一，轮齿折断：因为轮齿受力时齿根弯曲应力最大，而且有应力集中，因此，轮齿折断一般发生在齿根部分。 若轮齿单侧工作时，根部弯曲应力一侧为拉伸，另一侧为压缩，轮齿脱离啮合后，弯曲应力为零。因此，在载荷的多次重复作用下，弯曲应力超过弯曲持久极限时，齿根部分将产生疲劳裂纹。裂纹的逐渐扩展，最终将引起断齿，这种折断称为疲劳折断。
轮齿因短时过载或冲击过载而引起的突然折断，称为过载折断。用淬火钢或铸铁等脆性材料制成的齿轮，容易发生这种断齿。
二，齿面磨损：齿面磨损主要是由于灰砂、硬屑粒等进入齿面间而引起的磨粒性磨损；其次是因齿面互相摩擦而产生的跑合性磨损。 磨损后齿廓失去正确形状（图3－42），使运转中产生冲击和噪声。磨粒性磨损在开式传动中是难以避免的。采用闭式传动，提高齿面光洁度和保持良好的润滑可以防止或减轻这种磨损。
三，齿面点蚀：轮齿工作时，其工作表面产生的接触压应力由零增加到一最大值，即齿面接触应力是按脉动循环变化的。在过高的接触应力的多次重复作用下，齿面表层就会产生细微的疲劳裂纹，裂纹的蔓延扩展使齿面的金属微粒剥落下来而形成凹坑，即疲劳点蚀，继续发展以致轮齿啮合情况恶化而报废。 实践表明，疲劳点蚀首先出现在齿根表面靠近节线处（图3－43）。齿面抗点蚀能力主要与齿面硬度有关，齿面硬度越高，抗点蚀能力也越强。 软齿面（HBS≤350）的闭式齿轮传动常因齿面点蚀而失效。在开式传动中，由于齿面磨损较快，点蚀还来不及出现或扩展即被磨掉，所以一般看不到点蚀现象。 可以通过对齿面接触疲劳强度的计算，以便采取措施以避免齿面的点蚀；也可以通过提高齿面硬度和光洁度，提高润滑油粘度并加入添加剂、减小动载荷等措施提高齿面接触强度。
四、齿面胶合：在高速重载传动中，常因啮合温度升高而引起润滑失效，致使两齿面金属直接接触并相互粘联。当两齿面相对运动时，较软的齿面沿滑动方向被撕裂出现沟纹（图3－44），这种现象称为胶合。 在低速重载传动中，由于齿面间不易形成润滑油膜也可能产生胶合破坏。 提高齿面硬度和光洁度能增强抗胶合能力。低速传动采用粘度较大的润滑油；高速传动采用含抗胶合添加剂的润滑油，对于抗胶合也很有效。、
五、普通闭式传动的主要失效形式为：轮齿的疲劳折断和点蚀。普通开式传动的主要失效形式为：轮齿的疲劳折断和磨粒磨损。设计准则：为防止轮齿的疲劳折断，需计算齿根弯曲疲劳强度;为防止齿面点蚀，需计算齿面接触疲劳强度。对普通齿轮传动其设计准则为：1）闭式软齿面：按齿面接触疲劳强度进行设计计算（确定齿轮的参数和尺寸），然后校核齿根游弯曲疲劳强度；硬齿面：按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算（确定齿轮的参数和尺寸）,然后校核齿面接触疲劳强度。2）开式：只计算齿根弯曲疲劳强度，适当加大模数（预留磨损量）。此外对高速重载传动，还应按齿面抗胶合能力进行计算。
2、选择齿轮材料的原则是什么？常用哪些材料及热处理方法？软硬齿面的区分依据是什么？答：1）对齿轮材料性能的要求：齿面硬，芯部韧。基本原则：齿轮材料必须满足工作条件的要求，如强度、寿命、可靠性、经济性等；应考虑齿轮的尺寸大小，毛坯成型的方法及热处理和制造工艺；钢制软齿面齿轮，小轮的齿面硬度应比大齿轮高20-50HBS.硬齿面齿轮传动，两轮的齿面硬度可大致相同，或小轮硬度略高。2）软齿面：调质，正火:改善机械性能，增大强度和韧性。硬齿面：表面淬火，表面氮化：接触强度提高、耐磨性好，可抗冲击。配对齿轮均采用软齿面时：小齿轮爱载次数多，故材料应选好些，热处理硬度略高于大齿轮（约30-40HBS）.3)软齿面（{HYPERLINK \"http://wenwen.soso.com/z/Search.e?sp=S硬度&ch=w.search.yjjlink&cid=w.search.yjjlink\"|硬度<＝350HBS）的方法有和。硬齿面（硬度>350HBS）的热处理方法有整体、、淬火和等。
3、从齿轮轮齿失效情况得出了哪些承载能力计算依据？其理论基础（原始公式）是什么？各自针对哪种失效形式？答：1）齿面接触疲劳强度计算，以Herts接触应力公式为基础。主要针对齿面点蚀；2）齿根弯曲疲劳强度计算，计算依据是材料力学弯曲疲劳强度计算工式。主要针对轮齿折断。
4、齿轮强度计算时为什么要引入载荷系数K?它由哪几部分组成？其中各部分含义是什么？各与哪些因素有关？答：由于齿轮传动工作情况不同，原动机和工作机的特性各不同，加上齿轮受制造、安装误差和弹性变形等因素影响，另外在啮合的齿对间载荷分配也不均故引入载荷系数。使用系数KA：是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加动载荷影响的系数。这种动载荷取决于原动机和从动机械的特性、质量比、联轴器类型以及运行状态等。动载系数KV：是考虑齿轮自身啮合传动时所产生的的动载荷影响的系数。与制造及装配误差，圆周速度等有关。齿间载荷分配系数Kα ：是考虑齿间载荷分布的不均匀所产生影响的系数。与齿距误差，弹性变形等有关。齿向载荷分布系数Kβ：是考虑齿面上载荷沿接触线分布不均所产生影响的系数。与齿轮相对轴承的位置，轴、轴承、支座的变形以及制造、装配误差等有关。
5、分析比较直、斜圆柱齿轮及锥齿轮传动的受力情况（力的三要素）答：圆柱直齿轮主要是径向力和周向力。圆柱斜齿轮主要是径向力、周向力及轴向力。锥齿轮主要是径向力和轴向力。这些都是分解以后的力。最初的力就是一对齿轮接触面上法向方向的力。 6、影响齿轮齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的因素有哪些？主要原因是什么？怎样影响的？答： 接触疲劳强度：材料性能、节点啮合处齿廓曲率、重合度和泊松比u、齿宽系数。主要因素是小轮直径d1，d1增大，接触疲劳强度增大。弯曲疲劳强度：轮齿形状。主要原因是模数m,m增大，弯曲疲劳强度增大。
齿形系数的物理意，与哪些因素有关，为什么与模数无关。同一齿数的直斜锥是否相同？答：表示载荷作用于齿顶时，同于轮齿形状不同对其弯曲强度的影响。只与齿廓形状有关(齿数，压力角，变位系数)，三者增加时，齿根厚度增大，YFa减小。与模数无关。模数的变化只引起齿廓尺寸大小的变化，并不改变齿廓的形状，齿形系数没有变化。
7、
8、齿轮设计中Z、Φd、螺旋角β 如何选择？设计闭式软齿面时为什么在满足弯曲强度下Z1尽可能取多点好？答：1)、Z：
2)、齿宽系数Φd：Φd=b/d1,一定载荷下,,增大齿宽可减小齿轮直径和传动中心距,从而降低圆周速度.但齿宽越大,载荷分布愈不均匀,提高了对轴系支承刚度的要求,因此须合理选择Φd.为便于装配和调整,根据d1和齿宽求出b＝d2后,将小齿轮宽度加大5-10mm,即
b1=b2+(5-10)mm.大小齿轮为硬齿面Φd取小值,否则取大值. 3)螺旋角 β 选大些时，可增大重合度，从而提高了传动的平稳性和承载能力。但 β 过大时，导致轴向力剧增。故一般选 β =8度 ～ 20度 。如 β 角过小，不能显示斜齿轮传动的优越性。从减小齿轮的振动和噪音角度来考虑，目前有采用大螺旋角齿轮的趋势。
4)闭式软齿面传动尺寸主要取决于轮齿接触疲劳强度,而弯曲疲劳强度往往比较富裕,故宜选多些.(闭式硬齿面尺寸有可能要取决于弯曲疲劳强度,故不宜过多;开式主要取决于弯曲疲劳强度,不宜过多)
9、对于作双向传动的齿轮来说,它的齿面接触应力和齿根弯曲应力各有什么特征?在作强度计算怎样考虑?答:对于双向传动的齿轮来说，它的齿面接触应力是脉动循环应力；齿根弯曲应力属于对称循环应力。需要说明的是：对于任何齿轮传动，接触应力都是脉动循环应力。
一、齿轮传动的失效形式：齿轮传动的失效一般发生在轮齿上，通常有轮齿折断和齿面损伤两种形式。后者又分为齿面点蚀、磨损、胶合和塑性变形等。1、轮齿折断：一般发生在齿根部位，因为齿根是应力集中源而且应力最大。轮齿折断可分为：(1)疲劳折断：轮齿受力后齿根部受弯曲应力的反复作用，当齿根过渡圆角处的交变应力超过了材料的疲劳极限时，其拉伸侧将产生疲劳裂纹。裂纹不断扩展，最终造成轮齿的弯曲疲劳折断。(2)过载折断：若齿轮严重过载或受冲击载荷作用，或经严重磨损后齿厚过分减薄时，导致齿根危险截面上的应力超过极限值而发生突然折断。选用合适的材料和热处理方法，使齿根芯部有足够的韧性；采用正变位齿轮，增大齿根圆角半径，对齿根处进行喷丸、辊压等强化处理工艺，均可提高轮齿的抗折断能力。2、齿面点蚀：轮齿受力后，齿面接触处将产生循环变化的接触应力，在接触应力反复作用下，轮齿表层或次表层出现不规则的细线状疲劳裂纹，疲劳裂纹扩展的结果，使齿面金属脱落而形成麻点状凹坑，称为齿面疲劳点蚀。一般多出现在节线附近的齿根表面上，然后再向其它部位扩展，这是因为在节线处同时啮合齿对数少，接触应力大，且在节点处齿廓相对滑动速度小，油膜不易形成，摩擦力大。提高齿面硬度和润滑油的粘度，采用正角度变位传动等，可减缓或防止点蚀产生。3、齿面磨损：当齿面间落入砂粒、铁屑、非金属物等磨料性物质时，会发生磨料磨损。齿面磨损后，齿廓形状破坏，引起冲击、振动和噪声，且由于齿厚减薄而可能发生轮齿折断。磨料磨损是开式齿轮传动的主要失效形式。改善密封和润滑条件、在油中加入减摩添加剂、保持油的清洁、提高齿面硬度等，均能提高抗磨料磨损能力。4、齿面胶合：互相啮合的轮齿齿面，在一定的温度或压力作用下，发生粘着，随着齿面的相对运动，使金属从齿面上撕落而引起严重的粘着磨损现象称为胶合。热胶合：在重载高速齿轮传动中，由于啮合处产生很大的摩擦热，导致局部温度过高，使齿面油膜破裂，产生两接触齿面金属融焊而粘着，这种胶合称为热胶合。热胶合是高速重载齿轮传动的主要失效形式。冷胶合：在重载低速齿轮传动中，由于局部齿面啮合处压力很高，且速度低，不易形成油膜，使接触表面膜被刺破而粘着，这种胶合称为冷胶合。减小模数、降低齿高、采用角度变位齿轮以减小滑动系数，提高齿面硬度，采用抗胶合能力强的润滑油(极压油)等，均可减缓或防止齿面胶合。
二、齿轮传动的设计：1、闭式软齿面：失效形式：主要是疲劳点蚀，其次是轮齿折断；设计约束：按接触疲劳强度计算，校核弯曲疲劳强度。2、闭式硬齿面：失效形式：主要是轮齿折断，其次是齿面疲劳点蚀。设计约束：按弯曲疲劳强度计算，校核接触疲劳强度。3、开式齿轮：失效形式：齿面磨损和轮齿折断，设计约束：因磨损尚无成熟的计算方法，只能近似地认为其约束条件是轮齿弯曲疲劳强度条件，并通过适当增大模数的方法来考虑磨损的影响。4、短期过载的齿轮传动，其主要失效形式是过载折断或塑性变形，其设计约束条件为静强度条件。
三、计算载荷：， 1、使用系数KA：是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加动载荷影响
的系数。这种动载荷取决于原动机和从动机械的特性、质量比、联轴器类型以及运行状态等。2、动载系数KV：是考虑齿轮自身啮合传动时所产生的的动载荷影响的系数。与制造及装配误差，圆周速度等有关。3、齿间载荷分配系数Kα ：是考虑齿间载荷分布的不均匀所产生影响的系数。与齿距误差，弹性变形等有关。4、齿向载荷分布系数Kβ：是考虑齿面上载荷沿接触线分布不均所产生影响的系数。与齿轮相对轴承的位置，轴、轴承、支座的变形以及制造、装配误差等有关。 四、齿面接触疲劳强度条件：一对渐开线圆柱齿轮在节点啮合时，其齿面接触状况可近似认为与两圆柱体的接触状况相当，故其齿面的接触应力可近似地用进行计算。直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度的校核式：引入齿宽系数，得接触疲劳强度的设计式：注意：1)一对相啮合的齿轮，其接触应力是相等的，即：；许用接触应力一般不等，即：，上两式中的取小值代入.2)影响齿轮接触强度的几何参数主要有：d(或a)、b、u和'，影响最大的是d；3)提高齿面接触疲劳强度的主要措施有：A、加大齿轮直径d或中心距a；B、适当增大齿宽b(或齿宽系数)；C、采用正变位齿轮；D、提高齿轮精度等级；E、改善齿轮材料和热处理方式，以提高。
五、轮齿弯曲强度条件：1、力学模型：将轮齿视为悬臂梁，确定危险截面和载荷作用点。危险截面：用30°切线法确定。作与轮齿对称中线成30°角并与齿根过渡圆角相切的切线，通过两切点作平行于轴线的截面即为危险截面。载荷作用点：啮合过程中，载荷作用点是不断变化的。为简化计算，一般可将齿顶作为载荷作用点。2、齿根弯曲应力：直齿圆柱齿轮的齿根弯曲疲劳强度的校核式为： 齿根弯曲疲劳强度的设计式为：。为齿形系数：与模数m无关，只与齿形的有关参数(、、和)有关，对于标准齿轮，齿形系数主要与齿数和变位系数有关，齿数越大，渐开线越平，齿根宽度越大，越小；变位系数越大，齿根宽度越大，越小。为应力修正系数，用来考虑齿根应力集中和危险截面上的压应力和剪应力的影响，主要与z和x有关.Ys为重合度系数，用来考虑将力的作用点由齿顶转移到单对齿啮合区的上界点的影响，一般，，大时，取小值；反之，取大值。注意：1)一对相啮合的齿轮，其齿根弯曲应力是不相等的，即：(，，)；2)一对相啮合的齿轮，其许用弯曲应力也是不相等的，即：；3)大、小齿轮的可能不一样，计算时应选大值代入(大值者其疲劳强度差)；4)影响弯曲强度的几何参数主要有：z、m、b和，其中影响最大的是m；5)提高齿根弯曲疲劳强度的主要措施有：A、在d、b一定的情况下，m对的影响比z大，故m增大(z相应减小)，减小；B、适当增大齿宽b(或齿宽系数)；C、采用较大变位系数，增大，减小，减小；D、提高齿轮精度等级；E、改善齿轮材料和热处理方式，以提高。
六、许用应力:根据试验齿轮的接触疲劳极限和弯曲疲劳极限确定的，许用接触疲劳应力许用弯曲疲劳应力：Hlim、Flim分别为试验齿轮的接触疲劳极限和弯曲疲劳极限(MPa)；ZN、
YN分别为接触强度和弯曲强度计算的寿命系数,ZN、YN按各自的循环次数N分别查取.YST为
试验齿轮的应力修正系数，YST＝2.0；SHmin、SFmin分别为接触强度和弯曲强度计算的最小安全系数。
七、斜齿圆柱齿轮传动，因其接触线倾斜，同时啮合的齿数多，重合度大，故传动平稳，噪声小，承载能力高，常在速度较高的传动系统中使用。1、受力：Ft=2000T1/d1，n为法面分度圆压力角；t为端面分度圆压力角；为分度圆螺旋角；2、各力的方向：圆周力 ：主动轮上的与转向相反，从动轮上的与转向相同；径向力 ：分别指向各自轮心；轴向力 ：主动轮的轴向力用“左右手法则”来判断：当主动轮右旋时，用右手四指的弯曲方向表示主动轮的转动方向，大拇指所指的方向即为轴向力的方向；主动轮左旋时，用左手来判断，方法同上。主、从动轮上各对应力大小相等、方向相反。
八、齿轮传动的设计方法：1)齿数z：闭式软齿面：大，一方面有利于传动的平稳性和减少
噪声，另一方面，z加大，m减小，可减少金属切削量，节省制造费用；m减小，还能降低齿高，减少滑动系数，减小磨损，提高抗胶合能力。所以在保持分度圆直径d不变和满足弯曲强度的条件下，齿数z应选得多些，一般可取20-40。闭式硬齿面、开式齿轮和铸铁齿轮传动，其齿根弯曲强度往往是薄弱环节，应取较少齿数和较大的模数，以提高轮齿的弯曲强度。一般取。对于承受变载荷的齿轮传动及开式齿轮传动，为了保证齿面磨损均匀，宜使大、小齿轮的齿数互为质数，至少不要成整数倍。2)齿宽系数齿宽系数大，有利于提高承载能力，但却增加了载荷沿齿宽分布的不均匀性，设计时，必须合理选择。一般，圆柱齿轮的齿宽系数可参考表3-6选用。其中，闭式传动，支承刚性好，可取大值；开式传动，齿轮一般悬臂布置，轴的刚性差，应取小值。3)模数m:模数圆整为标准值。对于传递动力用的圆柱齿轮传动，其模数应大于1.5mm； 蜗杆
1 蜗杆传动有哪些主要类型?特点？场合？答：圆柱（①传动制造简单，承载能力较低。。②弧齿圆柱蜗杆传动，承载能力和效率均较其他圆柱蜗杆传动为高）。、环面（承载力高）、锥蜗杆（重合度大、传动比范围大、承载和效率高）传动。
2 与齿轮传动相比，蜗杆有什么优点？什么情况用蜗杆？为何传动功率大时不用蜗杆？答：优点：单级传动比大，传动平稳，振动和噪声小。结构紧凑，有自锁性。缺点：传动效率低，发热量大，蜗轮材料成本高。蜗杆传动常用于两轴交错、传动比较大、传递功率不太大或间歇工作的场合。蜗杆传动效率低，功率损失大，蜗轮齿面易胶合失效。
3 蜗杆传动的失效形式与齿轮有什么不同？答：齿轮的失效形式：1齿轮折断2齿面摩损 3 齿面点蚀 4 齿面胶合 5 塑性变形 还可能出现过热、侵蚀、电蚀和由于不同原因产生的多种腐蚀与裂纹。蜗杆传动的失效形式1 疲劳点蚀 2 胶合磨损 3 轮齿折断（一般蜗杆传动效率较低，滑动速度较大，容易发热等，故胶合和磨损破坏更为常见。一般地蜗轮的强度较弱，所以失效总是在蜗轮上发生，在闭式传动中，容易发生磨损、胶合或点蚀。在开式传动中，蜗轮轮齿的主要失效形式是磨损）蜗轮和蜗杆间的相对滑动较大比齿轮传动更容易产生胶合和磨粒磨损，而蜗轮轮齿的材料通常比蜗杆材料软的多，发生胶合时蜗轮表面的金属会粘到蜗杆螺旋面上。蜗轮轮齿的磨损比齿轮传动严重得多。
4 影响蜗杆传动效率的主要因素有哪些？导程角的大小对效率有何影响？答：闭式蜗杆传动的效率由三部分组成，蜗杆总效率η为η=η1η2η3, η1=tanγ／tan(γ+Φv),γ-普通圆柱蜗杆分度圆上的导程角；Φv-当量摩擦角,, 其值可根据滑动速度Vs选取。η2-油的搅动和飞溅损耗时的效率；η3-轴承效率。蜗杆主动时，效率η=tanγ／tan(γ+Φv)，效率η随蜗杆螺旋线导程.(减小当量摩擦角Φv也可提高效率η，在由齿轮传动和角γ的增大而增大，但通常γ＜30°
蜗杆传动组成的多级传动中，若转速不太高，通常将蜗杆传动放在高速级，以提高相对相对滑动速度Vs，进而降低量摩擦角Φv，提高效率η。实践证明，当采用钢制蜗杆与青铜涡轮配合时，涡轮机构具有优良的减摩性和摩擦相容性，也有利于提高效率η。)
5、阿基米德蜗杆传动为何以中间平面的轴向模数和压力角为标准值？其正确啮合条件是什么？答：1）蜗杆的轴向模数mal等于蜗轮的端面模数mt2；2 ）蜗杆的轴向压力角αa1 等于蜗轮的端面压力角αt2 ；3）蜗杆分度圆导程角 γ 等于蜗轮分度圆螺旋角 β 且螺旋线方向相同。
6、在安装蜗杆传动时，如何进行调整以达到正确的啮合位置？答：
7、什么叫直径系数？它与哪些因素有关？为什么要规定分度圆直径为标准值？答：1)蜗杆分度圆直径和模数的比值称为蜗杆直径系数q，q=d1/m，2）蜗杆的模数和分度圆直径都是标准值，但直径系数是个导出值。当模数一定时，直径系数越大，分度圆直径就越大，蜗
杆的刚度和强度就相应提高。3）为了保证蜗杆与蜗轮的正确啮合，要用与蜗杆尺寸相同的蜗杆滚刀来加工蜗轮。由于相同的模数，可以有许多不同的蜗杆直径，这样就造成要配备很多的蜗轮滚刀，以适应不同的蜗杆直径。显然，这样很不经济。为了减少蜗轮滚刀的个数和便于滚刀的标准化，就对每一标准的模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1，而把分度圆直径和模数的比称为蜗杆直径系数q。 8、蜗杆传动有哪些失效形式？它对材料选择有何影响？蜗杆、蜗轮的材料如何选择？答：1)与齿轮类似，有：过度磨损大于齿面胶合大于点蚀。（由于蜗杆传动类似于螺旋传动，啮合效率较低、相对滑动速度较大，磨损和胶合最易发生，点蚀也会出现。尤其当润滑不良，散热不好时出现的可能性更大。）失效常发生在蜗轮上。开式传动中主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，要按齿根弯曲疲劳强度进行设计。闭式传动中主要失效形式是齿面胶合或点蚀面。要按齿面接触疲劳强度进行设计，而按齿根弯曲疲劳强度进行校核。此外，闭式蜗杆传动，由于散热较为困难，还应作热平衡核算。
2、3）由于蜗杆传动啮合摩擦较大，且由于蜗轮滚刀的轮齿尺寸不可能做得和蜗杆绝对相同，被加工出来的蜗轮齿形难以和蜗杆齿精确共轭，必须跑合才能逐渐理想；所以蜗轮不仅要求具有足够的强度，更重要的是要具有良好的跑合性能、耐磨性能和抗胶合性能。蜗轮传动常采用青铜或铸铁作蜗轮的齿圈，与淬硬并磨制的钢制蜗杆相匹配。蜗杆材料一般用碳钢式合金钢。
9、蜗轮材料为锡青铜、铸铁式无锡青铜时其承载能力分别取决于什么？为什么？答：当采用锡青铜时，由于材料的减摩性和抗胶合性好，主要失效形式是点蚀，[σ]H与应力循环次数有关。当蜗轮材料为铸铁式无锡青铜时，蜗轮齿面的承载能力取决于抗胶合能力，由于目前无法对其定量计算，因而采用限制齿面接触应力[σ]H来防止胶合，[σ]H根据抗胶合条件来选取，与蜗轮副 的材料组合及滑动速度vs有关而于应力循环次数N2无关。 10、连续工作的闭式蜗杆传动为什么要进行热平衡计算？如热平衡不能满足要求时，应采取什么措施？答：1)由于蜗杆传动效率低、发热量大，若不及时散热，会引起箱体内润滑油温度升高、润滑失效，导致轮齿磨损加剧，甚至出现胶合。因此对连续工作的闭式蜗杆传动要进行热平衡计算。2)增加散热面积——合理设计箱体结构，铸出或焊接上散热片。提高散热系数——在蜗杆轴上加装风扇；在箱体油池内装设蛇形冷却水管；采用循环油冷却。
带传动
1、带传动的主要类型有哪些？各有什么特点？答：摩擦型：平带传动：结构简单，效率较高，常用于传动中心距较大的场合；V带传动：在与平带传动同样的条件下，产生的摩擦力比平带传动大的多；多楔带传动：兼有平带与V带的优点，柔性好，摩擦力大，主要用
于传递较大功率、机构要求紧凑的场合；圆带传动：传递功率较小，一般用于轻、小型机械，如缝纫机等。啮合型：略。
2、影响摩擦型带传动工作能力的因素有哪些？答： 3、在条件相同时V带为什么比平带的承载能力大？答：V带传动中带的截面形状为等腰梯形。工作时带的两侧面是工作面，与带轮的环槽侧面接触，属于楔面摩擦传动。在相同的带张紧程度下，V带传动的摩擦力要比平带传动约大70%，因而其承载能力因而比平带传动高。 4、
5、带传动的打滑经常在什么情况下发生？打滑多发生在大带轮上还是小带轮上？刚开始打滑时紧边拉力、松边拉力有什么关系 ？答：1）当带传递的工作载荷超过了带与带轮之间摩擦力的极限值，带与带轮之间发生剧烈得相对滑动（一般发生在较小得主动轮上），从动轮转速急速下降，甚至停转，带传动失效，这种现象称为打滑。打滑对其它机件有过载保护作用，但应尽快采取措施克服，以免带摩损发热使带损坏。 2)多发生在小带轮上（主动）。3）
6、什么叫弹性滑动？弹性滑动是什么原因造成的？能否避免？对传动有何影响？答：1）由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为弹性滑动。2）带在工作时会产生弹性变形，由于两边拉力不等，因而弹性变形量也不等。带从绕上主动轮到离开的过程中，所受拉力不断下降，使带向后收缩，带在带轮接触面上出现局部微量的向后滑动；带从绕上从动轮到离开的过程中，带所受的拉力不断加大，使带向前伸长，从而带在带轮接触面上出现局部微量的向前滑动。3）在带传动中，由于摩擦力使带的两边发生不同程度的拉伸变形，摩擦力是这类传动所必须的，所以弹性滑动也是不可避免的。4）弹性滑动将引起下列后果：①从动轮的圆周速度低于主动轮；②降低传动效率；③引起带的磨损；④发热使带温度升高。
7、带传动工作时，带中会产生哪些应力？其应力分布如何？它对带传动有何影响？带中最大应力发生在何处？写出最大应力的数学表达式。答：1. 紧边拉应力σ1和松边拉应力σ2。σ1=F1/A，σ2=F2/A。2. 当带沿带轮轮缘作圆周运动时，带上每一质点都受离心力作用，离心力所引起的带的拉力总和为，此力作用于整个传动带，因此，它产生的离心拉应力在带的所有横剖面上都是相等的。σc=Fc/A=qV2/A可见离心应力σc与q及V成正比。故设计高速带传动时，应采用薄而轻质的传动带；设计一般带传动时，带速不宜过高。3、当带绕过主、从动轮时,发生弯曲变形将产生弯曲应力σb ，σb=EY/dd E--带材料的弹性模量；Y--由带中性层至最外层的距离；dd为带轮的基准直径,两个带轮直径不同时，带在小带轮上的弯曲应力较大。为了避免弯曲应力过大，对v带轮的最小直径加以限制。最大应力发生在紧边进入小带轮处：.
8、带传动的失效形式有哪些？设计准则是什么？答：(1)打滑：当传递的圆周力F超过了带与带轮之间摩擦力的总和的极限时，发生过载打滑，使传动失效。(2)疲劳破坏：带在变应力的长期作用下，因疲劳而发生裂纹、脱层、松散，直至断裂。带传动的设计准则是：既要保证带在工作时不打滑，又要使带具有足够的疲劳强度和寿命，且带速不能过高或过低。根据设计准则，带传动应满足下列两个约束条件。不打滑条件： 疲劳强度条件：由以上两式可得同时满足两个约束条件的传动功率为
9、为什么带传动通常用在高速级，但在设计时又要对它的线速度加以限制？答：由P=FV。增加V,在圆周力F不变下，可提高带的传递功率P，即有利于提高带传动的承载能力；在
2
P不变下，可减小圆周力F，有利于减少V带的根数式采用较小型号的V带，进而减小带传动的尺寸结构。带速过高离心应力增大，减小了带与带轮的接触应力，易打滑，从而降低了传动的工作能力。同时使带在单位时间内绕过轮的次数增加，应力变化更频繁降低了疲劳寿命。因而要限制。
10、在设计V带传动时，为什么应对V带轮的最小基准直径dmin加以限制？答：带轮愈小，传动尺寸结构越紧凑，但带的弯曲应力愈大，带容易疲劳断裂。为避免产生过大的弯曲应力，对各种型号的V带都规定了最小带轮基准直径ddmin 。
11、带传动设计步骤及各个因素对传动影响：1、确定设计功率Pc=KAP。KA为工况系数P为所需传递功率。2、初选带的型号根据带传动的设计功率Pc及小带轮转速n1按图选。3、确定带轮基准直径dd2、dd1。根据国标先选小带轮基准直径dd1>=dmin，并取标准直径。若传动比要求较精确时，大带轮基准直径dd2由下式确定：dd2=idd1(1-ε)=n1/n2dd1(1-ε)粗略计算时，可忽略滑动率 ε 的影响，则有dd2=idd1=n1/n2dd1. 基准直径dd：当其它条件不变时，带轮基准直径越小，带传动越紧凑，但带内的弯曲应力越大，导致带的疲劳强度下降，传动效率下降。4、验算带速v:带速过高离心应力增大，减小了带与带轮的接触应力，从而降低了传动的工作能力。同时使带在单位时间内绕过轮的次数增加，应力变化更频繁降低了疲劳寿命。P一定时，带速过低，反需有效拉F增大，要求带的概数增多。故验算带速：在10～20m/s传动效能可得到充分利用。若过高或过低，可调整。
5、中心距a、带长L和包角中心距a：中心距a的大小，直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。中心距a大，则传动尺寸大，但在单位时间内的绕转次数减少，可增加带的疲劳寿命，同时使包角α1增大，提高传动能力。一般可按下式初选中心距a0： (mm) 3)带长Ld：带的长度越短，在一定带速下单位时间内带的应力变化次数越多，会加速带的疲劳损坏。太长易引起带的颤振。4）包角α1：小带轮包角α1按下式计算：为使带有一定工作能力一般要求α1>=120度。如果α1小于此值可适当加大中心距a;若中心距不可调，可加张紧轮。α1也与i有关，dd2、dd1相差越大i越大，则α1越小。通常为了在中心距不过大下保证包角不过小，所用传动比不宜过大。i<=7 6、确定带的根数 z ： z应根据计算值圆整，且不宜过多，否则各根带受力不均，一般z<10。当z过大时，应改选带轮基准直径或改选带型，重新设计。 7、确定初拉力F0：初拉力F0小，带传动的传动能力小，易出现打滑。F0过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大。一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带的寿命的单根V带的初拉力应为：略。8、计算压轴力FQ：为了设计
轴和轴承，需计算V带对轴的压力FQ。FQ可近似地按带的两边的初拉力的合力计算 . 链传动
1、与带传动、齿轮传动相比，链传动有哪些特点？链传动适用于哪些场合？答：优点：没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比，传动效率较高(封闭式链传动传动效率η =0.95～0.98)；链条不需要像带那样张得很紧，所以压轴力较小；传递功率大，过载能力强；能在低速重载下较好工作；能适应恶劣环境如多尘、油污、腐蚀和高强度场合。缺点：瞬时链速和瞬时传动比不为常数，工作中有冲击和噪声，磨损后易发生跳齿，不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。链传动的使用范围是：传动功率一般为100kW以下，效率在0.92～0.96之间，传动比i不超过7，传动速度一般小于15m/s。它广泛应用于石油、化工、农业、采矿、起重、运输、纺织等各种机械和动力传动中。
2、滚子链由哪些结构组成？结构有什么特点？各元件的连接和相对运动关系如何？节距、排数对承载能力有何影响？答：1）由内链板1、外链板2、销轴3、套筒4和滚子5组成。2）销轴3与外链板2、套筒4与内链板1分别用过盈配合联接。而销轴3与套筒4、滚子5与套筒4之间则为间隙配合，所以，当链条与链轮轮齿啮合时，滚子与轮齿间基本上为滚动摩擦。套筒与销轴间、滚子与套筒间为滑动摩擦。链板一般做成8字形，以使各截面接
近等强度，并可减轻重量和运动时的惯性。3）滚子链是标准件主要参数是节距p，它是指链条上相邻两销轴中心间的距离。P越大，链的承载能力超强，但各元件的尺寸也增大，重量增大，也影响链传动的运动不均匀性(也称多边形效应)，冲击和振动加大。分单、双、多排。链的排数愈多，承载能力愈高，但链的制造与安装精度要求也愈高，且愈难使各排链受力均匀，将大大降低多排链的使用寿命，故排数不宜超过4排。当传动功率较大时，可采用两根或两根以上的双排链或三排链。滚子链分A、B两个系列。表中的链号数乘以25.4/16即为节距值，表中的链号与相应的国际标准一致。滚子链的标记方法为：链号-排数×链节数，标准编号。链条除了接头和链节外，各链节都是不可分离的。链的长度用链节数表示，为了形成链节首尾相接的环形链条，要用接头加以连接。当链节数为偶数时采用连接链节，其形状与链节相同，接头处用钢丝锁销或弹簧卡片等止锁件将销轴与连接链板固定。
3、链节数为什么常取偶数？答：当链节数为奇数时，则必须加一个过渡链节。过渡链节的链板在工作时受有附加弯矩，故应尽量避免采用奇数链节。为了使链条连成环形时，正好是外链板与内链板相连接，所以链节数最好为偶数。
3、滚子链运动不均匀性的原因是？能否避免(不能)？影响运动不均匀性的因素有哪些？怎样减少？答：1）、链传动的平均速度与平均传动比：链条进入链轮后形成折线，因此链传动的运动情况和绕在正多边形轮子上的带传动很相似，边长相当于链节距p，边数相当于链轮齿数z。链轮每转一周，链移动的距离为zp，设z1、z2为两链轮的齿数，p为节距（mm）n1、n2为两链轮的转速（r/min），则链条的平均速度v（m/s）为v=z1pn1/[60×1000]=z2pn2/[60*1000]。链传动的平均传动比为：i=n1/n2=z2/z12）链传动的运动不均匀性：设主动轮以等角速度ω1转动，则其分度圆周速度为v1=R1ω1 。当链节进入主动轮时，其销轴总是随着链轮的转动而不断改变其位置。当位于β角的瞬时，链水平运动的瞬时速度v等于销轴圆周速度的水平分量。
。
即链速v=cosβR1ω1角的变化范围在±φ1/2 之间，φ1=360/z1。当β=0时，链速最大，vmax=R1ω1；当β=±φ1/2时，链速最小，vmin=R1ω1cos(φ1/2) 。因此，即使主动链轮匀速转动时，链速v也是变化的。每转过一个链节距就周期变化一次。同理，链条垂直运动的瞬时速度v`=R1ω1sinβ也作周期性变化，从而使链条上下抖动。从动链轮由于链速v≠常数和γ角的不断变化，因而它的角速度ω2=v/R2cosγ也是变化的。链传动比的瞬时传动比i为i=ω1/ω2=R2cosγ/R1cosβ 显然，瞬时传动比不能得到恒定值。因此链传动工作不稳定。随着角β和γ角的不断变化，链传动的瞬时传动比也是不断变化的。当主动链轮以等角速度回转时，从动链轮的角速度将周期性地变化。只有在z2=z1，且传动的中心距恰为节距p的整数倍时，传动比才可能在啮合过程中保持不变，恒为1。链轮齿数z越少，链条节距p越大，链传动的运动不均匀性
越严重。
4、链传动的动载荷：链传动在工作过程中，链条和从动链轮都是作周期性的变速运动，造成了和从动链轮相连的零件也产生周期性的速度变化，从而引起了动载荷。具体来讲，链传动中的动载荷主要由以下因素产生。1、链速的周期性变化产生的加速度当销轴位于=±/2时，加速度达到最大值由上式可知，当链的质量相同时，链轮转速越高，节距越大，齿数越少则链的动载荷越大。 2、链的垂直方向分速度周期性变化会导致链传动的横向振动，它也是链传动动载荷中很重要的一部分。3、当链条的铰链啮入链轮齿间时，由于链条铰链作直线运动而链轮轮齿作圆周运动，两者之间的相对速度造成啮合冲击和动载荷。由以上分析的几种主要原因，造成链传动不平稳现象、冲击和动载荷，这是链传动的固有特性，称为链传动的多边形效应。由于链传动的动载荷效应，链传动不宜用于高速。
5、滚子链的主要失效形式：1、铰链磨损2、链的疲劳破坏3、多次冲击破断4、胶合5、过载拉断6、链轮轮齿的磨损或塑性变形
6、链传动的设计链：1）传动设计根据链速不同分为一般与低速两种情况：通常，一般(0.6m/s)的链传动按功率曲线设计计算，低速(<0.6m/s)链传动按静强度设计计算。2）一、链轮齿数的多少对传动平稳性和使用寿命有很大影响。小链轮齿数的选择应适中。若小链轮齿数z1过少，运动速度的不均匀性和动载荷都会很大；链节在进入和退出啮合时，相对转角增大，磨损增加，冲击和功率损耗也增大。但小链轮齿数也不宜过多。如选得太大，大链轮齿数z2则将更大，除了增大传动尺寸和重量外，也会因链条节距的伸长而发生脱链，导致降低使用寿命。二、链节距的大小直接决定了链的尺寸、重量和承载能力，而且也影响链传动的运动不均匀性(也称多边形效应)，产生冲击、振动和噪声。为了既保证链传动有足够的承载能力，又减小冲击、振动和噪声，设计时应尽量选用较小的链节距。在高速重载时，宜用小节距多排链；低速重载时，宜用大节距排数较少的链。三、中心距的大小对传动有很大影响。中心距小时，链节数少，链速一定时，单位时间内每一链节的应力变化次数和屈伸次数增多，因此，链的疲劳和磨损增加。中心距大时，链节数增多，吸振能力高，使用寿命长。但中心距太大时，又会发生链的颤抖现象(尤其在松边上)，使运动的平稳性降低。四、由于链传动是啮合传动，勿需很大的张紧力，故作用在轴上的压力也较小，可取 FQ=(1.2～1.3)F，F为链传动的工作拉力。
轴的设计
一、轴的功能和分类：轴是组成机器的重要零件之一，其主要功能是支持作回转运动的传动零件(如齿轮、蜗轮等)，并传递运动和动力。1、根据轴的受载情况的不同轴可分为转轴、传动轴和心轴三类。(1)心轴：通常指只承受弯矩而不承受转矩的轴。如自行车前、后轮轴，汽车轮轴。(2)转轴：既受弯矩又受转矩的轴。转轴在各种机器中最为常见。(3)传动轴：只受转矩不受弯矩或受很小弯矩的轴。车床上的光轴、连接汽车发动机输出轴和后桥的轴，均是传动轴。2、根据轴线形状的不同轴又可分为曲轴、直轴和钢丝软轴。
二、轴的一般设计步骤是什么？有什么特点？答：选择轴的材料，结构设计，强度校核计算，画出轴的零件工作图。
三、轴的材料及选择:（问题：轴的常用材料有哪些？各用于什么场合？在同一工作条件下如不改变轴的结构和尺寸，将材料由碳素钢改为合金钢能否提高刚度？）首先应有足够的强度，对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性及良好的加工性。常用的材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁和高强度铸铁。选择轴的材料时，应考虑轴所受载荷的大小和性质、转速高低、周围环境、轴的形状和尺寸、生产批量、重要程度、材料机械性能及经济性等因素，选用时注意如下几点：（1） 碳钢有足够高的强度，对应力集中敏感性较低，便于进行各种热处理及机械加工，价格低、供应充足，故应用最广。一般机器中的轴，可用30、40、45、50等牌号的优质中碳钢制造，尤以45号钢经调质处理最常用。（2） 合金钢机械性能更高，常用于制造高速、重载的轴，或受力大而要求尺寸小、重量轻的轴。至于那些处于高温、低温或腐蚀介质中工作的轴，多数用合金钢制造。常用的合金钢有：12CrNi2、12CrNi3、20Cr、40Cr、38SiMnMo等。（3） 通过进行各种热处理、化学处理及表面强化处理，可以提高用碳钢或合金钢制造的轴的强度及耐磨性。特别是合金钢，只有进行热处理后才能充分显示其优越的机械性能。4)合金钢对应力集中的敏感性高，所以合金钢轴的结构形状必须合理，否则就失去用合金钢的意义。另外，在一般工作温度下，合金钢和碳钢的弹性模量十分接近，因此依靠选用合金钢来提高轴的刚度是不行的，此时应通过增大轴径等方式来解决。（5）球墨铸铁和高强度铸铁的机械强度比碳钢低，但因铸造工艺性好，易于得到较复 杂的外形，吸振性、耐磨性好，对应力集中敏感性低，价廉，故应用日趋增多。
四、轴的结构设计：（问题：进行轴结构设计时应考试哪些问题？答：1、轴在机器中的安
装位置及形式；2、轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；3、载荷的性质、大小、方向及分布情况；4、轴的加工工艺等。）轴的结构设计的任务，就是在满足强度、刚度和振动稳定性的基础上，根据轴上零件的定位要求及轴的加工、装配工艺性要求，合理地定出轴的结构形状和全部尺寸。轴主要由轴颈、轴头、轴身三部分组成。轴上被支承部分叫做轴颈；安装轮毂部分叫做轴头；连接轴颈和轴头的部分叫轴身。1、零件在轴上的定位：常用轴向定位方法有：轴肩（或轴环）、套筒、圆螺母、挡圈、圆锥形轴头等。零件在轴上的周向定位：定位方式根据其传递转矩的大小和性质、零件对中精度的高低、加工难易等因素来选择。常用的周向定位方法有：键、花键、成形、弹性环、销、过盈等联结，通称轴毂联结。2、轴结构的工艺性：所谓轴的结构的工艺性，是指轴的结构应尽量简单，有良好的加工和装配工艺性，以利减少劳动量，提高劳动生产率及减少应力集中，提高轴的疲劳强度。1．设计合理的结构，利于加工和装配2.改进轴的结构，减少应力集中(1)轴上相邻轴段的直径不应相差过大，在直径变化处，尽量用圆角过渡，圆角半径尽可能大。当圆角半径增大受到结构限制时，可将圆弧延伸到轴肩中，称为内切圆角。也可加装过渡肩环使零件轴向定位。(2)轴上与零件毂孔配合的轴段，会产生应力集中。配合越紧，零件材料越硬，应力集中越大。其原因是，零件轮毂的刚度比轴大，在横向力作用下，两者变形不协调，相互挤压，导致应力集中。尤其在配合边缘，应力集中更为严重。改善措施有：在轴、轮毂上开卸载槽（3）选用应力集中小的定位方法。采用紧定螺钉、圆锥销钉、弹性挡圈、圆螺母等定位时，需在轴上加工出凹坑、横孔、环槽、螺纹，引起较大的应力集中，应尽量不用；用套筒定位无应力集中。在条件允许时，用渐开线花键代替矩形花键，用盘铣刀加工的键槽代替端铣刀加工的键槽，均可减小应力集中。
五、轴的强度计算：1、扭转强度 对只受转矩或以承受转矩为主的传动轴，应按扭转强度条件计算轴的直径。若有弯矩作用，可用降低许用应力的方法来考虑其影响。扭转强度约束条件为：[] 为轴危险截面的最大扭剪应力(MPa)；为轴所传递的转矩(N.mm)；为轴危险截面的抗扭截面模量mm；P为轴所传递的功率(kW)；n为轴的转速(r/min)；[]为轴的许用扭剪应力(MPa)，对实心圆轴，,以此代入，可得扭转强度条件的设计式轴受扭段的最小直径：：（问题：利用此工式估算轴直径时，d是转轴上的哪一个直径？系数C与什么有关？如何选择？答：C为由轴的材料和受载情况决定的系数，当弯矩相对转矩很小时，C值取较小值，[τT]取较大值；反之，C取较大值，[τT]取较小值。求出的值，一般作为轴受转矩作用段最细处的直径，一般是轴端直径。）若计算的轴段有键槽，则会削弱轴的强度，作为补偿，此时应将计算所得的直径适当增大，若该轴段同一剖面上有一个键槽，则将d 增大5%，若有两个键槽，则增大10%。然后圆整为标准直径。 2、弯扭合成强度条件：（问题：轴的计算当量弯矩公式中，应力校正系数а的含义是什么?如何取值?）对于同时承受弯矩和转矩的轴，可根据转矩和弯矩的合成强度进行计算。计算时，先根据结构设计所确定的轴的几何结构和轴上零件的位置，画出轴的受力简图，然后，绘制弯矩图、转矩图，按第三强度理论条件建立轴的弯扭合成强度约束条件：
考虑到弯矩所产生的弯曲应力和转矩所产生的扭剪应力的性质不同，对上式中的转矩乘以折合系数，则强度约束条件一般公式为： 称为当量弯矩；
α为根据转矩性质而定的折合系数。转矩不变时，；转矩按脉动循环变化时，；转矩按对称循环变化时，。若转矩的变化规律不清楚，一般也按脉动循环处理。、、分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用应力。
轴的连接与制动
一、轴毂连接：轴与轴上零件（齿轮带轮等）的连接称为轴毂连接，其功能主要是使轴上零件与轴周向固定以传递转矩。常用有：键连接、花键连接、盈连接、销连接、螺钉连接
和型面连接等
二、键连接：键是标准件，分为平键、半圆键、楔键和切向键等。平键连接：1、按用途分，平键可分为普通平键、导向键和滑键三类，其中普通平键应用最为广泛，用于静联接。平键工作时，靠其两侧面传递扭矩，键的上表面和轮毂键槽底之间留有间隙。这种键定心性较好，装拆方便。但这种键不能实现轴上零件的轴向固定。导向键和滑键用于动联接，传动零件可在轴上作轴向移动(如变速箱中的滑移齿轮)。导向键用螺钉固定在轴上，而轮毂可沿导向键移动，常用于轮毂移动距离不大的场合。滑键通常固定在轮毂上，并与轮毂一同沿轴上的键槽移动，这样，当轮毂移动距离较大时，就可避免使用很长的导向键。2、按端部形状分，普通平键可分为圆头()、方头()和单圆头()三种。
三、键的选择和平键连接的强度校核：1．键的选择：⑴ 类型选择：键的类型应根据键连接的结构、使用特性及工作条件来选择。⑵尺寸选择： 键的剖面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般按轮毂宽度定，要求键长比轮毂略短5～10 mm，且符合长度系列值。2．平键连接的强度校核：平键连接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于动连接）。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断,通常只进行键连接的挤压强度或耐磨性计算。设载荷为均匀分布，可得平键连接的挤压强度条件：静连接 σp=2000T/dlk<=[σp] 动连接 p=2000T/dlk<=[p]。σp 为键连接工作表面的挤压应力；p为工作表面的压力；l为键的工作长度；d为轴径；k为键与轮毂接触高度；[σp]为许用挤压应力；[p]为许用压力；T为转矩。
螺纹连接
一、螺纹连接的主要类型：(问题：螺纹连接基本类型有哪些？适用于哪些场合？)螺纹紧固件连接有四种基本类型，螺栓(通常用于被联接件不太厚，且有足够装配空间的情况)、螺钉(用于被联接件较厚的场合)、双头螺柱(用于被联接之一太厚，且需经常装拆或结构上受到限制不能采用螺栓联接的场合)和紧定螺钉连接(多用于轴上零件的联接)。 二、螺纹连接的防松：（问题：用于连接的螺纹都具有良好的自锁性为什么还需防松？防松方法分几类？举例说明）在静载荷和工作温度变化不大时，螺纹连接能满足自锁条件ψ<ρv ，不会自动松脱。但是在冲击、振动和变载的作用下，预紧力可能在某一瞬间消失，连接仍有可能松脱。高温的螺纹连接，由于温度变形差异等原因，也可能发生松脱现象，因此设计时必须考虑防松。防松的根本问题在于防止螺纹副的相对转动。1、摩擦防松：使螺纹副中有不随连接载荷变的压力，因而始终有摩擦力矩防止螺母相对于螺栓运动。(a)：两螺母拧紧后螺栓旋合段受拉而螺母受压，使螺纹副纵向压紧，适用于平稳低速和重载的固定装置。(b)：拧紧螺母时，垫圈被压平后的产生的弹性力使螺纹副纵向压紧。由于垫圈弹力不均，冲击振动下效果差，用于不重要的连接。(c)自锁螺母：螺母一端制成非圆形收口或开封后径向收口。当螺母拧紧后收口胀开利用收口的弹力压紧旋合螺纹。简单可靠，可多次装拆而不降低性能。2、机械防松：利用各种止动零件，以阻止打紧的螺纹零件相对转动。相当可靠应用广泛。(a)开口销与槽形螺母：利用开口销使螺栓、螺母相互约束(b)止动垫片：垫片约束螺母而自身又被约束在被联接件上(c)串联金属丝：利用金属丝使一组螺栓头部相互约束，当有松动趋势时，金属丝更加拉紧3、永久止动防松：利用端铆、冲点和粘合的办法破坏螺纹副，排除了螺母相对螺栓转动的可能。
三、结构设计1、联接接合面的几何形状应与机器的结构形状相适应。一般都设计成轴对称的简单几何形状，便于加工制造，且使联接的接合面受力比较均匀。2、螺栓的数目应取为易于分度的偶数，以利于划线钻孔。同一组螺栓的材料直径和长度应尽量相同，以简化结构和便于装配。3、应有合理的钉距、边距和足够的板手空间4、被联接件上的支承面应做成凸台或沉头座，以免引起偏心载荷而削弱螺栓的强度。
四、螺栓组连接的受力分析: 螺栓组连接受力分析的任务是求出连接中各螺栓受力的大小，
特别是其中受力最大的螺栓及其载荷。分析时，通常做以下假设：① 被连接件为刚性；② 各螺栓的拉伸刚度或剪切刚度（即各螺栓的材料、直径和长度）及预紧力都相同；③ 螺栓的应变没有超出弹性范围。典型螺栓组受力分析的方法：1. 受轴向力FQ的螺栓组连接,其载荷通过螺栓组形心，因此各螺栓分担的工作载荷F相等。设螺栓数目为z，则F=FQ/z.此外螺栓还受预紧力。2. 受横向载荷FR的螺栓组连接，螺栓沿载荷方向布置，载荷可通过受拉、受剪两种不同方式传递。(1) 用受拉螺栓连接：螺栓只受预紧力F'，靠接合面间的摩擦来传递载荷。假设各螺栓连接接合面的摩擦力相等并集中在中心处，则根据板的平衡条件得F' >=KfR/zmfs. Kf—考虑摩擦传力的可靠系数，1.1～1.3,fs—接合面摩擦系数，对于钢铁零件，当接合面干燥时，fs＝0.10～0.16；当接合面沾有油时，fs＝0.06～0.10；m—接合面数目；z—螺栓数目.(2) 用受剪螺栓连接时，靠螺栓受剪和螺栓与被连接件相互挤压时的变形来传递载荷。连接中的预紧力和摩擦力一般忽略不计。假设各螺栓受均匀载荷Fs，则根据板的静力平衡条件得:Fs=FR/z. 3.受旋转力矩T的螺栓组连接:(1) 用受拉螺栓连接：假设各螺栓连接接合面的摩擦力相等并集中在螺栓中心处，与螺栓中心至底板旋转中心O的连线垂直，根据底板的静力平衡条件得 fF`r1＋fF`r2＋…＋fF`rz＝kfT或F`＝kfT/[f(r1+r2+…rz)] F`--螺栓需要的预紧力，r1、r2、… 、rz——各螺栓中心至底板旋转中心的距离，下角标代表螺栓序号。(2) 当用受剪螺栓连接时，各螺栓的工作载荷Fs与其中心至底板旋转中心的连线垂直。忽略连接中的预紧力和摩擦力，则根据底板的静力平衡条件得FS1r1＋FS2r2＋...＋Fsiri＝T根据螺栓的变形协调条件，各螺栓的剪切变形量与其中心至底板旋转中心的距离ri成正比。因为螺栓剪切刚度相同，所以各螺栓的剪力也与这个距离成正比，设rmax为受最大剪力Fmax 的螺旋轴线到旋转中心的距离，于是Fmax/rmax=F1/r1= …=Fsi/ri, Fmax＝Trmax/(r12+r22+…+ri2),T=Fmax(r12+r22+…+ri2)/rmax Fsi----第i个螺栓受的横向工作剪力；Fmax---受载最大（离螺栓组形心最远）的螺栓承受的工作剪力。4. 受翻转力矩M的螺栓组连接:受翻转力矩的螺栓组连接，采用受拉螺栓。拧紧后，螺栓受预紧力。假设被连接件是弹性体，其接合面始终保持为一平面，且在M作用下底板有绕通过螺栓组形心的轴线O－O翻转的趋势，则轴线左边螺栓受到工作载荷F，右边螺栓相当于受了负的拉力，其预紧力将减小。就底板而言，则是左半边螺栓的紧固力增大，而右半边基座的反抗压力以同样大小增大。根据底板的静力平衡条件得F1r1＋F2r2＋…＋Fzrz＝M根据螺栓变形协调条件，各螺栓的拉伸变形量与其中心至底板翻转轴线的距离成正比。因为螺栓拉伸刚度相同，所以左边螺栓的工作
载荷和右边基座在螺栓处的压力也与这个距离成正比，于是F1、
F2、……等可通过连立解上两式求出。例如，距底板翻转轴线最远的1、10两个左边螺栓受力最大F1＝F10＝
五、单个螺栓连接的强度计算：螺纹连接根据载荷性质不同，其失效形式也不同：受静载荷螺栓的失效多为螺纹部分的塑性变形或螺栓被拉断；受变载荷螺栓的失效多为螺栓的疲劳断裂；对于受横向载荷的铰制孔用螺栓连接，其失效形式主要为螺栓杆剪断，栓杆或被连接件孔接触表面挤压破坏；如果螺纹精度低或连接时常装拆，很可能发生滑扣现象。1. 受拉松螺栓连接强度计算 （问题：松紧螺栓连接有何区别？强度计算上有什么不同？）1）松螺栓连接装配时不需要把螺母拧紧，在承受工作载荷前，除有关零件的自重（自重一般很小，强度计算时可略去。）外，连接并不受力。当螺栓承受轴向工作载荷 F (N)时，其强度
条件为式中： d1——螺纹小径，mm；[σ]——松连接螺
栓的许用拉应力，Mpa。2）紧螺栓 螺栓连接装配时需要把螺母拧紧，在承受工作载荷前螺栓已受螺纹力矩T1和预紧力F'的作用。根据所受拉力不同，紧螺栓连接可分为只受预紧力、受预紧力和静工作拉力及受预紧力和变工作拉力三类。① 只受预紧力的紧螺栓连接。栓杆除受预紧力F`引起的拉应力σ外还受到螺纹力矩T1引起的扭转切应力。由于螺栓材料是塑性材料，按照第四强度理论，当量应力σe为
故螺栓螺纹部分
的强度条件为：、② 受预紧力和工作载荷的紧螺栓连接。这种连接拧紧后螺栓受预紧力F`，工作时还受到工作载荷F。一般情况下，螺栓的总拉力F0并不等于F与F`之和。螺栓所受的总拉力F0应等于剩余预紧力F\"与工作拉力F之和。F0=F`+Fc1/(c1+c2). Kc=c1/(c1+c2)称为螺栓的相对刚度系数。螺栓的相对刚度系数的大小与螺栓及被连接件的材料、尺寸和结构有关，
2
其值在0～1之间变化.螺纹部分的强度条件为σ=5.2F0/(πd1)≤[σ] 用于静载荷计算。
用于变载。2、受剪螺栓连接：连接损坏的可能形式有：螺栓
被剪断，栓杆或孔壁被压溃等。在计算时，这种连接的预紧力和摩擦力可忽略不计。设螺栓
2所受的剪力为Fs，则栓杆的抗剪切强度条件为 τ=4Fs/(πdm)≤[τ] 栓杆与被连接件孔壁的抗挤压强度条件为Fs≤dh[σp] Fs--单个螺栓承受的横向工作剪力；m、d---螺栓杆受剪面数、直径;h---挤压面最小高度。
问题：什么是受拉和受剪螺栓连接？试从结构特点受力分析失效形式应用场合比较。 问题：提高螺栓连接疲劳强度的措施有哪些？
螺旋传动
一、螺纹的类型和应用：牙型：(1)三角形螺纹（普通三角螺纹、管螺纹)，(2)矩形螺纹 牙型角为0°，传动效率高，但齿根强度较低，适用于作传动螺纹(2)梯形螺纹 牙型角为30°，是应用最广泛的一种传动螺纹(3)锯齿形螺纹 两侧牙型斜角分别为β＝3°和β'＝30°。前者的侧面用来承受载荷，可得到较高效率；后者的侧面用来增加牙根强度。适用于单向受载的传动螺旋。旋向：左，右。旋线数目：单线，多线。分布：内螺纹，外螺纹。 二、螺纹的主要参数：大径、：与外螺纹的牙顶(或内螺纹牙底)相重合的假想圆柱面的直径；这个直径是螺纹的公称直径(管螺纹除外)。小径、：与外螺纹的牙底 (或内螺纹牙顶)相重合的假想圆柱面的直径。常用作危险剖面的计算直径。中径、：是一假想的与螺栓同心的圆柱直径，此圆柱周向切割螺纹，使螺纹在此圆柱面上的牙厚和牙间距相等。螺距：螺距是相邻两螺牙在中径线上对应两点间的轴向距离，是螺纹的基本参数。线数：螺纹的螺旋线根数。沿一条螺旋线形成的螺纹称为单线螺纹，沿条等距螺旋线形成的螺纹称为线螺纹。导程：螺栓在固定的螺母中旋转一周时，沿自身轴线所移动的距离。在单头螺纹中，螺距和导程是一致的，在多头螺纹中，导程等于螺距和线数的乘积。 升角λ：螺纹中径上螺旋线的切线与垂直于螺纹轴心线的平面之间的夹角；由几何关系可得
牙型角α：是螺纹牙在轴向截面上量出的两直线侧边间的夹角。牙廓的
工作高度：是螺栓和螺母的螺纹圈发生接触的牙廓高度。牙廓的高度是沿径向测量的。工作高度等于外螺纹外径和内螺纹内径之差的一半。
三、螺纹副的受力关系、效率和自锁：拧紧螺母时，可看作推动重物沿螺纹表面运动。可视为滑块在斜面上运动。旋紧螺母时作用在螺纹中径上的水平推力(圆周力)：转动螺纹需要的转矩为：Q为集中力，向下。
螺杆传动的效率为：同理，可得到松开
螺母时的圆周力和效率分别为： 、件为：实
际
摩
擦
为当量摩擦角，系
数
，
为
螺
旋
当量摩擦系数副
所
受
的
轴
向
自锁条
为力
。
其余三种
螺纹用于传动。为提高传动效率，线数要尽可能地多一些，但线数过多，加工困难，所以，常用的线数为2～3，最多到4。
滚动轴承
一、根据滚动体形状，滚动轴承大致可分为球轴承和滚子轴承；按其承受负荷的主要方向，则可分为向心轴承和推力轴承。
二、滚动轴承的计算准则：决定轴承尺寸时，要针对主要失效形式进行必要的计算。一般工作条件的回转滚动轴承，针对疲劳点蚀，应进行接触疲劳寿命计算---按基本额定动载荷计算；对于低速或受冲击载荷、重载的轴承，针对塑性变性，只需作静强度计算；高速轴承由于发热而造成的粘着磨损、烧伤是主要的失效形式，除进行寿命计算外，还需核验极限转速。
三、滚动轴承的校核计算：1．轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。2．基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10
6
（r）或L10h（h）表示。3．基本额定动载荷（C）：基本额定寿命为一百万转（10）时轴
6
承所能承受的恒定载荷。即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作10 转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。4．基本额定静载荷（径向C0r，轴向C0a）：是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假想径向载荷或中心轴向静载荷。
四、寿命校核计算公式:PεL10=常数.由手册查得的基本额定动载荷C是以L10 =1、可靠度为90%为依据的。由此可得当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的基本额定寿命L10为
6
Cε×1= Pε×L10 L10=(C/P)ε 10r 若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命Lh=L10/60n=16670(C/P)ε /n.若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命Lh '，则可按下式求得相应的计算额定动载荷C'，它与所选用轴承型号的C值必须满足下式要求
五、当量动载荷:在实际工况中，滚动轴承常同时受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时将基本额定动载荷与实际载荷在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承的寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。当量动载荷P的计算公式是P=XFr+YFa.式中Fr-径向载荷，N；Fa-轴向载荷，N；X，Y-径向动载荷系数和轴向动载荷系数.
六、角接触轴承的载荷计算: 对\"3\"、\"7\"类轴承，由于本身结构的特点，当有径向力作用时会产生派生FS，在计算时应考虑。
六、轴承作用力在轴上的作用点：轴上支点是在滚动体与滚道接触点法线与轴线交点上 七、轴向力的计算：分析角接触轴承所受的轴向载荷要同时考虑由径向力引起的附加轴向力和作用于轴上的其他工作轴向力，根据具体情况由力的平衡关系进行计算。计算步骤见课本。计算角接触轴承轴向力的方法可归纳如下：1）判明轴上全部轴向力（包括外载荷和轴承的附加轴向力）合力的指向，确定\"压紧\"端轴承；2）\"压紧\"端轴承的轴向力等于除本身的附加轴向力外其他所有轴向力的代数和；3）另一端轴承的轴向力等于它本身的附加轴向力。
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