機(jī)械設(shè)計(jì)作業(yè)參考答案-機(jī)械設(shè)計(jì)總論

緒論

1、機(jī)械系統(tǒng)總是由一些機(jī)構(gòu)組成，每個(gè)機(jī)構(gòu)又是由許多零件組成。所以，機(jī)器的基本組成要素

就是機(jī)械零件。

2、在各種機(jī)器中經(jīng)常能用到的零件稱為通用零件。如螺釘、齒輪、彈簧、鏈輪等。

在特定類型的機(jī)器中才能用到的零件稱為專用零件。如汽輪機(jī)的葉片、內(nèi)燃機(jī)的活塞、曲軸等。

3、本課程的主要任務(wù)是培養(yǎng)學(xué)生

1）有正確的設(shè)計(jì)思想并勇于探索創(chuàng)新；

2）掌握通用零件的設(shè)計(jì)原理、方法和機(jī)械設(shè)計(jì)的一般規(guī)律，進(jìn)而具有綜合運(yùn)用所學(xué)的知識(shí),

研究改進(jìn)或開發(fā)新的基礎(chǔ)件及設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單機(jī)械的能力；

3）具有運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊(cè)、圖冊(cè)和查閱有關(guān)技術(shù)資料的能力；

4）掌握典型機(jī)械零件的試驗(yàn)方法，獲得實(shí)驗(yàn)技能的基本訓(xùn)練；

5）了解國(guó)家當(dāng)前的有關(guān)技術(shù)經(jīng)濟(jì)政策，并對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)的新發(fā)展有所了解。

機(jī)械設(shè)計(jì)總論

1.機(jī)器的三個(gè)基本組成部分是：原動(dòng)機(jī)部分、執(zhí)行部分和傳動(dòng)部分。

傳動(dòng)裝置的作用：介于機(jī)器的原動(dòng)機(jī)和執(zhí)行部分之間，改變?cè)瓌?dòng)機(jī)提供的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)，

以滿足執(zhí)行部分的要求。

2、機(jī)械零件由于某種原因喪失工作能力或達(dá)不到設(shè)計(jì)要求的性能稱為失效。

機(jī)械零件的主要失效形式有

1）整體斷裂；

2）過大的殘余變形（塑性變形）；

3）零件的表面破壞，主要是腐蝕、磨損和接觸疲勞；

4）破壞正常工作條件引起的失效：有些零件只有在一定的工作條件下才能正常工作，如果

破壞了這些必要的條件，則將發(fā)生不同類型的失效，如帶傳動(dòng)的打滑，高速轉(zhuǎn)子由于共振而引起

斷裂，滑動(dòng)軸承由于過熱而引起的膠合等。

3、【答】

機(jī)械零件的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是指機(jī)械零件設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)應(yīng)遵循的原則。

機(jī)械零件的主要設(shè)計(jì)準(zhǔn)則有：強(qiáng)度準(zhǔn)則、剛度準(zhǔn)則、壽命準(zhǔn)則、振動(dòng)穩(wěn)定性準(zhǔn)則、可靠性準(zhǔn)

則

4、【答】

浴盆曲線是失效率曲線的形象化稱呼，表示了

零件或部件的失效率與時(shí)間的關(guān)系，一般用實(shí)

驗(yàn)方法求得。

浴盆曲線分為三段：第I段代表早期失效

階段，失效率由開始時(shí)很高的數(shù)值急劇地下降

到某一穩(wěn)定的數(shù)值；第n段代表正常使用階

段，失效率數(shù)值緩慢增長(zhǎng)；第iii段代表損壞階

段，失效率數(shù)值由穩(wěn)定的數(shù)值逐漸急劇上升。

5、【答】

機(jī)械零件的基本設(shè)計(jì)要求有：避免在預(yù)定壽命期內(nèi)失效的要求；結(jié)構(gòu)工藝性要求；經(jīng)濟(jì)性要

求；質(zhì)量小要求；可靠性要求。

6、【答】

機(jī)械零件的一般設(shè)計(jì)步驟是：

(1)選擇零件的類型和結(jié)構(gòu)；(2)計(jì)算作用載荷；

(3)選擇材料；(4)確定基本尺寸；

(5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；(6)校核計(jì)算；

(7)繪圖和編寫技術(shù)文件。

7、【答】機(jī)械零件的常規(guī)設(shè)計(jì)方法有：

(1)理論設(shè)計(jì)：根據(jù)長(zhǎng)期總結(jié)出來的設(shè)計(jì)理論和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)所進(jìn)行的設(shè)計(jì)稱為理論設(shè)計(jì)。理

論設(shè)計(jì)中常采用的處理方法有設(shè)計(jì)計(jì)算和校核計(jì)算兩種。前者是指由公式直接算出所需的零件尺

寸，后者是指對(duì)初步選定的零件尺寸進(jìn)行校核計(jì)算；

(2)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)：根據(jù)從某類零件已有的設(shè)計(jì)與使用實(shí)踐中歸納出的經(jīng)驗(yàn)關(guān)系式，或根據(jù)設(shè)

計(jì)者本人的工作經(jīng)驗(yàn)用類比的辦法所進(jìn)行的設(shè)計(jì)；

(3)模型實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)：對(duì)于一些尺寸巨大而且結(jié)構(gòu)又很復(fù)雜的重要零件件，尤其是一些重型

整體機(jī)械零件，為了提高設(shè)計(jì)質(zhì)量，可采用模型實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)的方法。

計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)、優(yōu)化設(shè)計(jì)、并行設(shè)計(jì)屬于現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法。

8、【答】機(jī)械零件金屬材料的在選用時(shí)主要考慮下列因素：

1、載荷、應(yīng)力及其分布狀況；

2、零件的工作情況；

3、零件的尺寸及質(zhì)量；

4、零件結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度及材料的加工可能性；

5、材料的經(jīng)濟(jì)性；

6、材料的供應(yīng)狀況。

9、零件的標(biāo)準(zhǔn)化就是對(duì)零件的尺寸、結(jié)構(gòu)要素、材料性能、檢驗(yàn)方法、制圖要求等制定出各種

各樣大家共同遵守的標(biāo)準(zhǔn)。

標(biāo)準(zhǔn)化的意義主要表現(xiàn)為：

1）能以最先進(jìn)的方法在專門化工廠中對(duì)那些用途最廣的零件進(jìn)行大量、集中的制造，以提

高質(zhì)量、降低成本；

2）統(tǒng)一了材料和零件的性能指標(biāo)，使其能夠進(jìn)行比較，提高了零件性能的可靠性；

3）采用了標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)及零、部件，可以簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)工作，縮短設(shè)計(jì)周期，提高設(shè)計(jì)質(zhì)量，同時(shí)

也簡(jiǎn)化了機(jī)器的維修工作。

機(jī)械零件的強(qiáng)度

【答】

影響機(jī)械零件疲勞強(qiáng)度的主要因素有零件幾何形狀、尺寸大小、加工質(zhì)量及強(qiáng)化因素。

零件設(shè)計(jì)時(shí)，可以采用如下的措施來提高機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度：

1）盡可能降低零件上應(yīng)力集中的影響是提高零件疲勞強(qiáng)度的首要措施。應(yīng)盡量減少零件結(jié)

構(gòu)形狀和尺寸的突變或使其變化盡可能地平滑和均勻。在不可避免地要產(chǎn)生較大的應(yīng)力集中的結(jié)

構(gòu)處，可采用減荷槽來降低應(yīng)力集中的作用；

2）選用疲勞強(qiáng)度大的材料和規(guī)定能夠提高材料疲勞強(qiáng)度的熱處理方法及強(qiáng)化工藝；

3）提高零件的表面質(zhì)量；

4）盡可能地減小或消除零件表面可能發(fā)生的初始裂紋的尺寸，對(duì)于延長(zhǎng)零件的疲勞壽命有

著比提高材料性能更為顯著的作用。

2、【解】由公式*N得

Ni=7000時(shí)

N=25000時(shí)a

2-lN2

N=620000時(shí)a

3-lN3

、由公式〃。二主」

33-6得

2cri2x170=283.33MPa

1+1+0.2

A'(0,170)；D'(141.7,141.7)；C

按比例繪制的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線圖如圖所示。

4、1)繪制零件的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線圖

零件極限應(yīng)力線圖上各點(diǎn)的坐標(biāo)分別為：

1701417

A(0喘)=(0,141.7)；D(141.7,^^)=(141.7,118.1),C(260,0)

工作點(diǎn)M坐標(biāo)為9cbm)=(30,20)

2)標(biāo)出極限應(yīng)力點(diǎn)Si和S2

r=C和%“=C時(shí)在零件的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線

圖上的極限應(yīng)力點(diǎn)S1和S2如圖所示。

3)按r=C和%“=C求該截面的計(jì)算安全系數(shù)

Sca

顯然，兩種情況可能的失效形式均為疲勞失效。

故安全系數(shù)分別為：

r=C時(shí)

S="_WO.25

恒KQa+1/ZQm1.2x30+0.2X20,

=c時(shí)

\.—-J--i-+---g-----w---M---=-1-7-0--+-(-1--.2--0-.-2-)-x-2--0=

KbG+bm)1.2(30+20)

摩擦、磨損及潤(rùn)滑概述

1、膜厚比(％)用來大致估計(jì)兩滑動(dòng)表面所處的摩擦(潤(rùn)滑)狀態(tài)。

h

0_______"min_____

一伊/+艱產(chǎn)

式中，3in為兩滑動(dòng)粗糙表面間的最小公稱油膜厚度，Rql、42分別為兩表面輪廓的均方

根偏差。

膜厚比241時(shí)，為邊界摩擦(潤(rùn)滑)狀態(tài)；當(dāng)2=1?3時(shí)，為混合摩擦(潤(rùn)滑)狀態(tài)；當(dāng)X>3

時(shí)為流體摩擦(潤(rùn)滑)狀態(tài)。

2、試驗(yàn)結(jié)果表明，機(jī)械零件的一般磨損過程大致分為三個(gè)階段，即磨合階段、穩(wěn)定磨損階段及

劇烈磨損階段。

1)磨合階段：新的摩擦副表面較粗糙，在一定載荷的作用下，摩擦表面逐漸被磨平，實(shí)

際接觸面積逐漸增大，磨損速度開始很快，然后減慢；

2)穩(wěn)定磨損階段：經(jīng)過磨合，摩擦表面加工硬化，微觀幾何形狀改變，從而建立了彈性

接觸的條件，磨損速度緩慢，處于穩(wěn)定狀態(tài)；

3)劇烈磨損階段：經(jīng)過較長(zhǎng)時(shí)間的穩(wěn)定磨損后，因零件表面遭到破化，濕摩擦條件發(fā)生

加大的變化(如溫度的急劇升高，金屬組織的變化等)，磨損速度急劇增加，這時(shí)機(jī)械

效率下降，精度降低，出現(xiàn)異常的噪聲及振動(dòng)，最后導(dǎo)致零件失效。

3、油性（潤(rùn)滑性）是指潤(rùn)滑油中極性分子濕潤(rùn)或吸附于摩擦表面形成邊界油膜的性能，是影響

邊界油膜性能好壞的重要指標(biāo)。油性越好，吸附能力越強(qiáng)。對(duì)于那些低速、重載或潤(rùn)滑不充分的

場(chǎng)合，潤(rùn)滑性具有特別重要的意義。

極壓性是潤(rùn)滑油中加入含硫、氯、磷的有機(jī)極性化合物后，油中極性分子在金屬表面生成抗

磨、耐高壓的化學(xué)反應(yīng)邊界膜的性能。它在重載、高速、高溫條件下，可改善邊界潤(rùn)滑性能。

4、潤(rùn)滑油的主要質(zhì)量指標(biāo)有：粘度、潤(rùn)滑性（油性）、極壓性、閃點(diǎn)、凝點(diǎn)和氧化穩(wěn)定性。

潤(rùn)滑脂的主要質(zhì)量指標(biāo)有：錐（針）入度（或稠度）和滴點(diǎn)。

5、粘度是指潤(rùn)滑油抵抗剪切變形的能力，標(biāo)志著油液內(nèi)部產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)運(yùn)動(dòng)時(shí)內(nèi)摩擦阻力的大

小，可定性地定義為它的流動(dòng)阻力。粘度越大，內(nèi)摩擦阻力越大，流動(dòng)性越差。粘度是潤(rùn)滑油最

重要的性能指標(biāo)，也是選用潤(rùn)滑油的主要依據(jù)。

粘度的常用單位有尸（國(guó)際單位制），2出泊，cP厘泊），St（斯），cSt（厘斯），

（恩氏度），SUS（賽氏通用秒），R（雷氏秒）等。

6、流體動(dòng)力潤(rùn)滑是借助于相對(duì)速度而產(chǎn)生的粘性流體膜將兩摩擦表面完全隔開，由流體膜產(chǎn)生

的壓力來平衡外載荷，具有一定粘性的流體流入楔形收斂間隙產(chǎn)生壓力效應(yīng)而形成。

流體靜力潤(rùn)滑是靠液壓泵（或其它壓力流體源），將加壓后的流體送入兩摩擦表面之間，利

用流體靜壓力來平衡外載荷。

螺紋連接和螺旋傳動(dòng)

1、普通螺紋：牙型為等邊三角形，牙型角60度，內(nèi)外螺紋旋合后留有徑向間隙，外螺紋牙根允

許有較大的圓角，以減小應(yīng)力集中。同一公稱直徑按螺距大小，分為粗牙和細(xì)牙，細(xì)牙螺紋

升角小，自鎖性好，抗剪切強(qiáng)度高，但因牙細(xì)不耐磨，容易滑扣。應(yīng)用：一般連接多用粗牙

螺紋。細(xì)牙螺紋常用于細(xì)小零件，薄壁管件或受沖擊振動(dòng)和變載荷的連接中，也可作為微調(diào)

機(jī)構(gòu)的調(diào)整螺紋用。

矩形螺紋：牙型為正方形，牙型角々=0°,傳動(dòng)效率較其它螺紋高，但牙根強(qiáng)度弱，螺旋副

磨損后，間隙難以修復(fù)和補(bǔ)償，傳動(dòng)精度降低。

梯形螺紋：牙型為等腰梯形，牙型角為30度，內(nèi)外螺紋以錐面貼緊不易松動(dòng)，工藝較好，

牙根強(qiáng)度高，對(duì)中性好。主要用于傳動(dòng)螺紋。

鋸齒型螺紋：牙型為不等腰梯形，工作面的牙側(cè)角3度，非工作面牙側(cè)角30度。外螺紋牙

根有較大的圓角，以減小應(yīng)力集中，內(nèi)外螺紋旋合后，大徑無間隙便于對(duì)中，兼有矩形螺紋傳動(dòng)

效率高和梯形螺紋牙型螺紋牙根強(qiáng)度高的特點(diǎn)。用于單向受力的傳動(dòng)螺紋。

普通螺紋適合用于連接，矩形螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋適合用于傳動(dòng)。

普通螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化。

2、將承受軸向變載荷連接螺栓的光桿部分做的細(xì)些有什么好處？

可以減小螺栓的剛度，從而提高螺栓連接的強(qiáng)度。

3、連接用螺紋緊固件一般都能滿足自鎖條件，并且擰緊后，螺母、螺栓頭部等承壓面處的摩擦

也都有防松作用，因此在承受靜載荷和工作溫度變化不大時(shí)，螺紋連接一般都不會(huì)自動(dòng)松脫。但

在沖擊、振動(dòng)、變載荷及溫度變化較大的情況下，連接有可能松動(dòng)，甚至松開，造成連接失效，

引起機(jī)器損壞，甚至導(dǎo)致嚴(yán)重的人身事故等。所以在設(shè)計(jì)螺紋連接時(shí)，必須考慮防松問題。

螺紋連接防松的根本問題在于防止螺旋副相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)。具體的防松裝置或方法很多，按工作原

理可分為摩擦防松、機(jī)械防松和其它方法，如端面沖點(diǎn)法防松、粘合法防松，防松效果良好，但

僅適用于很少拆開或不拆的連接。

4、螺紋聯(lián)接的主要類型有螺栓聯(lián)接、螺釘聯(lián)接、雙頭螺柱聯(lián)接和緊定螺釘聯(lián)接四種。主要特點(diǎn)

是：

1）螺栓聯(lián)接：有普通螺栓聯(lián)接和錢制孔螺栓聯(lián)接兩種。普通螺栓聯(lián)接被聯(lián)接件的通孔與螺

栓桿之間有間隙，所以孔的加工精度可以低些，不需在被聯(lián)接件上切制螺紋，同時(shí)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、裝

拆方便，所以應(yīng)用最廣。錢制孔螺栓聯(lián)接螺栓桿與孔之間沒有間隙，能確定被聯(lián)接件的相對(duì)位置,

并能承受橫向載荷。

2）螺釘聯(lián)接：螺釘直接旋入被聯(lián)接件的螺紋孔中。適用于被聯(lián)接件之一較厚，或另一端不

能裝螺母的場(chǎng)合。由于不用螺母，所以易于實(shí)現(xiàn)外觀平整、結(jié)構(gòu)緊湊；但要在被聯(lián)接件上切制螺

紋，因而其結(jié)構(gòu)比螺栓聯(lián)接復(fù)雜一些。不適用于經(jīng)常拆裝的場(chǎng)合。如經(jīng)常拆裝，會(huì)使螺紋孔磨

損，導(dǎo)致被聯(lián)接件過早失效。

3）雙頭螺柱聯(lián)接：使用兩端均有螺紋的螺柱，一端旋入并緊定在較厚被聯(lián)接件的螺紋孔中，

另一端穿過較薄被聯(lián)接件的通孔，加上墊片，旋上螺母并擰緊，即成為雙頭螺柱聯(lián)接。這種聯(lián)接

在結(jié)構(gòu)上較前兩種復(fù)雜，但兼有前兩者的特點(diǎn)，即便于拆裝，又可用于有較厚被聯(lián)接件或要求結(jié)

構(gòu)緊湊的場(chǎng)合。

4）緊定螺釘聯(lián)接：將緊定螺釘擰入一零件的螺紋孔中，其末端頂住另一零件的表面，或頂

入相應(yīng)的凹坑中，以固定兩個(gè)零件的相對(duì)位置，并可傳遞不大的力或扭矩,多用于固定軸上零件

的相對(duì)位置。

5、墊圈的主要作用是增加被聯(lián)接件的支承面積或避

免擰緊螺母時(shí)擦傷被聯(lián)接件的表面。常用的是平墊

圈。當(dāng)被聯(lián)接件表面有斜度時(shí)，應(yīng)使用斜墊圈，特殊

情況下可使用球面墊圈。

6、1）降低表面粗造度，保證連接的緊密性；2）避

免螺栓承受偏心載荷；3）減少加工面，降低加工成

本。

7、將廠工等效轉(zhuǎn)化到底板面上，可知底板受到軸向力

題4圖

FYy,橫向力和傾覆力矩”。

（1）底板最左側(cè)螺栓受力最大，為防止螺栓拉斷，應(yīng)驗(yàn)算該螺栓的拉伸強(qiáng)度，要求拉應(yīng)力

cr<［cr］；

（2）為防止底板右側(cè)壓碎，應(yīng)驗(yàn)算底板右側(cè)邊緣的最大擠壓應(yīng)力，要求最大擠壓應(yīng)力

bpmax—匕］;

（3）為防止底板左側(cè)出現(xiàn)間隙，應(yīng)驗(yàn)算底板左側(cè)邊緣的最小擠壓應(yīng)力，要求最小擠壓應(yīng)力

bpmin>°；

（4）為防止底板向右滑移，應(yīng)驗(yàn)算底板在橫向力作用下是否會(huì)滑動(dòng)，要求摩擦力“〉心工。

1、M12的螺紋小徑為4=10.106mm；

2、確定螺栓的預(yù)緊力

性能等級(jí)4.8的碳鋼?=320MPa,由題意，預(yù)緊力為

線=07%4=0.7%巖-

3、由公式fziF>KF

0SY題5圖

z=2,i=l,f=0.3,取=1.2

因此，該連接能傳遞的最大橫向載荷為

Fmax=在生='-mix0,7x320x-=8983.93N

Ks1.24

（注意：圖書館借的《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)習(xí)輔導(dǎo)》書給出的答案有問題，其解法為：螺栓數(shù)目為2,

接合面數(shù)為1,取防滑系數(shù)為儲(chǔ)=1.2,性能等級(jí)為4.8的碳鋼q=320MPa。螺栓所需預(yù)緊

力F。為

F>

ofzi

因此，所能傳遞的最大載荷為

小爺『卬

9、采用橡膠墊片密封，取螺栓的相對(duì)剛度一^—=0.9

Cb+Cm

由教材公式（5-18）,螺栓總拉力

工=叫+—%—F=1500+0.9x10000=24000N

Q+g

由教材公式（5.15）,殘余預(yù)緊力為

F1=F,-F=24000-10000=14000N

鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接

1、平鍵連接的工作面是兩側(cè)面，上表面與輪轂槽底之間留有間隙，工作時(shí)，靠鍵與鍵槽的互壓

傳遞轉(zhuǎn)矩，但不能實(shí)現(xiàn)軸上零件的軸向定位，所以也不能承受軸向力。具有制造簡(jiǎn)單、裝拆

方便、定心性較好等優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用廣泛。

楔鍵連接的工作面是上下面，其上表面和輪轂鍵槽底面均有1:100的斜度，裝配時(shí)需打緊，

靠楔緊后上下面產(chǎn)生的摩擦力傳遞轉(zhuǎn)矩，并能實(shí)現(xiàn)軸上零件的軸向固定和承受單向軸向力。由于

楔緊后使軸和輪轂產(chǎn)生偏心，故多用于定心精度要求不高、載荷平穩(wěn)和低速的場(chǎng)合。

2、平鍵連接的主要失效形式是較弱零件（通常為輪轂）的工作面被壓潰（靜連接）或磨損（動(dòng)

連接，特別是在載荷作用下移動(dòng)時(shí)），除非有嚴(yán)重過載，一般不會(huì)出現(xiàn)鍵的剪斷。

鍵的截面尺寸6x〃應(yīng)根據(jù)軸徑d從鍵的標(biāo)準(zhǔn)中選取。

鍵的長(zhǎng)度L可參照輪轂長(zhǎng)度從標(biāo)準(zhǔn)中選取，L值應(yīng)略短于輪轂長(zhǎng)度。

3、兩個(gè)平鍵連接，一般沿周向相隔180。布置，對(duì)軸的削弱均勻，并且兩鍵的擠壓力對(duì)軸平衡，

對(duì)軸不產(chǎn)生附加彎矩，受力狀態(tài)好。

采用兩個(gè)楔鍵時(shí)，相隔90。~120。布置。若夾角過小，則對(duì)軸的局部削弱過大。若夾角過大,

則兩個(gè)楔鍵的總承載能力下降。當(dāng)夾角為180。時(shí)，兩個(gè)楔鍵的承載能力大體上只相當(dāng)于一個(gè)楔

鍵盤的承載能力。

采用兩個(gè)半圓鍵時(shí)，在軸的同一母線上布置。半圓鍵對(duì)軸的削弱較大，兩個(gè)半圓鍵不能放在

同一橫截面上。只能放在同一母線上。

4、（1）確定聯(lián)軸器段的鍵

根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，選A型平鍵。由軸徑

d=lQmm,查手冊(cè)得鍵的截面尺寸為

b=20mm,h=12mm,取鍵的公稱長(zhǎng)度

L—110mmo

鍵的標(biāo)記：鍵20x110GB/T1069-1979

鍵的工作長(zhǎng)度為

/=L-/,=110-20=90mm,鍵與輪轂鍵槽接觸

高度為k=h/2=6mm，根據(jù)聯(lián)軸器材料鑄鐵，

載荷有輕微沖擊，查教材表6-1,取許用擠壓應(yīng)力[bp]=55MPa,則其擠壓強(qiáng)度

2rxio32x1000x1000

=52.9IMPa<55MPa=?]

kid6x90x70

滿足強(qiáng)度要求。

（注：（1）該鍵也可以選擇長(zhǎng)度L=125mm；（2）由于在軸端部，因此也可以選用單圓頭

普通平鍵。）

（2）確定齒輪段的鍵

根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，選A型平鍵。由軸徑d=90mm,查手冊(cè)得鍵的截面尺寸為b=25mm,

h=14mm,取鍵的公稱長(zhǎng)度L=80mm。

鍵的標(biāo)記：鍵25x80GB/T1069-1979

鍵的工作長(zhǎng)度為/=￡-&=80-25=55mm,鍵與輪轂鍵槽接觸高度為k=h/2=lmm,

根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查教材表6-1,取許用擠壓應(yīng)力[%,]=110MPa,則其

擠壓強(qiáng)度

2Txi()32xl000xl03

(J=--------=57.72MPa<[o-p]=110MPa

Pkid7x55x90

滿足強(qiáng)度要求。

帶傳動(dòng)

1、由公式（8-7）

1-1/efa

F「2F。

1+1/efa

影響帶傳動(dòng)工作能力的因素有：

（1）預(yù)緊力：預(yù)緊力越大，工作能力越強(qiáng)，但應(yīng)適度，以避免過大拉應(yīng)力;

（2）包角：包角越大越好，一般不小于120度；

（3）摩擦系數(shù)：摩擦系數(shù)越大越好。

2、

2

1）由公式可知，為避免過大的離心應(yīng)力，帶速不宜太高；

cA

2）由公式（8-3）和（8-4）可知，緊邊拉力

FP

耳=4+十="+1000—

2u

因此，為避免緊邊過大的拉應(yīng)力帶速不宜太低。

3、帶傳動(dòng)中的彈性滑動(dòng)是由于帶松邊和緊邊拉力不同，導(dǎo)致帶的彈性變形并引起帶與帶輪之間

發(fā)生相對(duì)微小滑動(dòng)產(chǎn)生的，是帶傳動(dòng)固有的物理現(xiàn)象。

帶傳動(dòng)中由于工作載荷超過臨界值并進(jìn)一步增大時(shí)，帶與帶輪間將產(chǎn)生顯著的相對(duì)滑動(dòng)，這

種現(xiàn)象稱為打滑。打滑將使帶的磨損加劇，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速急劇降低，甚至使傳動(dòng)失效，這種情況應(yīng)

當(dāng)避免。

4、帶傳動(dòng)的主要失效形式是打滑和疲勞破壞。

帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是在保證帶傳動(dòng)不打滑的條件下，具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。

l-1/e的

5、(1)F=2F------------=2x360x----------=478.35N

8ec°01+1//1+1/產(chǎn)

(2)傳遞的最大扭矩

T=工，?"=478.35X—=23917.5N.mm

"22

⑶輸出功率

FvFxn,^rdj,

P=x0.95=—箜-—x0.95

100060x1000x1000

478.35x1450x?xl00

x0.95=3.63kW

60x1000x1000

6、V帶傳動(dòng)傳遞的功率尸=7.5kW,帶速°=10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即Fx=2F2,

試求緊邊拉力耳、有效拉力工和預(yù)緊力外。

【解】

由尸=,得

1000

1000P1000x7.5

Fe=750N

v10

由工=耳一尸2,又耳=2%，得

F[=2F2=2X750=1500N

F

由Fi=F0+寸，得

Fo=F,-^=1500--=1125^

°122

7、1)確定計(jì)算功率由表8-7查得KA=1.2,計(jì)算功率為

Pca=K/=1.2x7=8.4kW

2）選取V帶型號(hào)根據(jù)匕&=8.4kW,%=960r/min,由圖8-11選用B型帶。

3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速

⑴確定小帶輪基準(zhǔn)直徑由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑41=150mm

⑵驗(yàn)算帶速按式8-13

叫_乃x150x960

v==7.54m/s

60x100060x1000

由于5m/s<<30m/s,故帶速合適。

⑶確定大帶輪基準(zhǔn)直徑

傳動(dòng)比">箸=2",根據(jù)式8,，有

dd2xiddi=2.91x150=436.5

根據(jù)表8-8,圓整為dd2=450mmo

(4)驗(yàn)算帶速誤差由式8-14,從動(dòng)輪實(shí)際轉(zhuǎn)速

九%(1—￡)150x960x(1-0.02).

riy=---------------=----------------------------=313.6r/min

dd2450

帶速誤差△="2-"2,=330-313g-1。。％=497%<5%,滿足要求。

n2330

4)確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度

⑴確定小帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)式8-20

0.7+dd2)=420<aQ<2(ddi+dd2)=1200,初定中心距旬=600mm,

⑵計(jì)算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度按式8-22

Ldo=2Q()+[41+D

24。

=2x600+—(150+450)+&SOTO)=2180mm

24x600

由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=2240機(jī)機(jī)

⑶計(jì)算實(shí)際中心距由式8-23

L—2240-2180

”即+U_=600+--———=630mm

°22

由式8-24,中心距的變化范圍為

〃

min-ci-0.015Ld=600-0.015x2240=566.4mm

L%m人dx二。+0.03Lu,=600+0.03x2240=667.2mm

5)驗(yàn)算小帶輪上的包角a

a=180。-九-％―57.3°=180°-450-I%57.3°=152.7°>120°

a630

包角合適。

6)計(jì)算帶的根數(shù)

(1)計(jì)算單根V帶的額定計(jì)算功率

由ddl=150mm和nx=960r/min,查表8-4a得Po=2.60kW

查表8-4b得APo=0.30kW

查表8-5得Ka=0.92,查表8-2得=1.0,根據(jù)式8-26

z=-----------------=--------------.................=315

(P0+AP0)KaKL(2.60+0.30)x0.92x1.0

取4根。

7)計(jì)算單根V帶的最小初拉力(Fo)min

由表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量g=0.18kg/m

(…5。。3…5。。(25-。9"4

+0.18x7.542=249.4N

°Kazv0.92x4x7.54

8)計(jì)算壓軸力心壓軸力的最小值為

(工)min=2"。)"吟=2x4x249.4xsin"|二=1938.85N

9)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(略)

鏈傳動(dòng)

1、與屬于摩擦傳動(dòng)的帶傳動(dòng)相比，鏈傳動(dòng)無彈性滑動(dòng)和打滑現(xiàn)象，因而能保證準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)

比，傳動(dòng)效率較高；又因鏈條不需要像帶那樣張得很，所以作用于軸上的徑向壓力較小；在

同樣的條件下，鏈傳動(dòng)結(jié)構(gòu)較為緊湊。同時(shí)鏈傳動(dòng)能在高溫和低溫的情況下工作。

2、鏈傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)中由于鏈條圍繞在鏈輪上形成了正多邊形，造成了運(yùn)動(dòng)的不均勻性，稱為鏈傳動(dòng)

的多邊形效應(yīng)。這是鏈傳動(dòng)固有的特性。

減輕鏈傳動(dòng)多邊形效應(yīng)的主要措施有：

1)減小鏈條節(jié)距；

2)增加鏈輪齒數(shù)；

3）降低鏈速。

3、滾子鏈傳動(dòng)的主要失效形式和原因如下：

1）鏈的疲勞破壞：鏈在工作時(shí)，周而復(fù)始地由松邊到緊邊不斷運(yùn)動(dòng)著，因而它的各個(gè)元件

都是在變應(yīng)力作用下工作，經(jīng)過一定循環(huán)次數(shù)后，鏈板將會(huì)出現(xiàn)疲勞斷裂，或者套筒、滾子表面

將會(huì)出現(xiàn)疲勞點(diǎn)蝕（多邊形效應(yīng)引起的沖擊疲勞）。

2）鏈條較鏈的磨損：鏈條在工作過程中，由于錢鏈的銷軸與套筒間承受較大的壓力，傳動(dòng)

時(shí)彼此又產(chǎn)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng),導(dǎo)致較鏈磨損，使鏈條總長(zhǎng)伸長(zhǎng)，從而使鏈的松邊垂度變化，增大動(dòng)載荷，發(fā)

生振動(dòng)，引起跳齒，加大噪聲以及其它破壞，如銷軸因磨損削弱而斷裂等。

3）鏈條較鏈的膠合：當(dāng)鏈輪轉(zhuǎn)速高達(dá)一定數(shù)值時(shí)，鏈節(jié)嚙入時(shí)受到的沖擊能量增大，銷軸

和套筒間潤(rùn)滑油被破壞，使兩者的工作表面在很高的溫度和壓力下直接接觸，從而導(dǎo)致膠合。因

此，膠合在一定程度上限制了鏈的傳動(dòng)的極限轉(zhuǎn)速。

4）鏈條靜力拉斷：低速（O<0.6m/s）的鏈條過載，并超過了鏈條靜力強(qiáng)度的情況下，鏈

條就會(huì)被拉斷。

4、

a）和b）按逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)合理。

c）兩輪軸線布置在同一鉛垂面內(nèi)下垂量增大，下鏈輪的有效嚙合齒數(shù)減少，降低了傳動(dòng)能

力，應(yīng)采?。?）調(diào)整中心距（2）加張緊輪（3）兩輪偏置等措施。

5、（1）選擇鏈輪齒數(shù)Zi，Z2。假定鏈速v=3~8w/s,由教材表9-8取主動(dòng)鏈輪齒數(shù)zi=23,則

從動(dòng)鏈輪齒數(shù)z2=%=3x23=69。

（2）確定鏈節(jié)距p。計(jì)算功率

Pca=KAP=1.5xl.5=11.25kW

由教材圖9-13按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計(jì)鏈工作在額定功率曲線頂點(diǎn)的左側(cè)。查教材表9-10得

108108

Kz=（^）=（||）=1.23

初選中心距〃=40p則

_%+Zi+Z2+產(chǎn)-幻)2P_

Lp

一丁212n；~2~

2x40p23+69.69-232

+丁+(.?)x上=127.34

P2%40P

取4=128,根據(jù)教材表9-10得

0.26=1280.26=L07

100

選取單排鏈，由教材表9-11得Kp=l,所需傳遞的功率為

1125

po=——=8.55kW

KZKLKP1.23X1.07X1

根據(jù)尸o=8.55左W和4=960"min,由教材圖9-13選鏈號(hào)為10A的單排鏈。同時(shí)也證實(shí)原

估計(jì)鏈工作在額定功率曲線頂點(diǎn)的左側(cè)是正確的。由教材表9-1查得鏈節(jié)距p=15.875機(jī)加o

(3)確定鏈長(zhǎng)L及中心距

八皿二型15.875-

10001000

Zi+Z2Zi+Z2

。令P

222萬

15.87523+6923+6969-23

---------X(128-)+、(128-?)2—8(I=645.61mm

4222萬

中心距減小量

△a—(0.002?0.004)。=

(0.002?0.004)x645.61=1.29?2.58mm

實(shí)際中心距

。一=645.61—(1.29?2.58)=644.32?643.03mm

取。=644mm，接近650mm，符合題目要求。

(4)驗(yàn)算鏈速。

HP"123x15.875x960一。。,

V=---------------二5.482m/s

60x100060x1000

與原假設(shè)相符。根據(jù)教材圖9-14采用油浴或飛濺潤(rùn)滑。

(5)壓軸力計(jì)算。有效圓周力

p75

F=1000—=1000x=1283.812V

,v5.482

按水平傳動(dòng)，取壓軸力系數(shù)=1.15,則壓軸力

KFp

Fp=1.15x1283.81=1476.38^

齒輪傳動(dòng)

1、齒輪傳動(dòng)常見的失效形式有以下幾種：（1）輪齒折斷；（2）齒面點(diǎn)蝕；（3）齒面磨損；（4）

齒面膠合；（5）塑性變形。

閉式硬齒面的設(shè)計(jì)以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為主；閉式軟齒面的設(shè)計(jì)通常以保證齒面接觸疲

勞強(qiáng)度為主；開式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)目前僅以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度作為設(shè)計(jì)準(zhǔn)則。

2、齒輪輪齒修緣是為了減小齒輪傳動(dòng)過程中由于各種原因引起的動(dòng)載荷。做成鼓形是為了改善

載荷沿接觸線分布不均的程度。

3、金屬制的軟齒面齒輪配對(duì)的兩輪齒中，小齒輪齒根強(qiáng)度較弱，且小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)較多,

當(dāng)大小齒輪有較大硬度差時(shí)，較硬的小齒輪會(huì)對(duì)較軟的大齒輪齒面產(chǎn)生冷作硬化的作用，可提高

大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度。所以要求小齒輪齒面硬度比大齒輪大30~50HBSo

4、【解】

題5圖

5、（1）由于中間軸上兩齒輪分別為主動(dòng)和從動(dòng)輪，且旋轉(zhuǎn)方向相同，因此為使軸向力方向相反,

必須使齒輪3的螺旋方向與齒輪2的相同。齒輪2為左旋，故齒輪3必須左旋，齒輪4右旋。

（2）使中間軸上輪2和輪3的軸向力互相完全抵消，需要滿足42=F/。

Fa2=耳2tan夕2，%=耳3tan昆

因齒輪2和齒輪3傳遞的轉(zhuǎn)矩相同丁="22=!?，且

d2=z2mn2/cos/32,d3=z3mn3/cos

整理后可得

tan-3_工2/3「Z3〃z“3cos62

tan，2耳3d222m“2COS瓦

因此sin63=包馬蟲sin尸，=9^Zsinl5°=0.1438

z2m?2~3x51

網(wǎng)=8.27°=8°16'2"

6、將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎(chǔ)上人為地加寬5Tomm,以防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸

向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的工作載荷。

7、齒面接觸應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)，齒根彎曲應(yīng)力是對(duì)稱循環(huán)。

在作彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)將圖中查出的極限應(yīng)力值乘以0.7。

8、1）選擇齒輪的材料和精度等級(jí)

根據(jù)教材表10-1選大小齒輪材料均為20CrMnTi滲碳淬火。小齒輪齒面硬度取62HRC,大齒

輪齒面硬度取38HRC,芯部300HBS。選精度等級(jí)為6級(jí)。

2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)

①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

p13f）

T,=9.55xIO?！?9.55x1。6x--------=106658N.mm

11640

②初選載荷系數(shù)：K,=1.6

③確定齒寬系數(shù)：小齒輪作懸臂布置，據(jù)教材表10-7選取猴=0.5

④初選螺旋角：，=14°

⑤計(jì)算斜齒輪的當(dāng)量齒數(shù)：

7=—￡1—=—=2527=_5_=口=199

?_cos3_COS3140",'"2一3-

PcospCOS314O--

⑥確定齒形系數(shù)和應(yīng)力集中系數(shù)：

查教材表10-5得YFal=2.62,YSal=1.59,YFa2=2.22,YSa2=1.77

⑦確定斜齒輪端面重合度：

查教材圖10-26得久i=0.78,sa2=0.88,sa=￡ai+sa2=0.78+0.88=1.66

⑧確定彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力：

循環(huán)次數(shù)

M=60/=60x11640xlx100=7.0x107

7

N2=60n2jLh=60X11640X23/73X1X100=2,2x10

由教材圖10-18查得KFNl=KFN2=l

取安全系數(shù)SF=1.5

由教材圖10-20(d)得crFNl=CTFN2=930MPa

按對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力為

[crfl]=[crF2]=0.7x*與%1=07x=434MPa

⑨由彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒輪的模數(shù)：

因/〃心瓶，/血匕0[<TF1]=[cTf2],將齒輪1的參數(shù)代入設(shè)計(jì)公式中得

A3pKT*尸cos?尸_卜x1.6x106658x0.89xcos?14°.22.62x1.59

，一\%.Z;久⑸]-V0.5x232x1.66'-

取標(biāo)準(zhǔn)值"2“=2mm0

⑩驗(yàn)算載荷系數(shù)：

小齒輪的分度圓直徑心=曳"=①二=47.4mm

cos/7cos14°

血M3.141x47.4x116470

齒輪的圓周速度

60x1000

由教材圖10-8查得:

假設(shè)KAFt/b>100N/mm,由教材圖10-3查得

齒寬b=(|>ddx=0.5x47.4=23.7mm

由教材表10-4查得K班=1.15,由教材圖10-13查得七夕=1.12

彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)

K=KAKvKFaKF^=1.25x1.16x1.1x1.12=1.79

?修正模數(shù):

mn=mntljK/Kt=1.84x31.79/1.6=1.91mm

因此取標(biāo)準(zhǔn)值機(jī)〃=2mm合適。

。確定螺旋角:

中心距”十個(gè)=言三京廠98.94mm

圓整中心距a=99mm后，螺旋角

/3=arccos⑵+“2加"=arccos⑵+，3)x2=@828“

2a2x99

?斜齒輪的相關(guān)參數(shù)

zm23x2

=--}---n-=----------------=47.437mm

cos/?cosl4°8'28”

b=</>dd1-0.5x47.437=23.1mm

對(duì)齒寬圓整：b2=24mm,bx=2Smm

3)齒面接觸強(qiáng)度校核

①確定接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K=KAKvKFaKF/3=1.25x1.16x1.1x1.15=1.83

②確定接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力:

查教材圖10-21(e)得liml=b”lim2=150°MP〃

查教材圖10-19中曲線2得K//NI=1,0，KHN2=L08

取安全系數(shù)SH=1.0

「-1KHNQHliml1°X150°=1500MPa

6HJ=-------------

1.0

K"N2b”iim2二=1620Mpa

[冊(cè)2]=

SH1.0

③確定彈性影響系數(shù)：據(jù)教材表10-6查得ZF=189.8VMP^

④確定區(qū)域載荷系數(shù)：據(jù)教材圖10-30查得ZH=2.43

⑤校核接觸強(qiáng)度

2KT]3=189.8x2.43x2x1.83x1066583.17+1rn

.ZH----------------x=1140MPa<⑸

㈣2%u24x47.4373xl,66----3.17

滿足接觸強(qiáng)度要求，以上所選參數(shù)合適。

蝸桿傳動(dòng)

1、蝸桿傳動(dòng)的主要特點(diǎn)有：（1）傳動(dòng)比大，零件數(shù)目少，結(jié)構(gòu)緊湊；（2）沖擊載荷小、傳動(dòng)平

穩(wěn)，噪聲低；（3）當(dāng)蝸桿的螺旋升角小于嚙合面的當(dāng)量摩擦角時(shí)，蝸桿傳動(dòng)具有自鎖性；（4）

摩擦損失較大，效率低；當(dāng)傳動(dòng)具有自鎖性時(shí)，效率僅為0。4左右；（5）由于摩擦與磨損嚴(yán)

重，常需耗用有色金屬制造蝸輪（或輪圈），以便與鋼制蝸桿配對(duì)組成減摩性良好的滑動(dòng)摩擦

副。

蝸桿傳動(dòng)通常用于空間兩軸線交錯(cuò)，要求結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)比大的減速裝置，也有少數(shù)機(jī)器用

作增速裝置。

2、蝸桿直徑系數(shù)是蝸桿分度圓直徑和模數(shù)的比值。

q用

m

引入蝸桿直徑系數(shù)是為了限制蝸輪滾刀的數(shù)目及便于滾刀的標(biāo)準(zhǔn)化。

3、1）在中間平面上，普通圓柱蝸桿傳動(dòng)就相當(dāng)于齒條與齒輪的嚙合傳動(dòng)。所以在設(shè)計(jì)蝸桿傳動(dòng)

時(shí)，均取中間平面上的參數(shù)（如模數(shù)、壓力角等）和尺寸（如齒頂圓、分度圓等）為基準(zhǔn)，并沿

用齒輪傳動(dòng)的計(jì)算關(guān)系。對(duì)于蝸輪來說，端面模數(shù)等于中間平面上的模數(shù)。

2）蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合條件是：蝸桿的軸向模數(shù)等于蝸輪的端面模數(shù)，蝸桿的軸向壓力角

等于蝸輪的端面壓力角，蝸桿中圓柱上螺旋線的導(dǎo)程角等于蝸輪分度圓上的螺旋角，且螺旋線方

向相同。即

rna\="42=m；=%2；Y=B

4、蝸桿傳動(dòng)的失效形式主要有齒面點(diǎn)蝕、齒根折斷、齒面膠合及過度磨損等。

在開式傳動(dòng)中多發(fā)生齒面磨損和輪齒折斷，因此應(yīng)以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度作為開式傳動(dòng)的

主要設(shè)計(jì)準(zhǔn)則。

在閉式傳動(dòng)中，蝸桿副多因齒面膠合或點(diǎn)蝕而失效。因此，通常是按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行

設(shè)計(jì)，而按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。

對(duì)于閉式傳動(dòng)，由于散熱較為困難，還應(yīng)作熱平衡核算。

5、1）各軸的回轉(zhuǎn)方向如圖所示；

2）蝸輪輪齒的螺旋方向：

由于兩個(gè)蝸桿均為右旋，因此兩個(gè)蝸輪也必為右旋。

3）蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置和方向如圖所示

滑動(dòng)軸承

1、滑動(dòng)軸承的失效形式有：磨粒磨損、刮傷、咬合（膠合）、疲勞剝落和腐蝕，還可能出現(xiàn)氣蝕、

流體侵蝕、電侵蝕和微動(dòng)磨損等損傷。

2、滑動(dòng)軸承材料性能應(yīng)具有以下性能：（1）良好的減摩性、耐磨性和抗咬粘性。（2）良好的摩

擦順應(yīng)性、嵌入性和磨合性。（3）足夠的強(qiáng)度和抗腐蝕能力。（4）良好的導(dǎo)熱性、工藝性、經(jīng)濟(jì)

性等。

不存在一種軸承材料能夠同時(shí)滿足以上這些性能。

3、非液體潤(rùn)滑軸承常以維持邊界油膜不遭破壞作為設(shè)計(jì)的最低要求。

限制p的目的是保證潤(rùn)滑油不被過大的壓力擠出，間接保證軸瓦不致過度磨損。

軸承的發(fā)熱量與其單位面積上的摩擦功耗力。成正比，限制pu的目的就是限制軸承的溫

升，防止吸附在金屬表面的油膜發(fā)生破裂。

4、形成流體動(dòng)力潤(rùn)滑（即形成動(dòng)壓油膜）的必要條件是：

1）相對(duì)滑動(dòng)的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；

2）被油膜分開的兩表面必須有足夠的相對(duì)滑動(dòng)速度（亦即滑動(dòng)表面帶油時(shí)要有足夠的油層

最大速度），其運(yùn)動(dòng)方向必須使?jié)櫥陀纱罂诹鬟M(jìn)，從小口流出;

3）潤(rùn)滑油必須有一定的粘度，供油要充分。

向心滑動(dòng)軸承形成動(dòng)壓油膜的基本過程為：

1）軸頸靜止時(shí)，軸頸處于軸承孔的最低位置，并與軸瓦接觸，兩表面間自然形成一收斂的

楔形空間；

2）軸頸開始轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，速度極低，帶入軸承間隙中的油量較少，這時(shí)軸瓦對(duì)軸頸摩擦力的方

向與軸頸表面圓周速度方向相反，迫使軸頸在摩擦力的作用下沿孔壁爬升；

3）隨著轉(zhuǎn)速的增大，軸頸表面的圓周速度增大，帶入楔形空間的油量也逐漸增多。這時(shí)楔

形油膜產(chǎn)生了一定的動(dòng)壓力，將軸頸浮起。當(dāng)軸頸達(dá)到穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，軸頸便穩(wěn)定在一定的偏

心位置上。這時(shí)，軸承處于流體動(dòng)力潤(rùn)滑狀態(tài)，油膜產(chǎn)生的動(dòng)壓力與外載荷相平衡。由于軸

承內(nèi)的摩擦阻力僅為液體的內(nèi)阻力，故摩擦系數(shù)達(dá)到最小值。

5、軸瓦的材料為ZCuA110Fe3,查其許用應(yīng)力[p]=15MPa,許用[p。]=12MPa-m/s

1）軸承的平均壓力應(yīng)滿足式（12-1）,據(jù)此可得

F<[p]dB=15x200x200=6x105N

2）軸承的pu應(yīng)滿足式12-2,據(jù)此可得

F<[^]x19100B=12x19100x200=1526x1q5n

n300

綜合考慮（1）和（2）,可知最大徑向載荷為1.528x105N0

6、按50°查L(zhǎng)-AN32的運(yùn)動(dòng)粘度，查得匕o=22cSr,換算出L-AN3250°時(shí)的動(dòng)力粘度：

-6

=pv5QX10=900x22x10^=0.0198P。-s

軸徑轉(zhuǎn)速

2mInx1000

承受最大載荷時(shí)，考慮到表面幾何形狀誤差和軸徑撓曲變形。選安全系數(shù)為S=2,據(jù)式12-9

和12-10得：

r(p(l-x)=S(Rzl+42)

S(J+&2),2x0,0048

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由3/d=l.ll及2=0.808,查教材表12-8得有限寬軸承的承載量系數(shù)C