机械设计期末复习要点.pdf

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1、机械设计总复习要点以及典型例题第 三 章 机械零件的强度1 .交变应力的描述OL平均应力，6,一应力幅值，G m“一最大应力，媪“一最小应力，r 一应力比（循环特性）2 .材料和零件。一“疲劳曲线的绘制，注意三点坐标，材料：。玲，金，。（4,0）,零件3 .单向稳定变应力时的疲劳强度计算应力比为常数：r=CS =5 n a x =cabm ax。+CTa例题：1.某轴受弯曲稳定变应力作用。最大工作应力0ma x=5 0 0 M P a ,最小工作应力0mM=2 0 0 M P a。已知轴的材料为合金调质钢，其对称循环疲劳极限b T=4 5 0 M P a。脉动循环疲劳极限b o=7 O O M

2、 P a,屈服极限as=8 0 0 A/P a。试求：1）绘制材料的简化极限应力图（每1刈代表1 0 M pa ）2）按简单加载在图上表示出零件的工作应力点N和材料的强度极限点E3）计算材料强度极限的平均应力0mt和应力幅（7 r a4）指出零件可能发生的主要失效形式，并计算零件的安全系数。解：1）材料的简化极限应力线图如下:ca=rmax-bm=500 350=150A/尸aO-.=45Q MPa-1b=7 00MPaas=8 0 0 M P a2)零件的工作应力点和N材料的强度极限点E见图示3)求E点的坐标(。加)OE线的方程：*(y=k x)EC线的方程：(7r a-0 =-(a,-80

3、0)(y-y0=/c(x-x0)联立OE和EC方程解得：r m=560Mp a,(7r a=2 4 0 M P a。4)V N处于。GC的区域内，故零件的主要失效形式为屈服失效._%,”+*_ s _ 800%”+%350+1502.某试件材料应力循环基数N0=5xl()6次，*=170VPa,m=9。试问：当工作应力0=300MPa,试件寿命为多少？解：V 6：NN =0：NON6=3.0 x 1 0 4 次第五章螺纹连接复习要点：1.螺纹联接的类型与标准联接件2 .螺纹联接的预紧3 .螺纹联接的防松4 .螺纹联接的强度计算*F松螺栓联接强度计算：%d：/4 L仅受预紧力的紧螺栓联接强度计算

4、：b g受 轴 向 载 荷 的 单 个 紧 螺 栓 联 接 静 强 度 条 件：其 中：螺栓的总拉力为c a 乃d；/4 L单个螺栓连接的受力一变形线图承受工作剪力的紧螺栓联接F螺栓杆的剪切强度条件为：r =KsT口、N/义/=1采用较制孔用螺栓，靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩7。F F 二 Tv-F T,4 a x=Inax/i=l,2/=1（3）受轴向载荷的螺栓组联接若作用在螺栓组上轴向总载荷区作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组的对称中心，则各个螺栓受载相同，每个螺栓所受轴向工作载荷为：F旦Z通常，各个螺栓还承受预紧力/的作用，当联接要有保证的残余预紧力为时，每个螺栓所承受的

5、总载荷巴为:FS（4）受倾覆力矩的螺栓组联接:/Adobe Flash Player liG中3日二卜文件9查看&）控制舞助0 Q 3t AJURATOR白 机 楹&计谏 Q机叔设计期E M.cro*of P L，Adobe H ih，Adobe Fl oh （S）Q?，：9 急 婚 口一 23 38倾覆力矩加作用在联接接合面的一个对称面内，底板在承受倾覆力矩之前，螺栓己拧紧并承受预紧力 或。作用在底板两侧的合力矩与倾覆力矩/平衡，即：M =*、,由此可以求出最大工作载荷:/=1F-m a xm ax-/=1例1.一 个 厚 度 为2 5 m m的 薄 板 用8个A H 6的配合螺栓连接在较厚

6、的机架上，螺栓分布在直径为=2 0 0 m m的圆圈上，其它尺寸如图所示（单位：m m）.已知：薄板受外力载荷火=1 6 0 0 0%,螺栓的许用剪力应力H=9 6 M P a ,螺栓及板孔表面的许用挤压应力上p =1 9 0人俨。，螺栓受剪面直径d =l m m o 试求：1）判断螺栓组中哪个螺栓受力最大？并计算受力的大小；2）校核螺栓组联接的强度。Z=5005号螺栓受力最大，其值大小为:.R RL 1 6 0 0 1 6 0 0 x5 0 08 8。Ax-8 8 x0 2 0 02 2=1 2 0 0 N2）校核螺栓组连接的强度螺栓所受的最大剪应力为：r=-j-=-=539 MPa r=9

7、6MPax 万 兀 乂174 4螺栓及板孔表面所受的最大挤压应力为：=-=4 7.1 MPa Ks-FQPNKF1.2 x4 0 0 00.1 5=3.2X1()4Nf3）确定螺栓直径大小查表，确定选用M 2 0 的 螺 栓（其小径4=1 7.2 9 4 1 7.1 5,满足要求）。例 3.已知某气缸，缸中压力在尸=0-1.5，/2之间变化，气缸内径。=2 5 0 加，螺栓分布圆/mm直 径。O=346MM,为 保 证 紧 密 性，要 求 螺 栓 间 距/W 1 2 0 加 优 o 若 所 选 螺 栓 的 屈 服 极 限=360 1ymm 2，安全系数S =3。剩余预紧力0 P =1.5F ,

8、尸为单个螺栓的工作载荷。试确定螺栓的数目Z和直径大小：公称直径d141618202430螺纹小径d.11.8 3513.8 3515.29 417.29 420.7 3526.211解：1）确定螺栓数目Z取螺栓间距/=10 0 m m ,则Z =量2=0 9 个 取 Z R 个2）气缸盖最大工作载荷区&=P.7tDT=1 5 x 14=7 3630N3）单个螺栓工作载荷厂为心生二变也=6 1 3 6 Z 124）螺栓总拉力Q 为。=0 尸 +尸=1.5/+E =2 5 F =2.5 x 6136=1534 0 N5）螺栓许用拉应力 为同咚=*1 2 0 口6）螺栓小径4为,4 x 1.3x 1

9、53 后V n x 120=14.54 mm故选用“18螺栓，其小径出=15.29 4 14.54 ,满足使用要求。例4.铸铁支架由4个M 16（其小径4=13.8 35 w w ）的普通螺栓安装于混凝土立柱上，尺寸如图示。已 知 载 荷R =8 000 N,接 面 间 摩 擦 系 数/=0.3,防 滑 系 数K s=1.2,螺栓材料的屈服极限%=36。M P a,安全系数S =3，取 螺 栓 的 预 紧 力=9 000 N。试求：1）所取螺栓的预紧力是否满足支架不滑移条件；2）校核螺栓强度（不考虑支架和螺栓刚性的影响）；3）若取混凝土的许用挤压应力口 =25 M P a,接合面支撑面积N =

10、4 x l（P掰?2 ,抗弯截面模量=5 x 10$加加3 ,校验连接的接合面能否保证不出现间隙和不压溃。解：1）螺栓组受力分析R向形心。简化，得：横向载荷火=8 000 N倾覆力矩 M =R L =8 000 x 4 00=3.2 x 06N-mm螺栓最大工作拉力五ma x为:-X ,4/=Fmax”=3.2x 10 6 Foo。4/4 x 2002）校验预紧力支架不滑移时，应有Z Q p,f N K s-R QPNKs-R 1.2 x 8 000Z-/4 x 0.3=8 000 N ，现取 Qp=9 000N,故满足要求。3）校核螺栓强度当不考虑支架和螺栓刚度的影响，螺栓受的总拉力0为:Q

11、 =Qp +C11a x =9 000+4 000=13000N许用应力口 =寮=-=1 2 0 MP a1.3。1.3x 13000-，一g r 1=-=112.4M P a 0故支架上端不会出现间隙。贴合面间最大压应力C p ma x为Z QP M 4 x 9 000 3.2 x l O6，小+=-j-+-工=.54MPaPmax A w 4X1Q4 5X1()6因%，ma x KsF Q E1.3 x 5 3 000.2x 2x 2=8 6 1 2.5 N.%(%x l.3 Q p _ 1 4 x l.3 x 8 6 1 2j力 b V 1 3 0=1 0.4 7 mm查表，用1 4 的

12、螺栓(4 =1 1.8 3 5 1 0.4 7)2.上图中，若螺栓个数Z =l,用 2 0的螺栓连接，螺栓小径&=1 7.3?加。螺栓材料的许用应力=10 0%加2,钢板间的摩擦系数接所能承受的最大横向载荷b.f=0.1 5,为使连接可靠,要求摩擦力比外载荷大20%,试确定此连解:f-QpZ-i Ks-FcaL 3。?nd4 1由得林口4 x 1.3弋当产E0 82 N代入得F f&p Z iKs0.1 5 x 1 8 08 2 x l x 2-=4 5 2 N1.2答:所能传递的最大横向载荷厂=4 5 21 N。3.刚性凸缘联轴器传递最大转矩T=4 00N m,主 要 尺 寸 如 图 所示：

13、。0=M 2 5 M,d =45m t n,L=。联轴器用6个 1 2的普通螺栓连接,联轴器与轴之间采用C型普通平键连接,要求：1）若校核材料许用应力匕=J O M P a,连接表面间摩擦系数/=0.2,连接的可靠性系数（防滑系数）舄=1.2,试校核连接强度.（已知M 1 2螺栓的小径 4 =1 0.1 06加加）2）若普通平键的键宽6 =1 4加优，键高/?=9加根，连 接 的 许 用 挤 压 应 力=8 0 M P a ,试校核该键连接的强度。3）指出螺栓连接和键连接哪个强度不足，并指出两种改进措施（注：不允许改变联轴器和键连接的尺寸）。一/小 -T -J 夕6&_巳阳_L_ J _L_解

14、：1）单个螺栓所需预紧力ZR Qp-f Ks-TZ-R QP-f KsT.、今J=L 2 x k l =6 4 00NZ 与 f 6 x 竺 x 0.22 22）校核螺栓连接强度%“=?=1.3 x 6 4 0=IO3.7 W 小-7 t d -7 T X 1 0.1 06 24 1 47。M P a故连接的强度不足。3）校核键连接强度2T x i()3op=-d-1-k2T x i。3”,一；0.4”_ 2x 4 00 x 1()34 5 x 1 6 5-y j x 0.4 x 9=?)5MPaaP=S0MPa：.键连接强度不足4）综上所述，螺栓连接及键连接强度均不足，为此可采取如下方法:提

15、高螺栓材料的强度级别采用配合螺栓连接采用减荷装置或减载销钉增大被连接面的摩擦系数采用双键结构第 六 章 键、花键和销连接1.某齿轮分别用A型普通平键或B型普通平键与轴连接，设轴径d =03 O w w ,轮毂长L=4 5磨机，所选键为：键A 8 X3 6 G B 1 09 6-7 9与键B 1 6 X3 6 G B 1 09 6-7 9,轮毂许用应力口,，=8 0加%,试确定这两种联接所能传递的扭（转）矩。（”=8义7）解:27 x 1 03dlkW MP.T/dlk cyp对于A键：I=L b；左=0.4。.3 0 x(3 6-8)x 0.4 x 7 x 8 0 .T-L-=94N2x l

16、03对于 B 键：/=L =3 6；k=0.4/?答：A型和B型键分别能传递T =9 4 N-相和T =1 21 N 加的 扭（转）矩。机 械 传 动（带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动）第 八 章 带 传 动掌握带传动的特点，应用场合带传动的打滑和弹性滑动以及工作情况分析：打滑一传动失效弹性滑动一带传动中因带的弹性变形变化所导致的带与带轮之间的相对运动，称为弹性滑动。弹性滑动是带传动的固有特性。弹性滑动导致：从动轮的圆周速度v2主动轮的圆周速度vl,速度降低的程度可用滑动率e来表示:二 x00%匕（1）受力分析：F-FO=FO-F2,或者尸|+尸2=2后打滑之前，由负载所决定的传动带的有效拉

17、力为：Fc=P/v,显然有：Fc=F，且：Fe=Ff=Fi F2；ef a欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系，带传动的最大有效拉力F=2eJ+1预紧力Fo t f最大有效拉力尸 8 t包角a t f最大有效拉力冗c t摩擦系数f f最大有效拉力及 t（2）带传动的应力分析带传动在工作过程中带上的应力有：拉应力：紧边拉应力、松边拉应力；离心应力：带沿轮缘圆周运动时的离心力在带中产生的离心拉应力；弯曲应力：带绕在带轮上时产生的弯曲应力。、带传动的应力分析bmax=/+0+ah 离心拉应力：ac=p v紧边拉应力：巧=土A 松边拉应力：5,=理-A 小轮处弯曲应力：b”=华 a-i 大

18、轮处弯曲应力：2=半d d 2再 演 示 遍份点击按钮，步进演示应力分布图v带传动的设计准则一在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。第 九 章 链 传 动掌握链传动的特点，应用场合链传动的工作情况分析：何谓链传动的多边形效应？第十章齿轮传动掌握齿轮传动的特点，应用场合齿轮传动的失效形式及设计准则失效形式：轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形设计准则：闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触疲劳强度为主。闭式硬齿面或开式齿轮传动，以保证齿根弯曲疲劳强度为主。齿轮传动的受力分析：分析过程要点：（1）以主动轮为分析对象。（2）左 旋 齿 轮（蜗杆）用左手，而右旋齿轮（蜗杆）用右手，拇指方

19、向指向轴线方向，四指方向与主动轮转动方向相同。（3）主动轮的圆周力&与转动方向相反（从动轮的圆周力月2与转动方向相同），径向力F1垂直指向轴线，轴 向 力,a l 与拇指方向相同。（4）锥齿轮轴向力上 a l 指向大端。（5）从动轮受力的方向用牛顿第三定律判断。标准直齿圆柱齿轮强度计算一、轮齿的受力分析以节点尸处的啮合力为分析对象，并不计啮合轮齿间的摩擦力，可得:F口t=邛-F万 2 7；+万冗 2 7；T=鼻 ta n a =-L ta n a Fn=-cos a&c o s a接触线单位长度上的最大载荷为：Pa=Kp=其中K为载荷系数，其值为：K=K g K a K BKA 使用系数，K

20、v 一动载系数，Ka-齿间载荷分配系数，KB 齿向载荷分布系数齿根弯曲疲劳强度校核计算公式为：=力 A J标准斜齿圆柱齿轮强度计算V4尸=且 _=C O S PFr=F t a n at工=居 t a n,卬 F，K=c os a=2 1 t a n/-%4 c os an c os p 67,/力 ,锥齿轮传动的受力分析:标准锥齿轮传动的强度计算 出二、轮齿的受力分析直齿锥齿轮的轮齿受力分析模型如下图，将总法向载荷集中作用于齿宽中点处的法面截面内。脑可分解为圆周力耳，径向力片和轴向力居三个分力。各分力计算公式:2 TFl=R tana=-ta n a*2T=F eos a =-tan a c

21、os g =F324nlFal=F*sin 6=tan a sin g =%cos a轴向力凡的方向总是由锥齿轮的小端指向大端。Q Q Q蜗杆传动受力分析：k 一普通蜗杆传动的承载能力计算一四、蜗杆传动的受力分析蜗杆传动的受力分析与斜齿圆柱齿轮的受力分析相同，轮齿在受到法向载 荷%的 情 况 下，可分解出径向载荷4、周向载荷尸P轴向载荷工匕二在不计摩擦力时，有以下关系：始杆传动受力方向判断蜗杆的旋转方向和螺旋线方向如图所示，试判断蜗杆、蜗轮所受的径向力、周向力和轴向力的方向，以及蜗轮的旋转方向。径向力F rl=径向力居2周向力 1=轴向力居2周向力冗2=轴向力居1从动轮转向 2机械传动练习题1

22、.如图所示传动，试分析：1）两斜齿轮轮齿的旋向如何方可使轴II所受的轴向力为最小？2）蜗轮4轮齿的旋向；3）蜗轮的转动方向；4）蜗轮轮齿所受耳、工、Fa.（画图示出）24解：1）Z 1左旋，Z 2右旋2）右旋3）顺时针4）蜗轮轮齿所受耳、工、死：2.一闭式齿轮减速器，要求轴I I所受轴向力为最小时，两斜齿轮轮齿的旋向应如何？并画出斜齿轮4受的圆周力月、径向力玛及轴向力工的方向。解：1）Z 3左旋，Z 4右旋2）斜齿轮4的受力:3.图示为单级斜齿轮减速器，传递功率p=17 k力（不计摩擦损失），I轴为主动轴，转 速 =9 6 0力加，转动方向如图示。已知中心距。=2 00加加，齿数Z i =2

23、3,Z2=7 5 ,法面模数加“=4加加，法面压力角 a”=2 0 。试:1）作图表示齿轮2受各分力的方向；2）齿轮2所受各力（、月、F Q的大小;3）齿轮2所受法向力的大小；解：1）2）求齿轮2所受的各力%、匕2、匕2计算齿轮的转矩:.95.5 x 105PT=-95.5 x 10 5 x 17 X-N m m9601.69 x 10 5 T V -m m计 算 螺 旋 角 和力山。=$+出=见&+句）22 c os p有200=4x(23+75)2 c os (3=c os p -0.98=y?=11.48又dCOS P23 x 40.98=94 m m2T,_ 2xl,69xl Q5 d

24、 9 4=3595.74NFF,t ana,3595 74x t a n20-1=J-ianzu=335 45Nc os/0.98Fax=跖 t a n/=3595.74 x t a n 11.48 =730.25N由于Z 为主动轮，Z 2为从动轮，所以Ff =F,、=1335.45 NFf,=Ft =3595.74 N%2=%=7 30 2 5 N各力的受力方向如图。3）齿轮2所受的法向力拓，=F 3595.74r-=-=-的 c os c os p c os 20 c os 11.48=3903.32N4.一对直齿锥齿轮传动如图所示：已知模数加=4 m m,分度圆压力角a =20,点数Z

25、=25,Z2=60,齿宽b=4Q m m ,输入轴转速1=480/7?他，传递功率为p =5.5*,试求从动轮2受力的大小和方向（用分力表示）。解:锥距：R=妪 三=4叵 五130 mm2d=mz=4 x 25=100/M/M山=1 -0.5-dx R%=l-0.5 x%100 130=d%=85mm.2Tl 2xl.09xl05 y”F.=L=-=2564.77V1%85o-arctan-=arctan =22.6z2)l60jFn=FZj tan crcosi=2564.7 x tan 20 cos 22.6=852.39NFQ、=耳 tanasinS=2564.7 x tan 20 x

26、sin 22.6=354.827V又 F2=F%,Ftl Ft x，Fa i=FrF=354.82N,乙，=2564.7N,Fa i=985.397V=_ _ =_ =2728 A N-C O S a c os 205.设两级斜齿轮传动如图所示：已知齿轮2：Z2=51,A=15；齿 轮3：Z3=17,mn=5mm；试问：1）低速级斜齿轮的螺旋线方向应如何选择才能使中间轴上两齿轮的轴向力方向相反？2）低速级螺旋角片 应取多大数值才能使中间轴的轴向力互相抵消。解：1）Z 3的旋向为右旋，如图所示：n%=%，Ft 2y%=不=石，电=电mn.z3由=，%=%t a n 夕2，/町=&t a n 3s

27、 i n%_ s i n 3%2 Z 2 加 3 Z 3s i n 150 s i n 173x51-5x17夕3=8.2676.如图所示蜗杆传动和圆锯齿轮传动的组合，已知输出轴上的锥齿轮的转向为。i）试确定蜗杆传动的螺旋线方向和蜗杆的转向，并使中间轴n上的轴向力能抵消一 部分。2）在 图 中 标 出 各 齿 轮（蜗 杆、蜗 轮）在 啮 合 点 各 分 力 的 方 向。7.手动校车采用蜗杆传动。已知加=3相加，Z j =1,dx=80m m ,Z2=40,卷筒直径Z）=200加加。试问：Q1）欲使重物0上 升1根，蜗杆应转多少转？蜗杆的转向？2）蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数/=0.18,该机构能

28、否自锁？3）若重物。=5小，手摇时施加的力尸=1 0 0 N,手柄转臂的长度工是多少？解：1）转向如图所示 2 1兀D-S2=M=弋0=15915（圈）H =1 2 Z n =加2=?x 1.5915=63.66（圈）个 z m zi 3x1.“r/。2)t a n 2=-7-=-=-=Z =2.14767 八 d 1 8m(p2=t a n-1 f=t a n-1 0.18=10.204自锁3)T2=汉，72例TX=FL1、解:tan Atan=2-.1-4-7-60-t a n(2+j2)t a n(2.1476+10.20400)Q g=FL.i r/Q-5000 x L=J=-=729

29、,9 m mFi r,100 x xO.1712510.17125轴系零部件练习题一非液体摩擦向心滑动轴承，已知轴的轴速 =450m i n,轴 的直径d =120朋加，轴承宽度/=120/加，u =3m/s，Pp =d l轴承的径向载荷尸=50000N,轴承材料为Z QS 6-6-3,其许用值 p =5加尸。,p v=2 MPa-m!s ,试校核此轴承。5N=3.47仆)皿12 0m m x 12 0m m m m 2v=-7-i d-n-=-7 t-x-1-2-0-m-m-x-4-5-0-r-p-w-=32.8 3 m/，s rv60 x 1 0 0 0 60 x 1 0 0 0P j c

30、d n 7 r Pn TI X 5 O O O O 7V x 450r p m60 0 0 0 x 1 2 0 mmP V d l 60 x 1 0 0 0 60 0 0 0/-9.S2 MPa-m/s pv结论：该轴承合格。有一非液体润滑的向心滑动轴承,且 最大许用值为1.5,轴的直径d=1 0 0机加，已知轴承材料的许d用值为 p=5 M P a,M=3M/S,pn=1 0 M 73/M/s。试求轴的转速分别为以下三种数值时,轴的最大允许载荷各为多少？(1)巧=2 5 0 r/min(2)n2=5 0 0 r/min(3)n3=1 0 0 0/7 min解：求轴的最大允许载荷4.ax已知：

31、1.5 ,B|J/.5d ,d=lO O m/w ,p =5 M P a ,v=3m/s,pv=Q MPa-m l sd1)当勺=2 5 0 r/min 时7 t d r i s z rx 1 0 0 x 2 5 0v=-=-60 x 1 0 0 0 60 x 1 0 0 0=s vPPR4 ax p d l=5 X 1 0 0 x 1.5 X 1 0 0 =75 0 0 0 AP 以加p v=-p vd l 60 x 1 0 0 04 ax-6-0-x-l-0-0-0-/=pv-6-0-x-1-0-0-0-x-1-.-5-x-1-0-0-x-1-0 =l1l1 4715c9n1i.6NArn

32、-n 7 r x2 50 1-&a x=7 5 0 0 0 N2)当2 =5 0 0 r/min 时兀,dx l0 0 x 5 0 0 .,iv=-=-=2.62 加/s v60 x 1 0 0 0 60 x 1 0 0 0PP=Pa-IPm ax p6/=5 x 1 0 0 x 1.5 x 1 0 0 =75 0 0 0 pyP 加历2 /r 1-p vd l 60 x 1 0 0 0,q ax/60 x l0 0 0/pv 60 x 1 0 0 0 x 1.5 x 1 0 0 x 1 0 -O A r v,无解。3.有一单列向心球轴承，型号为31 0,其额定动载荷O =48.4KN,额定静

33、载荷C”=3 6.3 K N,轴的转速=2 0 0 r/min,工 作 温 度 小 于 1 0 0 c （即 力=1）动载荷系数力,=1.2 此轴承受径向载荷R =I O K N ,轴向载荷Z=3 KN。试计算此轴承的寿命。AeA/ReCorXYXY0.0280.22100.561.990.0560.261.710.0840.281.550.110.301.450.170.341.310.280.381.15解:-=-=0.083Cor 36.3KN查表：e=0.28(近似值,=0.084 时，e=0.28)CorA 3KN0.3 e当量动载荷P1=fp(xR+yR)=1.2 x(0.56 x

34、 10+1.55 x 3)=2.3KNC.=f,-Cr=1 -Cr=48.4KN寿命：,1 6 6 6 7 Cr、/Lh=-()An Pr16667,48.4、3=fx田=5077.5()4、有一轴用一对46306轴承支撑，轴的转速=960r/01足，轴上外载荷月.=2000N,吃=500N,尺寸如图所示。载荷系数力,=1.2,温度系数/；=1。试计算轴承的寿命。46306轴承额定动载荷O =25.6K N,内部派生轴向力S=0.7R。eA/ReXYXY0.7 1 0 0.4 1 0.8 5解:已知：4=2 0 0 0 N,乙=5 0 0 N,=1.2,.力=1 =9 60 r/min,Cr

35、=2 5.6K N ,S=Q 7 R。求轴承的径向载荷与，火25 0工=1 0 0色&=。5 工=0 5 x 2 0 0 0 =1 0 0 0 NRi=Fr+R2=30 0 0 J V 或 1 5 0工=1 0 0居 凡=1.5工=1.5 x 2 0 0 0 =30 0 0 N求轴承的内部派生轴向力S 1,52$=0.7&=0.7x 30 0 0 =2 1 0 0 NS2=0.77?,=0.7x 1 0 0 0 =70 0 N方向如图所示。求 轴 承1、2的轴向载荷4，A2 乙+S 2 =5 0 0 +70 0 =1 2 0 0 N 4)=1.2 x 30 0 0 =3 6 0 0 N轴承2：

36、A 1 60 0 一 厂2=-=1.6e=0.7R2 1 0 0 0查表：x =0.4 1 ,y =0.8 5P2=fp(xR2+y J2)=1.2 x (0.4 1 x 1 0 0 0 +0.8 5 x 1 60 0)=2 1 2 4#由 于P、P ,故取P=3 6 0 0 N 计 算 轴 承 寿 命（轴 承I寿命最低）Lh=1 2.(2 1 2：)，=62 4 3(/?)E i5、某 轴 用 对3 6 3 1 0轴承支承，轴 承 所 受 径 向 载 荷 用=1 9 5 0 N ,R?=3 3 0 0 N。轴上轴向载荷Fa=2W0 N 轴承的额定动载荷。=5 9.2 K N ,额定静载荷Co

37、 r=48.8M,内部派生轴向力S =0.4为，载 荷 系 数4,=1.2,温 度 系 数/=1。轴 的 转 速 =9 6（k/m i n ,轴承预期寿命Ln=1 0 0 0 0/?,试校核轴承是否合用。ACoreA/R eXYXY0.0 2 90.4 0100.4 41.4 00.0 5 80.4 31.300.0 8 70.4 61.2 30.1 20.4 71.1 90.1 70.5 01.1 20.2 90.5 51.0 20.4 40.5 61.0 00.5 80.5 61.0 02已知：居=1 9 5 0 N,7?2 =3 3 00N,乙=2 1 0 0 N,Cr =59 2K N

38、 ,Cor =4 8.8 K N ,。=L 2 ,ft=,n=9 60 r/min,S =0.4 工,A；=1 0 0 0 0。求轴承是否合用？匕 “？）解：轴 承 1、2的内部派生轴向力SrS2S=0.4 母=0.4 7?!=0.4 X 1 9 5 0 =78 0#S2=0.4 =0.4%=0 4 x 330 0 =1 32 0 N方向如图所示。（内部派生轴向力的方向与轴承面向的方向致！指向喇叭口方向）求 轴 承 1、2的轴向力4,A2.S+Fa=7 8 0 +2 1 0 0 7V 52=1 32 0.轴右窜，故左端放松，右端压紧松端：4=$=7 80N紧端：工 2 =4+丹=78 0 +2

39、 1 0 0 =2 8 8 0 N 求 轴 承 1、2的当量动载荷匕1,Pr l轴 承 1：Cor78 04 8 8 0 0=0.0 1 6用外插法求e 值:0.4 3-0.4 0 _ 0.4 0-e0.0 5 8-0.0 2 9 -0.0 2 9-0.0 1 6e=0.38 778 01 9 5 0=0.4 e用外插法求y 值：1.4-1.3 _ y-1.30.4-0.4 3-0.39-0.4 3y=1.4 3,x-0.4 44/Pr i=f p+=1.2 x (0.4 4 x 1 9 5 0+1.4 3 x 78 0)2 368#轴承 2：_A_=2 2 _ =0.0 5 9,e=0.4

40、3（近似取）Cor 4 8 8 0 04=2 8 8 0瓦4 8 8 0 00.8 7 ex-0.4 4 ,y=1.30Pr 2=fp（XR2+必）=1.2 x （0.4 4 x 330 0+1.30 x 2 8 8 0）=62 35 N核算 寿 命L,1h1 =-1-6-n-6-67P/y0=、，-1-6-6-6-7 X（,-1-x-5-9-2-0-0y =11/4I8O6z0；A/2；L,.=1I0A0A0A0Ar9 60 62 35 h结论：该轴承合用。6、计算下图所示滚动轴承的当量动载荷P,现4 为已知值，%=3.2 ，&=0 3 2 ，Fai=0.1,轴承的e=0.6,丫 =1.6,

41、载 荷 系 数 力=1.2附：1、S=2、径向载荷系数X,轴向我荷系数丫见表A/R eXYXY100.41.6?1 尺2t已知：Fa为 已 知（某值），&=3.2 FO iR,z =0.32 cF/|a,aF?a=0.1|R,e =0.6,7=1.6,f p=1.2,R2 YS=解：轴 承1、2的内部派生力S1,S2Si&_ 32%_ F2 Y 2x 1.6 S2R,0.3 24皿=-=0.1 2 Y 2x 1.6方向如图所示。-F-a。S-|-S2 Fai-O-判“松”“紧”端仁+S尸2七噎 +$2=0.2%轴往右窜，左 端“放松”，右端压紧松端：4 =Si =Fa紧端：A2=%+4 Fai

42、=七+七 一 0.1七=1.9%求 轴 承 1、2的当量动载荷片，P2轴 承 1：4 =F%用一 3.2=0.3 1 25 e =0.6x=0.4,y =1.6P2=fP(xR2+)=1.2x (0.4x 0.3 2 +1.6 x 1.9)=3.8 0 F五、结构改错题（2 0 分/题）1、指出图中所示轴系中的结构错误，用笔圈出错误之处，并简要说明错误的原因。解:123456789111.弹性挡圈为多余零件；,装轴承段应无键槽；,轴肩太高，不便拆卸；.应无轴环，齿轮无法从右装入，改为套筒固定，或齿轮用过盈配合实现轴向固定;.应由键槽，周向固定；.此处应加工成阶梯轴；.端盖不应与轴接触；.端盖密

43、封槽形状应为梯形；.平键顶部与轮毂槽间应有间隙；0.联轴器无轴向固定，且与端盖间隙太小，易接触；1 轴端部与端盖间应有定间隙；2.应该有调整垫片。2、图示为小锥齿轮轴系部件结构图，齿轮采用油润滑，轴承为脂润滑。指出途中不合理或错误的结构，在图中用序号标出，并按序号简要说明错误原因。解：没有必要设圆螺母及轴上螺纹轴头，因齿轮上Fa向右；锥齿轮孔键槽是通的，以便于加工，且槽底与键顶面间有间隙；轴环外径太大，应低于轴承内圈1/3厚，以方便内圈拆卸；两轴承内圈之间的轴外径小于轴承内径，以使左轴承能装入；两轴承外圈之间的套杯内径应小于轴承外径，以便于轴承定位；透盖左端面与轴承外圈端面问应留间隙，以避免干

44、涉；套杯应加端环，端环左端面应加调整垫片，以调整轴系位置；套杯右端面与端盖间应加密封垫，起密封作用；轴用弹性挡圈改为圆螺母及防松垫片（轴上制螺纹及槽），用以调整轴承的游隙;端盖内孔应加毡圈油封，起密封作用，端盖与轴间应有间隙；1 1轴上螺纹右边轴径应小于螺纹外径，以方便装配；1 2此处应设轴肩，对轴上零件起轴向定位作用；1 3轴上两个键槽应处同一母线上，以方便加工。3、图示为轴承面对面安装的轴系结构，指出轴系结构中不少于10处的错误。注：润滑方式、倒角和圆角不考虑。解：2、缺少调整垫片3、4箱体上非加工面应低于加工面；4、右轴承装反了；5、缺少调整垫片；6、缺轴端挡板；7、缺键联接；8、透盖与

45、轴之间应有间隙；9、缺毡圈油封；1 0、轴承左边轴径应小于轴承内经;1 1、装齿轮轴段长应小于轮毂宽。4、指出图4轴的结构设计不当之处，假设滚动轴承采用脂润滑。（在错误处打上小圆圈并编上号码,然后用文字说明，指出至少10处错误）图4（1）左轴承端盖与箱体间有调整垫片；（2）右轴承端盖与箱体间有调整垫片；（3）左轴承套筒改为带甩油环式；（4）左轴承套筒与轴承接触处应低于轴承外圈；（5）轴的左端应有倒角；（6）齿轮轮毂应比与其配合的轴颈长12mm；（7）平键槽不应开到轴环上，应短一点；（8）右轴承左边加一甩油环；（9）透盖与轴间应有间隙，且应有密封毡圈；（10）闷盖、透盖外圆外侧应倒角。（每个错误2分）