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机械设计教案

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机械设计教案

机械设计总学时为64学时共4个学分，因实验为单独设课，所以讲课为64学时。

一、课程的性质、目的与任务

机械设计是以一般通用零部件的设计为核心的设计性课程，而且是论述它们的基本设计理论与方法，用以培养学生具有设计一般机械的能力的技术基础课程。

本课程的目的与任务在于培养学生：

1、掌握通用机械零部件的工作原理、特点、选用及设计理论与设计计算方法。

2、初步树立正确的设计思想，了解设计的一般规律，具有设计机械传动部件及简单机械的能力，以及培养学生独立解决问题和分析问题的能力。

3、具有运用标准、规范、手册、图表和查阅有关资料的能力。

4、学会典型零件的实验方法，获得实验技能的基本训练。

二、课程的内容与基本要求

第一章　绪论

（一）内容

1、机器在经济建设中的作用

2、机器的基本组成要素

3、本课程的内容、性质、任务

（二）基本要求

了解机器在经济建设中的作用及机器的组成；明确零件的概括分类及零件与机器的关系。

明确本课程的内容、性质和任务；注意本课程与先修课程及后续课程的关系和相应的学习方法。

（三）重点、难点及学习注意事项

一是机器的主体及其基本组成要素和机械零件的分类，机械零件（局部）和机器（总体）的关系；二是本课程的内容、性质与任务。

学习时的注意要点是，除了掌握本章的基本内容外，还应联系本课程的性质与特点，积极探索具有针对性的学习方法。

（四）本章用时1个课时

第二章、机械及机械零件设计概要

（一）内容

1、机器的组成

2、设计机器的一般程序

3、对机器的主要要求

4、机械零件的主要失效形式

5、设计机械零件时应满足的基本要求

6、机械零件的计算准则、设计方法

7、机械零件设计的一般步骤

8、机械零件材料的选用原则

9、机械零件设计中的标准化

（二）基本要求

1、明确机器的组成，了解机器的要求及其设计程序。

2、深刻理解机械零件的失效形式及应满足的基本要求。

3、深刻理解机械零件的设计准则及设计方法。

4、了解机械零件的一般设计方法，重视结构设计及标准化工作。

5、一般了解机械零件的材料及选用原则。

（三）重点、难点及学习注意事项

本章特点在于从机器设计的总要求出发，引出与机械零件设计有关的一些原则性问题。

这些问题，例如设计机器的一放程序、机械零件失效形式、零件的设计要求、设计准则、设计方法、设计步骤及材料选择等，始终贯穿在本书以后的各章中。

在本章的学习中，由于学生还没有接触到各个具体零件的设计内容，所以不大容易深刻地掌握本章的内容．也无法和以后的各章建立联系。

因此，本章的学习首先就是要从总体上建立起机器设计，尤其是机械零件设计的总括性的概念，即从机器的总体要求出发，引出对机械零件的要求，根据零件的失效形式，拟定出设计准则，在选择出适用的材料后，按一定的步骤，用理论设计或经验设计的方法，设汁出机械零件来。

这个过程的系统性是很严密的。

它对以后各章的学习都具有提纲挈领的作用。

其次，还要掌握对机器和机械零件的基本要求。

这些要求不管列出多少条，从本质上讲却只有两条：

1）提高机器总体效益；2）避免失效。

第一条要求是相对的，随着科学技术的发展，对总体效益的要求总是不断变化的。

第二条要求却是最基本的，即在达到设计寿命前的任何时候，对机器和零件总是有避免失效的要求的。

以上学习要求可能一下子难于掌握，因此要求学生在以后各章节的学习中，不断地结合各章的具体分析来逐步加深理解。

（四）本章用时2个课时

第三章、机械零件的强度

（一）内容

1、材料疲劳的两种类别

2、高周疲劳和机械零件的疲劳强度计算

3、机械零件的接触强度

（二）基本要求

掌握常用的强度理论，并能正确运用；正确选用强度计算中的极限应力；熟练掌握极限应力线图的绘制与分析；熟练掌握稳定变应力时的疲劳强度计算及等效转化概念；了解单向不稳定变应力的疲劳强度计算。

（三）重点、难点及学习注意事项

常用强度理论的正确运用及强度计算中极限应力的正确选定；极限应力线图的意义、绘制；稳定变应力时的疲劳强度计算。

强度准则是最重要的设计准则。

本章把各种零件强度计算的共性问题集中到一起，略去零件的具体内容，而突出阐述强度设计计算的基本理论和方法。

使学生了解，以后各章中各种强度计算方法从本质上来讲都是一样的。

不同零件的强度计算公式在形式上的不同，仅来源于零件本身的特殊性，以及设计工作中沿用的一些惯例，而不是强度计算方法的原则有什么不同。

1．对§3—2疲劳曲线内容的说明

绝大多数通用零件都是在变应力下工作的，因此，各式各样的疲劳破环是通用零件的主要破坏形式。

1）式（3—1）是描述疲劳曲线右侧（CD）部分的一种公式。

除该式以外，在专门讨论疲劳强度的文献中还会看到其它形式的公式。

但式（3－1）是有关公式中形式最简单、参数最少、又能满足工程计算的精确性要求，并且应用起来员为方便的公式，所以在设计中应用最广泛。

2）教材图3—3上N0和ND是两个不同的循环次数。

N0是人为规定的值，所以在不同的文献中，其值常有差异。

而ND是随着材料所固有的性质的不同，通过试验来确定的一个常数。

由于试验技术上的原因，各文献上对同一材料所介绍的从值也往往有所不同。

这主要是因为试验条件及方法不同所致。

2．对§3—2极限应力线图的说明

要得到疲劳强度计算时的极限应力线图，应当在各种不同应力循环待性r条件下进行材料的疲劳试验，先求出各不同r时的疲劳曲线。

然后，根据这些不同的疲劳曲线，得到很多个对应于不同循环特性时的材料的疲劳极限σrN。

利用这些σrN，才能在σa=σm坐标上绘制出材料的极限应力线因。

这是一条曲线，即图3-1所示。

可是要得到这一条曲线，需要耗费惊人的物力及时间。

因此，人们提出只利用很少的几个试验数据来近似地求得在工程应用上足够精确的极限应力曲线的方法。

3．对§3—2单向稳定变应力时机械零件的疲劳强度计算的说明

单向稳定变应力虽然在实际的机械零件中是较少见的工作状况，但它的计算方法却是疲劳强度计算的基础。

这是因为人们所知道的材料抗疲劳破坏的机械性能——σ－1或σ0都是在实验室中按照单向稳定变应力的工作状况用试验方法决定的原故。

因此，一定要学好本节的内容。

在本节内容中，平均应力σm和应力幅σa作为描述变应力的一对参量。

首先要明确的是：

在一个已知的工作应力点（σm，σa）条件下，由于零件中应力变化规律的不同，可以求出对应于此工作应力点的无数个极限应力，即极限应力曲线上任何一个点所代表的极限应力都有可能作为该工作应力的极限应力。

对于基本的典型曲应力变化规律，可以列出r＝c，σm＝c及时σmin＝C这三种情况下的极限应力计算方法。

其次，零件在任一种应力变化规律下，都有可能出现静应力破坏或疲劳破坏的情况。

到底哪一种破坏更易于发生，则取决于应力变化曲线首先和极限应力曲线的哪一段相交。

如首先和AG部分相交，就说明零件将会首先发生疲劳破坏；如和GC部分相交，则首先会发生静应力破坏。

由此导出不同的强度校核公式。

4．对§3—2单向不稳定变应力时疲劳强度计算的说明

单向不稳定变应力时强度计算的依据是疲劳损伤累积假说，迈纳尔（Miner）法则。

这是一个基于能量观点的假说。

该假说认为材料发生疲劳破坏，是该材料上所作用的外力对材料所作的功积累到一定值时的必然结果，并认为同等的变应力中每一应力循环都作同等的功，都对材料起同样的损伤作用。

虽然Miner法则在许多实验条件下与试验数据不能很好地吻合，但作为概念，它还是反映了总和损伤率的统计关系。

因此，就工程计算精确性的意义上来说还是可用的。

5．对§3—2双向稳定变应力时的疲劳强度计算的说明

双向稳定变应力时的计算依据是图3—12及式（3—33）。

式（3—33）是用于间相位对称循环的弯曲和扭转变应力联合作用的情况。

对于—般的平面应力状态，可以应用最大切应力理论进行强度计算。

事实上式（3—33）就是弯曲、扭转联合作用下最大切应力理论的表达式。

由此可见，在变应力条件下最大切应力理论也是大致符合于试验结果的。

6．对§3－3机械零件接触强度的说明

和所有其它条件下的强度一样，接触强度计算也包括接触应力的计算、极限应力与许用应力的确定以及强度条件的校核三部分。

极限应力与许用应力的确定，就是根据试验数据来确定接触疲劳极限，然后再根据使用经验确定安全系数，从而计算出许用应力。

应当特别指出，用试验方法求接触疲劳极限时，由于试验条件的不同，可能有纯滚动及滚动带滑动两种情况。

同样的材料在这两种条件下得到的接触疲劳极限值是有不小的差别的。

（四）本章用时5个课时，作业为光盘“机械设计自测CAI”第三章内容及机械设计作业集选2题。

第五章、螺纹联接和螺旋传动

（一）内容

1、螺纹

2、螺纹联接的类型及标准联接件。

3、螺纹联接的预紧

4、螺纹联接的防松

5、螺栓联接的强度计算

6、螺栓组联接的设计

7、螺纹联接件的材料及许用应力

8、提高螺纹联接强度的措施

9、螺旋传动

（二）基本要求

1、了解螺纹及螺纹联接的类型、结构、主要参数及应用等基础知识，结合机械设计手册进行学习。

2、理解预紧的目的及预紧力矩的计算，明确防松的必要性及其基本方法。

3、熟练掌握单个螺栓联接的变形协调关系、受力分析及强度计算。

4、熟练掌握螺栓组联接的结构设计、受力分析及强度计算。

5、对螺纹联接的材料及许用应力作一般了解，能正确选用；注意螺栓及螺母材料的级别及含义。

6、正确理解提高螺栓联接强度的各项措施及原理。

7、能参照教材设计螺旋传动。

（三）重点、难点及学习注意事项

1、各类不同外载荷情况下，螺栓组中各螺栓的受力分析；

2、螺栓联接的强度计算，尤其是承受轴向拉伸载荷的紧螺栓联接的强度计算。

其中较为复杂的问题是承受倾覆力矩的底板螺栓组联接的设计。

3、提高螺栓联接强度的措施

4、§5—1和§5—4都是叙述性的内容，对做好螺栓联接的设计是必不可少的基本知识，应当结合阅读机械设计手册，仔细复习。

螺纹及螺纹联接件大都已标准化。

设计时，对不太重要的螺纹联接一般只需根据不同情况进行选用，不需自行设计。

对重要的螺纹联接，设计计算也只是确定螺栓危险截面的直径（螺纹小径），螺栓联接的其它部分尺寸由标准选定。

但是，这并不排斥在个别特殊情况下，根据特殊的需要而自行设计某种非标准的螺纹联接件。

螺纹联接的设计主要是螺栓组联接的设计（因为工程实际中螺栓联接通常是成组使用的）。

其设计工作包括两部分内容：

第一部分内容是正确进行结构设计，通过受力分析找出受力最大的螺栓；第二部分内容是按照单个螺栓联接的强度计算公式来设行这个受力最大的螺校的尺寸．其余的螺栓则按同样尺寸选用。

5、在设计螺栓组联接时，应正确解决以下几个问题：

①螺栓组的布置螺栓组中螺栓的个数及其在接合面上的市置方案，一般可参考现有设备按经验确定。

不同的布置方案将影响总的载荷在各个螺栓上的分配。

在计算总载荷在各螺栓中的分配时，可以采用这样的步骤：

先将总载荷分解，分解后所得到的载荷不外乎轴向力、横向力、扭矩和弯矩等四种基本情况；接着就按这四种情况分别进行载荷分配计算，然后再迭加起来，便得到了总载荷在各螺栓中的分配情况。

在这四种基本情况中，承受倾覆力矩的底板螺拴组联接的载荷分配计算是一个难点，学习时要注意所采用的简化假定及受载前后各部分的载荷相应力变化的关系。

②确定螺栓的拧紧力矩紧螺栓联接所需要的扳子力矩和由此而产生的预紧力的大小，可以利用机械原理中关于螺旋副摩擦阻力的公式进行计算。

拧紧力矩过大，将对强度产生不利的影响，而过小又不能保证联接的可靠性。

因此，对于重要的螺拴联接，拧紧力矩或预紧力必需加以控制。

所以，进行计算是必要的，而且应将计算的结果标注到相应的装配图纸上。

与这一问题相连系的扳手拧紧力矩或预紧力的测定方法，以及拧紧后的防松措施，也必需考虑好。

③确定螺栓直径螺柱的直径计算是整个螺栓联接设计的核心部分。

因为只要直径定了，就可以根据标准确定螺栓其它部分的尺寸（螺栓的长度可根据被联接零件的厚度和螺母、垫圈等的厚度来确定）。

教材中介绍了螺栓直径的简化计算方法，以及螺栓疲劳强度的精确校核方法。

在螺栓疲劳强度的精确校核中，螺栓联接的受力变形线图应该给于特别的注意。

弄清楚为什么当紧螺栓联接受到轴向拉仲裁荷时，它的预紧力会变小，而螺栓组总载荷并不是预紧力与外载荷的和。

在这个基础上，了解为什么降低螺栓刚度、增大被联接件刚度以及增大顶紧力盯以提高螺栓的抗疲劳能力。

④提高螺栓联接强度的措施在初步确定以上三个问题的解决方案的基础上，还庇该进一步考虑如何提高螺栓联接的强度。

在各类机器中所见到的各种螺纹联接件，大多数是标准化了的。

但也有许多重要的螺栓联接，所用的螺栓、螺母或垫圈都有各种非标准的形状。

其原因可以从提高螺栓联接强度的措施这一节中找到答案。

应该注意的是，提高螺栓联接强度并不是只有加粗直径这一途径。

有时候，其它的措施可能更为合理，更为有效。

特别是对于受变载荷的螺栓联接。

6、螺旋传动（§5—9）

学习这一部分内容时，应该注意螺旋传动与前面的螺纹联接的差别。

虽然它们都由带螺纹的零件组成，但两者工作情况完全不同，从而在要求上也有很大差别。

对螺旋传动来讲，出于要传递运动、主要要求保证螺旋副有较高的传动效率相磨损寿命。

从这一基本点出发，去理解它的结构设计、材料和设计计算方法的待点以及与螺纹联接的差别。

（四）本章用时6个课时，作业为光盘“机械设计自测CAI”第五章内容及机械设计作业集选3题。

（五）本章结束布置第一个大作业，螺旋千斤顶的设计。

第六章　键、花键、无键联接和销联接

（一）内容

1、键联接

2、花键联接

3、无键联接

4、销联接

（二）基本要求

1、了解键及花键的类型、特点、工作原理、结构形式及适用场合。

2、学会键及花键的受力分析、定心方式及类型选择。

3、掌握键及花键联接的主要失效形式和强度计算。

（三）重点、难点及学习注意事项

本章重点是键与花键的类型、尺寸选择和强度校核方法。

学习本章时应该注意：

1．根据轴与毂是否有相对轴向移动，平键联接和花键联接都可分为静联接与动联接。

由于静联接与动联接的失效形式不同，因而计算准则也不相同。

对于静联接与动联接，强度校核公式中的主要区别在于许用值不同。

2．平键联接和花键联接中，存在着载荷分布不均的问题，在用花键联接或沿周向多于一个平键联接时，还存在着载荷分配不均问题；其它机械零件工作时也常存在这方面的问题。

因此，零件的计算模型与零件实际工作情况之间必然存在着差距，该差距的大小与计算模型的简化程度有关。

在机械零件的强厦计算中，这方面的影响常用由试验得到的许用应力或用修正系数零来考虑。

在平键联接和花键联接中，载荷分配不均的影响是由修正系数来考虑，而载荷分心不均的影响是在许用应力中加以考虑的。

（四）本章用时3个课时，作业为光盘“机械设计自测CAI”第六章内容及机械设计作业集选2题。

第八章　带传动

（一）内容

本章主要内容是带传动的类型、工作原理、特点及应用，带传动的受力情况、带的应力、弹性滑动和打滑，以及v带传动的设计准则和设计方法等。

最后对高速带传动和同步带传动作了简单介绍。

（二）基本要求

1、了解带传动的类型、工作原理、特点及应用。

2、正确分析带传动的受力情况及应力。

3、正确理解带的弹性滑动及打滑现象。

4、掌握带传动的失效形式及设计准则。

5、掌握V带传动的参数选择和设计方法。

5、了解带传动的张紧目的及方法。

（三）重点、难点及学习注意事项

1、在§8—1中主要应掌握：

1）对带传动的工作原理，重点是从本质上了解带传动是一种摩擦传动。

同时明确靠摩擦传递动力时，摩擦面向一定要有足够的正压力，而带与带轮间的正压力是靠把带张紧而产生的。

2）对各种带传动的特点，应着重了解平带传动与v带传动的特点．并加以比较。

3）对v带的结构，应着重了解各种v带的结构特点，并加以比较。

4）对普通v带的结构及其标准，应注意将帘布芯结构与绳芯结构加以比较。

5）在分析v带传动的工作原理时，应该联系槽面摩接理论。

v带的工作面是两个侧面，因而与平带相比，在同样的张紧力下，带与带轮间能产生较大的正压力及摩接力，所以能传递较大的圆周力。

2．带传动工作情况分析（§8—2）一节是本章的理论基础，包括以下主要内容：

1）带传动的受力情况分析。

其核心就是要找出紧边拉力F1、松边拉力F2、初拉力F0、有效拉力Fe，的关系式。

从这些关系式中可以得到以下重要结论：

①带工作时，带的两边即产生拉力差，绕上主动轮的一边拉力增大而成紧边，绕出主动轮的一边拉力减小而成松边，而巳紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量．紧边拉力F1与松边拉力F2之间存在着F1F2＝efα的关系。

②有效拉力Fe等于带与带轮整个接触面上的总摩擦力Ff，即等于紧边拉力F1与松边拉力F2之差，见式（8—2）。

2）关于最大有效拉力。

学习这一部分内容时，应该明确以下几个概念：

①柔韧体摩擦的欧拉公式（8—5）是在具有打滑趋势时摩擦力达到极限值的条件下推导出来的。

②式（8—5）F1F2＝efα中，只给出了F1F2的比值，并未给出F1和F2的实有值。

③在一定的F1F2的条件下，F1与F2的具体数值取决于初拉力F0的大小，故F0对传动有很大约作用，例如F0等于0时，就根本不能传动。

④由式（8—7）可知，最大有效拉力Fec的大小取决于初拉力F0、包角α和摩擦系数f的大小。

⑤实际有效拉力的数值与传动中的包角大小和摩擦系数无关，它是一个己知数，是由传递的功率P和带的速度v决定的。

3）关于带的应力分析，应注意以下几点：

①分析带在工作时的各种应力，包括拉应力σ、弯曲应力σb、离心应力σc的分布情况以及最大应力发生在何处。

②弯曲应力σb与带的厚度h和带轮直径D有关，这就是要限制hD，待别是要限制小带轮直径D1的原因。

③离心应力σc实际上是由离心力（惯性力）引起的拉应力的增量。

其根本原因在于带绕带轮作等速圆周运动时，必须有一个使带连续向轮心弯转的力，以产生向心加速度2v2D，因而就必然产生一个与该力方向相反的离心力。

这个离心力就产生了带的拉应力增量，即称为离心应力。

④离心应力与带的线密度（kgm）和带的速度有关，这就是需要限制带速的原因。

⑤根据带工作时应力大小和变化情况，以及保证带传动时不打滑的条件，来分析带传动的失效形式和确定带传动的设计准则。

4）带的弹性滑动与打滑，是本章中的一个重点，也是一个难点。

为了加深对这一概念的理解，可通过带传动的实验来建立感性认识。

学习这一部分内容，应该明确以下几点：

①带在工作时产生弹性滑动的根本原因在于带本身是弹性体，而且带的紧边与松边之间存在着拉力差。

由于带从紧边转到松边时，其拉力减小，要产生弹性收缩；反之，带从松边转到紧边时，其拉力增大，要产生弹性伸长。

因而带在工作过程中就不可避免地要产生弹性滑动。

②带的弹性滑动并不是发生在相对于全部包角的接触弧上，而总是发生在位于滑动角内的那一部分接触弧上。

③由于弹性滑动的影响，将使实际平均传动比大于理论传动比。

但在一般的传动中，因滑动率并不大（ε＝1％一2％）。

故可不予考虑。

④打滑是由于要求带所传递的圆周力超过了带与带轮间的最大摩擦力（即最大有效拉力），使滑动角扩大到几何包角而引起的，它是必须避免的。

3．关于v带传动的设计计算，着重于学会v带传动的设计方法和步骤。

应该明确为什么要使小带轮直径D1≥Dmin，带的速度5ms＜v＜25ms，主动轮包角α≥120°（至少90°），带的根数z＜10。

另外还应搞清楚包角系数Kα，长度系数KL，计及传动比影响时单根带所能传递的功率增量ΔP0等的意义。

当传动比i＝l时，应该取Kα＝1，ΔP0＝0。

本节中计算带传动作用在轴上的压力Q主要是为以后进行轴的设计作准备的，它在带传动的设计中是用不着的。

4．“v带轮的设计”一节中，除应了解v带轮应满足的要求外，还应着重掌握根据带轮直径来选择其结构型式，根据带的型号来确定轮槽的尺才。

见表8—12。

5．在§5—6一节中。

主要是对高速带传动和同步带传动作一般性的介绍。

对于高速带传动应着重了解其设计持点。

同步带传动是—种新型传动，对它应着重了解其工作原理和特点。

（四）本章用时3个课时，作业为光盘“机械设计自测CAI”第八章内容及机械设计作业集选2题。

第九章　链传动

（一）内容

本章介绍了链传动的工作原理、特点及应用范围；重点分析了链传动的运动不均匀性（即多边形效应）产生的原因和链传动的失效形式；阐明了功率曲线图的来历及使用方法；着重讨论了滚子链传动的设计计算方法及主要参数选择；简要介绍了齿形链的结构特点以及链传动的润滑和张紧的方法。

（二）基本要求

1、了解链传动的工作原理、特点、结构、标准及应用。

2、了解滚子链链轮的结构和材料。

3、理解链传动的运动特性、受力分析及产生动载荷的原因。

4、掌握链传动的失效形式和设计准则。

5、掌握链传动参数的合理选择及不同链速时的选型计算。

6、了解链传动的布置、张紧和润滑。

（三）重点、难点及学习注意事项

1．在学习§9—1链传动的待点及应用时，应注意以下几点：

1）链传动属于啮合传动，能获得准确的平均传动比，又能实现较大中巾心距的传动。

由于刚性链节在链轮上呈多边形分布，引起瞬时传动比周期性变化和啮合时的冲击（常称为多边形效应），因而其传动平稳性差，不宜用于分度机构。

2）链传动可在多粉尘、油污、泥沙、潮湿、高温及有腐蚀性气体等恶劣环境中工作，如用于掘土机的运行机构中。

这是由于它是一种非共轭啮合传动，对链轮齿形加工误差、链条几何形状（如链节距不均匀性）误差要求不严。

并且对啮合时嵌入的污物有很大的容纳能力。

3）链传动不宜用于载荷变化很大和急速反向的传动中。

这是由于链传动的紧边工作时形如弦索，它们的自振频率较易与外界干扰力合拍而引起振动。

此外，链传动的松边及紧边呈悬垂线状态，在起动、制动及反转时，能引起传动系统的惯性冲击。

因此，链传动工作时有噪声，在急速反向传动中更为严重。

2．学习§9－4时，着重点了解链传动的“多边形效应”，也就是说，了解链传动的运动不均匀性及动载荷是怎样产生的。

通过学习本节必须认识到，链传动的瞬时传动比在传动过程中是不断变化的。

由于刚性链节在链轮上呈多边形分布，在链条每转过一个链节时，链条前进的瞬时速度周期性地由小变到大，再由大变到小。

链条沿垂直于运动方向的分速度也在作周期性变化，从而导致运动的不均匀性。

链传动运动不均匀及刚性链节啮入链轮齿间时引起的冲击，必然要引起动载荷。

当链节不断啮入链轮齿间时，就会形成连续不断的冲击、振动和噪声，这种现象通常称为“多边形效应”。

链的节加越大，链轮转速超高，“多边形效应”就越严重。

在设计时，必须对链速加以限制。

此外，选取小节距的链条，也有利于降低链传动的运动不均匀性及动载荷。

3．学习§9—6时，首先要了解确定滚子链传动的承载能力的主要依据是什么。

随着链传动技术纳发展．磨损已不再是限定其承载能力的主要失效形式。

这是由于链条及链轮材料、热处理工艺的改进，链条零件表面硬度及耐磨性有很大提高的缘故。

又因近代润滑技术的发展和对链条工作时铰链润滑状态的试验研究发现，当链条啮入链轮齿问而相对转动360°z（z为链轮齿数）时，铰链内部润滑油可形成承载油楔，这时套筒和销轴间处于流体动力润滑状态。

实践证明：

一个设计和安装正确、润滑得当、质量台乎标准的滚子链传动，在运转中由于磨损产生的伸长率还没有达到全长的3％时，链条元件已产生疲劳破坏或胶合。

所以确定滚子链传动的承载能力，通常以抗按劳强度为中心的多种失效形式的功率曲线因为依据，见图9—12、9—13；只有在恶劣的渭滑状态下工作的短传动，磨损才依然作为限定其承裁能力的依据。

学习本节时，还必须弄清额定功率曲线图（图9—12和图9－13）的意义和实验