第三章第三章 轴毂联接轴毂联接 Ø键是标准件键是标准件Ø通常用于联接轴与轴上旋转零件与摆动零件通常用于联接轴与轴上旋转零件与摆动零件Ø起周向固定零件的作用以传递旋转运动或扭矩起周向固定零件的作用以传递旋转运动或扭矩Ø导键、滑键、花键还可用作轴上移动的导向装置导键、滑键、花键还可用作轴上移动的导向装置 一、键联接的类型、特点与应用一、键联接的类型、特点与应用主要类型：平键、半圆键、主要类型：平键、半圆键、楔键、切向键楔键、切向键1、平键、平键 1）普通平键）普通平键用于静联接用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动，即轴与轮毂间无相对轴向移动两侧面为工作面两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩轴上的槽用盘铣刀或指状铣刀加工、轮毂槽用拉刀或插刀加工轴上的槽用盘铣刀或指状铣刀加工、轮毂槽用拉刀或插刀加工 n§3-1 §3-1 键联接键联接 普通平键：普通平键： 圆圆 头头 — A型（常用）型（常用）—键顶上面与毂不接触有间隙键顶上面与毂不接触有间隙 方方 头头 — B型型—常用螺钉固定常用螺钉固定半圆头半圆头—C型（端铣刀加工）型（端铣刀加工）—用于轴端与轮毂联接用于轴端与轮毂联接 用于动联接用于动联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动的联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动的联接 滑键滑键——键随轮毂移动键随轮毂移动导向键导向键——键不动，轮毂轴向移动键不动，轮毂轴向移动2）导向平键与滑键）导向平键与滑键 二、平键联接的强度校核二、平键联接的强度校核 失效形式：压溃（静联接失效形式：压溃（静联接——键、轴、毂中较弱者）键、轴、毂中较弱者） 磨损（动联接）磨损（动联接） 键的剪断（较少）键的剪断（较少） 1、平键联接的强度校核、平键联接的强度校核 a) 挤压强度条件为：挤压强度条件为： 允许传递的扭矩：允许传递的扭矩： T——扭矩（扭矩（Nmm））k——工作高度工作高度 k=h/2 d——轴径（轴径（mm）） l——工作长度工作长度 A型键：型键：l=L-b B型键：型键：l=L C型键：型键：l=L-b/2 L——公称长度公称长度 GB1096-79GB1096-79d d 自自6 6～～8 >88 >8～～10 >10 >1010～～12 >12 >1212～～17 >17 >1717～～22 22 b*h 2*2 3*3 4*4 5*5 6*6b*h 2*2 3*3 4*4 5*5 6*6L 6,8,10,12,14,18,20,22,25,28,32,36,40L 6,8,10,12,14,18,20,22,25,28,32,36,40……d >22d >22～～30 >3030 >30～～38 >3838 >38～～44 >4444 >44～～50 >5050 >50～～58 58 b*h 8*7 10*8 12*8 14*9 16*10b*h 8*7 10*8 12*8 14*9 16*10L L 1 1、按截面形状分、按截面形状分2 2、按螺旋线的、按螺旋线的旋向分旋向分3 3、按螺旋线的、按螺旋线的线数分线数分4 4、按螺距分、按螺距分锯齿形螺纹锯齿形螺纹三角形螺纹三角形螺纹矩形螺纹矩形螺纹梯形螺纹梯形螺纹第五章第五章 螺纹联接螺纹联接 二、螺纹的主要几何参数二、螺纹的主要几何参数1）外径（大径））外径（大径）d（（D））——与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱 面直径，亦称面直径，亦称公称直径公称直径2）内径（小径））内径（小径）d1(D1) ——与外螺纹牙底相重合的假想圆柱与外螺纹牙底相重合的假想圆柱 面直径面直径3）中径）中径d2 —— 在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱 面的直径，面的直径，d2≈0.5(d+d1)各直径应用场合？各直径应用场合？ 普普通通螺螺栓栓联联接接铰铰制制孔孔用用螺螺栓栓双双头头螺螺柱柱联联接接螺螺钉钉联联接接§5-2 螺纹联接的基本类型和螺纹联接件 一、螺纹联接的基本类型一、螺纹联接的基本类型1、、2、、3、、 §5-4 螺纹联接的预紧和防松螺纹联接的预紧和防松 一、预紧一、预紧螺纹联接：松联接螺纹联接：松联接——在装配时不拧紧，只存受外载时才受在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力的作用到力的作用 紧联接紧联接——在装配时需拧紧，即在承载时，已预在装配时需拧紧，即在承载时，已预先受力，预紧力先受力，预紧力Q QP P二、预紧力的控制二、预紧力的控制拧紧拧紧力矩力矩危险截面面积危险截面面积规定：规定：通过控制通过控制T间接控制间接控制Qp 测力矩板手测力矩板手——测出预紧力矩测出预紧力矩定力矩板手定力矩板手——达到固定的拧紧力矩达到固定的拧紧力矩T T时，弹簧受压将自动打滑时，弹簧受压将自动打滑测量预紧前后螺栓伸长量测量预紧前后螺栓伸长量——精度较高，但比较麻烦精度较高，但比较麻烦 三、预紧应力三、预紧应力QpTf结论：对于需要拧紧的螺栓，计算截面应力时，结论：对于需要拧紧的螺栓，计算截面应力时， 可把预紧力放大可把预紧力放大30%来考虑扭转应力的影响。
来考虑扭转应力的影响 螺纹联接：松联接螺纹联接：松联接——在装配时不拧紧，只存在外载时才受在装配时不拧紧，只存在外载时才受到力的作用到力的作用 紧联接紧联接——在装配时需拧紧，即在承受工作载荷在装配时需拧紧，即在承受工作载荷前，已预先受力，预紧力前，已预先受力，预紧力Q QP P 一、普通螺栓联接（失效形式：塑性变形或断裂）一、普通螺栓联接（失效形式：塑性变形或断裂） 1 1、松联接、松联接2 2、紧联接、紧联接 拧紧表现为螺栓受拉而被联接件相互压紧，可以说预紧拧紧表现为螺栓受拉而被联接件相互压紧，可以说预紧力就是使被联接件相互压紧的力力就是使被联接件相互压紧的力§5-5 螺栓联接的强度计算螺栓联接的强度计算 强度计算步骤：强度计算步骤： 分析载荷分析载荷 计算危险截面直径计算危险截面直径d1 公称直径公称直径d （（1）只受预紧力）只受预紧力QP（（KS=1.1~1.3））f=0.2,i=1,Kf=0.2,i=1,KS S=1=1则则Q QP P=5R=5R（（2）既受预紧力）既受预紧力QP，，又受又受横向横向载荷载荷`.z RR’.z 讨论：讨论： １）最不利的情况１）最不利的情况 ２）最理想的情况２）最理想的情况 ３）不允许的情况３）不允许的情况——有缝隙存在，漏气，此时有缝隙存在，漏气，此时QP’<=0Q QP P’ = Q= QP P- -ΔΔF’ = QF’ = QP P- - (1-K1-KC C)F= Q)F= QP P- F- FCmCb+Cm ４）降低螺栓受力的措施：４）降低螺栓受力的措施： a) a) 采用小刚度螺栓（空心、加长、细颈）采用小刚度螺栓（空心、加长、细颈）b) b) 加硬垫片提高被联接件刚度加硬垫片提高被联接件刚度 5 5）计算时）计算时可根据已知条件选择其一进行计算可根据已知条件选择其一进行计算Q 比较普通螺栓强度计算的几种情况：比较普通螺栓强度计算的几种情况：1、、2、、3、、4、、(z)（特点：栓杆截面受拉应力）（特点：栓杆截面受拉应力） 注意：注意：1、离心应力、离心应力σσc c使带的传动能力下降，控制带速在使带的传动能力下降，控制带速在5~25m/s范围内，高速时选轻质带。
范围内，高速时选轻质带2、弯曲应力与带轮直径有关，、弯曲应力与带轮直径有关，dd1σb2，，应应控制带轮直径不要过小见表控制带轮直径不要过小见表6-4及及6-7））3、带运行一周，应力明显变化四次，当应力循环至、带运行一周，应力明显变化四次，当应力循环至一定次数，带会发生疲劳破坏，这是带的主要失效形一定次数，带会发生疲劳破坏，这是带的主要失效形式之一4、带开始绕入主动轮的那点（图中、带开始绕入主动轮的那点（图中b点）是应力最大点）是应力最大点点σσmaxmax= σ= σ1 1+σ+σc c+σ+σb1b1 §6-4 带传动的弹性滑动和传动比带传动的弹性滑动和传动比一、弹性滑动一、弹性滑动v V1>V>V2 带与带轮接触面上存在微量滑动带与带轮接触面上存在微量滑动v 弹性滑动是摩擦型带传动的固有特性，不可避免弹性滑动是摩擦型带传动的固有特性，不可避免v 打滑是过载引起的全面滑动，可以避免打滑是过载引起的全面滑动，可以避免VV2V1二、滑动率和传动比二、滑动率和传动比ε=（（V1-V2））/V1 •100% i= = n1n2dd2dd1(1- ε)dd2dd1 §6-5 普通普通V带传动的设计计算带传动的设计计算一、失效形式和设计准则一、失效形式和设计准则 失效形式：失效形式：1）打滑；）打滑；2）带的疲劳破坏）带的疲劳破坏 ；； 另外：磨损和静态拉断等另外：磨损和静态拉断等设计准则：保证带在不打滑的前提下，具有足够的疲劳强度和寿命设计准则：保证带在不打滑的前提下，具有足够的疲劳强度和寿命 二、单根普通二、单根普通V带的许用功率带的许用功率1、单根普通、单根普通V带的基本额定功率带的基本额定功率P1传递极限圆周力：传递极限圆周力： 传递的临界功率：传递的临界功率： （保证带不打（保证带不打滑）滑） 由疲劳强度条件：由疲劳强度条件： （保证带有足够寿命）（保证带有足够寿命） 单根三角带在既不打滑又有一定寿命的前提下所能传递的功率为：单根三角带在既不打滑又有一定寿命的前提下所能传递的功率为： 限定载荷平稳、包角限定载荷平稳、包角180 °、、i=1、、Ld特定长度特定长度 P1 （（见表见表6-4）） 第八章第八章 链传动链传动 一、滚子链 1—滚子2—套筒3—销轴4—内链板5—外链板 注意：§7—2 传动链、链轮及几何计算w配合w形状w排数 节距pw参数 链节数Lp（偶数）w标注:链号-排数 链节数 标准编号 例：16A-1 80 GB1243.1-83 Ø链节在运动中，速度呈忽上忽下、 忽快忽慢的变化Ø即使ω1均匀，由于瞬时链速变化 > 瞬时传动比变化Ø由于多边形的存在致使链的运动速度存在 不均匀性—此现象称为多边形效应 ØZ ，β ，因此链轮齿数增加可改善 多边形效应结论： §7-4 链传动的主要参数及其选择一、链轮齿数分析： Z1过少— 1）传动不均性和动负荷增大； 2）当P一定时，Z少，d小，圆周力（=2T/d）↑ 加速轮与链的破坏 Z2过多— 1）外壳尺寸大、重量加大；2）容易脱链（P92） （2）为磨损均匀，Z应取与链节数互为质数的奇数（P92） 结论： （1）二、传动比与极限转速分析：i ↑，α↓，链和链轮啮合的齿数↓，易跳齿结论： （1）限制i<=6，推荐i=2~3.5 （2）为控制动载和噪声，限制链速V<=12~15m/s 三、链的节距分析： p过大— 1）即链号↑，承载能力↑ 2）传动不均性和动负荷↑ 3）链的尺寸和重量↑（2）高速重载时宜采用小节距多排链（3）低速重载时可采用大节距和较少 的排数结论： （1）尽量采用较小的链节距四、中心距和链节数初选a0 ：a0=(30~50p)，amax=80p 链节数LP： P92，式7-9 * 要圆整并取为偶数 求中心距a（实际）：P93，式7-10 五、压轴力Qs 1.2F F=1000PV §7-5 链传动的设计计算一、链传动的失效形式1）链节磨损2）链板、销轴、套筒、滚子的疲劳破坏3）多次冲击破断 4）胶合 5）静力过载拉断 二、链传动的承载能力 1、极限功率曲线 曲线5—良好润滑情况下额定功率曲线曲线6—润滑不好或工况恶劣的极限功率曲线 第八章 齿轮传动 §8—2 齿轮传动的失效形式与设计准则 一、失效形式 1、轮齿折断* 2、齿面疲劳点蚀* 3、齿面磨损 4、齿面胶合 5、齿面塑性变形 二、设计准则闭式软齿面齿轮传动 ： 主要失效形式：齿面疲劳点蚀 设计准则： 先按齿面接触疲劳强度准则设计 （定出尺寸），然后校核齿根弯 曲疲劳强度 闭式硬齿面齿轮传动 ： 主要失效形式：齿根弯曲疲劳折断 设计准则： 先按齿根弯曲疲劳强度准则设计 （定出尺寸），然后校核齿面接 触疲劳强度开式齿轮传动 ： 主要失效形式：齿面磨损 齿根弯曲疲劳折断 设计准则： 按齿根弯曲疲劳强度准则设计， 放大模数考虑磨损的影响 二、齿面接触疲劳强度计算 1、齿面接触应力 计算两圆柱体间接触应力的计算——赫兹公式—— 啮合点齿廓综合曲率半径 —— 弹性影响系数 2、接触疲劳强度的校核公式 钢钢相配时ZE=189.8 MPa压力角等于20o时，区域系数ZH=2.5P109 式（8-8a） 3、接触疲劳强度的设计公式 P110 式（8-11）4、许用接触应力[σ]H = KHN • σHlim SH 注意：σH1 = σH2 [σ]H 1 = [σ]H2 代入设计公式及校核公式中的[σ] H应该是二者中？？T1 三、齿根弯曲疲劳强度计算齿根应力分析 SbhγFnM = Fn • cosγ • hW = (1/6) • b • s2σF= = = = • MW• cosγ • h (1/6) • b • s2 (1/6) • b • s22KT1d1cosα Fn • cosγ • h2KT1bd1m6( ) cosγ( )2cosαhmsmYFa1、齿根弯曲应力计算YFa：只与齿形有关的系数 （见表8-8）2、齿根弯曲强度校核公式σF = • < =[σ ] F2KT1bd1mYFa —齿宽系数 3、齿根弯曲疲劳强度的设计公式 YFa4、许用弯曲应力[σ ] F[σ]F = KFN • σFlim SF 校核公式？？代入设计公式中的（YFa /[σ] F））应该是二者中？？注意：σF1 = σF2 [σ]F 1 = [σ]F2 §8-5 斜齿圆柱齿轮强度计算 一、轮齿的受力分析力的方向 圆周力Ft—主反从同 径向力Fr—指向各自的轮心 轴向力Fa—主动轮的左右手螺旋定则 根据主动轮轮齿的旋向（左旋或右旋）伸左手或右手，四指沿着主动轮的转向握住轴线，大拇指所指即为主动轮所受的Fa1的方向，Fa2与Fa1方向相反。
oooFtFaFrαβ力的大小 圆周力轴向力 径向力 1 §8-6 直齿圆锥齿轮强度计算 重点：受力分析Fr1Fa1Fr2Fa2Ft1Ft2n1 第九章 蜗杆传动 §9-1 蜗杆传动的类型及特点 一、蜗杆传动的类型 1、按蜗杆形式分类圆柱蜗杆传动 环面蜗杆 锥蜗杆 主平面（中间平面）：通过蜗杆轴线并垂直 于蜗轮轴线的平面 二、蜗杆传动的特点 1、传动比大 2、连续啮合，传动平稳 3、具有自锁性 4、效率较低 二、蜗杆传动的受力分析圆周力 轴向力 径向力 Ft1Fa2Fa1Ft2Fr1Fr2蜗杆左右手定则 蜗轮转向的判别 ： Fa1的反向即为蜗轮的角速度ω2方向 三、蜗杆传动的润滑 目的：1）提高效率； 2）降低温升，防止磨损和胶合四、热平衡计算 加剧磨损和胶合 温升高，润滑油粘度下降，目的：控制温升——方法：v1<=10m/s时浸油润滑 v1>10m/s时压力喷油润滑 第十章 轴承滚动轴承：已标准化，设计、使用、 润滑、维护等方面均很 方便滑动轴承：用于高速、重 载、高精度及轴承 结构上要求剖分等 场合 §10-1 滚动轴承的结构、类型和代号 一、滚动轴承的构造 内圈、外圈、滚动体、保持架 滚动轴承 二、滚动轴承的主要类型及性能接触角 向心轴承 径向力 向心角接触轴承 推力角接触轴承 推力轴承 径向力（主要）轴向力 径向力轴向力 （主要）轴向力 三、滚动轴承的代号 前置代号（字母）基本代号（数字、字母）后置代号 (字母+数字)五 四 三 二 一∣轴承分部件代号 ∣内径代号 ∣宽度系列代号 ∣直径系列代号 ∣类型代号 ∣其他代号 ∣公差等级代号 ∣特殊轴承材料代号 ∣保持架及材料代号 ∣密封与防尘代号 ∣内部结构代号 ∣游隙代号 1、基本代号 （1）轴承类型代号 （基本代号左起第一位 ）（2）尺寸系列代号 （基本代号左起二、三位 ）相同的内、外径而宽度不同 宽度系列：（左起第二位）数字 0 ~ 9 0系列（正常宽度）可省略 —调心球轴承—深沟球轴承—圆锥滚子轴承—角接触球轴承—圆柱滚子轴承—推力球轴承13567Nddd相同的内径而滚动体不同使得外径和宽度均不相同 直径系列：（左起第三位）数字0~9 0不可省略 （3）轴承的内径代号 （右起一二位数字 ）a) d=10, 12, 15, 17mm 时 代号 00 01 02 03 b) d= 20 ~ 480mm 时代号04~96 d=代号×5(mm) 2、前置代号（略） 3、后置代号C、AC、B——角接触球轴承的接触角例：7208AC 表内径40mm，轻系列角接触球轴承，接触角为25o，宽度正常。
主要考虑工作载荷、转速、支承刚性、安装精度等 Ø 转速 n高，载荷小，旋转精度高→ 球轴承 n低，载荷大，或冲击载荷→ 滚子轴承 Ø 载荷 主要受Fr → 向心轴承主要受Fa，n不高时→推力轴承§10-2 滚动轴承的类型选择 同时受Fr和FaFr较大，Fa较小时Fa较大，Fr较小时——深沟球轴承——深沟球轴承+推力球轴承 推力角接触轴承——角接触球轴承7类（n较高时）——圆锥滚子轴承3类（n较低时）均较大时Ø 轴的刚性较差，轴承孔不同心——调心轴承 Ø 3、7两类轴承应成对使用，对称安装 二、基本额定寿命和基本额定动载荷1、基本额定寿命L10 （简记为L）轴承的寿命 轴承的基本额定寿命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L10（以106为单位）或一定转速下的工作时数 Lh轴承的基本额定寿命L10=1时，轴承所能承受的载荷2、基本额定动载荷C （由试验得到Cr、Ca）比如载荷P相同 三、滚动轴承的寿命计算公式 载荷与寿命的关系 =3 球轴承= 10/3 滚子轴承指数或说明：1）若已知P及轴承的预期 寿命，可反推此时轴承 应具有的基本额定动载 荷2）当轴承工作温度>120o 时，轴承的基本额定寿 命将受到影响，C ，引 入温度系数ft对查得的 C值进行修正。
当P、n已知，预期寿命为Lh` ，则要求选取的轴承的额定动载荷为——选轴承型号和尺寸 （ft 见表10-3） 四、滚动轴承的当量动载荷P 1．对只能承受径向载荷R的轴承（如N型轴承）P = R3．同时受径向载荷和轴向载荷的轴承（如3、6、7型轴承）2．对只能承受轴向载荷A的轴承（如5型轴承）P = AP = X · R +Y ·A X——径向载荷系数Y——轴向载荷系数表10-4 引入载荷系数 fp（表10-5） P = fp R P = fP A P = fP (X · R +Y ·A ) 对对P=fP(X·R+Y·A)的几点说明：的几点说明：1））R：轴承所受径向载荷，可根据轴上零件的受力计算：轴承所受径向载荷，可根据轴上零件的受力计算轴承处的支反力，各支承处的支反力即为轴承所受径向力轴承处的支反力，各支承处的支反力即为轴承所受径向力如果轴上零件使轴所受的多个力不在同一平面内，需要先如果轴上零件使轴所受的多个力不在同一平面内，需要先分平面（水平面分平面（水平面/垂直面）求支反力，再对不同平面内的支垂直面）求支反力，再对不同平面内的支反力进行合成反力进行合成。
2））A：轴承所受轴向载荷，与轴上零件使轴所受的轴向力：轴承所受轴向载荷，与轴上零件使轴所受的轴向力有关，如果是角接触轴承还与其自身的派生轴向力有关，如果是角接触轴承还与其自身的派生轴向力S有关，有关，需先求需先求S，再结合轴上的外力，再结合轴上的外力Fa，判断各轴承，判断各轴承A的大小3））X、、Y：二系数据：二系数据A/R确定，涉及的确定，涉及的e值据值据A/C0查表 五、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷A的计算 1、派生轴向力Sa)正装（面对面） 适合于传动零件位于两支承之间 b)反装（背靠背）适合于传动零件处于外伸端结论：S的方向始终指向开口大的一端，大小则由表10-6查得 2、轴承所受轴向载荷A的确定 （1）当 1被“压紧”，2被“放松” s1 阻止轴左移 （2）当 2被“压紧”，1被“放松” s2 阻止轴右移 结论：——轴承轴向力A的计算方法1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧”和“放松”的轴承2）“压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴上其他所有轴向力代数和3）“放松”端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力1例：已知Fa1=800，Fa2=600，s1=400，s2=700，求A1、A2。
Fa12答：A1=500 ，A2=700 §10-5 滑动轴承及其润滑状态 干摩擦混合摩擦液体摩擦（完全液体润滑）非液体摩擦液体润滑液体静压润滑液体动压润滑 形成液体动压润滑的必要条件： （1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形 （2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度vs，其运动方向必须使润滑油从大口流进，小口流出 （3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分 滑动轴承液体动压润滑状态的建立过程： 1、起动时2、不稳定运转阶段 3、稳定运转阶段 3、轴瓦的结构P176 图10-30油孔、油槽开设原则 ：1、润滑油应从非承载区引入轴承 2、油槽（沟）开在非承载区，否则会降低油膜的承载能力 3、油槽轴向不能开通，以免油从油槽端部大量流失 二、推力滑动轴承的结构 联轴器与离合器：相同点： 联接两轴、传递运动和转矩不同点： 联轴器——联接的两轴只有停车后经拆卸才能分离离合器——联接的两轴可在机器工作中方便地实现分离与接合 二、联轴器的选择1、选联轴器类型2、定计算扭矩 T3、定型号4、校核转速 n5、协调轴孔直径 d6、规定部件安装精度 第十二章 轴 §12—1 概述 一、轴的用途与分类 1、功用：1）支承回转零件 2）传递运动和动力 3 ) 承受弯矩和转矩 2、分类： 按承载情况分： 转轴——扭矩和弯矩 心轴——只受弯矩 传动轴——主要受扭矩 三、轴的材料及其选择 碳素钢——常用45#，正火调质合金钢——对应力集中较敏感。
注意：①采用合金钢并不能提高轴的刚度 ②轴的热处理和表面强化可提高轴的疲劳强度 二、轴设计的主要内容 结构设计 工作能力计算——强度、刚度、振动稳定性边设计边修改 轴系结构改错四处错误正确答案三处错误正确答案 两处错误1.左侧键太长，套筒无法装入2.多个键应位于同一母线上思考题：红本P36 15-19 §12—3 轴的强度计算 一、按扭转强度条件计算用于：①只受扭矩或主要承受扭矩的传动轴的强度计算 ②结构设计前按扭矩初估轴的直径dmin 强度条件 设计公式 （表12-2） 放大轴径：一个键槽：3~5% 二个键槽：7~10% 轴上有键槽时： 二、按弯扭合成强度条件计算条件：已知支点、力作用点 步骤： 1、作轴的空间受力简图 2、求水平面支反力RH1、RH2作水平面弯矩图 L2L1L33、求垂直平面内支反力RV1、RV2，作垂直平面内的弯矩图 M为正M为负(MH1=MH2) —将扭矩折算为等效弯矩时的折算系数 （考虑T与M的循环特性不同）rT = -1，rT = 0，rT = 1，4、作合成弯矩图 5、作扭矩图 L1L2L3T1=T,T2=0 6、作当量弯矩图 7、校核 危险截面轴的强度设计公式 =max(Mca1,Mca2) 例：红本P24，11-2812345678ΙΠШn5Fa7n3Fa3右旋n1Fa1右旋n7Fa55左旋 受力分析要紧扣以下几点：受力分析要紧扣以下几点：（（1）一对传动副（斜齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆）中相关的力）一对传动副（斜齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆）中相关的力大小相等、方向相反；大小相等、方向相反；（（2）同一根轴上不同零件的轴向力方向相反；）同一根轴上不同零件的轴向力方向相反；（（3）主动轮的圆周力与其旋转方向相反，从动轮圆周力与其）主动轮的圆周力与其旋转方向相反，从动轮圆周力与其旋转方向相同；旋转方向相同；（（4）对于主动轮，其旋向、转向、轴向力方向三者关系满足）对于主动轮，其旋向、转向、轴向力方向三者关系满足主动轮左右手定则；主动轮左右手定则；（（5）齿轮传动副二者旋向相反，蜗杆副二者旋向相同。
齿轮传动副二者旋向相反，蜗杆副二者旋向相同 作业13-7 常见轴系错误：常见轴系错误：（（1）键长超出了轴段长度；同一根轴上不同零件处的键槽未）键长超出了轴段长度；同一根轴上不同零件处的键槽未开在同一根母线上；开在同一根母线上；（（2）轴段长度没有比轮毂宽度小）轴段长度没有比轮毂宽度小2~3mm；；（（3）轴承内圈的定位高度超出了轴承内圈厚度的）轴承内圈的定位高度超出了轴承内圈厚度的3/4；角接触；角接触轴承定位未遵循轴承定位未遵循“外圈定位小口处，内圈定位大口处外圈定位小口处，内圈定位大口处”；；（（4）未区分精加工面与非加工面；）未区分精加工面与非加工面；（（5）轴承透盖上的通孔直径未大于所在轴段直径；透盖处未）轴承透盖上的通孔直径未大于所在轴段直径；透盖处未加密封圈；轴承盖与机座间未加调整垫片；轴承盖与带轮间加密封圈；轴承盖与机座间未加调整垫片；轴承盖与带轮间未留出螺栓的装拆空间；未留出螺栓的装拆空间；（（6）联轴器的孔未表示成通孔；联轴器未轴向定位联轴器的孔未表示成通孔；联轴器未轴向定位 轴承作业轴承作业FaFrFt8050FaFrRH1RH2FtRV1RV2水平面水平面垂直面垂直面1、查手册得性能参数、查手册得性能参数Cr=36800N,Cor=27200N,α=25o时时e=0.682、求轴承所受径向力、求轴承所受径向力R1、、R21）水平面内受力）水平面内受力RH1*(50+80)+Fa*80=Fr*80RH1 =542.77N同理得同理得 RH2 =2509.23N2）垂直面内受力）垂直面内受力RV1 =4984.62NRV2 =3115.38N3）径向力）径向力R1、、R2R1 =5015NR2 =4000NRH12+RV12RH22+RV22s1s2 3、求轴承所受轴向力、求轴承所受轴向力A1、、A21）求二轴承各自附加轴向力）求二轴承各自附加轴向力S1、、S2（（S=0.68R））S1=0.68R1=3410.2NS2=0.68R2=2720N2）结合外加轴向力）结合外加轴向力Fa判断压紧端与放松端判断压紧端与放松端轴承轴承2压紧压紧A1=S1=3410.2NA2=S1+Fa=5580.2N4、求当量动载荷、求当量动载荷P1、、P21）求）求P1A1/R1=3410.2/5015=0.68=eX=1,Y=0P1=fd (X*R1+YA1)=1.2*R1=6018N2）求）求P2A2/R2>eX=0.41,Y=0.87P2=fd (X*R2+YA2)=7794N 5、计算二轴承寿命、计算二轴承寿命Lh1=(16670/n)*(Cr/P1)ε=12706hLh2=(16670/n)*(Cr/P2)ε=5850hFaFrFt8050精确计算：精确计算：58.788.7FaFrFt8050正装正装反装反装41.371.3 考试题型：考试题型：选择填空（选择填空（20分）分）问答（问答（20分）分）计算（计算（30分）分）受力分析（受力分析（20分）分）结构改错（结构改错（10分）分） 。