关于齿轮传动的论文

仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=；带速V=；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（α）-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数：m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=×（P2/n2）×106=(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+）1/2=(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（）=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min（1）已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=,基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h（1）已知nI=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1= FA2=FS2=(3)求系数x、yFA1/FR1= = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-792．键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=挤压强度： =<125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够剪切强度： =<120MPa=[ ]因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×根据《机械设计基础课程设计》表选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：：(1)箱座壁厚z=× 取z=8(2)箱盖壁厚z1=× 取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=×8=12(4)箱座凸缘厚度b=×8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=×8=20(6)地脚螺钉直径df =×(取18)(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径d1= =×18= (取14)(9)盖与座连接螺栓直径 d2=()df =× 18= (取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直d3=()df=×18=(取8)(12)检查孔盖螺钉d4=()df=×18= (取6)(13)定位销直径d=()d2=×10=8(14)至外箱壁距离C1(15) (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞ mm(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3D～轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

力学是力与运动的科学，它既是一门基础科学， 又是一门应用众多且广泛的科学。下文是我为大家整理的关于物理学力学论文的范文，欢迎大家阅读参考!

浅析物理力学的产生及其发展

摘 要：物理力学主要是研究宏观力学的微观理论学科。研究物理力学的主要目的是通过理解微观粒子性质的相互作用，找出介质的力学性质计算方法，进而使解决力学问题建立在微观分析的基础上。本文主要探讨了物理力学的产生和发展，为有关物理力学问题的解决提供理论基础。

关键词：物理力学;产生;发展

一、物理力学发展需要解决的问题分析

在物理力学的发展过程中，我们需要解决两方面的问题，一个是关于物性的问题，另一个是有关运动规律的问题。物理力学主要通过物性及其运动规律这两个方面的微观化而成为解决问题、建立微观分析的基础。关于物性的参数主要表现为运动方程组中的系数，例如弹性系数、热导率、粘性系数、声速、比热等。为了求解运动的方程组，需要知道它们相关的数值。

在传统力学中，物性参数的数值是需要试验测定的。而在我们研究的物理力学中，是通过微观的分析以及对宏观数据分析相结合的方法计算参数的数值。我们研究物理力学，不仅是为了能够找出物质性质的微观规律，而且还需要找能够预见新物质性质的方法。

针对物理力学发展中的相关问题，先了解一下有关激波结构问题的例子。物态在激波前后会有很大的变化，在波阵面一定的厚度之内，物质是处在远离平衡的状态的。这时，对于宏观物态的参数已经不适用了。因此，我们需要从分子运用的这一个角度进行描述。像从波尔兹曼方程的角度出发，进而直接进行求解。

在上世纪60年代，一对无内部自由度的影响激波结构的问题得到了进一步发展。其发展主要得力于计算机技术的发展，从而能够使波尔兹曼方程进而得到模型数学方程，求精确解。另外，还能够实现激波管与稀薄气体风洞在较高区域的分辨率的相关方面的测量。虽然对于这些问题的处理都是初步的，但是从物理力学微观运动规律上看，确是一个非常大的进步。

还有一个相似的例子就是对爆震波反应区结构方面的研究。对于这方面的研究是比激波结构更加复杂的，解决问题的困难在于理论的复杂性，也有实验经验的不足等原因。分子气体的动力激光器中非平衡流方面的问题，主要是因为分子内部自由度性质在不断膨胀的气流中产生的自身不平衡现象。在这种迅速膨胀的气流中，分子振动的自由度两方面是不平衡的，不能够采用统一的温度对其进行描述。因此，这也是一个远离平衡的问题。

二、新技术不断推动物理力学的发展

物理力学的产生及其发展即是力学学科发展的重要趋势，也是促进现代工程技术发展的重要手段。自上世纪40年代至今，由于尖端的技术以及基础科学的不断发展与进步，力学面临着大量的超高温和超高压等特殊条件下的问题。我国著名的力学家钱学森在上世纪50年代初提出应该建立物理力学这门学科，其真知灼见把握了力学发展的大趋势，并且预见了今后突飞猛进的结果。

人类社会科学技术的不断发展，给物理力学的研究提供了更多的条件。纵观近五十年间的物理力学的发展，值得一提的是液体理论的重大进步。1972年，麦克唐纳等人计算出等压线结果和多种液体实测数据等，促进了对液体理论的研究。1997年，威尔逊提出了采用重正化群理论解决临界现象，取得了重大的进展。近20年来，对于耗散结构理论是非平衡系统的研究也取得了突破性的进展。上世纪50年代之后，原子分子物理学才重新被重视，尤其是计算机的不断应用大大地促进了这门学科的发展。其他的像分子束技术、光散射技术、中子衍射技术等都成为了研究固体以及液体微观结构的有效手段。另外，高压技术能够产生千万大气压以上的高压条件，高倍电子显微镜能够用来观测原子尺的现象等。新技术以及新发明都为进一步研究物理力学提供了有利的条件。

本文对物理力学的产生及其发展进行了相关的探讨。通过本文的研究，我们了解到，在对物理力学进行研究时，我们应该明确物理力学研究的目的，还应该充分采用新技术、新发明，将其不断应用到研究中。只要我们不断探索和实践，一定能够进一步促进物理力学的发展。

参考文献：

[1]范继美.理论力学与普通物理力学的关系[J].云南师范大学学报(自然科学版)，2009，(02).

[2]钱学森.从原子分子物理出发，经由物理力学的思路和方法搞发明创造[J].原子与分子物理学报，2007，(02).

[3]干洪.力学学科的发展现状与21世纪展望[J].安徽建筑工业学院学报(自然科学版)，2001，(02)。

[4]陈卫平.现代力学发展趋势及研究课题[J].台州师专学报，2007，(06).

浅析力学在机械中的应用

[摘 要]力学是力与运动的科学，它既是一门基础科学， 又是一门应用众多且广泛的科学。本文立足于力学，简要论述了力学的内涵及其发展历程，并对力学在机械中的应用进行了较为深入的探讨与分析。

[关键词]力学 弹性力学 断裂力学 工程力学 机械

力学是力与运动的科学，它的研究对象主要是物质的宏观机械运动，它既是一门基础科学，又是一门应用众多且广泛的科学。力学与天文学和微积分学几乎同时诞生，在经典物理的发展中起关键作用，推动了地球科学的发展进步，如大气物理、海洋科学等，同时力学也在机械中起着越来越重要的作用，且应用广泛。

一、力学

力学是一门独立的基础学科，主要研究能量和力以及它们与固体、液体及气体的平衡、变形或运动的关系，可粗分为静力学、运动学和动力学三部分。

力学的发展历史悠久，古希腊时代力学附属于自然哲学，后来成为物理学的一个大分支，1687年，牛顿三大定律的提出标志着力学作为一门独立的学科开始形成。此后，随着资本主义生产的发展，到18世纪末，以动力学和运动学为主要特征的经典力学日益完善。19世纪，大机器生产促进了力学在工程技术和应用方面的发展，推动了结构力学、弹性固体力学和流体力学等主要分支的建立。19世纪末，力学已是一门相当发展并自成体系的独立学科。

二、力学在机械中的应用

力学在机械中的应用广泛，其典型应用主要有以下几种：

1.弹性力学在机械设计中的应用

弹性力学也称弹性理论，是固体力学的重要分支，主要研究弹性体在外力作用或温度变化等外界因素下所产生的应力、应变和位移，从而解决结构或机械设计中所提出的强度和刚度问题。机械运动当中，许多机械运转速度较高、承载很大，机械的弹性变形对系统的影响不容忽视，必须将机械系统按弹性系统进行分析和设计。由此可见，弹性力学在机械设计中应用广泛。一般情况下，弹性力学在凸轮机构设计、齿轮机构设计、轴设计中应用较为广泛。

齿轮机构在设计时运用了弹性力学的知识，渐开线作为齿廓曲线存在诸多优点，但用弹性力学知识加以分析便可得出它存在的一些固有缺陷，即当两齿轮啮合传动时，根据弹性力学中的赫兹公式分析可得，在其它条件相同的情况下，要想降低两齿轮在接触处的最大接触力，就必须增大两轮齿廓在接触点处的综合曲率半径，对于渐开线齿轮传动来说，由于要增大两轮齿廓在接触点处的综合曲率半径，就需要增大齿轮机构的尺寸，而两轮齿廓在接触点处的综合曲率半径增大的范围是有限的，所以难以进一步达到齿轮机构尺寸小、而承载能力大幅度提高的目的。同时，弹性力学在轴设计中也有众多应用。为避免共振现象，对高转速的轴，如汽轮机主轴、发动机曲轴等设计时振动计算尤其重要，此时必须运用弹性力学知识。

2.断裂力学在机械工程中的应用

断裂力学，是固体力学的一门新分支，主要研究含裂纹构件的强度与寿命，是结构损伤容限设计的理论基础。断裂力学主要可分为线弹性断裂力学与弹塑性断裂力学两大类，前者适用于裂纹尖端附近小范围屈服的情况;而后者适用于裂纹尖端附近大范围屈服的情况。断裂力学发展迅速，在机械工程中应用广泛，并占据重要地位。断裂力学在机械工程中的有效应用，不仅可以提高机械的性能与功效，更能防止工程设备发生灾难性的断裂事故，以确保机械、设备的安全可靠与良好运行。

首先，我国在采用断裂力学方法制订结构缺陷评定标准及安全设计规范方面已取得了较好的成绩，如压力容器、小型但用量大的液化石油气钢瓶及汽轮一发电机组等。

其次，概率断裂力学在可靠性设计中应用较多。概率断裂力学在可靠性设计中的广泛应用推动了可靠性设计的快速发展。运用参量的分布及安全余度来反映常规设计中不能准确反映的客观实际和常规设计安全评定中用安全系数不能准确反映的真实安全性。由于安全余度考虑了应力和强度的二阶矩，较好地反映了结构可靠度的实质，既考虑了变异特性又考虑了平均值，因而与失效分布有较直接的关系，使安全设计更可靠。国外已较完整地应用于飞机结构，如概率损伤容限分析、飞机结构可靠性和事故分析、飞机结构的耐久性分析等方面。我国在这方面开展的典型性研究则是海洋石油平台导管架焊接管节点的疲劳强度分析。

再者，可用断裂力学方法进行机械产品的失效分析。失效分析是指事故或故障发生后所进行的检侧和分析，目的在于找到失效的部位、失效原因和机理，从而掌握产品应当改进的方向及修复的方法，防止同类问题再次发生，以推进技术不断前进。因此，失效分析技术受到了社会各界的重视。断裂力学在机械产品失效分析中具有着重要作用。机械产品的主要失效模式有： 断裂、蠕变、疲劳、腐蚀、磨损及热损伤等，它们都可以借助断裂力学方法及断裂分析技术予以解决，断裂力学方法是失效分析的有力工具。

最后，运用断裂力学可以指导改进工艺及合理选材，如模具、焊接工艺等方面，可以减少工人的劳动量。

3.工程力学在机械修理中的应用

工程力学涉及众多的力学学科分支与广泛的工程技术领域，是一门理论性较强、与工程技术联系极为密切的技术基础学科，工程力学的定理、定律和结论广泛应用于各行各业的工程技术中，是解决工程实际问题的重要基础。处理机械工程出现的大量破坏问题，绝大多数是根据力学方面的知识作出判断和分析的。例如，汽车修理中汽车零部件的破坏分析与修理也是如此，其中，判断汽车半轴套管断裂的原因与确定修复方案等，全部流程无一不体现着工程力学知识在汽修中的应用。

三、结语

当今社会，科学技术迅猛发展，作为一门基础学科，力学也一定会得到进一步的发展与进步，且在机械中获得更广更深的应用。

参考文献

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[2]李彦军.工程力学在汽修中的应用与对策[J].科技向导，2012，(32).

[3]侯岩滨.弹性力学在机械设计中的应用[J].辽宁师专学报，2005，(1).

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