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1、 1）降低零件应力集中的影响； 2）提高零件的表面质量； 3）对零件进行热处理和强化处理； 4）选用疲劳强度高的材料； 5）尽可能地减少或消除零件表面的初始裂纹等。第四章 摩擦、磨损及润滑膜厚比是指两滑动表面间的最小公称油膜厚度与两表面轮廓的均方根偏差的比值，边界摩擦状态时1，流体摩擦状态时3，混合摩擦状态时 13。润滑剂的极性分子吸附在金属表面上形成的分子膜称为边界膜。边界膜按其形成机理的不同分为吸附膜和反应膜，吸附膜是由润滑剂的极性分子力（或分子的化学键和力）吸附于金属表面形成的膜，反应膜是由润滑剂中的元素与金属起化学反应形成的薄膜。在润滑剂中加入适量的油性添加剂或极压添加剂，都能提高边界

2、膜强度。润滑油的粘度即为润滑油的流动阻力。润滑油的粘性定律：在液体中任何点处的切应力均与该处流体的速度梯度成正比（即= *y/u ）。在摩擦学中，把凡是服从粘性定律的流体都称为牛顿液体。粘度通常分为以下几种：动力粘度、运动粘度、条件粘度。按国际单位制，动力粘度的单位为 Pas（帕秒），运动粘度的单位为 m2/s，在我国条件粘度的单位为 Et（恩氏度）。运动粘度t 与条件粘度E 的换算关系见式（ 45）； 动力粘度与运动粘度t的关系见式（ 44）。流体动力润滑是利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润滑。流体静力润滑是从外部将加压的油送入摩擦面间，强迫形成承载油膜的润滑。区别：流体静力润滑的

3、承载能力不依赖于流体粘度，故能用低粘度的润滑油，使摩擦副既有高的承载能力，又有低的摩擦力矩。流体静力润滑能在各种转速情况下建立稳定的承载油膜。流体动力润滑通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题。弹性流体动力润滑是研究在相互滚动（或伴有滑动的滚动）条件下，两弹性体之间的润滑问题。流体动力润滑把零件摩擦表面视为刚体，并认为润滑剂的粘度不随压力而改变。弹性流体动力润滑考虑到零件摩擦表面的弹性变形对润滑的影响，并考虑到润滑剂的粘度随压力变化对润滑的影响。第七章 螺栓常用螺纹有普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹和锯齿形螺纹等。前两种螺纹主要用于连接，后三种螺纹主要用于传动。对连接螺纹的要求是自锁性好，

4、有足够的连接强度；对传动螺纹的要求是传动精度高，效率高，以及具有足够的强度和耐磨性。螺纹的余留长度越长，则螺栓杆的刚度 Cb 越低，这对提高螺栓连接的疲劳强度有利。因此，承受变载荷和冲击载荷的螺栓连接，要求有较长的余留长度。因为在冲击、振动和变载荷的作用下，螺旋副间的摩擦力可能减少或瞬时消失，高温和温度变化大的情况下，也会使连接松脱。机械防松：开口销和六角开槽螺母、止动垫片、串联钢丝摩擦防松：对顶螺母、弹簧垫片、自锁螺母；破坏螺旋副运动关系防松：铆合、冲点、涂胶粘剂；普通螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆螺纹部分断裂，设计准则是保证螺栓的静力拉伸强度或疲劳拉伸强度。铰制孔用螺栓连接的主要失效形式是

5、螺栓杆和孔壁被压溃或螺栓杆被剪断，设计准则是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度。普通紧螺栓连接所受轴向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为不变号的不对称循环变载荷，0r 1；所受横向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为静载荷， r = +1。在螺纹连接中，约有 1/3 的载荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此采用螺纹牙圈数过多的加厚螺母，并不能提高螺纹连接的强度。采用悬置螺母，环槽螺母，内斜螺母以及钢丝螺套，可以使各圈螺纹牙上的载荷分布趋于均匀。第六章 键的连接两平键相隔 180布置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附加弯矩，受力状态好。两楔键相隔9

6、0 120 布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为 180时，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因此，两个楔键间的夹角既不能过大，也不能过小。半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置在轴的同一横截面上。故可将两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花方法加工。第八章 带传动若大带轮上的负载为恒功率负载，则转速高时带轮上的有效拉力小，转速低

7、时有效拉力大。因此，应当按转速为 500r/min 来设计带传动。若大带轮上的负载为恒转矩负载，则转速高时输出功率大，转速低时输出功率小。因此，应当按转速为 1000r/min 来设计带传动。因为单根普通 V 带的基本额定功率 P0是在 i=1（主、从动带轮都是小带轮）的条件下实验得到的。当 i1 时，大带轮上带的弯曲应力小，对带的损伤减少，在相同的使用寿命情况下，允许带传递更大一些的功率，因此引入额定功率增量P0。在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变形以及传递动力时松、紧边的拉力差造成的，是带在轮上的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有的，是不可避免的。弹性滑动使带传动的传动比增大。当带传动

8、的负载过大，超过带与轮间的最大摩擦力时，将发生打滑，打滑时带在轮上全面滑动，打滑是带传动的一种失效形式，是可以避免的。打滑首先发生在小带轮上，因为小带轮上带的包角小，带与轮间所能产生的最大摩擦力较小。小带轮的基准直径过小，将使 V 带在小带轮上的弯曲应力过大，使带的使用寿命下降。小带轮的基准直径过小，也使得带传递的功率过小，带的传动能力没有得到充分利用，是一种不合理的设计。带速 v 过小，带所能传递的功率也过小（因为 P=Fv），带的传动能力没有得到充分利用；带速 v过大，离心力使得带的传动能力下降过大，带传动在不利条件下工作，应当避免。带传动的中心距 a 过小，会减小小带轮的包角，使得带所能

9、传递的功率下降。中心距 a 过小也使得带的长度过小，在同样的使用寿命条件下，单根带所能传递的功率下降。中心距小的好处是带传动的结构尺寸紧凑。带传动中心距 a 过大的优缺点则相反，且中心距过大使得带传动时松边抖动过大，传动不平稳。初拉力 F0过小，带的传动能力过小，带的传动能力没有得到充分利用。初拉力 F0大，则带的传动能力大，但是，初拉力过大将使的带的寿命显著下降，也是不合适的。带的根数 z 过少（例如 z=1），这有可能是由于将带的型号选得过大而造成的，这使得带传动的结构尺寸偏大而不合适。如果带传动传递的功率确实很小，只需要一根小型号的带就可以了，这时使用z=1 完全合适。带的根数 z 过多

10、，将会造成带轮过宽，而且各根带的受力不均匀（带长偏差造成），每根带的能力得不到充分利用，应当改换带的型号重新进行设计。输送机的 F 不变， v提高 30%左右，则输出功率增大 30%左右。三种方案都可以使输送带的速度 v提高，但 V 带传动的工作能力却是不同的。（ 1） d d 2 减小， V 带传动的工作能力没有提高（ P0 ， K L， K a ， P0 基本不变），传递功率增大 30%将使小带轮打滑。故该方案不合理。（ 2） dd1增大， V 带传动的工作能力提高（P0 增大 30%左右， K L ， K a ， P0 基本不变），故该方案合理。（ 3） D 增大不会改变 V 带传动的工

11、作能力。应全部更换。因为带工作一段时间后带长会增大，新、旧带的长度相差很大，这样会加剧载荷在各带上分配不均现象，影响传动能力。第九章 链传动国家标准中没有规定具体的链轮齿形，仅规定了最小和最大齿槽形状及其极限参数，实际齿槽形状位于最小与最大齿槽形状之间，都是合适的滚子链齿形。小链轮的齿数 z1 过小，运动不均匀性和动载荷增大，在转速和功率给定的情况下， z1 过小使得链条上的有效圆周力增大，加速了链条和小链轮的磨损。小链轮齿数 z1过大将使的大链轮齿数 z2过大，既增大了链传动的结构尺寸和重量，又造成链条在大链轮上易于跳齿和脱链，降低了链条的使用寿命。链的节距越大，则链条的承载能力就越大，动载

12、荷也越大，周期性速度波动的幅值也越大。在高速、重载工况下，应选择小节距多排链。链传动的中心距一般取为 a0=（3050）p（p 为链节距）。中心距过小，单位时间内链条的绕转次数增多，链条的磨损和疲劳加剧，链的使用寿命下降。中心距过小则链条在小链轮上的包角变小，链轮齿上的载荷增大。中心距过大，则链条松边的垂度过大，链条上下抖动加剧，且链传动的结构尺寸过大。第十章 齿轮减小齿根处的应力集中；增大轴和轴承处的支承刚度；采用合适的热处理方法，使齿面具有足够硬度，而齿芯具有足够的韧性；对齿根表面进行喷丸、滚压等强化处理。在节线附近通常为单对齿啮合，齿面的接触应力大；在节线附近齿面相对滑动速度小，不易形成

13、承载油膜，润滑条件差，因此易出现点蚀。在开式齿轮传动中，由于齿面磨损较快，在点蚀发生之前，表层材料已被磨去，因此，很少在开式齿轮传动中发现点蚀。闭式齿轮传动的主要失效形式为轮齿折断、点蚀和胶合。设计准则为保证齿面接触疲劳强度和保证齿根弯曲疲劳强度。采用合适的润滑方式和采用抗胶合能力强的润滑油来考虑胶合的影响。开式齿轮传动的主要失效形式为齿面磨损和轮齿折断，设计准则为保证齿根弯曲疲劳强度。采用适当增大齿轮的模数来考虑齿面磨损对轮齿抗弯能力的影响。轴、轴承以及支座的支承刚度不足，以及制造、装配误差等都会导致载荷沿轮齿接触线分布不均，另一方面轴承相对于齿轮不对称布置，也会加大载荷在接触线上分布不均的

14、程度。改进措施有：增大轴、轴承以及支座的刚度；对称布置轴承；尽量避免将齿轮悬臂布置；适当限制齿轮的宽度；提高齿轮的制造和安装精度等。在任何情况下，大、小齿轮的接触应力都相等。若大、小齿轮的材料和热处理情况相同，许用接触应力不一定相等，这与两齿轮的接触疲劳寿命系数 K HN 是否相等有关，如果 KHN1 = K HN2，则两者的许用接触应力相等，反之则不相等。（ 1）将齿轮 2 轮齿的两个工作面分别称为 A 面和 B 面。齿轮 1 为主动轮，若齿轮1推动A面使齿轮2转动，则齿轮2靠B面推动齿轮3转动。因此，轮齿的弯曲应力为对称循环， r= -1，齿面接触应力总是脉动循环， r = 0 。（ 2）

15、在齿轮2上，轮齿的A面和B面接触应力具有相同的循环次数齿轮2转动一圈，轮齿的A面受力一次，B面受力一次，弯曲应力为一次对称循环。因此，弯曲应力的循环次数第十一章 涡轮蜗杆在机械系统中，原动机的转速通常比较高，因此，齿轮传动和蜗杆传动通常用于减速传动，故常以蜗杆为主动件。在蜗杆传动中，蜗杆头数少时通常反行程具有自锁性，这时蜗轮不能作为主动件；当蜗杆头数多时，效率提高，反行程传动不自锁，蜗轮可以作为主动件，但这种增速传动与齿轮传动相比，齿面相对滑动速度大，对材料要求高，易发生磨损和胶合破坏，因此很少应用。因为蜗杆传动效率低、发热量大，易发生胶合失效，因此应特别重视发热问题。通过计算单位时间的发热量

16、和单位时间的散热量，可以求得热平衡温度值，要求热平衡温度值在允许的范围内。如果热平衡温度过高，就应当加强散热能力。常用的散热措施有：在箱体上设计散热片以增大散热面积，在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通，在箱内加装循环冷却管路来降低润滑油的温度。如果蜗杆刚度不足，受力后产生过大的弹性变形，将会影响轮齿间的正确啮合。因此需要对蜗杆进行刚度校核，第十二章 滑动轴承滑动轴承分成轴承座和轴瓦，一方面是为了节省轴承材料，另一方面是当滑动轴承磨损后，可调整或更换轴瓦，而不必更换轴承座。轴瓦上敷一层轴承衬主要是为了节省贵重金属，并使轴承具有良好的摩擦顺应性和抗胶合能力。油孔和油槽应开在轴承的非承载区，轴向油槽

17、在轴承宽度方向上不能开通，以免漏油。剖分式轴承的油槽通常开在轴瓦的剖分面处，当载荷方向变动范围超过 180时，应采用环形油槽，且布置在轴承宽度中部。磨粒磨损、疲劳磨损、胶合、刮伤、腐蚀对滑动轴承材料的性能有以下几方面的要求：1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性； 2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性； 3）足够的强度和抗腐蚀能力； 4）良好的导热性、工艺性和经济性等。滑动轴承速度高时，油的温升高，为了降低油的温升，设计时相对间隙 应取得大一些；速度低时则取得小一些，这也有利于提高承载能力。滑动轴承的承载能力 F 与相对间隙 的平方成反比。因此载荷大时，相对间隙 应取得小一些；载荷小时则取得大一些

18、，这也有利于降低油温。液体动力润滑轴承在起动时仍处于不完全润滑状态，因此，仍对轴瓦材料有要求，仍应进行压力 p，速度 v 和压力与速度的乘积 pv 的验算。液体润滑轴承与不完全液体润滑轴承的区别在于前者有一套连续供油系统，保证轴承间隙中充满润滑油，液体润滑轴承用于重要轴承。不完全液体润滑轴承没有连续供油的系统，不能保证连续供油，不完全润滑轴承用于一般轴承。形成动压油膜的必要条件是：相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度，且使润滑油从大口进小口出润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。液体动力润滑径向滑动轴承的承载能力可通过公式（ 1221）和（ 122

19、4）分析。（ 1）转速 n 提高，则承载能力 F 提高。（ 2）宽径比B / d 减小，则承载能力 F 降低。（ 3）润滑油的粘度 提高，则承载能力 F 提高。（ 4）表面粗糙度值减小，则允许的最小油膜厚度减小，偏心率 x增大。因此，承载能力提高。（ 1）当最小油膜厚度 hmin的计算值小于许用油膜厚度 h 时，说明轴承的承载能力不够。可考虑采用以下方法进行改进，如增大 d，B，B/d，或减小 等。（ 2）可考虑改选材料，增大 B 等来提高承载能力。（ 3）当入口温度 ti的计算值偏低时，说明轴承的温升过高，承载量过大。可考虑增大d，B等来提高承载能力。液体润滑轴承的润滑油除了起润滑作用外，还

20、起到带走摩擦面间热量的作用；不完全润滑轴承的润滑油主要起润滑作用。第十三章 滚动轴承两支点各单向固定的支承方式用于工作温度变化较小且支承跨度不大的短轴；一支点双向固定，另一支点游动的支承方式用于支承跨度较大或工作温度变化较大的轴；两支点游动的支承方式用于人字齿轮传动的游动齿轮轴。为了提高轴承的旋转精度、提高轴承装置的刚度、减少轴的振动，常采用具有预紧结构的轴承装置。小锥齿轮轴通常采用悬臂支承方式，将轴和轴承支承在套杯里，这种结构可以通过两组调整垫片方便地调整小锥齿轮的轴向位置以及轴承游隙的大小。第十五章 轴扭转强度条件用于仅（主要）承受扭矩的传动轴的计算，也用于转轴结构设计时的初步估算轴径。弯扭合成强度条件用于转轴的强度校核计算。疲劳强度条件用于校核计算变应力情况下轴的安全程度。静强度条件用于校核计算轴对塑性变形的抵抗能力。按弯扭合成强度校核轴时，危险截面应选在弯曲应力和扭转切应力大的截面，考虑的因素主要是轴上的弯矩、扭矩和轴径。按疲劳强度校核轴时，危险截面应选在弯曲应力和扭转切应力较大且应力集中系数大的截面，考虑的因素除了轴上的弯矩、扭矩和轴径外，还应考虑综合影响系数的影响。