【正文】 注意采用該方法時，不可只墊軸承的外圈，以免損壞軸承。另外應(yīng)注意：從軸上拆卸時，應(yīng)卡住軸承的內(nèi)圈，如圖所示。 圖 軸承內(nèi)圈壓裝 圖 軸承外圈壓裝 圖 和圖 分別是軸承內(nèi)圈和外圈壓裝，通過壓軸承內(nèi)外圈，將軸承壓裝到軸上或輪轂孔中。滾動軸承的裝拆以壓力法最常用，此外還有溫差法、液壓配合法等。 [解 ] 由附表 查得，當(dāng)可靠度為 時，滾動軸承壽命的修正系數(shù)為 ?1 = ，按式（ ）求得相應(yīng)的基本額定壽命為 66110 10100?????aLL h。10 10 235 0060 60 500 228 364 hhCLnPhL??? ??? ? ??? ??? ??????故所選滾動軸承可以滿足壽命要求。 3．當(dāng)量動載荷 P1 和 P2 222111eRAeRA??????。 2. 兩軸承的計算軸向力 A1和 A2 由附表 ，對于 70000C 型滾動軸承，其內(nèi)部派生軸向力 S = eR，其中 e 值查附表 ，由于軸承軸向力 A 未知，初選 e = ，則 222111????????ReSReS。 1．兩個滾動軸承所受的徑向載荷 R1和 R2 將軸系部件所受到的空間力系分解為垂直面力系（圖 ）和水平面力系（圖 ）。已知軸上齒輪所受圓周力 Ft=2022 N，徑向力 Fr=800 N，軸向力 Fa=400 N，齒輪的分度圓直徑 d=300 mm，齒輪轉(zhuǎn)速 n=500 r/min，有中等沖擊載荷，滾動軸承預(yù)期計算壽命 L′h=16000 h。 另外，這里需要 特別說明： 深溝球軸承主要承受徑向載荷 R，同時也可以承受不大的軸向力 A。 。 （ 2）被“放松”的滾動軸承所受的軸向力僅為其本身派生的軸向力，被“壓緊”的滾動軸承所受的軸向力則為外加軸向載荷與另一滾動軸承的派生軸向力的代數(shù)和。 如果按附表 SI 和 SII 不滿足上式，則出現(xiàn)以下兩種情況： 1． Fa＋ SII SI 這時出現(xiàn)軸向左竄動的趨勢，即軸承 Ⅰ 被“壓緊”，而軸承 Ⅱ 被“放松”，但實際上軸是處于平衡位置的，不能發(fā)生真正的竄動。 ） 70000B（ α=40176。 根據(jù)徑向力 Fr 的平衡條件計算出兩個滾動軸承的徑向載荷 RI 和 RII。 。實際設(shè)計中，把樣本中的基本額定動載荷值應(yīng)用于計算可靠度要求不等于 90%的滾動軸承時，采用引入壽命修正系數(shù) ?1 的方法，即 : 式中， L10—— 可靠度為 90％（破壞概率為 10％）時的壽命，即基 本額定壽命，按式（ ）計算； ?1 —— 可靠度不為 90％時的額定壽命修正系數(shù)，其值見附 表 。 這時式（ ） ~（ ）改寫為下面的公式： 額定轉(zhuǎn)數(shù)壽命 61 0 tL = ( f C /P ) ( 1 0 )?（ ） 額定時間壽命 6htL = ( 1 0 /6 0 n ) ( f C /P ) ?（ ） 額定動載荷 39。 另外，溫度對滾動軸承的疲勞壽命有一定影響，滾動軸承工作溫度越高，其工作壽命越短。 6hL = ( 1 0 / 6 0 n ) ( C / P ) h?（ ） 。 O P ε L= 常數(shù) 1 L1 L2 L/106 r C P1 P2 P/N 圖 滾動軸承的載荷－壽命曲線 。 從上可知：當(dāng)滾動軸承所受的當(dāng)量動載荷 P 恰好等于它的基本額定載荷 C 時，其基本額定壽命就是 106 轉(zhuǎn)，并可以根據(jù)軸承的工作轉(zhuǎn)速換算成額定工作時間。工程設(shè)計中，為了考慮這些因素的影響，通常把當(dāng)量動載荷乘上一個載荷系數(shù) fp，載荷系數(shù)值可查相關(guān)的經(jīng)驗數(shù)據(jù)（參見附表 ）。 當(dāng)量動載荷 P（ Pr 或 Pa）的一般計算公式為 X、 Y —— 徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) , 其值見附表 。但是在實際應(yīng)用中，滾動軸承常常同時承受徑向載荷 R 和軸向載荷 A 的作用，特別是角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。滾動軸承的基本額定動載荷值是在大量的試驗研究基礎(chǔ)上，通過理論分析得到的。所謂滾動軸承的 基本額定動載荷 ， 就是指滾動軸承的基本額定壽命恰好為 106 轉(zhuǎn)時，滾動軸承所能承受的最大載荷值，用字母 C 代表。 表 推薦的軸承預(yù)期計算壽命 L′h 機(jī)器類型 預(yù)期計算壽命 L′h（ h） 不經(jīng)常使用的儀器或設(shè)備，如閘門開閉裝置等 300~3000 短期或間斷使用的機(jī)械中斷使用不致引起嚴(yán)重后果，如手動機(jī)械等 3000~8000 間斷使用的機(jī)械，中斷使用后果嚴(yán)重，如發(fā)動機(jī)輔助設(shè)備、流水作業(yè)線自動傳送裝置、升降機(jī)、車間吊車、不常使用的機(jī)床等 8000~12022 每日 8小時工作的機(jī)械（利用率不高）。對于每一個軸承來說，它能順利地在基本額定壽命內(nèi)正常工作的概率為 90％，而在基本額定壽命期未結(jié)束之前即發(fā)生點蝕的概率為 10％。實際設(shè)計時，應(yīng)根據(jù)機(jī)器對滾動軸承可靠度的不同要求，來計算某類軸承的不同壽命。 。 。 。 點擊顯示動畫 。 σ H t 圖 （ b） 。轉(zhuǎn)動套圈上各點的受載情況類似于滾動體的受載情況。 。 。處于最低位置的滾動體所受載荷最大，變形量也最大。 向心軸承所受的徑向載荷 R 通過軸頸作用于內(nèi)圈，由于彈性變形，內(nèi)圈將下沉一個距離 δ，上半圈滾動體不承受載荷，而下半圈的各個滾動體承受不同的載荷。 。 。當(dāng)需要精確評定軸的安全性時，應(yīng)按精確校核計算對軸的危險截面進(jìn)行安全性判斷。 已知軸的計算彎矩 Mca 后，即可針對某些危險截面作強(qiáng)度校核計算。 3 nP3 4 )1( ??nP。當(dāng)軸上有鍵槽時，會削弱軸的強(qiáng)度。 。對承受彎矩復(fù)合作用的軸，通常用這種方法初步估算軸徑。 l/d≥2時 , a= 。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。 （ 9）結(jié)構(gòu)設(shè)計（略） 因載荷不平穩(wěn)，取 FQ== 。 根據(jù)鏈速估計鏈傳動可能產(chǎn)生鏈板疲勞破壞，由表查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) Kz=，由圖查得 KL=，由表查得 Kp= 所能傳遞的額定功率 0260 6 6 ( )1 .4 6 1 .0 8 2 .5cz L pPP k WK K K? ? ???由圖 1226選擇滾子鏈型號為 16A，鏈節(jié)距 p=，由圖證實工作點落在曲線頂點左側(cè)，主要失效形式為鏈板疲勞，前面假設(shè)成立。 解：（ 1）選擇鏈輪齒數(shù) z z2 12720 3 . 6200nin? ? ?按表取小鏈輪齒數(shù) z1=27，大鏈輪齒數(shù) z2=iz1，取 z2=97。已知：傳遞功率 P=20KW。張緊輪可以是鏈輪，也可以是無齒的滾輪，其直徑可比小鏈輪略小些。如果松邊在上，可能會因松邊垂度過大而出現(xiàn)鏈條與輪齒的干擾，甚至?xí)鹚蛇吪c緊邊的碰撞。 。 。 （ 4）鏈節(jié)距 p 允許采用的鏈節(jié)距可根據(jù)功率 P0 和小鏈輪轉(zhuǎn)速 n1 由附圖 選取。 。可見，增加小鏈輪齒數(shù) z 1對傳動是有利的。但傳動比過大時，由于鏈條在小鏈輪上的包角過小，將減少嚙合齒數(shù)，加速輪齒的磨損并容易出現(xiàn)跳齒等現(xiàn)象。 （ 3）鏈傳動作用在軸上的力（簡稱壓軸力） 鏈傳動的壓軸力 Q 可近似取為： Q ? KQFe （ ） 式中， Fe ── KQ ── 鏈傳動的有效圓周力， N ； 壓軸力系數(shù)，對于水平傳動取 ，對于垂直傳動取 。 （ 2）鏈長計算 鏈的長度常用鏈節(jié)數(shù) Lp 表示，鏈節(jié)數(shù) Lp 與中心距 a 之間的關(guān)系為： apzzpazzL P21221222?????? ??????（ ） 。 100???????? pL100???????? pL。 2．滾子鏈 傳動設(shè)計 滾子鏈傳動的設(shè)計，一般先按所傳遞的功率、載荷性質(zhì)、工作條件和鏈輪轉(zhuǎn)速等，選定鏈輪齒數(shù)，然后確定鏈節(jié)距、鏈條列數(shù)、中心距和潤滑方式等。 小鏈輪轉(zhuǎn)速 極限功率 B C 1 A E 2 O 4 3 。 。 式中， )/180s i n (21 zpR?? 由式（ ）可知，當(dāng)鏈的質(zhì)量相同時，鏈輪轉(zhuǎn)速越高，節(jié)距越大，則鏈的動載荷越大。 上述鏈傳動運(yùn)動不均勻的特征是由于圍繞在鏈