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机械设计课总结范文 第一章机械设计的基础知识机械零件的主要失效形式:1.整体断裂2.表面破坏3.变形量过大4.功能失效机械零件的计算准则1.强度准则MPaMPa，2.刚度准则y y，3.寿命准则疲劳寿命计算腐蚀和磨损，4.耐磨性准则MPap pMPa.m/s pvpv，5.振动稳定性准则f f87.0p，1.提高零件制造精度；2.提高回转件动平衡精度；3.增加阻尼系统；4.提高材料或结构的衰减系数；5.采用减振、隔振装置等都可改善零件的振动稳定性。 名义载荷P、M、T、F计算载荷KP Pca=KM Mca=KT Tca=KF Fca=静应力:不随时间变化或缓慢变化。 非对称循环脉动循环对称循环maxmminat0t0max=min=ma=01+=r，max=m+amin=ma1 复杂应力按强度理论计算常用到第 一、 三、四强度理论疲劳断裂的三个阶段1.形成初始裂纹2.裂纹扩展3.瞬断。 疲劳破坏的特点1.循环应力多次反复作用下产生；2.无宏观的、明显的塑性变形迹象；3.循环应力远小于材料的静强度极限；4.对材料的组成、零件的形状、尺寸、表面状态、使用条件非常敏感。 对称循环应力下机械零件的疲劳强度计算疲劳曲线)(,01N NC NmN=?7010=N（HB350）701025=N（HB350），011N NmmN?=11?=NNK mNNNK0=无限寿命疲劳强度条件为11maxlimSkSa ac=?有限寿命设计A/B/段011N NmcmNc?=c Nmc NcKNN1011?=Nm1)10(130lg lglg10lg3?=有限寿命疲劳强度条件为1maxlimS SaNc=?非对称循环应力下机械零件的疲劳强度计算材料的谢林森折线图直线AE的方程为rm ra00112?+=?0012?=?，直线DE的方程为s rarm=+力变形力变形F0C0b0Fa?F CFRF E?F b非对称循环应力下机械零件的疲劳强度计算零件无限寿命疲劳强度计算射线与A/E/相交1max/maxSkSm ar+=?，射线与DE/相交S Smas+=射线交点在E/附近，零件有限寿命疲劳强度计算111SkKKSmaNadc NadNc+=?0mNNNK=Miner理论材料在各个应力下的疲劳损伤是独立进行的，并且总损伤可以线性地累加起来。 Miner方程112211=?=+=ni iinnNnNnNnNn?双向应力a akSkS11,?=疲劳强度条件为22SS SS SS+=螺纹联接预紧的目的增强联接的可靠性和紧密性，以防止受载后被联接件间出现缝隙或发生相对滑移。 预紧力规定不得超过其材料的屈服极限s的80%。 螺纹联接的防松螺纹防松的实质防止螺纹副的相对转动。 螺纹联接的防松a摩擦防松:弹簧垫圈,双螺母。 b机械防松;开口销与槽形螺母,止动垫圈。 c破坏螺纹副防松;焊接法,冲点法。 主要失效形式受拉螺栓螺栓杆螺纹部分发生断裂，受剪螺栓螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断。 设计准则受拉螺栓:保证受拉螺栓的静力或疲劳拉伸强度；受剪螺栓:保证受剪螺栓联接的挤压强度和螺栓的剪切强度。 提高螺栓联接强度的措施1.改善螺纹牙间的载荷分配:措施悬置螺母,环槽螺母,内斜螺母2.减少螺栓的应力幅:降低螺栓刚度,增大被联接件刚度3.减小应力集中的影响4.避免附加弯曲应力:加沉头座,凸台,加斜面垫圈,加球面垫圈5.采用合理的制造工艺螺栓组联接的设计1.受轴向载荷的螺栓组联接单个螺栓的工作载荷zFF?=螺栓个数z2.受横向载荷的螺栓组联接1)采用普通螺栓联接fzmR KQfp。 2）采用铰制孔用螺栓联接，单个螺栓的工作载荷zRF=s螺栓个数z3.受扭转力矩的螺栓组联接 (1)采用普通螺栓联接?=ziifpr fTKQ1。 (2)采用铰制孔螺栓联接，?=ziisrTrF12maxmax4.受翻转力矩的螺栓组联接?=2/12maxmax2ziiLMLF。 max maxp p p p+=，0max min?=pppA zQP p=WMC CCFLFp?+=max单个螺栓的强度计算 一、受拉螺栓联接1.松螺栓联接强度计算=214dF；Fd41；Ss=2.紧螺栓联接3.1322+=ca，在拧紧时虽是同时承受拉伸和扭转的联合作用，但计算时仅考虑拉伸强度，并将拉伸应力增大30%来考虑扭转的影响。 1）只受预紧力的紧螺栓联接=2143.13.1dQ pca；3.141pQdmm。 (2）受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓联接F QQ/p+=,QCLpL L=tan螺栓刚度FpFFQC=tan被联件刚度FC CCQF QQF LLpp+=+=；FC CCQQF LLpp?+?+=1FC CCQFLFp+=；)(F F Q Qpp?+=FQp+=FC CCQFLLp+=a)受轴向静载荷螺栓的强度计算=21413.1dQca；Qd3.141。 b)受轴向变载荷螺栓的强度计算螺栓疲劳强度的验算公式221aF LLadFCCC?+= 二、受剪螺栓联接420=dR；min0p pLdR=螺纹联接性能等级810=Bs，6100=B。 6.8级螺栓)/(600mm NB=)/(480mm Ns=2）螺纹联接件的许用应力S Sss=,S SBpsp=对铸铁对钢, 一、平键两个侧面为工作面。 特点结构简单，装拆方便，对中性好。 键的类型选择由工作情况选，尺寸:由轴的直径d选键bh由轮毂宽度选键长L，一般键长比轮毂长短，标注键A16100GB1096-79圆头普通平键A型,键宽度b,键长度L,国家标准。 主要失效形式静连接时工作面被压溃,动连接十过渡磨损，剪断。 平键联接的强度计算42p pdhlTdklT= 二、花键联接优点1.齿数较多而且受力均匀，故承载能力高；2.槽浅，齿根应力集中小，对轴和毂的强度削弱较轻；3.轴上零件与轴的对中性好；4.导向性好。 缺点加工时需要专用设备，成本较高。 渐开线花键齿廓为渐开线，按齿形定心。 主要失效形式静联接工作面被压溃,动联接磨损。 设计准则静联接按工作面挤压应力进行强度计算pmpzhldT1023=；动联接按工作面压力进行条件性强度计算1023pzhldTpm=。 传递的转矩T=zNd m/2 三、销基本形式为圆柱销和圆锥销,主要用于定位也可用于联接传递不大载荷也可作为安全装置,用于联接强度校核一般按剪切和挤压强度条件计算。 过盈配合联接优点结构简单；定心性好；对轴的疲劳强度削弱小；承载能力高而且在冲击载荷下性能良好。 缺点要求加工精度较高，装配不方便。 过盈配合联接的分类及装拆方法圆柱面过盈配合压入法（手动螺旋压力机、液压机）、温差法（利用金属热胀冷缩）；圆锥面过盈配合螺母及零件轴向位移（多用于轴端联接）摩擦带优点:1.平稳；2.保护；3.简单；4.中心距较大。 缺点1.传动比不准确，丢转；2.压轴力大；3.外廓尺寸大；4.效率低；5.寿命短；6.不适宜高温、易燃场合。 带传递的力v FPe=feqv FqvF=?2221。 影响带传递能力的因素有1.F0F0,F emax,应力；磨损寿命F0,F emax,跳动打滑2.:,F emax,一般min120?,特殊min=90?3.ff,F emax4.q qdCF emax5.vvdCF emax(一般v25m/s)带传动的失效形式和设计准则失效形式打滑、疲劳破坏设计准则不打滑、有足够的疲劳强度和使用寿命单根V带能传递的功率d hpL vtz N/3600=；绕过带轮的数目，2=p pzz；带速，s mv/；带的寿命，h th。 带的基准长度，m Ld链传动的特点 1、没有弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确； 2、作用在轴上的载荷较小； 3、传动效率较高； 4、能适应温度较高、湿度较大及低速的工作环境； 5、瞬时传动比不恒定，工作有噪声； 6、不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。 小链轮的材料应好于大链轮链传动的平均链速1000601000602211=p nz pn zv和平均传动比122112zznni=；链传动的传动比限制在i7，推荐i=22.5。 链传动中，链轮的工作寿命是链条的23倍，故失效主要研究链条的失效。 1.链板的疲劳破坏2.套筒、滚子的冲击破坏3.销轴与套筒的胶合4.链条铰链的磨损5.链条的多次冲击破断6.链条的过载拉断确定链轮齿数若若z1过少不均匀性及动载增大；链条进入退出啮合相对转角大，铰链磨损增大；圆周力增大，加速链条链轮的损坏。 若若z2过多传动尺寸的质量增大；因链条节距伸长易于发生跳齿和脱链。 限定最大齿数z max150z常取奇数.验算链速:控制链传动的动载荷和噪声s mpnzv/1510006011=，低速链传动的设计计算-静拉强度条件0.6m/sSF KQStA=链传动的布置原则1两链轮在同一垂直平面，两轴平行2两轮中心连线与水平线夹角903紧边上，松边下.齿轮的失效形式:1.轮齿折断2.齿面点蚀3.齿面胶合4.齿面磨损5.齿体塑性变形6.齿面塑性变形。 齿轮传动的计算准则1.保证齿面接触疲劳强度；2.保证齿根弯曲疲劳强度。 闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。 进行齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算。 开式齿轮传动中，通常以保证齿根弯曲强度为主，兼顾磨损。 进行齿根弯曲疲劳强度设计。 提高齿面接触疲劳强度的主要措施有A、加大齿轮直径d；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H。 齿轮传动的载荷计算 一、工作载荷NdTF t112=，11611055.9nPT=小齿轮名义转矩,小齿轮分度圆直径,小齿轮名义功率，小齿轮转速 二、计算载荷t tcKF F=，KK K K KvA=AK使用系数,考虑原动机和工作机的工作特性等引起的动力过载对轮齿受载的影响系数；vK动载系数,用来考虑齿轮副在啮合过程中，因啮合误差所引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响；K齿向载荷分布系数用来考虑由于轴的变形和齿轮制造误差等引起载荷集中的影响。 K齿间载荷分布系数用来考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀的影响；标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 一、轮齿受力分析圆周力112dTF t=；径向力tant rF F=；法向力costnFF=；主、从动轮上各力大小相等，方向相反；圆周力F t产生的转矩方向与外加转矩方向相反；径向力F r指向各轮的轮心二齿面接触疲劳强度计算圆柱体的接触应力?+?=222121111E ELF nH法向总压力nF接触线长度L弹性模量、21E E泊松比、21两圆柱体综合曲率半径，齿轮齿面接触应力N/mm192211uubdKTZ Z ZE H H=，齿轮接触疲劳强度校核12211H EH HuubdKTZ Z Z=，:设计式按齿面接触疲劳强度的()mm21321?HE HaZ Z ZuKTu a，()mm123211?HE HdZ Z Zuu KTd1;dbabd a= 三、齿根弯曲疲劳强度F saF FY Y YmbdKTa=112:齿根弯曲疲劳强度条件，大小齿轮分别计算齿根弯曲疲劳强度1111112F saFa FY Y YmbdKT=；2221122F saFa FYY YmbdKT=；按齿根弯曲疲劳强度设计()mm143211Fsa FaaYY Yz uKTm，mm2321d1Fsa FaYY YzKTm1d11a a;21)(mz dbu mzabd=需要应力循环次数确定寿命系数N YZN N,hnjL N60=r/min;齿轮的转速，?n啮合的次数；齿轮每转一周同一齿面?j h齿轮的工作寿命，?hL u齿数比.18612=uzzu一般减速传动，()a m02.0007.0=()121,12uz zumaz=，在中心距一定时，在满足弯曲强度的条件下，可取较多的齿数和较小的模数。 齿轮的许用接触应力MPaminlimLVR WX NHHHZZZZS=；齿轮的许用弯曲应力2minlimmm/NX NSTFFFY YYS=第六节标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算圆周力112dTF t=，径向力costann trFF=，轴向力tant aF F=?+?=222121111E ELF nH，法向力cos cosntnFF=轴向力F a的方向用左右手守则来判定。 左旋用左手；右旋用右手判断。 齿面接触疲劳强度计算式法向总压力nF接触线长度L弹性模量、21E E泊松比、21两圆柱体综合曲率半径强度条件a211MP12H EH HuubdKTZ ZZZ=；设计式()mm21321?HE HaZZZZuKTuamm123211?HE HdZZZZuuKTd齿根弯曲疲劳强度计算斜齿轮因重合度增大，故接触线长度增大；斜齿轮因轮齿倾斜，故影响其弯曲强度。 强度条件MPa211F SaFanFY YY YmbdKT=，设计式()mm1cos432121FSa FaanYYYYzuKTmmmcos232121FSa FadnYYYYzKTm?1201,cos3?=Y zz vbY2cos75.025.0+=标准直齿锥齿轮传动1212ddzzu=212tansinsin=圆周力112mtdTF=；径向力2111cos tanat rF FF?=；轴向力2111sin tanrt aFFF?=；法向力costnFF=；强度计算K KK KvA=直齿锥齿轮齿面接触疲劳强度条件222211N/mm1)5.01(2HRE HHuubdKTZZ+?=；设计式mm)5.01(432211?HE HRRZ ZuKTd直齿锥齿轮齿根弯曲疲劳强度条件校核式()211N/mm5.012F saFaRFY YmbdKT?=；设计式()mm15.014322211?+?Fsa FaRRY YuzKTm齿轮传动的润滑开式或半开式传动定期人工加油润滑；闭式齿轮传动v12m/s的闭式传动喷油润滑蜗杆传动的特点 1、实现大传动比； 2、传动平稳、噪声低； 3、可实现自锁； 4、齿面滑动速度大、效率低、制造成本高。 为提高传动效率可采用多头蜗杆蜗杆分度圆柱导程角dp zx1tan=dm zdm z11=；蜗杆传动的传动比（蜗杆主动）122112zznni=；蜗杆传动的中心距) (21)(21221z qm dd a+=+=主要失效形式胶合,磨损,点蚀,断齿；设计准则:1.蜗轮齿面接触疲劳强度2.蜗轮齿根弯曲疲劳强度3.蜗杆轴的强度和刚度4.传动的热平衡蜗杆和蜗轮的常用材料蜗杆一般采用碳素钢或合金钢制造20Cr、 45、45调质，蜗轮材料铸锡青铜，如ZCuSn10Pb1铸铝青铜如ZCuAl10Fe3灰铸铁如HT 200、HT150，11212dTF Fat=?=；22212dTF Fta=?=；tan221t r rFFF=?=；cos cos2cos cos221n nandTFF=蜗杆上圆周力与其啮合点速度方向相反；蜗轮上的圆周力与其啮合点运动方向相同；径向力指向各自的轮心。 各力方向向相反的力矩方向与外力距方、圆周力21)1(t tFF；指向各自的轮心。 、径向力21)2(rrFF左右手法则判定。 、）轴向力（213a aFF蜗杆传动的计算载荷KFKF Fntnnos cos12=；vAK KKK=蜗轮齿面接触疲劳强度计算82.4212HtE HddKFZ=，49622212H Hzm dKT=，mmzKT d mH?4962212，8710NZH NHH=hL jnN260=蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算mm NYm ddKTF FaF/cos53.12212=，322212cos53.1mm YzKTdmFaF，9610NYF NFF=蜗杆轴的强度计算（与第八章轴的强度计算相同蜗杆轴的刚度计算）4832121y LEIFFyr t+=蜗杆传动的效率=1.2.31啮合效率2轴承效率3搅油效率热平衡条件单位时间内发热量H1=同时间内的散热量H2（H1H2）；C)1(100010?A KPt td?+；201m)()1(1000t tKPAd?提高散热能力的措施1.在箱体外壁加散热片以增大散热面积2.在蜗杆轴端加装风扇进行散热3.在箱体油池内装蛇形水管用循环水冷却4.用压力喷油循环润滑蜗杆传动的热平衡计算由于蜗杆传动效率低、发热量大，若不及时散热，会引起箱体内油温升高、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。 转轴:既传递转矩又承受弯矩作用的轴，传动轴:只传递转矩的轴或很小弯矩的，心轴:只承受弯矩的轴轴的失效形式因疲劳强度不足而产生疲劳断裂；因静强度不足而生产塑性变形或脆性断裂；因刚度不足而产生过大弯曲及扭转变形；高速时发生共振破坏等。 轴的设计准则具有合理的结构和良好的工艺性并保证其疲劳强度足够；对有过载情况的轴，还应保证其静强度足够；而对刚度要求较高的轴及受力较大的细长轴，还应进行刚度计算；对高速旋转的轴，则应进行振动稳定性计算。 提高轴的强度的常用措施合理布置轴上零件以减小轴的载荷；改进轴上零件的结构以减小轴的载荷；改进轴的结构以减小应力集中；改善轴的表面质量以提高轴的疲劳强度轴的失效形式及设计准则:疲劳断裂疲劳强度校核、静强度校核,过大变形刚度计算,(高速)共振振动稳定性计算轴的强度计算 一、按扭转强度条件初估轴径，已知作用在轴上的转矩T，适用1.传动轴的设计2.粗(初)估轴径3.不重要轴的设计，轴扭转强度计算确23N/mm2.01095503TTTdnPWT=，T轴的扭转应力，N/mm，T轴传递的扭矩，N.mm，W T轴的抗扭截面模量，mm3；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min；T许用扭转应力，N/mm；轴的最小直径设计公式mm2.0109550333nPAnPdT=A由轴材料及承载情况确定的系数，A=110160,材质好、弯矩较小、无冲击和过载时取小值；反之取大值。 当轴上有键槽时，应适当增大轴径单键增大3%-5%，双键增大7%-10%。 二、按弯扭合成强度计算，已知各段轴径，轴所受各力、轴承跨距，计算轴的强度，步骤可先画出轴的弯扭合成图，然后计算危险截面的最大弯曲应力。 主要用于计算一般重要，受弯扭复合的轴。 计算精度中等。 第三强度理论222N/mm4b Tbca+=，WTdTWTdMWMTT b22.01.033=bTcaWT MWTWM+=?+?=22224，122)(?+=bcacaWT MWM，校核轴径311.0?bcaMd 三、按疲劳强度计算安全系数已知各段轴径、轴所受各力、轴承跨距、过渡圆角、表面粗糙度、轴毂配合。 计算轴的强度，用于重要的轴，计算精度高且复杂计算安全系数22SS SSSS ca+?=轴的疲劳强度许用安全系数系数仅受弯曲作用时的安全m aKS+=?1；系数仅受扭转作用时的安全m aKS+=?1 四、按静强度条件计算安全系数0202000SSSSSScas+?=；maxss aS=maxs0=S；轴的刚度计算y y挠度；偏转角；?扭转角。 轴的共振和临界转速的概念刚性轴nn c1，1.4n c1n0.7n c2滚动轴承的优点:1.摩擦阻力矩小，起动力矩小，效率高2.轴向结构紧凑3.易于润滑、维护和保养4.标准化程度高，成本低。 缺点:1.抗冲击能力差2.高速重载下寿命低3.噪声、振动大4.径向尺寸大。 滚动轴承的失效形式1.疲劳点蚀是主要的失效形式。 2.永久变形3.磨粒磨损、粘着磨损（胶合），轴承的其他失效形式还有腐蚀、锈蚀和由于安装、使用、维护不当造成元件的破裂等。 计算准则1转速较高的轴承，主要失效形式为“疲劳点蚀”，需以疲劳强度计算为依据进行寿命计算。 2高转速轴承，主要失效形式为粘着磨损，需校核极限转速，同时进行寿命计算。 3转速很低或摆动的轴承，主要失效形式为塑性变形，需计算静强度。 滚动轴承的分类按滚动体的形状分球轴承、滚子轴承；按滚动体的列数分单列，双列，多列；按公称接触角分向心轴承、推力轴承角接触轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷。 角接触向心轴承(0 轴向接触(=90)推力轴承只能承受轴向载荷；径向接触(=0)向心轴承，当以滚子为滚动体时，只能承受径向载荷；当以球为滚动体时，因内外滚道为较深的沟槽，除主要承受径向载荷外，也能承受一定量的双向轴向载荷。 深沟球轴承结构简单，价格便宜，应用最广泛。 轴承类型向心轴承推力轴承公称接触角径向接触径向推力角接触轴向推力角接触轴向接触=00454590=90例图（以球轴承为例）承载特点主要承受径向载荷，可承受小的轴向载荷主要承受径向载荷，可承受一定的轴向载荷主要承受轴向载荷，可承受一定的径向载荷只能承受轴向载荷例61208表示内径为40mm，轻直径系列，正常宽度结构的深沟球轴承，0级公差，0组游隙；7315AC/P5表示内径为75mm，中窄系列角接触球轴承，接触角为250，5级公差，0组游隙。 7206C/P63表示内径30mm，的轻窄系列角接触球轴承，=15，6级公差等级，3组径向游隙。 代号012293456轴承类型双列角接触球轴承调心球轴承调心滚子轴承推力调心滚子轴承圆锥滚子轴承双列深沟球轴承推力球轴承深沟球轴承代号789N NAU L轴承类型角接触球轴承推力滚子轴承推力圆锥滚子轴承圆柱滚子轴承滚针轴承外球面球轴承直线轴承常用轴承有 6、 7、 3、 5、N等类型，滚动轴承的选择1类型选择 (1)载荷小球轴承；大滚子轴承 （2）方向纯径向载荷径向接触轴承；径向载荷+不大的轴向载荷深沟球轴承；径向载荷+较大的轴向载荷向心角接触球轴承；轴向载荷径向载荷选向心轴承+推力轴承组合 （3）转速滚动轴承应在极限转速下工作，球轴承的极限转速大于滚子轴承的极限转速。 (4)调心性能轴承座孔不平行非调心轴承，调心轴承；轴承座孔不同轴非调心轴承，调心轴承；轴挠曲变形非调心轴承，调心轴承1.角接触球轴承和圆锥滚子轴承应承对使用。 对称安装在轴的两端，或都安装在轴的一端。 2.轴承类型的选择要考虑轴承装置的整体设计。 基本额定寿命一批同型号的轴承，在同一条件下运转，当有10%的轴承产生疲劳点蚀时（可靠度90%），轴承所经历的总转数L10（单位106转）或工作小时数L10h（单位小时），称为滚动轴承的基本额定寿命。 基本额定动载荷C基本额定寿命L10=1(106r)时轴承能够承受极限载荷称为基本额定动载荷，用C表示.不同型号的轴承基本额定动载荷的值不同，它反映了轴承承载能力的大小。 轴承寿命计算公式r10610?=PCL h6010610?=PCnLh寿命指数球轴承=3滚子轴承=10/3，C基本额定动载荷，P当量动载荷hnL L6010=h6010610?=PC fnLthf t温度系数，当轴承的预期寿命/hL取定时，可求出轴承应具有的基本额定动载荷CnLfP fChtP=6/1060C为所选轴承型号的基本额定动载荷，查表得。 根据/C查设计手册选取轴承1.仅能承受径向载荷的轴承圆柱滚子轴承（N0000型）和滚针轴承（NA0000型），当量动载荷为径向载荷R P=2.仅能承受轴向载荷的推力轴承推力球轴承（ 51000、52000型）推力圆柱滚子轴承（80000型），当量动载荷为轴向载荷A P=3.能同时承受径向载荷和轴向载荷深沟球轴承 （60000）；调心球轴承与调心滚子轴承 10000、20000）；向心角接触轴承 （70000）；圆锥滚子轴承 （30000）当量动载荷YA XR P+=)(YA XRf Pd+=df冲击载荷系数)(YA XRf Pm+=mf力矩载荷系数，X径向系数，Y轴向系数e轴向载荷影响的判断系数0CA eRA 四、向心角接触轴承轴向力的计算1.派生轴向力派生轴向力S的大小由其内部结构和承受的径向载荷所决定，与轴向外载荷无关圆锥滚子轴承S=R/(2Y)角接触球轴承C型=15S=Er；AC型=25S=0.68R；B型=40S=1.14R在轴向外载荷的作用下,轴有运动的趋势,各轴承所受轴向力为本身派生轴向力以外与其他所有轴向力的代数和中较大的值。 ()AF SS A+=211,max()AF SS A?=122,max不同可靠度时的滚动轴承寿命计算101LL n=1寿命修正系数基本额定静载荷C0受最大载荷的滚动体和滚道处产生的永久变形的总和为滚动体直径的1/10000时的载荷。 滚动轴承的静强度计算1仅能承受径向载荷的轴承圆柱滚子轴承（N0000型）滚针轴承（NA0000型）当量静载荷径向载荷R P=02仅能承受轴向载荷的推力轴承推力球轴承（51000和52000）推力圆柱滚子轴承 （80000）当量静载荷轴向载荷A P=03能同时承受径向载荷和轴向载荷深沟球轴承 （60000）；调心球轴承与调心滚子轴承（10000和20000）；向心角接触轴承 （70000）；圆锥滚子轴承 （30000）轴向载荷计算外圈窄边相对安装(正装)放松端轴承的轴向载荷=内部轴向力；压紧端轴承的轴向载荷=其余轴向力的代数和外圈宽边相对安装(反装)放松端轴承的轴向载荷=内部轴向力；压紧端轴承的轴向载荷=其余轴向力的代数和；与正装相同！当量静载荷),max(000A YR XRP+=，0X静径向系数，0Y静轴向系数按静载荷选择轴承公式000SPC预紧目的提高轴承旋转精度，增加轴承组合的刚性，减小振动和噪声。 滚动轴承的润滑减小摩擦与减轻磨损；油润滑可以到起散热、冷却作用；动体与滚道之间形成的油膜，可以起缓冲、吸振作用；轴承零件表面覆盖一层润滑剂，可以起防锈作用。 滚动轴承的密封目的防止灰尘、水分等进人轴承，并阻止润滑剂的流失。 方法接触式密封；非接触式密封；组合密封滑动轴承的特点1.面接触，承载能力高，零件少，制造更精确2.轴承工作面有油膜，缓冲吸振，消除噪声3.处于液体摩擦状态下，摩擦系数小，磨损轻，寿命长4.具有高回转精度（零件数少）5.大型轴承，制造成本低（可单件生产）6.径向尺寸小，可制成剖分式7.可用于特殊工况下，如无润滑介质、腐蚀介质等。 向心滑动轴承主要承受径向载荷，推力滑动轴承主要承受轴向载荷形成动力润滑的必要条件1）相对运动的两表面间必须形成楔形间隙；2）被油膜分开的两表面须有一定的相对滑动速度，其方向应保证润滑油由大口进，从小口出；3）润滑油须有一定的粘度，供油要充分。 最小油膜厚度准则:minh h。 动压轴承的工作能力准则h hmin1.最小油膜厚度准则C30C102.= 主要失效形式1.磨粒磨损；2.黏着磨损；3.变载条件下，产生疲劳破坏简化的条件计算1.防止过度磨损限制平均压强p m；2.防止轴承温升过高发生胶合限制p mv；3.限制速度v。 联轴器和离合器的区别联轴器联接的两根轴只有在机器停车后，用拆卸方法才能实现两轴的联接或分离。 离合器可在机器运转过程中随时将两轴分离或接合。 联轴器的选择1.被联两轴的对中性2.载荷大小及特性3.工作转速4.