西北工业大学机械设计期末复习材料.pptx

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1、5、闭式蜗杆传动的功率损耗主要包括哪三部分？6、简述闭式蜗杆传动为什么要进行热平衡计算？闭式蜗杆传动的功率损耗包括三部分：轮齿啮合的功率损耗，轴承中摩擦损耗和搅动箱体内润滑油的油阻损耗。由于蜗杆传动的传动效率低，工作时发热量大，在闭式蜗杆传动中，如果产生的热量不能及时散逸，油温将不断升高，使润滑油稀释，从而导致齿面磨损加剧，甚至发生胶合。所以对闭式蜗杆传动，要根据单位时间内的发热量1等于同时间内的散热量2的条件，进行热平衡计算，以保证油温在规定的范围内。因为在开式齿轮传动中，磨粒磨损的速度比产生点蚀的速度还快，在点蚀形成之前，齿面的材料已经被磨掉，故而一般不会出现点蚀现象。第1页/共100页7

2、、解释轴承代号6208、7210AC深沟球轴承，内径40mm，正常宽，直径系列2，0级公差，0组游隙。角接触球轴承，内径50mm，正常宽，直径系列2，公称接触角25，0级公差，0组游隙。8、简述形形成液体动压润滑有哪三个条件？、相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；、被油膜分开的两表面间必须有足够的相对滑动速度；其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出；、润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。第2页/共100页第一章绪论1-1机械工业在现代化建设中的作用1-2机器的基本组成要素1-3本课程的内容、性质与任务1、机器的基本组成要素是。机械零件3、下列八种机械零件：汽车发动机的阀门弹簧；起重

3、机的抓斗；汽轮机的轮叶；车床变速箱中的齿轮；纺织机的织梭；飞机的螺旋桨；柴油机的曲轴；自行车的链条。其中有（C）是专用零件而不是通用零件。A、三种B、四种C、五种D、六种第3页/共100页第二章 机械设计总论2-1机器的组成2-2设计机器的一般程序2-3对机器的主要要求2-4机械零件的主要失效形式2-5设计机械零件时应满足的基本要求2-6机械零件的计算准则2-7机械零件的设计方法2-8机械零件设计的一般步骤2-9机械零件材料及其选用2-10机械零件设计中的标准化2-11机械现代设计方法简介第4页/共100页2、在湿热环境工作的零件应选用（）。A、45钢或20钢B、不锈钢或铜合金C、灰铸铁或球墨

4、铸铁D、粉末冶金材料B3-1材料的疲劳特性第三章机械零件的强度极限应力：sr、srN寿命系数：第5页/共100页工程上通常采用简易画法将等寿命曲线以直线来近似替代第6页/共100页3-2机械零件的疲劳强度计算零件的极限应力图第7页/共100页疲劳安全区屈服安全区第8页/共100页4、零件的工作安全系数为（）。A、零件的极限应力比工作应力B、零件的极限应力比许用应力C、零件的工作应力比极限应力D、零件的工作应力比许用应力A6、当 一 零 件 受 脉 动 循 环 变 应 力 时，其 平 均 应 力 是 它 的 最 大 应 力 的。50%第9页/共100页3-4机械零件的接触强度两圆柱体接触线接触5

5、、机械传动中，两零件接触位置连续改变，在做接触疲劳计算时，极限应力应是一（）。A、对称循环的极限接触应力B、脉动循环的极限接触应力C、不变的极限接触应力D、对称循环的疲劳极限应力B第10页/共100页第四章摩擦、磨损及润滑概述第11页/共100页 干摩擦状态：边界摩擦摩擦状态：按摩擦界面间的润滑剂情况分类 混合摩擦 流体摩擦油膜第12页/共100页零件的磨损过程大致可分为三个阶段。4-2磨损磨损基本类型 粘附磨损、磨粒磨损、疲劳磨损、冲蚀磨损、腐蚀磨损、微动磨损。第13页/共100页4-3润滑剂和添加剂和润滑方法润滑油的粘度（运动粘度、动力粘度）及牌号润滑油的粘温特性4-4流体润滑原理简介10

6、、微动磨损是一种甚为隐蔽的复合磨损，它发生在名义上相对静止，实际上 存在循环的微幅相对滑动 的两个紧密接触表面。举例如：轴与孔的过盈配合面、滚动轴承外圈的配合面等。第14页/共100页第五章 螺纹连接和螺旋传动5-1螺纹螺纹设计计算题计算螺栓小径时，精确到小数点后第三位，即使是零也要圈上！不允许取3.14！第15页/共100页普通螺纹分粗牙和细牙，一般用粗牙。1、普通螺纹普通螺纹(三角形螺纹)2、矩形螺纹3、梯形螺纹4、锯齿形螺纹5、圆柱管螺纹以管的内径为公称直径。6、圆锥螺纹第16页/共100页、外径（大径）d在标准中称公称直径。、内径（小径）d1在强度计算中，作为危险截面的计算直径）。二、

7、螺纹的主要参数、中径d2、螺距P、导程S、线数nS=nP第17页/共100页5-2螺纹连接的基本类型及标准连接件一、螺纹连接的基本类型1、螺栓连接2、双头螺柱连接3、螺钉连接4、紧定螺钉连接应用场合？第18页/共100页螺纹连接在装配时必须预先拧紧，称为紧连接。5-3螺纹连接的预紧5-4螺纹连接的防松防松的方法很多，就其工作原理，可分为三类：摩擦防松、机械防松、破坏螺纹副关系的永久防松。螺纹连接防松的实质是防止螺纹副的相对转动。第19页/共100页5-5螺栓组连接的设计一、螺栓组连接的结构设计、连接接合面的几何形状常设计成轴对称的简单几何形状。第20页/共100页当螺栓连接承受弯矩和扭矩时，应

8、使螺栓的位置靠近连接接合面的边缘，以减少螺栓的受力。、螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。受力合理受力不合理铰制孔螺栓，在平行于载荷方向不要成排地布置8个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均。第21页/共100页、螺栓的排列应有合理的间距和边距。布置螺栓时，各螺栓轴线间及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应按扳手所需的活动空间的大小来决定。第22页/共100页对压力容器等紧密性要求较高的重要连接，螺栓的间距不得大于推荐的数值。、分布在同一圆周上的螺栓数目，应取4、6、8等偶数；同一螺栓组中各螺栓的材料、尺寸均应相同，以便于互换、加工、拆装，且经济。、避免螺栓承受偏心载荷。第23页/共100页、横向载荷用普

9、通螺栓连接连接靠接合面间的摩擦力平衡外载荷，螺栓只受预紧力。每个螺栓所需的预紧力为F0，根据力平衡有由此得预紧力F0为：（5-9）二、螺栓组连接的受力分析、横向载荷用铰制孔螺栓连接第24页/共100页2、受旋转力矩T的螺栓组连接、受旋转力矩用普通螺栓组连接fF0fF0、受旋转力矩用铰制孔螺栓组连接第25页/共100页3、受轴向载荷F 的螺栓组连接设螺栓数目为z，则作用在单个螺栓上的轴向载荷F即为：（5-14）第26页/共100页4、受倾覆力矩M的螺栓组连接第27页/共100页1、仅承受预紧力的紧螺栓连接二、紧螺栓连接的强度计算设计式为：14、仅受预紧力作用的紧螺栓连接，在计算时可只按拉伸强度计

10、算，并将预紧力增大30%，其原因是考虑（拉伸和扭转的联合作用）。13、对于普通螺栓连接，在拧紧螺母时，螺栓所受的载荷是(拉力和扭矩)。第28页/共100页2、承受预紧力和工作拉力（轴向载荷）紧螺栓连接汽缸盖的螺栓连接拉伸强度条件（5-33）设计式：第29页/共100页受横向工作载荷时，常采用铰制孔用螺栓连接。螺栓杆与孔壁间无间隙。3、承受工作剪力的紧螺栓连接螺栓杆的剪切强度条件为：螺栓杆的挤压力度条件为：5-7螺栓连接件的材料及其许用应力螺纹连接件的许用拉应力:sS（5-37）第30页/共100页1、如图示，卷筒与齿轮用普通螺栓连接在一起（螺栓个数），轴不旋转，卷筒与齿轮在轴上旋转。已知卷筒所

11、受旋转力矩螺栓分布直径，卷筒与齿轮接合面间摩擦系数，防滑系数，螺栓材料的屈服极限，安全系数S=3。试设计该螺栓组的螺栓小径。解：设螺栓受预紧力、计算螺栓所需预紧力、计算许用应力：、计算螺栓小径第31页/共100页2、如图所示，拉杆螺纹连接，已知拉杆所受载荷F=56kN，拉杆材料Q235的许用应力，试设计该拉杆螺纹的小径。解：拉杆螺纹连接为松连接，则螺纹小径第32页/共100页5-8提高螺栓连接的措施从各方面采取提高螺栓连接的措施，是螺纹连接设计和正确使用螺栓所必需的。平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂键槽底面间有间隙，工作时靠轴槽、键及毂槽的侧面受挤压来传递转矩。、平键连接第六章 键、花键、无

12、键连接和销连接6-1键连接第33页/共100页、半圆键连接键的侧面为工作面，键的上表面与毂槽底面间有间隙，工作时靠其侧面的挤压来传递扭矩。第34页/共100页楔键的上下面为工作面。、楔键连接 第35页/共100页、切向键连接 两个楔键沿斜面拼合后相互平行的上、下两面为工作面。第36页/共100页1、键的选择二、键的选择和键连接的强度计算尺寸选择：键的主要尺寸为键的剖面尺寸（键的宽度b键高h表示）与长度。键的剖面尺（b及高度h）按轴径d从标准中查得,长度L按轮毂长度从标准中查得，但应比轮毂长略短些。2、平键连接的强度计算平键连接(静连接)：主要失效形式是键、轴槽、和毂槽三者中强度最弱的工作面被压

13、溃。极个别情况也有键被剪断。一般键的强度最弱。第37页/共100页17、普通平键连接的承载能力，通常取决于（）。A、轴的挤压强度B、键的剪切强度C、键的弯曲强度D、键工作表面的挤压强度D20、普通平键连接强度校核的内容主要是（）。A、校核键侧面的挤压强度B、校核键的剪切强度C、AB两者均需校核D、校核磨损。A导向平键滑键连接(动连接)：工作面的磨损16、当轮毂轴向移动距离较小时，可以采用（）连接。A、导向平键B、平键C、半圆键D、滑键A原题中：A、连接件中较弱材料的挤压强度改正：A、轴的挤压强度第38页/共100页三、铆缝的受力及破坏形式、设计计算要点第七章铆接、焊接、胶接和过盈连接71铆接电

14、弧焊缝的基本形式、特性及应用示例72焊接73胶接74过盈连接22、过盈连接的强度计算是校核包容件和被包容件的强度。第39页/共100页第八章 带传动8-1概述 带传动常用于中心距大，传动比要求不高，功率不大的高速级传动。第40页/共100页8-2带传动工作情况分析一、带传动的受力分析而带的紧、松边拉力之差就是带传递的有效圆周力Fe。、由紧边和松边拉力产生的应力三、带传动的应力分析、由带弯曲产生的应力带轮直径越小，带越厚，弯曲应力愈大。、由离心力产生的应力离心力引起的拉应力作用在带的全长上，且各处大小相等。第41页/共100页带中各截面上的应力大小，如用自该处所作的径向线(即把应力相位转90)长

15、短可画成如图所示的应力分布图。可见，带在工作中所受的应力是变化的，最大应力由紧边进入小带轮处。第42页/共100页最大应力由紧边进入小带轮处，其值为max=1+c+b1在一般情况下，弯曲应力最大，离心应力较小。离心应力随带速的增加而增加。显然处于变应力状态下工作的传动带，当应力循环次数达到某一值后，带将发生疲劳破坏。（8-11）最大应力点：紧边进入小带轮处。第43页/共100页带传动的弹性滑动和打滑现象8-3普通V带传动的设计计算 带传动的主要失效形式是打滑和带的疲劳破坏。因此，带传动的设计准则是：在保证带工作时不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。带传动的设计计算8-4V带轮的设计第44

16、页/共100页在自由状态下，普通V带两侧面间的夹角是40，而带在带轮上弯曲时，由于截面形状的变化使带的楔角变小(如右图所示)，为使带与槽接触良好，轮槽角必须与之相适应，就规定：普通V带轮槽角为32、34、36、38。8-5V带的张紧、安装与防护第45页/共100页滚子链接头形式第九章 链传动9-1链传动的特点及应用9-2传动链的结构特点第46页/共100页过渡链节过渡链节连接当链节数为奇数时,需用一个过渡链节,如图所示。由于过渡链节的弯链板工作时受到附加弯曲应力，其强度仅为通常链节的80%左右，故设计时应尽量避免奇数链节。第47页/共100页3、链与轮啮合的基本参数链的节距p，滚子外径d1，内

17、链节宽度b1，排距pt（多排）。链条上相邻销轴的中心距称为节距p，它是链传动的主要参数。滚子链的标记为链号排数链节数标准代号例如：A系列滚子链，链节距p=25.4mm，双排，链节数88，则其标记方法为：16A-288GB/T124320064、滚子链的标准链节距p等于链号乘以25.4mm/16第48页/共100页9-4链传动的工作情况分析9-3滚子链轮的结构和材料第49页/共100页链传动的瞬时传动比特殊情况：只有在z1=z2(D1=D2)、a=np时（=），i恒等于1。链传动的传动比与链条绕在链轮上的多边形特征有关，故将这种瞬时传动比的变化等现象称为链传动多边形效应。换言之，只有在i=1，且

18、传动的中心距恰为链节数的整数倍时，传动比才能在全部啮合过程中保持不变。第50页/共100页链传动的动载荷链传动的传动比与链条绕在链轮上的多边形特征有关，故将这种瞬时传动比的变化等现象称为链传动多边形效应。9-5链传动的失效形式、计算准则和设计计算9-6链传动的布置、张紧、润滑与防护30、链传动中的节距越大，链条中各零件尺寸越大，链传动的运动不均匀性越大。31、链传动瞬时传动比是变量，其平均传动比是常数。第51页/共100页10-1概述一、齿轮传动的主要特点第十章齿轮传动二、分类1、按齿轮传动的工作条件分：开式、半开式和闭式传动。2、按齿面硬度分：软齿面（硬度350HBS）和硬齿面(硬度350H

19、BS)齿轮传动。10-2齿轮传动的失效形式和设计准则一、齿轮传动的主要失效形式轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形。第52页/共100页34、圆柱齿轮传动，当齿轮分度圆直径不变，而减小模数时，可以（改善传动的平稳性）。二、齿轮传动的设计准则1、闭式软齿面齿轮(350HBS)传动易发生齿面点蚀而失效。故通常先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。2、闭式硬齿面齿轮(350HBS)传动36、齿轮传动中，轮齿的齿面疲劳点蚀通常首先发生在（靠近节线的齿根部分）。37、直齿圆柱齿轮传动，当齿轮分度圆直径不变，而减小模数增加齿数时，则（降低了轮齿的弯曲强度）。第53页/共100

20、页3、开式（半开式）齿轮传动 开式（半开式）齿轮传动的主要失效形式是齿面磨损，而且在轮齿磨薄后往往会发生轮齿折断。故目前多是按齿根弯曲疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数适当增大。10-3齿轮的材料及其选择原则对齿轮材料性能的基本要求齿面应有较强的抗点蚀、抗磨损和较高的抗胶合能力，而齿轮的齿根应有较高的抗折断能力，即要求：齿面硬、齿芯韧。金属软齿面齿轮，在确定大小齿轮硬度时应注意使小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高30一50HBS或更多。易发生轮齿折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。第54页/共100页 这是因为小齿轮受载荷次数比大齿轮多，且小齿轮齿

21、根较薄为使两齿轮的轮齿接近等强度，小齿轮的齿面要比大齿轮的齿面硬一些。当速度较高时，小齿轮齿面对大齿轮的齿面有一定的冷作硬化效应，因此大齿轮的许用接触疲劳强度值可提高20%。但应注意硬度高的齿面，Ra也要相应的减小。10-4齿轮传动的计算载荷即pca=Kp=KFn/L（N/mm）(K为载荷系数)（10-1）K=KAKvKK（10-2）第55页/共100页KA 原动机及工作机的性能对轮齿实际所受载荷大小的影响，一、使用系数 KA Kv是考虑由于齿轮及安装的不精确，以及受载后还要产生弹性变形，而引入的系数。二、动载系数 Kv三、啮合齿对间载荷分配系数 K K大小取决于：载荷大小、啮合刚度、制造误差

22、、修缘。四、齿向载荷分布不均系数 K 考虑齿向载荷集中对轮齿强度的影响第56页/共100页10-5标准直齿圆柱齿轮的强度计算方向：Ft主反(受阻力)，从同(受驱动力)（相对于转速的方向）Fr指向各自轮心受力分析：39、直齿圆柱齿轮作接触强度计算时取节点处的接触应力为计算依据，其载荷由一对轮齿承担。第57页/共100页齿形系数，只与齿廓形状有关，而与模数无关。齿根弯曲疲劳强度的设计公式齿根弯曲疲劳强度的校核公式YSa载荷作用于齿顶时，计及齿根过渡圆角处应力集中作用的应力校正系数。第58页/共100页（10-9a）设计公式（10-8a）校核公式注意的问题：两齿轮的齿面接触应力是相等的，即H1=H2

23、许用接触应力H 不同，将小的代入，齿面接触疲劳强度计算 10-6齿轮传动的设计参数，许用应力与精度选择第59页/共100页弯曲疲劳极限应力图中的FE为脉动循环应力的极限应力，若为对称循环应力时，则极限应力值降为脉动应力的70%。第60页/共100页一、轮齿的受力分析（在节点分析）10-7标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算主动轮轴向力方向：左、右手定则。从动轮轴向力方向：Fa1=Fa2。圆周力Ft的判断主反从同。径向力Fr方向指向轮心。第61页/共100页10-8标准圆锥齿轮传动的强度计算轮齿的受力分析圆周力方向：主反从同；径向分力方向：指向各自轮心；轴向分力方向：分别指向大端。10-9变位齿轮传动

24、的强度计算概述10-11齿轮传动的润滑 齿轮传动时,相啮合的齿面间承受很大压力,又有相对滑动,所以必须进行润滑。润滑油除减小摩擦外，还可以散热。第62页/共100页1、右图为二级斜齿圆柱齿轮减速器，已知主动轮1的螺旋角及转向，为使装有齿轮2和齿轮3的中间轴的轴向力较小，请作图标出各齿轮啮合点处的作用力（分别用表示），并确定2、3、4齿轮的螺旋方向。第63页/共100页习题10-1试分析图示各齿轮所受的力，并标注其余斜齿轮的合理旋向。第64页/共100页 第十一章 蜗杆传动11-1蜗杆传动的类型11-2普通圆柱蜗杆传动的主要参数及几何尺寸计算蜗杆的直径系数：（11-1）蜗杆传动传动比：为了限制滚

25、刀数目并便于滚刀的标准化，国标对每种标准模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1。第65页/共100页蜗杆传动的标准中心距为：(11-4)42、蜗杆传动变位的特点1、配凑中心距2、微量改变传动比3、为了提高蜗杆传动的承载能力及传动效率。第66页/共100页11-3普通圆柱蜗杆传动的承载能力计算 一、蜗杆传动的失效形式、设计准则及常用材料蜗杆传动的失效形式 点蚀，齿根折断、齿面胶合、过度磨损。2、设计准则开式多发生齿面磨损及轮齿折断 应以保证齿根的弯曲强度作为开式的设计准则。闭式多发生齿面胶合或点蚀设计准则为接触疲劳强度，校核弯曲疲劳强度，热平衡计算。第67页/共100页二、蜗杆传动的受力分析力的

26、方向判别 径向力：Fr 指向各自的轴线（中心）圆周力：Ft 主反从同 轴向力：Fa1 蜗杆左右手螺旋定则。圆周力:轴向力:径向力:主动轮从动轮作用力与反作用力关系:第68页/共100页如图所示为二级蜗杆传动，已知主动蜗杆1为螺旋线方向和转向。请作图标出各蜗杆蜗轮啮合点处的作用力（分别用表示），并确定蜗杆3、蜗轮2和4的螺旋方向。（注：要求蜗轮2与蜗杆3的轴向力方向相反）第69页/共100页11-5普通圆柱蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计算一、蜗杆传动的效率 闭式蜗杆传动的功率损耗包括三部分：齿面间啮合摩擦损耗、蜗杆轴上轴承的摩擦损耗和搅动箱体内润滑油的溅油损耗。蜗杆传动的总效率为：二、蜗杆传动的

27、润滑 三、蜗杆传动的热平衡计算 由于蜗杆传动的传动效率低，工作时发热量大，在闭式蜗杆传动中，如果产生的热量不能及时散逸，油温将不断升高，使润滑油稀释，从而导致齿面磨损加剧，甚至发生胶合。所以对闭式蜗杆传动，要根据单位时间内的发热量1等于同时间内的散热量2的条件，进行热平衡计算，以保证油温在规定的范围内。第70页/共100页40、带蜗轮-蜗杆传动通常需作热平衡计算的主要原因是：（）。A、传动比较大B、传动功率较大C、蜗轮材料较软D、传动效率较低11-6蜗杆和蜗轮的结构C41、在润滑良好的条件下，为提高蜗杆传动的啮合效率，可采用的方法为()A、减小齿面滑动速度vsB、减少蜗杆头数z1C、增加蜗杆头

28、数z1D、增大蜗杆直径系数qD第71页/共100页第十二章滑动轴承12-1概述12-2径向滑动轴承的主要结构型式常用的径向滑动轴承有整体式和对开式（剖分式）两大类12-3滑动轴承失效形式及常用材料滑动轴承的失效形式：磨粒磨损、刮伤、咬粘(胶合)、疲劳剥蚀、腐蚀。12-4轴瓦的结构12-5滑动轴承润滑剂的选用第72页/共100页12-6不完全液体润滑滑动轴承设计计算设计准则：保证边界膜不破裂。47、校核内容：轴承的平均压力pp、轴承的pvpv、滑动速度vvpp：限制过度磨损。pvpv：限制温升，避免胶合。vv：限制局部pv值超过许用值。也可：vv：限制局部磨损和胶合。选择题46、第73页/共10

29、0页12-7流体动力润滑径向滑动轴承设计计算油膜能承受外载荷的条件：或问形成流体动压的条件、相对运动表面必须形成收敛的楔形间隙；、两表面必须有一定的相对滑动速度，其运动方向必须 使润滑油由大口流入、小口流出；、润滑油必须有一定的粘度，供油充分。第74页/共100页第十三章 滚动轴承13-2滚动轴承的主要类型及其代号13-1概述一、滚动轴承的主要类型、性能与特点 二、滚动轴承的代号 1、基本代号1调心球轴承3圆锥滚子轴承5推力球轴承6深沟球轴承7角接触球轴承51、滚动轴承接触角越大，承受轴向载荷的能力也越大。第75页/共100页2、内径代号：右起一二位（数字）d=10,12,15,17mm时，代

30、号00010203d=20480mm时d=代号5(mm)轴承内径是指轴承内圈的内径，常用d表示3、直径系列代号：基本代号右起第三位数字094、宽度系列代号：基本代号右起第四位数字09（多数轴承0不标注：正常宽）直径系列代号和宽度系列代号统称为尺寸系列代号第76页/共100页5、公差等级代号：精度高低公差等级24566x0代号/P2、/P4、/P5、/P6、/P6x、/P00为普通等级普通等级可省略标注6、游隙代号：代号：/C1、/C2、/C3、/C4、/C51组2组0组3组4组5组游隙小大0为常用的游隙组别在轴承代号中不标出第77页/共100页13-3滚动轴承类型的选择13-4滚动轴承的工作情

31、况13-5滚动轴承尺寸的选择一、滚动轴承的失效形式及基本额定寿命1、失效形式：疲劳点蚀（主要）、塑性变形、磨粒磨损、胶合。2、滚动轴承的计算准则3、寿命轴承在点蚀破坏前所经历的转数(以106为单位)或小时数称为轴承的寿命。4、基本额定寿命第78页/共100页按一组轴承中10%的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不发生点蚀破坏前的转数(以106为单位)或小时数作为轴承的基本额定寿命。对于具有基本额定动载荷C的轴承，当它受到的当量动载荷P恰好为C时，基本额定寿命就是106r。三、滚动轴承寿命的计算公式48、滚动轴承基本额定动载荷所对应的基本额定寿命是（）。A、B、C、CD、49、当转速较低、同时受径

32、向载荷和轴向载荷，要求便于安装时，宜选用（）。A、深沟球轴承B、圆锥滚子轴承C、角接触球轴承D、推力球轴承B48、B改错第79页/共100页（13-5）（13-6）滚动轴承的当量动载荷(13-8)第80页/共100页五、角接触轴承和圆锥滚子轴承的 径向载荷Fr与轴向载荷Fa的计算 派生轴向力的方向与外加轴向力方向一致的轴承标为2号轴承，另一端标为轴承1。、派生轴向力的方向与外加轴向力方向一致的轴承标为2号轴承，另一端标为1号轴承。、通过计算、分析，判断哪个轴承被“压紧”，哪个轴承被“放松”。按给定公式计算派生轴向力，方向：外圈宽边指向窄边。第81页/共100页、被“压紧”的轴承所受的轴向力则等

33、于：除去本身派生的轴向力外，其余各轴向力的代数和。被“放松”的轴承所受的轴向力等于本身派生的轴向力。第82页/共100页计算题3、滚动轴承组合结构如下图所示，采用一对7206C轴承；已知：，载荷系数，派生轴向力；两轴承判断系数均为，当时，X=1，Y=0；时，X=0.44，Y=1.2。、求当量动载荷P，、判断哪个轴承是危险轴承。解：、求当量动载荷P、派生轴向力：、轴承的轴向力：轴承1被压紧，轴承2被放松。、求当量动载荷轴承1：X1=0.44，Y1=1.2，轴承2：X2=1，Y2=0。第83页/共100页计算题3、滚动轴承组合结构如下图所示，采用一对7206C轴承；已知：，载荷系数，派生轴向力；两

34、轴承判断系数均为，当时，X=1，Y=0；时，X=0.44，Y=1.2。、求两轴承的当量动载荷P，、判断哪个轴承是危险轴承。解：、求当量动载荷PX1=0.44，Y1=1.2，X2=1，Y2=0，、求当量动载荷、P1P2，所以轴承1是危险轴承。第84页/共100页计算题4、轴承组合结构如下图所示，采用一对30204轴承；派生轴向力；受力如图，载荷系数，两轴承判断系数均为，当时，X=1，Y=0；时，X=0.4，Y=1.7。、求两轴承的当量动载荷P，、判断哪个轴承是危险轴承。解：、求当量动载荷P、派生轴向力：、轴承的轴向力：轴承1被压紧，轴承2被放松。、求当量动载荷轴承1：X1=0.4，Y1=1.7，

35、轴承2：X2=1，Y2=0。第85页/共100页计算题4、轴承组合结构如下图所示，采用一对30204轴承；派生轴向力；受力如图，载荷系数，两轴承判断系数均为，当时，X=1，Y=0；时，X=0.4，Y=1.7。、求两轴承的当量动载荷P，、判断哪个轴承是危险轴承。解：、求当量动载荷P、求当量动载荷轴承2：X2=1，Y2=0。、P1P2，所以轴承1是危险轴承。第86页/共100页13-6轴承装置的设计轴承的配置1、双支点各单向固定常用的轴承配置方法有三种2、一支点双向固定、另一端支点游动3、两端游动支承50、对于温度变化不大的短轴，考虑结构简单，轴承部件的轴向固定方式宜采用（）。A、两端固定B、两端

36、游动C、一端固定一端游动D、A，B，C均可以滚动轴承的密封装置轴承游隙及轴上零件位置的调整A第87页/共100页第十四章 联轴器和离合器14-1 联轴器的种类和选择 一、固定式刚性联轴器1、套筒联轴器应用：适用于载荷不大、工作平稳、两轴严格对中并要求联轴器径向尺寸小的场合。3、凸缘联轴器结构简单，成本低、传递扭矩较大，但对轴的刚性、对中性要求较高，装拆时需作轴向移动。第88页/共100页适用于转速n250rpm、轴的刚性较大、无剧烈冲击的场合二、挠性联轴器、十字滑块联轴器 1、无弹性元件的挠性联轴器、滑块联轴器 常用于小功率、高转速而无剧烈冲击的场合。、十字轴式万向联轴器常用于两轴线偏角位移较

37、大的场合，在汽车、机床中得到广泛应用。第89页/共100页14-2联轴器的选择53、两轴对中性较差，工作中有一定冲击振动时，一般宜选用（）联轴器。A、凸缘式B、套筒式C、十字滑块式D、弹性套柱销式D54、受中等冲击载荷、支承刚度较差、速度较高的两轴之间宜选用（）。A、弹性柱销联轴器B、凸缘联轴器C、十字滑块联轴器D、万向联轴器A计算联轴器的计算转矩按轴上的最大转矩作为计算转矩：由轴径d、扭矩Tca和转速n查联轴器标准，确定联轴器具体型号。第90页/共100页14-3离合器52、离合器与联轴器的不同点是它（）。A、实现过载保护B、可以将两轴的运动和载荷随时脱离和接合C、能够补偿两轴间的角位移D、

38、能够补偿两轴间的综合位移B第91页/共100页第十五章 轴、工作时既承受弯矩又承受转矩的轴称为转轴。15-1概述、用来支承转动零件 且只承受弯矩而不传递转矩的轴称为心轴。转动心轴 固定心轴、用来传递转矩而不承受弯矩或所承受的弯矩很小的轴称为传动轴。55、若转动心轴工作时，外载荷大小、方向均不变，则轴的弯曲应力的性质是：（）。A、对称循环变应力B、脉动循环变应力C、静应力D、非对称循环变应力A第92页/共100页二、轴设计的主要内容 轴的设计主要包括两方面的内容：结构设计和工作能力的计算。三、轴的材料 轴的结构设计包括定出轴的外形和全部结构尺寸。15-2轴的结构设计第93页/共100页错误 正确

39、要求轴肩高度滚动轴承内圈高度第94页/共100页、联轴器键槽应为通槽、联轴器应有轴向固定、轴与端盖应有间隙、轴与端盖之间应有密封装置 图示为一对圆锥滚子轴承，外圈窄边相对安装的轴系结构（注：滚子轴承采用脂润滑，齿轮采用油润滑，倒角和圆角忽略不计）。试按对应序号、在答题册上说明结构错误。、齿轮连接处轴头应比轮毂短、齿轮和联轴器键槽应在同一母线上、齿轮应有定位轴肩、两轴承应面对面安装（正装）、右轴承处轴端与端盖不应接触、两轴承处应有挡油环、两端盖与箱体之间应有调整垫片、箱体为整体结构，安装拆卸不方便第95页/共100页、联轴器应有轴向固定、联轴器和齿轮键槽应在同一母线上、轴与端盖应有间隙、右轴承压

40、入距离过长，不利于安装、拆卸、轴与端盖应有间隙、轴与端盖之间应有密封装置、套筒高度应小于轴承内圈高度、两轴承应面对面安装（正装）、齿轮连接处轴头应比轮毂短、两轴承箱内侧处应有挡油环、轴肩高度应小于轴承内圈高度、右轴承处轴端与端盖不应接触、两端盖与箱体之间应有调整垫片 图示为一对使用角接触轴承安装的轴系结构（注：滚动轴承采用脂润滑，齿轮采用油润滑，倒角和圆角忽略不计）。试按对应序号、在答题册上说明结构错误。、齿轮键槽应贯通。第96页/共100页15-3轴的计算结构设计时，常用此法初步估算轴颈（15-2）计算出的直径为轴的最小直径dmin，若该剖面有键槽时应将计算值适当增大，还需考虑相应标准件的孔径。56、在轴的结构设计中，轴的最小直径是按扭转强度条件来初步确定的。第97页/共100页14班作业评分标准5优4优3优2优1优0优1次补交及1及格：3分1次旷交：6分7064585246401良：1.5分1良+：+3分基础分：第98页/共100页56班作业评分标准4优3优2优1优0优1次补交及1及格：3分1次旷交：6分70645852461良：1.5分1良+：+3分基础分：第99页/共100页感谢您的观看！第100页/共100页