一、蜗杆传动的失效形式和设计准则

蜗杆传动的失效形式与齿轮传动的失效形式相同，但由于齿面滑动摩擦大，所以主要失效形式是胶合和磨损，也可能产生齿面疲劳点蚀和轮齿折断。因为胶合和磨损到目前为止还没有比较成熟的计算方法，因此仍然采用齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的理论进行设计；而为了防止胶合，对闭式传动还要进行热平衡计算；此外，还要进行蜗杆轴的刚度计算。

二、蜗杆传动的受力分析及强度计算

受力分析方法与斜齿圆柱齿轮类似。蜗杆传动不允许忽略啮合摩擦损失，可通过效率计入。蜗轮的扭矩等于蜗杆的扭矩乘以传动比，再乘以效率，这就等于考虑了摩擦损失，即，即在受力分析中已经计入了齿面摩擦力。

重点进行闭式蜗杆传动的强度计算，闭式蜗杆传动按照接触疲劳强度计算出m、d1，确定具体几何参数后，验算接触强度和弯曲强度，并进行热平衡计算。理解公式中各种系数的物理意义，并指出其对蜗杆强度计算的影响规律。

三、轴的结构设计

轴的结构设计主要是确定轴的各部分的合理外形和尺寸。轴的结构设计应满足：（1）轴和轴上的零件应有准确的周向和轴向应为和可靠的固定；（2）轴上的零件应该便于装拆和调整；（2）轴应该具有良好的制造和装配工艺性；（4）轴的结构和外形有利于节约材料和减轻重量。

　　四、轴的强度计算和刚度计算

轴的强度计算方法有三种：（1）按许用切应力计算：适用于传动轴的计算，也常用于初步估算转轴的最小直径，以便进行结构草图设计，为进一步计算准备必要的尺寸数据；（2）对于一般用途的轴，可以在第一种强度计算方法的基础上，采用按许用弯曲应力计算的方法完成轴的设计或校核计算；（3）对于重要用途的轴，必须进行轴的细部结构设计，可以采用危险截面安全系数方法进行校核计算。

轴的刚度计算，是计算出轴在工作时的变形量（如挠度、转角及扭转角），并判断这些变形量是否在允许的范围内。轴的刚度计算方法有：按扭转刚度计算和按弯曲刚度计算。

五、齿轮传动的失效形式及设计准则

齿轮传动常见的失效形式有：轮齿折断及齿面损伤。齿面损伤又包括：齿面接触疲劳（点蚀）、齿面胶合、齿面磨损及齿面塑性变形等。轮齿折断的原因是由于齿根处的弯曲应力较大，而且有应力集中，折断一般发生在轮齿根部；而齿轮在传动过程中齿根承受的是变化的弯曲应力，因而齿根会产生疲劳裂纹，裂纹扩展导致轮齿的弯曲疲劳折断。为了避免轮齿折断，设计时要进行齿轮弯曲疲劳强度计算和静弯曲强度计算。采用正变位齿轮，加大齿根圆角半径，采用强化方法等，都可以提高轮齿的弯曲强度。齿面点蚀又称为鳞剥。它是润滑良好的闭式齿轮传动的主要失效形式。在变化的接触应力、齿面摩擦力和润滑剂的综合作用下，轮齿表层下一定深度产生裂纹，裂纹逐渐发展导致齿轮表面小片脱落，形成凹坑。软齿面（齿面硬度小于350HB）齿轮在开始出现少量点蚀后，如继续工作时载荷适当，点蚀可能不继续发展，称为收敛性点蚀。硬齿面（齿面硬度大于350HB）齿轮，不可能出现收敛性点蚀，点蚀一旦发生就会继续扩展，称为扩展性点蚀。开始齿轮传动，由于磨损严重，接触疲劳裂纹发生后，即被迅速磨去，因而不会发生点蚀。为避免点蚀失效，应进行齿面接触疲劳强度计算。

设计准则：一般齿轮传动按照齿面接触疲劳强度及齿根弯曲疲劳强度两准则计算。对于闭式软齿面齿轮传动，应该采用接触疲劳强度进行强度设计，然后校核弯曲疲劳强度；开始齿轮传动采用弯曲疲劳强度进行强度计算。

　　六、齿轮传动的受力分析

齿轮传动的受力分析是进行强度计算的基础，包括直齿圆柱齿轮的受力分析、斜齿圆柱齿轮的受力分析以及直齿锥齿轮的受力分析，重点是直齿圆柱齿轮的受力分析。在进行受力分析时，为了分析问题方便略去摩擦力，将沿齿宽均布的载荷视为作用在齿宽终点的集中载荷，并将其分解为几个分力。一般已知小齿轮的功率P1、转速n1，利用公式，可以求得T1，其中，T-扭矩N·mm；p-功率KW；n-转速r/min，从而求得小齿轮的圆周力；径向力Fr、轴向力Fa都是圆周力的函数，即。载荷分析时要将力的作用点取在两齿轮齿宽终点的节圆节点上；分清楚主、从动轮；轴向力Fa的方向取决于转向和旋向（斜齿方向），主动轮的轴向力可用“左”、“右”手规则，直齿轮可以视为斜齿轮的特例，即。

七、齿轮传动的强度计算

掌握圆柱齿轮的两个强度计算公式。要弄清楚公式的力学模型、理论依据；充分理解公式的推到过程，掌握公式中个系数的物理意义以及齿轮参数变化对于这些系数的影响规律，包括齿形系数、寿命系数等。此外，抓住直齿圆锥齿轮与齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮等强度，因此可以利用直齿圆柱齿轮的强度公式，只要将其参数换为圆锥齿轮齿宽中点处的参数，再将齿宽中点处的参数转换为大端参数即可。其中要能够根据具体的齿轮的使用条件判断弯曲应力和接触应力的循环特性。

八、齿轮几何计算

熟悉直齿圆柱齿轮的基本几何计算公式，包括模数、分度圆螺旋角、压力角、分度圆直径、啮合角、中心距等等参数，掌握改变其中某些参数，其他参数的变化规律；熟悉直齿锥齿轮的当量齿数的计算公式。

　　九、带的工作原理、受力分析及应力分析

掌握平带和V带传动各自的特点，要明确带传动是如何依靠带和带轮之间的摩擦力来传递动力的。带工作前两边的拉力相等（都等于初拉力）；工作时由于受到摩擦力的方向不同，使得带一边的拉力增大至F1，而另一边的拉力减小至F2，拉力差F1-F2即为有效拉力，其数值等于沿着带轮接触弧长上摩擦力的综合。此摩擦力在一定条件下存在极限值，如果传动的载荷超过此极限值，则会出现打滑现象。带的受力分析的重点是掌握欧拉公式，即在即将打滑、但还没有打滑时紧边拉力与松边拉力之比的关系为。带的应力分析主要掌握带在工作时受到的三种应力：由紧边、松边产生的拉应力；离心力产生的拉应力和弯曲应力。最大拉应力发生在紧边绕入小带轮之处，其值为紧边拉应力、离心拉应力与小带轮的弯曲应力之。

十、带传动的失效形式及设计准则

带传动的失效形式为打滑和疲劳断裂两种形式，因此其设计准则应该使得带传动在不打滑的前提下具有一定的疲劳强度和寿命。不打滑则需要满足欧拉公式，不疲劳断裂则应该使得带的最大应力小于许用应力值。根据以上准则熟悉提高带传动工作能力的集中措施，并分析其增强传动能力的原因。

　　十一、平键联接和半圆键联接的计算

对于平键联接，其可能的失效形式为：较弱零件的工作面被压溃或磨损和键的剪断等。对于实际采用的材料组合和标准尺寸来说，压溃或磨损是主要失效形式。因此，通常只做联结的挤压强度或耐磨性的计算。一般来说，毂是较弱的零件，所以按毂计算键联结的强度。因为压溃和磨损是键联接的主要失效形式，所以键的材料要有足够的硬度。根据标准规定，键用强度极限不低于600MPa的钢材制造。

十二、联轴器设计

联轴器分为刚性联轴器和挠性联轴器两种，刚性联轴器适用于两轴能够严格对中并在工作中不发生相对位移的地方；挠性联轴器用于两轴有偏斜或在工作中有相对位移的地方。挠性联轴器又分为无弹性联轴器和弹性联轴器。刚性联轴器包括凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器。凸缘联轴器的应用最为广泛，其对中精度好，传递扭矩大，但要求两轴的同轴度好，主要用于载荷平稳的联接中。无弹性元件的挠性联轴器包括牙嵌联轴器、齿式联轴器、滚子链联轴器、滑块联轴器等，其中球笼万向联轴器主要用具有较大角位移的方向，且保证两传动轴转动同步。弹性元件挠性联轴器主要指弹性柱销联轴器，其具有弹性滞后特性，具有一定的消振能力；缓冲性能较好，但由于强度较低，联轴器尺寸较大，寿命较短。

　　十三、链传动的运动特性及动载荷

链条是由刚性链节通过销轴铰接而成，因此链传动可以看成是将链条绕在多边形轮子上。链传动的平均链速和平均传动比可以认为是常数，但其瞬时链速及瞬时传动比都是变化的，由于这种多边形效应造成了链传动的运动不均匀性。

引起链传动的动载荷的主要原因有:链速不均匀及从动链轮的角速度变化将在传动中引起动载荷；同时，链速的垂直分量周期性变化，引起链条的横向振动，从而产生动载荷；此外，在链节和链轮啮合的瞬间，两者间的相对速度也将引起冲击和动载荷。为了减少链传动的运动的不均匀性和动载荷、通常采用较小的链节距和较多的链轮齿数，并限制链轮的极限速度。