表13-5 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
《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。
濮良贵机械设计第九版课后 习题答案.(DOC)
取 ⑩由弯曲强度确定的最大转矩
（4）齿轮传动的功率 取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值 即
第十一章 蜗杆传动 习题答案
11-1 试分析图11-26所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋 方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。
[解] 各轴的回转方向如下图所示，蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右 旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图
第十章 齿轮传动 习题答案
10-1 试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示各 力的作用位置及方向）。
[解] 受力图如下图：
补充题：如图（b），已知标准锥齿轮，标准斜齿轮 ，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，应为多少？并计算2、3齿轮
各分力大小。 [解] （1）齿轮2的轴向力：
[解] 螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为，转矩T 分在各个螺栓上的分力为
（a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即r=125mm 由（a）图可知，最左的螺栓受力最大
（b）方案中
由（b）图可知，螺栓受力最大为
5-10
第六章 键、花键、无键连接和销连接 习题答案
6-3 在一直径的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽 度，工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大 扭矩。
⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮 的接触疲劳强度极限。 ⑥齿数比 ⑦计算应力循环次数
⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数 ⑨计算接触疲劳许用应力
取失效概率为，安全系数
2）计算 ①计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值
②计算圆周速度
③计算尺宽
④计算尺宽与齿高之比
机械设计课后习题答案及解析
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
初步计算轴承当量动载荷
初步计算轴承当量动载荷当量动载荷P=fP(XR+YA)(下表)式中：fP--载荷系数X--径向载荷系数Y--轴向载荷系数(可暂选一近似中间值)表：径向载荷系数X和轴向载荷系数Y(摘自1989年轴承样本)注：1)C0是轴承基本额定静载荷；a是接触角。
实用时，X、Y、e等值应按目前最新国标GB6391-1995查取。
2)表中括号内的系数Y、Y1、Y2和e的详值应查取手册，对不同型号的轴承，有不同的值。
3)深沟球轴承的X、Y值仅适用于0组游隙的轴承，对应其它游隙组的X、Y值可查取轴承手册。
4)对于深沟球轴承和角接触轴承，先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的e值，然后再得出相应的X、Y值。
对于表中未列出的A/C0值可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。
5)两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用，这种轴承可由生产厂选配组合成套提供，其基本额定动载荷及X、Y系数可查取轴承手册。
谁有学习轴承的好方法啊包括新老型号的转换记忆及一些代码的表示等？2010-10-16 11:04提问者：a393437848|浏览次数：873次2010-10-16 16:20最佳答案1.问：滚动轴承由哪几个基本部分组成？答：由内圈、外圈、滚动体和保持架等四部分组成。
滚动体是滚动轴承中的核心元件，它使相对运动表面间的滑动摩擦变为滚动摩擦。
2.问：常用的滚动体有哪些？答：滚动体有球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种。
3.问：保持架的主要作用是什么？答：保持架的主要作用是均匀地隔开滚动体，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，则相邻滚动体转动时将会由于接触处产生较大的相对滑动速度而引起磨损。
4.问：按轴承所承受的外载荷不同，滚动轴承可以分为哪几种？答：可以概况地分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类。
5.问：常用滚动轴承的类型有哪些？答：调心球轴承、调心滚子轴承、推力调心滚子轴承、圆锥滚子轴承、大锥角圆锥滚子轴承、推力球轴承、双向推力球轴承、深沟球轴承、角接触球轴承、外圈无挡边的圆柱滚子轴承、内圈无挡边的圆柱滚子轴承、内圈有单挡边的圆柱滚子轴承、滚针轴承、带顶丝外球面球轴承等。
濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析
第三章 机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB=420MPa，精车，弯曲，βq=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==dD，067.0453==dr，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k=-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=qβ，则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力MPa20m=σ，应力幅MPa20a=σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
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
4）深沟球轴承的X、Y值仅适用于0组游隙的轴承，对应其它轴承组的X、Y值可查轴承手册。
5）对于深沟球轴承，先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的e值，然后再得出相应的X、Y值。对于表中为列出的A/C0值，可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。
6）两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用，这种轴承可由生产厂选配组合成套提供，其基本额定动载荷及X、Y系数可查轴承手册。
派生轴向力计算
圆锥滚子轴承
角接触球轴承
70000C(a=15°)
70000AC(a=25°)
70000B(a=40°)
Fd=Fr/(2Y)①
24小时连续工作的机械，中断使用后果严重。如纤维生产或造纸设备、发电站主电机、矿井水泵、船舶浆轴等
100000～200000
1.99
1.71
1.55
1.45
1.31
1.15
1.04
1.00
0.19
0.22
0.26
0.28
0.30
0.34
0.38
0.42
0.44
角接触球轴承
70000C
α=15°
─
0.015
0.029
0.058
0.087
0.120
0.170
0.290
0.440
0.580
1
0
0.44
1.47
1.40
1.30
1.23
(Y2)
(e)
推力调心滚子轴承
29000
─
─
1
轴及轴承计算
-
-
-
-
-
70000B
α=25˚
α=40˚
—
—
1
0
0.35
0.57
1.14
重新查表选取判断系数e e1=0.422 e2=0.401 重新计算派生轴向力 Fd1=e1Fr1 =0.422×875.65=369.52 N Fd2=e2Fr2 =0.401×1512.62=606.56 N 重新计算轴向力 Fa1= Fae +Fd2 =400+606.56=1006.56 N Fa2= Fd2 =606.56 N Fa1/C0= 1006.56/20000 =0.05033 Fa2/C0= 606.56/20000 =0.03033 两次计算 Fa2/C0 结果相差不大，故取 e1=0.422
M aH F1H L M /aV 2 8700 0.193/ 2
840 N m
6) 求F力产生的弯矩图
927 N maV 4500
d
L/2 a
a— a 截面F力产生的弯矩为：
M 0.193/ 2 M aF F1F L /2 aV 4803
a
潘存云教授研制
L/2 a
Ft d2
L Fr Fa 2
K
F
Fr Fa F2v
Fr L 2 Fa d 2 2 6410 193 2 2860 2860 146 146 2 2 对2点取矩 F1v 2123 N L 193 193
F F2v Fr F 1v 1 v 6410 2123 4287 N
轴承类型 相对轴向载荷 名 称 代 号 f 0Fa / C0r Fa / C0 调心球轴承 10000 — — 调心滚子轴承 20000 — — 推力调心滚子轴承 29000 — — 圆锥滚子轴承 30000 — — 0.172 0.345 0.689 1.030 深沟球轴承 60000 1.380 — 2.070 3.450 5.170 6.890 0.015 0.029 0.058 0.087 70000C 0.120 α=15˚ 0.170 0.290 角接触球轴承 0.440 0.580 70000AC — — 70000B
机械设计(第八版)课后习题答案(最新_参考答案)
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN M P a 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN M P a 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121M P a33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
(9) 减速器轴的设计计算.doc
轴的设计1、轴的机构设计 (1) 轴的设计计算① 轴的直径的确定(Ⅰ轴) 按扭转强度条件计算： 3npA do ≥ 其中：首选45号钢进行设计，查表A O =120,P=10.56 ,n=486.7r/min 于是d 1≥33.47取d 1=34m②作用在齿轮上的力F t =112d T =31033.7723.2072⨯⨯=5.34⨯103N （其中：T 1为Ⅰ轴受到的转矩，d 1为齿轮1的直径）F r =F t βcos tan n a ⨯=2⨯103N （其中：αn 为齿轮的压力角，β为螺旋角）F a =F t ·tan β=1342N同理可求得Ⅱ轴、Ⅲ轴的直径和轴上齿轮的受力： Ⅱ轴 d 2≥42.4 mm 取d 2=45 mm 轴上齿轮的受力：F t =2700 N 、F r = 1023 N 、 F a =780 NⅢ轴 d 3≥63.7 mm 取d 3=65 mm 轴上齿轮的受力：F t =8340 N 、F r =3100 N 、 F a =1800 N (2) 校核轴上轴承的受力和轴承的寿命 Ⅰ轴1、求轴承受到的径向载荷F r1和F r2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面的两个力系，如下图所示根据图示力的分析可知道：由图（b ）得F r1v =5.1905.6625.661+⨯-⨯d Fa Fr =5.1905.6625.678145.661007.13+⨯-⨯⨯=170N F r2v =F r -F r1v =1070-170=900NF r1H =5.1905.665.66+F t =7.29⨯102F r2H =F r -F r1H =2820-729=2091F r1=2211Hr F F v r +=22900170+=748.6 NF r2=2222H r v r F F +=222091729+=2276.5 N 2 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2对于70000AC 型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力为F d =0.68⨯F r (5-8)F d1=0.68×F r1=0.68×748.6=509.6 N F d2=0.68×F r2=0.68×2276.5=1547.99 N 根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承2压紧：∴ F a1=F d1=509.6 NF a2=F a +F d1=1323 N3 求轴承的当量动载荷 11r a F F =6.7486.509=0.68=e(5-9)22r a F F =5.22761323=0.58<e 由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对与轴承1： X 1=1 ; Y 1=0 对轴承2： X 2=1 ; Y 2=0 因轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6，f p =1.0～1.2则 P 1=f p(X 1F r1+Y 1F a1)=1.1×(1×748.6+0×2362)=823.46(5-10)P 2=f p (X 2F r2+Y 2F a22)=1.1×(1×2276.5+0)=2504.15 (5-11) 4 计算轴承的寿命L h =ε⎪⎪⎭⎫⎝⎛266010P C n =72060106⨯⨯315.250423500⎪⎭⎫ ⎝⎛=19131 h<28800 h(5-12)寿命不能满足工作要求，所以应选择中载系列，选用型号为7307AC,在次进行验证：L h ’=72060106⨯⨯398.259732800⎪⎭⎫ ⎝⎛=420839 h>28800 h(5-13)满足工作寿命的要求，所以轴承选用7307AC 系列。
单级直齿圆柱齿轮减速器
设计计算及说明结果一设计任务书1.设计方案设计题目：带式输送机的传动装置设计方案图如下：表3 大齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验计算公式结果/mm 毂孔直径h d根据中间轴设计而定 h d =24d60轮毂直径1D 1D =1.6h d 96 轮毂宽度l L=(1.2~1.5) h d80 腹板最大直径2D 2D =a d -（10~14）m n 270 板孔分布圆直径0D 0D =0.5（1D +2D ）183 板孔直径0d 0d =15~23mm25 腹板厚度CC=(0.2~0.3)b24大齿轮的结构草图如图1所示，闭式齿轮传动的尺寸列于表4。
图1大10%~15%。
C 值由[1]表5-5来确定：C=120。
1）闭式级高速轴37mm .21970482.5120nd 331min =⨯=≥PC 因为在最小直径处开有一个键槽为了安装联轴器，所以87mm .22）07.01（37.21d 1min =+⨯=，最后取1min d =30mm ；2）闭式级低速轴33.24mm 250.3235.319120nd 332min =⨯=≥PC因为在该轴上开有两个键槽，所以38.226mm ）15.01（33.24d 2min =+⨯=最后取2min d =40mm ；3. 闭式级高速轴的结构设计闭式级高速轴的结构草图如图2所示图21）.各轴段直径的确定D15:轴的最小直径，取1min d =30mm ；D14：密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm ；D13：滚动轴承处轴段直径，取50mm ，由[1]表13-2初选滚动轴承6010；D12：齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构； D11：滚动轴承处轴段直径，取50mm；2）各轴段长度的确定D15:由外接的联轴器确定，取50mm；D14：由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取75mm； D13：由滚动轴承、挡油盘等确定，取30mm；D12：齿轮处轴段，取110mm；D11：滚动轴承处轴段直径，取30mm闭式级高速轴的结构尺寸列于表6表6 闭式级高速轴的结构尺寸轴段D11 D12 D13 D14 D15直径/mm 50 80 50 45 30长度/mm 30 110 30 75 504. 闭式级低速轴的结构设计闭式级低速轴的结构草图如图3所示图31）.各轴段直径的确定d=40mm；D26: 轴的最小直径，取2minD25: 密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm；D24：滚动轴承处轴段直径，取50mm；D23：大齿轮处轴段，由大齿轮确定，取60mm；D22：过渡轴段，取70mm；D21：滚动轴承处轴段直径，取50mm；2）各轴段长度的确定D26:由外接齿轮等确定，取155mm ；D25: 由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取80mm ； D24：由滚动轴承、轴套等确定，取60mm ； D23：由大齿轮确定，取80mm ； D22：过渡轴段，取20mm ； D21：滚动轴承处轴段直径，取30mm 闭式级低速轴的结构尺寸列于表7表7 闭式级低速轴的结构尺寸轴段D21D22 D23 D24 D25 D26 直径/mm 50 70 60 50 45 40 长度/mm 30 208060801555. Ⅰ轴的校核1）对称循环弯曲许用应力选轴的材料为45钢，调质处理，由[4]表14-1查得对称循环弯曲许用应力][1- =55MPa ； 2）轴空间受力图齿轮啮合处作用有径向力、圆周力和轴向力，根据齿轮转向和齿轮旋向，可确定三者方向，画出轴空间受力图，如图4所示：图4取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点，齿轮啮合力即为作用于轴上的载荷，将其分解为垂直面受力和水平面受力，分别如图5和图6所示：图5图63）轴上载荷计算齿轮圆周力：N T T F 145305.12cos /5.231550652cos /zm 2d 2n 111t =⨯⨯===β 齿轮的径向力：NF F n t r5.54005.12cos 20tan 1453cos tan =⨯==βα 齿轮的轴向力：N F F 17.31005.tan121453tan t a =⨯== β 4）轴上支反力计算水平面内的支反力：N F F F HB HA 5.7262/t === 垂直面内的支反力：N d F l F l F a AB r ABVA 22.354)2/2/(11=⨯+⨯=N F F F VA r VB 28.186-== 5)轴弯矩计算及弯矩图绘制 计算截面C 处的弯矩：mm 508555.72670l ⋅=⨯=⨯=N F M HA AC Hmm 4.2479522.35470l 1⋅=⨯=⨯=N F M VA AC Vmm N F F M VA AC V ⋅=⨯-⨯=9.130392/d l 1a 2分别画出垂直面和水平面的弯矩图，分别如图7、图8所示:图7图8求合成弯矩并画出其弯矩图，如图9所示：mm 76.565772121⋅=+=N MM M V Hmm N M M M V H ⋅=+=2.525002222图96）画出扭矩图 如图10所示：图107）按弯扭合成校核轴的强度界面C 处的弯矩最大，以其为危险截面进行强度校核。
轧机机架辊设计
轧机机架辊设计摘要详细介绍轧机机架辊的结构，及其传动件齿轮箱、电机、联轴器等的选择和结构。
近年来,由于生产产量的提高原料品种规格和产品品种规格的增加。
尤其是不锈钢产量品种规格的大幅增加二辊前后机架辊的损坏更加频繁。
主要故障表现在，传动齿轮齿根折断。
主动辊，被动辊辊颈折断等。
特别是在生产轧制过程中的机架辊损坏故障。
不仅造成废钢，而且产生机械故障，造成全厂生产中断，影响极其恶劣，经统计"2009年1~12月份累计损坏机架辊60多套其中"21套是辊颈折断、牙齿折断28套，月平均损坏6套，直接经济损失12万元，影响时间3h。
宽厚板生产线最主要的设备是轧机，而轧机机架辊是轧制过程中与轧机联系最紧密的设备之一，它将板坯顺利送入轧机辊缝并接受轧出的轧件。
机架辊工作条件恶劣，受冲击，负荷大，容易损坏。
现代设计思想不再是加大安全系数，既然损坏难以避免，就要从缩短更换时间、方便维修入手设计其结构。
机架辊是轧制过程中与主机联系最紧密的设备之一。
它将板坯顺利送人轧机辊缝并接受轧出的轧件。
机架辊工作条件恶劣，受冲击，负荷大，容易损坏。
现代设计思想不再是加大安全系数，既然损坏难以避免，就要从缩短更换时间，方便维修入手设计结构。
由于不同轧机轧制力不同，板坯规格不同，成品规格不同。
所以机架辊的设计也不同。
某钢铁公司3500 mm中厚板轧机的机架辊设计很成功。
从投产至今．没有出现过不良情况。
粗轧机架辊是最重要的粗轧辅传动设备之一，由于其运行条件恶劣，维护极不方便，辊系装配采用SKF的调心滚子轴承23148，电机采用大连电机厂生产的YGP',t355L--8型，45kW辊道用变频调速i相异步电动机，控制系统采用西门子PLCs7—400通过DP总线指挥各个控制装置T作，前、后机架辊各用一套西门子逆变器6SE7035--1TJ60。
译文:Detailed presentation roller mill, and its transmission is the gear box, motor, so the choice of axes and structure. in recent years production of raw materials production up by a variety of specifications and specifications of products, especially of stainless steel output specifications for the two rolls and rolls the more frequent failure in the main gears and broken the initiative to roll passive roll off the roll neck, particularly in the production during the roll of the damage caused is not only .Generous board line of the main equipment to be pulled up, and roller mill is during are more closely linked with the device, it will roll smoothly into are the seam and take over the ruts. roller working conditions, shocks and to load the damage. modern design is no longer increase rates. since the damage is difficult to avoid, to change from short time, repair to his design. because of its structure is different from the rolling mill rolling force, during the roll was more closely linked with the host one of the equipment. it will be sent to roller mill smooth seam and take over the ruts. roller working conditions, shocks and to load the damage. modern design is no longer increase security department, since the damage is difficult to avoid, by changing from time to start. the structure of the design is different from the rolling mill rolling force, specifications, with the specifications. it's a roller . A roller mill a most important thing is rough and auxiliary facilities, transmission of the operating conditions are bad and maintain a very inconvenient, roll the assembly to adopt the heart of roller bearings 23148 in dalian, the electrical machinery plant production , t355l --8, 45kw with machinery velocity modulation control motor, and i are an asynchronous system to adopt plc, siemens s7 400 dp bus conductor by various control devices, before and after eliminating roll with a set of siemens become a usurper 6se7035 1tj60 z's, point five关键词：机架辊；集中传动；齿轮箱；交流变频调速电机；联轴器。
滚动轴承当量动载荷计算
ft
106 动载荷——选择轴承
三、滚动轴承的当量动载荷
当量动载荷：是由轴承实际所受载荷转换得到的与基本额定动 载荷 C 的确定条件及性质相同的假想载荷，用 P表示。
滚动轴承的寿命计算
当量动载荷
P f p ( XFr YFa )
式中：Fr 、Fa — 分别为轴承承受的径向载荷和轴向载荷；
X 、Y — 分别为轴承的径向与轴向动载荷系数 (查表13－5）
滚动轴承的寿命计算
向心推力轴承的轴向载荷Fa 计算方法：
1）求径向载荷；
2）求派生轴向力 （大小、方向、作用点）；
滚动轴承的寿命计算
3）判断 Fae Fd 2与Fd1 大小，
“放放松”轴承的 Fa 等与自身的派生轴向力；
被“压紧”轴承的 Fa 等与除自身派生轴向力以外，其余各轴向力代数和
滚动轴承的寿命计算
一、基本概念 1）滚动轴承的寿命：是指轴承中的滚动体或套圈首次出现点蚀
之前，两套圈的相对总转数或在一定转速下的运转小时数。
轴承寿命的离散性是相当大的。 20
轴承的寿命/（106r）
2）基本额定寿命：指一批相同的轴承， 在相同的条件下运转，其可靠度为90％的 寿命，用 L10 。——标准寿命
3）基本额定动载荷： 指L10恰为 106 转
时，轴承所能承受的载荷，用 C 表示。
10
5
1 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0
未失效轴承数量／%
C 是单一性质的载荷。 C表征不同型号轴承的承载特性，可查手册。
二、滚动轴承寿命计算公式
滚动轴承的寿命计算
1、滚动轴承寿命计算解决问题： 1）轴承所受当量载荷P≠基本额定载荷C时的寿命； 2）已知P且要求轴承具有的预期寿命时，应选用具有多大基 本额定动载荷的轴承？
滚动轴承计算与选择
Fr
Fr
β
Fa=0 β=0 Fa
Fr β
Fa
Fa
Fr β Fr = 0 β=90º
Fa
◆向心推力滚动轴承工作时，并非所有滚动体都同时受载。滚动体同时受载的 程度与轴承所受的径向力和轴向力的大小有关，一般以控制约半圈滚动体同 时受载为宜。
第十三章 滚动轴承
§13-1 概述 §13-2 滚动轴承的主要类型和代号 §13-3 滚动轴承的类型选择 §13-4 滚动轴承的工作情况 §13-5 滚动轴承尺寸的选择 §13-6 轴承装置的设计
P/kN
C P1 P2
1 L1
L2 L10/(106r)
§13-5 滚动轴承尺寸的选择
三、滚动轴承的当量动载荷
在进行轴承寿命计算时，应把作用在轴承上的实际载荷转换为与确定轴承
C值的载荷条件相一致当量动载荷（用字母P表示）。
P XFr YFa
式中：Fr与Fa－轴承实际承受的径向载荷与轴向载荷 X、Y－轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数(查表） 为了计及实际载荷波动的影响，可对当量动载荷乘上一个载荷系数 f p 。
yfxf轴承实际承受的径向载荷与轴向载荷xy轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数查表为了计及实际载荷波动的影响可对当量动载荷乘上一个载荷系数xfyf载荷性质载荷系数f无冲击或轻微冲击1012电机汽轮机通风机水泵等中等冲击或中等惯性力1218机床车辆动力机械起重机造纸机选矿机冶金机械卷扬机械等强大冲击1830碎石机轧钢机钻探机振动筛等202142029134滚动轴承的工作情况派生轴向力派生轴向力使内外圈分离故角接触轴承应同时承受径向载荷和轴向载荷
§13-1 概述
滚动轴承组成：内圈、外圈、滚动体、保持架。
内圈：与轴颈相配； 外圈：与轴承座相配； 滚动体：将滑动摩擦转化为滚动摩擦； 保持架：防止滚动体直接接触。
机械设计(第八版)课后习题答案及解析(最新_参考答案及解析)
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
毕业设计计算说明书
夹持机构的设计和计算液压缸的选择：由于液压缸的作用是补偿铝棒切割后的最大误差，铝棒的最大误差在±1mm，所以我们选择最小型号的液压缸：φ24，L23，行程4，重量0.05kg，加紧力3500N。
加紧机构的校核和计算：加紧机构选择滚珠丝杠，其有良好的传动精度，能让转动变为直线运动，摩擦阻力小等特点。
1、确定定位精度：由工作场合确定精度为C72、丝杠的扭矩计算一次夹持铝棒最大重量=2.7*103*0.203*0.203*0.7*8/4=475KG铝棒最小摩擦力=475*9.8*1.5≈7125N由f=μ*F N可知F N=f/μ=8906N查表初步选择3206-3丝杠，其公称直径=32mm，基本导程=6mm动载荷=14283 静载荷=353613、丝杠的全长计算全长=工作行程+螺母长度+安全余量+安全长度+链接长度+余量=600mm4、由于两方向丝杠的公况为，每天开机六小时，每年300个工作日。
工作八年以上，依工作要求和工作条件，初选外循环插管式，预紧采用双螺母型，圆螺母调隙，导珠管凸出式，7级精度，定位滚珠副，丝杠材料：C r WM n钢；滚道硬度为58~62HRC。
丝杠的传动精度为±mm0.04，T h=8*6*300=14400h。
丝杠的转速：n1=250r/min。
5、丝杠的校核寿命的计算C oe=（K h*L h*K F*K H*K L*F）/K n=8156<18850满足寿命要求。
式中――轴向载荷，取F＝8906N;K h――寿命系数, （L h/500）1/3L h――工作寿命,取L h=15000K F――载荷系数,取K F=1.2K H――动载荷硬度影响系数,取K H=1.0K L――短行程系数,取K L=1.0 K n――转速系数,取K n=0.5107静载荷条件计算:C oe=K F*K H*F=32563<35361满足条件预拉深量：取温升3.5o C丝杠的全长深长量：δtu=a*Δt*l u=2.55*10-6*3.5*0.83=7.2642um取预拉伸量：4.5um预拉伸力F t=δ*A*E/L0=337>1000/3所选丝杠预拉伸力满足要求。
滚动轴承习题及思考题
查下页表并插值可求得径向载荷系数X和轴向载荷系数Y
2021
9
表13-5 径向动载荷系数X与轴向动载系数Y
轴承类型
相对轴向载荷 Fa / Fr ≤ e
Fa / Fr >e
-- -- 推力圆调调0 调采锥心.心1 名心4滚滚.用球3 滚子子称轴子3线轴轴0 1轴承..承承4 4 性承 插= 代2123900值00 0000号00.00Y 4 000法01求f2 10F0 Y——a—2 —../4 1C40r Fa————/ C0
重新查表选取判断系数e
e1=0.422 e2=0.401 重新计算轴向力
Fd1=e1Fr1 =0.422×875.65=369.52 N Fd2=e2Fr2 =0.401×1512.62=606.56 N
重新计算轴向力
Fa1= Fae +Fd2 =400+606.56=1006.56 N Fa2= Fd2 =606.56 N Fa1/C0= 1006.56/20000 =0.05033
1.12 0.50
1.02 0.55
1.00 0.56
1.00 0.56
70α00=02A5C˚ —
7α00=0400B˚
—
—
1 0 0.41 0.87 0.68
—2021 1
0
0.35 0.57
110.14
轴承工作时有中等冲击载荷，查表取 f p=1.5
表13-6 载荷系数
载荷性质 无冲击或轻微冲击 中等冲击 强烈冲击
0.015
1.47 0.38
0.029
1.40 0.40
7α00=010C5˚
濮良贵第九版版机械设计习题问题详解
第三章 机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=-Θ σΦσσ+=∴-121MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-3一圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
材料为40CrNi ，设其强度极限σB =900MPa ，屈服极限750MPa s σ=试计算周健的弯曲有效应力集中系数k σ。
[解] 因1.16D d =，0.048rd=，查附表3-2，插值得 1.995σα=，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()k 1110.78 1.9951 1.896σσσq α=+-=+⨯-=3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D =54mm ，d =45mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB=420MPa ，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得0.7σε=；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则k 11 1.691111 2.510.70.911σσσσq K εββ⎛⎫⎛⎫=+-=+-⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭()()()170141.670,,260,0,141.67,2.51 2.51A C D ∴根据()()()0,67.73,260,0,141.67,56.44A C D 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
(完整版)滚动轴承的寿命计算
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。
机械基础-轴承选型步骤及安装方式
深沟球轴承，同时承受 Fa和Fr的轴承，当量动载荷 P应与实际作用的复合外载有
同样的效果，考虑实际机器的惯性、零件的不精确性及其它因素的影响，引入
载荷系数 fp对轴承载荷进行修正即： P= fp （X Fr +Y
轴承载荷系数fp
表1 径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
F表2
）
a
轴承所受的径向载荷
取值
备注
Fa/Fr＞e
1பைடு நூலகம்
0
通过插值法计算
载荷系数fp
1.3
表2
温度系数ft
1
表3
当量动载荷P(N)
280
P=fp(XFr+YFa)
轴向动载荷系数Y
0
任务实施
四、校核轴承
参数
取值
指数ε
3.00
所需基本额定动载荷C
21340.
C≤Cr
5 Cr满足要求
轴承额定动载荷
计算寿命Ls(h)
15989.5
Ls≥Lh
寿命满足要求，可以使用
备注
THANKS
用角接触球轴承替代。
三、分析滚动轴承失效形式
点蚀
磨损
多尘条件下工作的轴承，易产生磨粒磨损
使轴承产生振动和噪音而失效
胶合
润滑不良的高速轴承，易产生粘着撕裂
塑性
变形
转速很低轴承，过大的载荷或冲击载荷导致
四、滚动轴承的设计准则
（一）设计准则
转速较高的轴承：主要失效形式为“点蚀”，需进行寿命计算。
转速极低或摆动的轴承：主要失效形式为塑性变形，需计算静强度。
() = 0
Fr1+Fr2=Fr
第13章滚动轴承
t
固定套圈
t
转动套圈
滚动轴承
3、轴向载荷对载荷分布的影响 ① 只有一个滚动体受载时
Fa＝Fd＝Frtanα ② 有多个滚动体受载时
Fd Fdi FNi tan Fr tan
滚动轴承
四、滚动轴承的寿命计算
1、失效形式及计算准则 点蚀：滚动体或内外滚道上 产生麻点状剥落坑。 计算准则：寿命计算 塑性变形：在静载荷和冲击载荷作用下，滚 动体或内外滚道上出现不均匀的塑性 变形凹坑。 计算准则：静强度计算。
第十三章 滚动轴承
一、概述
1、组成 内圈（inner race） 外圈（outer race） 滚动体 （rolling element）
保持架（retainer）
滚动轴承
2、工作原理 内圈与轴装配，随 轴转动；外圈固定 在轴承座上；保持 架保证避免滚动体 直接接触；滚动体 在内外圈的滚道内 滚动
滚动轴承
➢ Fae＋Fd2＜Fd1 轴承2被压紧：Fa2＝Fae－Fd1 轴承1被放松：Fa1＝Fd1
➢ 总结
确定哪个轴承被“放松”、哪个轴承被“压紧” 被“放松”轴承：其内部派生轴向力 被“压紧”轴承：
除本身内部派生轴向力以外所有外部轴向力 的代数和。
滚动轴承
6、滚动轴承的静载荷 受载最大滚动体与 基本额定静载荷 用滚C0道（接C0触a或中C心0 r处）引表示
滚动轴承
➢ 轴肩定位 用于轴向力
（2）外圈紧固的 不大且需要
常用方法 减小尺寸的
➢ 弹性挡圈 场用合于带有止动
➢ 用轴用弹性 档圈嵌入பைடு நூலகம் 承外圈的止 动槽内紧固
槽的深沟球轴 承用，于外高壳转不速便及 设很凸大肩轴且向外力壳时 为的剖各分类式向结心构、 推力和向心推