《机械设计》 课 程 总 复 习

第一章 绪论 一、载荷 要了解载荷的形式和种类， 形式有： 集中力 F（N,kN )、 转矩 T(Nm,Nmm )、 第一章 绪论 本章重点是载荷和应力分析。 一、载荷 要了解载荷的形式和种类， 形式有： 集中力 F（N,kN )、 转矩 T(Nm,Nmm )、 弯矩 M(Nmm)、 功率P(KW) 种类有： 1、静载荷 不随时间变化或变化非常缓慢的载荷 2、变载荷 大小和方向随时间变化而变化的载荷 1）随机变载荷 无规律变化 2）循环变载荷 有规律变化 a 一般循环变载荷 b 对称循环变载荷 c 脉动循环变载荷

二、 应力分析 1、应力种类 （1）静应力 对称循环变应力 （a）循 环 变 应 力 脉动循环变应力 二、 应力分析 1、应力种类 （1）静应力 对称循环变应力 （a）循 环 变 应 力 脉动循环变应力 （2）变应力 （b） 随机变应力（略） 一般循环变应力

掌握应力的种类和变应力的主要参数的含义： 应 力 幅： σa =（σmax - σmin）/ 2 平均应力： σm =（σmax + σmin）/ 2 最大应力： σmax 最小应力： σmin 应力特性系数：r = σmin / σmax

第二章 摩擦、磨损和润滑 1、了解摩擦、磨损的基本概念，掌握润滑状态的概念 边界润滑 边界润滑是指两摩擦表面被吸附在表面的边界 第二章 摩擦、磨损和润滑 1、了解摩擦、磨损的基本概念，掌握润滑状态的概念 边界润滑 边界润滑是指两摩擦表面被吸附在表面的边界 膜隔开，其摩擦性质与流体的粘度无关，只与边界膜和表面的 吸附性质有关。 液体润滑 当摩擦表面间的润滑膜厚度大到足以将两个表 面完全隔开，即形成了完全的液体润滑 。 混合润滑 当摩擦表面间处于边界摩擦和流体摩擦的混 合状态时称为混合润滑。

2、了解机械零件的一般磨损过程：大致分为三个阶段 1） 跑合阶段 新的摩擦副表面较粗糙，在10%  50%的额定载荷下进行试运转，使摩擦表面的凸峰被磨平，实际接触面积逐步增大，压强减小，磨损速度在跑合开始阶段很快。跑合阶段对新的机械是十分必要的。 2） 稳定磨损阶段 经过跑合，摩擦表面逐步被磨平，微观几何形状发生改变，建立了弹性接触的条件，进入稳定磨损阶段，这时零件的磨损速度缓慢，它表征零件正常工作寿命的长短。 3） 急剧磨损阶段 经过长时间的稳定磨损阶段，积累了较大的磨损量，零件开始失去原来的运动轨迹，磨损速度急剧增加，间隙加大，精度降低，效率减小，出现异常的噪声和振动，最后导致零件失效。

机械零件的一般磨损过程

3、润滑油、润滑脂以及添加剂 润滑油的主要质量指标是黏度，黏度越大，指油越稠，油膜的承载能力就越高。温度对粘度的影响很大，温度升高，粘度降低，在表明润滑油的粘度时，一定要注明温度，否则没意义！ 润滑脂的主要质量指标是 锥入度：它是表征润滑脂稀稠程度的指标，针入度越大，润滑脂就越稀。 普通润滑油和润滑脂在一些十分恶劣的工作条件下（如高温、低温、重载、真空等）会很快劣化变质，失去工作能力。为了提高它们的品质和使用性能，常加入某些分量很小（从百分之几到百万分之几）但对其使用性能的改善起巨大作用的物质，这些物质称为添加剂。

抗氧化添加剂 可抑制润滑油氧化变质； 降凝添加剂 可降低油的凝点； 油性添加剂 可提高油性； 极压添加剂 可以在金属表面形成一层保护膜，以减 轻磨损 清净分散添加剂 可使油中的胶状物分散和悬浮，以 防止堵塞油路和减少因沉积而造成的剧 烈磨损。

第三章 圆柱齿轮传动 一、圆柱齿轮受力分析 一对齿轮互相啮合，在啮合线上 存在着一个法向力 Fn，忽略摩擦力， 第三章 圆柱齿轮传动 一、圆柱齿轮受力分析 一对齿轮互相啮合，在啮合线上 存在着一个法向力 Fn，忽略摩擦力， 把分布力集中到齿宽中点！可分解成： 切向力： Ft = Fncos 径向力： Fr = Fnsin 因为切向力为已知力：Ft = 2T1/d1 式中：T1 = 9.55X106 P1/n1（Nmm） 力的大小： 切向力: Ft = 2T1/d1 径向力：Fr = Fttg 法向力: Fn = Ft /cos 力的方向： 切向力: Ft1 = -Ft2 Ft1与n1相反,Ft2与n2相同 径向力：Fr1 = -Fr2 指向各自的圆心 法向力: Fn1 = -Fn2

二、斜齿圆柱齿轮受力分析 法向力Fn可分解成： 切向力： Ft = Fn cosncos 径向力： Fr = Fn sinn 轴向力: Fx = Fn cosnsin 因为切向力为已知力： Ft = 2T1/d1 径向力：Fr = Fttgn/cos 轴向力: Fx = Fttg 法向力: Fn = Ft/cosncos 力的方向： 切向力: Ft1 = -Ft2 Ft1与n1相反, Ft2与n2相同 径向力：Fr1 = -Fr2 指向各自的圆心 轴向力: Fx1 = -Fx2 左右手定则 法向力: Fn1 = -Fn2

轴向力的判断用左右手定则: 只适用于主动齿轮 左旋齿轮伸左手,右旋齿轮伸 右手，四指方向与转动方向相同, 拇指方向即为轴向力方向! 左、右旋齿轮的判断： 齿轮轴线与人的身体平行，正向 看过去，轮齿线左边高为左旋， 右边高为右旋！

1. 疲劳断齿 三、 齿轮传动的失效形式 部分为金属实体，一般很少失效。 齿体失效 2. 过载断齿 3. 偏载断齿 齿轮失效形式 1. 点蚀 三、 齿轮传动的失效形式 齿轮的失效主要发生在轮齿上，其余部分，如轮毂、轮辐 部分为金属实体，一般很少失效。 1. 疲劳断齿 齿体失效 2. 过载断齿 3. 偏载断齿 齿轮失效形式 1. 点蚀 齿面失效 2. 胶合 3. 磨损 4. 塑性变形 通常开式齿轮的主要失效形式是齿面磨粒磨损，导致齿体变薄，进而断齿。闭式齿轮软齿面传动主要失效形式是齿面疲劳点蚀，闭式齿轮硬齿面传动主要失效形式是齿根弯曲折断。

四、 选材 传动载荷大小与性质，工作环境条件，结构及经济 性等多方面要求来确定。 大小齿轮材料不同 小齿轮基园小，齿廓曲线弯曲大，齿根部薄， 四、 选材 齿轮的材料及热处理方法的选择，应根据齿轮 传动载荷大小与性质，工作环境条件，结构及经济 性等多方面要求来确定。 大小齿轮材料不同 小齿轮基园小，齿廓曲线弯曲大，齿根部薄， 再之，小齿轮齿数少，转速高，受循环应力次数 多于大齿轮。故其材料要比大齿轮好些。假如大小齿轮材料一样，应采用 不同的热处理方法，使小齿轮的齿面硬度高于大齿轮 30‾50HBS。 软硬齿面啮合的齿轮适合于上述原则，假如硬硬齿面的配对的齿轮， 齿面硬度差基本保持相同。 软齿面，硬度小于350HBS ， 硬齿面，两齿轮硬度都大于350HBS 。

第四章 锥齿轮传动 一、 概述 用于两相交轴或两交 错轴之间的运动和动 力的传递！ 通常是90度相交！ 锥齿轮的几何参数是 在大端上测量。 第四章 锥齿轮传动 一、 概述 锥齿轮传动广泛 用于两相交轴或两交 错轴之间的运动和动 力的传递！ 通常是90度相交！ 锥齿轮的几何参数是 在大端上测量。

二、直齿圆锥齿轮受力分析 为了计算简便，将锥齿轮沿整个齿宽 作用的法向分布力的合力，看作是作用 在齿宽的中点！ 法向力Fn可分解成三 个力： 切向力、径向力、轴向力 力的方向： 切向力: Ft1 = -Ft2 Ft1与n1相反, Ft2与n2相同 径向力：Fr1 = - Fx2 指向各自的圆心 轴向力: Fx1 = - Fr2 指向各自的大端

第五章 蜗杆传动 §5-1 概述 蜗杆传动用于两交错轴（一般为垂直交叉）间转矩的传递 一、蜗杆传动的特点 第五章 蜗杆传动 §5-1 概述 蜗杆传动用于两交错轴（一般为垂直交叉）间转矩的传递 一、蜗杆传动的特点 1、传动比大： i=n1/n2=Z2/Z1 传递动力时：i=10-80,可达100 传递运动时：i 最大可达1000 2、传动平稳，噪音小 3、效率低：一般时  = 0.7左右 自锁时  ≤ 0.5 4、易磨损、用铜合金制造，造价高。

§5-2 阿基米德圆柱蜗杆传动 主平面：垂直与蜗轮的轴线并且通过蜗杆的轴线的平面。 一、模数、压力角和正确啮合条件 ma1 = mt2 = m a1 = t2 =  (轴面=端面=标准）  =  （方向一致） (蜗杆螺旋线导程角=蜗轮轮齿螺旋角）

§5-3 蜗杆传动的效率 传动效率 式中滚动轴承效率：2 = 0.99 — 0.995 搅油效率： 3 = 0.94 左右 §5-3 蜗杆传动的效率 传动效率 总效率： = 123 式中滚动轴承效率：2 = 0.99 — 0.995 搅油效率： 3 = 0.94 左右 对总效率影响最大的是啮合效率： 式中： ’=arctg(f’) 当量摩擦角 f’ — 当量摩擦系数 蜗杆的转速直接影响当量摩擦系数f’ ，速度越大f’ 越小， ’ 当量摩擦角也越小，效率就越高。所以，通常将蜗杆传动 布置在高速级。

当  = 45-’/2 时，有最大值，但因为  越大，加工越 困难，所以标准规定 max = 3341’24’’,在此范围内，较大的  对应较多的Z1,对于闭式传动： Z1=1,  = 0.7 — 0.75 Z1=2,  = 0.75 — 0.82 Z1=3-4,  = 0.82 — 0.92 对于开式传动： Z1=1-2时,  = 0.6 — 0.7

5-5 蜗杆传动受力分析 一、法向力 Fn 及其分力 通常蜗杆为主动轮，其法向力可 分解为：切向力、径向力、轴向力 二、各力的方向 当蜗杆为主动时，并且忽略摩擦力： 切向力：Ft1 = - Fx2 (Ft1与n1反向,Ft2与n2同向) 径向力：Fr1 = - Fr2 (指向各自的圆心) 轴向力：Fx1 = - Ft2 (左右手定则，只适用主动轮)

三、受力分析投影图 在啮合点处，蜗杆、蜗轮的三个分力如下图所示： 首先，知道蜗杆的转向n1，便知蜗杆的切向力Ft1（与转向相反），它的 反力是蜗轮的轴向力FX2，又知道蜗杆的旋向，按左右手定则，可知道蜗杆的 轴向力FX1 ，它的反力是蜗轮的切向力Ft2 ，知道蜗轮的切向力，就知蜗轮 的转向n2 。径向力Fr指向各自的圆心！

已知：蜗杆的旋向和转向，画出蜗杆和 蜗轮三个分力的方向。

6-7 蜗杆传动的润滑与热平衡计算 一、蜗杆传动的润滑 二、热平衡计算 由于蜗杆传动效率低，发热量大，温升高，良好的润滑除减摩外，还可冷却，以保证正常的油温和粘度，防止胶合的发生。为了避免过大的搅油损失，对下置蜗杆传动常取油面浸泡1—2个齿高，对上置蜗杆传动，油面不超过1/2—1/3蜗轮半径。 ( v1≤5 m/s蜗杆下置， v15 m/s蜗杆上置 ) 二、热平衡计算 因为蜗杆传动效率低，发热量大，相对滑动速度高，容易引起润滑油的温度升高，黏度降低，从而使油膜破坏，产生胶合失效。

1、单位时间内功率损失而产生的热量： 2、单位时间内散发出去的热量： 3、热平衡条件： 得到达到热平衡时的温度： 式中：Ks—散热系数：通风良好时 Ks=14—17.45W/m2℃ 通风不佳时 Ks=8.15—10.5W/m2℃ A—散热面积 m2 T0 —周围空气温度 t1 —达到热平衡时的温度，控制在60-70C

要提高散热能力，减小热平衡时的温度，可设法 1、提高蜗杆的传动效率  2、增大散热面积A 如在减速器箱体外加散热片等 三、提高散热能力的措施: 由热平衡时温度公式可以看出 要提高散热能力，减小热平衡时的温度，可设法 1、提高蜗杆的传动效率  2、增大散热面积A 如在减速器箱体外加散热片等 3、提高散热系数 Ks 如 1）在蜗杆轴端加装风扇，可使 Ks=21—28 5W/m2℃ 2）在油内装蛇形循环冷却水管 3）采用喷油润滑

已知：n1的转向，为使中间轴II的轴向力最小，问： 斜齿轮的旋向应如何？

第七章 带传动 1、初拉力：F0 一、熟悉带传动的力 最大圆周力的表达式： 影响带传动能力的主要因素： 2、小带轮包角：α1 第七章 带传动 一、熟悉带传动的力 最大圆周力的表达式： 影响带传动能力的主要因素： 1、初拉力：F0 2、小带轮包角：α1 3、带与带轮间的摩擦系数：f，fv 4、带的型号 截面尺寸大的V带，能传递更大的力！ 5、带的根数 带的根数多，传动能力就越大！ 6、带速： 带速越大，带的质量越大，离心力越大，正 7、带的质量 压力减小，摩擦力 小，带传动能力减小。

二、应力分析 1、紧边拉应力1和松边拉应力2 ： 1 = F1 / A (MPa) 2 = F2 / A (MPa) 2、离心拉应力c ： c = qv2/ A 3、弯曲应力： b1 = 2h0E / d1 b2 = 2h0E / d2 4、最大应力max ：在A点处。

三、弹性滑动与打滑 弹性滑动是由于带的弹性引起的，他造成带速和 轮速之间的速度差，形成相对滑动，降低传动效率， 造成传动比不稳定，加速带的磨损，他是不可避免的， 但它不影响带的正常工作。 打滑 是负载超过带的最大有效圆周力，带不动负载，便发生打滑。打滑是带传动的一种失效形式。尽量避免。

四、张紧轮 （ 中心距不可调的场合 ） 张紧轮要安装在带的内侧、松边、靠近大带轮 内侧：避免带受到双向的弯曲应力 松边：带本来就松弛，易于调节 靠近大带轮：对小带轮的包角影响小。

第十章 螺旋传动 一、螺纹主要参数 1、大径 d：螺纹标准中的公称直径，螺纹的最大直径 第十章 螺旋传动 一、螺纹主要参数 1、大径 d：螺纹标准中的公称直径，螺纹的最大直径 2、小径 d1: 螺纹的最小直径，强度计算中螺杆危险断 面的计算直径。 3、中径 d2: 近似于螺纹的平均直径， d2  (d1 + d) / 2 4、螺距 p: 相邻两螺纹牙平行侧面间的轴向距离。 5、导程 s: 同一条螺纹线上两螺纹牙之间的距离。 s = n·p 6、螺旋升角 λ: 中径上s=πd2tgλ λ =arctg(s/ π·d2)

二、螺纹联接的防松 螺纹联接虽然能自锁，但在受到冲击、振动、温度变化等 瞬时，螺纹联接的摩擦力会消失，产生松动，故要有可靠的防松措施。 常用的放松措施有： (表18—3） 1、弹簧垫圈 4、尼龙圈锁紧螺母 2、对顶螺母 5、槽形螺母和开口销 3、止动垫片 6、圆螺母带翅垫片 7、钢丝串联 8、冲点、粘接

螺母下垫弹性垫圈 四、提高螺栓联接强度的措施 1、改善螺纹牙间载荷分配不均现象 1）、悬置螺母 2）、内斜螺母 3）、环槽螺母 1）、悬置螺母 2）、内斜螺母 3）、环槽螺母 2、减小螺栓的应力幅 由应力幅的公式： 看出：减小应力幅，即减小 Kc = CL / (CL + CF) 1）、减小螺栓的刚度： CL 柔性螺栓（中空或光杆部分变细） 螺母下垫弹性垫圈 2）、增大被联接件的刚度： CF 结构上加加筋板、斜撑或加大被联接件厚度 两被联接件之间的密封选用硬材料垫圈

第十一章 轴毂联接 一、键联接 各种各样的键装 在轴与轮毂之间，以 传递转矩 1、松键 1）平键 工作面是两侧面 两个按180º布置 标注：B16100 – GB1096 – 79 B:型号（ A不写），16:宽，100：长

2）半圆键 多用于锥形轴， 可适应轴的变形， 键槽较深，对轴削弱较大，两个应并排布置。 标注：610 25 – GB1099 – 79 6：宽，10：高，25：直径

二、平键的选择与校核 1、选择 首先按使用要求选择键的主要类型，再按轴的直 径选择键的型号（剖面尺寸：宽度 b，高度 h 以及轴上槽深 t1 、轮毂上槽深 t2 ），按轮毂长度选择键的长度L ， L应稍小与 轮毂的长度，最后对联接进行必要的强度校核。 2、校核 键的主要失效形式是压溃、其次是剪切 压溃强度条件： 剪切强度条件：

第十二章 轴 一、分类 按承受载荷的情况分： 1）传动轴： 只承受转矩 T。 2）心 轴： 只承受弯矩 M。 3）转 轴： 即承受弯矩 M，也承受转矩 T。 二、轴的直径估算 对于转轴，按 扭转强度条件： 考虑弯矩的影响，适当降低[τ]值。 式中： P：作用在该轴上的功率（ KW ） n: 轴的转速 (rpm) d: 轴的最小直径

式中 只与材料有关 希望同学们记住这个公式： 由公式可以看出：轴的直径与功率成正比，与转 速成反比。这也正好说明一般减速器高速级轴的直径 要比低速级轴的直径要小些。

三、轴的结构设计 1、轴上圆角要小于轮毂上圆角或倒角 2、轴上长度要小于轮毂上相应长度2—3mm。 3、轴肩或轴环的高度一般不小于5，如果是用于滚动 轴承定位，则不能高于滚动轴承内环的三分之二。 4、各阶梯轴的轴端加倒角，便于安装。 5、键槽应在同一个方向。 6、减小应力集中，如加大圆角半径、用退刀槽 砂轮越程槽等。 7、合理安排轴的零件，减轻轴的负荷。

第十三章 滚动轴承 一、分类 1、按承受载荷分： 1）向心轴承 只承受径向力，接触角为0 2）推力轴承 只承受轴向力，接触角为90度 第十三章 滚动轴承 一、分类 1、按承受载荷分： 1）向心轴承 只承受径向力，接触角为0 2）推力轴承 只承受轴向力，接触角为90度 3）角接触轴承 既受径向力，也受轴向力，接触角越大， 所能承受的轴向力也越大！ 二、滚动轴承的结构 1、内圈 2、外圈 3、滚动体 4、保持架

三、轴承寿命和载荷 1、实际寿命：L 一套滚动轴承，其中一个套圈或滚动体 的材料出现第一个疲劳扩散迹象时，一个 套圈相对另一个套圈的转数。 　 2、基本额定寿命：L10h 对于一个滚动轴承或一组在同样 条件下运转的近似相同的轴承，在与常用 的材料和加工质量以及常规的运转条件下， 能达到可靠性为90%的寿命。 3、基本额定动载荷：C 假想的恒定载荷，轴承在这个载 荷作用下，基本额定寿命为106。 4、当量动载荷：P 假想的恒定载荷，轴承在这个载荷 作用下，与实际载荷作用时具有相同的寿命。

式中：n — 轴承转速（r/min） ε — 指数： 球轴承 ε = 3 滚子轴承 ε = 10/3 四、 滚动轴承接触疲劳强度的设计计算 1、基本额定寿命 L10h 的计算 载荷与寿命有如下关系： L10Pε = 106Cε = 常数 则寿命为： L10 = 106 （ C / P）ε （转） 寿命通常以小时为计量单位，用 L10h 表示 ： L10h = L10 / 60n 再考虑温度系数 fT 和动载系数 fd 的影响 式中：n — 轴承转速（r/min） ε — 指数： 球轴承 ε = 3 滚子轴承 ε = 10/3

2、当量动载荷 P 的计算: P = X·Fr + Y·Fa 式中： Fr：为径向力， Fa：为轴向力 当 X = 1 Y = 0 当 X ≠ 1 Y ≠ 0 各种轴承的 临界值 e 及 X、Y 值，见表 13—16

3、角接触轴承 P 值的计算 对于 “3”、“7” 类轴承，由于本身结构特点，当施加径向力 Fr 后，会产生派生的轴向力 S。 （1）装配形式 ： “3”、“7” 类轴承，必须成对使用！ 安装有： 正装（面对面、大端对大端） 反装（背对背、小端对小端） 面对面，支点近，刚度大 悬臂形式必须反装 背对背，支点远，刚度小

（2）支点：滚动体与外滚道接触点的法线和轴线的交点为轴 承在轴上的支点。 在大端一侧 （3）派生的轴向力S ： S 指向大端！！ 不同形式的轴承 S 有不同的计算公式 S = e · Fr α = 15° “7” 类轴承 S = 0.68 · Fr α = 25° S = 1.14 · Fr α = 40° “3” 类轴承 S = Fr / 2Y ( Y ≠ 0 时值)

（4）轴向力 Fa 的计算 如图轴承正装 1）由轴系总的径向力 Fr 计算出每个轴承的径向力 Fr1 和 Fr2 。 2）由径向力 Fr1 和 Fr2 分别计算出 S1 和 S2 。方向指向大端！ 对轴系的所有轴向力进行比较 a、如果 FA + S1 > S2 轴向右移，2 轴承受压，支撑件给 2 轴 承一个反力S’2，由平衡力式 FA + S1 - S2 - S’2 = 0 则 S’2 = FA + S1 - S2 受压轴承： Fa2 = S2 + S’2 = FA + S1 不受压轴承： Fa1 = S1

b、如果 FA + S1 < S2 轴向左移，1 轴承受压，支撑件给 1 轴 FA + S1 + S’1 - S2 = 0 则 S’1 = S2 - FA - S1 受压轴承： Fa1 = S1 + S’1 = S2 - FA 不受压轴承： Fa2 = S2 c、如果 FA + S1 = S2， 轴承都不受压。 不受压轴承： Fa1 = S1 结论：不受压轴承的轴向力等于其本身派生的轴向力！ 受压轴承的轴向力等于除去本身派的轴向力之外的外部 轴向力的代数和！

3）计算出 Fa1 和 Fa2 后，与Fr1 和 Fr2 进行比值 从而得到 X1，X2 和 Y1，Y2 计算出P1 = X1·Fr1 + Y1·Fa1 同理，计算出P2 = X2·Fr2 + Y2·Fa2 比较P1 、 P2 ，值大的轴承危险，代入寿命 公式，计算出轴系的寿命！ 4）受压轴承与不受压轴承的判断 正装(面对面) ：轴往哪边移动，哪边轴承受压 ！ 反装(背对背) ：轴往哪边移动，哪边轴承不受压 ！

4、计算步骤 1) 由径向力 Fr1 和 Fr2 计算出每个轴承的派 生的轴向力S1 和 S2 。 2) 对轴系的所有轴向力进行比较，判断出受 压轴承与不受压轴承。计算出Fa1 和 Fa2 。 3) Fa/Fr与临界值 e 比较，得到系数 X和 Y值 4) P = X·Fr + Y·Fa，计算出P1 和 P2 ,取大值 5) 计算出基本额定寿命 L10h

四、例题：轴系由一对70206轴承支承，轴承正装。 已知：n=980 r/min, Fra=1200N, Frb=1800N， FA=180N，a=270mm， b=230mm， c=230mm， 求危险轴承的寿命？ （ C = 33400 N , e = 0.7 , S =0.7 Fr , Fa /Fr ≤e 时， X = 1 , Y = 0 ， Fa /Fr ＞e时， X = 0.4 , Y = 0.85 , ε = 3 )

解：首先求各自的径向力： 1、对B点取矩（假设Fr1向上） ： Fr1（a  b）  Frb  c = Fra  b 得：Fr1 =  276 N。负号指方向向下！ 同理，对A点取矩（假设Fr2向上） ： Fr2（a  b） = Fra  a  Frb (a  b  c) （270  230）Fr2 = 1200  270 1800 730 得： Fr2 = 3276 N

2、计算派生的轴向力： S1=0.7Fr1=0.7276 S2= 0.7Fr2=0.73276 =193.2 (N) （向右） =2293.2 (N) （向左） 所有轴向力比较： FA +S2 = 180+2293.2 =2473.2 (N) > S1 =193.2 (N) 轴向左移，轴承正装，故 1 轴承受压！ 3、计算轴承的轴向力： 受压轴承1： Fa1=S2 + FA = 2473.2 (N) 不受压轴承2： Fa2=S2 = 2293.2 (N)

4、轴向力和径向力比较： Fa1 / Fr1 = 2473.2 / 276 Fa2 / Fr2 = 2293.2 / 3276 =8.9 > e = 0.7 =0.7 = e X1 = 0.4 Y1 = 0.85 X2 = 1 Y2 = 0 5、当量动载荷： P1 = X1·Fr1 + Y1·Fa1 P2 = X2·Fr2 + Y2·Fa2 =0.4X276+0.85X2473.2 = Fr2 = 3276 (N) = 2212.6 (N) ∵P2 > P1 ∴ 2 轴承危险 6、计算 寿命

第十四章 滑动轴承 一、主要应用场合 1、转速特别高的场合 用滚动轴承的话，滚子的离心力势 必很大，造成寿命急剧减低。 第十四章 滑动轴承 一、主要应用场合 1、转速特别高的场合 用滚动轴承的话，滚子的离心力势 必很大，造成寿命急剧减低。 2、载荷特别大的场合 用滚动轴承的话，必须单件设计制 造，成本很高。 3、对轴的支承精度要求特别高的场合 滑动轴承的零件少， 可以比滚动轴承更精密的制造。 4、承受较大冲击、振动的场合 滑动轴承间隙中的油膜 可以起到隔振、减振的作用。 5、径向空间比较小的场合 滑动轴承的径向尺寸比滚动轴 承小，但轴向尺寸要大。 6、特殊的支承场合，如曲轴。 7、特殊的使用场合，如水下、有腐蚀的介质的场合。

二、分类 1、按工作时的摩擦状态分： 1）液体摩擦轴承 a 、液体动压滑动轴承 b、 液体静压滑动轴承 2）非液体摩擦轴承 a、边界润滑状态下的滑动轴承 b、混合摩擦状态下的滑动轴承 2、按润滑剂的种类分： 1）液体润滑轴承 2）气体润滑轴承 3）半固体润滑轴承（润滑脂） 4）固体润滑轴承

三、液体动压润滑基本方程 获得液体摩擦有两种方法： 1、在滑动表面间用足以平衡外载的压力输入润滑 油，人为的把两个表面分离，用这样的方法来实现液 体摩擦的轴承称为液体静压滑动轴承。 2、利用两摩擦表面间的收敛间隙，靠相对的运动 速度把润滑油带入其间，建立起压力油膜而平衡外载 荷，把两摩擦表面分开，用这样的方法来实现液体摩 擦的轴承称为液体动压滑动轴承。

（2） 间隙中必须充满具有一定粘度的润滑剂； （3） 被润滑剂分隔的两表面必须有一定的相对滑 动速度，并且保证润滑油从大截面流进、小 1． 3、形成动压润滑的必要条件 （1） 两工作表面必须形成楔形间隙； （2） 间隙中必须充满具有一定粘度的润滑剂； （3） 被润滑剂分隔的两表面必须有一定的相对滑 动速度，并且保证润滑油从大截面流进、小 截面流出。

（a） （b） （c） （d）   两平板的四种情况 哪种情况能形成动压油膜？

4、液体动压滑动轴承基本参数的选择 （1） 宽径比:B/d 宽径比 B/d 常用范围是0.5—1.5，宽 径比小，占用空间小，对于高速轻载的轴承，由于压 强增大，对运转平稳性有利，但宽径比的减小，轴承 的承载能力也随之减小。 （2） 相对间隙： 一般情况下，相对间隙主要依据载荷 和速度选取，速度高，相对间隙应大些，以减少轴承 的发热。载荷大，相对间隙应小些，以提高承载能力（3） 轴承压强：p 滑动轴承的载荷与投影面积的比值为 轴承的压强，压强 p 取的大些，可以减少轴承的尺 寸，运转平稳性要好，但压强过大，轴承容易损坏！

第十五章 联轴器、离合器 一、用途 联轴器：联接两轴并传递运动和转矩 离合器：联接或分离两轴并传递运动和转矩 二、区别 联轴器：只能在停车时联接或分离两轴。 离合器：绝大多数可以在运动过程中联接或分离两轴。

三、联轴器 1、刚性联轴器 1）、套筒联轴器 2）、夹壳联轴器 3）、凸缘联轴器 2、挠性联轴器 1）、无弹性元件 a）十字滑块联轴器 b）万向联轴器 c）球笼式同步万向联轴器 d）齿轮联轴器 2）、有弹性元件 a）弹性套柱销联轴器 b）弹性柱销联轴器 c）梅花形弹性联轴器 d）轮胎式联轴器 e）蛇形弹簧联轴器

刚性联轴器，结构简单，使用方便，对中精确，传力大， 但要求两轴的同轴精度高，稍有偏差，就不好安装。 挠性联轴器，结构较刚性联轴器复杂，但他对两轴的轴线 偏移、振动、磨损等有较大的适应性！ 四、离合器 1、操纵离合器 通过操纵，来使结合和断开 2、自动离合器 靠机器的运动或动力参数（转矩、转速 转向等）的变化而自动完成结合和断开

轴系结构找错题： 指出下图轴系结构中的错误或不合理之 轴系结构找错题： 指出下图轴系结构中的错误或不合理之 处，并简要说明理由，不要求改正！（ 齿轮箱内齿轮为油润滑，轴承为脂润滑）

1）弹性挡圈为多余零件； 2）轴肩过高，不便于拆轴承； 4）键槽太长； 3）轴的台肩应在轮毂内； 6）光轴太长，轴承装拆不便，做成阶梯状； 5）套筒外径太大，不应与外圈接触，不便轴承拆卸； 7）联轴器孔应打通 8）联轴器没有轴向固定； 9）联轴器无周向固定； 10）要有间隙加密封 11）箱体装轴承端盖面无凸出加工面，缺调整垫片； 12）缺挡油环。

改正以 后的图 1）弹性挡圈为多余零件； 2）轴肩过高，不便于拆轴承； 4）键槽太长； 1）弹性挡圈为多余零件； 2）轴肩过高，不便于拆轴承； 4）键槽太长； 3）轴的台肩应在轮毂内； 6）轴径太长，轴承装拆不便，做成阶梯状； 5）套筒外径太大，不应与外圈接触，不便轴承拆卸； 7）联轴器孔应打通 8）联轴器没有轴向固定； 9）联轴器无周向固定； 10）要有间隙加密封 11）箱体装轴承端盖面无凸出加工面，缺调整垫片； 12）缺挡油环。 改正以 后的图