机械设计知识点总结

朽木易折，金石可镂。千里之行，始于足下。第页/共页机械设计知识点总结绪论强度与安全性设计强度：抵御断裂和残余变形的能力静载荷：不随时光变化或者变化缓慢的载荷动载荷：随时光做周期性变化或者非周期性变化的载荷名义载荷：在工作安稳，载荷分布匀称的条件下，按照理论值计算的载荷计算载荷：考虑实际工作存在冲击，震动，加工，安装等误差因素时决定的零件实际所能承受的载荷（主要考虑动载荷受变应力）稳定的变应力有五个参数最大应力，最小应力，平均应力应力幅，应力循环特征（循环比）变应力下强度计算——疲劳强度计算影响因素：1，材料的极限应力；2应力扩散；3尺寸效应；4表面加工质量疲劳极限曲线无限寿命区有限寿命区总算疲劳曲线趋向水平对应的应力为疲劳极限应力*疲劳强度与应力幅有极大关系。轴1轴的分类工作过程中承载不同分为传动轴：主要承受转矩；心轴：主要承受弯矩；转轴：既承受弯矩有承受转矩。Eg：自行车中，前轴后轴为心轴，中轴为转轴2轴的固定周向：键，花键，过盈配合，销轴向：轴肩，套筒，螺母，挡圈，轴头径向：由配合性质固定3轴用材料碳素钢，合金钢，铸铁4轴的强度计算分类1对于只传递转矩T应用扭转强度计算2对于至承受弯矩的应用弯曲强度计算M3对于既受转矩又受弯矩Me=开根号（M^2+(aT）^2)对于单独的计算过程先用扭转强度举行初步的设计再用弯曲强度举行校核（Me当量弯矩）*应力校正系数a1当为循环应力时a=12当为不变的转矩时a=[-1]/[1]3当为脉冲转矩时a=[-1]/[0](浮上于填空题）轴章节其他填空题普通轴多设计为阶梯状：为了方便轴上零件的装配和安装定位增大轴的圆角半径：降低应力扩散，提高疲劳强度设计轴的普通步骤：按转矩初估轴径（设计），结构设计，按当量弯矩举行校核以及安全系数扭转强度的设计公式：d>=c(p/n)^1/3(由 T=9.55p/n切应力=T/W提高轴的强度：选用高强度材料，增大轴径提高轴的刚度：增大轴径齿轮传动1齿轮传动的特点：传动效率高：传动效率=主动轮转速/从动轮转速=从动轮齿轮半径/主动轮齿轮半径=z2/z1（*此处注重和涡轮蜗杆传动举行比较使用可靠，工作寿命长传动比较稳定，结构紧凑发明和安装精度较高，成本较高中央距不可分（在接触的情况下可以有一定的变为系数，但是不能不接触，满意延续传动条件）不能用于大中央距的传动。2分类方式本章中多用分类方式1：闭式齿轮，开式齿轮分类方式2：硬齿轮，软齿轮3主要参数A传动比b齿数比（*必须是大的比小的，u>1)c模数，中央距，变为系数4关于齿轮各个参数的计算在此注重几个点A对于斜齿轮其标准用的是法相模数mn，而除了其纵向重合度的计算运用的mn其他都运用mt端面模数。Mn=mt*cosβB当量齿数=z/cosβ^3***&&&齿轮的载荷计算情况一：直尺圆柱齿轮特点：不存在轴向力计算：径向力，圆周力，法相力（合力）在一个平面内，之间的关联角为啮合角**情况二：斜齿轮特点，存在轴向力；左旋右旋存在螺旋角β；存在两个模数：法相模数mn，端面模数mt，其中法相模数为标准量，端面模数大多数运用于计算中（除了附加重合度）（***因为有β故多出一个重合度，传动安稳重合度大，承载能力大，结构紧凑）受力为一个立方体，详细手里情况如下情况三：圆锥齿轮大端为GB******齿轮传动的计算载荷A接触强度的计算各个参数的意义KA:使用系数，（使用与外部有关）外部因素引起的附加动载荷影响系数KV：动载荷洗系数,运转速度等对齿轮产生的内部附加动载荷影响KHA：接触强度计算中的齿间载荷分布系数，（齿间，故主要由齿距误差影响）KHB：接触强度计算中的齿向载荷分布系数（齿向，轴向，主要由轴的发明误差产生）齿宽系数：b/d(在圆锥齿轮中为b/R)Zh:节点区域系数Ze：弹性系数Zβ：螺旋角系数cosβ^0.5Z：重合度系数直尺：（4-）/3^0.5/bd故接触疲劳强度受分度圆直径影响较大B弯曲疲劳强度的计算Yfa齿形系数***考虑载荷作用于齿顶时对弯曲应力的影响它只与齿形有关（事实上与齿数及变位系数有关）与模数无关。Ysa应力修正系数/mb故弯曲疲劳强度受模数影响较大，齿形因为会影响齿形系数故也会造成影响******齿轮失效齿轮失效的分类｛1轮齿折断（多数浮上在齿根处）：过载折断，疲劳折断，随机折断。2齿面失效（多数浮上在啮合点处）：点蚀[齿面产生细小裂纹，裂纹中的润滑油在挤压作用下使裂纹扩大]，胶合，塑性变形,磨粒磨损}由齿轮失效产生的对于设计计算准则不同，分类不同开式齿轮传动因为没有机壳故主要失效形式为磨粒磨损和弯曲疲劳折断，计算时依然运用弯曲疲劳强度举行计算闭式齿轮有个表格闭式软齿轮齿面点蚀接触疲劳强度设计中小功率齿根疲劳折断弯曲疲劳强度校核闭式硬齿轮齿根疲劳折断弯曲疲劳强度设计齿面点蚀接触疲劳强度校核大功率高速加上齿面热胶合热胶合强度计算齿轮材料挑选要求有较高的抗磨损抗点蚀抗胶合抗塑性变形能力；高强度高疲劳极限强韧性工艺经济型高Eg钢，铸铁，非金属材料课上补充：1对于硬齿闭式，因为常常浮上齿根疲劳折断故设计时应使z较小（18-22大于最小根切）2对于软尺，z应较大（30+）3所谓算出的应力越小越好，这样到许用应力的差值裕度更大更容易达标。4螺旋角过小体现不出斜齿轮的优越性，螺旋角过大造成轴向力过大，螺旋角最好保持在18-30度基础选填：A齿轮传动的主要失效形式，细分B影响解除疲劳应力的为直径，影响弯曲疲劳应力得为模数C齿形系数由齿数和变为系数决定D斜齿轮轴向力遵循左右手螺旋定理（左旋右旋的判断）E对于主动轮（因为外力带着动，故内里圆周力为阻力，同电机与拖动控制）啮合圆周力与转动方向相反，对于从动轮，啮合圆周力与转动方向相同F对于圆锥齿轮，轴向力一直指向大端（圆锥齿轮任何GB都是对大端而言）G齿面点蚀多浮上在啮合处，齿根折断浮上在齿根。挑选题中多以判断接触或者弯曲应力值的大小的形式浮上涡轮蜗杆传动引入交错斜齿传动，交错角β1+β2=90度=====>将其中的一个齿轮轴向拉长，======>形成涡轮蜗杆1涡轮蜗杆传动的特点A传动安稳B传动比较大！！！（作业题中常常浮上i>22等）c可以产生自锁等现象D传动效率较低（搅油效率，啮合效率，轴承效率，其中啮合效率是损失最大的）E结构复杂，涡轮常常采用珍贵金属加工工艺复杂发明成本高2分类主要分为左旋和右旋，常用：右旋3蜗杆传动的主要参数及几何计算A基准轮廓！！！：在给定截面上的规定齿廓。——在基准轮廓面上相当于齿轮和齿条的啮合B模数，蜗杆、、蜗杆分度圆直径和直径特性系数1模数：对于蜗杆标准模数为mx（轴向）对于涡轮同齿轮为mt2蜗杆分度圆直径d1为标准值===>故引出了直径特性系数q（基本上等同于z的位置，既d1/m=q3蜗杆有了直径特性系数故其z1为蜗杆头数（在蜗杆截面横切一刀有几条螺纹为几头）===>蜗杆头数普通为z=｛1，2｝蜗杆头数太高间隔太小不宜发明，蜗杆头数太小容易自锁（z=1常常浮上自锁情况他）。4导程角及螺旋角===>导程的概念：同一螺旋线上，相邻两齿间的轴向距离（np）！=齿距导程角tanγ=zp/πd=z/q!!!导程角和螺旋角的关系：螺旋角定义：轮齿走向和轴向之间的角度~，蜗杆导程角和螺旋角互余5变位系数惟独涡轮有变位，蜗杆不会产生变位。******传动比！I=主动转速/从动转速=z2/z1!=d2/d1=====>传动比大于一，减速，蜗杆传动主动；传动比小于一，加速，涡轮主动3蜗杆传动的载荷和失效分析同齿轮分析但是因为有效率，故圆周力分离计算，同时两者fa分离由另一个的T求而不是通过自己的角度关系求。******蜗杆的传动失效分析与齿轮相似，但更严重的是蜗杆传动过程中，涡轮与蜗杆的相对滑动速度过大！===>造成传动效率过低，摩擦磨损发热严重===>主要为胶合，磨损，点蚀（热产生）！！！故按照轮齿接触强度计算，且主要为涡轮！的失效计算。！！！涡轮蜗杆的强度校核中还必须考虑热平衡计算。传动材料的挑选蜗杆细长，尺寸小而且向来处于接触状态下故应采用精度更高的材料：碳钢，合金钢涡轮需要减磨性和耐磨性好的材料，通常采用铜合金和铸铁，锡青铜基础选填A主要失效形式为：涡轮的齿面点蚀，磨损，胶合（接触强度计算）｛失效计算以涡轮为主｝B涡轮的效率有：啮合效率，搅油效率，轴承效率，啮合效率影响最大C涡轮蜗杆传动比不稳定主要因为涡轮蜗杆传动相对滑动速度过大D涡轮和蜗杆旋向相同（蜗杆β+γ=九十度，而涡轮和蜗杆的衔接相当于直角斜交两齿轮，故β1+β2=九十度，故蜗杆的导程角=涡轮的螺旋角E涡轮蜗杆传动比不能用直径之比F效率蜗杆主动tanγ/tan(γ+p）G单头螺杆自锁性好此章可能浮上大题，分析受力方向和转动方向带传动1带传动分类开口传动交错传动半交错传动：半交错传动！！！只适用于单向平型带传动Ip：v带：特点横截面夹角为40度，但因为传动过程受力产生收缩变形，故带槽夹角为小于40度2以v带传动为例分析带传动的受力A预紧力（初拉力）f0B有效圆周力当运行起来浮上紧边松边，紧边拉力-松边拉力=有效圆周力C欧拉公式表示了临界状态紧边拉力和松边拉力的比值D最大有效圆周力临界状态下的有效圆周力带的受力分析（图）拉力：紧边拉力，松边拉力（特点，紧边松边直线段保持不变，在大袋轮和小带轮上在f1和f2之间延续变化着）离心力：pv^2/A（特点，到处都想等）弯曲应力：由弯曲应变乘以弹性模量得来Ey/r=2ey/d三者相加为最后所得带的受力分析******关于带的失效形式1带的弹性滑动与打滑（两者之间存在关系）弹性滑动本质上是因为松边和紧边的拉力差产生===>事实上为只要存在有效圆周力（松边和紧边的拉力差）就会存在弹性滑动，故弹性滑动是无法避免的带的打滑：发生在一部分接触弧上。带的接触弧氛围有相对滑动的滑动弧和无相对滑动的静弧，当静弧角=0时带发生打滑现象区别在于：1弹性滑动时发生在囫囵带体上的（整体发生），打滑发生在带的局部，而且常常发生在临界拉力时2只要存在有效圆周力就存在弹性滑动综上，带传动中，带受力最大点位于紧边进入小带轮处静弧（停止不动）位于紧边进入小带轮一侧V带传动设计V带受力由三部分组成，三部分的和<=许用应力，然后将紧边拉李自立出来，则可求出预加力（初应力）的大小范围。设计过程：1小带轮不能过小===>过小则最大弯曲应力反比于小带轮直径===>会造成最大弯曲应力过大，产生疲劳破坏2中央距不易过小===>由画图可看出，中央距过小则包角过小，带的应力循环次数增大，故造成带的寿命变短3因为最大有效圆周力与摩擦系数和小带轮包角大小有关，所以小带轮包角>=120，过小则容易使有效圆周力的许用值过小，影响带传动的传动能力基本选填A带传动是利用带轮间的挠性带传动的装置，属于摩擦学分支，利用摩擦力传递力矩Bv带承载能力大但是半交错传动只能使用平型带Cv带中性层不发生变形故称之为节面******D带传动的主要特点：传动安稳，噪声小，可缓和冲击和震动，结构容易，安装发明维护容易成本低，传动中央距较大；缺点在于，因为运用带传动，故带的磨损比较严重，寿命较短，结构不紧凑，需要张紧装置。E带传动的主要失效形式为疲劳拉断和打滑（弹性滑动是造成打滑的缘故，但是弹性滑动不属于失效（详细见表）缘故现象后果避免措施弹性滑动松紧边拉里不一致造成速度变化局部带在局部上发生弹性滑动（没有严重扩大到囫囵轮面）在小轮上，从紧边进入松边，带回缩故带速小于小轮速……使从动轮速度低于主动轮速度不可避免，只要有有效圆周力就必有弹性滑动，选E较大的材料可以减小打滑过载引起，传递圆周力大于最大圆周力囫囵带在轮面上相对滑动囫囵带在轮面上滑动F大题曾浮上画带传动受力图的题G用大带轮作为主动轮功率更大？==H利用小带轮转速和计算功率来举行设计螺纹衔接1螺纹种类及主要参数左旋右旋分类，常用右旋三角形螺纹（常用于衔接），矩形螺纹（用于传动，但是强度较差），梯形螺纹（优于矩形螺纹，常用于传动），锯齿形螺纹（单向传动）和管螺纹主要参数：螺纹大径==>公称参数；螺纹小径===>多用于校核强度，外螺纹的危险剖面直径，强度直径；螺纹中径==>假想直径，计算升角，螺距导程等利用同蜗杆：单头螺纹易自锁，多头螺纹传动。（补充概念，螺纹副：外螺纹和内螺纹衔接称为螺纹副，防松中说到的螺纹副为螺母和螺栓上的螺纹副）对各个形状螺纹的深入探讨：一些概念：牙型角，轴剖面内，螺纹两牙型侧边夹角；牙形斜角；一侧边与径向直线的夹角（对称时，牙形斜角是牙型角的一半）***除了（不常常使用的矩形螺纹）其他螺纹的参数都已经标准化三角形螺纹，α=60，β=30，μe=μ/cosβ故β大当量摩擦系数大，摩擦大，常常用于衔接。粗牙螺纹和细牙螺纹，多用粗牙螺纹，细牙螺纹螺距小，精细所以强度高（牙很细小故外径小，内经中经大才使囫囵牙小）自锁性好但是磨损后极易被磨平滑扣矩形螺纹，α=β=0，当量摩擦系数小，摩擦小，用于传动，但发明艰难，同心度差强度弱梯形螺纹，α=30=2β，解决了矩形螺纹的一些问题，常用于传动锯齿形螺纹，一边β=3一边β=30，工作边要传动，摩擦要小β=32螺纹副的受力和自锁拧紧（力大）Ft=Ftan（+）效率也应是正的η=tan/tan(+)松开时反之多为减F为预紧力3******螺栓衔接的基本类型A普通螺栓（受拉螺栓）薄件，需要两个衔接工件都打通孔，可以常常拆卸。B绞制孔螺栓（受剪螺栓）原理：侧壁受压利用配合需要确切决定两被衔接件的相对位置C螺钉衔接母和钉一体，用于被衔接件较厚******不宜常常拆卸D双头螺柱衔接被衔接件较厚可以常常拆卸E紧钉螺钉？依赖摩擦力承受外载，用于相对定位及承受不大的力矩注重各种螺纹衔接的画法！！！3******螺纹的拧紧和防松A螺纹紧固件的标号等级o.o点前=拉伸强度极限/100，点后=10（屈服强度极限/拉伸强度极限）bsB加预紧力时为0.2Fd（T分为摩擦力据和ft产生的扭转力矩）C螺纹防松的主要目的！！！***根本目的是为了防止螺纹副之间的相对运动（螺纹副之间的相对运动指的是螺母和螺纹之间的相对运动）常用的防松主意摩擦防松：双螺母机械防松：加止动垫片，加销钉破坏性放松：焊接，铆钉铆死******强度计算松衔接容易直接使劲除以面积===>无预紧力紧衔接A受横向工作载荷FR的紧衔接1受拉螺栓（普通螺栓紧衔接）普通受拉螺栓衔接是靠预紧力产生的摩擦力平衡FR其受力分为两部分：预紧力产生的拉应力（拧紧时产生的螺纹拧紧力）fr产生的扭转力矩产生的剪切应力1.3F'/A2受剪螺栓由挤压产生的挤压应力平衡FR，挤压强度条件如图B受轴向工作载荷的紧螺栓衔接强度设计由变形协调条件计算得，有两块浮上变形1工件被衔接件受压变形，被挤压，变短2螺栓受拉变形，被拉长Step1加预紧力F'工件被压缩▷1，螺栓被拉长▷2Step2加工作载荷卸了一部分预紧力，此时残余预紧力F''Step3从1到2因为要变形协调一段少一段补上所以有变形量相等工件受力从预紧力变成残余预紧力紧固件受力从F'到F0=F+F''，工件受力从F'==>F''Step4c1为螺栓变形系数c2为工件变形系数c1/c1+c2===>相对刚度系数F0=F''+F=F'+C1/(C1+C2)*F(此处得到的是总的螺栓受到的轴向力）总算同受横向载荷的力一致计算1.3｛控制疲劳强度的计算当加上的工作载荷在某个范围内变化，则总得螺栓拉力也在某个对应的范围内变化（乘以相对刚度系数）！！！普通衔接中最疲劳破坏起主要作用的是应力幅。｝4提高螺栓衔接强度的措施A改善螺纹牙间的载荷分配B避免产生附加应力（弯曲应力）C减小应力扩散D减小应力福E加适当的预紧力F挑选适当的发明工艺★★★★★螺栓组衔接计算Point：按效果分事实上就惟独两类1产生的效果在轴向，相当于加轴线力：M,FPsM产生的效果是在轴向的其分配力的大小与力作用点到中央轴线！！！的距离有关（线）分配到各个实际单个螺栓紧固件上分析哪个处于最危险的位置，再利用单个螺栓的受力分析Ps注重残余预紧力必须大于零（这个地方可以作为一个决定数的范围的公式）2产生的效果在横向，相当于加横向力：T,FRPsT产生的效果是在横向的（蹭着螺母和工件的接触表面），其分配力的大小与力作用电到中央点！！！的距离有关（点）分配到各个实际单个螺栓紧固件上分析哪个处于最危险位置，再利用当个螺栓的受力分析Ps注重倘若说单个螺栓既受轴向力又受横向力，预紧力产生的摩擦力要能平衡掉横向力！！！此时的预紧力因为受了轴向力的影响！！！是残余预紧力F''此处必考一大题参考例题P210例题（最复杂情况）6-26，29两道作业题（分离为仅有横向载荷26和仅有轴向载荷29情况）基本选填A各种螺纹衔接形式的适用范围B螺纹防松的根本在于：螺纹副的防松，既防止螺母和螺栓之间的相对滑动C受拉螺栓在承受横向载荷时，螺栓内部受到两部分两种应力的作用，其一为预紧力F’产生的拉应力，其二为拧紧力矩T===Ft===F'*tan产生的切应力，预紧力产生的摩擦力平衡外载荷（===>故普通受拉螺栓不能承受太大的横向载荷！！！）D！！！螺纹衔接是通过螺纹零件产生举行的可拆装衔接E螺栓的强度级别精度级别为0.0前为抗拉强度/100，后为10屈服强度/抗拉强度轴类衔接件（键，联轴器）一键键：平键（普通平键【方头平键｛下端没有扣紧可以左右移动，配合销钉使用｝，圆头平键｛指状铣刀铣出｝，一端圆头一端方头】，滑动平键｛键固定在轮毂上｝，导向平键｛导轨轴，键固定在轴上｝；半圆键（强度削弱大，但是用于不规矩平面例如锥形轴）楔键衔接（工作表面为上下表面，传递单向轴向力===通过摩擦力，但是因为配合产生了偏心===因为角度楔形===故不能用于准决定心，高速及承受冲击震动或变载的衔接切向键衔接（两个楔形键互相贴合1：100的楔键）花键衔接（前提：当一个键的强度不足以承担时先考虑做对称的两个键，倘若两个以上的键会削弱轴的强度，则此时要考虑用花键（其实不是键，是一个轴，内花键为轴体，外花键为轮毂）定位：内径定心：优先使用===内径对应着外轮毂孔的外部，利于发明加工外径定心：不大好发明加工侧面定心：可以自动定位====渐开线定心平键的画法！！！沿着轴向剖开：轴做局部剖，键不剖，轴槽开键相同大小，轮毂槽开通槽沿着断面剖开：轴和键都做全剖Ps键的b*h是有与之配合的轴来定的===键宽惟独一个标准公差带等级h8键的长度l由轮毂长度来定二联轴器刚性联轴器弹性联轴器固定式刚性联轴器可移式刚性联轴器弹性套柱销联轴器套筒联轴器凸缘联轴器十字滑块联轴器万向联轴器尼龙柱销联轴器齿轮联轴器在最后一道改错题中常常浮上：联轴器是通孔！！！弹性联轴器降低了径向的定位精度要求（详细见下图）滚动轴承！！！滚动轴承是标准件：1其校核是标准的标注的时候只标注与滚动轴承配合的外壳以及内轴颈===滚动轴承作为标准件不用标注2滚动内运用基孔制，外运用基轴制滚动轴承分为外圈和内圈，外圈固定不动，内圈随着轴举行转动，内圈外圈滚动体和保持架***内外圈上的凹槽限制滚动体轴向移动且降低接触应力，保持架使滚动体等距离分布且减小滚动体健的接触和摩擦滚动轴承分类GB3567径向轴承===径向力===就一个方向，径向3圆锥滚子轴承α<45*（向心轴承）：可以承受较大的径向力，以及单方向的轴向载荷，内外圈可分离，普通成对使用｛正装，反装｝5推力轴承（双向推力轴承）只能承受单向的轴向推力（双向推力轴承可以承受双向的轴向推力）6深沟球轴承（向心轴承中的径向轴承）能够承受径向力及极小的双向轴向力7角接触球轴承（向心轴承）承受径向力及单向的轴向力，普通成对使用，内外圈可分离推力轴承受力分析及传力过程图解推力轴承没有内壳外壳之说，惟独松壳紧壳之说松壳和紧壳在各个面积上各个点上受到的力是相等的滚动体是滚动的故滚动体各个点受到的力是不定的径向轴承受力分析及传力过程（径向轴承≠向心轴承，向心轴承包含有圆锥滚子轴承等α≠0的滚动轴承，径向轴承只是α=0===深沟球轴承，圆柱滚子轴承）受力图如下特点1分为受力区和非受力区2非受力区依然存在高频的受力点和非受力点（因为滚子分布造成）3受力区受力展示半圆弧状，在最下端===力作用点处受力最大4因为滚动体自己会有自转故较之内环其受力更为频繁更严重。=====齿轮尚且是线接触，球状滚动体是点接触，受力严重受力分析及计算1对于安装位置，正反装的挑选和理论根据角接触轴承会使力的作用点偏离角接触轴承的中央===>安装分布的目的在于减小力矩S1齿轮等工件处于两滚动轴承之间则滚动轴承采用正装（窄边对窄边）这样r小收到的力矩就小S2齿轮等工件处于两滚动轴承之外则采用反装（详细图像见下）2******轴向力的计算（Fs是附加轴向力，不是总算的轴向力）对于压紧端轴向力=除了自己的附加轴向力外所有的轴向力之和对于放松端的轴向力=自己的附加轴向力***滚动轴承的失效因为滚动轴承是点接触，齿轮就算是线接触都会产生点蚀和磨粒磨损等现象滚动轴承点接触受力更为严重，故更容易发生===疲劳点蚀，塑性变形，磨粒磨损★★★★★滚动轴承的强度特征与寿命计算可靠度为90%，常用的材料和加工质量及常规运转条件下的寿命称为轴承额基本额定寿命，L10(10^6r)PsL10的单位为10^6r（转）L10=（C/P)^∑单位为10^6转球轴承为3滚子轴承为10/3当量动载荷P=fd（x*fr+y*fa）基本动载荷c基本静载荷c0>=S0P0***极限转速n=f1f2nlimF1：载荷变化系数F2：载荷分布系数关于计算！！！***★★★★★★角接触轴承附加轴向力计算公式角接触轴承圆锥滚子轴承α=152540Fs(附加轴向力）E*fr0.68*fr1.14*frFr/2yStep1将所有的力移到轴的中央处，简化为力和力矩Step2算支撑反力pspsps：在此处计算一定要注重fr可能是两个方向的力合成！！！Step3由附加轴向力公式又fr算出fsStep4由压紧端和松端的轴向力逻辑求出faStep5由fa和fr算出当量动载荷Step6由pc∑算出L10.此处必出一道大题，注重判断压紧端和放松端（和正装还是反装等有一定关系）详细例题：8——11★★★★★滚动轴承的组合结构设计1两端单向固定：一端固定一个方向的轴向力适用范围：短轴，工作温度变化不大2一端双向固定，一端有洞适用范围长轴===>这样另一端的加工可以简化，随工作温度变化大，热膨胀伸缩量大3两端游动===要求能双向游动的轴===圆柱滚子轴承轴承组合的调节轴向间隙===增强垫片滚动轴承的润滑===降低摩擦阻力减轻磨损，吸振，冷却，防锈，蜜蜂润滑方式脂润滑（低速，承受较大载荷，结构容易，，易于密封），润滑油（用于较高速度，润滑和冷却效果好===高速时容易产热故运用油润滑可以良好的降温效果），固体润滑｛润滑挑选进一步：喷雾润滑选低粘度油===否则形不成喷雾，大载荷高温度采用高粘度油｝滚动轴承的密封：防止润滑剂从轴承中流失（eg脂润滑和油润滑采用的挡圈）防止外界的灰尘和水分进入轴承。★★★★★关于滚动轴承的分类标牌解读前置代号——基本代号——后置代号基本代号＿＿＿＿＿普通应该是五位第一位：GB下的代号3567第二，三位：尺寸代号1为高度（推力轴承）系列，宽度（向心轴承）系列，2为直径系列第四，五位：内径系列代号00，01，02，031012151704-96（除了222832）*597+为自身（