北航机械设计讲义第4部分 标准件的选择设计

第四部分标准件的选择设计内容介绍：

机械零部件中有一部分零件结构形式基本一定，使用范围非常广，在应用过程中已经采用了标准化。对于这类零件，设计过程中除了要保证工作能力，同时要按照国家标准去进行选型和参数确定，本部分主要讨论常用标准件（螺纹连接、轴类连接零件和滚动轴承）的选择设计方法。学习中首先要掌握相关零件的国家标准规定和相关的基本概念，然后再分析掌握选型和设计方法。4.1.1螺纹连接的设计螺纹副的主要参数、受力、效率和自锁在机械设计中，有些零件的使用量较大，如：螺栓、螺钉、螺母、垫圈、铆钉、销、键等用于联接的零件，滚动轴承、联轴器等部件。为了降低成本、减少重复劳动，将使用量较大的零件进行标准化，对零件的尺寸、结构要素、材料性能、精度等级、公差配合和制图要求等方面定出统一标准，在生产、设计和使用中共同遵守。专业制造厂按照标准对标准件进行大批量生产。在机械设计中只需根据工作条件选用合适的类型和尺寸进行设计。这样，既简化了设计工作，提高了设计质量，又提高了零件的质量和可靠性，使成本大大降低，另外还便于机器的维修和互换。本章介绍螺纹联接标准件的类型特点及选择，标准尺寸系列及代号，设计准则及计算等。

螺纹联接是利用螺纹零件构成的可拆联接。这种联接结构简单，拆装方便，适用范围广。螺纹的种类及主要参数根据螺纹线绕行的方向不同，螺纹分为右旋和左旋。一般都用右旋，只有在特殊情况下才用左旋。

根据螺纹在螺杆轴向剖面上的形状不同，分为三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹和管螺纹。各种剖面形状的螺纹a)三角形螺纹b)矩形螺纹c)梯形螺纹d)锯齿形螺纹e)管螺纹f)圆锥管螺纹螺纹分内螺纹和外螺纹，二者旋合组成螺纹副或称螺旋副。根据母体的形状，螺纹分为圆柱螺纹和圆锥螺纹。圆柱螺纹的主要参数如图32-2所示，.其中外螺纹各直径是用小写字母表示，内螺纹各直径是用大写字母表示。d(D)——螺纹大径，是螺纹的公称直径，如：M8,表示d=8mm；d1(D1)——螺纹小径，常用于计算螺纹强度；d2(D2)——螺纹中径，是用于计算效率、升角、自锁的基准；p——螺距，螺纹上相邻两牙对应点间轴向距离；n——线数，沿一条螺纹线形成的螺纹，称为单线螺纹；沿两条、三条或多条螺纹螺纹线形成的螺纹，则称为双线、三线或多线螺纹。一般最多不超过四线。S——导程，任一点沿同一条螺纹转一周的轴向位移，S=np；ψ——螺纹的螺旋升角，在中径圆柱面上螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面之间的夹角，即tanψ=S/(πd2)=np/(πd2)α——牙型角，轴向剖面内，螺纹牙形两侧边的夹角。β——牙型斜角，轴向剖面内，螺纹牙形一侧边与径向直线间的夹角。对称牙型的β=α/2。h——工作高度，内、外螺纹旋合后的径向接触高度。除矩形螺纹外，其它螺纹的参数已经标准化。圆柱螺纹的主要参数三角形螺纹的牙型角α=2β=60°。因牙型斜角β大，所以当量摩擦系数大，自锁性好，主要用于联接。这种螺纹分粗牙和细牙。一般多用粗牙螺纹。公称直径相同时，细牙螺纹的螺距较小、牙细、内径和中径较大、升角较小，因而自锁性能好，对螺纹零件的强度削弱小，但磨损后易滑扣。细牙螺纹常用于薄壁和细小零件上或承受变载、冲击、振动的联接及微调装置中。

矩形螺纹牙型多为正方形，牙型斜角β=0°，所以当量摩擦角小，效率高，用于传动。因为制造困难，螺母和螺杆同心度差，牙根强度弱，常被梯形螺纹代替。

梯形螺纹的牙型角α=2β=30°。与矩形螺纹比，效率略低，但牙根强度较高，易于制造；因内外螺纹是以锥面贴合，对中性好。在螺旋传动中应用较为普遍。

锯齿形螺纹工作边的牙型斜角β=3°，传动效率高，便于加工；非工作边的牙型斜角β=30°。它综合了矩形螺纹效率高和梯形螺纹牙根强度较高的优点，能承受较大的载荷，但只能单向传动。

管螺纹是用于管件联结的紧密螺纹，是英制细牙三角形螺纹，牙型角α=55°。其螺纹牙顶部和根部均是圆角，内、外螺纹间无径向间隙，因而联接紧密。管螺纹以管子内径为公称直径。

圆锥管螺纹有牙型角α=55°和α=60°两种，螺纹分布在1:16的圆锥管壁上。内、外螺纹面间无间隙，使用时不用填料而靠牙的变形来保证螺纹联接的紧密性。用于高温高压系统的管件联接。2螺纹副的受力关系、效率和自锁在轴向载荷作用下螺旋副相对运动时，可看作推动滑块沿螺纹运动。

将矩形螺纹沿中径d2展开可得一斜面，图中ψ为螺纹升角。设F为轴向载荷，Ft为作用于中径处的水平推力，N为法向支反力，μ为摩擦系数，ρ为摩擦角，μN为摩擦力。

当拧紧螺纹时，就是滑块沿斜面等速上运动，摩擦力向下，总反力R与F的夹角为ψ+ρ。由力的平衡条件可知，R、Ft和F三力组成力多边形封闭图，由图32-2(b)可得

拧紧时:Ft=Ftan（ψ+ρ）（a)螺纹幅运动关系(b)拧紧矩形螺纹的受力分析当松开螺纹时，滑块沿斜面等速下滑，轴向载荷F变为驱动力，Ft变为支持力。由力多边形封闭图可得松开时:Ft=Ftan（ψ－ρ）

非矩形螺纹的法向力比矩形螺纹大。若将法向力的增加看作摩擦系数的增加，则非矩形螺纹的摩擦阻力可写为μF/cosβ=Fμ/cosβ=μv·F式中μv为当量摩擦系数μv=μ/cosβ=tgρvρv为当量摩擦角；β为牙型斜角。矩形螺纹与非矩形螺纹的法向力将摩擦角ρ用当量摩擦角ρv代替可得非矩形螺纹的受力关系：拧紧时：Ft=Ftan（ψ＋ρv）松开时：Ft=Ftan（ψ－ρv）传动效率：拧紧时：η=tanψ/tan（ψ＋ρv）松开时：η=tanψ/tan（ψ－ρv）自锁条件：ψ≤ρv4.1.2单个螺纹联接的设计螺纹联接设计的主要内容有,根据设计任务和结构的需要选择适当的螺纹联接形式、螺纹紧固件的材料和精度等级，考虑强度、刚度、结构等因素或依据经验来确定螺纹紧固件的公称尺寸，需要时选择防松和拧紧方法，以避免联接失效。螺纹紧固件和材料螺纹紧固件的品种很多，大都已标准化，可直接购置。常用的螺纹紧固件有：螺栓、双头螺柱、螺钉、紧定螺钉、螺母、垫圈等。a)螺栓b)双头螺柱c)螺钉、紧定螺钉的头部d)紧定螺钉的末端e)六角螺母e)六角扁螺母e)六角厚螺母e)圆螺母常用的螺纹紧固件

国家标准规定螺栓、螺柱、螺钉按机械性能等级分为十级(见GB3098.1－82)：3.6、4.6、4.8、5.6、5.8、6.8、8.8、9.8、10.9和12.9。点前数字为σBmin／100，点后数字为10（σSmin／σBmin）。σB为材料的拉伸强度极限，σS为屈服极限，单位均为Mpa。

螺母机械性能分级按螺母高度m与螺母螺纹直径D的关系不同分两类（见GB3098.2—82、86）：当m.≥0.8D时，为4、5、6、8、9、10和12七级；当0.5D≤m＜0.8D时，为04、05两级。性能等级的数字表示螺母材料σBmin／100值，“0”表示螺母的实际承载能力比后面数字表示的低。

螺母等级与螺栓、螺柱、螺钉等级之间的相配关系标准中也有规定，如4——3.6、4.6、4.，8——8.8等。

标准中还规定螺纹紧固件的制造精度分为精密级、中等级和粗糙级三种。精密级（4～6级）用于精密螺纹和要求配合变动小回的场合；中等级（7级）用于一般用途；粗糙级（7～8级）用于对精度要求不高的场合。

螺栓的材料常用中碳钢、低碳钢，如A2、A3、10、35和45钢，重要和特殊用途的螺纹联接件可采用合金钢，如：15Cr、40Cr、30CrMnSi等。螺母材料为中碳钢。纹联接的基本类型和画法（1）螺纹联接的基本类型（1）螺栓联接

普通螺栓（受拉螺栓）联接的特点是不用在被联接件上加工螺纹（图a普通螺栓），拆装方便，成本低，应用广泛。

图b为铰制孔用螺栓（受剪螺栓）联接，螺栓杆与孔壁之间没有间隙。铰制孔螺栓联接适用于承受横向（垂直于螺栓轴线方向）载荷。（2）双头螺柱联接

双头螺柱联接多用于较厚的被联接件或为了结构紧凑必须采用盲孔的联接（图c）。该联接要求双头螺柱的一头螺纹必须全部拧入被联接件螺纹中，使得双头螺柱不宜拆卸，可避免多次拆装损坏被联接件的螺纹孔。（3）螺钉联接

螺钉联接省掉了螺母（图d），结构简单。但该联接不宜经常拆装，以免损坏被联接件的螺纹孔。。a)普通螺栓联接b)铰制孔用螺栓联接c）双头螺柱联接d）螺钉联接螺栓联接、双头螺柱联接和螺钉联接设计中各尺寸的确定见下表。螺纹联接设计中各尺寸的确定项目普通螺栓联接铰制孔用螺栓联接静载荷变载荷冲击、弯曲载荷螺纹余留长度l1≥(0.3～0.5)d≥0.75d≥d尽可能小螺纹伸出长度a≈(0.2～0.3)d螺栓轴线到被联接件边缘的距离ed＋(3～6)mm螺纹孔零件材料钢或青铜铸铁铝合金螺纹旋入深度H≈d≈(1.25～1.5)d≈(1.5～2.5)d螺纹孔深度H1≈H＋(2～2.5)P(P为螺距)钻孔深度H2≈H1＋(0.5～1)P(P为螺距)（4）紧定螺钉联接

紧定螺钉联接常用于固定两零件的相对位置，并可传递较小的力和力矩。紧定螺钉联接（2）螺纹联接的画法要注意的问题（1）当剖切面通过螺栓、螺母、垫圈等标准件时，这些零件均按不剖绘制。（2）两零件接触表面只画一条线，不接触的相邻表面，不论间隙多大，都应画两条线。（3）内、外螺纹旋合部分，螺纹大径用粗实线表示，小径用细实线表示。（4）螺纹孔部分，螺纹小径和螺纹终止线用粗实线表示，大径用细实线表示，剖面线应画到粗实线。（5）螺纹底孔直径不应大于螺纹内径，头部夹角为120°，钻孔深度应大于螺纹深度。在装配图中，螺纹紧固件的倒角、退刀槽、缩颈等均可省略不画。3.螺纹联接的主要失效形式和设计准则

螺纹联接的主要失效形式有：1）螺栓联接的松动；2）螺栓杆的拉断；3）螺栓杆或螺栓孔的压溃；4）螺栓杆的剪断；5）因如经常拆装而发生滑扣现象。

为避免这些失效，螺纹联接的设计准则为：考虑螺纹联接要有适当的拧紧力矩和防松措施，通过强度计算来确定螺栓的直径。在使用中发现螺纹紧固件出现磨损，应及时更换磨损件。4.螺栓联接的拧紧和防松（1）螺栓联接的拧紧

在使用中，绝大多数的螺纹联接都必须在装配时拧紧，称为紧联接。在拧紧后、承受工作载荷前，紧联接的螺栓就受到轴向力的作用，该轴向力称为预紧力F'，它可以起到一定的防松作用。所需预紧力F'的大小与工作载荷有关。重要的联接，在装配时应控制预紧力F'，可通过控制拧紧力矩等方法来实现。

拧紧螺母时的拧紧力矩T，需要克服螺纹副的螺纹力矩T1和螺母与支承面间的摩擦力矩T2，因此：T=T1+T2=F'tan（ψ+ρv）·d2/2+μF'rf(32-9)式中d2——螺纹中径；ρv——螺纹当量摩擦角；ψ——螺纹的螺旋升角；μ——螺母与支承面间的摩擦系数；rf——支承面摩擦半径，rf≈（D1＋d0）/4，其中D1、d0。为螺母支承面的外径和内径。对于不同螺栓直径d，若取fv=tanρv=0.15，μ=0.15，上式可简化为：T≈0.2F'd(32-10)a)螺母所受转矩b)螺栓所受转矩c)螺栓转矩图d)螺栓和被联接件所受预紧力e)螺母支承面的外径和内径拧紧时联接中各零件的受力

由于磨擦系数不稳定和加在扳手上的力难于准确控制，有时可能拧得过紧而使螺栓拧断。因此，对于要求拧紧的强度螺栓联接应严格控制其适度拧紧力，并不宜用小于M12~M16的螺栓。

装配时控制拧紧力矩的方法有多种，例如：使用测力矩扳手或定力矩扳手，装配时测量螺栓的伸长，规定开始拧紧后的扳动角度或圈数。对于大型联接，还可利用液力来拉伸螺栓，或加热使螺栓伸长到需要的变形量，再把螺母拧到与被联接件相贴合。a)测力矩扳手b)定力矩扳手控制拧紧力矩用的扳手（2）螺纹联接的防松

联接螺纹都是能满足自锁条件的，在静载荷下联接不会自动松动。但在冲击、振动或变载下，或当温度变化大时，联接有可能松动，甚至松开。

为防止螺纹副相对转动导致联接松动，可采取一些防松措施。防松方法很多，就其工作原理，可分为磨擦防松、机械防松和破坏螺纹副关系防松等。

磨擦防松的原理是使螺纹副中始终有不随联接所受外载荷而变的压力，因而始终存在摩擦力矩防止相对转动。磨擦防松的结构简单、使用方便。图a为双螺母防松，两螺母对顶拧紧后，旋合段螺栓受拉力、螺母受压力，使螺纹副间始终有纵向压力。图b为弹簧垫圈防松，拧紧螺母后，弹簧垫圈被压平，其弹力使螺纹副间保持一定的轴向压力而防松。图c为金属锁紧螺母和尼龙圈锁紧螺母，它们是利用螺母椭圆口的弹性变形或嵌在螺母内的尼龙弹性环箍紧螺栓，产生横向压紧力。a)双螺母防松b)弹簧垫圈防松c)金属锁紧螺母和尼龙圈锁紧螺母磨擦防松

机械防松是利用便于更换的止动元件锁住螺纹副阻止其相对转动。这种方法防松可靠，应用广泛。图a是利用开口销使螺栓与槽形螺母相约束，阻止其相对转动。图b是圆螺母与止动垫圈防松，垫圈内舌插入螺杆上加工出的槽内，垫圈的外舌之一弯入拧紧的圆螺母槽中，使螺杆与螺母不能相对转动。图c垫圈约束螺母，而自身又被约束在被联接件上，使螺母不能转动。图d利用金属丝穿入一组螺钉头部的小孔并拉紧，当螺钉有松动趋势时，金属丝被拉得更紧。a)开口销与槽形螺母b)圆螺母与止动垫圈c)止动垫圈d)串联金属丝机械防松

拧紧螺纹后点焊或点冲破坏螺纹、或在旋合段涂金属粘接剂。这种防松方法方便、可靠，但拆开联接时必须破坏螺纹，多用于很少拆开或不拆开的联接。破坏螺纹副的防松1.松螺栓联接强度计算

如下图所示的起重滑轮架螺栓联接。螺栓在工作时才受拉力F，其螺栓螺纹部分的强度条件为：σ=F/(πd12/4)≤[σ]式中d1——螺纹小径，mm；[σ]——松联接螺栓的许用拉应力，N/mm2，[σ]=σS/[S]；σS——材料的屈服极限，Mpa；[S]——安全系数，未淬火钢取1.2，淬火钢取1.6。起重滑轮架螺栓联接图受横向工作载荷的普通受拉螺栓联接

2.受横向工作载荷的紧螺栓联接强度计算

紧螺栓联接在承受工作载荷前需拧紧，螺栓已受轴向预紧力F'。当被联接件承受横向工作载荷FS，普通受拉螺栓联接是靠预紧力F'在结合面上产生的摩擦力平衡外载荷。螺栓内部受到两种应力的作用，预紧力F'在螺栓上产生的拉应力σ=F'/(πd12/4)；拧紧螺栓时，螺栓受到的螺纹力矩T1=F'tan（ψ+ρv）·d2/2，在螺栓上产生剪应力τ=T1/(πd13/16)将M10～M68普通螺纹d2、d1和ψ的平均值代入上式，取ρv=arctan0.15，可得：τ≈0.5σ螺栓一般为塑性材料，由第四强度理论可求得螺栓的当量应力为：σe=（σ2＋3τ2）1/2≈1.3σ所以，普通受拉螺栓的强度条件为：σe=1.3F'式中[σ]——紧联接螺栓的许用拉应力，N/mm2，[σ]=σS/[SS]；σS——屈服极限，Mpa；[SS]——静载荷时紧联接螺栓的安全系数。静载荷时紧联接螺栓的安全系数[SS]螺栓直径M6～M16M16～M30M30～M60不控制预紧力时的安全系数[SS]碳素钢5～44～2.52.5～2合金钢5.7～55～3.43.4～3控制预紧力时的安全系数[SS]1.2～1.5

受横向工作载荷时，也可用铰制孔螺栓联接。在横向工作载荷FS作用下，螺栓在联接接合面处受剪，并与被联接件孔壁互相挤压。联接损坏的形式可能有：螺栓被剪断，栓杆或孔壁被压溃等。联接的预紧力和磨擦力在一般情况下可忽略不计。受横向工作载荷的铰制孔用螺栓联接螺栓杆的剪切强度条件为：τ=4Fs/(πd2m)≤[τ]螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：σp=Fs/dhmin≤[σp]式中Fs—螺栓所受剪力；d—螺栓抗剪面直径；m—螺栓抗剪面数目；[τ]—螺栓的许用剪应力，[τ]=σS/[Sτ]，[Sτ]——许用剪应力安全系数，静载荷时[Sτ]=2.5，变载荷时[Sτ]=3.5～5；hmin—螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度；[σp]—螺栓杆或孔壁材料的许用挤压应力,钢的[σp]=σS/[SP]，铸铁的[σp]=σB/[SP]；[SP]——许用挤压应力安全系数。许用挤压应力安全系数[SP]

静载荷变载荷钢1～1.251.6～2铸铁2～2.52.5～3.5

3.受轴向工作载荷的紧螺栓联接强度计算(1)螺栓总拉力F0的计算

受轴向工作载荷F的紧螺栓联接中，螺栓实际承受的总拉力F0并不等于预紧力F'与工作载荷F之和。当应变在弹性范围之内时，各零件的受力可根据静力平衡和变形协调条件求出。

如图所示，当联接还未拧紧时（图a），各零件均不受力，无变形。

拧紧后（图32-16b），螺栓受拉力F'，伸长了δ1；被联接件受压力F'，缩短了δ2。图a为此时二者的受力和变形关系图，将两关系图合并得图b。a）开始拧紧b)拧紧后c)受轴向工作载荷时d)工作载荷过大螺栓和被联接件的受力和变形

螺栓受轴向工作载荷F后（图c），螺栓受的拉力增至F0，螺栓的伸长量增加Δδ成为δ1＋Δδ；同时，被联接件由于螺栓的伸长压缩变形量减少Δδ成为δ2－Δδ，被联接件所受压力由F'减为剩余预紧力F"。

根据螺栓的静力平衡条件，螺栓总拉力F0为工作载荷F与被联接件给它的剩余预紧力F"之和。即：F0=F+F"(32-16)a)拧紧时b)a图两图合并c)受工作载荷时螺栓和被联接件的力和变形关系以c1、c2分别表示螺栓和被联接件的刚度，根据变形协调条件有Δδ=（F0–F'）/c1=(F+F"–F')/c1和Δδ=(F'–F")/c2，，整理得：F'=F"+Fc2/(c1+c2)F0=F'+Fc1/(c1+c2F"=F'－Fc2/(c1+c2))

c1/(c1+c2)为相对刚度系数，其值与螺栓和被联接件的材料、尺寸、结构、工作载荷作用的位置及联接中垫片的材料等因素有关，可通过计算或实验求出。若被联接件为钢铁，一般可根据垫片材料不同采用下列数据：金属垫片（包括无垫片）0.2～0.3；皮革垫片0.7；铜皮石棉垫片0.8；橡胶垫片0.9。

当螺栓工作载荷F过大或预紧力F'过小时，联接会出现缝隙，如图d，导致联接失去紧密性，在变载荷时会产生冲击。因此，应保证F">0。设计时F"可参考下列数据选取：静载荷时，F"=(0.2～0.6)F；变载荷时，F"=(0.6～1.0)F；压力容器的紧密联接，F"=(1.5～1.8)F，且应保证密封面的剩余预紧压力大于压力容器的工作压力。（2）静强度计算

考虑到联接承受工作载荷后，可能发现联接较松而需要补充拧紧（这种拧紧应尽量避免），近似认为螺纹力矩为F0tan（ψ+ρv）d2/2。参照只受预紧力的紧螺栓联接强度的推倒，受轴向工作载荷的紧螺栓联接强度条件为：1.3F0/(πd12/4)≤[σ]式中[σ]为紧螺栓联接的许用拉应力，[σ]=σS/[SS]；σS——屈服极限，Mpa；[SS]——静载时紧螺栓联接的安全系数，见表32-2。（3）疲劳强度计算

对于受变载荷螺栓联接，按静强度设计尺寸后，还需进行疲劳强度的校核。

当工作载荷在F1与F2之间变化，则螺栓拉力将在F01和F02之间变化。螺栓的拉力变幅为Fa=(F01－F02)/2=〔(F1－F2)/2〕×〔c1/(c1+c2)〕工作载荷变化时螺栓的拉力变化一般联接，对疲劳破坏起主要作用的是应力幅σa，因此疲劳强度条件为：σa=〔2(F1－F2)/πd12〕×c1/(c1+c2)≤[σa]式中[σa]为螺栓变载时的许用应力幅，[σa]=εkmkuσ-1/kσ[Sa]；ε——尺寸系数；km——螺纹制造工艺系数，车制螺纹取1，辗制螺纹取1.25；ku——各圈螺纹牙受力不均匀系数，受压螺母取1，受拉（部分受拉）螺母取1.5～1.6；kσ——螺纹应力集中系数。尺寸系数εd(mm)＜12162024303642485664ε10.870.810.760.690.650.620.600.570.54螺纹应力集中系数kσσB(Mpa)4006008001000kσ33.94.85.24.提高螺栓联接强度的措施

影响螺栓强度的因素除了有材料及其机械性能、尺寸参数外，其结构、制造和装配工艺等也有不小影响，如螺纹牙受力分配、附加应力、应力集中、应力幅、制造工艺等。（1）改善螺纹牙间的载荷分配

一般螺栓和螺母都是弹性体，受力后，螺栓、螺母和螺纹牙均产生变形。即使是制造和装配精确，其旋合各圈螺纹牙的受力也不是均匀的。螺栓受拉，螺距增大；而螺母受压，螺距减小。螺纹螺距变化差主要靠旋合各圈螺纹牙的变形来补偿。由图b可知，从传力算起的第一圈螺纹变形最大，因而受力也最大，以后各圈受力递减。到第8～10圈以后，螺纹牙几乎不受力。因此，采用加高螺母以增加旋合圈数，对提高螺栓强度并没有多少作用。a)螺纹牙受力和变形b)螺纹牙受力分配螺纹牙的受力

为了使螺纹受力比较均匀，可用下述方法：

改变螺母或螺杆沿旋合长度方向的刚度，使受力越大的螺牙刚度越减小，减少螺距变化差，从而将部分力转移到原受力小的螺牙上。采用悬置螺母（图a），可提高螺栓疲劳强度达百分之四十；内斜螺母（图b），可提高螺栓疲劳强度达百分之二十；环槽螺母（图c），可提高螺栓疲劳强度达百分之三十。这些结构特殊的螺母制造费工，只在重要的或大型的联接中使用。

螺母选用较材料软，弹性模量低，容易变形，可改善螺纹牙受力分配，提高螺栓疲劳强度达百分这四十。

采用钢丝螺套，由菱形截面钢丝绕成，装于内外螺纹之间，可减轻螺纹牙受力的不均和冲击振动，可提高螺钉或螺栓疲劳强度达百分之三十。a)悬置螺母b)内斜螺母c)环槽螺母使螺纹受力均匀的方法钢丝螺套结构和应用2）避免附加应力

使用钩头螺栓，被联接件上支承螺栓头部或螺母的表面粗糙不平或倾斜，都会使螺杆产生附加的弯曲应力。以钩头螺栓为例，螺栓的预紧力为F'，其弯曲应力为：σb=F'e/(πd13/32)

若偏心距e=d1及预紧力为F'产生的拉应力σ=F'/(πd12/4)则σb=8F'

即弯曲应力是拉应力的8倍。因此，应避免产生弯曲应力，尽量不要使用钩头螺栓，工艺上要求螺纹孔轴线与联接中各承压面垂直。在结构设计时采取几种措施。

螺杆产生弯曲应力举例使栓杆在拧紧时不受螺纹力矩的措施使栓杆减免弯曲应力的措施

栓杆在拧紧时的螺纹力矩引起切应力也是一种附加应力。装配时用扳手在其末端加一相反力矩，可使栓杆在拧紧时不受螺纹力矩。

（3）减轻应力集中

螺纹的牙根和收尾、螺栓头部与栓杆交接处都有应力集中，是产生疲劳断裂的危险部位。为减轻应力集中，适当加大牙根圆角半径以可提高螺栓疲劳强度20～40%，或在螺纹收尾处用退刀槽、在螺母承压面以内的栓杆有余留螺纹等。（4）减小螺栓的应力幅

螺栓的最大应力一定时，应力幅越小，疲劳强度越高。在工作载荷F和剩余预紧力F”不变的情况下，减小螺栓刚度或增大被联接件刚度均可减小应力幅，但需相应提高预紧力F'。减小螺栓应力幅的措施

减小螺栓刚度的措施有：适当增大螺栓的长度；部分减小栓杆直径或作成中空的结构－柔性螺栓。柔性螺栓受力时变形量大，吸收能量作用强，也适于承受冲击和振动。在螺母下面安装弹性元件，当工作载荷由被联接件传来时，由于弹性元件的较大的变形，也能起到柔性螺栓的效果。

为了增大被联接件的刚度，在需用垫片密封的情况下，采用刚度大垫片；在要求的紧密密封联接的情况下，不用软垫片（图a），采用密封环结构（图b）。螺母下面安装弹性元件图两种密封方案的比较（5）选择恰当的预紧力并保持不减退

只适当地增大预紧力，也能提高螺栓的疲劳强度。由于零件接触面处的压陷作用，联接装配后的初期一段时间里，螺栓的预紧力有所减退。由图可知，可采用刚度小的螺栓和有承压凸缘的螺栓头部螺栓来减小减轻压陷。螺栓刚度不同时压陷对预紧力减退的影响（6）采用合理的制造工艺

制造工艺对螺栓疲劳强度有较大影响。采用冷镦头部和辗制螺纹时，由于冷作硬化的作用，表层有残余压应力，金属流线合理，螺栓疲劳强度比车制螺纹高35%左右。碳氮共渗、渗氮、喷丸处理也能提高螺栓疲劳强度。4.1.3螺栓组联接的计算大多数情况下螺栓都是成组使用的，构成螺栓组。设计时，常根据被联接件的结构和联接的载荷情况，确定联接的传力方式、螺栓的数目和布置。同一螺栓组通常都采用相同的螺栓材料、直径和长度，这样可以简化加工和装配工艺。通过对螺栓组联接的受力分析，求出联接中受力最大的螺栓及其工作载荷。

分析时，为简化计算，通常做以下假设：1)各螺栓的拉伸刚度或剪切刚度(即各螺栓的材料、直径和长度)及预紧力都相同；2)联接件和被联接件中的应力均在弹性极限内；3)预紧力在接合面间产生的压力是均布的。

首先对几种典型螺栓组进行分析，最后推至一般螺栓组的受力分析方法。受轴向力FQ的螺栓组联接如图为气缸盖螺栓组联接，其载荷通过螺栓组形心，因此各螺栓分担的工作载荷F相等。设螺栓数目为z，则受轴向力的螺栓组联接受横向力FR的螺栓组联接如图所示，横向载荷FR过螺栓组形心。载荷可通过普通紧螺栓联接（图a）或铰制孔用螺栓联接（图0b）两种不同方式传递。受横向力的螺栓组联接普通紧螺栓联接

联接靠接合面间的摩擦来传递载荷，螺栓只受预紧力F'。根据力的平衡得：μsF'mz=kfFR即F'=(kfFR)/(μsmz)

式中μs—接合面摩擦系数，对于钢铁零件，结合面干燥时，取0.10～0.16，结合面有油时，取0.06～0.10；m—接合面数目；z—螺栓数目；kf—考虑摩擦系数不稳定及摩擦传力有时不可靠而引入的可靠性系数，一般取1.1～1.5。铰制孔用螺栓联接如图b所示，联接靠螺栓杆受剪切力和螺栓杆与孔壁接触表面受挤压来传递载荷，假设各螺栓所受的横向工作载荷均相等，为Fs。根据平衡条件得：zFs=FR或Fs=FR/z实际上一般被联接件是弹性体，每个螺栓所受剪力并不相等，两端螺栓所受剪力较大，因此，设计时沿载荷方向布置的螺栓数目不宜超过6个，以免受力严重不均匀。3.受旋转力矩T的螺栓组联接图为一机座螺栓组联接，假设在T作用下，机座有绕螺栓组形心旋转的趋势，则每个螺栓联接都受有横向力，可通过普通紧螺栓联接(图32-31a)或铰制孔用螺栓联接(图b)两种不同方式传递。a)用普通紧螺栓联接b)用铰制孔用螺栓联接1受旋转力矩螺栓组联接紧螺栓联接该联接的螺栓必须普通有足够的预紧力F'。假设各螺栓联接接合面的摩擦力相等并集中在螺栓中心处，方向与螺栓中心至螺栓组中心的连线垂直，根据机座的静力平衡条件得μsF'r1+μsF'r2+…+μsF'rz=kfT或F'=kfT/[μs(r1+r2+…+rz)]=kfT/（μs∑ri）式中r1、r2、…、rz——各螺栓中心至螺栓组形心的距离，角注代表螺栓序号；μs和kf见前。2）铰制孔用螺栓联接

各螺栓所受剪力FS的方向垂直于螺栓中心至螺栓组形心的连线。忽略联接中的预紧力和摩擦力，根据机座的静力平衡条件得Fs1r1+Fs2r2+…+Fszr=T∑Fsiri=T

根据螺栓的变形协调条件，各螺栓的剪切变形量与螺栓中心至螺栓组形心的距离ri成正比。各螺栓的剪切变形量与其所受剪力Fsi成正比，则有：Fsmax/rmax=Fsi/ri=常数

各螺栓所受剪力可通过联立解上两式求出。螺栓1、4、5、8距螺栓组形心最远，受力最大，可得：Fsmax=Tr1/(r12＋r22＋…＋r82)=Trmax/∑Fsiri24.受翻转力矩M的螺栓组联接

图为一受翻转力矩M的螺栓组联接，采用普通螺栓。假设：被联接件是弹性体，其接合面始终保持为平面。拧紧后，各螺栓受相同的预紧力，在M作用下机座有绕通过螺栓组形心轴线O－O翻转的趋势，轴线左边螺栓受到工作载荷F，右边螺栓相当于受了负的拉力，其预紧力将减小。机座的左半边螺栓的紧固力增大，右半边机座的反抗压力以同样大小增大。根据机座的静力平衡条件得F1r1＋F2r2＋…＋Fzrz=M即M=∑Firi受翻转力矩的螺栓组联接

根据螺栓变形协调条件，螺栓的拉伸变形量和其中心至机座翻转轴线O－O的距离ri成正比。因为各螺栓拉伸刚度相同，所以各螺栓的工作载荷Fi也与螺栓轴线O－O的距离ri成正比，于是F1/r1=F2/r2=…=Fzi/rz图2中，螺栓1、10距机座翻转轴线最远，受工作载荷最大，联立解上两式可求出：F1=F10=Mr1/(r12＋r22＋…＋r102)即Fmax=Mrmax/∑ri25.受任意载荷的螺栓组联接在实际使用中，螺栓组所受的载荷经常是上述四种情况的不同组合。无论螺栓组受力情况如何，均可利用静力分析方法，将各种受力状态转化为上述四种基本受力状态的组合。按以下步骤进行分析：1)将载荷简化到螺栓组的几何形心；2)按以上四种典型的螺栓组联接受力分析方法,求出各简化载荷下螺栓的受力，并将其叠加；3)求出受力最大的螺栓及其载荷；4）进行螺栓的强度计算。4.1.4螺旋传动螺旋传动主要用以变回转运动为直线运动，同时传递能量或力，也可用以调整零件的相互位置，有时兼有几种作用。其应用很广，如螺旋千斤顶、螺旋丝杠、螺旋压力机等。把回转运动变为直线运动的几种基本方式。螺旋传动根据螺纹副的摩擦情况，可分为滑动螺旋、滚动螺旋和静压螺旋。螺旋传动的运动转变方式滑动螺旋传动

滑动螺旋构造简单、加工方便、易于自锁，应用最广，但摩擦大、效率低(30～40%)、磨损快、低速时可能爬行，定位精度和轴向刚度较差。

螺杆材料要有足够的强度、耐磨性和良好的加工性。常用A5、A6、45、50、65Mn、4Ocr、20CrMnTi钢等，机床丝杠等重要螺杆需经热处理。

螺母材料除要有足够的强度外，还要求在与螺杆材料配合时摩擦系数小和耐磨。常用的材料有铸锡青铜ZCuSnl0Pb1、ZCuSn5Pb5Zn5、铸造铝青铜ZcuAl10Fe3、铸造黄铜ZCuZn25Al6Fe3Mn3、球墨铸铁等。

滑动螺旋传动用梯形、矩形或锯齿形螺纹。工作时，螺杆承受轴向载荷和扭矩，螺杆和螺母的螺纹牙承受挤压、弯曲和剪切。

滑动螺旋的失效形式有：螺纹磨损、螺杆断裂、螺纹牙根剪断和弯断，螺杆较长时还可能失稳。螺杆的直径和螺母的高度常由耐磨性要求决定。传力较大时，应验算有螺纹部分的螺杆或其他危险部位以及螺母或螺杆螺纹牙强度。要求自锁时，应验算螺纹副的自锁条件。要求运动精确时，应验算螺杆的刚度，其直径常由刚度要求决定。对于长径比很大的受压螺杆，应验算其稳定性，其直径也常由稳定性要求决定；当水平安放时，还应注意其弯曲。对于高速长螺杆，则应验算其临界转速。

在设计时，可根据对螺旋传动的要求，进行必要的计算。考虑到螺杆受力情况复杂并有刚度和稳定性问题，计算其螺纹部分的强度和刚度时，截面的面积和惯性矩等可按螺纹内径计算。滚动螺旋传动图32-34为滚动螺旋传动的结构。当螺杆或螺母转动时，滚珠依次沿螺纹滚道滚动，将滑动摩擦变为滚动摩擦，借助挡珠器使滚珠经导路返回而不断循环。滚珠返回方式分外循环和内循环两种。图a为外循环，滚珠在螺母的外表面经导路返回槽中循环。图b为内循环，每一圈螺纹有一反向器，滚珠只在本圈内循环。一般螺母为3～5圈，圈数过多，受力不均匀，不能提高承载能力。滚动螺旋效率较高，在百分之九十以上。滚动螺旋也称为滚珠丝杠，已有专业化工厂按系列批量生产，设计时，可按产品样本选用。滚动螺旋传动静压螺旋传动静压螺旋实际上是采用静压流体润滑的滑动螺旋，效率可达99%，但构造较复杂，需要供油系统，加工不便。

如图a所示，压力油经节流器进入内螺纹牙两侧的油腔，然后经回油通路流回油箱。当螺杆不受力时，处于中间位置，而牙两侧的间隙和油腔压力都相等。当螺杆受轴向力Fa的液压力。在图b中，如果每一螺纹牙侧开三个油腔，则当螺杆受径向力Fr而下移，油腔A侧间隙减小，压力增高，B和C侧间隙增大，压力降低，从而产生一平衡Fr的液压力。静压螺旋传动的工作原理4.2轴类连接零件内容介绍：

机械零部件中有一部分零件结构形式基本一定，使用范围非常广，在应用过程中已经采用了标准化。对于这类零件，设计过程中除了要保证工作能力，同时要按照国家标准去进行选型和参数确定，本部分主要讨论常用标准件（螺纹连接、轴类连接零件和滚动轴承）的选择设计方法。学习中首先要掌握相关零件的国家标准规定和相关的基本概念，然后再分析掌握选型和设计方法。4.2.1键键和花键联接主要用于轴和带毂零件的周向固定以传递转矩。有些还可同时实现轴向固定以传递轴向力。1.键联接的类型和构造

键和花键联接有多种类型。键联接有平键、半圆键和斜键。花键联接分为矩形花键联接、渐开线花键联接和细齿渐开线花键联接。（1）平键联接

平键的两侧面是工作面，上表面与毂槽底面间有间隙，工作时，靠键与轴槽、毂槽的侧面的挤压传递转矩（图1）。平键联接结构简单、装拆方便、定心性较好、成本低廉，因而应用相当广泛。按用途，平键分为普通平键（GB1096一79）、导向平键（GB1097－79）和滑键三种。图1普通平键联接

普通平键用于静联接，按结构分为圆头（A型）、方头（B型）和一端圆头一端方头（C型）三种型式。A型和C型键的轴槽用指状铣刀铣出，A型键在键槽中固定牢固；B型键的轴槽用盘状铣刀铣出，常用螺钉紧固在键槽中。C型键用于轴头处。

导向平键和滑键用于动联接。导向平键（图2）一般用螺钉紧固在轴上，毂可以沿着键作轴向移动；滑键（图3）固定在毂上，随毂一同沿着轴上键槽移动。键与其相对滑动的键槽之间的配合为间隙配合。图2导向平键联接图

3滑键联接（2）半圆键联接半圆键联接的工作原理与普通平键一样(图4)，键的两侧面是工作面，具有平键的特点，但轴槽较深，对轴的削弱较大。主要用于轻载或位于轴端的联接，尤其适用于锥形轴。轴上键槽用半径与键相同的盘状铣刀铣出，因而键在槽中能绕其几何中心摆动以适应毂上键槽的斜度。图4半圆键联接（3）楔键联接由图5中可见，楔键的上下两面是工作面，分别与毂和轴上键槽的底面贴合。键的上表面及相配的轮毂键底面具有1：100的斜度。装配时将键打入键槽内，其上下面产生很大的压力，工作时靠此压力产生的摩擦力来传递转矩，还能传递单向的轴向力。其主要缺点是使轮毂与轴的配合产生偏心，在冲击、振动或变载下也容易松动，因此，不宜用于要求准确定心、高速和承受冲击、振动或变载的联接。图5楔键联接（4）切向键联接由两个斜度为1：100的楔键组成。装配时两斜面相互贴合，共同楔紧在轴毂之间（图6）。切向键的上下两面是工作面，键在联接中必须有一个工作面处于包含轴心线的平面之内，靠挤压力传递转矩。当传递双向转矩时，须用两个分布成120°～130°切向键。切向键也能传递单向的轴向力。切向键能传递很大的转矩，常用于重型机械。图6切向键联接（5）花键联接花键联接由具有多个沿周向均布的凸齿的外花键和对应有凹槽的内花键组成。靠轴和毂上的纵向齿的互压传递转矩，可用于静联接或动联接。

花键联接的齿布置对称，齿槽较浅，齿数多，总接触面积大，压力分布较均匀，齿根的应力集中较小，被联接件的强度削弱较少，因而有较高的承载能力；被联接件的定心较好，轴上零件沿轴移动时能得到较好的导引；但齿的制造要用专门的设备和工具。花键联接的应用日趋广泛，特别是作为轴毂的动联接更有其独特的优越性。花键可分为矩形花键、渐开线花键、细齿渐开线花键。分别见图7和图8、图-9。图7矩形花键图8渐开线花键图9细齿渐开线花键矩形花键联接以内径定心，有轻、中两个系列，分别适用于载荷较轻或中等的场合。键经热处理后的表面硬度应高于40HRC，轴和毂上的接合面经过磨削。矩形花键联接具有定心精度高、应力集中较小、承载能力较大等优点，应用很广。现在还有按旧标准生产的矩形花键联接是以外径定心和以侧面定心的，如图10a、b。外径定心适用于毂孔表面硬度不高于40HRC，键槽可用拉刀加工的情况。侧面定心因压力易于沿键长方向得到均匀分布，故较适用于载荷较重的场合，但不能保证轴线的精确定心。图10矩形花键联接图11渐开线花键联接渐开线花键与矩形花键比，渐开线花键齿根较厚，应力集中较小，承载能力大，使用寿命长，定心精度高，宜用于载荷和尺寸较大的联接。渐开线花键联接是由作用于齿面上的压力自动平衡来定心的，渐开线的制造工艺和齿轮制造完全相同，但压力角有30°和45°两种，齿根有平齿根和圆齿根两种。为便于加工，一般选用平齿根，但圆齿根有利于降低应力集中和减少产生淬火裂纹的可能性。在目前生产中，也有以外径定心的（见图11），这时，需要专用的滚刀和插刀切齿，常用于径向载荷较大的动联接。

细齿渐开线花键的齿较细，承载能力低，多用于载荷很轻或薄壁零件的联接或锥形轴上的辅助联接。细齿渐开线花键齿型有时也可做成三角形齿型。2.平键联接的设计计算设计键联接时，普通平键的宽度b和高度h按轴径d从标准中查得，键的长度L参考轴段长或毂长选，但应略小于轴段长。

键的材料一般用拉伸强度极限σB≥600Mpa的钢，常用45号钢。图12平键联接工作时的受力情况

图12为平键联接工作时的受力。对于使用常用材料和标准尺寸普通平键，主要失效形式是键、轴槽和毂槽三者中强度较弱的工作面被压溃（静联接）或磨损（动联接），键的剪断。重要的场合需验算键的剪切强度。通常设计时只作联接的挤压强度或耐磨性计算。

假设压力在键的接触长度内均匀分布，则其挤压强度的强度条件为(静联接)：σp=4T/(l'×h'×d)≤[σp](1)

耐磨性的条件性计算的强度条件为(动联接)：p=4T/(l'×h'×d)≤[p](2)

式中:T——传递的转矩，N·mm；d——轴的直径，mm；h'——键与毂的接触高度，mm，h'=h／2；h——键的高度；l'——键的接触长度，mm，A型l'=L－b，B型l'=L，C型l'=L－b/2；L、b——键的公称长度和宽度；[σp]——许用挤压应力，MPa；[p]——许用压强，MPa。见表1。表1平键联接的许用挤压应力[σp]和许用压强[p]联接方式许用应力键、轴和轮毂中最弱零件的材料载荷性质静载荷轻微冲击载荷冲击载荷静联接[σp]钢120～150100～12060～90铸铁70～8050～6030～45动联接[p]钢504030

计算后如强度不够，可适当增加键长。如强度还不够，可用双键，按180°布置，但计算时考虑到载荷分布的不均匀性，按1.5个键计算。4.2.2联轴器联轴器主要用于轴与轴之间的联接，以传递运动和转矩。联轴器类型很多，常用的已标准化。在设计时，先根据工作条件和要求选择合适的类型，然后按轴的直径、转速和计算转矩，从标准中选择所需要的型号和尺寸。

被联接的两轴轴线在理论上应该是同轴的，但由于制造、安装误差或工作时零件的变形等原因，被联接的两轴轴线会发生轴向位移、径向位移和角位移。为了适应不同位移、载荷，有各种类型的联轴器可选择。固定式刚性联轴器此类联轴器适用于两轴轴线能精确对中且载荷平稳的场合，不能补偿两轴轴线的相对位移。（1）套筒联轴器套筒联轴器由套筒和键组成（图14），其径向尺寸小，拆装时需轴向移动。套筒材料常用35或45号钢。图14套筒联轴器a)用凸肩和凹槽对中的凸缘联轴器b)用铰制孔螺栓对中的凸缘联轴器图15凸缘联轴器2）凸缘联轴器凸缘联轴器由两个半联轴器、螺栓和键组成。其对中性好，传递转矩大，在固定式联轴器中应用最广。按对中方式分为用凸肩和凹槽对中的凸缘联轴器（图a）和用铰制孔螺栓对中的凸缘联轴器（图15b）。半联轴器的材料常用中等强度的铸铁或钢。可移式刚性联轴器此类联轴器利用零件间的相对运动或间隙来补偿两轴轴线的相对位移。十字滑块联轴器十字滑块联轴器由两个端面有凹槽的半联轴器和一个两面都有凸榫的十字滑块组成（图16）。当轴回转时，滑块上的两凸榫可在两半联轴器的凹槽中滑动来补偿两轴轴线的径向位移。十字滑块联轴器，径向尺寸小，结构简单，但高速时十字滑块的偏心会产生较大离心力，因此该联轴器常用于低速。图16十字滑块联轴器齿轮联轴器齿轮联轴器由两个具有外齿的半联轴器和用螺栓联接起来的具有内齿的外壳组成。由于外齿轮的齿顶制成球面，齿侧制成鼓形，齿侧间隙较大，所以，这种联轴器可补偿两轴间的综合位移。其外形尺寸紧凑，工作可靠，传递扭矩大，但结构复杂，成本高，常用于低速的重型机械。图17齿轮联轴器3）万向联轴器万向联轴器由两个叉形零件和一个十字形零件组成（图18）。十字形零件的四端分别用铰链与两个叉形零件联接。两轴间的偏斜角位移可达45°。当主动轴以等角速度回转时，从动轴的角速度将作周期性的变化，从而产生动载荷。为消除从动轴的速度波动，通常将万向联轴器成对使用，并使中间轴的两个叉子位于同一平面上，同时，还应使主、从动轴的轴线与中间轴的轴线间的偏斜角相等，从而使主、从动轴的角速度相等。图18万向联轴器弹性联轴器该类联轴器具有弹性元件，靠弹性元件的弹性变形可补偿两轴轴线的相对位移、缓和载荷的冲击及吸收振动。其结构简单，制造方便，成本低。适用于转矩小、转速高、频繁正反转、需要缓和冲击震动的场合。图19弹性套柱销联轴器图20尼龙柱销联轴器弹性套柱销联轴器这种联轴器由两个半联轴器、带橡胶圈的柱销和键组成（图19）。它靠橡胶圈的弹性变形来补偿径向位移和角位移，靠安装时留出的轴向间隙来补偿轴向位移。

橡胶圈为易损件，因此，在设计时应留出安装距离A，以便于更换橡胶圈。尼龙柱销联轴器这种联轴器由两个半联轴器、尼龙圆柱销和键组成（图20）。为了防止柱销滑出，在半联轴器两端设有挡圈。图21梅花形弹性联轴器梅花形弹性联轴器这种联轴器是利用梅花形弹性元件置于两半联轴器凸爪之间实现联接（图21）。弹性元件的材料有丁腈橡胶、聚氨酯、尼龙等。半联轴器的材料有铸铁、铸钢、锻钢和铝合金等。4.3.1滚动轴承的功用、类型滚动轴承是标准件，用于支承轴颈的部件，有时也用来支承轴上的回转零件。滚动轴承使用、安装、维修方便、价格较便宜，应用广。采用滚动轴承的机器起动力矩小，有利于在负载下起动。对于同尺寸的轴颈，滚动轴承的宽度比滑动轴承小，可使机器的轴向结构紧凑。大多数滚动轴承能同时受径向和轴向载荷，因此轴承组合结构较简单。但滚动轴承存在承受冲击载荷能力较差；高速重载荷下轴承寿命较低；振动及噪声较大的缺点。

典型的滚动轴承构造如图1所示。由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。内圈、外圈分别与轴颈及轴承座孔装配在一起。多数情况是内圈随轴回转，外圈不动；但也有外圈回转、内圈不转或内、外围分别按不同转速回转等使用情况。滚动体使相对运动表面间的滑动摩擦变为滚动磨擦。根据不同轴承结构的要求，滚动体有球、圆柱滚子、圆锥滚子、球面滚子等（图2）。图1滚动轴承构造图2滚动体种类滚动体的大小和数量直接影响轴承的承载能力。在球轴承内、外圈上都有凹槽滚道，它起着降低接触应力和限制滚动体轴向移动的作用。保持架使滚动体等距离分布并减少滚动体间的摩擦和磨损。如果没有保持架，相邻滚动体将直接接触，且相对摩擦速度是表面速度的两倍，发热和磨损都较大。

滚动轴承的内、外圈和滚动体用强度高、耐磨性好的铬锰高碳钢制造，如GCrls、GCr15SiMn等，淬火后硬度达到61HRC～65HRC。保持架选用较软材料制造，常用低碳钢板铜合金、铝合金、工程塑料等材料。滚动轴承的类型滚动轴承的类型名称、代号、简图、性能和特点等列于表1中。表1常用滚动轴承的类型、代号、简图、性能和特点类型代号轴承类型名称、简图尺寸系列代号轴承性能特点基本额定动载荷比极限转速比价格比允许角偏斜0(6)双列角接触球轴承3233能同时承受径向和双向轴向载荷。1.6～2.1中1(1)调心球轴承(0)222(0)333外圈内表是以轴承中点为圆心的球面，可自动调心。主要承受径向载荷。0.6～0.9中1.83°2(3)调心滚子轴承13，2223，3031，3240，41与调心球轴承相似，可自动调心。主要承受径向载荷。承载能力高，允许角偏斜略小于调心球轴承。1.8～4低4.41°～2.5°2(9)推力调心滚子轴承929394外圈内表是球面，可自动调心。主要承受径向、单向轴向载荷载荷。1.7～2.2中1.5°～2.5°3(7)圆锥滚子轴承02，0313，2022，2329，3031，32能同时承受较大的径向和单向轴向载荷。内、外圈可分离,便于装拆、调整间隙。一般成对使用。1.5～2.5中1.72′4(0)双列深沟球轴承(2)2(2)3能同时承受径向和双向轴向载荷。径向和轴向刚度大于深沟球轴承。1.6～2.3中8′～16′5(8)推力轴承32121314只能承受单向轴向载荷。1低1.1≈0°5(8)双向推力轴承222324能承受双向轴向载荷。1低1.8≈0°6(0)深沟球轴承17，3718，19(0)0(1)0(0)2(0)3(0)4能同时承受径向和一定的双向轴向载荷。高速时可代替推力轴承。价格便宜。使用最广泛。1高18′～16′7（6）角接触球轴承19(1)0(0)2(0)3(0)4能同时承受径向和单向轴向载荷。接触角α有15°、25°很0°三种，接触角大的承受轴向载荷能力高。一般成对使用。1～1.4高2.12′～10′8(9)推力圆柱滚子轴承3212只能承受较大的单向轴向载荷。轴向刚度大。1.7～1.9低3.8≈0°N（2）圆柱滚子轴承（外圈无挡边）10(0)222(0)323(0)4能承受较大的径向载荷。内、外圈间可沿轴向自由移动,不能承受轴向载荷。1.5～3高22′～4′UC（0）外球面球轴承（带顶丝）23外圈外表面为球面，与轴承座的球面配合能自动调心。内圈用顶丝固定于轴上，拆装方便。1中2°～5°QJ(6)四点接触轴承(0)2(0)3内圈为两个环组成，内、外圈可分离。两边接触角均为35°，能同时承受径向和双向轴向载荷。旋转精度高。1.4～1.8高注：⑴表中括号内的数字在基本代号中可省略。

⑵基本额定动载荷比、极限转速比、价格比为同一尺寸系列的轴承与深沟球轴承之比。极限转速比比值＞90%为高，60%～90%为中，＜60%为低。

滚动轴承中套圈与滚动体接触处的法线和垂直于轴承轴心线的平面间的夹角α称为公称接触角。滚动轴承按所能承受载荷方向与公称接触角的不同分为两大类（图3）。（1）向心轴承主要用于承受径向载荷，其公称接触角从0°到45°。其中径向接触轴承（如深沟球轴承、圆柱滚子轴承等）公称接触角α=0°；向心角接触轴承（如角接触球轴承。圆锥滚子轴承等）0°＜α＜45°。

（2）推力轴承主要用于承受轴向载荷，其公称接触角大于45°到90°。其中轴向接触轴承（如推力球轴承、推力圆柱滚子轴承等）α=90°；推力角接触轴承（如推力角接触球轴承、推力调心滚子轴承等）45°＜α＜90°。图3滚动轴承的公称接触角2.滚动轴承的代号

滚动轴承代号是用字母加数字来表示轴承的结构、尺寸、公差等级、技术性能等特征的产品符号。国家标准GB/T272——93规定的轴承代号由三部分组成：前置代号基本代号后置代号

基本代号是轴承代号的核心。前置代号和后置代号都是轴承代号的补充，用于轴承结构、形状、材料、公差等级、技术要求等有特殊要求的轴承，一般情况的可部分或全部省略。1）基本代号

轴承的基本代号包括三项内容：类型代号、尺寸系列代号和内径代号。类型代号尺寸系列代号内径代号①类型代号。用数字或字母表示不同类型的轴承，如表32.7所示。②尺寸系列代号。由两位数字组成。前一位数字代表宽度系列（向心轴承）或高度系

列（推力轴承），后一位数字代表直径系列。滚动轴承的具体尺寸系列代号见表2，示意图见图4。尺寸系列表示内径相同的轴承可具有不同外径，而同样外径又有不同宽度（或高度），由此用以满足各种不同要求的承载能力。表2滚动轴承尺寸系列代号直径系列代号向心轴承推力轴承宽度系列代号高度系列代号801234567912尺寸系列代号7－－17－37－－－－－－－8－08182838485868－－－－9－09192939495969－－－－0－00102030405060709010－1－01322131415161719132－282021222324252627292122238303132333－－－739313234－04－24－－－－749414245－－－－－－－－－95－－图4滚动轴承尺寸系列代号示意图③内径代号。表示轴承公称内径的大小，用数字表示，见表3。表3轴承内径代号轴承公称内径d(mm)内径代号示例100062036——深沟球轴承2——尺寸系列代号(0)203——d=17(mm)12011502170320～480（22，28，32除外）04～96轴承内径d（mm）=内径代号×5322076——圆锥滚子轴承22——尺寸系列代号07——d=7×5=35(mm)0.6～10(非整数)用公称内径毫米数直接表示,与尺寸系列代号间用“/”分开。230/500，62/22，618/2.52、6——调心滚子轴承、深沟球轴承30、2、18——尺寸系列代号500、22、2.5——d=500，22，2.5(mm)1～9(整数)22,28,32≥5002）前置代号

前置代号用字母表示。L——可分离轴承的可分离内圈或外圈，如LN207。R——不带可分离内圈或外圈的轴承，如RNU207（N表示内圈无挡边的圆柱滚子轴承）。K——滚子和保持架组件，如K83207。WS、GS——分别为推力圆柱滚子轴承的轴圈、座圈，如WS83207、GS83207。3）后置代号

后置代号共有8组，其顺序如表4所列。表4后置代号顺序2345678内部结构密封、防尘与外部形状变化保持架及其材料轴承材料公差等级游隙配置其他各组后置的代号含义如下：

①内部结构代号为：C、AC和B——分别代表公称接触α=15°、25°和40°；E——代表增大承载能力进行结构改进的加强型；D——为刨分式轴承；ZW——为滚针保持架组件，双列；代号示例如：7210B、7210AC、NU207E。

②密封、防尘与外部形状变化代号的含义为：K、K30——分别表示锥度1∶12和1∶30的圆锥孔轴承，代号示例如1210K、24122K30；R、N、NR——分别表示轴承外留有止动挡边、止动槽、止动槽并带止动环，代号示例如6210N；—RS、－RZ、－Z、－FS——分别表示轴承一面有骨架式橡胶密封圈（接触式为RS、非接触式为RZ）、有防尘盖、毡圈密封，代号示例如6210—RS（同样轴承若两面有橡胶密封圈则为6210－2RS）。

③保持架代号表示保持架在标准规定的结构材料外其他不同结构型式与材料。如A、B——分别表示外圈引导和内圈引导；J、Q、M、TN——分别表示钢板冲压、青铜实体、黄铜实体和工程塑料保持架。

④轴承材料代号。

⑤公差等级代号有/P0、／P6、／P6x、／P5、／P4、/P2——分别表示标准规定的0、6、6x、5、4、2公差等级；2级精度最高，0级最低，0级可以省略不写，代号示例如6203、6203／P6。

⑥游隙代号有／C1、／C2、一、／C3、／C4、／C5——分别表示标准规定的游隙1、2、0、3、4、5组（游隙量自小而大）；0组不注，代号示例如6210、6210／C4。公差等级代号和游隙代号同时表示时可以简化，如6210／P63表示轴承公差等级P6级、径向游隙3组。

⑦配置代号表示成对安装的轴承三种配置型式（图5），／DB——背对背安装；／DF——面对面安装；／DT——串联安装；代号示例如32208／DF、7210C／DT。

⑧其他在振动、噪声、摩擦力矩、工作温度、润滑等方面有特殊要求的代号可查阅有关标准。图5成对安装的轴承三种配置型式3．滚动轴承的类型选择选择滚动轴承类型时，应考虑轴承的工作载荷（大小、性质、方向）、转速及其它使用要求。

1)转速较高、载荷较小、要求旋转精度高时宜选用球轴承；转速较低、载荷较大或有冲击载荷时则选用滚子轴承。

2)轴承上同时受径向和轴向联合载荷，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承；若径向载荷较大、轴向载荷小，可选用深沟球轴承；而当轴向载荷较大、径向载荷小时，可采用推力角接触球轴承、四点接触球轴承或选用推力球轴承和深沟球轴承的组合结构。

3)各类轴承使用时内、外圈间的倾斜角应控制在允许角偏斜值之内，否则会增大轴承的附加载荷而降低寿命。

4)刚度要求较大的轴系，宜选用双列球轴承、滚子轴承或四点接触球轴承，载荷特大或有较大冲击力时可在同一支点上采用双列或多列滚子轴承。轴承系统的刚度高可提高轴的旋转精度、减少振动噪声。

5)为便于安装拆卸和调整间隙常选用内、外圈可分离的分离型轴承（如圆锥滚子轴承、四点接触球轴承）。

6)选轴承时应注意经济性。球轴承比滚子轴承便宜。同型号尺寸公差等级为P0、P6、P5、P4、P2、的滚动轴承价格比约为1∶1.5∶2∶7∶10。4.3.2滚动轴承的受力分析、载荷计算、失效和计算准则1.滚动轴承的受力分析滚动轴承在工作中，在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷）Fa作用下，可认为各滚动体平均分担载荷，即各滚动体受力相等。当轴承在纯径向载荷Fr作用下（图6），内圈沿Fr方向移动一距离δ0，上半圈滚动体不承载，下半圈各滚动体由于个接触点上的弹性变形量不同承受不同的载荷，处于Fr作用线最下位置的滚动体承载最大，其值近似为5Fr/Z（点接触轴承）或4.6Fr/Z（线接触轴承），Z为轴承滚动体总数，远离作用线的各滚动体承载逐渐减小。对于内外圈相对转动的滚动轴承，滚动体的位置是不断变化的，因此，每个滚动体所受的径向载荷是变载荷。图6滚动轴承径向载荷的分析图7角接触轴承的载荷作用中心2.滚动轴承的载荷计算1）滚动轴承的径向载荷计算

一般轴承径向载荷Fr作用中心O的位置为轴承宽度中点。

角接触轴承径向载荷作用中心O的位置应为各滚动体的载荷矢量与轴中心线的交点，如图7所示。角接触球轴承、圆锥滚子轴承载荷中心与轴承外侧端面的距离a可由直接从手册查得。

接触角α及直径D，越大，载荷作用中心距轴承宽度中点越远。为了简化计算，常假设载荷中心就在轴承宽度中点，但这对于跨距较小的轴，误差较大，不宜随便简化。图8角接触轴承受径向载荷产生附加轴向力1)滚动轴承的轴向载荷计算当作用于轴系上的轴向工作合力为FA，则轴系中受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=FA，不受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=0。但角接触轴承的轴向载荷不能这样计算。

角接触轴承受径向载荷Fr时，会产生附加轴向力FS。图8所示轴承下半圈第i个球受径向力Fri。由于轴承外圈接触点法线与轴承中心平面有接触角α，通过接触点法线对轴承内圈和轴的法向反力Fi将产生径向分力Fri；和轴向分力FSi。各球的轴向分力之和即为轴承的附加轴向力FS。按一半滚动体受力进行分析，有FS≈1.25Frtanα(1)

计算各种角接触轴承附加轴向力的公式可查表5。表中Fr为轴承的径向载荷；e为判断系数，查表6；Y为圆锥滚子轴承的轴向动载荷系数，查表7。表-5角接触轴承附加轴向力公式承类型角接触球轴承圆锥滚子轴承70000C(α=15°)70000AC(α=25°)70000B(α=40°)30000FSeFr0.68Fr1.14FrFr/(2Y)角接触轴承附加轴向力的方向是由轴承外圈的宽边指向窄边，通过内圈作用于轴上。角接触轴承一般应成对使用。图9角接触轴承所受的轴向载荷计算角接触轴承所受的轴向载荷Fa1、Fa2时，要同时考虑附加轴向力FSl、FS2和作用于轴上的其他工作轴向力FA。如图9，若FSl＋FA＞FS2，由于轴承Ⅱ的右端已固定，轴不能向右移动，根据轴系轴向力的平衡关系，则Fa2=FSl＋FA；同理，若FS2＞FSl＋FA，则Fa2=FS2。因此，轴承Ⅱ所受的轴向力必然是下列两值中较大者Fa2=FS2（2)Fa2=FSl＋FA(-3)

用同样方法分析，可得轴承Ⅰ所受的轴向力是下列两值中较大者Fa1=FSl(4)Fa1=FS2－FA(5)

当轴上轴向力FA与图示方向相反时，FA应取负值。3.滚动轴承的失效和计算准则滚动轴承的主要失效形式有：

（1）滚道和滚动体表的疲劳点蚀滚动轴承工作时内、外套圈间有相对运动，滚动体既自转又围绕轴承中心公转，滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力。工作若干时间后，各元件接触表面上都可能发生接触疲劳点蚀。点蚀会使轴承工作时振动、噪声和发热急剧增大。

（2）轴承的塑性变形过大的静载荷或冲击，会使滚动体或套图滚道上将出现不均匀的塑性变形。这时，轴承的摩擦力矩、振动、噪声都将增加，运转精度也降低。

（3）轴承磨粒磨损在多尘和滚道内有污垢的条件下工作，可造成滚动体与套圈产生磨粒磨损。从而使运转精度也降低，产生振动和噪声。

决定轴承尺寸时，要针对主要失效形式进行必要的计算。针对点蚀失效应进行寿命计算，针对塑性变形失效应进行静强度计算，针对磨损失效可采用合理的润滑措施和密封装置来解决。高速轴承还应校核极限转速。4.3.3寿命计算和轴承选择1.滚动轴承的寿命计算大部分滚动轴承是由于疲劳点蚀而失效的。轴承中任一元件出现疲劳点蚀前内外套圈间的相对运转的总转数或一定转速下的工作小时数称为轴承寿命。

对一组同一型号的轴承在相同工作条件下运转，实际寿命大不相同，最高的和最低的可能相差几十倍。对一个具体轴承很难预知其确切寿命，但一批轴承则服从一定的概率分布规律，用数理统计的方法处理数据可分析计算一定可靠度R或失效概率n下的轴承寿命。

可靠度为90％、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命称为轴承的基本额定寿命，以符号L10（106r）或L10h（h）表示。图10滚动轴承的寿命与载荷关系曲线滚动轴承的寿命随载荷增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图34-10。基本额定寿命为一百万转（106r）时轴承所能承受的恒定载荷为基本额定动载荷C。对于向心轴承为径向基本额定动载荷Cr，对于推力轴承为轴向基本额定动载荷Ca。Cr、Ca可在滚动轴承产品样本或有关手册中查得。

实验表明，滚动轴承的寿命与载荷的曲线方程可表示为PεL10=常数=Cε×1(6)

式中P——当量动载荷，N；L10——基本额定寿命，以106r为单位；ε——寿命指数，球轴承。ε=3，滚子轴承ε＝10／3。

滚动轴承承受的当量动载荷为P时，其基本额定寿命L10的计算公式为L10=（C/P）ε106r(7)

若轴承工作转速为nr／min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命L10h=（C/P）ε106/60n=（C/P）ε16670/nh(8)

若已知轴承的当量动载荷P和轴承的预期使用寿命L'h，可按下式求得相应的计算额定动载荷C'，选用轴承型号的C值应大于或等于C'。C≥C'=P（nL'h/16670）1/ε(9)

表34-6的为轴承的预期使用寿命L'h，可供参考。通常参照机器大修期限决定轴承的预期使用寿命。表6滚动轴承的预期使用寿命L'h荐用值使用条件预期使用寿命(h)不经常使用的仪器设备300～3000短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果，如手动机械、农业机械、自动送料机3000～8000间断使用的机械，中断使用将引起严重后果，如发电站辅助设备、流水作业的传动装置、带式运输机、车间吊车8000～12000每天8小时工作的机械，但经常不是满载荷使用，如电机、一般齿轮装置、压碎机、起重机、和一般机械10000～25000每天8小时工作的机械，满载荷使用，如机床、工程机械、印刷机械、分离机、离心机20000～3000024小时连续工作的机械，如压缩机、泵、电机、轧机齿轮装置、纺织机械40000～5000024小时连续工作的机械，中断使用将引起严重后果，如纤维机械、造纸机械、电站主要设备、给排水设备、矿用泵、矿用通风机100000在计算轴承寿命时，由于基本额定动载荷C为径向基本额定动载荷Cr或轴向基本额定动载荷Ca，若滚动轴承同时受径向载荷Fr和轴向Fa载荷的作用，需将实际工作载荷Fr、Fa转化为当量动载荷P，才能与额定动载荷进行比较。当量动载荷P的计算公式为P=fd（XFr+YFa）(10)

式中X、Y——径向动载荷系数和轴向动载荷系数，可由表7查取。fd——冲击载荷系数，考虑机械工作时的振动和冲击，可由表8选取。表7滚动轴承当量动载荷计算的X、Y值表8冲击载荷系数fd载荷性质机器举例fd平稳运转或轻微冲击电机、水泵、通风机、气轮机1.0～1.2中等冲击车辆、机床、起重机、冶金设备、内燃机1.2～1.8强大冲击破碎机、轧钢机、振动筛、工程机械、石油钻机1.8～3.0表34-7中e是一个判断系数。试验证明，轴承Fa／Fr≤e或Fa／Fr＞e时，其X、Y值是不同的。单列向心轴承或角接触轴承当Fa／Fr≤e时，Y＝0，P=fdFr，即轴向载荷对当量动载荷的影响可以不计。深沟球轴承和角接触球轴承的e值随Fa／C0r的增加而增大。Fa／C0r展映轴向载荷的相对大小，它通过接触角的变化而影响e值。

圆柱滚子轴承与滚针轴承只能承受径向力，当量动载荷Pr=fdFr；推力轴承只能承受轴向力，其当量动载荷Pa=fdFa。

特殊情况下轴承的寿命的计算可按以下方法：

（1）一般轴承零件表面硬度为6lHRC～65HRC，所能承受的工作温度可达120℃。若表面硬度降至58HRC以下或在高温中使用，会影响轴承的承载能力。此时，基本额定动载荷C要按下式修正：CT=gTC(11)CH=gHC(12)

式中CT——经过温度修正的基本额定动载荷，N；gT——温度系数，参考表9取值；CH——经过材料硬度修正的基本额定动载荷，N；gH——硬度系数，gH＝（HRC/58）3.6。表9温度系数gT工作温度℃＜120125150175200225250300gT1.000.950.900.850.800.750.700.60（2）载荷和转速有变化的滚动轴承寿命计算为(13)

式中nm——平均当量转速，nm=n1a1＋n2a2＋…＋nkak；Pm——平均当量动载荷，Pm=（n1a1P1ε＋n2a2P2ε＋…＋nk

（3）可靠度不是90％、特殊轴承性能和运转条件时的滚动轴承额定寿命为Lna=a1a2a3L

式中：a1——可靠性寿命修正系数。可直接由表10查取。高可靠度情况下R＞0.9的数值直接由轴承标准给出。可靠度R为100％的轴承寿命可近似取为Lmin＝0.05L10。

a2——寿命修正系数。通过专门的轴承设计、采用特殊种类与质量的材料或特殊的制造工艺可使轴承具有特殊性能。a3——轴承运转条件系数。这里包括润滑条件、外来有害物质存在与否以及引起材料性能改变的条件等。a2、a3推荐值由有关轴承制造厂提供。表10可靠性寿命修正系数a1可靠度R%4050607080909596979899a1球7.015.454.142.001.9610.620.530.440.330.21滚子6.845.344.072.981.952.滚动轴承的静强度计算静载荷是指轴承套圈相对转速为零时作用在轴承上的载荷。为了限制滚动轴承在静载荷下产生过大的接触应力和永久变形，需进行静载荷计算：C0≥S0P0(15)

式中：C0（径向C0r，轴向C0a）——基本额定静载荷，可由设计手册直接查得；

S0——安全系数，可参考表11选取。

P0——当量静载荷；对于α≠0的向心轴承，P0r=X0Fr+Y0Fa或Fr，取其大者。X0和Y0分别为径向静载荷系数和轴向静载荷系数，可由轴承目录查取；对于α=0的向心轴承，P0r=Fr；对于α=90°的推力轴承，P0a=Fa；对于α≠0的推力调心滚子轴承当Fr≤0.55Fa时，P0a=Fa+2.7Fa。表11轴承静载荷安全系数轴承使用情况使用要求、载荷性质和使用场合S0旋转轴承对运转精度和平稳性要求高，或受冲击载荷一般情况对运转精度和平稳性要求较低，没有冲击载荷或振动1.5～40.5～3.50.5～0.3不旋转轴承或转速极低的轴承水坝闸门装置、附加载荷小的大型起重吊钩吊桥、附加载荷大的小型起重吊钩≥1≥1.5～1.6推力调心滚子轴承≥43．极限转速滚动轴承的极