机械设计缩印

机械设计缩印

1、螺纹连接的类型与应用：普通螺栓连接：被连接件上的通孔和螺栓之间有间隙，结构简单，装拆方便，使用时不受连接件材料的限制，应用极广。

铰制孔用螺栓连接：精确固定被连接件的相对位置，承受横向载荷，常用于仅承受横向载荷且精度要求比较高的场合中。

双头螺栓连接：拆卸时，螺柱留在连接件中，用于被连接件太厚不宜制成通孔。材料比较软，且需要经常拆装的场合。

螺钉连接：螺钉直接拧入连接件的螺纹孔中，不用螺母，连接简单紧凑，多用于受力不大或不需要经常拆装的场合。

紧定螺钉连接：固定两个零件的相对位置，可传递不大的力或转矩。 吊环螺钉连接：装在机器或大型零部件的顶盖或外壳上便于起吊。

2、摩擦型带传动：平带传动（带轮加工容易，主、从动轮配置灵活，更换皮带方便）圆带传动（结构简单，多用于小功率传动） V带传动（横截面呈等腰梯形，承载力强，传动比大，结构紧凑，应用最广）多楔带传动（组合平带和V带的优点。柔性好，摩擦力大，传递功率大，结构紧凑）啮合型带传动（啮合传动，能保证主、从动轮同步。带与带轮之间没有相对滑动，保证严格传动比，但对中心距和尺寸稳定性要求高）

3、带的弹性滑动概念：由于带的弹性变形而引起的带与带轮之间的微量滑动。（无法避免） 打滑：由于过载所引起的带在带轮上的全面滑动，工作中是应该避免的。在传动突然超载时，打滑可以起到过载保护作用，避免其它零件发生损坏。

关系：当Fe=F1-F2

4、V带传动设计的主要思想：①确定计算功率②选择V带的带型③确定带轮的基准直径dd并验算带速V④确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld ⑤验算小带轮上的包角α1⑥确定带的根数z ⑦确定带的初拉力F0 ⑧计算带传动的压轴力Fp

5、点蚀、胶合形成的机理影响因素

点蚀，是齿面材料在变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。 胶合：是对于高速重载的齿轮传动，齿面间的压力大，瞬时温度高，润滑效果差。当瞬间温度过高时，相啮合的两齿面就会发生粘在一起的现象。由于此时，两齿面又在作相对滑动，相粘结的部位即被撕破，于是在齿面上相对滑动的方向形成伤痕。

6、 蜗杆传动主要应用特点：①当使用单头蜗杆时，蜗杆每旋转一周，蜗轮只转过一个齿距，因而能实现大的传动比，而且零件数目少，结构很紧凑。②在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。③当蜗杆的螺旋线升角小于啮合在的当量摩擦角时，蜗杆传动便具有自锁性。④蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮（或轮圈）。蜗杆传动通常用于减速装置。 7、主要几何参数及计算，对传动效率的影响 模数m 压力角α（ZA蜗杆轴向压力角α

0

0

a

为20，ZN、ZI、ZK法向压力角αn为20 αa1=αa2，tanαa=tanαn/cosr）蜗杆分度圆直径d1 (直径系数q=d1/m)蜗杆头数Z1（单头蜗杆传动比可较大，但效率低。头数多，加工困难） 导程角r （tanr=z1/q=pz/πd1=z1pa/πd1=z1m/d1）传动比与齿数比（i=n1/n2 u=z2/z1 i=u） 蜗轮齿数z2（查表）蜗杆传动的标准中心距a=1/2(d1+d2)=1/2(q+z2)m

8、主要失效形式和计算项目

在开式传动中主要发生齿面磨损和轮齿折断，计算项目：齿根弯曲疲劳强度

在闭式传动中，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀失效。计算项目：齿面接触疲劳强度设计。齿

1

根弯曲疲劳强度校核，热平衡核算。

9、轴：按扭转强度条件计算：只按轴所受的扭矩来计算轴的强度，如果还受到有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。初步估算轴径，对不太重要的轴，可作最后计算结果。

按弯扭合成强度条件计算，既受弯矩又承受扭矩的轴：通过轴的结构设计，轴的主要尺寸，轴上零件位置。以及外载荷和支反力的作用位置均已确定。轴上的载荷已可以求得时使用。一般的轴用这种方法计算即可。

按疲劳强度条件进行精确校核：这种校核计算的实质在于确定变应力情况下轴的安全程度，在已知轴的外形，尺寸及载荷的基础上，即可通过分析确定出一个或几个危险截面 10、滑动轴承4种摩擦类型与特点

干摩擦：表面间无任何润滑剂或保护膜，纯属直接接触时的摩擦。特点：1、接触峰点之间发生粘结、剂压、剪切、塑性流动2、摩擦磨损最严重，f=0.15~0.5

边界摩擦：两表面上的极薄的吸附油膜之间的摩擦。特点：能降低摩擦阴力，减轻磨损，但膜厚小于粗糙度，强度不高，磨损不可避免。

流体摩擦：摩擦表面完全被流体膜隔开，摩擦发生在流体的内部。特点：摩擦阻力最小，磨损最轻，是理想的摩擦状态。

混合摩擦：处于三种摩擦的混合状态，摩擦系数比边界摩擦时要小的多。（边界摩擦和混合摩擦在工程实际中很难区分，常统称为边界摩擦）

11、 调心球轴承（1）调心滚子轴承（2）圆锥滚子轴承（3）推力球轴承（5）深沟球轴承（6）角接触球轴承（7）推力滚子轴承（8）滚针轴承（NA）圆柱滚子轴承（N、NU） 应用特点：调心轴承（1、2）--调心，滚针轴承（NA）--径向紧凑，内外圆可分离（7、3），内、外圆可沿轴向相对滑移（圆柱滚子轴承）

12、基本额定寿命：90%的轴承在点蚀前可以达到或超过的寿命。

基本额定动载荷：使轴承的基本额定寿命恰好为106r（转）时，轴承所能承受的载荷，用字母C代表。（对向心轴承，指的是纯径向载荷，并称为径向基本额定动载荷，用Cr表示；对推力轴承，指的是纯轴向载荷,并称为轴向基本额定动载荷，用Ca表示）

寿命计算： Lh=(106/60n)×(ftC/P)

ε

式中：C—额定动载荷

P—当量动载荷 P=fp(XFr+YFa)

n—轴承的转速（r/min）

ε—寿命指数，球轴承：ε=3；滚子轴承：ε=10/3 ft—温度系数（P319）

一、答：带传动传动平缓，具有缓冲减振作用，链传动传动平稳性较差。 链传动平均传动比是一个定值，但带传动传动比不准确。

带传动放高速级，链传动放低速级

二、答：链传动的多边形效应造成瞬时传动比不是个定值（波动），因此传动不平稳。链轮齿数Z 越大，多边形效应越小。 1）带为弹性体，受到拉力作用后会产生弹性变形 2）紧松边拉力不同，产生弹性变形也不同

2

3）带从紧边到松边的拉力逐渐下降，弹性变形也随之下降，带与带轮之间产生相对滑动 4）带从松边到紧边的拉力逐渐上升，弹性变形也随之上升，带与带轮之间产生相对滑动 引起后果：使从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，传动比非定值

d1 — 分度圆直径K = KA* Kv * Kα* KβKA — 使用系数（依原动机、工作机、载荷）

KFKv — 动载系数（依V、精度）Kα — 齿间载荷分配系数 （依At、精度、表面质量）

bKβ — 齿向载荷分布系数 （依表面质量、精度、小齿轮相对支撑的布置）T1 — 传递转矩 ?d?b — 齿宽系数u — 齿数比 = Z2 / Z1

d10

ZH — 区域系数（标准直齿轮 ??= 20, ZH =2.5）

ZE — 弹性影响系数

K? [?H]?HNlim —许用接触应力

S S — 安全系数

KHN — 寿命系数（依应力循环次数、材料） σlim — 极限应力（依材料、热处理、齿面硬度）

三、机理：两个作相对运动物体的摩擦表面。用借助于相对速度而产生的粘性液体膜将两摩擦面完全隔开，由流体膜产生的压力来平衡外载荷。 形成流体动力润滑的必要条件

1、相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙

2、被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度（亦即滑动表面带油时要有足够的油层最大速度），其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出 3、润滑油必须有一定的粘度，供油要充分

四、热平衡；单位时间内轴承摩擦所产生的热量Q等于同时间内流动的油所带走热量Q1与轴承散发的热量Q2之和

蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。

在t0>80℃或有效的散热面积不足时，必须采取措施，以提高散热能力。通常采取： 1、加散热片以增大散热面积

2、在蜗杆轴端加装风扇，以加速空气流通

五、蜗杆VS齿轮

蜗杆：1、传动比达，结构紧凑2、冲击载荷小，传动平稳，噪声低3、螺旋升角<当量摩擦角，有自锁性4、摩擦损失较大，效率低

齿轮：1、效率高2、结构紧凑3、工作可靠，寿命长4、传动比稳定 六、滚动轴承：摩擦系数小，启动阻力小，已标准化，选用油滑，维护方便

滑动轴承：转速特高，特大冲击与振动，径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装，在水与腐蚀性介质中

六、正反装：两种安装方式，对应两种不同的压力中心的位置，正装跨度比反装跨度小，正装用于支承梁，反装用于悬臂，正装工艺简单，反装工艺较复杂

七、疲劳强度概念：由于零件尺寸及几何形状变化，加工质量及强化因素等影响，使得零件的披露强度极限小于材料试件的疲劳强度

八、带的打滑与失效形式：当带的最大有效拉应力小于工作载荷时，带传动发生打滑。 打滑：磨损加剧，从动轮的转速急剧下降，甚至带传动失效

九、因为其中涡轮减速器放到第二级，转速降低，传递转矩增大，则强度不能满足要求并会导致发热与磨损现象严重。而齿轮减速器虽然强度可以满足要求，但由低速级移至高速级，转速提高，精度可能不满足要求

十、a、齿轮通过转轴驱动卷筒，轴受弯矩和扭矩，弯曲应力按对称循环变化，键槽处有应力集中b、齿轮与卷筒用双头螺柱联接，轴为不转动心轴，只受弯矩，不受扭矩，且弯曲应

3

力为静应力，也没有因键槽引起的应力集中，支点距离较a短，轴的疲劳强度高。

4