北京航空航天大学机设总结课件.docx
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北京航空航天大学机设总结课件
勺子有话说
勺子诚信出品童叟无欺什么的，基本上涵盖了我记录的重点和做过的考题中出现的问题。
收到勺子这份东西的妞们爷们默默点接受拉到自己的小文档夹里私自收藏就好了，自己复习间隙看看就好，自己的东西想给谁看不想给谁看这个算是作者的权利之一？
好吧其实当我心里小九九也好。
打出来实在仓促，公式以及图片都没有加上，或者有也很粗糙，将就一下吧，不成就翻翻书，再或者，也可以等我打出来手画图再去复印一下。
希望拿到的妞们爷们都能考到好的成绩，勺子在这也不枉辛苦一番。
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绪论
强度与安全性设计
强度：
抵抗断裂和残余变形的能力
静载荷：
不随时间变化或者变化缓慢的载荷
动载荷：
随时间做周期性变化或者非周期性变化的载荷
名义载荷：
在工作平稳，载荷分布均匀的条件下，根据理论值计算的载荷
计算载荷：
考虑实际工作存在冲击，震动，加工，安装等误差因素时确定的零件实际所能承受的载荷
（主要考虑动载荷受变应力）
稳定的变应力有五个参数
最大应力，最小应力，平均应力应力幅，应力循环特征（循环比）
变应力下强度计算——疲劳强度计算
影响因素：
1，材料的极限应力；2应力集中；3尺寸效应；4表面加工质量
疲劳极限曲线
无限寿命区有限寿命区
最终疲劳曲线趋向水平对应的应力为疲劳极限应力
*疲劳强度与应力幅有极大关系。
第1章轴
1轴的分类
工作过程中承载不同分为传动轴：
主要承受转矩；心轴：
主要承受弯矩；转轴：
既承受弯矩有承受转矩。
Eg：
自行车中，前轴后轴为心轴，中轴为转轴
2轴的固定
周向：
键，花键，过盈配合，销
轴向：
轴肩，套筒，螺母，挡圈，轴头
径向：
由配合性质固定
3轴用材料
碳素钢，合金钢，铸铁
4轴的强度计算
分类
1对于只传递转矩T应用扭转强度计算
2对于至承受弯矩的应用弯曲强度计算M
3对于既受转矩又受弯矩Me=开根号（M^2+（aT）^2）
对于单独的计算过程
先用扭转强度进行初步的设计
再用弯曲强度进行校核（Me当量弯矩）
*应力校正系数a
1当为循环应力时a=1
2当为不变的转矩时a=[-1]/[1]
3当为脉冲转矩时a=[-1]/[0]
（出现于填空题）
轴章节其他填空题
一般轴多设计为阶梯状：
为了方便轴上零件的装配和安装定位
增大轴的圆角半径：
降低应力集中，提高疲劳强度
设计轴的一般步骤：
按转矩初估轴径（设计），结构设计，按当量弯矩进行校核以及安全系数
扭转强度的设计公式：
d>=c（p/n）^1/3（由T=9.55p/n切应力=T/W
提高轴的强度：
选用高强度材料，增大轴径
提高轴的刚度：
增大轴径
第2章齿轮传动
1齿轮传动的特点：
传动效率高：
传动效率=主动轮转速/从动轮转速=从动轮齿轮半径/主动轮齿轮半径=z2/z1（*此处注意和涡轮蜗杆传动进行比较
使用可靠，工作寿命长
传动比较稳定，结构紧凑
制造和安装精度较高，成本较高
中心距不可分（在接触的情况下可以有一定的变为系数，但是不能不接触，满足连续传动条件）不能用于大中心距的传动。
2分类方式
本章中多用分类方式1：
闭式齿轮，开式齿轮分类方式2：
硬齿轮，软齿轮
3主要参数
A传动比b齿数比（*必须是大的比小的，u>1）c模数，中心距，变为系数
4关于齿轮各个参数的计算
在此注意几个点
A对于斜齿轮其标准用的是法相模数mn，而除了其纵向重合度的计算运用的mn其他都运用mt端面模数。
Mn=mt*cosβ
B当量齿数=z/cosβ^3
***&&&齿轮的载荷计算
情况一：
直尺圆柱齿轮
特点：
不存在轴向力
计算：
径向力，圆周力，法相力（合力）在一个平面内，之间的关联角为啮合角
**情况二：
斜齿轮
特点，存在轴向力；左旋右旋存在螺旋角β；存在两个模数：
法相模数mn，端面模数mt，其中法相模数为标准量，端面模数大多数运用于计算中（除了附加重合度）
（***由于有β故多出一个重合度，传动平稳重合度大，承载能力大，结构紧凑）
受力为一个立方体，具体手里状况如下
情况三：
圆锥齿轮
大端为GB
******齿轮传动的计算载荷
A接触强度的计算
各个参数的意义
KA:
使用系数，（使用与外部有关）外部因素引起的附加动载荷影响系数
KV：
动载荷洗系数,运转速度等对齿轮产生的内部附加动载荷影响
KHA：
接触强度计算中的齿间载荷分布系数，（齿间，故主要由齿距误差影响）
KHB：
接触强度计算中的齿向载荷分布系数（齿向，轴向，主要由轴的制造误差产生）
齿宽系数：
b/d（在圆锥齿轮中为b/R）
Zh:
节点区域系数
Ze：
弹性系数
Zβ：
螺旋角系数cosβ^0.5
Z：
重合度系数直尺：
（4-）/3^0.5
/bd故接触疲劳强度受分度圆直径影响较大
B弯曲疲劳强度的计算
Yfa齿形系数***考虑载荷作用于齿顶时对弯曲应力的影响它只与齿形有关（事实上与齿数及变位系数有关）与模数无关。
Ysa应力修正系数
/mb故弯曲疲劳强度受模数影响较大，齿形由于会影响齿形系数故也会造成影响
******齿轮失效
齿轮失效的分类｛1轮齿折断（多数出现在齿根处）：
过载折断，疲劳折断，随机折断。
2齿面失效（多数出现在啮合点处）：
点蚀[齿面产生细小裂纹，裂纹中的润滑油在挤压作用下使裂纹扩大]，胶合，塑性变形,磨粒磨损}
由齿轮失效产生的对于设计计算准则不同，分类不同
开式齿轮传动由于没有机壳故主要失效形式为磨粒磨损和弯曲疲劳折断，计算时仍旧运用弯曲疲劳强度进行计算
闭式齿轮有个表格
闭式软齿轮
齿面点蚀
接触疲劳强度设计
中小功率
齿根疲劳折断
弯曲疲劳强度校核
闭式硬齿轮
齿根疲劳折断
弯曲疲劳强度设计
齿面点蚀
接触疲劳强度校核
大功率高速
加上齿面热胶合
热胶合强度计算
齿轮材料选择要求
有较高的抗磨损抗点蚀抗胶合抗塑性变形能力；
高强度高疲劳极限强韧性
工艺经济型高
Eg钢，铸铁，非金属材料
课上补充：
1对于硬齿闭式，由于经常出现齿根疲劳折断故设计时应使z较小（18-22大于最小根切）
2对于软尺，z应较大（30+）
3所谓算出的应力越小越好，这样到许用应力的差值裕度更大更容易达标。
4螺旋角过小体现不出斜齿轮的优越性，螺旋角过大造成轴向力过大，螺旋角最好保持在18-30度
基础选填：
A齿轮传动的主要失效形式，细分
B影响解除疲劳应力的为直径，影响弯曲疲劳应力得为模数
C齿形系数由齿数和变为系数决定
D斜齿轮轴向力遵循左右手螺旋定理（左旋右旋的判断）
E对于主动轮（由于外力带着动，故内里圆周力为阻力，同电机与拖动控制）啮合圆周力与转动方向相反，对于从动轮，啮合圆周力与转动方向相同
F对于圆锥齿轮，轴向力始终指向大端（圆锥齿轮任何GB都是对大端而言）
G齿面点蚀多出现在啮合处，齿根折断出现在齿根。
选择题中多以判断接触或者弯曲应力值的大小的形式出现
第3章涡轮蜗杆传动
引入交错斜齿传动，交错角β1+β2=90度=====>将其中的一个齿轮轴向拉长，======>形成涡轮蜗杆
1涡轮蜗杆传动的特点
A传动平稳
B传动比较大！
！
！
（作业题中经常出现i>22等）
c可以产生自锁等现象
D传动效率较低（搅油效率，啮合效率，轴承效率，其中啮合效率是损失最大的）
E结构复杂，涡轮经常采用贵重金属加工工艺复杂制造成本高
2分类
主要分为左旋和右旋，常用：
右旋
3蜗杆传动的主要参数及几何计算
A基准轮廓！
！
！
：
在给定截面上的规定齿廓。
——在基准轮廓面上相当于齿轮和齿条的啮合
B模数，蜗杆、、蜗杆分度圆直径和直径特性系数
1模数：
对于蜗杆标准模数为mx（轴向）对于涡轮同齿轮为mt
2蜗杆分度圆直径d1为标准值===>故引出了直径特性系数q（基本上等同于z的位置，既d1/m=q
3蜗杆有了直径特性系数故其z1为蜗杆头数（在蜗杆截面横切一刀有几条螺纹为几头）===>蜗杆头数一般为z=｛1，2｝蜗杆头数太高间隔太小不宜制造，蜗杆头数太小容易自锁（z=1经常出现自锁情况他）。
4导程角及螺旋角
===>导程的概念：
同一螺旋线上，相邻两齿间的轴向距离（np）！
=齿距
导程角tanγ=zp/πd=z/q
!
!
!
导程角和螺旋角的关系：
螺旋角定义：
轮齿走向和轴向之间的角度~，蜗杆导程角和螺旋角互余
5变位系数只有涡轮有变位，蜗杆不会产生变位。
******传动比！
I=主动转速/从动转速=z2/z1!
=d2/d1=====>传动比大于一，减速，蜗杆传动主动；传动比小于一，加速，涡轮主动
3蜗杆传动的载荷和失效分析
同齿轮分析
但是由于有效率，故圆周力分别计算，同时两者fa分别由另一个的T求而不是通过自己的角度关系求。
******蜗杆的传动失效分析
与齿轮相似，但更严重的是蜗杆传动过程中，涡轮与蜗杆的相对滑动速度过大！
===>造成传动效率过低，摩擦磨损发热严重===>主要为胶合，磨损，点蚀（热产生）！
！
！
故按照轮齿接触强度计算，且主要为涡轮！
的失效计算。
！
！
！
涡轮蜗杆的强度校核中还必须考虑热平衡计算。
传动材料的选择
蜗杆细长，尺寸小而且一直处于接触状态下故应采用精度更高的材料：
碳钢，合金钢
涡轮需要减磨性和耐磨性好的材料，通常采用铜合金和铸铁，锡青铜
基础选填
A主要失效形式为：
涡轮的齿面点蚀，磨损，胶合（接触强度计算）｛失效计算以涡轮为主｝
B涡轮的效率有：
啮合效率，搅油效率，轴承效率，啮合效率影响最大
C涡轮蜗杆传动比不稳定主要由于涡轮蜗杆传动相对滑动速度过大
D涡轮和蜗杆旋向相同（蜗杆β+γ=九十度，而涡轮和蜗杆的连接相当于直角斜交两齿轮，故β1+β2=九十度，故蜗杆的导程角=涡轮的螺旋角
E涡轮蜗杆传动比不能用直径之比
F效率蜗杆主动tanγ/tan（γ+p）
G单头螺杆自锁性好
此章可能出现大题，分析受力方向和转动方向
第4章带传动
1带传动分类
开口传动交叉传动半交叉传动：
半交叉传动！
！
！
只适用于单向平型带传动
Ip：
v带：
特点横截面夹角为40度，但由于传动过程受力产生收缩变形，故带槽夹角为小于40度
2以v带传动为例分析带传动的受力
A预紧力（初拉力）f0
B有效圆周力当运行起来出现紧边松边，紧边拉力-松边拉力=有效圆周力
C欧拉公式
表示了临界状态紧边拉力和松边拉力的比值
D最大有效圆周力
临界状态下的有效圆周力
带的受力分析（图）
拉力：
紧边拉力，松边拉力（特点，紧边松边直线段保持不变，在大袋轮和小带轮上在f1和f2之间连续变化着）
离心力：
pv^2/A（特点，处处都想等）
弯曲应力：
由弯曲应变乘以弹性模量得来Ey/r=2ey/d
三者相加为最后所得带的受力分析
******关于带的失效形式
1带的弹性滑动与打滑（两者之间存在关系）
弹性滑动本质上是由于松边和紧边的拉力差产生===>事实上为只要存在有效圆周力（松边和紧边的拉力差）就会存在弹性滑动，故弹性滑动是无法避免的
带的打滑：
发生在一部分接触弧上。
带的接触弧氛围有相对滑动的滑动弧和无相对滑动的静弧，当静弧角=0时带发生打滑现象
区别在于：
1弹性滑动时发生在整个带体上的（整体发生），打滑发生在带的局部，而且经常发生在临界拉力时
2只要存在有效圆周力就存在弹性滑动
综上，带传动中，带受力最大点位于紧边进入小带轮处
静弧（停止不动）位于紧边进入小带轮一侧
V带传动设计
V带受力由三部分组成，三部分的和<=许用应力，然后将紧边拉李独立出来，则可求出预加力（初应力）的大小范围。
设计过程：
1小带轮不能过小===>过小则最大弯曲应力反比于小带轮直径===>会造成最大弯曲应力过大，产生疲劳破坏
2中心距不易过小===>由画图可看出，中心距过小则包角过小，带的应力循环次数增大，故造成带的寿命变短
3由于最大有效圆周力与摩擦系数和小带轮包角大小有关，所以小带轮包角>=120，过小则容易使有效圆周力的许用值过小，影响带传动的传动能力
基本选填
A带传动是利用带轮间的挠性带传动的装置，属于摩擦学分支，利用摩擦力传递力矩
Bv带承载能力大但是半交叉传动只能使用平型带
Cv带中性层不发生变形故称之为节面
******D带传动的主要特点：
传动平稳，噪声小，可缓和冲击和震动，结构简单，安装制造维护简单成本低，传动中心距较大；缺点在于，由于运用带传动，故带的磨损比较严重，寿命较短，结构不紧凑，需要张紧装置。
E带传动的主要失效形式为疲劳拉断和打滑（弹性滑动是造成打滑的原因，但是弹性滑动不属于失效（具体见表）
原因
现象
后果
避免措施
弹性滑动
松紧边拉里不一致造成速度变化
局部带在局部上发生弹性滑动（没有严重扩大到整个轮面）
在小轮上，从紧边进入松边，带回缩故带速小于小轮速……使从动轮速度低于主动轮速度
不可避免，只要有有效圆周力就必有弹性滑动，选E较大的材料可以减小
打滑
过载引起，传递圆周力大于最大圆周力
整个带在轮面上相对滑动
整个带在轮面上滑动
F大题曾出现画带传动受力图的题
G用大带轮作为主动轮功率更大？
==
H利用小带轮转速和计算功率来进行设计
第5章滑动轴承
滑动轴承作为机械支撑，主要由轴颈和轴瓦两个部分组成，由于该类之称的摩擦状态属于滑动摩擦所以称之为滑动轴承
特点：
以相对滑动的量表面（多为柱面，平面，球面）为核心的支撑组件===运动副为滑动副
依据轴瓦和轴承的摩擦状态分为：
非流体润滑状态（混合摩擦状态）★和流体润滑状态（摩擦）｛了解｝
滑动轴承的材料和性能特点
滑动轴承的轴颈部分直接加工于轴上（为轴的一部分）===加工要求高
与轴颈接触的为轴瓦选择有色金属合金材料和非金属材料
轴瓦材料需要满足的特点：
足够的强度，良好的苏醒耐磨性，抗腐蚀性热性能，工艺经济性
滑动轴承分类：
径向滑动轴承===主要承担径向轴承，轴向滑动轴承===主要承受轴向载荷，组合型滑动轴承===同时承担径向和轴向载荷（径向和轴向滑动轴承，自动调心滑动轴承，前者径向和轴向相互独立，后者自适应性强）
滑动轴承分类二：
混合摩擦状态滑动轴承，流体润滑滑动轴承（固体润滑滑动轴承）
★★★★★
混合摩擦状态滑动轴承的设计准则（非流体润滑状态）
轴承承载面平均压强：
过大的表面压强会对材料表面的强度造成较大的影响，为了防止磨损故对其承载面压强进行设计
轴承最大相对滑动速度
轻载高速时压强达到标准但是过大的速度会对相互接触的工作面造成交大的磨损
轴承摩擦热效应的限制性计算
Pv，两者对摩擦热都有影响，摩擦效应引起温度升高，摩擦热量的产生于单位面积上的摩擦功耗成正比，pv表征摩擦功耗。
★★★★★
流体润滑状态滑动轴承的条件
1滑动轴承相对运动表面形成楔形空间，且其相对运动使该区域内流体从宽阔处流向狭窄处（从大口流向小口）
2有充足的流体供给，连续流动，有一定粘度，连续性
3相对运动表面的最小间距必须大于表面不平度只喝，既两表面见不发生直接的相互接触。
第6章螺纹连接
1螺纹种类及主要参数
左旋右旋分类，常用右旋
三角形螺纹（常用于连接），矩形螺纹（用于传动，但是强度较差），梯形螺纹（优于矩形螺纹，常用于传动），锯齿形螺纹（单向传动）和管螺纹
主要参数：
螺纹大径==>公称参数；螺纹小径===>多用于校核强度，外螺纹的危险剖面直径，强度直径；螺纹中径==>假想直径，计算升角，螺距导程等利用
同蜗杆：
单头螺纹易自锁，多头螺纹传动。
（补充概念，螺纹副：
外螺纹和内螺纹连接称为螺纹副，防松中说到的螺纹副为螺母和螺栓上的螺纹副）
对各个形状螺纹的深入探讨：
一些概念：
牙型角，轴剖面内，螺纹两牙型侧边夹角；牙形斜角；一侧边与径向直线的夹角（对称时，牙形斜角是牙型角的一半）
***除了（不经常使用的矩形螺纹）其他螺纹的参数都已经标准化
三角形螺纹，α=60，β=30，μe=μ/cosβ故β大当量摩擦系数大，摩擦大，经常用于连接。
粗牙螺纹和细牙螺纹，多用粗牙螺纹，细牙螺纹螺距小，精细所以强度高（牙很细小故外径小，内经中经大才使整个牙小）自锁性好但是磨损后极易被磨平滑扣
矩形螺纹，α=β=0，当量摩擦系数小，摩擦小，用于传动，但制造困难，同心度差强度弱
梯形螺纹，α=30=2β，解决了矩形螺纹的一些问题，常用于传动
锯齿形螺纹，一边β=3一边β=30，工作边要传动，摩擦要小β=3
2螺纹副的受力和自锁
拧紧（力大）Ft=Ftan（+）效率也应是正的η=tan/tan（+）
松开时反之多为减
F为预紧力
3******螺栓连接的基本类型
A普通螺栓（受拉螺栓）薄件，需要两个连接工件都打通孔，可以经常拆卸。
B绞制孔螺栓（受剪螺栓）原理：
侧壁受压利用配合需要精确确定两被连接件的相对位置
C螺钉连接母和钉一体，用于被连接件较厚******不宜经常拆卸
D双头螺柱连接被连接件较厚可以经常拆卸
E紧钉螺钉？
依赖摩擦力承受外载，用于相对定位及承受不大的力矩
注意各种螺纹连接的画法！
！
！
3******螺纹的拧紧和防松
A螺纹紧固件的标号等级o.o点前=拉伸强度极限/100，点后=10（屈服强度极限/拉伸强度极限）bs
B加预紧力时为0.2Fd（T分为摩擦力据和ft产生的扭转力矩）
C螺纹防松的主要目的！
！
！
***
根本目的是为了防止螺纹副之间的相对运动（螺纹副之间的相对运动指的是螺母和螺纹之间的相对运动）
常用的防松方法摩擦防松：
双螺母机械防松：
加止动垫片，加销钉破坏性放松：
焊接，铆钉铆死
******强度计算
松连接简单直接用力除以面积===>无预紧力
紧连接
A受横向工作载荷FR的紧连接
1受拉螺栓（普通螺栓紧连接）
普通受拉螺栓连接是靠预紧力产生的摩擦力平衡FR
其受力分为两部分：
预紧力产生的拉应力（拧紧时产生的螺纹拧紧力）fr产生的扭转力矩产生的剪切应力
1.3F'/A
2受剪螺栓由挤压产生的挤压应力平衡FR，
挤压强度条件如图
B受轴向工作载荷的紧螺栓连接强度设计
由变形协调条件计算得，有两块出现变形
1工件被连接件受压变形，被挤压，变短
2螺栓受拉变形，被拉长
Step1加预紧力F'工件被压缩▷1，螺栓被拉长▷2
Step2加工作载荷卸了一部分预紧力，此时残余预紧力F''
Step3从1到2因为要变形协调一段少一段补上所以有变形量相等
工件受力从预紧力变成残余预紧力紧固件受力从F'到F0=F+F''，工件受力从F'==>F''
Step4c1为螺栓变形系数c2为工件变形系数c1/c1+c2===>相对刚度系数
F0=F''+F=F'+C1/（C1+C2）*F（此处得到的是总的螺栓受到的轴向力）
最终同受横向载荷的力一致计算1.3
｛掌握疲劳强度的计算
当加上的工作载荷在某个范围内变化，则总得螺栓拉力也在某个对应的范围内变化（乘以相对刚度系数）
！
！
！
一般连接中最疲劳破坏起主要作用的是应力幅。
｝
4提高螺栓连接强度的措施
A改善螺纹牙间的载荷分配
B避免产生附加应力（弯曲应力）
C减小应力集中
D减小应力福
E加适当的预紧力
F选择适当的制造工艺
★★★★★螺栓组连接计算
Point：
按效果分事实上就只有两类
1产生的效果在轴向，相当于加轴线力：
M,F
PsM产生的效果是在轴向的其分配力的大小与力作用点到中心轴线！
！
！
的距离有关（线）
分配到各个实际单个螺栓紧固件上分析哪个处于最危险的位置，再利用单个螺栓的受力分析
Ps注意残余预紧力必须大于零（这个地方可以作为一个确定数的范围的公式）
2产生的效果在横向，相当于加横向力：
T,FR
PsT产生的效果是在横向的（蹭着螺母和工件的接触表面），其分配力的大小与力作用电到中心点！
！
！
的距离有关（点）
分配到各个实际单个螺栓紧固件上分析哪个处于最危险位置，再利用当个螺栓的受力分析
Ps注意如果说单个螺栓既受轴向力又受横向力，预紧力产生的摩擦力要能平衡掉横向力！
！
！
此时的预紧力由于受了轴向力的影响！
！
！
是残余预紧力F''
此处必考一大题参考例题
P210例题（最复杂情况）
6-26，29两道作业题（分别为仅有横向载荷26和仅有轴向载荷29情况）
基本选填
A各种螺纹连接形式的适用范围
B螺纹防松的根本在于：
螺纹副的防松，既防止螺母和螺栓之间的相对滑动
C受拉螺栓在承受横向载荷时，螺栓内部受到两部分两种应力的作用，其一为预紧力F’产生的拉应力，其二为拧紧力矩T===Ft===F'*tan产生的切应力，预紧力产生的摩擦力平衡外载荷（===>故普通受拉螺栓不能承受太大的横向载荷！
！
！
）
D！
！
！
螺纹连接是通过螺纹零件产生进行的可拆装连接
E螺栓的强度级别精度级别为0.0前为抗拉强度/100，后为10屈服强度/抗拉强度
第7章轴类连接件（键，联轴器）
一键
键：
平键（普通平键【方头平键｛下端没有扣紧可以左右移动，配合销钉使用｝，圆头平键｛指状铣刀铣出｝，一端圆头一端方头】，滑动平键｛键固定在轮毂上｝，导向平键｛导轨轴，键固定在轴上｝；半圆键（强度削弱大，但是用于不规则平面例如锥形轴）楔键连接（工作表面为上下表面，传递单向轴向力===通过摩擦力，但是由于配合产生了偏心===由于角度楔形===故不能用于准确定心，高速及承受冲击震动或变载的连接
切向键连接（两个楔形键相互贴合1：
100的楔键）
花键连接
（前提：
当一个键的强度不足以承担时先考虑做对称的两个键，如果两个以上的键会削弱轴的强度，则此时要考虑用花键（其实不是键，是一个轴，内花键为轴体，外花键为轮毂）
定位：
内径定心：
优先使用===内径对应着外轮毂孔的外部，利于制造加工
外径定心：
不大好制造加工
侧面定心：
可以自动定位====渐开线定心
平键的画法！
！
！
沿着轴向剖开：
轴做局部剖，键不剖，轴槽开键相同大小，轮毂槽开通槽
沿着断面剖开：
轴和键都做全剖
Ps键的b*h是有与之配合的轴来定的===键宽只有一个标准公差带等级h8
键的长度l由轮毂长度来定
二联轴器
刚性联轴器
弹性联轴器
固定式刚性联轴器
可移式刚性联轴器
弹性套柱销联轴器
套筒联轴器
凸缘联轴器
十字滑块联轴器
万向联轴器
尼龙柱销联轴器
齿轮联轴器
在最后一道改错题中经常出现：
联轴器是通孔！
！
！
弹性联轴器降低了径向的定位精度要求（具体见下图）
第8章滚动轴承！
！
！
滚动轴承是标准件：
1其校核是标准的标注的时候只标注与滚动轴承配合的外壳以及内轴颈===滚动轴承作为标准件不用标注
2滚动内运用基孔制，外运用基轴制
滚动轴承分为外圈和内圈，外圈固定不动，内圈随着轴进行转动，内圈外圈滚动体和保持架
***内外圈上的凹槽限制滚动体轴向移动且降低接触应力，保持架使滚动体等距离分布且减小滚动体健的接触和摩擦
滚动轴承分类GB3567径向轴承===径向力===就一个
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