機(jī)械設(shè)計(jì)開課單位：機(jī)械基礎(chǔ)中心主講教師馮?？紩?.《機(jī)械設(shè)計(jì)》濮良貴、紀(jì)名剛主編.高等教育出版社.第八版2.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》龔桂義主編.高等教育出版社3.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊》龔桂義主編.高等教育出版社

1、學(xué)期成績評定：A：期末考試成績（70％）B：課后作業(yè)（20％）C：實(shí)驗(yàn)成績（10％）

2、課程要求：A：獨(dú)立完成作業(yè)B：按時(shí)交作業(yè)，遲交無成績C：作業(yè)總量不足2/3，取消考試資格D：點(diǎn)名3次不到者取消考試資格重點(diǎn)和難點(diǎn)第一章：基本概念（機(jī)械，構(gòu)件，零件，部件）第二章：失效形式，設(shè)計(jì)基本要求，計(jì)算準(zhǔn)則，設(shè)計(jì)方法第三章：極限應(yīng)力圖的繪制及應(yīng)用，單雙向變應(yīng)力疲勞強(qiáng)度第四章：摩擦基本性質(zhì)，典型磨損過程，潤滑劑的特性第五章：螺紋連接的類型，防松，受力分析，強(qiáng)度計(jì)算，螺旋

第六章：鍵連接的功能、分類，鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算

第八章：受力分析，臨界摩擦力，應(yīng)力分布，彈性打滑，設(shè)計(jì)第十章：失效形式和設(shè)計(jì)，材料與熱處理，受力分析，強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)參數(shù)選擇，斜齒輪受力分析和計(jì)算，圓錐齒輪受力分析第十一章：傳動特點(diǎn)，類型，主要參數(shù)，受力分析第十二章：結(jié)構(gòu)型式，軸瓦結(jié)構(gòu)，液體動力潤滑，承載能力第十三章：軸承的代號，壽命計(jì)算，固定，調(diào)整，密封，潤滑第十四章：聯(lián)軸器，離合器類型，特點(diǎn)及應(yīng)用第十五章：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，強(qiáng)度計(jì)算失效零部件不能滿足工作要求稱為失效。機(jī)械零件的主要失效形式破壞正常工作條件引起的失效：打滑、共振、膠合整體斷裂：拉、壓、彎、剪、扭零件表面的破壞：腐蝕、磨損，接觸疲勞過大的殘余變形§2-4機(jī)械零件的主要失效形式§2-5設(shè)計(jì)機(jī)械零件時(shí)應(yīng)滿足的基本要求一、避免在預(yù)期壽命期內(nèi)失效的要求

強(qiáng)度、剛度、壽命二、結(jié)構(gòu)工藝性的要求

零件具有良好的結(jié)構(gòu)工藝性三、經(jīng)濟(jì)性要求

零件本身的生產(chǎn)成本要低四、質(zhì)量小的要求

減小質(zhì)量的優(yōu)點(diǎn)：節(jié)約材料、減小慣性五、可靠性要求§2-6機(jī)械零件的計(jì)算準(zhǔn)則設(shè)計(jì)準(zhǔn)則計(jì)算公式失效形式典型零部件強(qiáng)度準(zhǔn)則σ≤σlim/S斷裂、疲勞破壞、殘余變形軸、齒輪、帶輪等剛度準(zhǔn)則y≤[y]彈性變形軸、蝸桿等壽命準(zhǔn)則滿足額定壽命腐蝕、磨損、疲勞滾動軸承等振動穩(wěn)定性準(zhǔn)則0.85f>fp或1.15f<fp共振產(chǎn)生的工作失常滾動軸承、齒輪、滑動軸承R=N/N0可靠性準(zhǔn)則§2-7機(jī)械零件的設(shè)計(jì)方法一、設(shè)計(jì)方法分類1、常規(guī)（傳統(tǒng)）設(shè)計(jì)方法：理論設(shè)計(jì)、經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)、模型實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)2、現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法二、常規(guī)設(shè)計(jì)方法理論設(shè)計(jì)：根據(jù)長期總結(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)。（以受拉桿為例）或?qū)降膬煞N處理方法：A、設(shè)計(jì)計(jì)算：B、校核計(jì)算：1)應(yīng)力校核3)校核安全系數(shù)2)力校核4)校核極限應(yīng)力零件的極限應(yīng)力線圖ADGCOσaσmσSσ-1σ-1e=σ-1/Kσ45°45°σ0/2KσA′D′式中：σ-1－材料對稱循環(huán)彎曲疲勞極限

σ-1e－零件對稱循環(huán)彎曲疲勞極限

ADGCOσaσmσSσ0/2Kσ45°σ-1e=σ-1/KσMNM1'N1'1、r=C的情況ADGCOσaσmσSσ0/2Kσ45°σ-1e=σ-1/KσMNM2'N2'H2、σm=C的情況AGCOσaσmσS45°MNM3'N3'LIJ3、σmin=C的情況（二）單向不穩(wěn)定變應(yīng)力時(shí)疲勞強(qiáng)度計(jì)算分類：非規(guī)律性、規(guī)律性不穩(wěn)定變應(yīng)力n1n2n3n4nσ4σ3σ2σ1σmaxOσ-1∞當(dāng)損傷率達(dá)到100%時(shí)，材料發(fā)生疲勞破壞，故極限狀況為規(guī)律性不穩(wěn)定變應(yīng)力研究方法：疲勞損傷累積假說（Miner法則）n1n2n3Nσ3σ2σ1NDOσrN1N2N3σ-1∞ODD′BCC′AMM′（三）雙向穩(wěn)定變應(yīng)力時(shí)疲勞強(qiáng)度計(jì)算二、滑動摩擦分類1、干摩擦：指表面間無任何潤滑劑或保護(hù)膜的純金屬接觸時(shí)的摩擦。2、邊界摩擦：當(dāng)運(yùn)動副的摩擦表面被吸附在表面的邊界膜隔開，摩擦性質(zhì)取決于邊界膜和表面的吸附性能時(shí)的摩擦。3、流體摩擦：當(dāng)運(yùn)動副的摩擦表面被流體膜隔開，摩擦性質(zhì)取決于流體內(nèi)部分子間粘性阻力的摩擦。4、混合摩擦：當(dāng)摩擦狀態(tài)處于邊界摩擦及流體摩擦的混合狀態(tài)時(shí)的摩擦。邊界潤滑、流體潤滑、混合潤滑三、摩擦狀態(tài)的判定方法hmin－兩滑動粗糙表面間的最小公稱油膜厚度，μm；Rq1、Rq2－分別為兩表面輪廓的均方根偏差，

μm。λ<1，邊界摩擦（潤滑）狀態(tài)；λ>3，流體摩擦（潤滑）狀態(tài)；1≤λ≤3，混合摩擦（潤滑）狀態(tài)。膜厚比：二、磨損的類型（磨損的機(jī)理）1、粘附磨損

2、磨粒磨損

3、疲勞磨損

5、機(jī)械化學(xué)磨損（腐蝕磨損）

4、流體磨粒磨損和流體侵蝕磨損（沖蝕磨損）

6、微動磨損（微動損傷）

性能指標(biāo)：

1）粘度

2）油性

3）極壓性4）閃點(diǎn)5）凝點(diǎn)6）氧化穩(wěn)定性

2、潤滑脂

鈣基潤滑脂、鈉基潤滑脂、鋰基潤滑脂、鋁基潤滑脂

性能指標(biāo)：

1）針入度（或稠度）

2）滴點(diǎn)

3、固體潤滑劑

石墨、二硫化鉬、氮化硼、蠟、聚氟乙烯、酚醛樹脂

§4-3潤滑劑、添加劑和潤滑方法

一、潤滑劑1、潤滑油

有機(jī)油、礦物油、化學(xué)合成油潤滑的目的：減小摩擦和磨損、冷卻、吸振、防銹、密封等。4、氣體潤滑劑§5-2螺紋連接的類型及標(biāo)準(zhǔn)連接件一、螺紋連接的基本類型1.螺栓連接：普通螺栓連接：應(yīng)用廣泛，兩被連接件不太厚，便于從兩邊裝配。鉸制孔用螺栓連接：受橫向載荷。普通螺栓連接鉸制孔用螺栓連接2.雙頭螺栓連接：被連接件之一較厚，常拆卸。雙頭螺柱連接3.螺釘連接：不常拆卸。螺釘連接4.緊定螺釘連接5.其它類型：吊環(huán)螺釘T形槽螺栓地腳螺栓

§5-4螺紋連接的防松一、螺紋連接松動的原因1、沖擊、振動和變載荷作用的場合；2、高溫或溫度變化較大的場合。二、螺紋連接防松的根本問題在于防止螺旋副在受載時(shí)發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。三、防松的方法按工作原理可分為三類：（p71表5-3）

1、摩擦防松

2、機(jī)械防松

3、不可拆卸防松（鉚沖；粘接；焊接）1、受橫向載荷的螺栓組連接特點(diǎn)：普通螺栓、鉸制孔用螺栓皆可用，外載荷垂直于螺栓軸線、防滑普通螺栓——受拉伸作用鉸制孔螺栓——受橫向載荷剪切、擠壓作用。單個螺栓所承受的橫向載荷相等z－螺栓的數(shù)目鉸制孔用螺栓，工作剪力F

：普通螺栓：或f－接合面的摩擦系數(shù)，見表5-5；i－接合面數(shù)；Ks－防滑系數(shù)，Ks=1.1～1.3；2、受轉(zhuǎn)矩的螺栓組連接（1）圓形接合面：單個螺栓所受橫向載荷（2）矩形接合面

a)普通螺栓連接由靜平衡條件：則各個螺栓所需的預(yù)緊力為：∴連接件不產(chǎn)生相對滑動的條件為：b)鉸制孔用螺栓連接

由變形協(xié)調(diào)條件可知，各個螺栓的變形量和受力大小與其中心到接合面形心的距離成正比由假設(shè)——板為剛體不變形，工作后仍保持平面，則剪應(yīng)變與半徑成正比。在材料彈性范圍內(nèi)，應(yīng)力與應(yīng)變成正比

由靜平衡條件：3、受軸向載荷螺栓組連接

單個螺栓工作載荷為：

F=FΣ/z

FΣ——軸向總載荷

z——螺栓數(shù)目

FΣ（一）松螺栓連接強(qiáng)度計(jì)算如吊鉤螺栓，工作前不擰緊，只有工作載荷F起拉伸作用。強(qiáng)度條件為：—驗(yàn)算公式

—設(shè)計(jì)公式

F——工作拉力（N）d1——螺紋小徑（mm）[σ]——許用拉應(yīng)力N/mm2(MPa)

F（二）緊螺栓連接強(qiáng)度計(jì)算緊螺栓連接——工作前有預(yù)緊力F0工作前擰緊，存在擰緊力矩T1的作用預(yù)緊力F0

→產(chǎn)生拉伸應(yīng)力σ螺紋摩擦力矩T1→產(chǎn)生剪應(yīng)力τ

復(fù)合應(yīng)力狀態(tài):按第四強(qiáng)度理論，計(jì)算應(yīng)力：取tan≈0.17，≈1.04～1.08，tanψ≈0.051、僅承受預(yù)緊力的緊螺栓連接FF∴強(qiáng)度條件為：承受橫向工作載荷FF0F0若f=0.2，則：2、承受預(yù)緊力和工作拉力的緊螺栓連接F0λmλbΔλF1F1F0F0F0F2F2FFΔλ螺栓連接擰緊前螺栓連接擰緊，承受工作載荷F螺栓連接擰緊，在承受工作載荷前承受軸向工作載荷的緊螺栓工作分析螺栓總變形量被連接件總變形量F1稱為殘余預(yù)緊力λbF0θbF0λm

θmF0力變形λbθb

θmλmΔλFF1F2單個緊螺栓受力與變形關(guān)系僅承受預(yù)緊力F0時(shí)：螺栓受力變形被連接接件受力變形承受工作載荷F后：緊螺栓連接需保證被連接件的接合面不出現(xiàn)縫隙，殘余預(yù)緊力F1>0。密封性連接，F(xiàn)1＝（1.5～1.8）F；一般性連接：F無變化，F(xiàn)1＝（0.2～0.6）F；F有變化，F(xiàn)R＝（0.6～1.0）F；地腳螺栓連接，F(xiàn)1≥F。F2=F1+F力變形Ob變形力OmΔλF0力變形λbθb

θmλmFF1F2緊螺栓連接各力與連接剛度之間的關(guān)系總載荷F2：預(yù)緊力F0：螺栓的相對剛度ΔF或螺栓工作的總載荷：F2=F1+F根據(jù)螺栓受載情況求出工作載荷F承受軸向載荷的緊螺栓計(jì)算過程強(qiáng)度條件：

計(jì)算總拉伸載荷F2根據(jù)工作要求選取殘余預(yù)緊力F1或：

§6-1鍵連接一、鍵連接的功能、分類、結(jié)構(gòu)型式及應(yīng)用鍵連接的類型：平鍵、半圓鍵、楔鍵、切向鍵鍵的功用：鍵是一種標(biāo)準(zhǔn)件，通常用來實(shí)現(xiàn)軸與輪轂之間的周向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩，有的還能實(shí)現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向滑動。2、鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算

擠壓強(qiáng)度條件：TdFFb導(dǎo)向平鍵和滑鍵強(qiáng)度條件：[p]－鍵、輪轂、軸三者中最弱材料的許用壓力，MPaT－傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·mk－鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，mml－鍵的工作長度，mmd－軸的直徑，mm[σp]－鍵、輪轂、軸三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，MPa磨損－導(dǎo)向平鍵、滑鍵（動連接）失效形式：壓潰（剪斷）－普通平鍵（靜連接）（1）平鍵連接強(qiáng)度計(jì)算：n1n2

§8-2帶傳動工作情況分析F2F2F1F1F0F0F0F0一、帶傳動中的力分析預(yù)緊力F0帶的總長度不變：緊邊拉力F1松邊拉力F2F1F2Ffn1取主動輪端帶為分離體總摩擦力Ff、兩邊拉力F1、F2對帶輪中心的力矩代數(shù)和∑T=0。有效拉力Fe：設(shè)：有效拉力Fe，N；帶速v，m/s；則帶所能傳遞的功率P(kW)：怎樣理解？二、帶傳動的最小初拉力（F0）min和臨界摩擦力F1F2n1柔性體歐拉公式：e－自然對數(shù)的底；f－摩擦系數(shù)（對于V帶，用當(dāng)量摩擦系數(shù)fv）α－帶在帶輪的包角，rad。Fec的影響因素：1、預(yù)緊力F0：F0↑Fec↑2、包角α：α↑Fec

↑3、摩擦系數(shù)f：f↑Fec

↑臨界有效拉力Fec：三、帶的應(yīng)力分析F1F2n11、拉應(yīng)力緊邊拉應(yīng)力松邊拉應(yīng)力2、彎曲應(yīng)力3、離心應(yīng)力σcσ2σ1σb1σb2最大應(yīng)力大?。喊l(fā)生位置：最大應(yīng)力發(fā)生在帶的緊邊開始饒上小帶輪處n1n1A1B1A2B2四、帶的彈性滑動和打滑彈性滑動：由于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪間的微量滑動。彈性滑動產(chǎn)生的原因：1、帶是彈性體；2、緊邊松邊存在拉力差?；瑒勇师牛夯颍浩骄鶄鲃颖萯：滑動率ε＝1％～2％C1C2

§8-3普通V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算一、設(shè)計(jì)準(zhǔn)則和單根V帶的基本額定功率P0帶傳動的失效形式：打滑和疲勞破壞。帶傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：在保證不打滑的條件下，帶傳動具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。V帶的疲勞強(qiáng)度條件：單根V帶基本額定功率P0見表8-4a臨界打滑狀態(tài)下的有效拉力Fec：二、單根V帶額定功率PrΔP0－單根V帶額定功率增量，見表8-4b；Kα－包角修正系數(shù)，見表8-5，插值法；KL－帶長修正系數(shù)，見表8-2；§10-2齒輪傳動的失效形式及計(jì)算準(zhǔn)則1.輪齒折斷A.過載折斷B.疲勞折斷一、失效形式2.齒面磨損3.齒面點(diǎn)蝕4.齒面膠合5.齒面塑性變形二、齒輪傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則1、對于閉式軟齒面齒輪（HBS≤350）：齒輪的失效形式以疲勞點(diǎn)蝕為主。以齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，并用齒根彎曲疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行校核。2、對于閉式硬齒面齒輪：齒輪的失效形式為輪齒折斷；以齒根彎曲疲勞強(qiáng)度作為設(shè)計(jì)公式，并用齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。3、開式齒輪傳動：齒輪的失效形式主要是齒面磨損；采用彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，并適當(dāng)加大齒厚（加大模數(shù)）以延長其使用壽命。開式齒輪不進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算。Ft主反從同F(xiàn)r指向軸線圓周力Ft=2T/d1徑向力Fr=Ft

tanα力的大小：

O1O2Cr2r1ω2ω1T1αFn2Ft2Ft1Fr1Fr2Fn1幾點(diǎn)假設(shè)：2、力作用在節(jié)點(diǎn)上；1、不計(jì)摩擦力；3、標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動。力的方向：

法向力Fn=Ft/cosα輪齒的受力分析四、齒輪傳動的強(qiáng)度計(jì)算說明1、較小值帶入設(shè)計(jì)公式2、較小值帶入設(shè)計(jì)公式3、當(dāng)配對兩齒輪的齒面為硬齒面時(shí)，兩輪的材料、熱處理均可取成一樣?？煞謩e按齒根彎曲強(qiáng)度及齒面接觸強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算，并取其中較大的作為設(shè)計(jì)結(jié)果。4、設(shè)計(jì)公式K不能預(yù)先確定試選載荷系數(shù)Kt計(jì)算mnt

和d1t確定載荷系數(shù)KK與

Kt相差不大，不必修改原計(jì)算K與

Kt相差較大：§10-7標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計(jì)算一、輪齒上的受力分析力的方向圓周力Ft—主反從同徑向力Fr—指向各自的輪心

軸向力Fa—主動輪的左右手螺旋定則根據(jù)主動輪輪齒的齒向（左旋或右旋）伸左手或右手，四指沿著主動輪的轉(zhuǎn)向握住軸線，大拇指所指即為主動輪所受的Fa1的方向，F(xiàn)a2與Fa1方向相反。

力的大小

圓周力軸向力

徑向力

法向力

二、輪齒的受力分析

力的方向：

Ft——主反從同

Fr——指向各自的軸線Fa——由小端指向大端

力的大?。?/p>

§概述二、蝸桿傳動的組成組成：蝸桿和蝸輪一、蝸桿傳動的應(yīng)用用于傳遞交錯軸之間的運(yùn)動和動力，通常交角為90°。運(yùn)動：轉(zhuǎn)速n（rpm、r/min）；動力：功率P（kW），轉(zhuǎn)矩T（N·mm）。優(yōu)點(diǎn)：

1、傳動比大；2、傳動平穩(wěn)、噪聲??；3、傳動具有自鎖性。缺點(diǎn)：1、傳動效率低；2、成本高。三、蝸桿傳動的特點(diǎn)§11-1蝸桿傳動類型分類方法：1、按蝸桿形狀分：圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動、錐蝸桿傳動；2、按蝸桿旋向分：左旋、右旋。一、圓柱蝸桿傳動普通圓柱蝸桿傳動、圓弧圓柱蝸桿傳動。1、普通圓柱蝸桿傳動根據(jù)齒廓曲線不同，分為：1）阿基米德蝸桿（ZA蝸桿）2）法向直廓蝸桿（ZN蝸桿）3）漸開線蝸桿（ZI蝸桿）4）錐面包絡(luò)蝸桿（ZK蝸桿）2、圓弧圓柱蝸桿傳動（ZC蝸桿）§11-2普通圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸計(jì)算一、普通圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及其選擇1、模數(shù)m和壓力角α主平面：通過蝸桿軸線并垂直蝸輪軸線的平面（中間平面）正確嚙合條件：蝸桿軸向壓力角αa1蝸輪端面壓力角αt2蝸桿軸向模數(shù)ma1蝸輪端面模數(shù)mt2ma1=mt2αa1=αt22、蝸桿分度圓柱直徑d1蝸桿直徑系數(shù)，見表11-23、蝸桿頭數(shù)z1蝸桿頭數(shù)z1的選擇：1）z1小，傳動比i大；2）z1大，效率η高；3）自鎖性要求：z1=1；4）制造角度：z1≤6；常用蝸桿頭數(shù)z1的選擇：1、2、4、64、導(dǎo)程角γ蝸桿軸向齒距paγ增大，q減小，蝸桿剛度減小傳動、加工制造、效率等蝸輪分度圓螺旋角βγ=β5、傳動比i和齒數(shù)比u傳動比i：6、蝸輪齒數(shù)z21）z2大，d2大，蝸桿太長容易變形，降低蝸桿剛度；2）不發(fā)生根切，z2min≥17，z2＜26時(shí)，影響傳動平穩(wěn)性。通常z2＞283）z1、z2互為質(zhì)數(shù)，有利于磨損的調(diào)整。齒數(shù)比u：蝸桿主動：z1、z2的薦用值薦表11-1γ8、齒面間相對滑動速度vd1d2ω2v1v2vs蝸輪轉(zhuǎn)向的判定：左右手螺旋定則7、中心距aω1二、蝸桿傳動的受力分析§12－2徑向滑動軸承的主要結(jié)構(gòu)型式

一、整體式徑向滑動軸承

1、組成：軸承座、整體軸套1）結(jié)構(gòu)簡單、成本低2、特點(diǎn)：2）軸套磨損后，軸承間隙無法調(diào)整3）裝拆不便（只能從軸端裝拆）適于低速、輕載或間隙工作的機(jī)器。名稱：整體有襯正滑動軸承座軸承座：設(shè)有安裝潤滑油杯的螺紋孔軸套：開有油孔，并在內(nèi)表面開有油槽§12－3滑動軸承的失效形式及常用材料一、滑動軸承的失效形式1、磨粒磨損2、刮傷3、咬粘（膠合）4、疲勞剝落5、腐蝕故障原因不干凈潤滑油不足安裝誤差對中不良超載腐蝕制造精度低氣蝕其它比率/%38.311.115.98.16.05.65.52.86.7§12－4軸瓦結(jié)構(gòu)軸瓦要求：具有一定的強(qiáng)度和剛度，在軸承中的定位可靠，便于輸入潤滑劑，容易散熱，并且裝拆、調(diào)整方便。常用結(jié)構(gòu)：整體式、對開式一、軸瓦的型式和構(gòu)造1、整體式軸瓦：按材料及制法不同整體軸套：卷制軸套：單層、雙層或多層2、對開式軸瓦：厚壁軸瓦、薄壁軸瓦影響油膜壓力變化的因素：潤滑油的粘度η表面滑動速度v油膜厚度h全部油膜壓力之和即為油膜的承載能力油楔承載機(jī)理vvxy油壓p分布曲線

FabchminOh0油膜呈收斂楔形，油楔內(nèi)各處油壓都大于入口和出口處的壓力，產(chǎn)生正壓力以支承外載。1、寬徑比B/d影響：1）B/d小，有利于提高運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性，增大端泄以降低溫升。2）B/d大，增大軸承的承載能力。

高速重載軸承B/d應(yīng)取小值低速重載軸承B/d應(yīng)取大值五、參數(shù)選擇取值范圍：0.3～1.5應(yīng)用：氣輪機(jī)、鼓風(fēng)機(jī)，B/d=0.3～1.0

電動機(jī)、發(fā)電機(jī)等，B/d=0.6～1.5軋鋼機(jī)，B/d=0.6～0.92、相對間隙

ψ大

溫升小，但承載能力和運(yùn)轉(zhuǎn)精度低

ψ小易形成流體膜，承載能力和運(yùn)轉(zhuǎn)精度↑

3、粘度η

對承載能力、功耗和溫度都有影響。

用平均溫度tm=（ti+to）/2決定潤滑油的粘度。

設(shè)計(jì)時(shí)假設(shè)tm=50～75℃初選粘度，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。根據(jù)熱平衡計(jì)算，使入口溫度ti在35～40℃內(nèi)即可。

一般軸承，初始計(jì)算：

∣內(nèi)部結(jié)構(gòu)代號

二、滾動軸承的代號前置代號（字母）基本代號（數(shù)字、字母）后置代號(字母+數(shù)字)五四三二一∣軸承分部件代號

∣內(nèi)徑代號

∣寬度系列代號

∣直徑系列代號

∣類型代號

∣其他代號

∣公差等級代號

∣特殊軸承材料代號

∣保持架及材料代號

∣密封與防塵代號

∣游隙代號

代號組成：基本代號前置代號后置代號三、滾動軸承壽命的計(jì)算公式軸承壽命計(jì)算考慮的問題：1、P=C，其基本額定壽命為106，P≠C，軸承的壽命？2、軸承承受的載荷為P，要求軸承的壽命具有預(yù)期壽命L'h，C