机械设计表：当量动载荷的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y

《机械设计基础》教案由于两相对运动表面的加工不平度,轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差的限制，hmin不能无限缩小,因而提出了许用油膜厚度 [h]的问题。

为了工作可靠,必须满足式(12-25)。

④学习轴承的热平衡计算这部分内容要注意以下几个问题：a) 首先要搞清为什么要进行热平衡计算；其次,再搞清楚为什么热平衡计算最后归结为控制其泊的入口温度,即应满足35°≤ti≤40℃。

b)在式(12-28)中,轴承的耗油量系数也是一个无量纲量。

由于计算单位时间内的耗油量很复杂,精确计算耗油量应包含三个部分,即承载区的油泄流量,非承载区的油泄流量以及油沟处的油泄流量。

故在轴承设计中往往采用大量分析计算作出了不同B/d时的Q?VBd曲线,学习时应注意B/d、χ耗油量系数与B/d某的关系,并对曲线的变化形态作出物理解释。

c)在式(12-28)中,有关轴承中的摩擦系数计算公式的推导,请参阅濮良贵主编《机械设计》第五版中304页。

⑤学习参数选择这一部分内容时,主要应理解宽径比B/d、相对间隙ψ和粘度对轴承工作性能的影响,并掌握其选择原则。

6)§12-8简介了无润滑轴承、多油模轴承及液体静压滑动轴承等。

教学时应注意如下几点:①无润滑轴承大多采用各种工程塑料制造,应了解这些材料的性能及特点。

主要设计参数的选择原则和承载能力的简化估算方法。

②多油模轴承的类型、结构特点及工作原理。

③液体静压轴承的承载原理及特点(包括定量供油和定压供油)。

要了解多油腔静压轴承的工作原理。

对于节流器,重点在于搞清节流器的作用。

教材中虽然仅介绍了毛细管节流器的结构简图,但其它型式的节流器,如小孔节流器、滑阀节流器、薄膜反馈节流器等，不难从有关阐述静压技术的书籍中查到。

三、本章教学工作的组织及学时分配本章的教学内容安排4个学时。

以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。

第十三章滚动轴承一、本章主要内容、特点及学习要求1.本章主要内容为滚动轴承的选择和轴承装臵的设计。

中原工学院2003～2004学年第一学期机械制造及自动化专业机械设计课程期末试卷一、是非题(用“√”表示正确，“×”表示错误填在题末的括号中)。

(本大题共10小题，每小题1分，总计10分)1、受静载荷作用的零件只能产生静应力，受变载荷作用的零件才能产生变应力。

（）2、受交变横向载荷作用的普通螺栓联接，在正常工作时螺栓杆所受到的拉力不变。

（）3、为了使V带的工作侧面能与V带轮轮槽的工作侧面紧紧贴合，因为V带的剖面楔角为40º，因而V带轮轮槽角也相应为40º。

（）4、为了避免带打滑，可将带轮上与带接触的表面加工得粗糙些以增大摩擦。

（）5、对轮齿沿齿宽作适当的修形（鼓形齿），可以大大改善载荷沿接触线分布不均匀的现象。

（）6、齿面点蚀是润滑良好的软齿面闭式齿轮传动常见的失效形式。

（）7、直齿圆锥齿轮的强度计算中，通常近似地以大端分度圆处的当量圆柱齿轮来代替圆锥齿轮进行强度计算。

（）8、与齿轮传动的变位方法相类似，不仅可以对蜗杆进行变位加工，而且也可以对蜗轮进行变位加工。

（）9、某45钢轴的刚度不足，可以采取改用40Cr合金钢措施来提高其刚度。

（）10、滚动轴承的基本额定寿命是指一组轴承中10%的轴承发生疲劳破坏，而90%的轴承不发生疲劳破坏前的转数（以106为单位）或工作小时数。

（）二、选择题(将正确的代码A、B、C、D填入横线上方的空格处)。

(本大题共15小题，每小题1.5分，总计15分)1．零件的截面形状一定，当截面尺寸增大时，其疲劳极限值将随之__ __。

A. 增高B. 降低C. 不变D. 有时增高，有时降低2．对于联接用螺纹，主要要求联接可靠，自锁性能好，故常选用__ __。

A．升角小，单线三角形螺纹B．升角大，双线三角形螺纹C. 升角小，单线梯形螺纹D．升角大，双线矩形螺纹3. 设计键联接时，有以下主要内容：①按使用要求选择键的类型；②对键联接进行必要的强度校核计算；③按轴径选择键的剖面尺寸；④按轮毂宽度选择键的长度。

机械设计课程设计蜗轮蜗杆减速器的设计一、选择电机1）选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。

2）选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为=式中各按【1】第87页表9.1取η－联轴器传动效率：0.991η－每对轴承传动效率：0.982η－涡轮蜗杆的传动效率：0.803η－卷筒的传动效率：0.964所以电动机所需工作功率3）确定电机转速工作机卷筒的转速为所以电动机转速的可选范围是：符合这一范围的转速有：750、1000、1500三种。

综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、价格等因素，为使传动机构结构紧凑，决定选用同步转速为1000。

根据电动机的类型、容量、转速，电机产品目录选定电动机型号Y112M-6,其主要性能如下表1：/(9402 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：3 计算传动装置各轴的运动和动力参数： 1）各轴转速：Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴 2）各轴输入功率： Ⅰ轴 Ⅱ轴卷筒轴3） 各轴输入转矩：电机轴的输出转矩Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴运动和动力参数结果如下表：940二、涡轮蜗杆的设计1、选择材料及热处理方式。

考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不高，蜗杆选用45号刚制造，调至处理，表面硬度220250HBW；涡轮轮缘选用铸锡磷青铜,金属模铸造。

2、选择蜗杆头数和涡轮齿数i=15.16 =2 =i=215.16303、按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径1）确定涡轮上的转矩，取，则2)确定载荷系数K=根据工作条件确定系数=1.15 =1.0 =1.1K==1.15 1.0 1.1=1.2653)确定许用接触应力由表查取基本许用接触应力=200MPa应力循环次数 N=故寿命系数4)确定材料弹性系数5）确定模数m和蜗杆分度圆直径查表取m=6.3mm，=80mm4、计算传动中心距a。

涡轮分度圆直径a=满足要求5、验算涡轮圆周速度、相对滑动速度及传动效率<3符合要求tan=0.16,得=8.95°由查表得当量摩擦角=1°47,所以=0.790.80与初值相符。

西南科技大学《机械设计》习题库一、是非题1、设计机器的基本原则是：美观、大方、造型优美。

（）2、起重机的抓斗、气轮机的叶轮、车床变速箱中的齿轮、飞机的螺旋桨、自行车的链条以及颚式破碎机上的V带传动都是通用零件。

（）3、单侧工作面齿轮的齿根受脉动循环的弯曲应力作用。

（）4、过桥轮的齿根受对称循环的弯曲应力作用。

（）5、疲劳曲线表示屈服极限σs与循环次数N之间的关系曲线。

（）5、某材料的一条疲劳曲线可用于分析该材料所制成的零件在不同循环特征系数r下的应力极限。

（）7、通常，楔键联接用于轴和轮毂要求定心精度较高的场合。

（）8、为了改善螺纹牙间载荷分布不均匀现象可以采用环槽螺母的方法。

（）9、带传动中的弹性滑动可以用增大包角等措施予以避免。

（）11、通常，轴采用阶梯轴形式，其目的主要是为了加工方便。

（）12、一般软齿面的闭式齿轮传动，齿轮轮齿最常见的失效是疲劳点蚀。

（）13、圆柱滚子轴承既可以承受较大的径向力,同时也可承受一定的轴向力。

（）14、楔键和轮毂上键槽的底面，两者的接触面都具有1/100的斜度。

（）15、万向联轴器可以补偿较大的角位移，并且还具有减振缓冲功能。

（）16、在轴的初步设计计算中，轴的最小直径是按弯曲强度来初步计算的。

（）17、蜗杆传动的蜗杆导程角γ一定等于蜗轮的螺旋角β。

（）18、用于联接的螺纹要求传动效率高。

（）19、轴承代号“61206”的含义是：轴承内径是30mm，直径系列是轻系列，公差等级是普通级，类型是深沟球轴承。

（）20、在轴上同一处，安装两个半圆键时，一般最好使它们隔180°布置。

〔〕21、在公称直径相同时，因为粗牙螺纹的螺距比细牙螺纹的大，所以粗牙螺纹的自锁性好，因此粗牙螺纹是常用螺纹。

〔〕22、弹性柱销联轴器具有减振缓冲、补偿位移的功能。

〔〕23、润滑油的粘度越大，内摩擦阻力越大，即流动性越差。

〔〕24、因为三角形螺纹的牙形角相对较大，所以三角形螺纹常用于传动螺纹〔〕25、两带轮的直径一定时，减小中心距会导致小带轮上的包角减小。

齿轮与轴的连接方式齿轮传动设计1、选择材料及确定许用应力考虑到传动功率不大（1P =2.85kw ）,所以齿轮选择软齿面。

由已知条件（单向传动、载荷较平稳）通过查《机械设计基础》表11-1，小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度217~286HBS ，1lim H σ=730Mpa ，1FE σ=580Mpa ；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197~286HBS ，2lim H σ=600Mpa ，2FE σ=450Mpa 。

由表11-5，取H S =1.1,F S =1.25。

所以，[]1H σ=HH S 1lim σ=Mpa 1.1730=664Mpa[]2H σ=Mpa 1.1600=545Mpa[]1F σ=FFE S 1σ=Mpa 25.1580=464Mpa[]2F σ=Mpa 25.1450=360Mpa2、按齿面接触强度设计根据表11-2，设齿轮按8级精度设计。

由表11-3取载荷系数K=1.2,由表11-6取齿宽系数d φ=0.8,小齿轮转矩1T =0.48×510N·mm,由表11-4取EZ =188,又HZ ,所以[]3211112⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H HE d Z Z KT d σμμφ=3255455.21886168.01048.02.12⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯≈49.99mm取1Z =20，2Z =01i 1Z =6×20=120（《机械设计指导》表16-2） 模数m=111Z d =2099.49㎜=2.5 齿宽b=d φ11d =0.8×49.99mm=39.99mm大齿轮的齿宽b=40mm 小齿轮的齿宽b=45mm取2b =45mm,1b =50mm,按表4-1取m=2.5mm,实际的11d =1Z m=20×2.5mm=50mm,12d =120×2.5mm=300mm 中心距1a =21211d d +=175mm 验算轮齿弯曲强度齿形系数1Fa Y =2.94（图11-8）,1Sa Y =1.56（图11-9）2Fa Y =2.13,2Sa Y =1.811F σ=121112z bm Y Y KT Sa Fa =205.299.3956.194.21048.02.1225⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=105.7Mpa ≤[]1F σ=464Mpa 2F σ=11221Sa Fa Sa Fa F Y Y Y Y σ=56.194.281.113.27.105⨯⨯⨯Mpa=88.85Mpa ≤[]2F σ=360Mpa,安全。

机械设计期末考试题A卷答案1、⼀减速齿轮传动，主动轮1⽤45号钢调质，从动轮⽤45号钢正⽕，则它们齿⾯接触应⼒的关系是 b 。

a 、2H 1H σσ>；b 、2H 1H σσ=；c 、2H 1H σσ<。

3、对于硬齿⾯闭式齿轮传动，其齿⾯接触承载能⼒较⾼，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。

4、蜗杆的 c 模数为标准模数，蜗轮的 b 压⼒⾓为标准压⼒⾓。

a 、法⾯；b 、端⾯；c 、轴⾯。

5、带在带轮上即将打滑⽽尚未打滑的临界状态时，1F 与2F 的关系可⽤著名的欧拉公式表⽰为 121αf eF F = 。

6、在蜗杆传动中，当需要⾃锁时，应使当量摩擦⾓ b 蜗杆导程⾓。

a 、⼩于；b 、⼤于；c 、等于。

7、计算蜗杆传动的传动⽐时，公式 c 是错误的。

a 、21/ωω=i ；b 、21/n n i =；c 、12/d d i =；d 、12/z z i =。

8、蜗杆传动的失效通常是发⽣在蜗轮轮齿上。

9、设计圆柱螺旋弹簧时，其弹簧直径d 按强度条件确定，其⼯作圈数n 按刚度条件确定。

10、弹簧指数C ＝ D 2/d ，C 值越⼤，刚度越⼩。

11、楔键联接靠摩擦⼒传递转矩，⽤于对中性要求不⾼的联接。

12、按国家标准GB/292-93规定，代号为7210C 的滚动轴承类型为⾓接触球轴承轴承，其内径为 50 mm ，宽度系列为窄、系列，直径系列为轻系列，C 代表公称接触⾓15o，其精度为 P0 级。

13、下列各种联轴器中，能减缓振动和冲击的是 f ；可实现两轴线⾓位移最⼤的是 c ；常⽤于两轴线对中性不好、低速情况下的是 d 和 e 。

a 套筒联轴器；b. 凸缘联轴器；c. 万向联轴器；d. ⼗字滑块联轴器；e. 齿轮联轴器；f. 弹性柱销联轴器。

⼆、问答题〔每题5分、计30分〕1、试分析影响带传动所能传递最⼤有效圆周⼒F max 的主要因素。

（5分）110max11112ααf f ee F F +-= max F 与初拉⼒0F 、包⾓1α和摩擦系数f 有关。

《机械设计简答题》试题库与齿轮等啮合传动相比较，带传动的优点有哪些？答案 1.因带有良好的弹性,可缓和冲击及振动,传动平稳, 噪声小.2.靠摩擦传动的带,过载时将在轮面上打滑,起到安全保护作用3.可用于两轮中心距较大的场合4.传动装置结构简单,制造容易,维修方便,成本较低.与齿轮等啮合传动相比较，带传动的缺点有哪些？答案 1.靠摩擦传动的带传动,由带的弹性变形产生带在轮上的弹性滑动,使传动比不稳定,不准确.2.带的寿命短,传动效率低, V带传动的效率约为0.95.3.不能用于恶劣的工作场合.V带传动的主要参数有哪些？答案小带轮直径d,小带轮包角,带速v,传动比i,中心距a,初拉力F,带的根数z,带的型号等.带传动中，以带的形状分类有哪几种形式？答案平带,V带,多楔带,圆带和活络带传动.按材料来说，带的材料有哪些？答案棉织橡胶合成的,尼龙橡胶合成的和皮革等.带传动的打滑经常在什么情况下发生？答案当拉力差值大于摩擦力极限值时,带与轮面之间的滑动在整个包角内出现,此时主动轮转动无法传到带上,则带不能运动,带传动失去工作能力,此时打滑情况发生.带传动时，带的横截面上产生那些应力？答案拉应力,离心应力和弯曲应力.在V带传动中，拉力差与哪些因素有关？答案主动轮包角,当量摩擦系数,带轮楔角,材料摩擦系数有关.带传动为什么要限制带速，限制范围是多少？答案因带速愈大,则离心力愈大,使轮面上的正压力和摩擦力减小,带承受的应力增大,对传动不利,但有效圆周力不变时,带速高有利于提高承载能力,通常带速在5~25m/s范围为宜.带传动中，小带轮的直径为什么不宜太小？答案因带轮的直径愈小,带愈厚,则带的弯曲应力愈大,对带传动不利,所以带轮直径不宜过小.V带传动的主要失效形式有哪些？答案主要失效形式有打滑,磨损,散层和疲劳断裂.带传动的设计准则是什么？答案设计准则为防止打滑和保证足够的使用寿命.V带传动设计计算的主要内容是确定什么？答案带的型号,根数,基准长度,带轮直径,中心距和带轮的结构尺寸,以及选用何种张紧装置.V带的型号有哪几种？答案型号有Y,Z,A,B,C,D,E七种带传动中，增大包角的主要方法有哪些？答案加大中心距和带的松边外侧加张紧轮，可提高包角.带传动中，为什么常设计为中心距可调节？答案一是调整初拉力,提高带的传动能力.二是可加大中心距,增大包角,提高传动能力.三是便于维修.带传动中的工况系数K与哪些主要因素有关？答案K与带传动中的载荷性质,工作机的类型,原动机的特性和每天工作时间有关.带传动为什么要核验包角？答案小带轮包角愈大,接触弧上可产生的摩擦力也越大,则带传动的承载能力也愈大,通常情况下,应使包角大于120o.为什么要控制初拉力的大小？答案初拉力过小,极限摩擦力小,易打滑;初拉力过大,磨损快，增大压轴力.在带传动设计时，当包角过小应采取什么措施？答案可采用如下措施:1)增大中心距; 2)控制传动比; 3)增设张紧轮装置.与带传动相比较，链传动有什么优点？答案由于链传动是啮合传动,故传动比准确,工作可靠性好,承载能力大,传动尺寸较紧凑,可以在恶劣条件下工作(如工作高温,多尘,易燃等)，压轴力较小.与带传动相比较，链传动有什么缺点？答案链传动的瞬时传动比不恒定，噪声较大.与齿轮传动相比较，链传动有什么优点？答案链传动的中心距较大、成本低、安装容易。

第五章螺纹连接和螺旋传动受拉螺栓连接1、受轴向力FΣ每个螺栓所受轴向工作载荷：zFF/∑=z：螺栓数目；F：每个螺栓所受工作载荷2、受横向力FΣ每个螺栓预紧力：fizFKF s∑>f：接合面摩擦系数；i：接合面对数；sK：防滑系数；z：螺栓数目3、受旋转力矩T每个螺栓所受预紧力：∑=≥niisrfTKF10sK：防滑系数；f：摩擦系数；4、受翻转力矩M螺栓受最大工作载荷：≥zMLF maxmax5、受横向力FΣ每个螺栓所受工作剪力：F==ii1螺栓连接强度计算松螺栓连接：]σπσ≤=421d只受预紧力的紧螺栓连接：[]σπσ≤=43.121dF受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接：受轴向静载荷：[]σπσ≤=43.1212dF受轴向动载荷：[]pmbba dFCCCσπσ≤∙+=212受剪力的铰制孔用螺栓连接剪力：螺栓的剪切强度条件：[]σπτ≤=4/2dF螺栓与孔壁挤压强度：[]pp LdFσσ≤=min螺纹连接的许用应力许用拉应力：[]S Sσσ=许用切应力：[]τστSS=许用挤压应力： 钢：[]PS P S σσ=铸铁：[]PB P S σσ=S σ：螺纹连接件的屈服极限；B σ：螺纹连接件的强度极限；p S S S ⋅⋅τ：安全系数第六章 键、花键、无键连接和销连接普通平键强度条件：[]p p kldT σσ≤⨯=3102 导向平键连接和滑键连接的强度条件：p kldT p ≤⨯=3102T ：传递的转矩，N.mkl ：键的工作长度，d ：轴的直径，mmMPa静连接强度条件：[]p mp zhld T σϕσ≤⨯=3102动连接强度条件：[]p zhld T p m≤⨯=ϕ3102ϕ：载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取8.0~7.0=ϕ，齿数多时取偏小值z ：花键齿数l ：齿的工作长度，mm h ：齿侧面工作高度，C dD h 22--=，C 倒角尺寸m d ：花键的平均直径，矩形花键2dD d m +=，渐开线花键1d d m =，1d 为分度圆直径，mm[]pσ：花键许用挤压应力，MPa[]p ：花键许用压力，MPa第八章 带传动1、带传动受力分析的基本公式2001F F F F -=-201eF F F +=1F ：紧边接力，N ； N ； e F ：有效拉力，N ； αf eec F ：临界摩擦力，N ； αf F ：临界有效拉力，N ； f ：摩擦系数，N ； α：带在轮上的包角，rad 3、带的应力分析 紧边拉应力：A F 11=σ 松边拉应力：AF 22=σ 离心拉应力：Aqv A F e c 2==σ带绕过带轮产生的弯曲应力：db d hE=σA ：带的横剖面面积，mm 2； q ：带的单位长度质量，kg/m ；v ：带速，m/s ； E ：带的弹性模量，N/mm2； h ：带的厚度，mm ； d d ：带轮基准直径，mm带的最大应力发生在紧边绕入小带轮之处：b c σσσσ++=1max第十章 齿轮传动直齿轮 圆周力：1112d T F t = αcos 1t n F =向力：βtan t a F F = 法向力直齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式：[]F Sa Fa t F F bmY Y Y F K σσε≥=1设计计算公式[]32112F SaFa d F Y Y z Y T K m σφε∙≥ Fa Y ：齿形系数；Sa Y 应力校正系数； F K 弯曲疲劳强度计算载荷系数，βF Fa v A F K K K K K =εY 弯曲疲劳计算的重合度系数直齿圆柱齿轮齿面疲劳接触强度计算[]H Z H d H H T Z Z uu d T K σφσε≤±∙=12311 设计计算公式321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛∙±∙≥HE H d H Z Z Z u u T K d σφε斜齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F n d Sa Fa F F Z m Y Y Y Y T K σφβσβε≤=21321cos 2设计计算公式[]32121cos 2F SaFa d F n Y Y z Y T K m σφββ⋅≥锥齿轮轮齿受力分析 圆周力112m t d T F =径向力211cos tan a t r F F F ==δα 轴向力211cos tan r t a F F F ==δα 法向载荷αcos tn F F =齿根弯曲疲劳强度校核计算公式()[]F R R SaFa F F u zm Y Y T K σφφσ≤+-=15.01221321设计计算公式()[]32212115.01F SaFa R R F Y Y u zT K m σφφ∙+-≥齿面接触疲劳强度校核计算公式()[]H R R H EH H ud T K Z Z σφφσ≤-=31215.014 设计计算公式[]()321215.014u T K Z Z d RR H HEH φφσ-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥ 第十一章 蜗杆传动 蜗杆圆周力11212d T F F a t ==]H K ：载荷系数，v A K K K K β=，A K 使用系数，βK 齿向载荷分布系数，v K 动载系数[]H H σσ/：分别为蜗轮齿面的接触应力和许用接触应力，MPa蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核公式[]F Fa F Y Y md d KT σσβ≤=221253.1 设计公式[]βσY Y z KT d m Fa F 221253.1≥F σ：蜗轮齿根弯曲应力，MPa2Fa Y ：蜗轮齿形系数[]F σ：蜗轮的许用弯曲应力，MPa第十二章滑动轴承一、不完全液体润滑径向滑动轴承计算在设计时，通常已知轴承所受的径向载荷F<N>，轴颈转速n<r/min>，轴颈直径d<mm>，进行以下验算： 1、验算轴承平均压力p<MPa>MPa pv 许用值MPa.m/s[]v ：许用滑动速度，m/s二、不完全液体润滑止推滑动轴承的计算在设计止推轴承时，通常已知轴承所受轴向载荷Fa ，轴颈转速n ，轴颈直径2d 和轴承孔直径1d 以及轴环数目z ，处于混合润滑状态下的止推轴承需校核p 和pv 。

滚动轴承的寿命计算1 基本额定寿命和基本额定动载荷轴承中任一元件出现疲劳点蚀前的总转数或一定转速下工作的小时数称为轴承寿命.大量实验证明,在一批轴承中结构尺寸、材料及热处理、加工方法、使用条件完全相同的轴承寿命是相当离散的(图1是一组20套轴承寿命实验的结果),最长寿命是最短寿命的数十倍。

对一具体轴承很难确切预知其寿命，但对一批轴承用数理统计方法可以求出其寿命概率分布规律。

轴承的寿命不能以一批中最长或最短的寿命做基准，标准中规定对于一般使用的机器,以90％的轴承不发生破坏的寿命作为基准。

(1)基本额定寿命 一批相同的轴承中90%的轴承在疲劳点蚀前能够达到或超过的总转数r L (610转为单位)或在一定转速下工作的小时数()h h L 。

图1 轴承寿命试验结果可靠度要求超过90％，或改变轴承材料性能和运转条件时，可以对基本额定寿命进行修正.（2)基本额定动载荷 滚动轴承标准中规定,基本额定寿命为一百万转时,轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用字母C 表示，即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作一百万转而不发生点蚀失效的概率为90%。

基本额定动载荷是衡量轴承抵抗点蚀能力的一个表征值，其值越大,轴承抗疲劳点蚀能力越强。

基本额定动载荷又有径向基本额定动载荷（r C )和轴向基本额定动载荷（a C ）之分.径向基本动载荷对向心轴承（角接触轴承除外)是指径向载荷，对角接触轴承指轴承套圈间产生相对径向位移的载荷的径向分量。

对推力轴承指中心轴向载荷。

轴承的基本额定动载荷的大小与轴承的类型、结构、尺寸大小及材料等有关，可以从手册或轴承产品样本中直接查出数值。

2 当量动载荷轴承的基本额定动载荷C （r C 和a C ）是在一定条件下确定的。

对同时承受径向载荷和轴向载荷作用的轴承进行寿命计算时，需要把实际载荷折算为与基本额定动载荷条件相一致的一种假想载荷，此假想载荷称为当量动载荷，用字母P 表示。

当量动载荷P 的计算方法如下：同时承受径向载荷r F 和轴向载荷a F 的轴承()P r a P f XF YF =+（1)受纯径向载荷r F 的轴承（如N 、NA 类轴承）P r P f F =（2）受纯轴向载荷a F 的轴承(如5类、8类轴承)P a P f F =（3）式中：X ——径向动载荷系数，查表1； Y ——轴向动载荷系数，查表1; P f 冲击载荷系数，见表2。

序表 派生轴向力Fd计算步骤参数数值备注与图示轴向力Fae(N)(向左为正)400径向力Fre(N)900切向力Fte(N)2200表1 轴承预期计算寿命轮节圆d(mm)314距离a(mm)200距离b(mm)320左轴承径向力Fr1(N)1512.62右轴承径向力Fr2(N)875.66200Fa1=Fa2=Fa 轴承类型7000AC 左轴承派生轴向力Fd1(N)1028.58右轴承派生轴向力Fd2(N)595.45根据Fae判断被压紧轴承左侧轴承被压紧表2 径向动载荷系数X和轴左轴承轴向力Fa1(N)995.45右轴承轴向力Fa2(N)595.45轴承型号(查样本)7207C 基本额定静载荷C0(N)20000估算e值(首次取0.45)0.4在左侧填入数值估算左Fd1(N)605.05估算右Fd2(N)350.26根据Fae判断被压紧轴承右侧轴承被压紧右轴承轴向力Fa2(N)1005.05左轴承轴向力Fa1(N)605.05右轴承Fa2/C00.0503左轴承Fa1/C00.0303右轴承e20.4220左轴承e10.4013右轴承派生轴向力Fd2(N)369.51左轴承派生轴向力Fd1(N)607.01右轴承轴向力Fa2(N)1007.01左轴承轴向力Fa1(N)607.01轴承型号32206圆锥滚子轴承Y1值1.6圆锥滚子轴承左轴承派生轴向力Fd1(N)472.69调心滚子轴承右轴承派生轴向力Fd2(N)273.64调心球轴承根据Fae判断被压紧轴承左侧轴承被压紧已知条件轴承校核计算合集序：典型轴承模型受力分析说明：此模型广泛应用于齿轮或皮带/链传动。

(1)当为直齿轮或皮带/链轮时，轴向力Fae=0；(2)当为齿轮传动时，径向力Fre为齿轮的重力；当为皮带轮时，Fre为重力和预紧力的合力；(3)切向力Fte可以通过转矩T求得，T=Fte*d/2。

圆锥滚子轴承不经常使用的仪器间断使用轴承径向力每天8h运转两端为深沟球轴承时轴向力Fa(N)两端为7000C时的轴向力深沟球轴承角接触轴承两端为7000AC 或7000B时的轴向力24H连续运作机械轴承类型e平均值=0.4116两端为圆锥滚子轴承时的轴向力Fre Fae Fte a b d 将此值填入再次计算Fae Fae 面朝面安装背靠背安装12Y F F r d左轴承轴向力Fa1(N)673.64表3 轴承载荷系数fp 右轴承轴向力Fa2(N)273.64步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500表4 温度系数ft轴向载荷Fa(N)2500工作温度(℃)转速n(r/min)1250ft预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)50表5 NHK深沟球轴承样本轴承型号6310基本额定动载荷Cr(N)62000基本额定静载荷C0(N)38500相对轴向载荷Fa/C00.0649e值0.2649表2附1自动计算轴径载荷比Fa/Fr0.45对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 0.56表2轴向动载荷系数Y1.6338表2附1自动计算NHK圆锥滚子轴承样本载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4当量动载荷P(N)8597.30P=fp(XFr+YFa)指数ε3.00所需基本额定动载荷C61997.25C≤Cr 计算寿命Ls(h)5000.66Ls≥Lh NHK角接触球轴承样本步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500轴向载荷Fa(N)2500转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)30确定轴承类型圆锥滚子轴承(3系)轴承型号32206基本额定动载荷Cr(N)52000基本额定静载荷C0(N)60000圆锥滚子轴承e值0.38圆锥滚子轴承Y1值 1.6子轴承时的轴向力载荷性质将以上计算的Fr和Fa的较大值带入下方对应表格计算无/轻微冲击深沟球轴承(6系)校核计算中等或中等惯性冲已知条件强大冲击已知条件1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表52,计算当量动载荷P3，校核轴承额定动载荷或使用寿命轴承额定动载荷Cr满足要求寿命满足要求，可以使用校核基本额定动载荷C=校核寿命Lh，二者等效，校核其一即可圆锥滚子轴承(3系)或角接触球轴承(7系)校核计算1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表57系不用填若不合格则重新选择型号若不ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610相对轴向载荷Fa/C00.0417轴径载荷比Fa/Fr0.45系数e0.3800对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 0.4表2轴向动载荷系数Y1.6000载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4NHK圆柱滚子样本截图当量动载荷P(N)7440.00P=fp(XFr+YFa)指数ε3.33所需基本额定动载荷C44033.41C≤Cr 计算寿命Ls(h)8703.76Ls≥Lh 步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500此处只考虑轴向载荷转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)40载荷系数fp1.2表3温度系数ft 1表4当量动载荷P(N)6600.00P=fp*Fr 指数ε3.33所需基本额定动载荷C39061.90初选选择轴承型号N208基本额定动载荷Cr(N)43500基本额定静载荷C0(N)43000计算寿命Ls(h)7157.42Ls≥Lh步骤参数取值备注径向载荷Fr(N)5500轴向载荷Fa(N)2500转速n(r/min)1250预期计算寿命Lh(h)5000参考表1要求轴承孔径(mm)50轴承型号基本额定动载荷Cr(N)基本额定静载荷C0(N)3,寿命计算寿命满足要求，可以使用2,计算当量动载荷P3，校核轴承额定动载荷或使用寿命轴承额定动载荷Cr满足要求寿命满足要求，可以使用校核基本额定动载荷C=校核寿命Lh，二者等效，校核其一即可圆柱滚子轴承(N系)选型计算已知条件1,计算轴承额定动载荷2,轴承选型查样本，如表5其他轴承校核计算已知条件1,按安装尺寸或受力分析初选轴承查样本，如表5不合格则重新选择型号若ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610ε61060h L n t f P C ⨯⨯=ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=P Cr t f n Ls 60610相对轴向载荷Fa/C0#DIV/0!e值表2附1自动计算轴径载荷比Fa/Fr0.45对比Fa/Fr与e Fa/Fr＞e 径向动载荷系数X 表2轴向动载荷系数Y表2载荷系数fp1.2表3温度系数ft1表4当量动载荷P(N)P=fp(XFr+YFa)指数ε球轴承 3.00所需基本额定动载荷C0.00C≤Cr 计算寿命Ls(h)#DIV/0!#DIV/0!附图1 双支点各单向固定附图1 一端固定一端游动说明：1，轴承类型的选择：a 载荷：滚子轴承用于较大载荷，球轴承用于中轻载荷；纯径向载荷一般用深沟球轴承、圆柱棍子轴承、滚针轴承；纯轴向载荷可选用推力轴承(较小的纯轴向载荷可选用推力球球轴承，较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承)；径向载荷+不大的轴向载荷可选用深沟球、角接触球(70000C\70000AC)、圆锥滚子(α=10~18°)；径向载荷+较大的轴向载荷可选用角接触球(70000AC/70000B)、圆锥滚子(α=27~30°)、向心轴承+推力轴承组合。

滚动轴承的寿命计算一、基本额定寿命和基本额定动载荷1、基本额定寿命L10轴承寿命：单个滚动轴承中任一元件出现疲劳点蚀前运转的总转数或在一定转速下的工作小时数称轴承寿命。

由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能相同,同一批轴承在同样的工作条件下，各个轴承的寿命有很大的离散性，所以，用数理统计的办法来处理。

基本额定寿命L10——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数（以106为单位）或一定转速下的工作时数。

（失效概率10%）。

2、基本额定动载荷C轴承的基本额定寿命L10=1（106转）时，轴承所能承受的载荷称基本额定动载荷C。

在基本额定动载荷作用下，轴承可以转106转而不发生点蚀失效的可靠度为90%。

基本额定动载荷C（1）向心轴承的C是纯径向载荷；（2）推力轴承的C是纯轴向载荷；（3）角接触球轴承和圆锥滚子轴承的C是指引起套圈间产生相对径向位移时载荷的径向分量。

二、滚动轴承的当量动载荷P定义：将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷，该假想载荷称为当量动载荷P，在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同。

1．对只能承受径向载荷R的轴承（N、滚针轴承）P=F r2．对只能承受轴向载荷A的轴承（推力球（5）和推力滚子（8））P= F a3．同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承P=X F r+Y F aX——径向载荷系数，Y——轴向载荷系数，X、Y——见下表。

径向动载荷系数X和轴向动载荷系数表12－3考虑冲击、振动等动载荷的影响，使轴承寿命降低，引入载荷系数fp—见下表。

载荷系数fp表12－4三、滚动轴承的寿命计算公式图12－9 载荷与寿命的关系曲线载荷与寿命的关系曲线方程为：=常数(12-3)3 球轴承ε——寿命指数10/3——滚子轴承根据定义：P=C，轴承所能承受的载荷为基本额定功载荷时，∴∴（106r） (12-2)按小时计的轴承寿命：（h）（12-3）考虑当工作t>120℃时，因金属组织硬度和润滑条件等的变化，轴承的基本额定动载荷C有所下降，∴引入温度系数f t——下表——对C修正表 12－5（106r）(12-4)（h）(12-5)当P、n已知，预期寿命为L h′，则要求选取的轴承的额定动载荷C为N ——选轴承型号和尺寸！（12-6）不同的机械上要求的轴承寿命推荐使用期见下表。