
五、本课程要求的学习方法
前面已指出，本课程要起到“从理论性课程过渡到结合工程实际的设计性课程，从基础课程过渡到专业课程”的作用，因而必须认清这个“过渡”对学习方法提出的特殊要求。机械设计课程的学习方法,不仅和过去学习公共基础课时有根本的差别,而且和学习理论力学、材料力学、机械原理等技术基础课时的方法也大不相同。例如:材料力学由于研究范围的不同,对于一个受有垂直集中载荷的简支梁,并不管梁上的载荷是哪个物体(零件)传给它的,这个物体是怎样安装在梁上的,更不要求设计或选择出两端所需的支承；机械原理研究一个机构时，只要求确定各个构件的长度，并不要求确定构件的结构形状、材料、加工方法、强度、刚度、寿命等。但是到了机械设计课，就得解决一系列的实际问题，直到每个零件能够有效地完成其工作职能，并达到预期的工作寿命。因此，学习机械设计课程时，在学习方法上就面临着一个新的转折点，如果仍旧沿用以前的学习方法，那就会轻重倒臵，不得要领。 因而如果在学习方法上“转折”得好，那就会事半功倍，迅速提高联系实际分析问题与解决问题的能力。所以学习方法正确与否，是具有重要意义的。
怎样才能在学习方法上“转折”得好，关键在于是否真正摸清了这门课程的性质。既然机械设计是一门实践性很强的设计性课程，那就应该除了努力学好课堂教学内容外，还要认真学好各个实践性教学环节的内容，并注意把主要精力用于钻研零件的结构、选材、制法、标准、规范、适用场合、工作情况、受力及应力状态、失效形式及其机理、设计准则、设计方法与步骤，以及可能出现的问题与对策上，而对公式的推导、经验数据的取得、某些曲线的来历等，只需作一般的了解，不必反复深钻，以免偏离重点。譬如在学习过程中，在适当的时候到实验室去亲手拆装一台较简单的机器或一个完整的部件(例如减速器),详细了解一下它的构造、功能、机构、零件、材料、毛坯、加工、装配、润滑、密封、运转、维护等，就会帮助学生较全面地了解这门课程，抓住较好的学习方法。教学时务必告诉学生。
最后，还要特别向学生提醒两点：
一是必须明确，设计决非只是计算，计算虽也重要，但它只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字,最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作量中一般占较大比重，因而必须给予足够的重视。
二是必须明白，教材中给出的例题或某个零件的设计步骤及结果，仅为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案或一切设计方法的终结；论述某个零件的设计方法和步骤，决非仅仅为了使学生学会那个零件的设计，而是为了培养学生掌握这些“武器”,从而具备设计各种有关零件的能力。
《机械设计》教案
第一章 绪论
一、本章的主要内容、特点及教学要求
本章主要内容是：机器的作用，组成机器的基本要素（零件）；零件的概括分类；零件（局部）与机器(总体)的关系；机械设计的主要内容及处理有关矛盾的原则；本课程的内容、性质与任务。
本章的特点是：它既是本课程的序幕，又是本课程的总纲。因而它的内容要贯穿全课程的始末，并涉及本课程的前后关系。讲好绪论课对搞好该门课程的教学工作是至关重要的,必须予以高度重视,做好充分准备,保证把绪论讲好
根据教育部>和我院制定的《机械设计教学大纲》,本章的教学要求为: 1）明确《机械设计》在国民经济建设中的重要作用； 2）弄清机械零件设计在机械设计中的地位；
3）了解本课程的内容、性质、特点、与先修及后续课程之间的关系，以及相应的学习方法，从而对整个课程获得一个鸟瞰。
4）使学生对机械设计学科的发展前沿有所了解。
总的来说，本章的教学要求就是要使学生搞清楚“为什么学？”、“学什么？”和“如何学？”这三大问题，并树立起学好本课程的决心与信心。
二、本章重点及难点
本章重点，一是机器的主体及其基本组成要素和机械零件的分类，机械零件（局部）和机器（总体）的关系；二是本课程的内容性质与任务。
本章难点是，除了掌握本章的基本内容之外，还应结合本课程的性质与特点，积极探索具有针对性的学习方法。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排1个学时。另外,在课外应再组织学生参观一些实际机械如印刷厂的印刷机、切纸机、零件陈列室的实物模型等。通过现场教学使学生从感性上进一步了解本课程研究的对象和内容,体会学习本课程的目的,并进一步调动他们学习本课程的兴趣和积极性.
第二章 机械及机械零件设计概要
一、本章主要内容、特点及教学要求
本章内容概括起来讲可分为两部分：
第一部分是关于及其总体设计的概述，包括§2-
1、§2-2及§2-3三节。第二部分是关于机械零件设计的概述，包括§2-4及以后的各节。
本章特点在于从机器设计的总体要求出发，引出与机械零件设计有关的一些原则性问题。这些问题，例如设计机器的一般程序、机械零件失效形式、零件的设计要求、计算准则、设计方法、设计步骤及材料选择等，始终贯穿在本书以后的各章中。在讲授本章时，由于学生还没有接触到各个具体零件的设计内容，所以不大容易较为深刻地掌握本章的内容，也无法和以后的各章建立联系。
本章的教学要求：
首先就是要从总体上建立起机器设计，尤其是机械零件设计的总括性的概念，即从机器的总体要求出发，引出对机械零件的要求，根据零件的失效形式，拟定出设计准则，在选择出适用的材料后，按一定的步骤，用理论设计或经验设计的方法，设计出机械零件来。这个过程的系统性是很严密的。它对以后各章的学习都具有提纲挈领的作用。其次，要掌握对机器和机械零件的基本要求。这些要求不管列出多少条，从本质上讲却只有两条，第一是提高机器总体效益；第二是避免失效。第一条要求是相对的，随着科学技术的发展，对总体效益的要求总是不断变化的。第二条要求却是最基本的。即在达到设计寿命前的任何时候，对机器和零件总是有避免失效的要求的。
以上要求不可能一下子掌握，因此要求在以后各章节的教学中，不断的结合各章的具体分析来逐步加深。
二、本章重点及难点
本章重点是与机械零件设计有关的几节。本章的难点不在于各节的具体内容，而在于对各节的内容要从总体上以及它们的相互联系上予以理解，了解各节之间在逻辑上的相互关系。本章的难点还在于本章的内容非常原则而不具体，它的具体化要在以后的各章中才能体现。
1．机器的组成（§2-1）
本节概括的介绍了一部机器的组成情况。教学时要注意到，不管是机器的基本组成部分，还是其余部分，都包含有由机械零、部件构成的机械系统。即使在今天高科技时代，高水平的机电一体化机器，其任何部分，包括控制系统在内，也都离不开机械。这一点，一定要牢牢记住。
2．设计机器的一般程序（§2-2）
本节从最一般的概念上介绍了一部机器的设计程序。必须说明，本课程并不能负担起关于整部机器一般设计程序所涉及的所有问题的研究任务。机器的设计程序已成为一门新的专业课程。该章对机器的设计程序仅作一般的简略介绍，其目的除了使学生对机器设计过程有一个总体概念以外，还在于着重说明零件和部件设计在整部机器中所占的地位及其重要性。本门课程主要服务于机器设计程序中的技术设计阶段。让学生仔细地阅读教材第7页上“
（三）技术设计阶段”的内容。不可展开讲。
3．对机器的主要要求（§2-3）
本节是为了能从其中引出对零件的基本要求而设的。对机器的要求在很大程度上是要靠零件满足设计要求来保证的。
4．机械零件的主要失效形式（§2-4）
本节介绍的仅为零件失效形式的主要类型，是从完成零件技术功能的观点来定义失效的，并不涉及社会经济分析问题。事实上，随着科学技术的进步，有时有些机械零、部件甚至整部机器虽然没有出现教材中所列举的任何一种失效形式，但由于它们已不能适应技术发展的需要而必须予以淘汰或报废。从广义上讲，这也是一种失效形式。
5．设计机械零件时应满足的基本要求（§2-5）
本节所提出的五项基本要求中，避免在预定寿命期内失效的要求和结构工艺性要求是最主要的；经济性和质量小得要求是不言而喻的；可靠性要求是随着机器越来越复杂而]提出的新要求的。
对于强度，要明确强度既与零件的断裂有关，也与零件的不允许的残余变形有关。这和以后选择零件材料的极限应力有密切联系。
对于刚度，要明确它涉及到的是零件的弹性变形，不能把它和残余变形相混淆。
对于寿命，要注意主要制约寿命的技术因素是疲劳、腐蚀、和磨损。 对于高温下工作的机器及其零部件，或者对于工程塑料零件，蠕边变形也是影响寿命的一个因素。
本课程是讨论通用机械零件设计问题的，所以只列举了前三个因素。 结构工艺性要求是应给予足够重视的一个基本要求。要让学生正确理解和掌握结构工艺性的要求，必须熟悉从毛坯生产到最后使用的全过程的有关工艺知识。此外，在机械设计工作中，从工作量上来说，处理结构工艺性的问题所花费的精力也是相当可观的。学生在学习本课程时，工艺知识还不够全面，因而要特别强调这一要求。 6．机械零件的计算准则（§2-6）
强度、刚度、寿命及振动稳定性各准则，与先修的力学课程密切相关，比较容易理解。
关于零件的靠性，可以从不同的失效模型研究，得到不同的可靠度规律。本章所述的指数规律，是在不具体考察零件失效的原因，而只从失效的表现来研究零件的可靠性时所采用的规律。
式（2-6是一个概括性很强的公式，随着失效率λ的函数形式的不同，可以得到多种不同的可靠度变化规律。对于它的理解应当是：
a)随着工作时间的延长，零件的可靠度R总是逐渐降低的。这个概念是符合于常识的。从数学上看，零件的失效率λ总是一个正值。
b)失效率和可靠度之间既有严格区别又有相互联系，失效率越高，则在某一固定时刻的可靠度也就愈低。可靠度总是时间的函数，而失效率却既可以是时间的函数，也可以不是时间的函数而为某一常数。因此，说可靠度，必须同时指明工作寿命。两个零件的可靠度只有在同一寿命下才是可比的。
两次失效件的平均工作时间（MTBF）通常是用统计的方法来确定的。 7．机械零件的设计方法（§2-7）
本节从设计方法的类比来讨论设计方法，而不是各种设计方法的具体细节内容。不同零件的设计方法有不同的不表现形式，这在以后各种零件设计的有关章节中再行讨论。
本节提出常规设计方法和现代设计方法两个大类别。不能误解为有了现代设计方法，常规的设计方法就是过时了或不需要了。现代设计方法是在新的设计思想以及有了现代的设计技术物质手段的条件下，由常规设计方法发展而来的，在必要时用来弥补常规设计方法的不足，但它并不能完全取代常规设计方法，因为现代设计方法本身是离不开常规设计方法的。例如优化设计方法中很多约束条件就是要依靠常规设计方法来建立。所以要摆正这两种设计方法件的关系。 学生们一般对理论设计方法易于接受，但对经验设计方法却往往不予重视。经验设计“是很有效的设计方法”。所谓经验，总会随着社会的不断发展而不断积累，经验并不总是陈旧的、过时的东西。相反，它恰恰是在理论还不成熟时，用来解决各种问题的一种可靠的方法。后面各章中就有不少经验设计的内容，很多经验数据也可以广义理解为经验设计的内容，从这一意义上来说，理论设计也是离不开经验设计的。
模型实验设计是在理论设计知识还不完备，原有的经验又不足以解决设计问题时，人们获取新经验和发展新理论的一种设计方法。 8．机械零件设计的一般步骤（§2-8）
本节只勾划出零件设计步骤的一个轮廓。在实际运用时，由于所掌握的已知条件的多寡不同，它会有相当的灵活性。例如，有时可先做结构设计，然后根据计算准则进行必要的验算。有时还可能要反复地进行若干步骤的工作。
9．机械零件材料的选用原则（§2-9）
由于后续各章将会对各种零件常用的材料作具体介绍。所以本节只重点说明材料的选用原则。选用材料的前提是对材料性能（包括机械、物理和工艺性能）以及经济性的全面了解。选用材料的基本方法，是在分析与总结已有的成功地使用经验及选材不当的教训的基础上，结合对材料的了解，全面衡量，妥善取定。
10．机械零件设计中的标准化（§2-10）
标准化是设计工作中的一个重要的内容，要在熟悉现行的各种有关标准的前提下，在设计中运用和遵守标准。标准是人制订的，是为设计工作服务的。
可以把各种设计标准分为两类：一类是在设计中可以灵活处理的，例如直径标准、长度标准等；另一类通常是要严格遵守的，例如螺纹尺寸标准、齿轮模数标准等。虽然如此，在某些特定条件下，这类标准也可以不予遵守，例如在航空航天工业中，由于部件的尺寸及质量的大小需要严格限制，也不乏采用非标准齿轮模数的情况。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排2学时。以课堂讲授和板书表达为主，注意条理化。
第三章 机械零件的强度
一、本章主要内容、特点及教学要求
强度准则是最重要的设计准则。本章把各种零件强度计算的共性问题集中到一起，略去零件的具体内容，而突出阐述强度设计计算的基本理论和方法。以后各章中各种强度的计算方法从本质上来讲都是一样的。不同零件的强度计算公式在形式上的不同，仅来源于零件本身的特殊性，以及设计工作中沿用的一些惯例，而不是强度计算方法的原则有什么不同。
本章的教学要求：
1．了解疲劳曲线及极限应力曲线的来源、意义及用途，能从材料的几个基本机械性能(σ0，σs，σ-1)及零件的几何特性，绘制零件的极限应力简化线图。
2．学会单项变应力时的强度计算方法，了解应力等效转化的概念。 3．了解疲劳损伤累计假说（Miner法则）的意义及其应用，认识到以应力和以载荷计算的情况系数之间的联系及差别。
4．学会双向变应力时的强度校核方法。 5．会查用附录中的有关线图及数表。
二、本章重点、难点及注意事项
1．§3-2疲劳曲线内容
绝大多数通用零件都是在变应力下工作的，因此，各式各样的疲劳破坏是通用零件的主要失效形式。
1）式（3-1）式描述疲劳曲线右侧（CD）部分的一种公式。除该式以外，在专门讨论疲劳强度的文献中还会看到其它形式的公式。但式（3-1）式有关公式中形式最简单、参数最少（只有m和C两个）、又能满足工程计算的精确性要求，并且应用起来最为方便的公式，所以在设计中应用最广泛。
2）教材图3-3上N0和ND是两个不同的循环次数。N0是人为规定得值，所以在不同的文献中，其值常有差异。而ND是随着材料所固有的性质的不同，通过实验来确定的一个常数。由于试验技术上的原因，各文献上对同一材料所介绍的ND值也往往有所不同。这主要是因为试验条件及方法不同所致。
在本节中，主要的是要知道N0和ND在定义上是不同的，至于它们的具体数值，在以后各章节中用到时都会给出的。顺便提一下，对于中碳钢一类的材料，在拉压、弯曲和扭转条件下，由于ND的值不很大，所以常常以ND值作为N0值，即N0=ND。
2．§3-2极限应力线图
要得到疲劳强度计算时的极限应力线图，应当在各种不同应力循环特性r条件下进行材料的疲劳试验，先求出各不同的r时的疲劳曲线。然后，根据这些不同的疲劳曲线，得到很多个对应于不同循环特形式的材料的疲劳极限σrn。利用这些σrN才能在σa-σm坐标上绘制出材料的极限应力线图。这是一条曲线，即图3.1上ADB曲线。可是要得到这一条曲线，需要耗费惊人的物力及时间。因此，人们提出只利用很少的几个试验数据来近似地求得在工程应用上足够精确的极限应力曲线的方法。
图3.1所示的材料的极限应力图，是用光滑的(无应力集中源的）、标准尺寸的试件通过试验的方法求出的，曲线A′D′B为极限应力曲线。为了便于计算，可用A⌒D近似地代替A¯D（由图可知，这样简化，误差很小，但计算公式大大简化）；对于塑性材料承受静应力时，其极限应力为屈服极限σs，故可用CG来表示其极限应力线（注意CG上任一点所代表的极限应力均为σmax=σa+σm=σs）；再将AD延长到G＇,与CG＇交于G＇。经过这样的简化，就得到了A＇D＇G＇和G＇C两条分别对应于变应力及静应力情况下的极限应力线。这就是图3-4所示的材料的简化极限应力图。
教材图3-5是用有应力集中源的试件作实验求得的简化极限应力线图。有应力集中源的试件中的应力是按照公称（名义）应力来计算的，即根据截面尺寸不考虑应力集中作用来计算应力的。由于有应力集中源，致使试件在N0循环时发生破坏的试验载荷要比无应力集中源试件的破坏载荷低得多，因而求得的公称应力值就低得多。根据试验数据，人们发现A′和A以及D′和D点的纵坐标的比值基本上都等于Kσ。因此，弯曲疲劳极限的综合影响系数Kσ只是在相同平均应力条件下，材料的与零件的极限应力幅的比值。这个意思在不少的书籍中表述为：综合影响系数只对应力幅有作用，对平均应力不发生影响。这就是式(3-7a)所表达的意思。（3-7a）的“试件受循环弯曲应力时的材料特性”φσ，其含义就相当于某种材料能把所承受的弯曲平均应力转化成等效的弯曲应力幅的一种特性，所以也叫做“弯曲平均应力转化系数”，亦即弯曲应力的平均应力部分被它乘了之后，就具有与弯曲应力的应力幅同等的疲劳损伤作用了。这个转化可以用图3..2来说明。不过，这样的分析是以应力的循环特性不变的工作情况为前提的。
由图可见，图a中的单向不对称循环变应力，可以分解为图b所示的平均应力。图c的平均应力又可等效转化为图d所示的对称循环变应力了。因此，这个应力的转化过程也可以叫做不对称循环变应力的等效转化。这个应力等效转化的概念，就是把的工作应力，转化成在强度上具有等效影响的对称循环变应力。 式(3-10)是各种文献中计算弯曲疲劳极限的综合影响系数kσ的公式的一种。除此以外，还有其它的kσ的表达式。kσ的计算式是人们根据经验拟合的，也就是说它是该书的作者根据自己的经验和认识提出的，而不是一个理论公式。不同资料不得混用。
3.§3-2单向稳定变应力时机械零件的疲劳强度计算
单向稳定变应力虽然在实际的机械零件中是较少遇见的工作状况，但它的计算方法却是疲劳强度计算的基础。这是因为人们所知道的材料抗疲劳破坏的机械性能——σ-1或σ0是在实验室中按照单向稳定变应力的工作状况用试验方法决定的缘故。因此本节内容非常重要。
我们用平均应力σm和应力幅σa作为描述变应力的一对参量。这等效于用σmaxσmin和r中的任何两个作为参量的描述方法。
首先要明确的是：在一个已知的工作应力点（σm,σa）条件下，由于零件中应力变化规律的不同，可以求出对应于此工作应力点的无数个极限应力，即极限应力曲线上任何一个点所代表的极限应力都有可能作为该工作应力的极限应力。对于基本的典型的应力变化规律，可以列出r=C, σm=C及σmin=C这三种情况下的极限应力计算方法。其次，零件在任一种应力变化规律下，都有可能出现静应力破坏或疲劳破坏的情况。到底哪一种破坏更易于发生，则取决于应力变化曲线首先和极限应力曲线的那一段相交。如首先和AG部分相交，就说明零件将会首先发生疲劳破坏；如和GC部分相交，则首先会发生静应力破坏。由此道出不同的疲劳强度校核公式。
4．§3-2单向不稳定变应力时疲劳强度计算
单向不稳定变应力时强度计算的依据是疲劳损伤累计假说，即式（3-26）。有些文献上把它叫做Palmgren-Miner假说，或者简单的叫做迈纳尔（Miner）法则。这是一个基于能量观点的假说。该假说认为材料发生疲劳破坏，是材料上所作用的外力对材料所作的功积累到一定值时的必然结果，并认为同等的变应力中每一应力循环都做同样的功，都对材料起同样的损伤作用。因此，设该变应力循环N次使材料发生疲劳破坏，则每一应力循环中外力所作的功就是引起破坏的总能量1，这个值就是一次循环的损伤率。虽然Miner法则在许多试验条件下与试验的N数据不能很好的吻合，但作为概念，它还是反映了总和损伤率的统计关系。因此，就工程计算精确性的意义上来说还是可用的。
式（3-30）中的应力情况系数Ks的作用，是把对称循环的不稳定变应力（图3.3a）转化为等效的对称循环稳定变应力。至于转化成具有什么参数的稳定变应力，虽然可以在各级不稳定变应力中任选一级变应力作为典型应力，但实用上通常是选择其中绝对值最大且作用时间也较长的一级变应力作为典型应力。对于那些在零件整个工作寿命中循环很少次数的峰值过载应力，只要它通过了静强度计算，一般不作为典型应力。公式中以σ1作为选取的典型应力值，其它各级变应力都向σ1等效转化为相当于对称循环N’次的稳定变应力σ1（图3.3b），然后合并起来最后折算成ksσ1为应力幅的对称循环变化N0次的稳定变应力（图3.3c）。所以，安全系数计算值Sca及强度条件就应当为Sca=(σ-1/ksσ1)≥S。这就是教材中的式(3-31)。
如果原来作用的是不对称循环的不稳定变应力时,就先对各级应力的乘以,再加上该级的应力幅,把各级不对称循环变应力等效对称化,然后再用系数进行等效稳定化.这样就可以当作对称循环稳定变应力来处理.式(3-32)中的载荷情况系数与的意义相同,只不过是施加于变载荷(使之转化为等效的稳定载荷)情况下的系数而已.5.§3-2双向稳定变应力时的疲劳强度计算
双向稳定变应力时的计算依据是图3-12及式(3-33).式(3-33)是用于同相位对称循环的弯曲和扭转变应力联合作用的情况.对于一般的平面应力状态,可以应用最大切应力理论进行强度计算.事实上,式(3-33)就是弯曲、扭转联合作用下最大且应力理论也是大致符合于试验结果的.6．对§3-3机械零件接触强度的说明
和所有其它条件下的强度一样，接触强度计算也包括接触应力的计算、极限应力与许用应力的确定以及强度条件的校核三部分。
极限应力与许用应力的确定，就是根据试验数据来确定接触疲劳极限，然后再根据使用经验确定安全系数，从而计算出许用应力。应当特别指出，用试验方法求接触疲劳极限时，由于试验条件的不同，可能有纯滚动及滚动带滑动两种情况。同样的材料在这两种条件下得到的接触疲劳极限值是有不小的差别的。
接触应力的分析必须借助于弹性力学的方法。对于大多数工程专业的大学生来说，在学机械设计课程以前是不会安排弹性力学课程的。因此，对这个公式，只要会使用就可以了。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段和板书推导相结合来共同完成该章的教学任务。
第四章 摩擦、磨损及润滑概述
一、本章主要内容、特点及学习要求
1．主要内容
本章主要内容是对摩擦学所研究的主要对象（即摩擦、磨损和润滑的基本问题）作简单扼要的介绍，重点在于阐述摩擦和磨损的分类与机理，形成油膜的动压和静压原理，以及弹性流体动力润滑的基本知识。
2．特点
因本章涉及的内容较广，为了使读者对摩擦学有一个概括的了解，因而本章包含的内容是较多的。这里只要求搞清概念，而无需做更深的探讨。
3．教学要求
1）明确摩擦学所包含的主要内容、研究对象及发展摩擦学的重要经济价值。 2）对于干摩擦、边界摩擦、混合摩擦、流体摩擦的机理与物理要有扼要的了解。
3）初步了解磨损的一般规律（即磨损曲线）及各种磨损（粘附磨损、磨粒磨损、疲劳磨损、冲蚀磨损、腐蚀磨损和微动磨损）的机理和物理特征。
4）了解润滑的作用及润滑剂（油、脂）的主要指标。
5）掌握流体动力润滑的基本概念及楔效应承载原理，而对于弹性流体动力润滑和流体静力润滑只需有一个初步了解即可。
二、本章重点、难点及注意事项
1．本章重点为：1）各类摩擦的机理与物理特征；2）各类磨损的机理与物理特征；3）流体动力润滑的基本原理。
2．本章难点为楔效应承载理论及弹性流体动力润滑原理。 3．本章内容分析及学习注意事项 1）概述部分
本部分应了解摩擦学所包含的主要内容和研究对象，以及摩擦、磨损与润滑之间的有机联系。明确摩擦是因其能量损耗的主要原因，磨损是造成零件失效和材料损耗的主要原因，而润滑则是减小摩擦和磨损的最有效的手段。随着科学技术的发展，材料和能源的节约日益重要，，因此形成了一门新兴的学科—摩擦学。它是研究相对运动中相互作用者的表面工作情况的科学和技术。
2)讲授§4-1“摩擦”一节内容时应注意的问题
本节所讨论的摩擦，不是先修课程内容的简单重复，而是更着重于摩擦的机理和物理本质。学习时要注意了解各种摩擦的机理及其状态。
①干摩擦 关于干摩擦的理论，主要有机械啮合理论、分子机械理论、静电力理论的粘附理论。目前认为粘附理论对金属摩擦在宏观上提出了最满意地解释。
用粘附理论，结合试验结果，证明了经典摩擦定律的正确性，得出了干摩擦时的摩擦力与表观接触面积无关而与载荷成正比的结论[见教材第四章公式（4-2）及（4-3）]。
重点弄清以下概念：
a）简单粘附理论认为真实接触面积Ar取决于软金属的压缩屈服极限σSy和法向载荷Fn。但这一结论有一定的局限性。修正粘附理论认为真实接触面积是与金属材料的塑性变形决定的。这是考虑在有摩擦的情况下，由于接触区同时作用有法向应力及切应力，并假设当最大切应力达到临界值时，材料发生屈服。因此，真实接触面积Ar应该是考虑法向载荷的影响所得到的接触面积与摩擦力产生的面积增量之和。
b)简单粘附理论指出摩擦系数f=τB/σSy,其中τB、σSy皆指两金属中较软者的应力。对于大多数金属，比值τB/σSy均较接近，因而各种金属的摩擦系数相差很小。文献[12]对此的解释，认为是由于当两种硬金属发生摩擦时，其τB及σSy都较高而真实接触面积Ar却很小，当软金属对硬金属摩擦时，其τB及σSy都较低而Ar却较大的缘故。事实上，将按简单理论算得的摩擦系数绝对值与通过试验侧得的数值作一比较，，就可以证明它是不完全的。修正后的粘附理论是一种较符合实际的理论，虽然它仍以简单理论的模型为根据并作了若干假设，但它却能解释不少的摩擦现象。 ②边界摩擦 首先应该了解边界摩擦的性质，即这种摩擦特性主要取决于润滑油和金属表面的化学性质，其特征就在于相对滑动的两金属表面上形成了边界膜。
进而应搞清楚物理吸附膜、化学吸附膜和化学反应膜形成的机理和特点。明确前两种边界膜的润滑性能称为润滑油的油性，后一种则叫极压性。
因为纯粹的边界摩擦只是在理想的光整表面间才能实现，而这种理想的光整表面实际上并不存在，因此不可能有纯粹的边界摩擦。实际上，我们所说的边界摩擦都是边界摩擦与干摩擦的混合。例如，当两摩擦表面间的间隙很小或机器起动机停车时，均会出现这种摩擦状态。
③混合摩擦 首先应了解产生混合摩擦的条件，明确混合摩擦是一种兼有干摩擦、边界摩擦和流体摩擦的平均性质的摩擦。例如，在滑动轴承中当轴颈滑动速度不足或润滑不足，而载荷过大时，便可产生这种混合摩擦（如内燃机的连杆销、十字滑快销和活塞销等）；甚至正确设计和计算能达到流体摩擦的轴承在启动、停车及在磨合时间内也不可避免的会产生混合摩擦；此外，如在油中有硬质颗粒，，其尺寸超过了油膜厚度，也会发生混合摩擦。
如何评定混合摩擦时表面微观峰尖与油墨分担载荷的情况，教材中介绍了膜厚比公式（4-1），即λ=hmin/(Ra1+Ra2),它表示随着λ的增加，油膜所承担的载荷也增加。这是一个主要用于定性，且可粗略用来定量的公式，可供设计是确定摩擦状态的参考。
④流体摩擦 本小节中，对液体摩擦只作为一种摩擦状态来介绍，没有涉及一些理论分析问题，因而只需掌握两点：a）由于流体摩擦时摩擦面件的油膜厚度足够大（λ>5），油分子大都不受金属表面的吸附作用的支配而能自由移动，摩擦表现为油的粘性；b)形成流体摩擦是有一定条件的。
3）讲授§4-2“磨损”一节内容时应注意的问题
①首先应对机件磨损的普遍规律（及图4-6所表示的磨损曲线）有一个初步的认识，从而明确设计者的职责在于采取措施，力求缩短磨合期，延长稳定磨损期，推迟剧烈磨损期的到来。
②教材中所讨论的五种形式的磨损，主要根据J.T.Burwell提出的分类方法。对这五中磨损形式的机理，读者应有一个概括性的认识。其中，粘附磨损、磨粒磨损和疲劳磨损是应掌握的重点。对腐蚀磨损、冲蚀磨损以及复合形式的磨损（即粘附、磨粒、疲劳和腐蚀磨损形式的复合）—微动磨损则只需有个基本概念即可。
顺便指出，这些磨损形式可随工作条件的变化而转化。对于通常的机械摩擦副，主要是随相对滑动速度和载荷的变化而变化。
③这几种磨损形式中的粘附磨损、磨粒磨损及疲劳磨损，在以后分析齿轮传动、蜗杆传动、滑动轴承和滚动轴承的失效形式时均会碰到，因而要善于把三种磨损形式的机理和有关基本概念与以后有关章节中所讲到的零件具体的联系起来，以便进一步深化概念。
4）讲授§4-3“润滑剂和润滑方法”一节时应注意的问题 ① 首先应对润滑的作用，润滑剂的种类有一个初步的了解
② 对于润滑油、润滑脂的主要质量指标这一小节中，重点是润滑油，对润滑脂只作一般了解即可。
润滑油的诸质量指标中，重点要了解粘度指标，明确润滑油是牛顿液体，油的粘度是流体润滑中极为重要的一个因素。对常用的粘度单位（动力粘度、运动粘度、条件粘度）的定义、量纲及不同粘度单位的相互换算方法应能掌握，并对润滑油的粘-温特性、粘-压特性有一个初步概念。
关于其它指标，只需建立一个印象，以便需要时查阅有关手册。
③ 润滑油、润滑脂的添加剂种类很多，主要了解添加剂的作用，特别是油性添加剂、极压添加剂对提高润滑油边界膜的强度所起的作用。
④ 润滑油或润滑脂的供应方法在设计中是很重要的，最好能结合生产实际掌握这一部分内容。
5）流体润滑原理这一节（§4-4）中，流体动力润滑时学习本门课程时需掌握的一个重要内容。学习流体动力润滑时，主要在于搞清两滑动表面间动压油膜的形成原理。对弹性流体动力润滑这一部分内容只要求建立一个初步的概念。这部分内容写的比较概括，为便于理解，这里作一些简单的补充说明。
弹性流体动力润滑理论是计入了高压下油的粘-压特性在流体动压油膜形成中所起的重要作用，以及引起接触区材料弹性变形的压力与流体动力润滑油膜压力的相互关系。例如，对于某些做相对滚动或滚动-滑动的两个受润零件，载荷的传递是通过零件的局部接触来实现的（如外啮合齿轮的轮齿之间，滚动轴承的滚动体与套圈之间，凸轮与从动件之间等）。因为局部压力很高，这时接触区的局部弹性变形量与油膜厚度差不多具有同样的数量级，因而都不能予以忽略。在这种载荷条件下，接触体的局部弹性变形构成立了受润零件间的油膜形状，而这个油膜形成的流体动压力又起到使接触体产生弹性变形的作用，它们之间相互影响，互为因果，这就构成了弹性流体动力润滑理论的研究内容。
两个受润零件是否能形成弹性流体动力润滑，不仅要看局部受载的大小和形成流体动压油膜的所需的条件如何，而且还取决于接触体材料的弹性和油的粘-压特性。弹性流体动力润滑理论的研究目的是根据这种理论来求出高副接触处的最小油膜厚度。
根据对弹性流体动力润滑理论进行的大量计算结果，发现了如下的普遍规律： a)在靠近接触区口处突然出现第二峰值压力（见图4-18）。第二峰值压力不可忽视，因为它的数值很大而范围极窄，可能产生很高的表层下的应力，从而导致零件的点蚀破坏。
b)在出口处的油膜厚度出现一种缩颈现象，使得hmin比接触区平行部 的油膜厚度h0小25%，这可解释为，当油从高压接触区排出后就迅速扩散开，压力便急剧下降，此时要保持流动的连续性，通道截面（即油膜厚）即必须减小，因而形成了这一油膜局部收缩现象。
c)为了实现弹性流体动力润滑，必须计算其膜厚比是否能满足要求。 关于流体静力润滑只需了解其原理与流体动力润滑的本质区别即可。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排2个学时。以多媒体手段结合挂图为主来共同完成该章的教学任务。
第五章 螺纹联接和螺旋传动
一、本章主要内容、特点、及教学要求
1．本章主要内容包括两部分：第一部分为螺栓联接的设计，包括螺栓联接的预紧、强度计算、螺栓组结构设计、受力分析及提高联接强度的措施；第二部分为滑动螺旋传动的设计计算方法。
2．本章特点是内容包括螺纹联接和螺旋传动两个部分。前者属于联接，后者属于传动。二者在内容上虽有一定的联系，但在设计要求上却有很大的差别。 3．本章的教学要求
1）对于螺纹联接的基本知识（§5-1～§5-4），应了解螺纹及螺纹联接的类型、特性、标准、结构、应用场合及有关的防松方法等，以便在设计时能够正确的选用它们。
2）对于螺纹联接设计及强度计算部分（§5-5～§5-7），应掌握其结构设计原则及强度计算的理论与方法，能正确进行螺拴组的受力分析，能较为合理的设计出可靠的螺栓组联接。
3）对于螺旋传动部分，主要是掌握螺旋传动性能（效率、自锁等）对螺纹选型的要求及主要零件（螺杆、螺母）的设计计算方法，并通过一种基本类型—螺旋起重器的设计，了解滑动螺旋传动的主要设计过程。
二、本章重点、难点、及注意事项
1．本章重点有两个：其一是各类不同外载荷情况下，螺栓组中各螺栓的受力分析；其二是螺栓联接的强度计算，尤其是承受轴向拉伸载荷的紧螺栓联接的强度计算。
2．本章中较为复杂的问题是承受倾覆力矩的底板螺栓组联接的设计。实用中，常把这种螺栓组联接设计成倾覆力矩作用在结合面的垂直对称面内，并做出一些假设（如底板为绝对刚性体、地基与螺栓皆为均质弹性体等），使问题得到简化。 3．本章教学注意事项
1）§5-1～§5-4都是叙述性的内容，对做好螺栓联接的设计是必不可少的基本知识，应当引导学生阅读机械设计手册。
2）螺纹及螺纹联接件大都已标准化。设计时，对不太重要的螺纹联接一般只需根据不同情况进行选用，不许自行设计。对重要的螺纹联接，设计计算也只是确定螺栓危险截面的直径（螺纹小径），螺纹联接的其它部分尺寸由标准选定。但是，这并不排斥在个别特殊情况下，根据特殊的需要而自行设计某种非标准的螺纹联接件。
3）螺纹联接的设计主要是螺栓组联接的设计（因为工程实际中螺栓联接通常是成组使用的）。其设计工作包括两部分内容：第一部分内容是正确进行结构设计，通过受力分析找出受力最大的螺栓；第二部分内容是按照单个螺栓联接的强度计算公式来设计这个受力最大的螺栓的尺寸，其余的螺栓则按同样尺寸选用。 4）在设计螺栓组联接时，应正确解决以下几个问题
①螺栓组的布臵 螺栓组中螺栓的个数及其在结合面上的布臵方案，一般可参考现有设备按经验确定。不同的布臵方案将影响总的载荷在各个螺栓上的分配。在计算总载荷在各螺栓中的分配时，可以采用这样的步骤：先讲总载荷分解，分解后所得到的载荷不外乎轴向力、横向力、扭矩和弯矩的等四种基本情况；接着就按这四种情况分别进行载荷分配计算；然后再迭加起来，便得到了总载荷在各螺栓中的分配情况。在这四种基本情况中，承受倾覆力矩的地板螺栓组联接的载荷分配计算是一个难点，学习时要注意所采用的简化假定及受载前后各部分的载荷和应力变化的关系。
②确定螺栓的拧紧力矩 紧螺栓联接所需要的扳手力矩和由此而产生的预紧力的大小，可以利用机械原理中关于螺旋副摩擦阻力的公式进行计算。拧紧力矩过大，将对强度产生不利的影响，而过小又不能保证联接的可靠性。因此，对于重要的螺栓联接，拧紧力矩或预紧力必需加以控制。所以，进行计算是必要的，而且应将计算的结果标注到相应的装配图纸上。于这一问题相联系的扳手拧紧力矩或预紧力的测定方法，以及拧紧后的防松措施，也必需考虑好。
③确定螺栓直径 螺栓的直径计算是整个螺栓联接设计的核心部分。因为只要直径确定了，就可以根据标准确定螺栓其它部分的尺寸（螺栓的长度可根据杯联接零件的厚度和螺母、垫圈等的厚度来确定）。教材中介绍了螺栓直径的简化计算方法，以及螺母按疲劳强度的精确校核方法。在螺栓疲劳强度的精确校核中，螺栓联接的受力变形线图应该给予特别的注意。弄清楚为什么当紧螺栓受到轴向拉伸载荷时，它的预紧力会变小，而螺栓的总载荷并不是预紧力与外载荷的和。在这个基础上，了解为什么降低螺栓刚度、增大被联接件刚度以及增大预紧力可以提高螺栓的抗疲劳能力。
④提高螺栓联接强度的措施 在初步确定以上三个问题的解决方案的基础上，还应进一步考虑如何提高螺栓联接的强度。在各类机器中所见到的各种螺纹联接件，大多数是标准化了的。但是也有许多重要的螺栓联接，所用的螺栓、螺母或垫圈具有各种非标准的形状。其原因可以从提高螺栓联接强度的措施这一节中找到答案。应该注意的是，提高螺栓联接强度并不是只有加粗直径这一途径。有时候，其它的措施可能更为合理，更为有效。特别是对于受变载荷的螺栓联接。
三、本章内容的分析与补充
1．螺纹（§5-1）
由于各类螺纹大多已标准化，少量未标准化的也有了推荐尺寸。因而，在讲授表5-1时，要从工艺性、工作时的自锁性、强度、适宜于承受载荷的类型、密封性、传动效率等方面进行互相比较，掌握它们的特点及应用范围。这里应该指出：一般的三角形螺纹联接是不能起密封作用的；所有的螺纹联接都不能保证螺杆与螺母之间有较高的同心度。因此，一般地说，不能用它们来满足某种定位的要求。
2．螺纹联接的类型和标准联接件（§5-2）
螺纹联接的种类很多，基本形式有螺栓联接、双头螺柱联接和螺钉联接三种。它们分别适用于不同的情况，包括被联接件的不同厚度和形状、不同的材料以及联结的装拆要求等。紧钉螺钉联接及地脚螺栓联接则是两类特殊用途的联接，因而具有与一般联接螺纹不同的形状。这些联接用的零件都已标准化，设计时应根据有关标准选用。
3．螺纹联接的预紧（§5-3）
预紧力与拧紧力举之间的关系式是根据机械原理课程中关于螺纹的摩擦力矩的计算公式得出的。应该注意到，由于螺纹联接中实际产生的预紧力比扳手一端所施加的拧紧力要大许多倍。因此，重要的螺栓联接要采用适当的方法与工具来控制拧紧力矩，使之既能达到预紧的目的，又不致拧断螺栓。
4．螺纹联接的防松（§5-4）
应该指出，放松的根本点在于防止螺母和螺栓的相对转动。凡能达到这个目的的措施，都可列为防松方法。一般地说，机械防松要比摩擦防松更为可靠，但成本较高，因而只宜用于比较重要的或机器内部不容易检查到的地方。
5．螺纹联接的强度计算(§5-5) 对于一般的紧螺栓联接，在进行强度计算时，可以将总拉力增大30%以考虑拧紧时的扭转切应力的影响。由于螺栓的相对刚度不易计算准确，总拉力也不宜计算准确，因此，这一计算时近似的，但可以认为是偏于安全的。另外，在计算时假定应力在危险截面上均匀分布。实际上，在螺纹根部有严重的应力集中，这一点在变应力计算中通过综合影响系数K来考虑。 在强度计算公式中，许用应力[σ]由屈服极限σS除以安全系数S得出。而安全系数则由表5-11查出。应该注意，这时在强度计算公式中所使用的载荷必须是计入各种影响后螺栓承受的总的载荷。对于松螺栓联接，这个总载荷就是工作载荷F；对于只承受预紧力的紧螺栓联接，这个总载荷要考虑拧紧力矩的影响，它等于预紧力QP的1.3倍；对于同时承受轴向工作载荷的紧螺栓联接，要考虑受载后补充拧紧的影响。这个总载荷是总拉力Q的1.3倍。对于绞制孔用螺栓联接的强度计算，所用的安全系数也由表5-11给出。
6．螺栓组联接的设计（§5-6）
本节除应掌握螺栓组联接结构布臵的一些原则外，还应注意到有些简化假设是有一定条件的。例如，假设绞制孔用螺栓组联接在受横向载荷时，各个螺栓均匀受力。这种假设只适用于沿载荷作用方向排列的螺栓个数不很多的情况。
下面对受倾覆力矩的螺栓组联接的受力分析做一些补充说明。
1）计算时假定地板是刚性的，倾转时不变形，即仍能保持为平板；地基与螺栓则是弹性的。同时，假定地板在受到倾覆力矩作用时，将绕对称轴线O-O旋转(参阅教材图5-27)。后面的分析及所得到的计算公式都是在这个假定的前提下产生的。这一假定对于刚性（例如刚或铸铁的）底座安装在弹性（例如水泥的）地基上是合适的。如果不是这样，则随着地基和螺栓的刚度的不同，倾转中心的位臵将发生变动。对于图5-27所示的受力情况，如果地基相对螺栓来说，刚度增大，倾转中心将移向右侧，各螺栓和地基所受的载荷情况将随之而变动，其变动情况可以用相同的方法进行分析。
2）螺栓组中受力最大的螺栓的工作拉力Fmax可由式（5-31）计算出，即FmaxMLmaxLi1z2i其中各符号的意义见教材。
这里应注意的是，F只是受力最大的螺栓中的工作载荷，它的总载荷应力Q=F+Q＇，设计时应按总载荷Q来计算螺栓所需的最小直径。
3）为了防止结合面受压最大处压碎或受压最小处出现间隙，应按式(5-32)及(5-33)检查，受载后的σ不超过允许值，σ不小于零，即
pmaxppmaxp
pminppmax0
这里σ代表由于加载而在地基结合面上产生的附加挤压应力的最大值。它由公式（5-34）计算：
pmax1WCmMCmCb CmCmCb其中W为结合面的抗弯截面系数。这里M乘以地基的相对刚度是因为由于而引起得力的变化包括两部分，一为地基的，一为螺栓的，两者的分配比例与它们的刚度大小成正比。
7．螺纹联接件的材料及许用应力（§5-7）
国家标准规定螺纹联接件按材料的机械性能分级（见表5-9，5-10）,螺栓材料机械性能等级的标记代号由“〃”隔开的两部分数字组成，第一部分数字（“〃”前）表示公称抗拉强度（σ）的1/100；第二部分数字（“〃”后）表示公称屈服极限（σ）或公称屈服强度（σ）与公称抗拉强度（σ）比值（屈服比）的10倍。这两部分数字的乘积为公称屈服极限（σ）或公称屈服强度（σ）的1/10。例如强度级别标记为4.6，表示材料的抗拉强度极限为400MPa，屈服比为0.6，屈服极限为240MPa。标准又规定螺母材料的强度不低于与之相配的螺栓材料的强度。螺母材料性能等级的标记由可与之相配的螺栓的最高性能等级标记的第一部分数字标记。这样规定保证了联接的承载能力可达到螺栓或螺钉的最低屈服极限，在这之前不致发生螺母脱扣。因为螺杆的断裂是突然发生的，比较容易发现，螺母脱扣是逐渐发生的，很难发现，增加了由于螺纹组合件失效而造成事故的可能性。所以对螺纹联接，如果失效的话,希望失效的形式是螺杆断裂而不是脱扣。 在许用应力中所使用的的安全系数，请参看§5-5种的有关说明。
8．提高螺栓联接强度的措施（§5-8）
本节中所叙述的几条提高螺纹联接强度的措施都是很重要的。对于重要的螺纹联接，特别是承受变载荷的，应该考虑采用这些措施。这时，就不一定采用标准的螺纹联接件了。
为什么悬臵螺母可以改善螺纹牙上的载荷分布不均呢？因为原来螺母受压，螺杆受拉，两者的变形不协调，引起载荷分布不均匀；改为悬臵螺母后，两者都变为受拉，变形比较协调，载荷分布也就比较均匀了。
9．螺旋传动（§5-9）
讲授这一部分内容时，应注意螺旋传动与前面的螺纹联接的差别。虽然它们都由带螺纹的零件组成，但两者工作情况完全不同，从而在要求上也有很大差别。对螺旋传动来讲，由于要传递运动，主要要求保证螺旋副有较高的传动效率和磨损寿命。从这一基本点出发，去理解它的结构设计、材料和设计计算方法的特点以及与螺纹联接的差别。
虽然滚动螺旋传动和静压螺旋传动在精密机械中已有广泛的应用，但限于篇幅，在本节只对它们作简单的介绍，而把主要的重点放在最基本的滑动螺旋传动的设计和计算上。
四、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排8个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。螺旋传动不占计划学时，安排一个设计大作业。安排一次参观，安排做一个实验。
第六章 键、花键、无键联接和销联接
一、本章主要内容及教学要求
本章主要内容为键及花键联接的类型、结构、特点和应用，失效形式和强度计算。
健、花键和销大多已标准化，因此学习本章的主要要求是：
1．了解键联接的主要类型及应用特点，掌握键的类型及尺寸的选择方法，并能对平键联接进行强度校核计算。
2．了解花键联接的类型、特点和应用。掌握花键联接强度校核方法。 3．对无键联接、销联接的类型、特点及应用有一定的了解。
二、本章重点、难点及注意事项
本章重点是键与花键的类型、尺寸选择和强度校核方法。 应注意以下几点：
1．根据轴与毂是否有相对轴向移动，平键联接和花键都可分为静联接与动联接。由于静联接与动联接的失效形式不同，因而计算准则也不相同。对于静联接与动联接，强度校核公式中的主要区别在于许用值不同。当静联接与动联接的材料相同时，。在选取许用值时应注意，应为联接中最弱材料的许用值。
2．图6-6所示的平键联接受力情况只是为了计算方便而进行的一个简化假设，即认为载荷在键的两侧工作面上均匀分布。实际上这样的载荷分布情况是不可能建立的。若区间作为分离提（图6.1a），可知键并非处于平衡状态，而是要沿顺时针方向转动。因而可以判定键在工作时，两侧面压力的合力N必须共线（图6.1b），键才能处于平衡状态。因此，实际上载荷在键两侧工作面的高度方向上为不均匀分布。此外，由于轴的扭转变形，实际上载荷在键的长度方向上也是不均匀分布的。
3．在花键联接强度计算式（6-5）和(6-6)中，考虑到载荷不可能均匀分布的分配到各个花键齿上,所以引入了一个载荷分配不均匀系数。在制造及安装精度相同的情况下，齿数越多，载荷在各花键齿上的分配就愈不均匀，的取值愈偏于0.7～0.8的下限。与平键联接相似，载荷在每个花键齿的高度方向上和长度方向上也是不均匀分布的。应说明的是，载荷分配不均系数并未考虑上述载荷分布不均的影响。
4.平键联接和花键联接中，存在着载荷分布不均的问题；在用花键联接或沿轴向多于一个平键时，还存在着载荷分配不均问题；其它机械零件工作时也常存在这方面的问题。因此，零件的计算模型与零件实际工作情况之间必然存在着差距的简化程度，该差距的大小与计算模型的简化程度有关。在机械零件的强度计算中，这方面的影响常用试验得到的许用应力或修正系数等来考虑。在平键联接和花键联接中，载荷分配不均的影响是由修正系数来考虑的，而载荷分布不均的影响是在许用应力中加以考虑的。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排3个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。
第七章 铆接、焊接、铰接和过盈联接
一、主要内容、特点、及教学要求
1．主要内容
本章每节讲解一种联接，因而只是简要阐述了关于铆接、焊接、胶接和过盈联接的基本知识，其中主要是：
1）铆缝的类型、结构、应用场合、受力状况、破坏形式及设计计算概要。 2）电弧焊缝的基本类型、结构、应用场合、受力状况、破坏形式及强度计算。 3）胶接接头的类型、结构、应用场合、受力状况、破坏形式及设计要点。 4）过盈联接的类型及应用，过盈联接的工作原理、装配方法、受力及应力状态、失效形式及设计方法。
2．特点
1）本章所述几种联接的结构设计、工艺要求、强度计算、许用应力等，都与它们各自的专业技术规范或规程密切相关，因而教材提供的资料只适用于一般的情况，具体设计各专业产品时，都应以各该专业的技术资料为依据。
2）焊缝强度计算是根据在多种假设条件下建立的简化了的力学模型，并通过实验取得强度校核用的许用应力。采用这种“条件计算”的原因是：焊缝受力时附近的应力分布情况非常复杂（图7.1、7.
2、7.3），应立集中及内应力很难准确决定，而通过热处理等工艺措施又可得到一定的改善。在这种情况下，采用“条件计算”既可使计算程序大为简化，又能保证焊缝经得起实践的考验。
3）胶接强度的计算方法一般较为复杂，目前还未达到适合工程需要的简明而通用的程度，同时在通用机械中，胶接还应用较少，故本章未予详细介绍。 3．学习要求
了解关于前述几种联接的基本知识（类型、结构、应用场合、常用材料、有关标准和工艺要求），掌握他们的受力状况、破坏形式和基本的设计计算方法。
二、本章重点及注意事项
1．重点
本章重点是前述几种联接的受力状况、破坏形式及设计要点。 2．注意事项
1）要明确在联接设计中，必须同时满足联接强度和联接零件本身的强度这两个要求，并学会相应的计算方法。
2）要正确理解焊缝强度计算公式的条件性，掌握某些计算公式（如表7-2中图i对应的强度计算公式）与一般力学计算公式的差异。
3）过盈联接中，联接零件强度计算的理论基础是厚壁圆筒的应力分析，如对此项理论还不够熟悉，应先复习材料力学中的这一部分，以便为顺利进行学习准备条件。
4）过盈联接最大径向压力的计算公式（7-11a）只适用于弹性变形范围，而不适用于塑性变形范围。另外，它没有计入离心力的影响，因而也不适用于高转速的过盈联接。
5）当过盈联接的配合部位p很大而有可能进入塑性范围时，应按式（7-15）、（7-16）给出的条件进行检验，以判断联接是否仍可正常工作。
6）过盈联接设计计算的步骤较多，学习时应自行理出一个线索，并搞清何时计入式(7-12)中的2u及何时不计入2u的原因。
7）采用过盈联接时，应注意对配合部位的应力吉中情况采取适当的措施（参考图15-19），以提高廉洁的工作能力。
8）由于本章只是简要介绍有关前述几种联接的基本知识和一般资料，如与专业需要或工作中使用到其中某个部分时，还应适当加学有关的专业规范和技术资料，决不应移花接木，混淆使用条件。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排0个学时，为了内容完整，要求学生自学。
第八章带传动
一、本章主要内容、特点及教学要求
1.主要内容
本章主要内容是带传动的类型、工作原理、特点及应用，带传动的受力情况、带的应力、弹性滑动和打滑, 以及V带传动的设计准则和设计方法等。最后对高速带传动和同步带传动作了简要介绍。
2.特点 本章特点是讨论一种以柔韧体(带)为中间体的摩擦传动。带必须具有初拉力才能在工作时产生摩擦力和松、紧边的拉力差(有效拉力)。同时，由于带是柔韧体，它本身不可避免的弹性变形，必然在带轮上产生弹性滑动。此外，与啮合传动相比，摩擦传动还有一种特别的失效形式一一打滑。
3.教学要求：
1）了解带传动的类型、特点和应用场合。
2) 熟悉普通V带的结构及其标准、V带传动的张紧方法和装臵。
3) 掌握带传动的工作原理、受力情况、弹性滑动及打滑等基本理论、V带传动的失效形式及设计准则。
4) 了解柔韧体摩擦的欧拉公式、带的应力及其变化规律。 5) 学会V带传动的设计方法和步骤。
二、本章重点、难点及注意事项
1.在§8-1中主要应掌握：
1) 对带传动的工作原理，重点是从本质上了解带传动是一种摩擦传动。同时明确靠摩擦传递动力时，摩擦面间一定要有足够的正压力，而带与带轮间的正压力是靠把带张紧而产生的。
2）对各种带传动的特点，应着重了解平带传动与V带传动的特点，并加以比较。
3) 对V带的结构，应着重了解各种V带的结构特点，并加以比较。
4) 对普通V带的结构及其标准，应注意将帘布芯结构与绳芯结构加以比较。 5) 在分析V带传动的工作原理时，应该联系槽面摩擦理论。V带的工作面是两个侧面，因而与平带相比，在同样的张紧力下，带与带轮间能产生较大的正压力及摩擦力，所以能传递较大的圆周力。
2.带传动工作情况分析(§8-2) 一节是本章的理论基础，包括以下主要内容：
1) 带传动的受力情况分析。其核心就是要找出紧边拉力F1、松边拉力F2、初拉力Fo、有效拉力Fe 的关系式。从这些关系式中可以得到以下重要结论： ①带工作时，带的两边即产生拉力差，绕上主动轮的一边拉力增大而成紧边，绕出主动轮的一边拉力减小而成松边，而且紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，紧边拉力Fl与松边拉力F2之间存在着
F1ef的关系。 F2②有效拉力Fe等于带与带轮整个接触面上的总摩擦力Ff,即等于紧边拉力Fl与松边拉力F2之差，见式 (8-2) 。
2) 关于最大有效拉力。学习这一部分内容时，应该明确以下几个概念： ①柔韧体摩擦的欧拉公式(8-5)是在具有打滑趋势时摩擦力达到极限值的条件下推导出来的。 ②式（8-5）F1Fef中，只给出了1的比值，并未给出F1与F2的实有值，例F2F2如F1487.5…无数个不同的实有值的比值，此时，可由F1F22时，可以有，，，2415F2分别得出
2、
4、7.5等不同值的有效拉力Fe。
③在一定的F1/F2的条件下，F1与F2的具体数值取决于初拉力Fo的大小,故F0对传动有很大的作用，例如Fo 等于O时，就根本不能传动。 ④由式(8-7)可知，最大有效拉力 Fec 的大小取决于初拉力Fo、包角α和摩擦系数f的大小。 ⑤实际有效拉力的数值与传动中的包角大小和摩擦系数无关，它是一个己知数，是由传递的功率P和带的速度v决定的。
3) 关于带的应力分析，应注意以下几点：
①分析带在工作时的各种应力，包括拉应力σ、弯曲应力σb离心应力σc的分布情况以及最大应力发生在何处。 ②弯曲应力σb 与带的厚度h和带轮直径D有关,这就是要限制h/D,特别是要限制小带轮直径D1的原因。
③离心应力σc 实际上是由离心力(惯性力)引起的拉应力的增量。其根本原因在于带绕带轮作等速圆周运动时,必须有一个使带连续向轮心弯转的力，以产生向心加速度，因而就必然产生一个与该力方向相反的离心力。这个离心力就产生了带上的拉应力增量，即称为离心应力。 ④离心应力与带的线密度(kg/m)和带的速度有关，这就是需要限制带速的原因。 ⑤根据带工作时应力大小和变化情况，以及保证带传动时不打滑的条件，来分析带传动的失效形式和确定带传动的设计准则。
4) 带的弹性滑动与打滑，是本章中的一个重点，也是一个难点。
为了加深对这一概念的理解，可通过带传动的实验来建立感性认识。学习这一部分内容，应该明确以下几点：
①带在工作时产生弹性滑动的根本原因在于带本身是弹性体，而且带的紧边与松边之间存在着拉力差。由于带从紧边转到松边时，其拉力减小，要产生弹性收缩；反之，带从松边转到紧边时，其拉力增大，要产生弹性伸长。因而带在工作过程中就不可避免地要产生弹性滑动。 ②带的弹性滑动并不是发生在相对于全部包角的接触弧上，而总是发生在位于滑动角内的那一部分接触弧上。
③由于弹性滑动的影响，将使实际平均传动比大于理论传动比。但在一般的传动中，因滑动率并不大 (ε=1%～2%)，故可不予考虑。
④打滑是由于要求带所传递的圆周力超过了带与带轮间的最大摩擦力(即最大有效拉力)，使滑动角扩大到几何包角而引起的，它是必须避免的。
3.关于V带传动的设计计算，着重于学会V带传动的设计方法和步骤。应该明确为什么要使小带轮直径D1≥Dmin， 带的速度 5m/s
4.“V 带轮的设计”一节中，除应了解V带轮应满足的要求外，还应着重掌握根据带轮直径来选择其结构型式，根据带的型号来确定轮槽的尺寸。
应该说明的是，V带两侧面夹角为40°。而轮槽揳角常是34 °, 36°或38°。其原因是V带在带轮上弯曲时,截面形状发生了变化,外边(宽边)受拉而变窄，内边(窄边)受压而变宽，因而使带两侧面的夹角变小。带轮直径越小，这种变化越显著。为使带侧面和轮槽有较好的接触，应使轮槽模角小于40°,且随着带轮直径的减小而减小，见表8-12。
5.在§8-6一节中，主要是对高速带传动和同步带传动作一般性的介绍。对于高速带传动应着重了解其设计特点。同步带传 动是一种新型传动，对它应着重了解其工作原理和特点。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。安排一个结构设计作业、安排一次参观。
第九章 链传动
一、本章主要内容、特点及教学要求
本章主要介绍链传动的工作原理、特点及应用范围；着中分析了链传动的运动不均匀性（即多边形效应）产生的原因和链传动的失效形式；阐明了功率曲线图的来历及使用方法；着中论述了滚子链链传动的设计计算方法及主要参数选择；简要介绍了齿形链的结构特点及链传动的润滑和张紧的方法。 主要教学要求是：
1）了解链传动的工作原理、特点及应用。 2）了解滚子链的标准、规格及链轮的结构特点。 3）掌握滚子链传动的设计计算方法。
4）对齿形链的结构特点以及链传动的布臵、张紧和润滑等方面有一定的了解。
二、本章重点及注意事项
1．在讲授§9-1链传动的特点及应用时，应注意以下几点：
1）链传动属于啮合传动，能获得准确的平均传动比，又能实现较大中心距的传动。由于刚性链节在链轮上呈多边形分布，引起瞬时传动比周期性变化和啮合时的冲击（常称为多边形效应），因而其传动平稳性差，不宜用于分度机构。
2）链传动可在多粉尘、油污、泥沙、潮湿、高温、及有腐蚀性气体等恶劣环境中工作，如用于掘土机中的运行机构中。这是由于它是一种非共轭啮合传动，对链轮齿形加工误差、链条几何形状（如链节距不均匀性）误差要求不严，并且对啮合时嵌入的污物有很大的容纳能力。 3）链传动不宜用于载荷变化很大和急速反向的传动中。这是由于链传动的紧边工作时形如弦索，它们的自振频率较易与外界干扰力合拍而引起振动。此外，链传动的松边及紧边呈悬垂线状态，在起动、制动及反转时，能引起传动系统的惯性冲击。因此，链传动工作时有噪声在急速反向传动中更为严重。
2．讲授§9-4时，应重点了解链传动的“多边形效应”，也就是说，了解链传动的运动不均匀性及动载荷时怎样产生的。通过学习本节必须认识到，链传动的瞬时传动比在传动过程中是不断变化的。由于刚性链节在链轮上呈多边形分布，在链条每转过一个链节时，链条沿垂直于运动方向得分速度也在作周期性变化，从而导致运动的不均匀性。可以证明链传动的瞬时传动比为is12R2cosR2cos。在传动中γ角与β角不是时时是相等的，因此其瞬时传动比也不断变化。只有在z1=z2，链传动中心距恰好是节距的整数倍（即γ角与β角的变化完全相同）时，瞬时传动比方为常数。
链传动运动不均匀及刚性链节啮入链轮齿间时引起的冲击，必然要引起动载荷。当链节不断啮入链轮齿间时，就会形成连续不断的冲击、振动和噪声，这种现象通常称为“多边形效应”。链的节距越大，链轮转速越高，“多边形效应”就越严重。
在设计时，必须对链速加以限制。此外，选取小节距的链条，也有利于降低链传动的运动不均匀性及动载荷。
3．学习§9-6时，首先要了解确定滚子链传动的承载能力的主要依据是什么。 随着链传动技术的发展，磨损已不再是限定其承载能力的主要失效形式。这是由于链条及链轮材料、热处理工艺的改进，链条零件表面硬度及耐磨性有很大提高的缘故。又因近代润滑技术的发展和对链条工作时铰链润滑状态的试验研究发现，当链条啮入链轮齿间而相对转动360°/z（z为链轮齿数）时，铰链内不润滑油可行成承载油楔，这是套筒和销轴间处于流体动力润滑状态。实践证明：一个设计和安装正确、润滑得当、质量合乎标准的滚子链传动，在运转中由于磨损产生的伸长率还没有达到全长的3%时，链条元件已产生疲劳破坏或胶合。所以确定滚子链传动的承载能力，通常以抗疲劳强度为中心的多种失效形式的功率曲线图为依据，见图9-
12、9-13；只有在恶劣的润滑状态下工作的链传动，磨损才依然作为限定其承载能力的依据。 讲授本节时，必须设法让学生弄清额定功率曲线图（图9-12和图9-13）的意义和实验条件。图9-12位单列滚子链额定功率曲线，曲线
1、
2、3组成的封闭区说明了链传动的各种失效形式都在一定条件下限制其承载能力，曲线1是由链板疲劳强度所限定，曲线2是由套筒、滚子冲击疲劳强度所限定，曲线实际使用的功率曲线为图9-13，较图9-12作了些修正，比较安全。修正的主要依据是，链传动各种失效形式的强度试验数据较分散，特别是胶合强度试验数据离散性较大。由于在高速区内，随着转速的增加，极限功率下降迅速，故图9-13中功率曲线的最右段均有一垂直线，用以限定小链轮的最高转速。
图9-13所示的额定功率曲线图，是在特定条件下用国产10种型号的单列A系列滚子链作试验，在避免出现各种失效形式的前提下，按试验数据绘制而成的。它代表不同链节距的单列链条，在不同转速n1和不同润滑条件下所能传递的功率，是滚子链传动设计的依据。
4．讲授§9-6时，还要了解链传动主要参数对传动性能的影响，引导学生学会合理的选择参数，并掌握链传动的设计步骤。
链传动的设计计算通常是根据所传递的功率P、工作条件、链轮转速n
1、n2等，选定链轮齿数z
1、z2，确定链的节距、列数、传动中心距、链轮结构、材料、润滑方式等。
1）合理选定链轮齿数是设计中的一项重要任务。小链轮齿数z1选得多一些，一般来说对链传动是有利的。这是由于z1的增加，多边形效应减小，从动轮速度变化率降低。当z1>21时，v2v1v2100%可小于1%。小链轮齿数z1选得太多，则大链轮齿数z2将更多，不仅增大了传动尺寸和重量，而且会缩短链条使用寿命。这是由于在链节距伸长量Δp相同的条件下，齿数愈多，链轮上的节圆直径增量Δd愈大，链条移向齿顶，越易从链轮上脱落。因此z增加则节距的允许相对伸长量（Δp/p）%降低，链传动的寿命减小，故常取z2max≤120。
小链轮齿数z最好与链条节数互为质数，这样才能轮流更换链轮齿和链节的啮合，从而得到较为均匀的磨损。
2）链节距p已标准化。它不仅反映了链条和链轮各部分尺寸的大小，而且是决定链传动承载能力的重要参数之一。
根据链传动额定功率P及小链轮转速查功率曲线图9-13（注意n1限制范围），在图上选择两种相近的节距，经过比较后择优选定其中的一种。为了使结构紧凑，传动平稳，尽可能选用较小间距的单列链；速度小而功率大时，可选用小节距的多列链，如石油钻采机械上广泛选用两列以上的多列链，可以传递1000kW以上的功率。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，减少推导。安排一个结构设计作业、安排一次参观。
第十章 齿轮传动
一、本章主要内容、特点及教学要求
1．本章主要内容为齿轮传动的基本设计原理及强度计算方法。
2．本章特点是：齿轮传动是机械传动的学习重点，内容较多，涉及的先修知识较广，设计程序较繁，所用的参数、系数及其相关资料也较多，需要特别细致地分析研究与区别对待。
3．本章教学要求是：熟悉齿轮传动的特点及应用，掌握不同条件下齿轮传动的失效形式、设计准则、基本设计原理、设计程序及强度计算方法，掌握不同类型、不同尺寸齿轮的结构设计。
二、本章重点、难点及注意事项
1．本章重点为标准直齿圆柱齿轮传动的设计原理及强度计算方法。 2．本章难点是如何针对不同条件恰当的确定设计准则和选用相应的设计数据。
3．本章应当注意：
1）督促学生复习有关的先修知识，排除学习时的障碍。应当切实检查下列内容掌握的程度。
①“机械原理”方面：啮合原理；渐开线的基本特性；齿轮传动的几何计算；单齿对啮合及双齿对啮合区，啮合区内轮齿啮合线总长；端面重合度与轴向重合度；斜齿轮的当量直齿轮及当量齿数；圆锥齿轮的背锥、当量圆柱齿轮及当量齿数；齿轮的变位及变位齿轮的特性等。
②“金属材料及热处理”方面：碳钢、合金钢的特性与应用；常化、调质、淬火、渗碳、氮化等热处理的特性及应用。
③“机械制图”、“公差及互换性测量”方面：齿轮传动精度及公差的选定与标注。
2）要能根据齿轮传动的工作条件及失效情况，辩证的确定设计准则。具体确定设计准则时，应注意掌握几个基本点：损伤出现于轮齿的什么部位，损伤的基本原因，损伤表明了轮齿的什么能力（或强度）不足，以及保证齿轮传动所需工作寿命应采取的措施等。
3）掌握好有关金属材料及热处理的基本知识是学好§10-3的先决条件。这里必须注意两点：一是选材时要遵循“齿面要硬，齿芯要韧”的基本原则；而是要密切结合生产实际，除了特殊需要外，一般应考虑生产单位所能提供的材料及毛坯，并力求符合技术经济原则。
4）讲授§10-4时，主要是注意讲清楚KA、Kβ、KV、Kα个系数的4个系数的基本含义、实质以及它们之间的差别。对减小Kβ、KV措施有个基本认识即可。要学会查用各个系数的图表。查用图表时应注意有关说明及表注。查取齿轮的KV（图10-8）时，应注意横坐标v为齿轮的节线速度、对标准圆柱齿轮，v就是齿轮分度圆处的圆周速度。在查取系数Kβ时，一般应按小齿轮相对支承的位臵、齿宽系数Фd大小、齿宽及齿轮的精度等级，先从表10-4中查取接触强度计算用的齿向载荷分布系数KHβ，然后再按KHβ的值从图10-13中查取弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数KFβ
5) §10-5为齿轮强度计算的主要内容,并且是§10-
7、§10-8的基础。 从设计准则到实用的强度计算公式,有一个如何处理及演化的过程。要综合考虑轮齿的啮合位臵(是单齿对啮合还是双齿对啮合)及实际啮合状况(齿轮精度高低误差大小及轮齿的弹性变形大小),从齿顶进入啮合起,到齿根退出啮合止(或相反),沿整个工作齿廓找几个有代表性的啮合位臵,逐一分析,对比轮齿受载情况及产生应力的大小,从而确定按轮齿的哪一个啮合位臵计算其强度(齿根及齿面强度)较为合理,并符合实际情况。
对于按照分析所得结论导出设计公式的过程,只要求能够看懂,能说清楚是按什么准则什么结论建立的,公式中各符号的含义以及如何分别确定它们的代入数值和单位。 6) 必须注意,轮齿的受力分析是个不能忽视的问题,如果把力的大小或方向搞错了,就会带来一系列的错误,甚至造成严重的后果。所以对轮齿受力的分析应当着重学习,并多作几次练习。
直齿圆柱齿轮的受力分析比较简单,但它是斜齿轮和圆锥齿轮受力分析的基础。学习直齿圆柱齿轮的受力分析时(参看图10-14)就应明确记住:力的作用点为节点P,正压力Fn在法面αbcP内沿啮合线指向齿面,主动轮的圆周力Ftl的方向与齿轮的转向相反,径向力Fr1的方向沿半径指向轴线,从动轮所受的力与主动轮上的力大小相等,方向相反。各力的数值按式 (10-3) 计算。
7)凡是影响轮齿形状的因素都要影响到系数 YFa 及 Ysa。影响轮齿形状的因素
有基准齿形(它包含4个参数:n、ha、c、及,内、外齿,齿数及变位系数。因此
查用系数YFa、Ysa 的图表时,一定要注意这几个影响因素是否与设计的情况相符,若有一个不符,都不能查用。表10一5所列的系数YFa、Ysa为标准外齿轮(变位系数z=O)的数值。其它说明见表注。
8)实际选定齿轮的设计参数(z1及Фd )时,不必受书上荐用数值的限制。要做到合适,应参考现有机器设备,并逐渐从实践中积累经验。
计算许用应力时所用的σlim、KN值都是通过实验确定的。其中极限应力σ1im是按失效概率为 1%确定的,也就是说安全系数S取为1时,从概率的意义上说，会在设计的使用期间失效的齿轮 只占1%。对接触疲劳强度计算,由于点蚀破坏后只引起噪声、振动增大,并不立即导致不能继续工作的后果,故可取S=SH=1。但是,如果一旦发生断齿,就会引起严重的事故,因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取S=SF=1.25～1.5。
图10-20、10-21中,相应于材料的每一个硬度值,σlim的值分别给出了代表材料质量等级的3条线ME、MQ和ML。其中ME表示齿轮材料和热处理质量达到很高要求时的极限应力取值线；MQ表示齿轮材料和热处理质量达到中等要求时的极限应力取值线；ML表示齿轮材料和热处理质量达到最低要求时的极限应力取值线。在对齿轮材料质量的情况不甚清楚的前提下, 宜在MQ线上查取齿轮材料的极限应力值。
9)齿轮的精度及公差主要应在“公差及互换性测量”课程中学习,本章只要求能够正确地选择和应用它们。 10)从教材第212页“齿轮传动的强度计算说明”中应注意明确两点：一为设计齿轮时应以哪一个许用弯曲应力值[或[σ]F/(YFaYSa )]代入设计公式计算才算合理；二为确定齿轮许用接触应力[σ]H的办法。 11)斜齿轮与直齿轮的强度计算基本原理是一样的,因而学习的重点主要是掌握它的计算特点。 斜齿圆柱齿轮强度计算的特点为：
①斜齿轮轮齿上所受的力及其强度都按法面分析计算,故应采用法面上的各个参数。按表10-5查取斜齿轮的系数YFa、YSa时,必须按当量齿数zv查表。
②搞清强度计算式中引入重合度，弯曲强度计算式中引入螺旋角影响系数Yβ的意义。
③接触强度计算式中仅系数ZH的含义与直齿轮的不同。各公式的推导只要能看懂即可。式(10-18)不必深究。
12)§10-7中另一个重要内容是轮齿的受力分析。与直齿轮比较(对比图10-14)，因斜齿轮的齿向偏斜了一个β角（图10-24）， 轮齿的法面abcP也跟着转过一个β角,但正压力Fn仍作用在法面内并指向齿面。正压力Fn分解成Ft、Fr、Fa三个相互垂直的分力。力的作用点及主动轮上的作用力Ft
1、Fr1的方向仍按对直齿轮的规定进行确定。主动轮的轴向力Fa1的方向,应根据分析理解来判断,亦可按左旋齿用左手(右旋齿用右手)四指弯曲表示主动齿轮的回转方向,则大拇指伸直的方向就是Fa1的方向(不适用从动轮)。从动轮所受各力仍按作用力与反作用力大小相等、方向相反的规律确定。
各力的数值按式（10-14）计算。Fn的计算式除教材给出的推导方法外,还可如下推得：参看图10-24，先在啮合平面b´beP内把Fn分解为Fa及在端面a´b´cP内的分力Fn,然后再将Fncosb在端面内分解为Fr及FtFncosbcost，从而得到FnFtcosbcost。不论用何种方法分解，所得F、F、F、的数值均不变。
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a13）对圆锥齿轮传动设计计算的学习重点亦是掌握其特点。处理直齿圆锥齿轮传动设计计算最基本的一点,就是把直齿圆锥齿轮的强度看作是与其平均分度圆处的当量直齿圆柱齿轮的强度相当，因而强度计算式及其推导过程都可沿用直齿圆柱齿轮的，只是采用直齿圆锥齿轮平均分度圆处的当量圆柱齿轮的参数而已。这一基本特点应切实掌握。
14）直齿圆锥齿轮的受力分析，应注意掌握它与直齿圆柱齿轮的不同之点(见图10-34)。圆锥齿轮的轮齿向一端下倾了一个δ角。正压力Fn亦分解为 Ft、Fa、Fr三个方向相互垂直的分力。只是必须注意一点,求从动轮的各分力时,由于主、从动轮的轴线相互垂直,因而主动轮的径向力Fr1就与从动轮的轴线平行,得Fr1与Fa2大小相等,方向相反；而轴向力Fa1则垂直从动轮的轴线，得Fa1与Fr2大小相等,方向相反。主动轮的Ft
1、Fr1 的方向仍沿用直齿圆柱齿轮受力分析的规定来确定,Fa的方向不论是主动轮还是从动轮都是由锥顶指向大端(使主、从动轮相互分离。若是分析的结果,轴向力是使主、从动轮相互挤紧,那就错了)。
15）对变位齿轮传动的设计仅要求有个原则性的认识，能搞清下列三个基本点即可：
①变位齿轮的弯曲强度或接触强计算公式皆沿用标准齿轮的计算公式，但应注意，变为后的齿形及轮齿的啮合情况都有改变，系数YFa、YSa、ZH之值要按所定变位系数之值查相应的图表。
②如何通过变位来提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。 ③按节圆及其参数(α´、β´)作受力分析。
16）教材中对齿轮的结构设计只作了原则性的说明,实际设计时应从生产条件出发,作全面的工艺性考虑。为了装配圆柱齿轮时不致因轴向错位而导致啮合齿宽减小,往往把小齿轮的齿宽在计算齿宽的基础上再加宽一些。各式齿轮的结构及尺寸可参考生产图纸或有关手册。
17）齿轮传动的润滑是个重要问题 , 而且是一种专门性的学问，§10-11只作了简要介绍,若须深入了解时, 应学习有关专门性著作。
18）作习题时应当注意，本章编入的习题较多，但并不要求都做，除第1题必须做之外，其它题可根据读者的工作性质或学习的专业，从中挑选较为合适的进行练习即可,也可自行拟订题目。做题之先应仔细学习例题,注意搞清解题步骤和切实学会查用有关图表数据。作题时应针对题目性质选取合适的配对齿轮的材料、热处理(包括硬度)、精度、z1及d等,尽可能反映设计的合理性。计算完毕后最好绘制一张齿轮工作图，例如图10-32。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排10个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。安排一次习题课、安排一个结构设计作业、安排一次参观。
第十一章 蜗杆传动
一、本章主要内容、特点及教学要求
1.主要内容
蜗杆传动是用来传递空间互相垂直的两相错轴之间的运动和动力的,是一种大传动比的传动机构。本章主要介绍普通圆柱蜗杆传动及圆弧圆柱蜗杆传动的主要参数、几何尺寸计算、承载能力计算及热平衡计算。附带介绍几种新型蜗杆传动的特点及应用。
2.特点
1)蜗杆传动在啮合传动中有相当大的滑动 , 因而它的失效形 式主要是胶合、磨损及点蚀。
2）普通圆柱蜗杆共分为阿基米德蜗杆(ZA型)、渐开线蜗杆(ZI型)、法向直廓蜗杆(ZN型)和锥面包络蜗杆(ZK型)四种,国标推荐采用ZI和ZK这两种蜗杆。普通圆柱蜗杆传动在中间平面内相当于齿条与齿轮的传动, 其承载能力可仿照圆柱齿轮承载能力的计算方法进行计算。
3）圆弧圆柱蜗杆传动和普通圆柱蜗杆传动相似,只是齿廓形状有所区别。在中间平面上,蜗杆的齿廓为凹弧形,而与之相配的蜗轮的齿廓则为凸弧形,见图11-8 所示。
4）对一般闭式的动力蜗杆传动,必须进行热平衡计算。 3.教学要求
1) 掌握蜗杆传动的几何参数的计算及选择方法。 2) 学会进行蜗杆传动的力分析及其强度计算。 3）了解蜗杆传动的热平衡原理和计算方法。
4) 了解蜗杆传动的类型、变位及蜗杆的刚度计算等。
二、本章重点及注意事项
1.蜗杆的分度圆直径d1及蜗杆传动的传动比i12
设计蜗杆传动时,除了模数m取标准值外,蜗杆的分度圆直径d1亦需取标准值。这样做的主要目的是为了限制切制蜗轮时所需的滚刀数目,以提高生产的经济性,并保证配对的蜗杆与蜗轮能正确地啮合。要引起注意的是蜗杆的分度圆直径不等于mz1，而是d1mq，式中q为蜗杆的直径系数。因此其传动比的计算也就不能用i12 d2nz的公式,而只能用i1212 ( 蜗杆为主动件 )。 d1n2z12.蜗轮齿数z2的选择
选择蜗轮齿数Z2时, 应注意避免在用蜗轮滚刀切制蜗轮时产生根切,并满足传动比的要求。具体选择时,除了用于分度机构外,一般可采用表11-1中的荐用值。
3.圆弧圆柱蜗杆传动的齿形角及齿廓圆弧半径p在标准中推荐齿形角α=20°～24°，但考虑到蜗杆、蜗轮的加工,啮合时接触线的形状,以及承载能力等,常取α=23°。
ρ这个参数对承载能力的影响很大,较小的ρ值对承载能力是有利的,但太小了,将会产生干涉现象。因此,实际应用中,推荐ρ=(5～5.5)m。
4.蜗杆传动的受力分析
蜗杆传动的受力分析参看图11-13。分析的目的在于找出蜗杆、蜗轮上作用力的大小和方向。它们是进行强度计算和轴的计算时所必需的。分析的方法类似于齿轮传动的分析方法,但各力的对应关系不同于齿轮传动的情况,这一点要特别注意。
5.蜗杆传动的强度计算。
蜗杆传动的强度计算是本章的重点。应该明确，由于蜗杆传动的相对滑动速度大，效率低，发热量大，故蜗轮齿面的主要失效形式是胶合,其次才是点蚀和磨损。目前对胶合和磨损的计算还缺乏妥善的方法，因而通常只仿照圆柱齿轮进行齿面及齿根强度的条件性计算，并在选取许用应力时，根据蜗轮的特性来考虑胶合和磨损失效因素的影响。 2) 在普通蜗杆传动的强度计算中，蜗轮看成一个斜齿圆柱齿轮,因此,其强度计算是仿照斜齿圆柱齿轮的计算方法进行的。
3) 圆弧圆柱蜗杆传动的受力情况与普通圆柱蜗杆传动相似，由于传动时是凹、凸弧齿廓相啮合,且齿形角α=23°,故轮齿强度高于普通圆柱蜗杆。在进行圆弧圆柱蜗杆传动的设计计算时，可先按传动的输入功率Pl、转速nl和传动比i按图11-16初步确定传动的中心距a,并按表11-10确定传动的几何参数,然后校核其蜗轮的齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。
4) 这里要注意,由于蜗杆螺旋部分从材质上来看,其强度总是高于蜗轮轮齿的强度,故失效常发生在蜗轮轮齿上,这是蜗杆传动中的薄弱环节。因而在进行齿面接触强度和齿根弯曲强度计算时,是以蜗轮为主的。而进行刚度计算时,由于蜗杆轴较细,且支承间距较长,故应以蜗杆轴为主。
6.蜗杆传动的热平衡 在闭式齿轮传动中,并不是都要进行热平衡计算。而在普通圆柱蜗杆传动中, 因为有很大的滑动速度 ,摩擦损耗大(特别是轮齿的啮合摩擦损耗),所以传动的效率低,工作时发热量大。由于蜗杆传动结构紧凑, 箱体的散热面小,散热能力差，所以在闭式传动中，所产生的热量不能及时散去，油温就急剧升高 , 这样就容易使齿面产生胶合。这就是要进行热平衡计算的原因。 热平衡计算的基本原理是单位时间内产生的热量等于或小于同时间内散发出去的热量，即HI≤H2。
在实际工作中,主要是利用热平衡条件，找出工作条件下应该控制的油温to。只要油的工作温度能满足要求,蜗杆传动就能正常地进行工作。
7.在使用表11-8时,注意表中青铜和铸铁的基本许用弯曲应力为应力循环次数N=106时的值，当N≠106 时,需将表中数值乘以寿命系数KFN；当N>25×107 时,取N=25×107；当N25×107时,取N=25×107；当N
8.表11-2推荐的普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数匹配主要用于标准系列的蜗杆减速器, 如需设计非标准的蜗杆传动,除应按算得的中心距a的值选择蜗杆传动的模数及相应的蜗杆分度圆直径d1 外, 蜗轮的齿数及实际中心距可不受表值的限制。
9.在设计普通圆柱蜗杆传动时,如传递的功率较大、滑动速度又不太大时,可考虑用铝铁青铜 ZCuA110Fe3做蜗轮材料。在选取铝铁青铜的许用接触应力时,要先假设一个滑动速度Vs,从表11-6中查取蜗轮的许用接触应力[σ]H。在计算出蜗杆传动的中心距a,并选择了相应的蜗杆传动参数后, 应按公式(11-22) 计算滑动速度比Vs。如算得的Vs小于或接近于原先的假设值时,所设计的蜗杆传动是可用的,否则就要重选 [σ]H并进行再一次的设计计算。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。安排一次参观。
第十二章滑动轴承
一、本章主要内容、特点及教学要求
1.主要内容
本章对滑动轴承的特点、典型结构、轴瓦的材料和选用原则作了一般介绍,着重讨论了不完全液体润滑和液体动力润滑径向滑动轴承的设计准则和设计方法,较详细地分析了流体动力润滑的基本方程及其在液体动力润滑径向轴承设计计算中的应用。最后还对液体静压轴承、无润滑轴承、多油模轴承等作了简要介绍。
2.特点本章特点在于液体润滑径向滑动轴承的设计准则和设计方法与其它各章有本质的区别,验算的项目也相随有所差异,学习时应给予特别的注意。
3.教学要求
1) 了解滑动轴承的特点和应用场合。
2) 对滑动轴承的典型结构、轴瓦材料及其选用原则有一较全面的认识。 3) 掌握不完全液体润滑滑动轴承和液体动力润滑径向滑动轴承的设计原理及设计方法。
二、本章重点、难点及注意事项
1.本章重点： 1) 轴瓦材料及其选用。
2) 不完全液体润滑滑动轴承的设计准则及设计方法。 3) 液体动力润滑径向滑动轴承的设计。 2.本章难点为液体动力径向滑动轴承的设计。 3.本章内容分析及注意事项
1) 首先应结合§12-1重点了解轴承的分类、滑动轴承的特点及应用场合。 2) 滑动轴承的典型结构,包括轴瓦结构,可结合陈列的实物或模型,重点了解各类径向滑动轴承及轴瓦结构。
3) 关于轴瓦,首先应搞清楚为什么要用袖瓦。由于轴瓦的材料和结构对滑动轴承的设计十分重要,因而对轴瓦材料的要求,常用材料的类别应给予一定的重视,掌握这些常用轴瓦材料的性能、特点及其选用原则。
轴瓦上开油孔或油槽的原则及具体开油槽的方法必须搞清楚,这是轴瓦结构设计的一个重要问题。
4) 在不完全液体润滑滑动轴承设计计算的一节中,对于不完全液体润滑轴承的失效形式和设计准则 (注意与第四章相联系)，重点应明确p≤[p]，pV≤[pV]，V≤[V] 的物理实质在于保证摩擦表面间的吸附油膜不致破裂。因为p间接地表示了轴瓦中的压应力,所以从强度和疲劳观点出发需要限制p,另外,从宏观角度看,为了控制两摩擦表面的局部接触压力,以减小磨损,也需要限制p的值,而pV,从理论上讲表征了轴承单位承压面积上单位时间内产生的摩擦热量,能否保证形成吸附油膜等,因而是不完全液体润滑滑动轴承承载能力的→个重要指标；验算V的原因,教材中已作了说明,这里就不赘述了。
不完全液体润滑径向滑动轴承和止推滑动轴承的设计计算虽方法类同,但应注意它们在计算p,V及确定[p]，[pV] 时的区别。
5) 关于§12-7内容的说明
本节主要要求掌握以下几个基本内容 : ①流体动力润滑基本方程及其在设计计算中的应用在推导一维流动的动压轴承的基本方程时要注意基本假设,即推导公式时的前提。具体的推导过程并不主要,重要的是根据式（12-8）以得出形成动压油膜的基本条件。由此,使第四章中有关液体动力润滑的物理解释得到严密的理论证明。 ②液体润滑径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程学习这一段内容的中心目的,是为了使学生理解滑动轴承动压油膜形成过程中各阶段里的物理现象,以加深认识。
③径向滑动轴承的几何关系和承载量系数
a) 径向滑动轴承几何计算的核心在于求出油膜厚度的表达式,其中特别是hmin的表达式。在式(12-12)中引入了两个无量纲量,即相对间隙Ф和偏心率χ。χ的大小在径向轴承理论中有重要意义,它实际上反映了轴承的承载能力。
b) 滑动轴承的承载量系数 在§12-7中讨论的基本方程[式(12-8)]是假定z轴方向无限长,实际上使用的均为有限宽轴承,因而在计算滑动轴承的承载能力时,必须考虑侧漏的影响。由式(12-22)可见,滑动轴承的承载能力取决于轴承的包角(指进油口与出油口之间的夹角),偏心率和宽径比。
这里需要说明的是,为什么滑动轴承计算中大量采用了无量纲量。因为由相似分析可知,有量纲的问题, 在用相对单位度量时,就可转化为相同的无量纲问题。为了数据的推广和应用,在分析轴承的性能和数据时, 常整理成无量纲之间的函数依赖关系,这样就可把针对某特定结构、参数的轴承计算所得的性能数据,推广 到与此轴承结构、参数相似的一系列轴承上去。因而对轴承的承载能力引入了无量纲系数CP[见式(12-22)] , 称之为承载量系数。对于理解承载量系数,应注意如下几点: (a)Cpf(,,B/d)；
F2(b) 承载量系数Cp ,其中F为承载力(即外载荷)。因而只有在工作情况和
2VB参数（如η ,V,B,)不变的情况下,Cp与F的大小变化才相一致。当工作情况、参数不同时,则两者不一定相一致,即承载量系数大,不一定承载力也大；
(c) 在同样运转情况下(如F,V 不变),比较具有不同结构参数的轴承的承载能力的大小时,不难看出,具有较大hmin的轴承或者具有较小偏心距e的轴承,承载能力较大；
(d) 只有其它情况均不变时 ,hmin 越小 ( 即χ越大),则承载力就越大。然而由于两相对运动表面的加工不平度,轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差的限制，hmin不能无限缩小,因而提出了许用油膜厚度 [h]的问题。为了工作可靠,必须满足式(12-25)。
④学习轴承的热平衡计算这部分内容要注意以下几个问题：
a) 首先要搞清为什么要进行热平衡计算；其次,再搞清楚为什么热平衡计算最后归结为控制其泊的入口温度,即应满足35°≤ti≤40℃。
b) 在式(12-28)中,轴承的耗油量系数也是一个无量纲量。由于计算单位时间内的耗油量很复杂,精确计算耗油量应包含三个部分,即承载区的油泄流量,非承载区的油泄流量以及油沟处的油泄流量。故在轴承设计中往往采用大量分析计算
作出了不同B/d时的
QVBd曲线,学习时应注意B/d、χ耗油量系数与B/dx的关系,并对曲线的变化形态作出物理解释。
c) 在式(12-28)中,有关轴承中的摩擦系数计算公式的推导,请参阅濮良贵主编《机械设计》第五版中304页。
⑤学习参数选择这一部分内容时,主要应理解宽径比B/d、相对间隙ψ和粘度对轴承工作性能的影响,并掌握其选择原则。
6) §12-8简介了无润滑轴承、多油模轴承及液体静压滑动轴承等。教学时应注意如下几点: ①无润滑轴承大多采用各种工程塑料制造 , 应了解这些材料 的性能及特点。主要设计参数的选择原则和承载能力的简化估算方法。
②多油模轴承的类型、结构特点及工作原理。
③液体静压轴承的承载原理及特点(包括定量供油和定压供油)。要了解多油腔静压轴承的工作原理。对于节流器,重点在于搞清节流器的作用。教材中虽然仅介绍了毛细管节流器的结构简图,但其它型式的节流器,如小孔节流器、滑阀节流器、薄膜反馈节流器等 ，不难从有关阐述静压技术的书籍中查到。
三、本章教学工作的组织及学时分配
本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。
第十三章滚动轴承
一、本章主要内容、特点及学习要求
1.本章主要内容为滚动轴承的选择和轴承装臵的设计。
2.本章特点是：滚动轴承是一个多种元件的组合体(部件)，是由专门工厂大量生产的标准件，而且是用试验与统计的方法按90%的可靠度来规定它的基本额定动载荷的，因而在计算理论和方法上都与其它各章有着较大的区别。
3.本章的教学要求可以概括为两点：一是要能正确地选择轴承的代号(包括类型、结构、尺寸、公差等级、技术性能等特征)；二是要能根据选定的轴承(代号)合理地设计出轴承装臵，以保证正确地使用轴承。
二、本章重点、难点及注意事项
1.本章重点是轴承尺寸的选择,也就是如何最后确定所需轴承的代号。 2.本章难点是向心推力轴承(指角接触球轴承与圆锥滚子轴承,下同)的受力分析。这是由于向心推力轴承的受力分析较为复杂,后面将对这个问题作一些补充分析与说明。
3.注意事项
1) 为了能够正确地选择轴承的类型,必须注意了解滚动轴承的主要类型、性能、特点及代号等；为了能够正确地使用轴承,必须注意分析对比各种轴承装臵的结构特点和适用场合(包括考虑轴承的类型、工况、装拆、固定、调整、预紧、润滑、密封等)。
2) 为了正确选择轴承的尺寸,必须注意对滚动轴承寿命值的概率意义有深刻的理解,搞清寿命计算的理论和方法的特点。
3) 正确的受力分析是轴承寿命计算的基础。在选择轴承尺寸时,首先要根据外载荷弄清楚每一个轴承所受到的径向载荷和轴向载荷值。这里,向心推力轴承所受的径向载荷与轴向载荷的计算,又是这一部分的难点,应该予以特别注意。
4) 进行滚动轴承寿命计算时所用的载荷是当量动载荷。当量动载荷可由表13-5确定载荷系数X 和Y之后,根据轴承的轴向载荷和径向载荷利用公式(13-8)求得。因此,应充分掌握表13-5的使用方法①。
5) 对于那些在工作载荷下基本上不旋转的轴承,或者慢慢地摆动以及转速极低的轴承，均应按照轴承的静强度来选择轴承的尺寸。
6)正确地进行轴承装臵设计对于保证轴承的正常工作是非常重要的。为了满足同样的要求，可能有不同的设计方案。讲授这一部分内容时要注意引导学生分析比较，多看一些图册作为参考。
三、本章内容的分析与补充 1．滚动轴承类型的选择(§13—3) 本节叙述进行滚动轴承类型选择时要考虑的主要因素，包括轴承所受的载荷、轴承的转速、调心性能的要求、轴向游动的要求以及安装和拆卸的要求等。在这些因素中，轴承所受的载荷(包 括大小和方向)和转速的大小一般是最主要的。调心性能和轴向游动的要求，只是在某些特殊情况(例如多支点长轴或工作时有较大的温度差时)才需要考虑。但是在任何情况下，轴承应保证轴相对于轴承座体有确定的轴向位臵。因此，一般不能在同一根轴的两边都采用没有轴向限位作用的圆柱滚子轴承。另外，对某些在特殊条件下使用的轴承，还可能提出特殊的要求，例如当径向尺寸受限制时，可能要使用滚针轴承或不包括内圈的圆柱滚子轴承；当轴向尺寸受限制时，可能要使用内圈分为两半的角接触球轴承等等。 2．滚动轴承的工作情况(§13—4) 这一节首先分析了轴承工作时轴承元件上的载荷分布及应力变化的情况。通过分析可知，固定套圈上承受最大载荷部位附近的区域承受较严重的变应力，容易产生疲劳破坏。这一现象当内圈固定，外圈转动时更为严重。
本节还讨论了向心推力轴承承受轴向载荷的大小对轴承中各滚动体上载荷分布情况的影响。现对这部分内容强调以下几点：
1)接触角α和载荷角β。接触角α是由向心推力轴承本身的结构所确定的一个角度。它是每一个滚动体与外圈滚道接触处的法线方向与轴颈的半径方向之间的夹角，而载荷角β则是分配到该轴承上的径向载荷与轴向载荷的合力与径向载荷之间的夹角，因而是由外载荷所确定的。
2) 当一个向心推力轴承受到径向载荷R与轴向载荷A的共同作用时,将有若干个滚动体同时受载。由于有接触角α,每一个滚动体对所受载荷的反力都可以分解为两个分力。一个为径向分力,另一个为轴向分力。而对于一个处于平衡状态的轴承,它的所有受载滚动体的径向分力之和(合力)一定与该轴承所受的径向载荷R平衡。所有受载滚动体的轴向分力之和(合力)一定与该轴承所受的轴向载荷A平衡。
3) 分析表明,随着作用到轴承上的轴向载荷的增大,受载滚动体的数目将增多。应该看到,受载滚动体的数目过少,例如少于一半,是不正常的,可以说并没有发挥轴承的潜力。因此,在一定范围内增加作用在轴承上的轴向载荷,对轴承的工作寿命并没有不利的影响。这也从某种程度上解释了为什么在表13-5中的系数 Y的值,在一定条件下等于零。 3.滚动轴承尺寸的选择(§13-5) 滚动轴承尺寸的选择通常依据安装轴承处的结构尺寸、轴承承受载荷的大小、轴承的寿命和可靠性的要求进行的。一般情况下,首先初选轴承的尺寸,然后进行轴承寿命的验算。因此,关于滚动轴承寿命的计算方法是本节的主要内容,这也是本章的重点内容之一。 l 〉基本额定寿命 轴承的寿命是指轴承的套圈或滚动体的疲劳寿命。一批相同轴承的疲劳寿命总是离散的,并服从一定的统计规律。因此,轴承的寿命必然与疲劳失效的概率或可靠度有关。可靠度为90%时的轴承寿命称为基本额定寿命,用L10表示。图13-11中表示一组在相 同条件下运转的轴承的寿命分布(作用在轴承上的载荷恰好等于基本额定动载荷)。从分布曲线可以看出，轴承最长的实际寿命可超过最短寿命的20倍，有50% 的轴承实际寿命可达基本额定寿命的5倍以上。
2) 基本额定动载荷
轴承的基本额定动载荷是反映滚动轴承承载能力的一项重要性能参数，其含义为：在该载荷作用下，轴承的基本额定寿命恰好为106转。对于一个具体的滚动轴承,基本额定动载荷是其固有的一个确定值，该值是由实验并经过理论分析得到的。各类滚动轴承的基本额定动载荷的值可由滚动轴承产品样本或滚动轴承手册中查得。
国家标准(见78页注①)对向心轴承的基本额定动载荷用径向基本额定动载荷Cr表示，对推力轴承用轴向基本额定动载荷Ca表示。为了简化叙述，教材中统一用C表示Cr和Ca 。上述国标中所谓的向心轴承是指主要用于承受径向载荷的，公称接触角为00≤α≤ 45 0的滚动轴承；而推力轴承是指主要用于承受轴向载荷的，公称接触角为45
教材中给出了两个轴承寿命计算公式,公式(13-4) 和公式(13-18) 。前者用于计算轴承的基本额定寿命L10； 而后者用于计算轴承的修正额定寿命Ln 。基本额定寿命的计算是最基本的内容,公式(13-4)应熟练掌握。用公式(13-18)计算的修正额定寿命,是仅考虑了不同可靠度要求的修正额定寿命。因为滚动轴承的可靠度计算方法是各类机械零件可靠度计算方法中最为成熟的,并且已列入国家标准,因此在本章中给以特别介绍。关于考虑了其它影响因素后,修正额定寿命的计算方法可查阅国家标准(见78页注①)。
4) 滚动轴承的当量动载荷
国家标准(见78页注①)。对于向心轴承的当量动载荷用径向当量动载荷Pr表示；对于推力轴承用轴向当量动载荷Pa表示。为了简化叙述，教材中统一用P表示Pr和Pa，因此计算公式也统一为公式(13-8)。对于不同的滚动轴承,公式(13-8)中的X、Y系数值应根据目前最新国家标准查得。教材的表13-5 中列出的一部分常用滚动轴承的X、Y值是摘自1989年版《滚动轴承产品样本》,前已说明,实用中应按目前最新国家标准查取。
5) 角接触球轴承和圆锥滚子轴承的径向载荷R与轴向载荷A的计算
根据轴上所受外载荷计算每一个支点(轴承)上所受的径向载荷R与轴向载荷A是轴承寿命计算的重要步骤。这一工作对于角接触球轴承和圆锥滚子轴承而言,由于接触角α≠0。而使情况复杂化。
将轴上所受的径向外载荷分解为两个分别作用在两个支点上的平行分力R1与凡是容易做到的。但由于接触角α的存在会使R1 和R2的作用点的位臵发生变动(参阅图13-13)。当两轴承间的距离不是很小时,这种变动量相对来说不是很大,因而可以用两端轴承各自宽度的中点分别作为R1和R2的作用点。 根据轴系所受的外载荷来确定两端轴承各受多少径向载荷和轴向载荷是按以下原则进行的。 ①当Fr、Ft、Fa等外载荷已定时，R
1、R2 已定。
②由于Rl和R2以及接触角α≠0，所有受载滚动体将产生轴向分力(或称派生的轴向力)，它们的合力对两个支点分别记为S1和S2。正如前面已经指出的,同样的R
1、R2,由于接触滚动体的数目不同,可以产生不同的 Sl、S2。在正确安装时,将保证不
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