1
考试时间 1月 5日上午
?新水 40 机 91,92
?新水 4 0 机 93,94
答疑时间
1月 3日 下午 3,00～ 6,00
1月 4日上午 9,00 下午 2,30
精仪系 3310
2
机械设计总结
?传动部分
带传动、齿轮传动、蜗轮传动
?转动（轴系）部分
轴、滚动轴承、滑动轴承、联轴器
?联接部分
螺纹联接、键联接
? 基本要求：零件特点（共性与差异）
主要参数、材料
失效形式、设计准则
? 设计计算：受力分析、强度计算
? 结构设计：
3
机械设计总结
?基本要求：主要参数、材料、失效
? 结构图：普通螺栓联接、平键联接
?受力分析及强度计算
紧螺栓的计算
联接部分 螺纹联接、键联接
（螺旋传动不要求）
)1911(][
4
3.1
2
1
0 ??? ?
?
?
d
F
4
?用式（ 11-16）计算螺栓的总拉力时，残余预紧力
可参考：
? 紧密性 有冲击 不稳定 载荷稳定 地脚螺栓
1.5~1.8F 1.0~1.5F 0.6~1.0F 0.2~0.6F F'
pF ?
)1611(0 ???? FFF p
)1811(
21
1
0 ?
??? FCC
CFF
p
?式（ 11-16）和（ 11-18）,视情况选用。
5
机械设计总结
?传动部分 带传动、齿轮传动、蜗轮传动
? 各种传动的特点
运动形式、速比、效率、结构尺寸
失效分析方法、改进措施、设计准则
? 计算
基本参数：几何尺寸、速比、
动力计算：功率、转矩、效率
受力 计算：旋向、转向、各分力大小及方向
强度计算中各参数的意义、对零件强度的影响
6
机械设计总结
? 综合考虑各种传动的特点
运动形式、速比、效率及工作要求
? 各种传动零件的设计计算思路、方法，会灵活
运用
7
机械设计总结
? 轴、滚动轴承、
? 联轴器的类型及选择（不计算）
? 轴上零件、轴、轴承的计算
? 滑动轴承：
润滑状态、
混合润滑轴承失效及计算
液体动力润滑轴承的必要条件
滑动轴承形成动力润滑的过程、基本参
数及压力分布
? 转动（轴系）部分
8
机械设计总结
?轴系结构
?支承形式
?轴上零件、轴承的轴向定位
?轴上零件、轴承的周向固定
?密封
?轴的工艺性、装配
9
,机械设计, 试题
一,.选择填空 （ 每空最多选两项,,无正确答案的打 ?）
1.下列零件的失效形式：普通紧螺栓联接 1,3 ；普通 V带
传动 5,1 ；花键 （ 动联接 ） 6,2 ；普通平键 4,2 ；开
式齿轮 6 。
（ 1） 拉断 （ 2） 剪切 （ 3） 扭转 （ 4） 挤压 （ 5） 打滑 （ 6）
磨损 （ 7） 点蚀 （ 8） 胶合 （ 9） 塑性变形 （ 10） 弹性滑
动
2.针对齿轮的失效,,应采取的措施有：疲劳折断 1,6； 点
蚀 3,5,； 胶合 3,5；磨损 3,5塑性变形 3,。
（ 1） 增大模数 （ 2） 减小模数 （ 3） 提高硬度 （ 4） 降低
硬度 （ 5） 提高润滑油的粘度 （ 6） 两齿轮均采取正变位
（ 7） 两齿轮均采取负变位 （ 8） 提高齿轮的精度 。
10
分析, 1,6均可提高线速度, 因此可提高传动的
功率
4 增加了循环次数； 6 增加了载荷因此会降低
V带的寿命 。
增大 V带传动功率的办法：
增大初拉力；选择摩擦系数大的带轮；加压紧轮
3.V带传动改变下列参数时, 1,6 可提高传动的功率；
4,6 会降低 V带的寿命 。
（ 1） 不改变 n1,i, a/D2,而增大 D1（ 2） 不改变
n1,i, a/D2,而减小 D1（ 3） 增大中心距 a（ 4）
减小中心距 a（ 5） D1不变加大速比 i（ 6） 提高
小轮转速 n1。
[*除以上方法外, 请再举出一种增大 V带传动功率
的办法 。 ]
11
2,带传动工作时松边带速与紧边带速是否相等,
如不相等说明哪个更大, 并说明原因 。
? 由于紧边和松边的拉力不同，弹性变形也不同；
带绕上主动轮后拉力由 F1降低到 F2,因而带的
运动一面绕进、一面向后收缩，所以带的速度
由紧边到松边逐渐降低。答：紧边带速大于松
边带速。
?,矩形花键联接为什么采用内径定心 。
? 答：花键联接采用小径定心的方式，定心精度
高，能用磨削的方法加工，以消除热处理引起
的变形。
12
三, 分析, 计算题
?1,相同传动比的齿轮传动有两种设计方
案, 材料及热处理方式相同 。
z1 z2 m b a
方案一 32 68 8 100 400
方案二 64 136 4 100 400
分析 （ 1） 那个方案的齿面接触疲劳强度高
（ 2） 那个方案的齿根弯曲疲劳强度高
（ 3） 在同一对齿轮中那个齿轮的齿面接触
疲劳强度高
（ 4） 在同一对齿轮中那个齿轮的齿根弯曲
疲劳强度高
13
z1 z2 m b a
方案一 32 68 8 100 400
方案二 64 136 4 100 400
解,（ 1） 两个方案的中心距相同, 因此齿面
接触疲劳强度基本相同 。
（ 2） 方案一的齿轮模数大, 因此齿根弯曲
疲劳强度高 。
（ 3） 在同一对齿轮中由于材料及热处理相
同, 若忽略接触次数的影响, 则两个齿轮的
齿面接触疲劳强度基本相同 。
（ 4） 在同一对齿轮中材料及热处理相同,
由于齿形不同, 齿形系数不同；因此大齿轮
的齿根弯曲疲劳强度高 。
14
2.图示起重卷筒用螺栓与传动大齿轮相联接, 起
重量 FW=4000N,8个螺栓均匀分布在 D=500mm的
圆周上, 钢 丝 绳 在 卷 筒 上 的 工 作 直 径
D0=360~400mm； 接合面间的摩擦系数 f=0.15。
对螺栓组联接进行受力分析, 并计算单个螺栓的
受力
（ 1） 图 b所示, 普通螺栓联接 ;
（ 2） 图 b所示, 铰制孔用螺栓联接；
（ 3） 图 c所示, 普通螺栓联接 ;
15
N m mDFT W 50 10824004 0 0 02 ??????
NFF WR 50084 0 0 08 ???荷螺栓由横向力产生的载
解, 一, 螺栓组受力分析
1.将受力 FW向中心简化，螺栓组
受有横向力 FW 和旋转力矩 T,且
在工作直径 D0=400时，旋转力矩
最大：
? 每个螺栓所受工作载荷的方向如图所示。
ND
Z
TF
T 400
2
5008
108
2
5
?
?
??
?
?载荷螺栓由旋转力矩产生的
4
5
3
2
1
2.单个螺栓受力，如图工作时卷
筒顺时针转动
16
NFF WR 500840008 ???
NFFF TR 900400500 ?????
NFKF nP 7 2 0 0
15.0
9 0 02.1 ?????
?
二, 根据螺栓联接结构，进行单
个螺栓计算
（ 1）图 b所示，普通螺栓联接：
每个螺栓所受工作载荷的方向
如图所示。经分析，螺栓 5所受
的工作载荷最大
? 对普通螺栓联接，靠予紧力产生的摩擦力来传递横向力，
其预紧力
ND
Z
TF
T 4 0 0
2
5 0 08
108
2
5
?
?
??
?
?
4
5
3
2
1
17
NFF WR 500840008 ???
NFFF TR 900400500 ?????*
（ 2） 图 b所示, 铰制孔用螺栓
联接
铰制孔用螺栓联接所受的
工作载荷和上述普通螺栓分
析与计算相同, 受力最大的
螺栓 5也是
ND
Z
TF
T 4 0 0
2
5 0 08
108
2
5
?
?
??
?
?
4
5
3
2
1
（ 其不同之处在于：靠螺栓侧
面直接传递工作载荷 。 而非
靠摩擦力传递, 因此对螺纹
只需稍加拧紧, 而在计算时
不考虑预予紧力的影响 。
18*
4
5
3
2
1
（ 3） 图 c所示, 普通螺栓联接
与图 b的结构不同, 在被联接
件卷筒和大齿轮之间加工出有
一定精度相配合的定位止口 。
此种结构力矩 T仍由螺栓联
接传递；而横向载荷 Fw由止口
承担起到了阻碍卷筒向下滑移
的趋势, 也就是承受了向下的
载荷 。
因此本结构螺栓只承受转距 T
产生的横向力, 而不承受载荷
Fw 产生的横向力, 故其 工作载
荷为,F = FT = 400N
NFKF nP 3 2 0 015.0 4 0 02.1 ????? ?
其所受预紧力为,
19
小结：通过上面三种情况的分析和计算, 我们可
以看出, 虽然受到的外载荷相同, 但是由于螺栓
联接的类型不同, 被联接件的结构不同, 每个螺
栓的受力情况会有很大差异, 单个螺栓受力的大
小可能相差很大 。 因此在机械设计中, 结构设计
的优劣必须给以足够重视 。
20
1
12
d
T
F t ?
?tgFF ta ?
?
?
?
co s
nt
ttr
tgF
tgFF ??
2
1
1
1
2
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1
2
2
2
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T
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?tgFFF trr 221 ??
?iTT 12 ?
21
第 7章 蜗杆传动
圆柱蜗杆传动
7.4.1 蜗杆传动的受力分析
旋向?
22
例：图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，
轴颈 d0=30~35mm； 齿轮分度圆直径 d=45mm，
Ft=3000N,Fr=1200N,Fa=900N； n=385rpm，中等
冲击载荷；计算轴承寿命。
垂直平面 Rr1= Rr2 = 600
Ra1=Ra2=202.5
则 RVI=397.5,RV2=802.5
解：选取轴承型号,30206”
（ 7206）
C=24.8kN,e=0.36,Y=1.7
50 50
NR 1 5 5 25.3 9 71 5 0 0 221 ???
NR 1 7 0 15.8 0 21 5 0 0 222 ???
Rr1 Rr2
Ra1 Ra2
Rt1 Rt2
R1 R2
? ?
Fr Fa
Ft
1.计算径向力
水平平面 Rt1= Rt2=1500
23
轴承 ?放松：轴向力 A1= FS1 =456N
轴承 ?压紧：轴向力 A2 = Fa + FS1
=1356N? 3.计算当量动载荷
R1 R2
Fa=900NFS1 FS2
NYRF S 4567.1215522 11 ???? N
Y
RF
S 5007.12
1701
2 22 ????
??
P1=fPR1=1.5?1552=2328N
P2=fP (XR2 +Y A2 ) =1.5 (0.4 ?1701+1.7 ?1356)=4478N
? 2.计算轴向力
由手册 C=24.8kN,e=0.36,Y=1.7；0129.01 5 5 24 5 6
1
1
?
?????
Y
Xe
R
A
7.1
4.080.0
1 7 0 1
1 3 5 6
2
2
?
?????
Y
Xe
R
A
? 4.计算寿命
h
P
C
n
L 115 15 5)
232 8
248 00(
385
166 67)(
60
10 3/10
1
6
1 ???
?
h
P
C
n
L 13 01 0)
44 78
24 80 0(
38 5
16 66 7)(
60
10 3/10
2
6
2 ???
?
考试时间 1月 5日上午
?新水 40 机 91,92
?新水 4 0 机 93,94
答疑时间
1月 3日 下午 3,00～ 6,00
1月 4日上午 9,00 下午 2,30
精仪系 3310
2
机械设计总结
?传动部分
带传动、齿轮传动、蜗轮传动
?转动（轴系）部分
轴、滚动轴承、滑动轴承、联轴器
?联接部分
螺纹联接、键联接
? 基本要求：零件特点（共性与差异）
主要参数、材料
失效形式、设计准则
? 设计计算：受力分析、强度计算
? 结构设计：
3
机械设计总结
?基本要求：主要参数、材料、失效
? 结构图：普通螺栓联接、平键联接
?受力分析及强度计算
紧螺栓的计算
联接部分 螺纹联接、键联接
（螺旋传动不要求）
)1911(][
4
3.1
2
1
0 ??? ?
?
?
d
F
4
?用式（ 11-16）计算螺栓的总拉力时，残余预紧力
可参考：
? 紧密性 有冲击 不稳定 载荷稳定 地脚螺栓
1.5~1.8F 1.0~1.5F 0.6~1.0F 0.2~0.6F F'
pF ?
)1611(0 ???? FFF p
)1811(
21
1
0 ?
??? FCC
CFF
p
?式（ 11-16）和（ 11-18）,视情况选用。
5
机械设计总结
?传动部分 带传动、齿轮传动、蜗轮传动
? 各种传动的特点
运动形式、速比、效率、结构尺寸
失效分析方法、改进措施、设计准则
? 计算
基本参数：几何尺寸、速比、
动力计算：功率、转矩、效率
受力 计算：旋向、转向、各分力大小及方向
强度计算中各参数的意义、对零件强度的影响
6
机械设计总结
? 综合考虑各种传动的特点
运动形式、速比、效率及工作要求
? 各种传动零件的设计计算思路、方法，会灵活
运用
7
机械设计总结
? 轴、滚动轴承、
? 联轴器的类型及选择（不计算）
? 轴上零件、轴、轴承的计算
? 滑动轴承：
润滑状态、
混合润滑轴承失效及计算
液体动力润滑轴承的必要条件
滑动轴承形成动力润滑的过程、基本参
数及压力分布
? 转动（轴系）部分
8
机械设计总结
?轴系结构
?支承形式
?轴上零件、轴承的轴向定位
?轴上零件、轴承的周向固定
?密封
?轴的工艺性、装配
9
,机械设计, 试题
一,.选择填空 （ 每空最多选两项,,无正确答案的打 ?）
1.下列零件的失效形式：普通紧螺栓联接 1,3 ；普通 V带
传动 5,1 ；花键 （ 动联接 ） 6,2 ；普通平键 4,2 ；开
式齿轮 6 。
（ 1） 拉断 （ 2） 剪切 （ 3） 扭转 （ 4） 挤压 （ 5） 打滑 （ 6）
磨损 （ 7） 点蚀 （ 8） 胶合 （ 9） 塑性变形 （ 10） 弹性滑
动
2.针对齿轮的失效,,应采取的措施有：疲劳折断 1,6； 点
蚀 3,5,； 胶合 3,5；磨损 3,5塑性变形 3,。
（ 1） 增大模数 （ 2） 减小模数 （ 3） 提高硬度 （ 4） 降低
硬度 （ 5） 提高润滑油的粘度 （ 6） 两齿轮均采取正变位
（ 7） 两齿轮均采取负变位 （ 8） 提高齿轮的精度 。
10
分析, 1,6均可提高线速度, 因此可提高传动的
功率
4 增加了循环次数； 6 增加了载荷因此会降低
V带的寿命 。
增大 V带传动功率的办法：
增大初拉力；选择摩擦系数大的带轮；加压紧轮
3.V带传动改变下列参数时, 1,6 可提高传动的功率；
4,6 会降低 V带的寿命 。
（ 1） 不改变 n1,i, a/D2,而增大 D1（ 2） 不改变
n1,i, a/D2,而减小 D1（ 3） 增大中心距 a（ 4）
减小中心距 a（ 5） D1不变加大速比 i（ 6） 提高
小轮转速 n1。
[*除以上方法外, 请再举出一种增大 V带传动功率
的办法 。 ]
11
2,带传动工作时松边带速与紧边带速是否相等,
如不相等说明哪个更大, 并说明原因 。
? 由于紧边和松边的拉力不同，弹性变形也不同；
带绕上主动轮后拉力由 F1降低到 F2,因而带的
运动一面绕进、一面向后收缩，所以带的速度
由紧边到松边逐渐降低。答：紧边带速大于松
边带速。
?,矩形花键联接为什么采用内径定心 。
? 答：花键联接采用小径定心的方式，定心精度
高，能用磨削的方法加工，以消除热处理引起
的变形。
12
三, 分析, 计算题
?1,相同传动比的齿轮传动有两种设计方
案, 材料及热处理方式相同 。
z1 z2 m b a
方案一 32 68 8 100 400
方案二 64 136 4 100 400
分析 （ 1） 那个方案的齿面接触疲劳强度高
（ 2） 那个方案的齿根弯曲疲劳强度高
（ 3） 在同一对齿轮中那个齿轮的齿面接触
疲劳强度高
（ 4） 在同一对齿轮中那个齿轮的齿根弯曲
疲劳强度高
13
z1 z2 m b a
方案一 32 68 8 100 400
方案二 64 136 4 100 400
解,（ 1） 两个方案的中心距相同, 因此齿面
接触疲劳强度基本相同 。
（ 2） 方案一的齿轮模数大, 因此齿根弯曲
疲劳强度高 。
（ 3） 在同一对齿轮中由于材料及热处理相
同, 若忽略接触次数的影响, 则两个齿轮的
齿面接触疲劳强度基本相同 。
（ 4） 在同一对齿轮中材料及热处理相同,
由于齿形不同, 齿形系数不同；因此大齿轮
的齿根弯曲疲劳强度高 。
14
2.图示起重卷筒用螺栓与传动大齿轮相联接, 起
重量 FW=4000N,8个螺栓均匀分布在 D=500mm的
圆周上, 钢 丝 绳 在 卷 筒 上 的 工 作 直 径
D0=360~400mm； 接合面间的摩擦系数 f=0.15。
对螺栓组联接进行受力分析, 并计算单个螺栓的
受力
（ 1） 图 b所示, 普通螺栓联接 ;
（ 2） 图 b所示, 铰制孔用螺栓联接；
（ 3） 图 c所示, 普通螺栓联接 ;
15
N m mDFT W 50 10824004 0 0 02 ??????
NFF WR 50084 0 0 08 ???荷螺栓由横向力产生的载
解, 一, 螺栓组受力分析
1.将受力 FW向中心简化，螺栓组
受有横向力 FW 和旋转力矩 T,且
在工作直径 D0=400时，旋转力矩
最大：
? 每个螺栓所受工作载荷的方向如图所示。
ND
Z
TF
T 400
2
5008
108
2
5
?
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?载荷螺栓由旋转力矩产生的
4
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2.单个螺栓受力，如图工作时卷
筒顺时针转动
16
NFF WR 500840008 ???
NFFF TR 900400500 ?????
NFKF nP 7 2 0 0
15.0
9 0 02.1 ?????
?
二, 根据螺栓联接结构，进行单
个螺栓计算
（ 1）图 b所示，普通螺栓联接：
每个螺栓所受工作载荷的方向
如图所示。经分析，螺栓 5所受
的工作载荷最大
? 对普通螺栓联接，靠予紧力产生的摩擦力来传递横向力，
其预紧力
ND
Z
TF
T 4 0 0
2
5 0 08
108
2
5
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4
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NFF WR 500840008 ???
NFFF TR 900400500 ?????*
（ 2） 图 b所示, 铰制孔用螺栓
联接
铰制孔用螺栓联接所受的
工作载荷和上述普通螺栓分
析与计算相同, 受力最大的
螺栓 5也是
ND
Z
TF
T 4 0 0
2
5 0 08
108
2
5
?
?
??
?
?
4
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3
2
1
（ 其不同之处在于：靠螺栓侧
面直接传递工作载荷 。 而非
靠摩擦力传递, 因此对螺纹
只需稍加拧紧, 而在计算时
不考虑预予紧力的影响 。
18*
4
5
3
2
1
（ 3） 图 c所示, 普通螺栓联接
与图 b的结构不同, 在被联接
件卷筒和大齿轮之间加工出有
一定精度相配合的定位止口 。
此种结构力矩 T仍由螺栓联
接传递；而横向载荷 Fw由止口
承担起到了阻碍卷筒向下滑移
的趋势, 也就是承受了向下的
载荷 。
因此本结构螺栓只承受转距 T
产生的横向力, 而不承受载荷
Fw 产生的横向力, 故其 工作载
荷为,F = FT = 400N
NFKF nP 3 2 0 015.0 4 0 02.1 ????? ?
其所受预紧力为,
19
小结：通过上面三种情况的分析和计算, 我们可
以看出, 虽然受到的外载荷相同, 但是由于螺栓
联接的类型不同, 被联接件的结构不同, 每个螺
栓的受力情况会有很大差异, 单个螺栓受力的大
小可能相差很大 。 因此在机械设计中, 结构设计
的优劣必须给以足够重视 。
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1
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d
T
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?tgFF ta ?
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?iTT 12 ?
21
第 7章 蜗杆传动
圆柱蜗杆传动
7.4.1 蜗杆传动的受力分析
旋向?
22
例：图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，
轴颈 d0=30~35mm； 齿轮分度圆直径 d=45mm，
Ft=3000N,Fr=1200N,Fa=900N； n=385rpm，中等
冲击载荷；计算轴承寿命。
垂直平面 Rr1= Rr2 = 600
Ra1=Ra2=202.5
则 RVI=397.5,RV2=802.5
解：选取轴承型号,30206”
（ 7206）
C=24.8kN,e=0.36,Y=1.7
50 50
NR 1 5 5 25.3 9 71 5 0 0 221 ???
NR 1 7 0 15.8 0 21 5 0 0 222 ???
Rr1 Rr2
Ra1 Ra2
Rt1 Rt2
R1 R2
? ?
Fr Fa
Ft
1.计算径向力
水平平面 Rt1= Rt2=1500
23
轴承 ?放松：轴向力 A1= FS1 =456N
轴承 ?压紧：轴向力 A2 = Fa + FS1
=1356N? 3.计算当量动载荷
R1 R2
Fa=900NFS1 FS2
NYRF S 4567.1215522 11 ???? N
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S 5007.12
1701
2 22 ????
??
P1=fPR1=1.5?1552=2328N
P2=fP (XR2 +Y A2 ) =1.5 (0.4 ?1701+1.7 ?1356)=4478N
? 2.计算轴向力
由手册 C=24.8kN,e=0.36,Y=1.7；0129.01 5 5 24 5 6
1
1
?
?????
Y
Xe
R
A
7.1
4.080.0
1 7 0 1
1 3 5 6
2
2
?
?????
Y
Xe
R
A
? 4.计算寿命
h
P
C
n
L 115 15 5)
232 8
248 00(
385
166 67)(
60
10 3/10
1
6
1 ???
?
h
P
C
n
L 13 01 0)
44 78
24 80 0(
38 5
16 66 7)(
60
10 3/10
2
6
2 ???
?
