机械设计基础总复习课件

机器—由机构和零件组成，能作功或完成能量转换机构—由构件和零件组成，只能传递运动和动力一．机械是的总称零件—是制造的单元构件与零件的区别构件—是相对运动单元二．机械零件失效形式——断裂、塑性变形、过大弹性变形、压溃、过度磨损、疲劳点蚀及胶合。

计算准则——强度准则、刚度准则、耐磨性准则、振动稳定性准则第0章机械设计概论

机器—由机构和零件组成，能机构—由构件和零件组成，只1载荷和应力静载荷、静应力变载荷、变应力脆性材料制造的零件：σlim=σB零件的极限应力σlim

塑性材料制造的零件：σlim=σS静应力下若N＜N0

，σlim=KNσr若N≥N0

，σlim=σr变应力下σlim=σrN许用应力[σ]=σlim/[S]安全系数[S]=σlim/[σ]三．零件强度计算

载荷和应力静载荷、静应力变载荷、变应力脆性材料制造的零件：σ2第一章机械系统的运动简图设计

机构具有确定运动的条：计算公式：F=3n-2pL-pH注意事项：复合铰链、局部自由度和虚约束的判别及其处理机构的原动件数目=机构的自由度数目二．平面机构自由度计算一．平面机构运动简图绘制1．运动副及其分类、表示方法、规定画法2．构件类型、表示方法及规定画法3．机构运动简图及其绘制方法第一章机械系统的运动简图设计机构具有确计算公式：F3第2章平面连杆机构一．铰链四杆机构结构分析－机架、连架杆（曲柄、摇杆）和连杆１．最短杆与最长杆的长度和应小于或等于其他两杆的长度之和；——杆长条件２．连架杆和机架中有一杆是最短杆。类型及特点急回特性－θ、Ｋ传力特性－γmin

、α死点位置及其克服方法双曲柄机构－无死点位置双摇杆机构－有死点位置演变机构曲柄滑块机构导杆机构曲柄摇块机构定块机构偏心轮机构有曲柄条件重点曲柄摇杆机构重点第2章平面连杆机构一．铰链四结构分析－机架、连架杆（4二．四杆机构设计按两连架杆预定的对应位置设计四杆机构

按给定的行程速比系数K设计四杆机构

导杆机构按连杆预定的位置设计四杆机构重点曲柄摇杆机构曲柄滑块机构重点二．四杆机构设计按两连架杆预定的对应位置设计四杆机构按给定5第3章凸轮机构设计一.凸轮机构类型三.盘状凸轮轮廓曲线设计对心直动尖端从动件盘状凸轮轮廓设计（重点）对心直动滚子从动件盘状凸轮轮廓设计二.从动件的运动规律选择基本术语（基圆，推程，远休止角，回程，近休止角）——重点从动件位移线的绘制等速运动规律等加等减速运动规律第3章凸轮机构设计一.凸轮机构类型三.盘状凸轮轮对6第5章齿轮传动设计1.齿轮传动类型、特点及应用，齿廓啮合基本定律；2．渐开线及其特性、齿轮几何尺寸计算（直圆柱齿轮）—重点3．齿轮正确传动、连续传动条件:齿轮正确传动条件m1=m2=m直齿圆柱齿轮传动1=2=

mn1=mn2=mn斜齿圆柱齿轮传动n1=n2=

nβ1=

-β2直齿锥齿轮传动m1=m2=m1=2=

1+2=

4．齿轮加工原理及方法；5．齿轮传动失效形式及计算准则、材料选择；第5章齿轮传动设计1.齿轮传动类型、特点及应用，齿廓啮合基76．齿轮传动受力分析——重点O2O1Fa2Ft1Fr1Ft2Fr2Fa1n2n1斜齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮直齿锥齿轮圆周力Ft径向力Fr圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa圆周力Ft径向力Fr轴向力FaFr1

Fr2Ft2Ft1n1n2n1n2Fr2Fa2Fa1Ft2Ft1Fr1各力方向判定

圆周力Ft

主动轮——受阻力，Ft1与力作用点线速度的方向相反；从动轮——受驱动力，Ft2与力作用点线速度的方向相同径向力Fr—分别指向各自的轮心斜齿轮传动——用“主动轮左、右手定则”来判断轴向力Fa锥齿轮传动——分别指向各轮轮齿的大端Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Fa1=-Fa2Ft1=-Ft2Fr1=-Fa2Fa1=-Fr26．齿轮传动受力分析——重点O2O1Fa2Ft1Fr1Ft288．齿轮强度计算7.齿轮传动的参数选择——重点齿数Z1闭式软齿面齿轮——Z1=24～40闭式硬齿面齿轮——Z1=17～25开式齿轮——Z1=17～20模数m——在满足齿根弯曲强度要求的前提下，尽可能取小些，对于动力传动齿轮必须使m≥1.5mm。Z2=iZ1——圆为整数齿宽系数圆柱齿轮锥齿轮=0.25

～0.3斜齿轮的螺旋角β——一般取β=

8°

～20°，最佳

β=

10°

～15°，

βmax≤

25°

8．齿轮强度计算7.齿轮传动的参数选择——重点齿数Z1闭式软9第6章蜗杆传动设计类型、特点轮齿受力分析—重点蜗杆传动一.几何尺寸计算主要参数及其选择—重点（一）蜗杆传动的主要参数及几何关系1.蜗杆传动的正确啮合条件在蜗杆传动的中间平面内，蜗杆与蜗轮的啮合相对于渐开线斜齿轮与直齿条的啮合，因为两轴线交错角∑=90⁰时，故其正确啮合条件为：（1）蜗杆轴向模数mx1=蜗轮端面模数mt2=标准模数m（2）蜗杆轴向压力角x1=蜗轮端面压力角t2=标准压力角=20º（3）蜗杆分度圆导程角1=蜗轮的螺旋角2，且螺旋线方向相同，同为左旋或同为右旋第6章蜗杆传动设计类型、特点轮齿受力分析—重点蜗杆一10蜗杆分度圆导程角——蜗杆轮齿的切线与其端面之间的夹角导程（同一条螺旋线上相邻两齿同侧齿廓之间的轴向距离）

：pz=z1px蜗杆轴向齿距（相邻两齿同侧齿廓之间的轴向距离）：px=m，效率高，330的蜗杆具有自锁性。d1导程pzpxd1d1γγ导程角与导程的关系

导程角：pxtan=====pzd1z1pxd1z1md1z1mqmz1q2.蜗杆头数z1和与蜗杆分度圆导程角

z1=1~4η啮=tan/tan（+ρv）====3.蜗杆分度圆直径d1和直径系数q

∵d1=qm

≠Z1m蜗杆分度圆导程角——蜗杆轮齿的切线与其端面之间的夹角导程114.蜗杆传动的传动比及中心距

i==n2z1n1z2d1d2≠∵d1=qm

≠Z1m（二）蜗杆传动的变位特点蜗杆传动变位目的凑中心距凑传动比由于加工蜗轮的滚刀形状和尺寸要与蜗杆的齿廓形状和尺寸相同，因此蜗杆传动只能对蜗轮进行变位，即变位只改变蜗轮的尺寸，而蜗杆的尺寸保持不变。变位后的蜗轮与蜗杆啮合传动时，蜗杆的分度圆不重合于节圆，蜗轮的分度圆与节圆重合。4.蜗杆传动的传动比及中心距i==n2z112n1n2Fa2Ft2Fr2Fa1Ft1Fr1圆周力径向力蜗杆上与转向相反蜗轮上与转向相同和指向各自的轮心轴向力：

左旋蜗杆用左手法则右旋蜗杆用右手法则蜗杆上用左右手法则判定

(四)蜗杆传动的失效形式及强度计算特点1.蜗杆传动的失效形式蜗轮相当于斜齿轮，通常蜗轮齿轮为青铜或铸铁，其机械强度比钢制蜗杆低，故闭式蜗杆传动的主要失效形式为蜗轮齿面疲劳点蚀及齿面胶合。开式蜗杆传动的主要失效形式——蜗轮轮齿的磨损。(三)蜗杆传动的受力分析n1n2Fa2Ft2Fr2Fa1Ft1Fr1圆周力径向力蜗杆131.齿面接触强度2.蜗杆刚度（1）蜗杆传动的失效一般发生在蜗轮上，只对蜗轮轮齿进行强度计算，蜗杆的强度按轴的强度进行计算，必要时校核蜗杆的刚度。（2）一般情况下，蜗轮轮齿很少发生弯曲疲劳折断，故一般只计算蜗轮齿轮接触疲劳强度，只有当蜗轮齿数z>80-120或为开式传动时，才进行轮齿弯曲疲劳强度计算。2.强度计算特点1.齿面接触强度2.蜗杆刚度（1）蜗杆传动的失效一般发生14式中，a——中心距，mm二.蜗杆传动承载能力计算—蜗轮轮齿强度、蜗杆刚度计算三.蜗杆传动热平衡计算——控制温升，防止胶合破坏四.提高传动的散热能力措施式中，a——中心距，mm二.蜗杆传动承载能力计算—蜗轮15轮系的功用及分类定轴轮系传动比计算本章重点本章主要内容轮系的传动比计算定轴轮系传动比计算周转轮系传动比计算复合轮系传动比计算轮系分类本章难点——周转轮系传动比计算第7章轮系设计轮系的功用及分类定轴轮系传动比计算本章重点本章主轮系的传定轴16第8章带传动一.主要内容二.重点及难点（1）带传动的类型、工作原理、优缺点及其应用范围；（2）带与带轮的结构；（3）摩擦型带传动的作用力分析、应力分析、弹性滑动、打滑和滑动率；（4）V带传动的失效形式、设计准则、设计方法和主要参数的选择；（5）带传动的张紧方法和张紧装置。重点（1）带传动的作用力分析、应力分析；（2）带传动的弹性滑动、打滑；（3）带传动的设计和主要参数的选择；难点（1）带传动的应力分析；（2）带传动的弹性滑动、打滑；第8章带传动一.主要内容二.重点及难点（1）带传动的类型17工作前：带中各处均受一定的初拉力FO

O2O1F0F0F0F0紧边∑Ff2-带松边∑Ff1-带

O1O2n2T2F1F1F2F2T1

n1工作时：主动边被进一步拉紧，拉力由F0增大到F1，称为紧边；另一边拉力减少到F2，称为松边。

紧边拉力与松边拉力的差值称为带传动的有效拉力Fe:Fe=F1一F2

=∑Ff三.要点分析（一）带传动的力与应力分析1.力的分析带传动工作时，有效拉力Fe与初拉力Fo、紧边拉力F1、松边拉力F2关系：F1+F2=

2FoF1-F2=

Fe带在带轮上即将打滑时：工作前：带中各处均受一定的初拉力FOO2O1F0F0F181）初拉力F0

——F0↑，正压力↑，∑Ffmax↑，Felim↑但F0↑↑，磨损加快，带的寿命↓；2）小轮包角α1——α1↑，包围弧↑，∑Ffmax↑，Felim↑α1大小取决于设计参数i、d1、d2及a；3）摩擦系数f——f↑，∑Ffmax↑，Felim↑，f取决于带和带轮的材料。影响Felim的因素带传动的极限有效拉力Felim为：为提高带传动的工作能力，防止打滑，可采用以下措施：（1）安装时保证适当的张紧力；（2）增加带与带轮之间的摩擦力，选用铸铁带轮；（3）增大包角α1。1）初拉力F0——F0↑，正压力↑，∑Ffmax↑，F192.带的应力分析(2)拉应力紧边拉应力：σ1=F1/AMPa松边拉应力：σ2=F2/AMPa∵F1＞F2∴σ1＞σ2(3)弯曲应力

带绕过小带轮时：式中:E—带的当量弯曲弹性模量；

y

—带的最外层到中性层的距离；

dd2、dd1—大小带轮节圆直径。

(1)离心拉应力：σc=Fc/A=qv2/AMPa——离心拉应力作用于带的全长。

带绕过大带轮时：当传动比i≠1时,∵

dd2

>dd1,∴

σb2<σb1

2.带的应力分析(2)拉应力紧边拉应力：σ1=F1/A20

带中应力分布情况σb2σ1σ2σb1α1

α2

n1n2σCσCσB=σC+σ2+σb1σC=σC+σ2+σb2σD=σC+σ1+σb2σmax=σA=σC+σ1+σb1Eσmax=σA=σC+σ1+σb1带在工作中受到的应力是变化的，故易产生疲劳破坏，它是带传动的主要失效形式之一。带中应力分布情况σb2σ1σ2σb1α1α2n1n2σ21带相对2轮的滑动方向带相对1轮的滑动方向α2CD（二）弹性滑动与打滑1.弹性滑动:是带的弹性变形量的变化而引起带与带轮之间微量相对滑动的现象，称为弹性滑动。ιδ1ιδ2vvn1n2α1AB产生弹性滑动的原因：（1）摩擦带传动是靠带与带轮之间的摩擦力传动运动和动力；（2）松边与紧边存在拉力差；（3）带是弹性体，可发生弹性变形。带相对2轮带相对1轮α2CD（二）弹性滑动与打滑1.弹性滑动221)降低传动效率(V带传动效率η=0.91～0.96)，使带与带轮摩损增加和温度升高。

弹性滑动对传动的影响2)使从动轮的圆周速度v2低于主动轮的圆周速度v1，即：v2<

v1。从动轮圆周速度相对降低量称为滑动率ε。滑动率ε：F↑则ε↑，正常工作时，ε=1%～2%3)传动比不为常数即：≠常数1)降低传动效率(V带传动效率η=0.91～0.96232.打滑打滑——当传递的有效拉力达到极限值Felim时，过载引起的带与小带轮接面间将发生显著的相对滑动。α2CDvvn1n2α1ABF1F1F2F2带与带轮2整个接触弧上发生相对滑动带与带轮1整个接触弧上发生相对滑动β1β2打滑的后果：（1）磨损加剧，寿命下降；（2）急剧发热烧带；（3）传动失稳，导致失效。2.打滑打滑——当传递的有效拉力达到极限值Feli243.弹性滑动与打滑的本质区别发生在带和带轮的全部接触弧上；带与带轮之间有明显的相对滑动。弹性滑动打滑是带传动正常工作时不可避免的固有特性；是带传动的失效形式，是可以而且应当避免的;只发生在带离开带轮前的那部分接触弧上;带与带轮之间有微量相对滑动。α2CDα1BAn1β2β1弹性滑动打滑α2CDα1BAn1n2β2β13.弹性滑动与打滑的本质区别发生在带和带轮的全部接触弧上；弹251.选取小轮直径d1要注意：（1）保证工作性能：d1≥dmin

，以免弯曲应力过大；（2）设计标准化：

d1取标准值；（3）满足带速要求：当n一定时，d1太小，导致带速低，当带的型号一定时，单根带传递的功率小，带的根数增多；d1太大，导致带速高，带中离心力增大，也会影响承载能力。（4）合理的传动尺寸：但要求结构紧凑时，应在满足传动能力条件下选用直径较小的带轮；若结构尺寸不受限制，在合理的带速范围内可选用直径较大的带轮。

（三）V带传动主要参数选择2.传动中心距ɑOɑO↓↓：尺寸小，包角α1小，传动能力降低，带短，绕转次数u=V/Ld↑，带的疲劳寿命降低。ɑO↑↑：尺寸↑，带的垂度↑，带上下抖动加剧，传动平稳性↓对传动影响推荐0.7(d1+d2)≤ɑO≤2(d1+d2)1.选取小轮直径d1要注意：（1）保证工作性能：d1≥dm26第9章螺纹连接一.主要内容二.重点及难点（1）螺纹基本知识，螺纹连接类型及螺纹连接件；（2）螺栓组连接的设计，包括螺栓组连接的结构设计、受力分析、单个螺栓连接的强度计算；（3）螺栓连接的预紧和放松，提高螺栓连接强度的措施。重点：螺栓组连接的受力分析及单个螺栓连接的强度计算；尤其是受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接的强度计算。难点：受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接总拉力F0的确定第9章螺纹连接一.主要内容二.重点及难点（1）螺纹基本知271.螺纹的类型、特点及应用场合三.要点分析左旋螺纹——自右下方向左上方绕行的螺纹右旋螺纹——自左下方向右上方绕行的螺纹(常用)外螺纹——在圆柱外表面上形成的螺纹，如螺栓、螺钉内螺纹——在圆柱空内壁上形成的螺纹，如螺母按螺纹牙的表面分类按螺纹绕行方向分类按螺纹牙的牙型分类:三角形螺纹：牙型角α=60º，当量摩擦系数较大，自锁性能好，主要用于连接。圆柱管螺纹—牙型角α=55º，用于压力p≤1.57MPa的管子连接矩形螺纹——牙型角α=0º，当量摩擦系数小，效率高，用于传动梯形螺纹——牙型角α=30º，牙根强度高，效率较高，易保证加工精度，广泛用于传动。锯齿形螺纹—牙型斜角两边不相等，工作面β=3º,非工作面β=30º，效率较三角形螺纹高，只能用于单向传动。单线螺纹——n=1，效率低，自锁性好，易加工双线螺纹——n=2，效率较n=1高三线螺纹——n=3，效率高，自锁性差，难加工按螺纹线数分类1.螺纹的类型、特点及应用场合三.要点分析左旋螺纹——自右下283.螺纹连接的类型、特点及应用场合2.螺旋副的受力及自锁条件矩形螺旋副的自锁条件：

≤ρ非矩形螺旋副的自锁条件：

≤ρv升角螺栓连接普通螺栓（即受拉螺栓）连接铰制孔用螺栓（即受剪螺栓）连接双头螺柱连接:螺钉联接:紧定螺钉连接:可用于传递不大的力及转矩，多用于轴和轴上零件的连接。用于被连接件之一较厚的场合，不经常装拆连接的场合。用于被连接件之一太厚不便穿孔，且需经常装拆或结构上受限制不能采用螺栓连接的场合。

效率3.螺纹连接的类型、特点及应用场合2.螺旋副的受力及自锁条件294.螺纹连接的预紧与防松

预紧的目的是提高连接的可靠性、刚性、紧密性和防松能力。对于普通螺栓连接，还可以提高疲劳强度；对于铰制孔用螺栓连接，有利于增大接合面间的摩擦力，提高承载能力。预紧：工作之前将螺纹连接拧紧加预紧力F′。预紧的方法：凭手感经验（不准确）；测力矩扳手；定力矩扳手；测定伸长量。防松的根本目的在于防止螺纹副间的相对转动。摩擦防松：这类防松措施是使拧紧的螺纹之间不因外载荷变化而失去压力，即始终有摩擦阻力防止连接松脱。这种方法不十分可靠，故多用于冲击和振动不剧烈场合。弹簧垫圈，双螺母，尼龙圈锁紧螺母机械防松：利用各种止动零件，以阻止拧紧的螺纹零件产生相对转动。这类防松方法相当可靠，应用很广。槽形螺母和开口销，止动垫圈，串联钢丝

粘合和破坏螺纹副防松防松方法4.螺纹连接的预紧与防松预紧的方法：凭手感经验（不准确）；测305.螺栓连接的失效形式与计算准则6.提高螺栓连接强度的措施受拉螺栓（受轴向载荷或横向载荷的普通螺栓）——主要破坏形式为螺栓杆和螺纹部分可能发生塑性变形或断裂，其计算准则是：保证螺栓的静力（或疲劳）拉伸强度。受剪螺栓（受横向载荷的铰制孔螺栓）——主要破坏形式为螺栓杆与孔壁间压溃或螺栓杆被剪断，计算准则应是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中连接的挤压强度对连接的可靠性起决定性的作用。（1）降低螺栓变载荷ΔF的变化范围，减小螺栓的应力幅降低螺栓的刚度（增加螺栓的长度，采用空心螺栓、柔性螺栓）；或增加被连接件的刚度（采用金属薄垫片或者o形密封圈）（2）改善螺纹牙间的载荷分布：采用悬置(均载)螺母和环槽螺母。制造较费工，用于重要的或大型的连接。（3）减小应力集中：增大过渡圆角；切制卸载槽；卸载过渡结构。（4）避免或减小附加应力：从结构、制造与装配精度采取措施。（5）采用合理制造工艺：冷镦头部、滚压螺纹；表面处理：氰化、氮化也能提高疲劳强度。5.螺栓连接的失效形式与计算准则6.提高螺栓连接强度的措施受317.螺栓组连接的受力分析7.螺栓组连接的受力分析32机械设计基础总复习ppt课件33第12章轴的设计

一.主要内容、重点及难点1.主要内容（1）轴的结构设计：轴结构设计的影响因素；轴结构设计的一般步骤。（2）轴的强度计算：①力学模型简化；②轴上载荷及应力分析；③扭转计算轴的强度，用于传动轴的强度计算和转轴的轴径初算；④按弯扭合成强度计算，用于已知支撑点位置、载荷大小及作用点位置时，受弯、扭复合载荷作用的转轴强度计算；2.重点及难点重点：轴的结构设计、轴的强度设计；难点:轴的结构设计第12章轴的设计一.主要内容、重点及难点1.主要内容（34二.要点分析1.轴的分类按轴工作时受载情况心轴——只受弯矩M的轴传动轴——只受扭矩T，或少量弯矩（轴自重引起）转轴——既受弯矩，又受转矩的轴二.要点分析按轴工作时受载情况心轴——只受弯矩M的轴传动轴—3512234456789102.轴的正确结构设计（轴上零件定位准确、固定可靠、装拆方便，轴加工工艺性好)；—重点1.闷盖无螺钉连接，无调整垫片或调整螺钉调整轴承间隙；2.轴肩过高，其高度大于轴承内圈高度的2/3,无法拆卸轴承；轴承用脂润滑，而齿轮啮合油飞溅到轴承上，无挡油板；3.轴上的键槽不在同一母线上；12234456789102.轴的正确结构设计（轴上零件定位364.轴上齿轮两端都用轴肩固定，无法装配；齿轮改用套筒后，与齿轮配合的轴段长度应小于齿轮宽度2-3mm,以便于齿轮的轴向固定；5.过度配合零件的装拆距离过长；6.透盖上无密封；7.透盖与轴不能直接接触，应留有间隙；8.转动零件与不转动零件不能做相互定位；9.键槽过长；10.轮毂宽度应大于相配合的轴段长度。4.轴上齿轮两端都用轴肩固定，无法装配；齿轮改用套筒后，与齿373.轴的强度计算（1）.扭转强度条件（传动轴、转轴初算）校核式设计式（2）按弯曲强度计算（心轴强度计算）3.轴的强度计算（1）.扭转强度条件（传动轴、转轴初算）校38（3）按弯、扭合成强度计算——用于转轴强度计算强度计算的前提条件：轴的结构设计初步完成，支点力点位置确定，支反力可求。转轴危险截面上的应力状态转轴危险截面上的应力（根据第三强度理论），并考虑M、T两者产生的应力循环特性γσ和γτ不同，通常γσ=－1，而一般γτ≠－1，考虑两者差异的影响，将σc

进行修正，得弯曲应力：扭转切应力：轴弯、扭合成强度条件为：（3）按弯、扭合成强度计算——用于转轴强度计算强度计算的39轴受不变扭矩时，γT=+1，轴受脉动扭矩（有振动冲击或频繁启动停车）γT=0，轴受对称扭矩(频繁双向运转)时，γT=-1，α—应力校正系数

转矩的变化不清楚时按脉动循环处理

也可按弯、扭合成强度条件计算轴的直径对于实心圆轴：mm轴受不变扭矩时，γT=+1，轴受脉动扭矩（有振动冲击或频繁40按轴承所能受的载荷方向或公称接触角的不同可分为以下几种

ααα轴承类型公称接触角α向心轴承(主要承受径向负荷FR)推力轴承(主要承受轴向负荷FA)径向接触向心角接触推力角接触轴向接触α=0000<α≤450450<α<900α=900图例第13章滚动轴承一．滚动轴承的类型及代号——重点1．滚动轴承的类型按轴承所能受的载荷方向或公称接触角的不同可分为以下几种αα41（1）轴承代号组成：由基本代号、前置代号和后置代号构成。轴承代号前置代号

后置代号

×××××

类型代号尺寸系列代号内径代号向心轴承推力轴承直径系列代号宽度系列代号高度系列代号结构形状、尺寸公差技术要求

成套轴承分部件基本代号

3.滚动轴承的代号（1）轴承代号组成：由基本代号、前置代号和后置代号构成。轴承42×××××

类型代号尺寸系列代号内径代号向心轴承推力轴承直径系列代号宽度系列代号高度系列代号（2）基本代号

圆锥滚子轴承:3推力球轴承:5深沟球轴承:6角接触球轴承:7圆柱滚子轴承:N窄:0正常:1宽:2特低：7低：9正常：1（单向）正常：2（双向）轻：2中：3重：4特宽：3特宽：4特宽：5特宽：6d<20mm的轴承d=10mm代号：00d=12mm代号：01d=15mm代号：02d=17mm代号：03d=20mm～480mm的轴承d为：22、28、32及d>500mm以上轴承代号：/内径毫米表示特轻：0特轻：1调心球轴承:1调心滚子轴承:2推力调心滚子轴承:29滚针轴承:NA×××××尺寸系列代号向心轴承推力轴承直径系宽度系列代号43尺寸系列代号表示方法

直径系列代号尺寸系列代号向心轴承宽度系列代号推力轴承高度系列代号0（窄）1（正常）2（宽）7（特低）9（低）1（正常）2（正常）2（轻）3（中）4（重）021222031323041424729212227393132374941424向心轴承中直径系列正常宽度系列如：尺寸系列代号为：13双向推力轴承轻直径系列正常高度系列如：尺寸系列代号为：222213尺寸系列代号表示方法直径系列代号尺寸系列代446（0）2

06

（/P0）3

32

15

E（/P0）公差等级为0级加强型（内部结构）轴承内径d=75mm尺寸系列32,为特宽轻系列圆锥滚子轴承解答：轴承内径d=30mm尺寸系列（0）2,为窄轻系列深沟球轴承公差等级为0级例10-1

试说明轴承代号6206、33215E、7312C及52412/P6的含义。公差等级分为/P2,/P4，/P5，/P6,/P6X和/P06个级别，依次从高到低，/P6X仅适用于圆锥滚子轴承，/P0为普通级，在轴承代号中不标出。6（0）206（/P0）33215E（/P0）公457（0）3

12

C（/P0）5

14

10

/P6公差等级为6级轴承内径d=50mm尺寸系列14,为正常高度、重系列单向推力球轴承轴承内径d=60mm尺寸系列（0）3,为窄中系列角接触球轴承公差等级为0级α=1507（0）312C（/P0）51410/P6公差等46二.滚动轴承的选择承轻、中及较小波动载荷的场合——选球轴承承重及较大波动的载荷的场合——选滚子轴承根据轴承所受的载荷选载荷的大小、性质载荷的方向深沟轴承（6类）圆柱滚子轴承（N类）及滚针轴承（NA类）纯径向负荷可选用纯轴向负荷——可选用推力轴承（5类）同时受径向负荷和轴向负荷时径向负荷为主——可用深沟球轴承（6类）径向负荷，轴向负荷都很大角接触球轴承（7类）圆锥滚子轴承（3类）可用推力调心滚子轴承（29类）也可用圆柱滚子N类（或深沟球轴承6类）与推力轴承（5类）联合使用。轴向负荷很大径向负荷较小1.类型选择二.滚动轴承的选择承轻、中及较小波动载荷的场合——选球轴47转速较高、负荷较小或要求旋转精度较高时——宜选用球轴承转速较低、负荷较大或有冲击载荷时——宜选用滚子轴承根据轴承转速选择极限转速nlim是载荷P0.1C（C为基本额定动载荷），冷却正常，0级公差时轴承的最大允许转速。对高转速的轴承：1.优先选用球轴承（润滑的阻力）2.轻系列轴承优于中、重系列（离心力）3.实体保持架优于冲压保持架（易形成油膜减小摩擦）4.提高公差等级、改善润滑条件等根据调心性能的要求选择当两轴承座孔同心度难以保证，或轴受载后挠曲变形较大时，应选用调心球轴承或调心滚子轴承。2~3°8′~16′2′~4′转速较高、负荷较小或要求旋转精度较高时——宜选用球轴承转速较48根据安装和拆卸方便要求选择一般，球轴承价格最低，滚子轴承比球轴承价格高。轴承精度愈高，则价格愈高，选择轴承时，在满足工作要求的前提下，应使成本最低。当轴承座不是剖分式而必须沿轴向安装和拆卸轴承时，应优先选用内外圈可分离的轴承。如圆锥滚子轴承，圆柱滚子轴承。考虑经济性圆柱滚子轴承深沟球轴承角接触球轴承调心滚子轴承调心球轴承圆锥滚子轴承推力调心滚子轴承根据安装和拆卸方便要求选择一般，球轴承价格最低，滚子49疲劳点蚀（1）失效形式塑性变形磨损2.型号（尺寸）选择——重点（2）计算准则对一般工作条件下的回转滚动轴承——经常发生点蚀，主要进行寿命计算，必要时进行静强度校核；对于不转动、摆动或转速低（n≦10r/min）的轴承，要求控制塑性变形，只需进行静强度计算；对于高速轴承——由于发热而造成的粘着磨损、烧伤常常是突出的矛盾，除进行寿命计算外，还需校验极限转速。（3）轴承寿命基本公式修正公式疲劳点蚀（1）失效形式塑性变形磨损2.型号（尺寸）选择——重50(4)当量动载荷的计算含义：当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴向载荷双重影响，经换算后的假想载荷。其效果与某一个基本额定动载荷相当。计算公式：P=fP（XFR+Y

FA）X----径向动载荷系数；

Y----轴向动载荷系数。(表14-10)向心轴承：P=fPFR推力轴承：P=fPFAfP----冲击载荷系数（表14-11）

根据轴承型号、、轴向载荷影响系数e查表14-10。(4)当量动载荷的计算含义：当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴51(5)、角接触球轴承(7类)和圆锥滚子（3类）的轴向力计算—难点内部轴向力的计算当角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受径向载荷FR时，由于存在接触角α，将派生出内部轴向力作用于轴上。FsFs表14-13角接触球轴承和圆锥滚子轴承的内部轴向力Fs=1.1FRFs=0.7FRFs=0.5FRFs=FR／(2Y)70000B(a=40º)70000AC(a=25º)70000C(a=15º)角接触球轴承圆锥滚子轴承(5)、角接触球轴承(7类)和圆锥滚子（3类）的轴向力计算—52角接触轴承的内部轴向力，其方向视正、反装情况而定。正装（面对面）反装（背对背）FrFaFaFrFR1FR2FS1FS2轴承的受力分析FaFS1FS2FaFS1FS2FR1FR2FS1FS2计算轴承的当量动载荷P=fP（XFR+Y

FA）FR：根据力的平衡条件,求出FR1和FR2

FA：考虑轴向外载荷Fa，同时还要考虑由FR1

和FR2引起的派生轴向力FS1和FS2

角接触轴承的内部轴向力，其方向视正、反装情况而定。Fr533、角接触球轴承的轴向载荷FA(难点)F

A1=Fs1F

A1=Fs2±

Fa取大值F

A2=Fs2FA2=Fs1

±

Fa取大值Fs1和Fs2与Fa的合力方向相同时取+，否则取-；三．滚动轴承部件组合设计（包括轴承内外圈固定、间隙调整、轴承配合、轴承装拆、润滑与密封等）——

重点3、角接触球轴承的轴向载荷FA(难点)FA1=Fs154例一（1）缺调整垫片；（2）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触；（3）该轴段不应选轴套定位，应设计轴肩；（4）套筒外径较大，应低于轴承内圈的2/3;（5）该轴段太长，不能保证定位；（6）轴端挡圈不能与轴端接触，要保证轴端挡圈挡住锥齿轮；（7）套杯右面的孔径太小，轴承外圈无法拆卸；（8）套杯外圈中间部分直径可小些，以减少精加工面；（9）套杯内圈中间部分直径可大些，以减少精加工面；例一（1）缺调整垫片；55例二（1）右轴承内圈右端面是固定面，可用圆螺母加带翅垫圈，螺纹外径略小于轴承内径；（2）轴段的精加工面太长；（3）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触，且应有密封毡圈；（4）该轴段用于两轴承内圈的定位，其直径应小于轴承内圈的直径；（5）两轴承外圈之间的套筒内径应小于轴承外径，形成轴承外圈定位凸肩;（6）左轴承内圈左侧的轴肩过高，应减至内圈高的2/3左右；（7）套杯凸缘不应在左边，应在右边；（8）箱体孔的之间部分直径应加大，以减少精加工面；（9）透盖与套杯配合段过长，透盖与右轴承外圈之间应有大的间隙；（10）套杯凸缘与箱体间、套杯凸缘与透盖间应有调整垫片；（11）轴的右端及透盖外缘外侧应有倒角。例二（1）右轴承内圈右端面是固定面，可用圆螺母加带翅垫圈，螺56例三已知齿轮用油润滑，轴承用脂润滑例三已知齿轮用油润滑，轴承用脂润滑57（1）轴段长度等于锥齿轮的宽度，轴端压盖顶不住锥齿轮，且压盖螺钉无防松措施；（2）齿轮与轴之间的键联接画法错误，且齿轮的键槽和联轴器的键槽不在同一母线上；（3）轴肩太高，无法拆卸左轴承；（4）轴承内圈的配合应改为∅50k6;（5）使用轴肩定位，无法调整轴承间隙，且轴肩过高，无法安装、拆卸右轴承；（6）轴承外圈的配合应改为∅90H7;（7）左、右轴承的外圈大端轴向均未定位；（8）使用卡圈定位，无法调整轴承间隙，对于反装轴承应使用圆螺母加带翅垫圈；（9）轴承盖凸缘不应与右轴承的外套圈接触；（10）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触；（11）轴承盖无密封装置；（12）轴承盖（静止件）不应与联轴器（转动件）接触；（13）轴的精加工面过长，且右端轴头直径偏大使得右轴承无法装拆；（14）安装联轴器的轴端长度应小于联轴器的内孔长度，否则定位不可靠；（15）联轴器左端应有轴肩或套筒作轴向定位；（16）套杯无凸缘，无法调整锥齿轮锥距；（17）套杯凸缘与箱体轴承端盖之间无垫片；（18）箱体端面加工面与非加工面没有分开；（19）箱体座孔（与套杯相接触）的加工面与非加工面没有分开；（20）轴承（尤其是左轴承）的画法不准确；（21）齿轮用油润滑，轴承用脂润