轴承的摩擦系数及摩擦力矩计算04.03
轴承的摩擦系数
为便于与滑动轴承比较，滚动轴承的摩擦力矩可按轴承内径由下式计算：M=uPd/2
这里,
M：摩擦力矩，
u：摩擦系数，表1
P：轴承负荷，N
d：轴承公称内径，mm
摩擦系数u受轴承型式、轴承负荷、转速、润滑方式等的影响较大，一般条件下稳定旋转时的摩擦系数参考值如表１所示。
对于滑动轴承，一般u=，有时也达。
各类轴承的摩擦系数u
轴承型式摩擦系数u
深沟球轴承
角接触球轴承
调心球轴承
圆柱滚子轴承
满装型滚针轴承
带保持架滚针轴承
圆锥滚子轴承
调心滚子轴承
推力球轴承
推力调心滚子轴承由轴承摩擦引起的轴承功率损失可用以下计算公式得出
NR = 1,05 x 10-4 Mn
其中
NR = 功率损失，W
M = 轴承的总摩擦力矩，Nmm
n = 转速，r/min
电机扭矩公式：T=9550*P/n
T：电机转矩
P：电机功率KW
n：转速r/min
滚动轴承摩擦力矩测量技术
滚动轴承摩擦力矩测量技术 （轴承研讨会资料） 洛阳轴研科技股份有限公司仪器开发部 2003年3月21日
目 录 一、轴承摩擦力矩测量的目的意义 二、轴承摩擦力矩的特性 三、轴承摩擦力矩的种类及其定义 四、轴承摩擦力矩的组成部分 五、轴承摩擦力矩的影响因素 六、轴承摩擦力矩的计算方法 七、轴承摩擦力矩的测量原理和测量方法 八、国内外轴承摩擦力矩测量仪简介 九、轴承摩擦力矩测量技术的发展趋势
一、轴承摩擦力矩测量的目的意义： 滚动轴承在旋转过程中，由于其外圈、内圈、保持架、钢球、密封圈五大件之间互相接触，故存在着摩擦阻力。 轴承摩擦阻力的性能一般按两种方法进行评定，一种是灵活性检查：采用徒手检查的方法，检查轴承在旋转时的阻滞现象，以定性的粗略判断其轴承摩擦阻力大小。另一种是以摩擦力矩来衡量，这也是一种科学的客观的测量方法。 轴承摩擦阻力影响轴承寿命，影响主机制导系统的可靠性和精确性的重要因素。尤其对于高科技使用的轴承，如：陀螺仪轴承、卫星消旋天线轴承、运载大箭轴承、飞行平台轴承等等，均需要更加严格的摩擦力矩测量。 总之目前世界各国对于精密轴承质量的重点要求，已经由尺寸精度、几何精度、成品的旋转精度等方面转向了轴承的动态性能方面-----摩擦力矩和振动的测量，这也是使用单位最关心的两个重要技术性能指标。 因此，轴承摩擦力矩测量技术的研究目的就是研究如何合理评定，准确测量轴承的摩擦性能，为改进轴承设计参数、改进加工工艺和分析轴承摩擦力矩的影响因素，提供一个可靠的手段。从而提高轴承质量，提高主机精度，满足使用单位对轴承摩擦性能的技术要求，这对尖端科学技术的发展和国防建设都有着重要意义。 二、轴承摩擦力矩的特性： 为了阐明摩擦力矩测量技术首先对轴承摩擦力矩的特性（图1）进行分析。 图1 轴承摩擦力矩特性曲线 M max---最大摩擦力矩 M mcp---平均摩擦力矩 1．摩擦力矩是轴承内外圈角变位的函数M = f (H)，从式中可以看出轴承在旋转过程中每个位置都具有一个摩擦力矩值，即被测量轴承摩擦力矩是个随机变量。可以在测量过程中提取最大力矩，平均力矩和力矩差值等性能指标，用于分析轴承摩
拧紧力矩的计算方法
拧紧力矩的计算方法 1. 螺栓和螺母组成的螺纹副在紧固时，紧固力是通过旋转螺母或螺栓（通常是螺母）而获得的，紧固力与旋转螺母所用的扭矩（拧紧扭矩）成正比，为了保证达到设计所需的紧固力，就要在工艺文件中规定拧紧扭矩，并在实际施工中贯彻实施。 2. 机械设计中拧紧扭矩计算方法 M = KPD 式中： M — 拧紧扭矩，Nm K — 扭矩系数 P — 设计期望达到的紧固力，KN D — 螺栓公称螺纹直径，mm K 值表（参考） 3. 紧固力P 一般在设计上选取螺栓屈服强度σs 的60～80％，安全系数约为以上。 4. 扭矩系数K 是由内外螺纹之间的摩擦系数和螺栓或螺母支撑面与被紧固零件与紧固件接触的承压面的摩擦系数综合而成。它与紧固件的表面处理、强度、形位公差、螺纹精度、被紧固零件承压面粗糙度、刚度的许多因素有关，其中表面处理是一个关键的因素。不同的表面处理，其扭矩系数相差很大，有时相差近一倍。例如：同螺纹规格，同强度的螺纹副，表面处理为磷化时，扭矩系数约为～，而表面处理为发黑时，扭矩系数可达～。 5. 对于M10~M68的粗牙钢螺栓，当螺纹无润滑时，拧紧力矩粗略计算公式： 0.2M PD = 6．VDI 2230中的拧紧力矩计算方法 22(0.160.58)2 : :::::Km A M G K M G Km K D M F P d F P d D μμμμ=?+??+式中: 装配预紧力螺距 外螺纹基本中径 螺栓螺纹摩擦系数螺栓头部下面的摩擦直径 螺栓头支承面摩擦系数 ()()0s 2s 23310 :/4 :=+/2 /6 :=0.50.7 :s s s s s s P A A A d d d d d d d H H σπσσσ=?=?=-?也可以由下表查出 螺纹部分危险剖面的计算直径螺纹牙的公称工作高度 ～螺栓材料的屈服极限
离合器参数设计
离合器参数设计 后备系数的选择 离合器的后备系数反映了离合器传递发动机最大扭矩的可靠度，它是离合器设计的一个重要参数。在选择β时，应考虑摩擦片磨损后仍能可靠地传递发动机最大扭矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系数过载以及操纵轻便等因素。 表后备系数表 车型乘用车及总质量 小于6t的商用车最大总质量为 6~14t的商用车 挂车 后备系数～～~ 本设计是基于一款轻型货车，故选择后备系数~，取后备系数β=。 摩擦片外径及其他尺寸的确定 摩擦片外径是离合器的基本尺寸参数，它对离合器的结构尺寸、质量的大小和使用寿命的长短都有很大的影响。 摩擦片外径D（mm）也可根据发动机最大扭矩T emax 按如下经验公式进行初选： （3-1） 式中：K D 为直径系数，轻卡取17；最大总质量为～的商用车，单片离合器取～;T emax 是发 动机最大扭矩，原始设计数据为: 由公式（3-1）代入相关数据，取得：D=178mm 根据离合器摩擦片的标准化，系列化原则，根据下表“离合器摩擦片尺寸系列和参数”（即GB1457—74） 表离合器摩擦片尺寸系列和参数
外径/D mm 内径/d mm 厚度/h mm 内外径之比 /d D 单 位 面 积 2/F mm 160 110 10600 180 125 13200 200 140 16000 225 150 22100 250 155 30200 280 165 40200 300 175 46600 325 190 54600 350 195 4 67800 380 205 4 72900 取摩擦片外径D=250mm ，选定摩擦片的内径d=155mm,厚度b=。 单位压力的确定 离合器摩擦力矩T c 的计算 (3-2) 离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算 (3-3) 施加在摩擦面的工作压力为 (3-4) 式中：z 为摩擦面数，单片离合器的z=2,f 为摩擦面间的静摩擦系数，这里取。 单位压力：
主轴 偏航 变桨简单介绍
１、主轴轴承 由于主轴轴承所承受的负荷非常大,而且轴较长,容易变形,因此要求轴承必须拥有良好的调心性能。 主轴轴承为调心滚子轴承结构采用轴承钢材料制造能够低速恒定运转。同时优化的轴承内部结构参数设计和保持架的结构形式．使轴承具有良好的机械性能和极高的可靠性。 ２、偏航轴承 偏航轴承是风机追踪风向，调整迎风面的保证，转动范围360°．在90°范围上转动频率最高 偏航轴承采用四点接触球轴承结构．滚道表面淬火方式确保轴承具有稳定的硬度和淬硬层,合理的齿面模数形状和硬度使轴承在工作中具有良好的耐磨性抗冲击性及较高的适用寿命。 轴承表面进行热喷涂防腐处理，具有良好的表面防腐蚀性能。 ３、变桨轴承 变桨轴承采用双排四点接触球轴承结构分为带内齿和无齿两种转动范围0-90°正常范围为0-25°。具有高可靠性和较高的使用寿命。 绿色清洁的能源需要先进的产品支持，Legend致力于风力发电轴承的研发与制造，目前Legend可以根据 客户需求，研发制造600KW---1.5MW机组使用的偏航轴承、叶片轴承、主轴轴承、变速箱轴承和风力发电 机组用系列轴承.
风电转盘轴承 风力发电机组用轴承包括：偏航轴承、叶片（变桨）轴承、主轴轴承、变速箱（增速箱）轴承、发电机轴承及其它轴承。每台风机上安装一套偏航轴承，三套变桨轴承。一台风机上使用的轴承大约有20多套。其中偏航轴承和变桨轴承采用的是转盘轴承（回转支承）。 偏航轴 承和变桨轴 承的使用工 况、主要结 构、主要技 术特点： 一、偏航轴 承、变桨轴 承使用工况偏航轴承位于风机的机舱底部，承载着风机主传动系统的全部重量，用于准确适时地调整风机的迎风角度。变桨轴承位于叶片的变桨系统总成，用于调整叶片的迎风方向，主要承受径向负荷、轴向负荷和倾覆力矩。偏航，变桨轴承常年在风沙、雨水、盐雾、潮湿的高空环境中工作，安装、润滑及维修很不方便，因此不仅要求偏航，变桨轴承具有足够的强度和承载能力，还要求其运行平稳、安全可靠、寿命长（一般要求20年），润滑、防腐及密封性能好。环境适应性要求：轴承正常运行温度范围：-30℃～+50℃，耐低温极限温度：-45℃～+50℃。 二、结构特点 偏航轴承通常采用单排四点接触球或双排四点接触球，也有采用交叉圆柱滚子转盘轴承的。 变桨轴承一般采用单排四点接触球或双排四点接触球转盘轴承。 偏航轴承和变桨轴承一般由内圈、外圈、滚动体、保持架、塞子、锥销、密封圈组成。其中套圈上带有内齿或外齿；保持架采用尼龙隔离块、黄铜隔离块或钢板冲压保持架；密封圈采用耐老化、稳定性强的丁腈橡胶NBR70，结构上有单层密封、双层密封、多唇密封等。 三、主要技术特点 风电转盘轴承具有高承载能力、高寿命（20年）和高可靠性，良好的防腐性能和密封性能、耐低温冲击性能、运转灵活性和平稳性等特点。这些特点决定了它的一些有别于其他类转盘轴承的技术要求。大致介绍如下：
风力发电机用轴承大致可以分为三类
风力发电机用轴承大致可以分为三类，即：偏航轴承、变桨轴承、传动系统轴承(主轴和变速箱轴承)。偏航轴承安装在塔架与座舱的连接部，变桨轴承安装在每个叶片的根部与轮毂连接部位。每台风力发电机设备用一套偏航轴承和三套变桨轴承(部分兆瓦级以下的风力发电机为不可调桨叶，可不用变桨轴承)。 1代号方法 风力发电机偏航、变桨轴承代号方法采用了JB／T10471—2004中转盘轴承的代号方法，但是在风力发电机偏航、变桨轴承中出现了双排四点接触球式转盘轴承，而此结构轴承的代号在JB／T10471—2004中没有规定，因此，在本标准中增加了双排四点接触球转盘轴承的代号。由于单排四点接触球转盘轴承的结构型式代号用01表示，而结构型式代号02表示的是双排异径球转盘轴承结构，因此规定03表示双排四点接触球转盘轴承结构。 2技术要求 2．1材料 本标准规定偏航、变桨轴承套圈的材料选用42CrMo，热处理采用整体调质处理，调质后硬度为229HB—269HB，滚道部分采用表面淬火，淬火硬度为55HRC-62HRC。由于风力发电机偏航、变桨轴承的受力情况复杂，而且轴承承受的冲击和振动比较大，因此，要求轴承既能承受冲击，又能承受较大载荷。风力发电机主机寿命要求20年，轴承安装的成本较大，因此要求偏航、变桨轴承寿命也要达到20年。这样轴承套圈基体硬度为229HB-269HB，能够承受冲击而不发生塑性变形，同时滚道部分表面淬火硬度达到55HRC-62HRC，可增加接触疲劳寿命，从而保证轴承长寿命的使用要求。 2．2低温冲击功 本标准对偏航、变桨转盘轴承套圈低温冲击功要求：—20℃Akv不小于27J，冷态下的Akv值可与用户协商确定。风力发电机可能工作在极寒冷的地区，环境温度低至—40吧左右，轴承的工作温度在—20~C左右，轴承在低温条件下必须能够承受大的冲击载荷，因此，要求轴承套圈的材料在调质处理后必须做低温冲击功试验，取轴承套圈上的一部分做成样件或者是与套圈同等性能和相同热处理条件下的样件，在—20~C环境下做冲击功试验。 2．3轴承齿圈 由于风力发电机轴承的传动精度不高，而且齿圈直径比较大，齿轮模数比较大，因此，一般要求齿轮的精度等级按GB／T10095．2---2001中的9级或者10级。但是由于工作状态下小齿轮和轴承齿圈之间有冲击，因此，轴承齿圈的齿面要淬火，小齿轮齿面硬度一般在60HRC，考虑到等寿命设计，大齿轮的齿面淬火硬度规定为不低于45HRC。 2．4游隙 偏航、变桨轴承在游隙方面有特殊的要求。相对于偏航轴承，变桨轴承的冲击载荷比较大，风吹到叶片上震动也大，所以要求变桨轴承的游隙应为零游隙或者稍微的负游隙值，这
(完整版)离合器计算与设计
离合器设计与计算 本次设计主要是对离合盖器总成中的膜片弹簧、压盘，从动盘总成中的从动片等主要零部件进行详细的计算与设计，其他零部件采用进行简略设计。 设计时已知参数如下： （1）发动机起步转矩； （2）整车质量； （3）车轮滚动半径； （4）发动机起步转速； （5）变速器起步档变速比； （6）主传动比。 3.1离合器设计基本结构尺寸及参数 在初步确定离合器结构形式后，要通过离合器的基本结构尺寸和参数具体确定离合器。 离合器设计时所需的基本结构尺寸、参数主要有： （1）摩擦片外径D； （2）单位压力p； （3）后备系数β； 在选定以上参数时，以下车辆参数对其有重大影响： （1）发动机最大转矩； （2）整车总质量； （3）传动系总传动比（变速器传动比主减速器传动比）； （4）、车轮滚动半径； 3.2 离合器基本参数选取和主要尺寸设计计算 3.2.1 离合器转矩容量的确定 离合器的基本结构是摩擦传动机构，离合器依靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递转矩。所以可根据摩擦定律表示出离合器转矩容量公式：
(3.1) 式中：为离合器转矩容量； f为摩擦面间的静摩擦因数，一般取0.25—0.30； F为作用在摩擦面上的总压紧力，单位N； 为摩擦片的平均摩擦半径，单位m； Z为摩擦面数，单片为2，双片为3。 摩擦片上工作压力F一般在设计离合器时假设摩擦片上压力均匀分布： (3.2)式中：为摩擦面上均匀压力，单位N； A为摩擦面积，单位； D为摩擦片外径，单位m； d为摩擦片内径，单位m。 式(3.1)中有效作用半径公式如下： (3.3) 式中：D为摩擦片外径，单位m； d为摩擦片内径，单位m。 将式(3.2)与式(3.3)代人式(3.1)得： (3.4)式中：为摩擦片内、外径之比，一般在0.53～0.70之间。 为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计时应应大于发动机最大转矩，确定离合器转矩容量时应含有设计因子，即： (3.5) 式中：为发动机最大转矩，单位；
电机输出扭矩计算公式
电动机输出转矩 转矩（英文为torque ） 使机械元件转动的力矩称为转动力矩，简称转矩。机械元件在转矩作用下都会产生一定程度的扭转变形，故转矩有时又称为扭矩。转矩是各种工作机械传动轴的基本载荷形式，与动力机械的工作能力、能源消耗、效率、运转寿命及安全性能等因素紧密联系，转矩的测量对传动轴载荷的确定与控制、传动系统工作零件的强度设计以及原动机容量的选择等都具有重要的意义。此外,转矩与功率的关系T=9549P/n 电机的额定转矩表示额定条件下电机轴端输出转矩。转矩等于力与力臂或力偶臂的乘积，在国际单位制(SI)中，转矩的计量单位为牛顿?米(N?m)，工程技术中也曾用过公斤力?米等作为转矩的计量单位。电机轴端输出转矩等于转子输出的机械功率除以转子的机械角速度。直流电动机堵转转矩计算公式TK=9.55KeIK 。 三相异步电动机的转矩公式为： S R2 M=C U12 公式[2 ] R22+（S X20）2 C：为常数同电机本身的特性有关；U1 ：输入电压； R2 ：转子电阻；X20 ：转子漏感抗；S：转差率 可以知道M∝U12 转矩与电源电压的平方成正比，设正常输入电压时负载转矩为M2 ，电压下降使电磁转矩M下降很多；由于M2不变，所以M小于M2平衡关系受到破坏，导致电动机转速的下降，转差率S上升；它又引起转子电压平衡方程式的变化，使转子电流I2上升。也就是定子电流I1随之增加（由变压器关系可以知道）；同时I2增加也是电动机轴上送出的转矩M又回升，直到与M2相等为止。这时电动机转速又趋于新的稳定值。 转矩的类型 转矩可分为静态转矩和动态转矩。 静态转矩是值不随时间变化或变化很小、很缓慢的转矩，包括静止转矩、恒定转矩、缓变转矩和微脉动转矩。 静止转矩的值为常数，传动轴不旋转； 恒定转矩的值为常数，但传动轴以匀速旋转，如电机稳定工作时的转矩； 缓变转矩的值随时间缓慢变化，但在短时间内可认为转矩值是不变的； 微脉动转矩的瞬时值有幅度不大的脉动变化。 动态转矩是值随时间变化很大的转矩，包括振动转矩、过渡转矩和随机转矩三种。振动转矩的值是周期性波动的；过渡转矩是机械从一种工况转换到另一种工况时的转矩变化过程；随机转矩是一种不确定的、变化无规律的转矩。 根据转矩的不同情况，可以采取不同的转矩测量方法。 转矩=9550*功率/转速 同样 功率=转速*转矩/9550 平衡方程式中：功率的单位（kW）；转速的单位（r/min)；转矩的单位（N.m）；9550是计算系数。
扭矩和功率的计算公式推导及记忆方法(全)
扭矩和功率及转速的关系式，是电机学中常用的关系式，近期在百度知道上常有看到关于扭矩和功率及转速的相关计算式的问答，一般回答者都是直接给出计算公式，公式中的常数采用近似值，常数往往不容易记住，本文的目的就是帮助大家方便的记住这些公式，并在工程应用中熟练的使用。 一记住扭矩和功率的公式形式 扭矩和功率及转速的关系式一般用于描述电机的转轴的做功问题，扭矩越大，轴功率越大；转速越高，轴功率越大，扭矩和转速都是产生轴功率的必要条件，扭矩为零或转速为零，输出轴功率为零。因此，电机空转或堵转就是轴功率等于零的两个特例。 功率和扭矩及转速成正比，扭矩和功率的关系式具有如下形式： P=aTN 上式中，a为常数，对应的有： T=(1/a)(1/N)P 即扭矩和功率成正比，和转速成反比。 记忆方法： 记住扭矩T和功率P成正比，扭矩T和转速N成反比，而系数a不必记忆。 二记住力做功的基本公式 提问者通常都知道上述关系式，问题的焦点在于常数a的具体数值。 如果不是经常使用该公式，的确很难记住这个常数，本人亦是如此。 不过，只要记住扭矩和转速公式的推导方式，可以很快推导出结果，得到系数a的准确值。 我们知道力学中力做功的功率计算公式为： P=FV（2） 上述公式为力做功的基本公式。然而，基本公式中没有出现扭矩T和转速N。 如果我们注意到：扭矩实际上就是力学上的力矩。就很容易联想到扭矩T和力F的关系。 由于力矩等于力F和力臂的乘积，而力臂是轴的半径r，因此有： T=Fr或 F=T/r（3）
图2 扭矩和力臂的关系 记忆方法： N是力的单位，m是长度的单位，因此，力等于扭矩除以长度，而长度就是半径r。扭矩的单位是N.m， 三掌握角速度和速度的转换方法 第二节告诉我们，扭矩与轴的半径有关，可是，扭矩和功率的关系式（1）中，并无轴半径的参数r，也无力做功基本公式（2）中的速度V。 这就引导我们去思考，将速度V变换为转速N后，转速N与扭矩T相乘，应该可以抵消掉轴半径r。实际正是如此： 电动机轴面上任意一点的速度与旋转的角速度及轴半径成正比，即： V=ωr（4） 记忆方法： 圆弧的长度等于角度乘以半径，圆周运动的速度等于角速度乘以半径。 四扭矩和功率的基本公式 将式（3）和（4）代入式（2），得到： P=Tω（5） 式（5）为扭矩和功率的基本公式，这个公式，我们可以按照上述方式推导，不过最好的办法还是直接记住。 记忆方法： 角速度ω和转速N都可以反映转速，采用角速度时，扭矩和功率成正比，扭矩和转速成反比，且正反比的系数均为1，因此，这是扭矩和功率的基本公式。 五单位转换
拧紧力矩的计算方法
拧紧力矩的计算方法-CAL-FENGHAI.-(YICAI)-Company One1
拧紧力矩的计算方法 1. 螺栓和螺母组成的螺纹副在紧固时，紧固力是通过旋转螺母或螺栓（通常是螺母）而获得的，紧固力与旋转螺母所用的扭矩（拧紧扭矩）成正比，为了保证达到设计所需的紧固力，就要在工艺文件中规定拧紧扭矩，并在实际施工中贯彻实施。 2. 机械设计中拧紧扭矩计算方法 M = KPD 式中： M — 拧紧扭矩，Nm K — 扭矩系数 P — 设计期望达到的紧固力，KN D — 螺栓公称螺纹直径，mm 3. 紧固力P 一般在设计上选取螺栓屈服强度σs 的60～80％，安全系数约为以上。 4. 扭矩系数K 是由内外螺纹之间的摩擦系数和螺栓或螺母支撑面与被紧固零件与紧固件接触的承压面的摩擦系数综合而成。它与紧固件的表面处理、强度、形位公差、螺纹精度、被紧固零件承压面粗糙度、刚度的许多因素有关，其中表面处理是一个关键的因素。不同的表面处理，其扭矩系数相差很大，有时相差近一倍。例如：同螺纹规格，同强度的螺纹副，表面处理为磷化时，扭矩系数约为～，而表面处理为发黑时，扭矩系数可达～。 5. 对于M10~M68的粗牙钢螺栓，当螺纹无润滑时，拧紧力矩粗略计算公式： 0.2M PD = 6．VDI 2230中的拧紧力矩计算方法 22(0.160.58)2 : :::::Km A M G K M G Km K D M F P d F P d D μμμμ=?+??+式中: 装配预紧力螺距 外螺纹基本中径 螺栓螺纹摩擦系数螺栓头部下面的摩擦直径 螺栓头支承面摩擦系数 ()()0s 2s 23310 :/4 :=+/2 /6 :=0.50.7 :s s s s s s P A A A d d d d d d d H H σπσσσ=?=?=-?也可以由下表查出 螺纹部分危险剖面的计算直径螺纹牙的公称工作高度 ～螺栓材料的屈服极限
离合器参数设计
离合器参数设计 3、1后备系数的选择 离合器的后备系数反映了离合器传递发动机最大扭矩的可靠度,它就是离合器设计的一个重要参数。在选择β时,应考虑摩擦片磨损后仍能可靠地传递发动机最大扭矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系数过载以及操纵轻便等因素。 表3、1 后备系数表 车型 乘用车及总质量小于6t 的商用车 最大总质量为6~14t 的商用车 挂车 后备系数 1、20～1、75 1、50～ 2、25 1、80~4、00 本设计就是基于一款轻型货车,故选择后备系数1、2~1、75,取后备系数β=1、5。 3、2摩擦片外径及其她尺寸的确定 摩擦片外径就是离合器的基本尺寸参数,它对离合器的结构尺寸、质量的大小与使用寿命的长短都有很大的影响。 摩擦片外径D(mm)也可根据发动机最大扭矩T emax (N 、m)按如下经验公式进行初选: (3-1) 式中:K D 为直径系数,轻卡取17;最大总质量为1、8～14、0t 的商用车,单片离合器取16、0～18、5;T emax 就是发动机最大扭矩,原始设计数据为110N 、m: 由公式(3-1)代入相关数据,取得:D=178mm 根据离合器摩擦片的标准化,系列化原则,根据下表3、2“离合器摩擦片尺寸系列与参数”(即GB1457—74) 表3、2离合器摩擦片尺寸系列与参数 外径/D mm 内径/d mm 厚度/h mm 内外径之比 /d D 单 位 面 积 2/F mm 160 110 3、2 0、687 10600
180 125 3、5 0、694 13200 200 140 3、5 0、700 16000 225 150 3、5 0、667 22100 250 155 3、5 0、620 30200 280 165 3、5 0、589 40200 300 175 3、5 0、583 46600 325 190 3、5 0、585 54600 350 195 4 0、557 67800 380 205 4 0、540 72900 取摩擦片外径D=250mm,选定摩擦片的内径d=155mm,厚度b=3、5mm。 单位压力的确定 离合器摩擦力矩T c的计算 (3-2) 离合器压盘施加在摩擦面上的工作压力的计算 (3-3) 施加在摩擦面的工作压力为 (3-4) 式中:z为摩擦面数,单片离合器的z=2,f为摩擦面间的静摩擦系数,这里取0、25。 单位压力: (3-5) 粉末冶金铁基材料单位压力要求小于0、35MPa,本离合器的单位压力比规定值小,故满足要求。
滚动轴承摩擦力矩、发热量及油量计算
滚动轴承摩擦力矩、发热量及 油润滑所需油量的计算 1、轴承的摩擦损失在轴承内部几乎全部变为热量，因而致使轴承温度升高，轴承的发热量 可以用以下公式进行计算： Q? n M 05 1 . 10 ? =-4 式中 Q : 发热量，kW M : 摩擦力矩，N.mm n : 轴承转速，r/min 摩擦力矩的估算公式 M? P d . 5 ? =μ 式中 M : 摩擦力矩，N.mm μ: 轴承的摩擦系数 P : 当量动负荷，N 关键点：参见教材“机械设计”P 当量动载荷P的计算公式（13-8）。 320 教材P338例题13-1有关于当量动载荷的具体计算，但是Fa/Fr的值我个人觉得需要分析轴承的结构，那么就要对轴承选型。这里希望大家讨论下。 d :轴承公称内径，mm 附表：各类轴承的摩擦系数（参考） 2、摩擦力矩的精确计算公式： + = M+ + M s l M d r a g M s e a l M r r
式中 M : 总摩擦力矩， Nmm Mrr : 滚动摩擦力矩，Nmm Msl : 滑动摩擦力矩，Nmm Mseal : 密封件的摩擦力矩，Nmm Mdrag: 由于拖曳损失、涡流和飞溅等导致的摩擦力矩，Nmm 3、 4、循环油润滑及喷油润滑所需油量计算公式 T r c d n P G ?????=-601088.14μ 式中 G : 所需油量，L/min μ : 摩擦系数， d : 轴承公称内径，mm n : 轴承转速，r/min P : 轴承当量动负荷，N c : 油的比热，kJ/kg ℃ r : 油的密度，g/cm 3 △T : 油的温升，℃ 上式计算得到的是发热量全部通过油带走时所需的油量，未考虑其余散热因素。一般来说，实际油量约为以上计算油量的1/2-2/3。但散热量随着使用机械及使用条件而有所不同，因此宜先以计算油量的2/3进行运转，通过测量轴承温度和进、排油温度逐渐减小油量，直至确定最佳油量。
电机扭矩计算方法
电机转速和扭矩（转矩）计算公式 含义： 1kg= 1千克的物体受到地球的吸引力是牛顿 含义：·m推力点垂直作用在离磨盘中心1米的位置上的力为了。转速公式：n＝60f/P (n＝转速，f＝电源频率，P＝磁极对数) 扭矩公式：T=9550P/n T是扭矩，单位N·m P是输出功率，单位KW n是电机转速，单位r/min 扭矩公式：T=973P/n T是扭矩，单位Kg·m P是输出功率，单位KW n是电机转速，单位r/min 形象的比喻: 功率与扭矩哪一项最能具体代表车辆性能有人说：起步靠扭矩，加速靠功率，也有人说：功率大代表极速高，扭矩大代表加速好，其实这些都是片面的错误解释，其实车辆的前进一定是靠发动机所发挥的扭力，所谓的「扭力」
在物理学上应称为「扭矩」，因为以讹传讹的结果，大家都说成「扭力」，也就从此流传下来，为导正视听，我们以下皆称为「扭矩」。 扭矩的观念从小学时候的「杠杆原理」就说明过了，定义是「垂直方向的力乘上与旋转中心的距离」，公制单位为牛顿-米(N-m)，除以重力加速度sec2之后，单位可换算成国人熟悉的公斤-米(kg-m)。英制单位则为磅-呎 (lb-ft)，在美国的车型录上较为常见，若要转换成公制，只要将lb-ft的数字除以即可。汽车驱动力的计算方式：将扭矩除以车轮半径即可由发动机功率－扭矩输出曲线图可发现，在每一个转速下都有一个相对的扭矩数值，这些数值要如何转换成实际推动汽车的力量呢答案很简单，就是「除以一个长度」，便可获得「力」的数据。举例而言，一部升的发动机大约可发挥的最大扭矩，此时若直接连上185/ 60R14尺寸的轮胎，半径约为41公分，则经由车轮所发挥的推进力量为15/=公斤的力量(事实上公斤并不是力量的单位，而是重量的单位，须乘以重力加速度sec2才是力的标准单位「牛顿」)。 36公斤的力量怎么推动一公吨的车重呢而且动辄数千转的发动机转速更不可能恰好成为轮胎转速，否则车子不就飞起来了幸好聪明的人类发明了「齿轮」，利用不同大小的齿轮相连搭配，可以将旋转的速度降低，同时将扭矩放大。由于齿轮的圆周比就是半径比，因此从小齿轮传递动力至大齿轮时，转动的速度降低的比率以及扭矩放大的倍数，都恰好等于两齿轮的齿数比例，这个比例就是所谓的「齿轮比」。 举例说明，以小齿轮带动大齿轮，假设小齿轮的齿数为15齿，大
风力发电轴承
从2005年至2010年，中国的风电市场呈现高速增长，每年装机量几近翻番。截止到2011年底，中国的风电总装机量已经在全球排名第一。 风力发电机作为清洁能源的发电设备，会经历各种环境的多重考验，如何确保风力发电机组的正常运行，除了和设计、材料、制造、安装、维护等因素有关，润滑所起的作用不容忽视。文中重点介绍了风力发电机组变桨/偏航轴承的润滑要求及配套润滑脂的选择和测试方法。 变桨轴承的工作原理是当风向发生变化时，通过变桨驱动电机带动变桨轴承转动来改变叶片的迎角，使叶片保持最佳的迎风状态，从而控制叶片的升力，达到控制作用在叶片上的扭矩和功率的目的。 偏航轴承的工作原理是将风向仪的风速与机舱位置夹角输入到主控，主控计算得出偏航角度。偏航电机开始工作时，一般由4个偏航电机通过偏航减速箱带动偏航轴承旋转，从
而带动整个机舱旋转。不偏航时由偏航刹车片通过液压制动来刹车，使风机机舱不至于晃动，以准确对风。 变桨/偏航轴承的受力情况复杂，而且轴承承受的冲击和振动也比较大，因此要求轴承既能承受冲击，又能承受较大载荷。风力发电机主机寿命要求20年，轴承安装的成本较大，因此要求变桨/偏航轴承寿命也要达到20年。偏航轴承一般采用四点接触球轴承结构。变桨轴承一般采用双排四点接触球轴承结构。 FAG轴承创造风力发电机主轴轴承支撑 的新理念 (2010/06/05 08:58) 目录：公司动态 浏览字体：大中小
舍弗勒集团展示了应用于风力发电机主轴轴承支撑的新概念产品，该产品由具有角度调整装置的圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承组成。该解决方案可对电机主轴进行特别精确的轴向引导。这就意味着轴的位移和振动效果可以显著降低。该解决方案集合了圆锥滚子轴承作为定位轴承和圆柱滚子轴承作为浮动轴承的卓越特性；轴承座的设计可以通过要求的角度调节补偿轴承位置之间的不同心。 目前的大游隙调心滚子轴承 截至到目前，采用两个调心滚子轴承分别作为定位和浮动轴承做为主轴轴承的轴承支撑，这两个轴承有分别的轴承座。调心滚子
汽车膜片弹簧离合器课程设计主要计算和注意问题
注意：按照课程设计的要求完成，一般对以下部分详细计算： 1) 离合器基本结构尺寸、参数的选择 2) 膜片弹簧的参数计算和选择 3) 从动盘（摩擦片的计算选择） 4) 操纵机构计算 绘图时必须按照设计计算参数绘制，未详细计算部分参考选择，但是必须保证结构正确，无工作干涉，方便加工！ 膜片弹簧离合器设计计算（某中型轿车举例） 2摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择 已知条件：某中型轿车发动机数据: 缸数：4缸 排量：1.7升 点火系统：1-3-4-2 最大功率 96/5000 KW/rpm 最大扭矩 220/3500 N ·m/rpm 2.1离合器基本性能关系式 为了能可靠地传递发动机最大转矩max c T ，离合器的静摩擦力矩c T 应大于发动机最大转矩，而离合器传递的摩擦力矩c T 又决定于其摩擦面数Z 、摩擦系数f 、作用在摩擦面上的总压紧力P Σ与摩擦片平均摩擦半径R m ，即 m N R ZfP e r e c ?=T =T max β【1】 （2-1） 式中：β—离合器的后备系数。 f —摩擦系数，计算时一般取0.25～0.30。 Z —摩擦面数 2.2摩擦片外径D 与内径d 的选择 当按发动机最大转矩max e T （N ·m ）来确定D 时，有下列公式可作参考：
A T D e /100max =【1】 （2-2） 式中A 反映了不同结构和使用条件对D 的影响，在确定外径D 时，有下列经验公式可供初选时使用： max e D T K D ?=【1】 （2-3） 轿车：K D =14.5 轻、中型货车：单片K D =16.0～18.5 双片K D =13.5～15.0 重型货车：K D =22.5～24.0 本次设计所设计的是中型轿车（T emax /n T 为220Nm/3500rpm 、P emax /n P 为96kw/5000rpm ）的膜片弹簧离合器。所设计的离合器摩擦片为单片，选择K D =14.5。所以 D=mm 2152205.14=? 按max e T 初选D 以后，还需注意摩擦片尺寸的系列化和标准化，表2-1为我国摩擦片尺寸标准。 表2-1 离合器摩擦片尺寸系列和参数 外径 /D mm 内径 /d mm 厚度 /h mm 内外径之比/d D 单位面积 2/F mm 160 110 3.2 0.687 10600 180 125 3.5 0.694 13200 200 140 3.5 0.700 16000 225 150 3.5 0.667 22100 250 155 3.5 0.620 30200 280 165 3.5 0.589 40200 300 175 3.5 0.583 46600 查出本车将使用单片式离合器，且离合器摩擦片外径为215mm 。再查表2-1即可得到摩擦片的具体参数，如下： 摩擦片外径D=225mm 摩擦片内径d=150mm 摩擦片厚度h=3.5mm 摩擦片内外径比d/D=0.667
变桨轴承和偏航轴承有什么区别
变桨轴承和偏航轴承有什么区别？ 偏航电机下面有一个小齿轮与一个巨大的齿轮啮合！这个大齿轮叫做偏航轴承。 一些小的偏航轴承是外齿，而大型风机的偏航轴承一般是内齿！相同的是它们都要依靠偏航电机的驱动。 随着机械工业的快速发展，回转支承的应用越来越广泛，偏航轴承是我公司新开发研制的一种新型回转支承产品。它要求成品为零间隙或负间隙，对轴承的回转阻尼力矩有严格的规定，成品精度非常高；根据主机的使用要求，轴承表面必须进行防腐处理。如何解决上述问题是研究的主要课题。 1.外表面的防腐处理 针对偏航轴承的防腐要求我们采用电弧喷涂长效防腐工艺。它是利用专用电弧喷涂设备将耐蚀金属(纯铝或锌)熔融、雾化、喷涂至工件表面形成金属电弧喷涂层，然后用渗透性强的耐蚀涂料对其封闭处理，形成电弧喷涂长效防腐复合涂层。其技术特点是：①防腐寿命长，可达20年以上；②涂层结合力高；③涂层质量好。该工艺路线：轴承内外圈半成品准备→预清洁→工件预保护→喷砂→电弧喷涂→封闭处理，现分述如下。 1)轴承内外圈半成品准备 为了保证偏航轴承具有较高的外观质量，把防腐喷涂工序安排在所有机械加工之后，喷后的轴承零件在装配完工后直接入库，保证防腐层不会被擦伤。 2)预清洁 用有机溶剂进行除油处理，轴承半成品在机械加工后表面可能存在油渍，为了保证喷涂质量必须在喷涂前安排清洁工序。 3)工件预保护 在喷砂和喷涂前通过专用的表面预保护工装来实现对工件圆弧滚道、螺纹孔和不需喷涂的表面进行保护。 4)喷砂 对轴承内外圈表面进行粗化处理，增加涂层与工件之间的接触面，使工件表面更加活化，提高涂层结合强度。 5)电弧喷涂 电弧喷涂(纯铝或锌)设备主要包括直流电源、喷涂枪、空气压缩机及空气过滤器等，主
滚动轴承的摩擦系数及润滑
滚动轴承的摩擦系数与润滑 一般条件稳定旋转摩擦系数参考值所示滑动轴承一般0.010.020.10.2各类轴承摩擦系数轴承型式摩擦系数.为便于与滑动轴承比较，滚动轴承的摩擦力矩可按轴承内径由下式计算： M=uPd/2(M：摩擦力矩，mN.m；u：摩擦系数，表1；P：轴承负荷，N；d：轴承公称内径，mm)。摩擦系数u受轴承型式、轴承负荷、转速、润滑方式等的影响较大，一般条件下稳定旋转时的摩擦系数参考值如下所示。 对于滑动轴承，一般u=0.01-0.02，有时也达0.1-0.2。复合轴承摩擦系数：0.03~0.18 轴承型式摩擦系数u 深沟球轴承 0.0010-0.0015 角接触球轴承 0.0012-0.0020 调心球轴承 0.0008-0.0012 圆柱滚子轴承 0.0008-0.0012 满装型滚针轴承 0.0025-0.0035 带保持架滚针轴承 0.0020-0.0030 圆锥滚子轴承 0.0017-0.0025 调心滚子轴承 0.0020-0.0025 推力球轴承 0.0010-0.0015 推力调心滚子轴承 0.0020-0.0025 4、滚动轴承润滑方式的选择 滚动轴承是一种重要的机械元件，一台机械设备的性能能否充分发挥出来要取决于轴承的润滑是否适当，可以说，润滑是保证轴承正常运转的必要条件，它对于提高轴承的承载能力和使用寿命起着重要作用。不论采用何种润滑形式，润滑在滚动轴承中都能起到如下作用： （1）减少金属间的摩擦，减缓其磨损。 （2）油膜的形成增大接触面积，减小接触应力。 （3）确保滚动轴承能在高频接触应力下，长时间地正常运转，延长疲劳寿命，（4）消除摩擦热，降低轴承工作表面温度，防止烧伤。 （5）起防尘、防锈、防蚀作用。 因此，正确地润滑对滚动轴承的正常运转非常重要。滚动轴承的润滑设计的内容主要包括：合理的润滑方法的确定，润滑剂的正确选用，润滑剂用量的定量汁算及换油周期的确定。滚动轴承润滑一般可以根据使用的润滑剂种类分为油润滑、脂润滑和和固体润滑三大类。其中油润滑具有比其他润滑方式更宽的温度使用范围，更适用于高速和高负荷条件下工作的轴承；同时，由于油润滑还具有设备保养和润滑剂更换方便、系统中摩擦副如齿轮等可以同时润滑的优点，所以迄今为止，轴承使用油润滑最为普遍。脂润滑具有密封装置简易、维修费用低以及润滑脂成本较低等优点，在低速、中速、中温运转的轴承中使用很普遍。特别是近年来抗磨添加剂的问世，提高了脂的润滑性能，使脂润滑得到了更广泛的应用。如果使用油润滑和脂润滑达不到轴承所要求的润滑条件，或无法满足特定的工作条件时，则可以使用固体润滑剂，或设法提高轴承自身的润滑性能。
离合器设计计算
第四节离合器的设计与计算 一、离合器基本参数的优化 设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的结构尺寸和工作性能。 1．设计变量 后备系数夕可由式(2-1)和式(2-5)确定，可以看出β取决于离合器工作压力F和离合器的主要尺寸参数D和d。 单位压力β。可由式(2—2)确定，p 0也取决于F和D及d。因此，离合器基本参数的优化设计变量选为 T T FDd x x x X ] [][321==2．目标函数 离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为 )] (4 min[)(22d D x f =? 3．约束条件 1)摩擦片的外径D(mm)的选取应使最大圆周速度VD不超过65—70m／s，即 s m D n v e D /70~651060 3 max δ?= ?(2-7) 式中，VD为摩擦片最大圆周速度(m／s)；n emax 为发动机最高转速(r／min)。 2)摩擦片的内外径比c应在0．53～0．70范围内，即 0．53≤c≤0．70 3)为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1．2～4．0，即 1．2≤β≤4．0 4)为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2Ro约50mm(图2—15)，即 d>2Ro+50 5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 ] [) (40220C C C T d D Z T T δ = ?（2-8）
式中，T co为单位摩擦面积传递的转矩(N·m／mm2)；[T C0]为其允许值(N·m／mm2)，按表2—1选取。 表2—1 单位摩擦面积传递转矩的许用值 (N·m／mm2) 离合器规格D／mm <210>210--250>250—325>325[Tco] X10—9 0．28 0．30 0．35 0．40 6)为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力p。对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围p。为0．10—1．50MPa，即 0．10MPa≤po≤1．50MPa 7)为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即 ][) (42 2???δ = d D Z W (2-9) 式中，ω为单位摩擦面积滑磨功(J／mm2)；[ω]为其许用值(J／mm2)，对于轿车：[ω]=0．40J／mm2，对于轻型货车：[ω] =0．33J／mm2，对于重型货车：[ω] =0．25J／mm2; W为汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算 2 202221800g r e i i mar n W ?= (2-10) 式中，m a 为汽车总质量(kg)；r r 为轮胎滚动半径(m)；i g 为起步时所用变速器挡位的传动比；i 0为主减速器传动比；n e 为发动机转速(r／min)，计算时轿车取2000r／min，货车取1500r／min。 二、膜片弹簧的载荷变形特性 假设膜片弹簧在承载过程中，其子午断面刚性地绕此断面上的某中性点O转动(图2—9)。通过支承环和压盘加在膜片弹簧上的载荷Fl集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为λ1，(图2—10b)，则有关系式 ])2)([()()/ln()1(6)(2111111112 111h r R r R H r R r R H r R r R Eh f F + ==≈ ≈…≈?≈(2-11) 式中，正为材料的弹性模量，对于钢：E=2．1X105 MPa；μ为材料的泊松比，对于钢：μ=0．3；H为膜片弹簧自由状态下碟簧部分的内截锥高度；h为膜片弹簧钢板厚度；R、r分别为自由状态下碟簧部分大、小端半径；R 1、r 1分别为压盘加载点和支承环加载点半径。 离合器分离时，膜片弹簧的加载点发生变化，见图2—10c。设分离轴承对分离指端所加载荷为F2，相应
风力发电机轴承
风力发电机专用轴承风力发电机用轴承大致可以分为三类，即：偏航轴承、变桨轴承、传动系统轴承(主轴和变速箱轴承)。偏航轴承安装在塔架与座舱的连接部，变桨轴承安装在每个叶片的根部与轮毂连接部位。每台风力发电机设备用一套偏航轴承和三套变桨轴承(部分兆瓦级以下的风力发电机为不可调桨叶，可不用变桨轴承)。 代号方法 风力发电机偏航、变桨轴承代号方法采用了JB／T10471—2004中转盘轴承的代号方法，但是在风力发电机偏航、变桨轴承中出现了双排四点接触球式转盘轴承，而此结构轴承的代号在JB ／T10471—2004中没有规定，因此，在本标准中增加了双排四点接触球转盘轴承的代号。 风力发电机专用轴承 由于单排四点接触球转盘轴承的结构型式代号用01表示，而结构型式代号02表示的是双排异径球转盘轴承结构，因此规定03表示双排四点接触球转盘轴承结构。 技术要求
材料 本标准规定偏航、变桨轴承套圈的材料选用42CrMo，热处理采用整体调质处理，调质后硬度为229HB—269HB，滚道部分采用表面淬火，淬火硬度为55HRC-62HRC。由于风力发电机偏航、变桨轴承的受力情况复杂，而且轴承承受的冲击和振动比较大，因此，要求轴承既能承受冲击，又能承受较大载荷。 风力发电机主机寿命要求20年，轴承安装的成本较大，因此要求偏航、变桨轴承寿命也要达到20年。这样轴承套圈基体硬度为229HB-269HB，能够承受冲击而不发生塑性变形，同时滚道部分表面淬火硬度达到55HRC-62HRC，可增加接触疲劳寿命，从而保证轴承长寿命的使用要求。 低温冲击功 本标准对偏航、变桨转盘轴承套圈低温冲击功要求：—20℃Akv不小于27J，冷态下的Akv 值可与用户协商确定。 风力发电机可能工作在极寒冷的地区，环境温度低至—40吧左右，轴承的工作温度在—20~C左右，轴承在低温条件下必须能够承受大的冲击载荷，因此，要求轴承套圈的材料在调质处理后必须做低温冲击功试验，取轴承套圈上的一部分做成样件或者是与套圈同等性能和相同热处理条件下的样件，在—20~C环境下做冲击功试验。