机械设计滚动轴承等

1、第十三章 带传动和链传动 带传动和链传动都是通过中间挠性件（带或链）传递运动和动力的，适用于两轴中心距较大的场合。13-1 带传动的类型及应用 工作原理：靠带与带轮间的摩擦来传递运动和动力。带传动优点:适用于中心距较大的传动；带有良好的挠性，可缓和冲击、吸收振动；过载时带与带轮间会出现打滑，打滑虽使传动失效，但可防止损坏其他零件；结构简单、成本低廉。带传动缺点：传动的外廓尺寸较大；需要紧装置；由于带的滑动，不能保证固定不变的传动比；带的寿命较短；传动效率较低。带的类型：（按横截面的形状分）平带：横截面为扁平矩形，其工作面是与轮面相接触的内表面。V带：横截面为等腰梯形，其工作面是与轮槽相接触的两

2、侧面，而V带与轮槽槽底并不接触。特殊截面带：如多楔带。带的重要参数：中心距：当带的张紧力为规定值时，两带轮轴线间的距离。 包角：带与带轮接触弧所对的中心角。带传动常用的张紧方法是调节中心距。13-2 带传动的受力分析 安装时带受到的拉力称为预拉力F0，且F0 使带与带轮的接触面作用有正压力。 静止时：带两边拉力相等为F0 。 传动时：带两边拉力将发生变化。紧边：带进入主动轮的一边，拉力增大，F1 = F0 + F 。松边：拉力减小，F 2 = F0 F 圆周力：带传动的有效拉力F = F1 - F2 打滑：若带所需传递的圆周力超过带与轮面间的极限摩擦力总和时，带与带轮将发生显著的相对滑动.打滑

3、的危害：使带的磨损加剧、传动效率降低，以致使传动失效。圆周力F、带速和传递功率之间的关系：P = F V / 1000 （KW）圆周力F为接触面上摩擦力的总和：F = F f = N f正压力N是由初拉力F0 提供的，而F0 太大会使带拉断。 最大有效拉力F与摩擦系数、包角、预拉力有关。V带的设计，就是通过增加带与带轮间的摩擦力，来提高传递功率的。侧面所受摩擦力： 为当量摩擦系数。且ff，故在相同条件下，V带能传递较大的功率。13-3 带的应力分析 拉应力： 紧边：1 = F1 / A 松边：2= F2 / A由离心力产生的拉应力：作用于全长。 离心拉应力：b = Fc / A = q V 2

4、 / A弯曲应力：只发生于圆弧部分，且b 1 b 2 b = E y / E抗弯弹性模量；y所求点到中性层的距离；中性层曲率半径。对于三角带：= d / 2则b =2E y / d（N / mm） 带是在变应力下工作的 最大应力发生于带进入主动轮处 m a x =1 +b1 +C在微弧段dl上产生的离心力：离心力在该弧段两边引起拉力Fc： 有微段上各力平衡得：Fc = q V 2 13-4 带传动的弹性滑动和传动比 弹性滑动：由于材料的弹性变形而产生的滑动，是由拉力差引起的。 发生在部分接触面，不可避免.打滑：是由过载引起的，发生在整个接触面，可以避免.滑动率：传动中由于带的滑动引起的从动轮圆

5、周速度的降低率。传动比：13-5 普通V带的传动计算 V带的规格 V带由抗拉体、顶胶、底胶和包布组成：抗拉体是承受负载拉力的主体；顶胶和底胶分别承受弯曲时的拉伸和压缩；外壳用橡胶帆布包围成型。节线：当带受纵向弯曲时，在带中保持原长度不变的任一条周线。节面：由全部节线构成的面。 强力层处于带的中性层（节面）处. V带的尺寸参数： bd 节面宽度.（当带受纵向弯曲时，该宽度保持不变表13-1） Ld 基准长度.（节线、公称长度表13-2） d 基准直径.（计算直径）单根V带的许用功率 失效形式： 打滑、疲劳破坏 。 因此带传动的设计依据是保证带不打滑及具有一定的疲劳寿命。 单根V带传递的功率：P0

6、 = F/ I000 （KW）； 为了使带具有一定的疲劳寿命，应使 即 带的许用应力 则带传动在既不打滑又有一定寿命时，单根普通V带传递的功率： 而实际工作条件下，单根普通V带传递的功率，为许用功率P0 P0=（ P0+ P0）KKL P0功率增量 （i1时， b P0 表13-4） KL长度修正系数表13-2； K包角修正系数表13-5， 普通V带的型号和根数的确定 计算功率为：PC=KAP P传动的额定功率（KW）；KA 工作情况系数表13-6 根据计算功率PC 和小带轮转速n1 ，按图13-15的推荐选择普通V带的型号。若临近两种型号的交界线时，可按两种型号同时计算，并分析比较决定取舍。

7、 V带根数计算式为：注：z取整数，为了使每根V带受力均匀，V带根数不宜太多，通常z10。设计计算与参数选择 已知条件：传动类型，工作情况，外廓尺寸 P，n1设计内容：1.带的型号、长度、根数； 2.带轮的材料、结构、尺寸； 3.中心距a 4.带对带轮轴的压力FQ设计步骤：计算功率：PC=KAP确定带的型号：图13-15 PC 、n1 的交点所在区域.确定大小带轮的基准直径：表13-7 d1 有最小值限制，d1 、d2按系列值圆整，实际传动 比i= d2/ d1，误差应小于5%.验算带速： P=FV， V，P但是V过大，正压力N，P，并降低疲劳强度。 带速范围V=525 m/s最佳值V=2025

8、 m/s计算中心距a及带长Ld 初估中心距a0：0.7（d1+d2） a0 2（d1+d2）；初算带长L0 ：P195 式（13-2）； 查出表13-2选基准长度Ld；用式13-16反算实际中心距a验算小带轮包角1：1 120；式13-1 带与带轮接触弧长小，故产生的摩擦力小。确定带的根数Z 作用于带轮轴上的压力13-6 带轮结构材料：一般采用HT150，HT200高速带轮用钢或铝合金.结构：实心式：带轮直径较小。腹板式：中等直径的带轮。轮辐式：直径大于mm时。尺寸：表13-8 d带轮的基准直径. 普通带两侧面的夹角：通常为400 ，为使胶带能紧贴轮槽两侧，将带轮槽角规定为0 、0 、0 和0

9、 带的张紧：为保证必须的预拉力F0，带传动需进行张紧。第十五章 滑动轴承轴承的功用：为支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；为减少转轴与支承之间的摩擦和磨损。轴承分类：滑动轴承和滚动轴承。滑动轴承的特点：适用于高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合。151摩擦状态 摩擦按表面润滑情况，分为：干摩擦：固体表面直接接触。 结果：在滑动轴承中表现为升温，甚至把轴瓦烧毁。应避免。边界摩擦：接触表面存在润滑油膜，但不能把两个表面完全隔开，边界油膜厚 度小于0.001mm，这种状态的摩擦系数f = 0.10.3。 结果：起减轻磨损的作用。液体摩擦：压力油膜将两摩擦表面完全隔开。摩擦系数很小f = 0.0

10、010.01 所以显著地减少了摩擦和磨损。 液体摩擦是最理想的情况，但在一般机器中，摩擦表面多处于混合摩擦状态。152 滑动轴承的结构型式滑动轴承按照承受载荷的方向主要分为：向心滑动轴承：又称径向滑动轴承，主要承受径向载荷。 由轴承盖、轴承座、部分轴瓦和联结螺栓组成。推力滑动轴承：承受轴向载荷。轴瓦是滑动轴承的重要零件，分为上、下轴瓦。当轴承受向下载荷时，下轴瓦为承载区。在轴瓦内表面开有油沟。油沟的形式是多样的，一般油沟与轴瓦端面保持一定距离，以防止漏油。若载荷方向有较大偏斜时，则轴承的中分面垂直于或接近垂直于载荷。在大型的液体润滑的滑动轴承中，润滑油采用两侧导入的结构，一侧油进入后被旋转着的

11、轴颈带入楔形间隙中形成动压油膜，另一侧油进入后覆盖在轴颈上半部，起着冷却作用，最后油从轴承的两端泄出宽径比：轴瓦宽度与轴径直径之比B/d，是向心滑动轴承的重要参数153轴瓦及轴承衬材料 根据轴承的工作情况，要求轴瓦材料具备下述性能：摩擦系数小导热性好，热膨胀系数小耐磨、耐蚀、抗胶合能力强要有足够的机械强度和可塑性 常用的轴瓦和轴承衬材料有：轴承合金：在锡和铅的软基体中加入锑、铜等合金颗粒。是最好的减磨材料。青铜：锡青铜、铅青铜、铝青铜，耐磨性与导热性都优于轴承合金，适用于较 高的温度下工作，但它的可塑性差，不易跑合，与之相配的轴颈必须淬硬。具有特殊性能的轴承材料 用粉末冶金法（将金属粉末高压成

12、型后，高温烧结）做成的轴承，具有多孔性组织，孔隙内可以储存润滑油，又称为含油轴承。常用于加油不方便的场合。塑料轴承摩擦系数低，可塑性、跑合性好，耐磨、耐蚀。但导热性差，易变形。 较常见的是用两层不同金属作成的轴瓦，在工艺上用浇铸或压合的方法，将薄层材料粘附在轴瓦基体上，粘附上去的薄层材料称为轴承衬。154润滑剂和润滑装置 润滑剂 轴承润滑的目的：降低摩擦功耗，减少磨损，同时还起到冷却、吸振、防锈等 润滑剂分为：液体润滑剂润滑油：应用最广，但易流失。半固体润滑剂润滑脂：不易流失。固体润滑剂：用在特殊场合。润滑油 粘度：表征液体流动的内摩擦性能。动力粘度：液体流动时产生的内摩擦力或切应力。 牛顿液

13、体内摩擦定律：=du /dy u油层中任一点的速度；du /dy该点的速度梯度；比例系数，及液体的动力粘度 =dy /du 当du/dy=1时，接触液层间，单位面积上的内摩擦力。运动粘度：它等于动力粘度与液体密度的比值，即= /， 无物理意义，是我国润滑油牌号的标定值(表15-2)相对粘度（恩氏粘度） 粘度与温度和压力有关，温度 粘度；压力 粘度 。 选用润滑油时，对于载荷大、温度高的轴承宜选粘度大的油。 156 动压润滑的基本原理动压润滑的形成原理和条件：两工作表面间必有楔形间隙； 两工作表面间必须连续充满润滑油或其他粘 性流体；两工作表面间必须有相对滑动速度，其运动 方向必须保证润滑油从大

14、截面流进，从小截面流出。对于一定的载荷，必须使速度、粘度、油膜间隙匹配相当。液体动压润滑的基本方程一维雷诺方程：它描述了两平板间油膜压力P的变化与润滑油的动力粘度、相对滑动速度v及油膜厚度h之间的关系。动压油膜：借助相对运动而在轴承间隙中形 成的压力油膜。滚动轴承滚动轴承的组成：滚动体：数量，形状，大小直接影响滚动轴承的承载能力和使用性能。保持架：将滚动体沿轴承的圆周方向等距离的分布。内圈、外圈:向心轴承；紧圈、松圈:推力轴承。滚动体与内外圈的材料应有高的硬度和接触疲劳强度、良好的耐磨性和冲击韧性1 滚动轴承的基本类型和特点 公称接触角：简称接触角，滚动体与外圈接触处的法线与垂直于轴承轴心线的

15、平面之间的夹角。轴承的受力分析和承载能力等都与接触角有关。 接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。按照承受载荷的方向或公称接触角的不同，滚动轴承可分为：向心轴承：主要用于承受径向载荷，其公称接触角从00到450推力轴承：主要用于承受轴向载荷，其公称接触角从450到900优点：摩擦阻力小、起动灵敏、效率高、润滑简便和易于互换。缺点：抗冲击能力较差，高速时出现噪声，工作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承滚动轴承通常按其承受载荷的方向（或接触角）和滚动体的形状分类。常用轴承类型：深沟球轴承（60000）：承受径向载荷及较小的轴向载荷。圆柱滚子轴承（N0000）：不能承受轴向载荷，滚动体是圆柱，与内、外

16、圈是 线接触。承载能力比6类轴承大。角接触球轴承（70000）：存在接触角。可以承受较大的单方向轴向力。接触 角越大，承受轴向载荷的能力越强。圆锥滚子轴承（30000）：滚动体是圆锥体承载能力比7类轴承大。 轴承类型的选择：转速高，负载小，要求旋转精度较高时，选用球轴承(点接触)； 转速低，负载大，有冲击时，选用滚子轴承（线接触）。载荷以径向力为主时，选用向心轴承； 径向力和轴向力接近时，选用推力轴承； 轴向力比径向力大得多时，选用推力轴承和向心球轴承组合。轴的刚度差，支点跨距大时，可选用调心轴承； 考虑价格，球轴承低于滚子轴承。 2 滚动轴承的代号我国滚动轴承的代号：基本代号:表示滚动轴承的

17、基本类型，包括类型代号表16-2 、尺寸系列代号（ 宽、高 度系列代号和直径系列代号）表16-4、内径代号表16-5。前置代号：用字母表示成套轴承的分部件，参阅GB/T 272-93。后置代号：内部结构改变、公差等级例：N 2 1 1 6 / P6x N 类型代号，圆柱滚子轴承； 2 宽度系列代号，2（宽）系列1 直径系列代号，1（特轻）系列； 16 轴承内径，d =16 x 5=80mmP6x 公差等级6级，注：内径代号0003：内径代号0499： 轴承内径尺寸为数字x5。3 滚动轴承的选择计算 失效形式 受力分析：内、外圈及滚动体的接触应力可看作脉动循环应力。 疲劳破坏（点蚀） 额定动载荷

18、Cr 表征轴承抵抗点蚀的能力。永久变形：在静载荷或冲击载荷的作用下发生过量塑性变形。额定静载荷Cor 表征轴承抵抗永久变形的能力。 轴承的寿命额定寿命：一批相同的轴承，在相同的运转条件下，90%的轴承在发生点蚀之前，所运转的时间或总转数。可靠度：在预定使用寿命内，系统或零件不出现失效的概率。 额定动载荷及寿命计算：基本额定动载荷C：当基本额定寿命L= 1（106转），R= 90 % 时，轴承所能承受的载荷。轴承的寿命与载荷的大小密切相关。 当R= 90 %时，F L； 当L=1（106转）时，F R疲劳曲线方程：PL = 常数 P 当量动载荷，轴承实际载荷经折算后的数值。 寿命指数。球轴承=3

19、；滚子轴承= 10 / 3 。在当量动载荷P的作用下，轴承的实际寿命： PL = C1寿命用转数表示： 引用修正系数后寿命用时间表示： 公式应用类型：已知轴承型号，查出额定动载荷Cr，算出当量动载荷P，即可求出轴承寿命L。估算预期寿命Lh（表16-11），算出当量动载荷P，求出轴承实际动载荷C，查 表使CrC，即可确定出轴承的型号。当量动载荷的计算当量动载荷Pr：将实际载荷换算成与实验条件相同的载荷。 Pr= X Fr + Y Fa （X、Y为折算系数） Fr 轴承的径向载荷； Fa 轴承的轴向载荷； X 径向动载荷系数； Y 轴向动载荷系数对于向心轴承：e与Fa / C0r 有关，表当 Fa

20、 / Fre ，由表查出X和Y的数值。当 Fa / Fre ，轴向力可忽略，Y=0，X=1。角接触向心轴承的轴向力计算（3、7类 ）内部轴向力的计算内部轴向力F：各滚动体上所受轴向分力和，作用在轴承宽度的中点。F的大小：与径向力的大小有关。表16-13 F的方向：平行于轴线。轴承外圈固定，在径向力的作用下，内圈能沿外圈相 对移动的方向。(大开口的方向) 角接触轴承一般成对使用： 正装（外圈窄边相对）、反装（外圈宽边相对） 角接触向心轴承总轴向力的计算（反装） 设FA+ F2 F1 ，合力方向 ；轴有向右移动的趋势，轴承1为压紧端。 轴承1所受总轴向力：Fa1 = FA + F2 轴承2所受总轴

21、向力：Fa2 = F2设FA+ F2 F1，合力方向 ；轴有向左移动的趋势，轴承2为压紧端. 轴承2所受总轴向力：Fa2 = F1- FA 轴承1所受总轴向力：Fa1 = F1计算角接触轴承总轴向力的方法： 判明轴上全部轴向力（外载荷及内部轴向力）合力的指向，确定“压紧”端和 “放松”端轴承。 压紧”端轴承的轴向力等于除本身内部轴向力外，其他所有轴向力的代数和。“放松”端轴承的轴向力等于它本身的内部轴向力。例题 已知：FA1= 3KN,FA2 = 8KN,F1 = 4KN,F 2 = 6.5KN；求：Fa1 、Fa2 解：F1+ FA2 F2+ FA1 轴系的合力方向向右轴承2为“压紧”端。

22、Fa2 = F1+ FA2 - FA1= 4 + 8 3 = 9 KN Fa1 = F1 = 4 KN滚动轴承载荷的计算步骤：计算径向力Fr。由轴的受力，求出轴承处的支 反力。若支反力为分解求出，则应将其中的支 反力合成，才是轴承所受径向力。计算轴向力Fa 6类：Fa = FA； 3、7类：Fa（FA、F1、F2）， F(表16-13)计算当量动载荷Pr。已知轴承型号。计算出轴承的Fa 、Fr.查出C0r 12.3Fa / C0r e Fa / Fr X、Y Pr Lh轴承型号未知。试选Fa / C0r e Fa / Fr X、Y Pr C，由CCr确定轴承型号。查出所选轴承的C0r，验算实际

23、Fa / C0r与试选是否相近。如需要,计算当量静载荷P0r。 4 滚动轴承的润滑和密封润滑的目的：减小摩擦与减轻磨损。密封的目的：防止灰尘、水分等进入轴承，并阻止润滑剂的流失。滚动轴承的润滑润滑脂：dn(1.52)x105 mm.r/min时一般采用此润滑剂。d轴承内径（mm）；n轴承套圈的转速（rmin）润滑油：当超出上述范围时，采用润滑油润滑。滚动轴承的密封：接触式密封和非接触式密封。表16-4常用密封形式：密封圈密封、毛毡密封、迷宫式密封、机械密封。 5 滚动轴承的组合设计 滚动轴承的组合设计：解决轴承的轴向位置固定、轴承与其他零件的配合、间隙调整、装拆和润滑密封等。轴承的固定两端固定

24、：两端的轴承，各限制轴系一个方向的轴向移动。 一端固定，一端游动：一端轴承限制两个方向的轴向移动。 固定端：承受两个方向的轴向力。 游动端：轴承不受轴向力，只受径向力，沿轴线方向可以游动。轴承组合的调整 轴承间隙的调整：垫片调整：垫片厚度0.11mm，属有级调整。(图16-16)螺钉压盖调整：结构复杂，调整方便，属无级调整。轴承的预紧：增加支承系统的刚性，提高旋转精度，减少振动和噪声。 方法：施加一预紧力，使轴承的内、外圈之间处于压紧状态，产生一定的弹性预变形。副作用是增加摩擦，温度升高。轴承组合位置的调整：使轴上零件有准确的工作位置。（图1616） 滚动轴承的配合轴承的装拆：拆卸轴承时，要将力作用于内圈。 轴承手册中查内、外圈安装尺寸。 轴承内圈孔与轴采用基孔制， 轴承外圈与轴承座孔采用基轴制。一般情况下，内圈转动选较紧配合，外圈选较松配合。载荷：重载，选用较紧的配合，反之配合较松。温度：温度升高时，内圈应选较紧配合，外圈应选较松配合。旋转精度：旋转精度要求较高时，应选较紧配合。装拆方便：经常拆卸