基于Hyperworks前处理轴承速度及应力分析
基于Hyperworks 前处理Ansysls-dyna 分析轴承速度及应力分析 1.轴承3D 模型的建立
轴承组成：外圈，保持架，滚动体，内圈
2.为了方便画网格用CATIA 把轴承切成小块得到下图结果
3.把文件保存为STP 格式，导入Hyperworks 中进行网格处理，得到如下图结果：
外圈（绿色） 保持架（蓝色）
滚动体（黄色）
内圈（浅蓝色）
3.1本例中网格要求为8节点六面体，所以为了方便画网格，先用3维软件对模型进行简单的处理，处理结果如下图所示：
3.1.1对滚动体网格的画分：
1).1/8滚动体模型如下图所示：
2).对粉红色部分画网格：
切换到one volume模块，选中粉红色实体，density设置为3，点mesh.
3).对绿色部分进行网格划分：
切换到one volume模块，选中绿色实体，elem size设置为0.2，点mesh
操作步骤：
1,TOOL------orgnize---我们要把body11和333合成一体，element选中body11（点击by collector-选中body11），dest component选中333，点击MOVE即可。
4).将绿色网格移到粉色网格部件里，合并网格，如下图：
5).对1/8网格镜像：
Based
点击duplicate---current comp---reflect,完成镜像，如下图：
按上述方法重复操作可得到整个滚动体的网格模型，如下图所示：
在tool---edges面板检查间隙，合并节点。
选择ELEMEN，先选绿色任务栏中第三个后选倒数第二个。消除缝隙
3.1.2对外圈进行网格模型建立：
1).建立截面网格：
步骤：选择2D—AUTOMESH，如果出现三角形网格，则在网格边上改变网格的份数，然后按mesh刷新，记住得定义工作对象
2).对上述网格进行旋转，得到实体网格：
选中3D--spin elems面板，在elems中选择画的面网格，选Z轴，Based点选择外圈的中心点，angle设置180，on spin 设置为100，点击spin+,得到下图结果：
3).由于上步存在面网格，我们需要将其删除(不能重复网格)：
按F2进入删除界面,如下图：
已被选择上
4).对上一步得到的实体网格进行镜像（操作方法同上述滚动体的镜像相同），得到整个轴承外圈，结果如下图：
5).用edges面板检查间隙，合并节点。
内圈用同样方法可以得到，结果如下图：
3.1.3对保持架网格建立：
为了方便保持架的网格画分，将其模型建立成如下图所示结构（共七部分）：
1).首先对绿色部分网格的画分，其他六部分可以参考绿色结构画分的方法进行网格建立：
四条白色的边线
分别在U,V,W中输入如上图的数值，点Mesh,完成网格建立。如下图：
2).其他部分按同样的方法建立，注意U,V,W数值的设置，使其节点与已画好的网格相对应，完成后用edges面板合并节点，完成七部分网格的建立。如下图：
注意事项：
1,模型边上可能出现多余的点，如何删除?
答：F11-toggle edge lines(点击被点分成的两条边即可
2，最后需要把保持架的每一块组成一体
步骤：tool—organise—element—by collect—选择要移动的一块（destnation component为不动的组件）
3镜像步骤：tool-reflect—elems—选中镜像单元（shift+左键）-duplicate—current comp然后再选点和方向（想往哪个方向镜像就选哪个方向）
3).对画好的网格进行镜像，得到如下图结果：
4).因为此轴承有七个滚动体，因此我们要对滚动体和保持架进行阵列，首先我们对保持架阵列，因为是要阵列，所以在我们上一步处理的结果中，多了一边，在这里我们需要将其删掉
需要删掉的单元
进入F2面板，进行单元的删除，得到如下结果：
5).对上一步得到的结果进行阵列：
内外圈的圆心点
在angle中输入51.42857（360/7），点Rotate+,完成一步阵列，得到如下结果：
6).重复上述操作，可得到整个保持架的网格模型，如下图
重复上述操作是指继续按ELEMS—duplicate—current comp—rotate+
进入edges面板，进行边界检查，全并节点，完成保持架的网格建立。
7).同样方法对滚动体进行阵列，得到如下结果：
到此轴承的网格模型已经建立完成，如下图所示：
8载荷面的提取
1)Tool---face---comps—点击内圈---find faces
2)创建zaihemian组件component(右击左边框的空白处creat--component)
3)把内圈内表面移到zaihemian组件里去
Tool—organise—elems(先点内表面在elems-by face)—dest component为zaihemian—move
隐掉所有component只留载荷面，把视图方向调到XY方向删除半个面（F2—shift+左键）只留出半个面
4.对网格单元类型进行设置（ET Type）：
4.1创建单元类型：
外圈、保持架、滚动体、内圈为SOLID164,粉红色的加载壳单元为SHELL163
4.2对外圈、保持架、滚动体、内圈施加单元类型：
hyperworks接触分析1
在很多场合，要将若干个零件组装起来进行有限元分析，如将连杆与连杆盖用连杆螺栓连接起来，机体与气缸盖用螺栓连接起来，机体与主轴承盖连接起来。如何模拟螺栓预紧结构更符合实际情况，是提高有限元计算精度的关键。 螺栓+螺母的连接与螺钉的连接有所不同，螺栓+螺母的连接方式比较简单，可以假设螺母与螺栓刚性连接，由作用在螺母上的拧紧力矩折算出作用在螺栓上的拉伸力F，将螺杆中间截断，在断面各单元的节点上施加预紧单元PRETS179，模拟螺栓的连接情况。 对于螺钉（双头螺栓）连接有些不一样，螺钉头部对连接件1施加压应力，接触面是一个圆环面，但栽丝的一端，连接件2受拉应力。一种方法是在螺纹圆周上施加拉力，相当于螺纹牙齿接触部分，而且主要在前几牙上存在拉力，如第一牙承担60~65%的载荷，第二牙承担20~25%的载荷，其余作用在后几牙，但因螺纹的螺距较小，一般为1.5~2mm，而单元的尺寸为3~4mm，因此可以假定在连接件2的表面的螺纹圆周节点上施加拉力。另一种方法是在连接件2的表面的整个螺纹截面的所有节点上施加拉力，这样可能防止圆周上各节点上应力过大，与实际情况差别较大，应为实际表面圆周各节点只承受60~65%的载荷。比较好的处理办法是在连接件的表面单元的圆周节点上施加70%的载荷，在第二层单元的圆周节点上施加30%的载荷，但操作比较麻烦。 随着连接件1、2的内部结构和刚度不同，以及连接螺钉的个数和分布的不均匀性，连接件1、2表面的变形不一致，产生翘曲，使表面的节点有的接触，有的分离，而导致接触面的应力分布和应变分布不均匀，因此需用非线性的接触理论来讨论合件的应力问题。 若不考察螺栓头部与连接件1表面的变形，可用将螺栓与连接件1用一个公共面连接，作为由两种不同材料的构件组成一个整体。螺钉（双头螺栓）与连接件2也用这种方法处理。 图1是一个简单的螺钉连接实体模型。图2是用hypermesh划分网格后的模型。 图1 实体模型图2 网格模型 该模型由三个零件组成，连接件1（蓝色）、连接件2（橙色），螺钉（紫红）。 1. 建立实体模型 在PRO/E 中建立三个零件模型，见图3、4、5，并组合成合件（见图1）。
滑动轴承的应力分析
滑动轴承的应力分析 胡雄海汪久根蒋志浩 （浙江大学机械系杭州３１００２７） 摘要：奉文埘发动机的滑动轴承进行ｒ计算，求解ｒ滑动轴承的雷诺方群、粘度方程、密度方程与载荷方程，得到丁压力分布与油膜厚度分布．进而通过接触力学分析得到轴承讨内的应力分布。应力分布是影响利料的塑性变形，并对分析滑动轴承的胶合失效有宴际意义，因此建议用最大Ｍｔ＊＊应力来指导滑动轴承的设计。 关键词：滑动轴承压力分布应力分布胶合 ＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＳｔｒｅ蟠ＦｉｅｌｄｏｆＪｏｕｒｎａｌＢｅａｒｉＩｌｇ ＨｕＸｉｏｎ口ｈａｉＷａｎｇＪｉｕｇｅｎＪｉａｎｇＺｈｉｈａ０ （瞻ｐａ血ｗｎｔｏｒＭ“瑚ｉｃｄＥ。睁Ｔ黜ｄｒＩｇ，曲ｑｌ龃ｇｕ脚畸，Ｈ且丌曲）ｕ，３１（ｘ砣７Ｊ Ａｈｈ们：１ｋｐｅ击唧岫ｃｅ０ｆＪ删ｍ出ｋ面ｎｇ０ｆ叫ｔ棚曲ｉｌｅ删ｎ黼诘锄出ｙ刊ｌｎｔ１１ｉｓｐ８ｐ盯．Ｔ¨Ｒｅ州（｜ｓｅｑｕ曲０ｎ，㈣可。ｑＩＪ血∞ｔｄ删ｈ即岫椰ａ甜ｌｏａｄ即ｐ血册ａ陀“刊ｍｔ｝ｌａｆｉｌｌｉｔｅｄｉ丑ｅｍ耐ｄＨｍｏｄＴｈｈｖｄｍｄⅥｌ删。口嗍叫ｍｄｌ蚰ｉ｝Ⅲｉ帅ａｎｄｆⅡｍｓｈ８ｐｃａｒｅ０ｂｔａｉｌｌ。ｄ，Ⅲ“ｔＩｌＰ山ｒ胛一ｄｉｒｒ向ｏｒｌｄＭｉｓ髓ｓｈｃｓｓ６ｅｌｄｉｓｃｄ叫１８侧ｈａ刊（ｍＬ¨ａ｝ｍｖｅｐｆ粥ｕ忙ｄ孟ｔ—ｈｕｄｍｌＴ｜ｍｒＴｍｘｉｍ呻Ｍｉｓ幅ｓⅡｔ鹦１ｓｓ１ＰＦ曲ｃ蛐Ｉｌｙ陀ｌａｌｅｄ 诵山山ｅ孵ｉ珊“ｎｇｆｄｕＩｅ０ｆｂｅａｒｉＩｌｇｂｕｓｈ幅；ｔＩｌｅｒｄｏｒｅｔ｝ｌｅｍａｘｌⅡｕ瑚ｓｔｒ瞄ｓ诂ｐ叫删ｔｎｋｕ９甜【ｏ印１小ｔｋ捌印ｄＪｏＬｍｌａＩⅫ“茚－ Ｋｅ１１＿ｏｒ凼：Ｊ伽咖ｄⅨｍ自晖Ｐｌ髑蛐ｔⅨ曲曲Ｉｌｔ；０ｎＳｈ璐ｎｅＨｓｅｉ迥ｌ血罄 滑动轴承广泛应用在各种仪器设备，特别在高速、重载、高精度和人转矩的场合。轴承的失效如磨损、刮伤．牯着、胶合等失效形式经常发生，如图１常见的粘着失效形式。尤其是发动机曲轴系中的滑动轴承是存重载、润滑不良和高温条件下运行，轴瓦胶合失效较为严重。近几年对滑动轴承应力分布的分析研究比较少，众多学者主要集中在滑动轴承的粗糙度、变形、非牛顿体等方面进行研究。，ｗｍｇ和ｚ｝—＃“针对弹性支撑轴承的－－二维热弹流体润滑研究，分析热弹变形对轴承性能的影响，指出热弹变形对轴承性能的影响比热变形大；Ｇｎ—Ｉｌｒａｉ粕和ＰｒａｋａｓＨ“学虑有限长含油轴承的表面粗糙度的冈素，认为粗糙度的类型对含油轴承的性能影响较大，横向粗糙度使轴承承载能力和孽擦力增加，纵向粗糙度使摩擦力和摩擦系数有细微的增加，偏位角随粗糙度的变化而不显著；Ｇｅｃｉｍ”Ｊ在多级通用的非牛顿体润滑油对轴承性能的影响文中阐述了采用牛顿体和非牛顿模型计算功率损失、宽径比、剪应率的稳定性等参数的差异，许多条件下不能简单用牛顿体模型替代。本文分析?实际发动机应力场，联立滑动轴承的雷诺方程、粘度和密度方程的求解，并经迭代计算，得到滑动轴承的压力分布与油膜厚度分布的三维曲线图，进而分析得到轴承衬内的应力分布，材料塑性变形与应力分布有关。通过分析，寻找滑动轴承的失效类型和主要原因，并比较在不同转速和不同载荷情况下的Ｍｉｓｅｓ应力分布形式，从而得出轴承的失效部位，针对性地提出提高活塞曲轴系统轴承性能、减少轴承失效发生的途径 图ｌ轴承的粘着失效 １基本方程 径向滑动轴承建立的数学模型如图２表不，径向载荷为彤，偏位角日，润滑油作为牛顿体与虑，由丁润滑液膜较厚，传热良好，故模埠Ｊ按一般的等温状态分析。， 图２径向滑动轴承示意图 （１）润滑剂的粘度方程［４－“ 叩＝轴｛（１“珈＋９．６）Ｉ—ｌ＋（１＋５．１×１旷９ｐ）９】） 式中，珊——大气压下室温条件时的润滑油粘度；∞取０６： －浙江省自然科学基金（５９８０３９）与国家自然科学基金（５９５０５００６）资助项目。 ２《润滑与密封》
滚动轴承计算题题
滚动轴承30题（当量动载荷、寿命计算等） 1．有一轴由一对角接触球轴承支承，如图所示。已知：齿轮的分度圆直径d =200mm ，作用在齿轮上的载荷为T F =1890N, =700N, =360N.轴承的内部轴向力S 与径向载荷的关系式为：S=T F 。求两轴承所承受的轴向载荷。 题1图 解：受力分析如图示。 题1答图 1 S 、2 S 方向如图示 所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。 2．如图所示，某轴用一对30307圆锥滚子轴承，轴承上所受的径向负荷R 1=2500N ，R 2=5000N ，作用在轴上的向外负荷F a1=400N,F a2=2400N 。轴在常温下工作，载荷平稳f P =1。试计算轴承当量动负载大小，并判断哪个轴承寿命短些？（注：30307轴承的Y=,e=,S=R/(2Y);当A/R>e 时，X=,Y=；当A/R<=e 时，X=1,Y=0） 题2图 解：受力分析如图示。 题2答图 所以轴承2被“压紧”，轴承1“放松”。 所以 1 1 1 1 1 ()2500P N f P X R Y A = += 因为1P < 2P 所以轴承2寿命短些 3．某齿轮轴由一对30212/P6X 轴承支承，其径向载荷分别为1r F =5200N,2r F =3800N ，方向如图所示。取载荷系数f p =。试计算： 两轴承的当量动负荷P 1、P 2: 1） 当该对轴承的预期寿命L h =18000h 时，齿轮轴所允许的最大工作转速N max =? 附30212/P6X 轴承的有关参数如下： C r =59250N,e=,X=, Y=,S=Fr/(2Y) 题3图 解：受力分析如图示。 题3答图 （1） 1 15200 152922 1.7 r N Y F S = = =?
标准滚动轴承承载能力计算
标准滚动轴承承载能力计算 在跟踪架通用轴系中，标准滚动轴承是重要的部件，轴承的承载能力计算是轴系设计中的关键问题。采用通用轴系后，地平式跟踪架水平轴两端的轴承主要承受径向载荷，同时承受一定量的轴向载荷。垂直轴上的轴承要承载垂直轴及上部转体的负荷，载荷较大；另一方面垂直轴为了满足强度和刚度的要求，轴径一般较大，轴承的尺寸与轴要相互配合，因此使用时必须考虑轴承的尺寸和轴向承载能力。同时为了减少跟踪架的成本，尽量采用轴承厂批量生产的轴承。 角接触球轴承按公称接触角分为15°、25°、40°三种类型，公称接触角越大，轴向承载能力越强。 目前批量生产的角接触球轴承，尺寸最大是接触角为25°的7244AC，其外形尺寸为220 ×400×65。 下表中给出了7244AC 轴承的相关参数 轴承额定载荷选取的流程为： （1）计算滚动轴承的当量载荷 在实际应用中，根据跟踪架承载状况先估算出轴承承受的径向载荷和轴向载荷，则可计算出此时轴承的当量动载荷P 为： 式中X ——径向动载荷系数； Y ——轴向动载荷系数； ——载荷系数。 （2）基本额定动载荷 C 选取 计算出轴承实际工作时的当量载荷后，当轴承的预期使用寿命选定，轴 承最大转速n可知时，可计算出轴承应具有的基本额定动载荷C′，在手册中选择轴承时，所选轴承应满足基本额定载荷 C > C′。
式中 ——温度系数，可从机械设计手册中查得； ε——寿命指数，球轴承取3，滚子轴承取10/3。 由于角接触轴承的径向承载能力大于轴向承载能力，而其在垂直轴上的应用主要承受较大轴向载荷，因此必须考虑其轴向承载能力。 （3）轴承受轴向载荷时承载能力分析 在轴承转速不高时，可以忽略钢球离心力和陀螺力矩的影响，钢球与内外套圈的接触角相等。 由赫兹接触理论得到轴承滚动体与内外滚道的接触变形和负荷之间的相互关系，可以表示为 式中 —滚动体与内外滚道接触变形总量； K —系数； Q —滚动体承受载荷； t —指数，线接触时为0.9，点接触时为2/3。
滚动轴承的受力分析、载荷计算、失效和计算准则
1.滚动轴承的受力分析 滚动轴承在工作中，在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷）Fa作用下，可认为各滚动体平均分担载荷，即各滚动体受力相等。当轴承在纯径向载荷Fr作用下（图6），内圈沿Fr方向移动一距离δ0，上半圈滚动体不承载，下半圈各滚动体由于个接触点上的弹性变形量不同承受不同的载荷，处于Fr作用线最下位置的滚动体承载最大，其值近似为5Fr/Z（点接触轴承）或4.6Fr/Z（线接触轴承），Z为轴承滚动体总数，远离作用线的各滚动体承载逐渐减小。对于内外圈相对转动的滚动轴承，滚动体的位置是不断变化的，因此，每个滚动体所受的径向载荷是变载荷。 图6滚动轴承径向载荷的分析图7角接触轴承的载荷作用中心 2.滚动轴承的载荷计算 （1）滚动轴承的径向载荷计算 一般轴承径向载荷Fr作用中心O的位置为轴承宽度中点。 角接触轴承径向载荷作用中心O的位置应为各滚动体的载荷矢量与轴中心线的交点，如图7所示。角接触球轴承、圆锥滚子轴承载荷中心与轴承外侧端面的距离a可由直接从手册查得。 接触角α及直径D，越大，载荷作用中心距轴承宽度中点越远。为了简化计算，常假设载荷中心就在轴承宽度中点，但这对于跨距较小的轴，误差较大，不宜随便简化。
图8角接触轴承受径向载荷产生附加轴向力 1)滚动轴承的轴向载荷计算 当作用于轴系上的轴向工作合力为FA，则轴系中受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=FA，不受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=0。但角接触轴承的轴向载荷不能这样计算。 角接触轴承受径向载荷Fr时，会产生附加轴向力FS。图8所示轴承下半圈第i个球受径向力Fri。由于轴承外圈接触点法线与轴承中心平面有接触角α，通过接触点法线对轴承内圈和轴的法向反力Fi将产生径向分力Fri；和轴向分力FSi。各球的轴向分力之和即为轴承的附加轴向力FS。按一半滚动体受力进行分析，有 FS ≈ 1.25 Frtan α(1) 计算各种角接触轴承附加轴向力的公式可查表5。表中Fr为轴承的径向载荷；e为判断系数，查表6；Y为圆锥滚子轴承的轴向动载荷系数，查表7。 表-5 角接触轴承附加轴向力公式 轴承类型角接触球轴承圆锥滚子轴承
螺栓预紧结构用Hypermesh做接触实例
螺栓预紧结构用Hypermesh 做接触实例 在很多场合，要将若干个零件组装起来进行有限元分析，如将连杆与连杆盖用连杆螺栓连接起来，机体与气缸盖用螺栓连接起来，机体与主轴承盖连接起来。如何模拟螺栓预紧结构更符合实际情况，是提高有限元计算精度的关键。 螺栓+螺母的连接与螺钉的连接有所不同，螺栓+螺母的连接方式比较简单，可以假设螺母与螺栓刚性连接，由作用在螺母上的拧紧力矩折算出作用在螺栓上的拉伸力F ，将螺杆中间截断，在断面各单元的节点上施加预紧单元PRETS179，模拟螺栓的连接情况。 对于螺钉（双头螺栓）连接有些不一样，螺钉头部对连接件1施加压应力，接触面是一个圆环面，但栽丝的一端，连接件2受拉应力。一种方法是在螺纹圆周上施加拉力，相当于螺纹牙齿接触部分，而且主要在前几牙上存在拉力，如第一牙承担60~65%的载荷，第二牙承担20~25%的载荷，其余作用在后几牙，但因螺纹的螺距较小，一般为1.5~2mm ，而单元的尺寸为3~4mm ，因此可以假定在连接件2的表面的螺纹圆周节点上施加拉力。另一种方法是在连接件2的表面的整个螺纹截面的所有节点上施加拉力，这样可能防止圆周上各节点上应力过大，与实际情况差别较大，应为实际表面圆周各节点只承受60~65%的载荷。比较好的处理办法是在连接件的表面单元的圆周节点上施加70%的载荷，在第二层单元的圆周节点上施加30%的载荷，但操作比较麻烦。 随着连接件1、2的内部结构和刚度不同，以及连接螺钉的个数和分布的不均匀性，连接件1、2表面的变形不一致，产生翘曲，使表面的节点有的接触，有的分离，而导致接触面的应力分布和应变分布不均匀，因此需用非线性的接触理论来讨论合件的应力问题。 若不考察螺栓头部与连接件1表面的变形，可用将螺栓与连接件1用一个公共面连接，作为由两种不同材料的构件组成一个整体。螺钉（双头螺栓）与连接件2也用这种方法处理。 图1是一个简单的螺钉连接实体模型。图2是用hypermesh 划分网格后的模型。 图1 实体模型 图2 网格模型 该模型由三个零件组成，连接件1（蓝色）、连接件2（橙色），螺钉（紫红）。 1. 建立实体模型 在PRO/E 中建立三个零件模型，见图3、4、5，并组合成合件（见图1）。
滚动轴承常见的失效形式及原因分析
滚动轴承常见的失效形式及原因分析+浪逐风尖 2008-11-05 10:55 滚动轴承在使用过程中,由于很多原因造成其性能指标达不到使用要求时就产生了失效或损坏.常见的失效形式有疲劳剥落、磨损、塑性变形、腐蚀、烧伤、电腐蚀、保持架损坏等。 一，疲劳剥落 疲劳有许多类型，对于滚动轴承来说主要是指接触疲劳。滚动轴承套圈各滚动体表面在接触应力的反复作用下，其滚动表面金属从金属基体呈点状或片状剥落下来的现象称为疲劳剥落。点蚀也是由于材料疲劳引起一种疲劳现象，但形状尺寸很小，点蚀扩展后将形成疲劳剥落。 疲劳剥落的形态特征一般具有一定的深度和面积，使滚动表面呈凹凸不平的鳞状，有尖锐的沟角．通常呈显疲劳扩展特征的海滩装纹路．产生部位主要出现在套圈和滚动体的滚动表面． 轴承疲劳失效的机理很复杂，也出现了多种分析理论，如最大静态剪应力理论、最大动态剪应力理论、切向力理论、表面微小裂纹理论、油膜剥落理论、沟道表面弯曲理论、热应力理论等。这些理论中没有一个理论能够全面解释疲劳的各种现象，只能对其中的部分现象作出解释。目前对疲劳失效机理比较统一的观点有： 1、次表面起源型 次表面起源型认为轴承在滚动接触部位形成油膜的条件下运转时，滚动
表面是以内部（次表面）为起源产生的疲劳剥落。 2、表面起源型 表面起源型认为轴承在滚动接触部位未形成油膜或在边界润滑状态下运转时，滚动表面是以表面为起源产生的疲劳剥落。 3、工程模型 工程模型认为在一般工作条件下，轴承的疲劳是次表面起源型和表面起源型共同作用的结果。 疲劳产生的原因错综复杂，影响因素也很多，有与轴承制造有关的因素，如产品设计、材料选用、制造工艺和制造质量等；也有与轴承使用有关的因素，如轴承选型、安装、配合、润滑、密封、维护等。具体因素如下： A、制造因素 1、产品结构设计的影响 产品的结构设计是根据使用性能目标值来确定的，这些目标值如载荷容量、寿命、精度、可靠性、振动、磨损、摩擦力矩等。在设计时，由于各种原因，会造成产品设计与使用的不适用或脱节，甚至偏离了目标值，这种情况很容易造成产品的早期失效。 2、材料品质的影响
滚动轴承的选择及校核计算
滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×8=48720小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=458.2r/min 两轴承径向反力：F R1=F R2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 F S=0.63F R则F S1=F S2=0.63F R1=315.1N (2) ∵F S1+Fa=F S2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 F A1=F S1=315.1N F A2=F S2=315.1N (3)求系数x、y F A1/F R1=315.1N/500.2N=0.63 F A2/F R2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本P263表（11-8）得e=0.68 F A1/F R1 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本P264（11-10c）式得 L H=16670/n(f t Cr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 F R=F AZ=903.35N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本P265表（11-12）得F S=0.063F R,则 F S1=F S2=0.63F R=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷F A1、F A2 ∵F S1+Fa=F S2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：F A1=F A2=F S1=569.1N (3)求系数x、y F A1/F R1=569.1/903.35=0.63 F A2/F R2=569.1/930.35=0.63 根据课本P263表（11-8）得：e=0.68 ∵F A1/F R1 4.6设计参数的计算方法 在XXX 的动力学模型中涉及众多的设计参数:如尺寸参数、质量参数,刚度参数等。在本节中介绍其中的刚度参数的计算方法(轴承刚度和齿轮啮合综合刚度)。 1轴承刚度系数的计算方法 一个滚动轴承的径向支承刚度由下式计算 3 21δδδ++= F k 式中: k 一滚动轴承的径向刚度系数 F 一轴承的径向载荷 1δ一轴承的径向弹性位移 2δ一轴承外圈与轴承孔的接触变形 3δ一轴承内圈与轴径的接触变形 (1)轴承的径向弹性位移 轴承的径向弹性位移根据有无予紧按如下两式计算 予紧时: 01βδδ= 轴承中存在游隙时: 2 01g - =βδδ 式中: 0δ一游隙为零时轴承的径向弹性位移,其计算公式见表4一1 g 一轴承的游隙(有游隙时取正号,予紧时取负号) β一系数,根据相对间隙0δg 从图4一7中查出 系数 表4一10δ的计算公式 序号 轴承类型 径向弹性位移计算公式 1 单列深沟轴承 θδd Q 2 3 4 -010 37.4?= 2 向心推力球轴承 θ α δd Q 2 4 -0cos 1037.4?= 3 双列深沟球面球轴承 θ α δd Q 2 3 4 -0cos 1099.6?= 4 向心短圆柱滚子轴承 8.09 .05 -01069.7θ δd Q ?= 5 双列向心短圆柱滚子轴承 815 .0893 .000625.0d F =δ 6 滚道挡边在的上双列向心短圆 柱滚子轴承 8 .0897 .000625.0d F =δ 7 圆锥滚子轴承 8 .09 .05-0cos 1069.7a l Q αδ?= 滚动体上的载荷α cos 5iz F Q = 接触力学实训 基于ANSYS深沟球轴承有限元分析设计 深沟球轴承实物图 如图所示，以6300为例进行分析：材料选择GCr15制造，该型号的几何参数为：外径D 为?60,内径d为?10，宽度B为11，钢球直径Dw为?6.4，接触角a为零，钢球的数量z 为7个，材料参数弹性模量E=30700MPa,泊松比u=0.3。接触面的应力为3472N.观察深沟球轴承接触面的应力。 1.建立模型 （1）定义文件名：utility Menu==File==zhoucheng,弹出如图1-3所示的choucheng 对话框，在Enter new jobname 文本框中输入Bearing ，并将New log and error files 复选框选为yes ，点击OK按键。 图1-1 ANSYS开始界面 图1-2 命名命令图1-3 命名对话框 （2）：定义单元类型：Main Menu==Preprocessor==Element Type==Add/Edit/Delete,弹出Element Types 对话框，如图1-4展现的，点击Add 按钮，出现1-5所示的Library of Element Types 对话框，点击选择Structural Solid 和Brick 8node 185 ,点击OK按键，然后点击 Element Types 对话框出现的close按键，退出。 图1-4 Element Types 对话框 图1-5 Library of Element Types 对话框 （3）：定义材料性质：Main Menu==Preprocessoe==Material Props==Material Models,出现如图1-7所示的 Define Material Model Behavior 对话框，在 Material Models Available 出现的选项中依次点击Structural==Linear==Elastic==Isotropic ,出现如图1-8所示 Linear Isotropic Propertities for Material 对话框，在EX 框中输入3E006，在PRXY 框中输入0.3，点击OK 按键。然后退出对话框。 滚动轴承所承受的载荷取决于 所支承的轴系部件承担的载荷。右图 为一对角接触球轴承反装支承一个 轴和一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。 图中的F re、F te、F ae分别为所支承零 件（齿轮）承受的径向、切向和轴向 载荷，F d1和F d2为两个轴承在径向 载荷F r1和F r2（图中未画出）作用下 所产生的派生轴向力。这里，轴承所 承受的径向载荷F r1和F r2可以依据 两个角接触球轴承反装的受力分析 （径向反力） F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。 对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。 注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值 下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1 由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况： 当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即 F a1＝F ae＋F d2 而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。 当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1， 即F a1＝F d1 而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae 轴承的选择及校核 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承受结构限制，常在布置上有困难。变速器第一轴，第二周的轴承以及中间轴前后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6~20mm ，，下限适用于轻型车和轿车。 滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声怎几啊。滑动轴套的优点时制造容易，成本低。 根据变速箱结构，轴的支撑形式及所受载荷性质，初步确定所采用的轴承形式以后，硬验算轴承的寿命是否符合要求。在计算之前，首先应确定轴承上所受外力，亦即算出轴的支反力。 轴承寿命计算，采用下列公式： εθ ??? ? ??=d d P C L 式中：L------轴承寿命，以（6 10）转作为计量单位； d C ------额定动载荷，根据轴承型号，由手册查的； d P ------当量动载荷；按如下公式计算； αYF XF P r d += r F ------作用在轴承上的径向载荷： a F ------作用在轴承上的轴向载荷 X,Y------折算系数，由手册查的； ε------轴承的寿命指数，为试验值。对球轴承，ε=3;对于滚子轴承，ε=10/3。 （1）变速箱挂不同的档位时，变速箱各轴的承受所受的载荷亦不同。因此，为了综合考虑变速箱各个挡工作时间的比例，不同档位时轴承转速和所承受载荷亦不同这样一些影响，需要确定一个换算的当量载荷m P 来代替上式中的d P 。 （2）为了计算换算的当量载荷m P ，就需要知道各个档位占总工作时间的百分比，这可以由调查研究确定。 已知时间比例系数，可按下式计算换算的当量载荷m P ： d d d m m t n P t n P t n P t n P t n P t n P n P εεεεεεε +++++=555444333222111(1 式中：·1P ·d P ，1n ·d n ，1t ·d t ，分别表示1,2·倒档的轴承载荷，转速和时间比例系数； m n ————平均转速，可按下式计算： ) (2211δd d m t n t n t n n +?????+= 再设计总通常按轴承寿命为5000小时计算动载荷d C ，并选用轴承;或者按选定轴承的额定动载荷验算轴承的工作寿命小时h L ，这时可用下列转换公式计 基于Hyperworks 前处理Ansysls-dyna 分析轴承速度及应力分析 1.轴承3D 模型的建立 轴承组成：外圈，保持架，滚动体，内圈 2.为了方便画网格用CATIA 把轴承切成小块得到下图结果 3.把文件保存为STP 格式，导入Hyperworks 中进行网格处理，得到如下图结果： 外圈（绿色） 保持架（蓝色） 滚动体（黄色） 内圈（浅蓝色） 3.1本例中网格要求为8节点六面体，所以为了方便画网格，先用3维软件对模型进行简单的处理，处理结果如下图所示： 3.1.1对滚动体网格的画分： 1).1/8滚动体模型如下图所示： 2).对粉红色部分画网格： 切换到one volume模块，选中粉红色实体，density设置为3，点mesh. 3).对绿色部分进行网格划分： 切换到one volume模块，选中绿色实体，elem size设置为0.2，点mesh 操作步骤： 1,TOOL------orgnize---我们要把body11和333合成一体，element选中body11（点击by collector-选中body11），dest component选中333，点击MOVE即可。 4).将绿色网格移到粉色网格部件里，合并网格，如下图： 5).对1/8网格镜像： Based 点击duplicate---current comp---reflect,完成镜像，如下图： 按上述方法重复操作可得到整个滚动体的网格模型，如下图所示： 在tool---edges面板检查间隙，合并节点。 选择ELEMEN，先选绿色任务栏中第三个后选倒数第二个。消除缝隙 滚动轴承的寿命计算 一、基本额定寿命和基本额定动载荷 1、基本额定寿命L10 轴承寿命：单个滚动轴承中任一元件出现疲劳点蚀前运转的总转数或在一定转速下的工作小时数称轴承寿命。由于材料、加工精度、热处理与装配质量不可能相同,同一批轴承在同样的工作条件下，各个轴承的寿命有很大的离散性，所以，用数理统计的办法来处理。 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（以106为单位）或一定转速下的工作时数。（失效概率10%）。 2、基本额定动载荷C 轴承的基本额定寿命L10=1（106转）时，轴承所能承受的载荷称基本额定动载荷C。在基本额定动载荷作用下，轴承可以转106转而不发生点蚀失效的可靠度为90%。 基本额定动载荷C （1）向心轴承的C是纯径向载荷； （2）推力轴承的C是纯轴向载荷； （3）角接触球轴承和圆锥滚子轴承的C是指引起套圈间产生相对径向位移时载荷的径向分量。 二、滚动轴承的当量动载荷P 定义：将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷，该假想载荷称为当量动载荷P，在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同。 1．对只能承受径向载荷R的轴承（N、滚针轴承）P=F r 2．对只能承受轴向载荷A的轴承（推力球（5）和推力滚子（8））P= F a 3．同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承P=X F r+Y F a X——径向载荷系数，Y——轴向载荷系数，X、Y——见下表。 径向动载荷系数X和轴向动载荷系数 表12－3 考虑冲击、振动等动载荷的影响，使轴承寿命降低，引入载荷系数fp—见下表。载荷系数fp 表12－4 入门篇 其实各种CAE前处理的一个共同之处就是通过拆分把一个复杂体拆成简单体。这个思路一定要记住，不要上来就想在原结构上分网，初学者往往是这个问题。刚开始学，day1,day2,advanced training 和HELP先做一遍吧。另外用熟24 个快捷键。（快捷键用法见tutuma 版主的精华贴《Hyperworks FAQ》） 做一下HELP里面的教程，多了解一些基本的概念和操作。这样会快点入门。论坛更多的是方法。 划分的方法要灵活使用，再有就是耐心。 1、如何将.igs文件或.stl文件导入hypermesh进行分网？ files\import\切换选项至iges格式，然后点击import...按钮去寻找你的iges 文件吧。划分网格前别忘了清理几何 2、导入的为一整体，如何分成不同的comps？两物体相交，交线如何做？怎样从面的轮廓产生线（line）？ 都用surface edit Surface edit的详细用法见HELP，点索引，输入surface edit 3、老大，有没有划分3D实体的详细例子？ 打开hm,屏幕右下角help,帮助目录下hyperworks/tutorials/hyermesh tutorials/3D element,有4个例子。 4、如何在hypermesh里建实体？ hm的几何建模能力不太强，而且其中没有体的概念，但它的曲面功能很强的.在2d面板中可以通过许多方式构建面或者曲面,在3D面板中也可以建造标准的3D曲面,但是对于曲面间的操作,由于没有"体"的概念,布尔运算就少了,分割面作就可以了 5、请问怎么在hypermesh中将两个相交平面到圆角啊？ defeature/surf fillets 6、使用reflect命令的话，得到了映射的另一半，原先的却不见了，怎么办呢？法1、在选择reflect后选择duplicate复制一个就可以 法2、先把已建单元organize〉copy到一个辅助collector中， 再对它进行reflect， 将得到的新单元organize〉move到原collector中， 最后将两部分equivalence， 就ok拉。 7、请问在hypermesh中如何划分装配体？比如铸造中的沙型和铸件以及冷铁，他们为不同材质，要求界面单元共用，但必须能分别开？ 你可以先划分其中一个部件,在装配面上的单元进行投影拷贝到被装配面上 8、我现在有这样一个问题，曲线是一条线，我想把它分成四段，这样可以对每一段指定density，网格质量会比直接用一条封闭的线好。 可用F12里的cleanup_add point,那里面还有很多内容，能解决很多问题9、我在一个hm文件中创建了一组组装件的有限元模型，建模过程很麻烦，由于失误我把一个很重要的部件建在了另一个hm文件中，请问有没有什么方法把这个部件的有限单元信息转移到组装件的hm文件中呢？ 如果可以，装配关系可以满足吗？ 第一讲 一、教学目标 （一）能力目标 能判断常用滚动轴承的类型；理解其代号的含义；会选用滚动轴承 （二）知识目标 1.了解滚动轴承的类型、特点，掌握滚动轴承的代号 2.掌握滚动轴承的选择 二、教学内容 滚动轴承的类型、代号及选用 三、教学的重点与难点 重点：滚动轴承的类型、特点及代号。 难点：滚动轴承类型的选择。 四、教学方法与手段 采用多媒体教学（加动画演示），结合教具，提高学生的学习兴趣。 14.1 轴承的功用和类型 轴承的功用：支承轴及轴上的旋转零件，使其回转并保证一定的旋转精度，减少相对摩擦和磨损。 轴承的分类：按摩擦的性质分，轴承可分为滑动轴承和滚动轴承。 滑动轴承滚动轴承 14.2 滚动轴承的组成、类型及特点 滚动轴承是标准件，由专业工厂生产。设计时只需根据轴承工作条件选用合适的类型和 尺寸的滚动轴承，进行寿命计算，并对轴承的安装、润滑、密封给予合理设计和安排。 滚动轴承的特点 优点： 1）f小起动力矩小，η高； 2）运转精度高（可用预紧方法消除游隙）； 3）轴向尺寸小； 4）某些轴能同时承受Fr和Fa，使机器结构紧凑； 5）润滑方便、简单、易于密封和维护； 6）互换性好（标准零件） 缺点： 1）承受冲击载荷能力差； 2）高速时噪音、振动较大； 3）高速重载寿命较低； 4）径向尺寸较大（相对于滑动轴承） 应用：广泛应用于中速、中载和一般工作条件下运转的机械设备。 14.2.1 滚动轴承的组成 滚动轴承一般由外圈、内圈、滚动体和保持架所组成。 滚动体的形状短圆柱形 柱形长圆柱形 螺旋滚子滚柱轴承 圆锥滚子 鼓形滚子 滚针 保持架是使滚动体等距分布，并减少滚动体间的摩擦和磨损。 滚动轴承的材料：内、外圈、滚动体—GCr15、GCr15-SiMn等轴承钢，热处理后硬度HRC60~65；保持架：低碳钢、铜合金或塑料、聚四氟乙烯。 14.2.2 滚动轴承的基本类型及特点 接触角α：滚动体与外圈内滚道接触点的法线方向与轴承径向平面所夹的角。 滚动轴承按能承受的负荷方向或公称接触角 不同，可分为向心轴承和推力轴承。向心轴承又可以分为径向接触轴承（α＝0）和角接触向心轴承（0＜α＜45）推力轴承又可以分为轴向接触轴承（α＝90）和角接触推力轴承（45＜α＜90） 径向接触轴承：只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷； 角接触向心轴承：既能承受径向载荷，也能承受一定的轴向载荷； 轴向接触轴承：只能承受轴向载荷，不能承受径向载荷； 角接触推力轴承：既能承受轴向载荷，也能承受一定的径向载荷 14.3 滚动轴承的代号 滚动轴承是标准件，GB272／T-93规定了轴承代号的表示方法。轴承代号由基本代号、前置代号和后置代号三部分构成。 14.3.1 基本代号 由类型代号、尺寸系列代号和内径代号组成。 类型代号由一位(或两位)数字或英文字母表示，其相应的轴承类型参阅设计手册。 尺寸系列代号由两位数字组成。前一个数字表示向心轴承的宽度或推力轴承的高度；后一个数字表示轴承的外径。直径系列代号为7表示超特轻；8、9表示超轻；0、1表示特轻；2表示轻；3表示中；4表示重；5表示特重；宽度系列代号为0表示窄型；1表示正常；2 如图所示的轴系，已知轴承型号为30312，其基本额定动载荷C r=170000N，e=0.35；F r1=11900N，F r2=1020N，F ae=1000N，方向如图所示；轴的转速n=980r/min；轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为：当F a/ F r≤e时，X=1，Y=0；当F a/ F r>e 时，X=0.4，Y=1.7；派生轴向力F d=F r/(2Y)，Y为F a/F r>e时的Y值。载荷系数f p=1.2，温度系数f t=1。试求轴承的寿命。 F r1F r2 F ae 12 解：（1）画派生轴向力方向 F r1 F r2 1 2 F ae F d1 F d2 （2）计算派生轴向力F d F d1=F r1/（2Y ）=11900/（2×1.7）=3500N F d2=F r2/（2Y ）=1020/（2×1.7）=300N （3）计算轴向力F a F ae + F d1=1000+3500=4500N>300N=F d2 轴承2被“压紧”，轴承1被“放松” F a1=3500N ，F a2=F ae + F d1=4500N （4）计算载荷系数 F a1/ F r1＝3500/11900＝0.294<0.35= e ，所以取X 1＝1，Y 1＝0 F a2/ F r2＝4500/1020＝4.412>0.35=e ，所以取X 2＝0.4，Y 2＝1.7 （5）计算当量动载荷P P 1＝f p (X 1F r1+Y 1F a1)=1.2×(1×11900+0×4444.4)=14280N P 2＝f p (X 2F r2+Y 2F a2)=1.2×(0.4×1020＋1.7×4500)＝9669.6N P =max{P 1，P 2}=14280N （6）计算轴承寿命L h 65518h 1428017000019806010601066h ≈?? ? ?????=??? ??= ε εP C f n L t 2、某轴两端各用一个30208轴承支承，受力情况如图。F r1=1200N ，F r2=400N ，F A =400N ，载荷系数f P =1.2，已知轴承基本额定动负荷C r =34KN ，内部轴向力F S =F r /2Y 。试分别求出两个轴承的当量动载荷。（14分） 滚动轴承的选择及校核计算 根据条件，轴承的预计寿命 h L h 45568283568=???=' 一.蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 1.轴承的选择 采用角接触球轴承，其型号为7212AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2211060??=?? 基本额定静载荷kN C or 2.46= 基本额定动载荷kN C r 2.58= 极限转速m in /5300max r V = 2.寿命计算 因为蜗杆所受的轴向力向左 N d T F F a t 49021121=== N d T F F t a 323222221=== N F F F t r r 1507tan 221===α 该轴承所受的径向力 N F F r r 5.7532 11== 对于7000AC 型轴承，查P322表13-7轴承派生轴向力r d F F 68.0= 12d ae d F F F =+ kN F F d a 4.51222==' kN F F F ae d a 4.374421=+=' 又e F F r a =>=68.03.4 所以可得出87.0,41.0==Y X 当量动载荷N YF XF P a r 6.3566=+= 因为是球轴承，所以取指数3ε= 轴承寿命计算h P C n L h 50498)57 .32.58(14306010)(6010366=??=='ε 所以该轴承满足寿命要求。 二.涡轮轴上轴承的选择和寿命计算 1.轴承的选择 选择角接触轴承，其型号为7213AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2312065??=?? 基本额定静载荷kN C or 5.52= 基本额定动载荷kN C r 5.66= 2.计算涡轮轴的径向力 N F F F a r V r 75.373160 224880221=?-?= N F F F V r r V r 25.1133122=-= N F F t H r 1616160 8021== N F F F H r r H r 1616122=-= 所以可以得出 N F F F H r V r r 7.165821211=+= N F F F H r V r r 8.197322222=+= 对于7000AC 型号的轴承r d F F 68.0= N F F r d 9.112768.011== N F F r d 2.134268.022== 所以可得 N F F F d ae a 2.1832221=+= 习题与参考答案 一、选择题 从下列各小题给出的A、B、C、D答案中任选一个： 1 若转轴在载荷作用下弯曲较大或轴承座孔不能保证良好的同轴度，宜选用类型代号为的轴承。 A. 1或2 B. 3或7 C. N或NU D. 6或NA 2 一根轴只用来传递转矩，因轴较长采用三个支点固定在水泥基础上，各支点轴承应选用。 A. 深沟球轴承 B. 调心球轴承 C. 圆柱滚子轴承 D. 调心滚子轴承 3 滚动轴承内圈与轴颈、外圈与座孔的配合。 A. 均为基轴制 B. 前者基轴制，后者基孔制 C. 均为基孔制 D. 前者基孔制，后者基轴制 4 ★为保证轴承内圈与轴肩端面接触良好，轴承的圆角半径r与轴肩处圆角半径r1应满足的关系。 A. r=r1 B. r＞r l C. r＜r1 D. r≤r l 5 不宜用来同时承受径向载荷和轴向载荷。 A. 圆锥滚子轴承 B. 角接触球轴承 C. 深沟球轴承 D. 圆柱滚子轴承 6 只能承受轴向载荷。 A. 圆锥滚子轴承 B. 推力球轴承 C. 滚针轴承 D. 调心球轴承 7 通常应成对使用。 A. 深沟球轴承 B. 圆锥滚子轴承 C. 推力球轴承 D. 圆柱滚子轴承 8 跨距较大并承受较大径向载荷的起重机卷筒轴轴承应选用。 A. 深沟球轴承 B. 圆锥滚子轴承 C. 调心滚子轴承 D. 圆柱滚子轴承 9 不是滚动轴承预紧的目的。 A. 增大支承刚度 B. 提高旋转精度 C. 减小振动噪声 D. 降低摩擦阻力 10 滚动轴承的额定寿命是指同一批轴承中的轴承能达到的寿命。 A. 99％ B. 90％ C. 95％ D. 50％ 11 适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精确对中的支承。 A. 深沟球轴承 B. 圆锥滚子轴承 C. 角接触球轴承 D. 调心轴承 12 角接触轴承承受轴向载荷的能力，随接触角 的增大而。 A. 增大 B. 减小 C. 不变 D. 不定 13 某轮系的中间齿轮（惰轮）通过一滚动轴承固定在不转的心轴上，轴承内、外圈的配合应满足。 A. 内圈与心轴较紧、外圈与齿轮较松 B. 内圈与心轴较松、外圈与齿轮较紧 C. 内圈、外圈配合均较紧 D. 内圈、外圈配合均较松 14 ★滚动轴承的代号由前置代号、基本代号和后置代号组成，其中基本代号表示。 A. 轴承的类型、结构和尺寸 B. 轴承组件 C. 轴承内部结构变化和轴承公差等级 D. 轴承游隙和配置 15 ★滚动轴承的类型代号由表示。 A. 数字 B. 数字或字母 C. 字母 D. 数字加字母 二、填空题 16 滚动轴承的主要失效形式是和。 17 ★按额定动载荷计算选用的滚动轴承，在预定使用期限内，其失效概率最大为。 18 对于回转的滚动轴承，一般常发生疲劳点蚀破坏，故轴承的尺寸主要按计算确定。 19 ★对于不转、转速极低或摆动的轴承，常发生塑性变形破坏，故轴承尺寸应主要按计算确定。 20 ★滚动轴承轴系支点轴向固定的结构型式是：（1）；（2）；（3）。 21 轴系支点轴向固定结构型式中，两端单向固定结构主要用于温度的轴。 22 其他条件不变，只把球轴承上的当量动载荷增加一倍，则该轴承的基本额定寿命是原来的。 23 其他条件不变，只把球轴承的基本额定动载荷增加一倍，则该轴承的基本额定寿命是原来的。 24 圆锥滚子轴承承受轴向载荷的能力取决于轴承的。 25 滚动轴承内、外圈轴线的夹角称为偏转角，各类轴承对允许的偏转角都有一定的限制，允许的偏转角越大，则轴承的性能越好。 三、问答题 26 在机械设备中为何广泛采用滚动轴承？ 27 向心角接触轴承为什么要成对使用、反向安装？ 28 进行轴承组合设计时，两支点的受力不同，有时相差还较大，为何又常选用尺寸相同的轴轴承支承刚度及齿轮啮合刚度计算
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