基本设计方法：提高结构强度、刚度与使用寿命

本小节介绍从结构设计的角度，运用力学、机械零件设计、金属学和机制工艺基本原理来提高零件强度、刚度与使用寿命的基本方法。

1.提高静强度的设计方法

提高静强度的基本出发点在于降低工作载荷下的最大应力，主要采取以下五项措施。

（1）设计采用合理的截面形状 在零件体积相同的前提下，通过合理选择截面形状，使零件材料的分布尽量远离零件中心轴，从而可以获得较大的强度（可以抗弯截面系数W来表征）和刚度（可以惯性矩I来表征）。如表6-4所示的不同截面形状梁的强度与刚度比较可知：在相同截面积的前提下，采用空心截面比实心截面的强度与刚度为好，就截面形状而言，工字形最为合理，矩形次之，而圆形最差。

表6-4 不同截面形状梁的强度与刚度比较

（2）充分利用材料的特性 钢材的抗压强度为抗拉强度的1.2～1.6倍；铸铁的抗压性更优于其抗拉性能。设计支架结构时，应根据受力状况，将材料特性与应力分布结合起来考虑。如图6-62所示为两铸铁支架的应力比较。图b中的拉应力远小于压应力，显然其结构设计更为合理。

当采用钢制零件时，应尽量使其承受拉、压应力，以取代弯曲应力。例如图6-63所示用桁架结构梁取代简支梁。在相同跨距L和载荷F下，可使桁架结构截面参数d远小于简支梁截面参数D，节省了材料。

图6-62 两铸铁支架的应力比较

图6-63 用桁架结构梁取代简支梁

此外，应针对不同性质材料选用不同形状的截面。对于抗拉应力与抗压应力相等的脆性材料，一般采用与中心轴呈对称的截面；而对于抗拉应力与抗压应力不相等的脆性材料，一般采用与中心轴不对称的T形、槽形截面，如图6-64所示。

图6-64 与中心轴对称与不对称的两种截面对比

（3）改善轴系类零件的支撑结构设计 对于悬臂支承的齿轮轴，应尽量减少悬臂长度及合理选择支承间距。图6-65为减少悬臂长度的设计方案比较。其中，图b由于将锥齿轮的轮毂从图a的向左伸出改为向右伸出，因而较图a减少了悬臂长度；而图c则设计成齿轮轴，其悬臂更短，材料也更省。

图6-65 减少悬臂长度的设计方案比较

轴承的安装方式，会对轴承的支承跨距以及轴系的强度与刚度产生影响。如图6-66所示为轴承安装方式对轴承支承跨距的影响。其中，图a为轴承面对面安装，其轴承支承跨距小；而图b为轴承背靠背安装，其轴承支承跨距增大，因而改善了轴系的强度与刚度。

图6-66 轴承安装方式对轴承支承跨距的影响

图6-67所示为采用辅助支承的锥齿轮轴系结构。将原小锥齿轮的悬臂结构改为辅助支承结构，使得轴系的强度与刚度大为提高。

支承间距L与其伸出长度l之比值L/l，直接影响轴的弯矩大小和支承受力情况。图6-68所示为比值L/l与支点反力N₁、N₂的关系曲线，以及N₁/N₂与L/l之关系曲线。由图可知，当L/l＜1时，N₁、N₂急剧增大；当L/l＞2～2.5时，N₁、N₂趋于不变，但N₁/N₂却直线上升。因此，综合考虑轴的弯曲应力和支承受力，L/l的合理范围应为1.5～2.5。此项比值范围远比经验设计习惯采用的L/l≥4要小得多。

图6-67 采用辅助支承的锥齿轮轴系结构

图6-68 L/l与支点反力N₁、N₂的关系曲线

图6-69 悬臂轴结构的改进

在图6-69中，图a所示结构显然不合理；图b对其作了两项改进：一是减小了悬臂长度（将l缩短为l′）二是将轴的中部改为锥形（与其弯矩图形状相接近，实现了等强度）。

图6-70所示为行星轮心轴结构的改进。在图a的行星轮心轴1为悬臂结构，其强度与刚度均不理想；改为图b方案，将行星轮心轴的外端增加一个支撑板2，且支撑板2是与本体m相连，因而大大改善了行星轮心轴的受力状态。

图6-70 行星轮心轴结构的改进

（4）改善零件应力状况的设计

1）载荷分流。载荷分流是指将承受复杂载荷或较大载荷零件上的载荷分流给其他零件。如图6-71所示为带轮轴端的卸载结构。其中，图a所示的轴既要承受弯矩，又要承受转矩，故其承载能力极差。而图b所示为将轴的弯矩通过两个轴承分流到套筒，作用于套筒上的弯曲应力为静应力，且套筒具有较大的抗弯截面系数。经载荷分流后的轴仅承受转矩，因而使得整个结构的承载能力大为提高。

图6-71 带轮轴端的卸载结构

图6-72为载荷分流应用于滚动轴承的实例，采用向心轴承和推力轴承分别承担径向力和轴向力。例如要求设计一种圆柱螺旋弹簧，其轴向载荷为20kN，变形量为100mm，可有如下两种选择：方案1为用一个钢丝直径为30mm的弹簧，其平均直径180mm（外径210mm），质量22.5kg。方案2改为组合弹簧。其外簧钢丝直径减小到25mm，平均直径减小到150mm（外径175mm）；内簧钢丝直径15mm，平均直径90mm，内、外簧质量之和18kg。不仅质量减轻20%，而且弹簧应力得到降低，绕制也变得容易。

2）载荷均布。载荷均布是指将一个集中载荷分为几个较小的集中载荷或均布载荷，使得零件所受载荷的空间分布更加均匀，以降低危险部位的应力。图6-73为重型双级齿轮减速器的两种布置方案。图a为非对称布置，由于轴的弯曲变形，使得齿轮也随之偏斜，导致载荷沿齿长方向分布不均。而图b改为对称布置，避免了上述缺陷。

图6-72 载荷分流应用于滚动轴承的实例

图6-73 重型双级齿轮减速器的两种布置方案

对于一般中、轻型减速器，为简化结构，多采用非对称布置。此时，应注意将齿轮置于右端（远离动力输入端），如图6-74所示。以使得轴的弯曲变形与扭转变形对于齿轮的两种不良影响相互抵消（或部分抵消），有利于提高承载能力。

为了保证载荷沿齿宽分布的均匀性，常采取如下的结构措施：

一是将齿形修整成鼓形齿。如图6-75是齿轮修整与载荷分布的情况。其中，图a齿宽截面相同，此时，产生载荷集中于两端的分布不均现象。若将齿宽的中部修整成鼓形（中部比两边厚25～35μm），则可由于齿面弹性变形结果，使得载荷分布变得均匀，如图b所示。

图6-74 将齿轮置于远离动力输入端

图6-75 齿形修整与载荷分布

图6-76所示为一组齿轮的端部结构。为了缓解由于齿长方向误差及变形而造成载荷沿齿长方向分布不匀的现象，采取了降低轮齿端部刚度的方法。

3）载荷平衡（相互抵消）。载荷平衡是指使外载荷全部或部分抵消的结构措施。最典型的例子是将同一根轴上的两个斜齿轮的旋向设计成相反，以抵消其轴向力，参见图6-34。在高速回转的机构中，使回转零件的质量相对于回转中心呈对称分布，并经动平衡试验，事先实现动平衡。对于连杆机构等作往复运动的机械，也应通过结构设计或动平衡方法尽可能减小其惯性力。

（5）结构强化（弹性强化和塑性强化）的设计 结构强化是指预加一个与工作载荷相反方向的载荷，使其产生的应力与工作载荷的应力部分抵消，达到降低结构最大应力的方法。如果预加载荷仅使材料发生弹性变形，则称弹性强化；如果预加载荷仅使材料发生塑性变形，则称塑性强化。

图6-76 一组齿轮的端部结构

图6-77为预应力工字梁。其下部为高强度预应力螺杆，它对梁施加的是拉应力，正好与梁的工作载荷产生的压应力方向相反，故有利于提高梁的承载能力。

图6-78为厚壁筒预应力结构，它通过过盈配合的方法对厚壁筒施加预应力。其中，图a为无预应力的厚壁筒的周向应力状况；图b为将其改为双层套装结构，其层间为过盈配合，图示为内外层间所产生的周向预应力状况；图c为在预应力基础上施加工作载荷，工作载荷所产生的应力分布情况；图d为工作应力被预应力部分抵消后的最终应力状况，可见，使得最大应力得以降低。

图6-77 预应力工字梁

图6-78 厚壁筒预应力结构

图6-79为塑性强化梁使得应力降低的原理。其中，图a为当梁完全工作在弹性范围内的弯曲应力分布情况；图b为预加载荷超出材料屈服极限而产生塑变时的应力分布情况；图c为梁产生塑变后卸载之后的残余应力状况；图d为在残余应力基础上施加工作载荷后的工作应力分布；图e为由于在原最大工作应力位置的残余应力，与工作应力部分抵消后，使得实际的最大应力水平降低的最终应力情况。

2.提高疲劳强度的设计方法

从结构设计方面采取措施提高交变应力下的疲劳强度的主要方法如下：

（1）缓解应力集中 应力集中是影响承受交变应力零件承载能力的关键因素。产生应力集中的一项主要原因是零件截面形状突然变化处，引起材料内部局部力流密度的增加，如图6-80所示。因此，结构设计中应尽量避免应力较大处的形状急剧变化。

其次，对于过盈配合零件，在其联接端部容易造成应力集中。可通过降低应力集中处的局部刚度的方法，来有效缓解应力集中。如图6-81所示，其中图a所示为在过盈联接两端产生应力集中现象；图b、c、d所示为通过改变应力集中处局部刚度，使应力集中得到有效缓解。

图6-79 塑性强化梁使得应力降低的原理

图6-80 材料内部局部力流密度增加造成应力集中

图6-81 改变应力集中处局部刚度

（2）避免应力集中源的聚集 在轴系结构中，轴上的台阶、键槽、钻孔以及过渡倒角等多种断面形状突变处，都是容易引起应力集中的应力集中源。减少轴上应力集中的主要措施参见图6-82。

在结构设计中，应尽量避免多个应力集中源的聚集（出现在同一位置或过于靠近），以防应力集中的加剧，如图6-83所示。图a表示将键槽与台阶两个应力集中源设计到同一位置，产生了应力集中的加剧，是不好的设计；而图b通过略微缩短键槽长度，有效避免了应力集中源的聚集，是好的设计。

（3）合理选定连接件与被连接件的刚度，以降低应力幅 在受变载荷的预紧螺栓联接中，螺栓与凸缘的相对刚度决定了它们受力的波动程度，因而影响联接的疲劳强度。可以通过多种方法调节相对刚度。如改变螺栓直径、加大螺栓距离、加大凸缘截面积；用弹性零件调节螺栓联接相对刚度；改变螺栓组联接的垫片材料等。

图6-84所示为改变螺栓组联接的垫片材料。图a为采用软垫片，使得螺栓承受工作载荷所产生的较大的应力幅；图b改为密封环，由于改变了螺栓联接相对刚度，使得螺栓工作应力幅显著下降。

图6-82 减少轴上应力集中的主要措施

注：k_e为有效应力集中系数，其减小值为概略值。

图6-83 避免应力集中源的聚集

图6-84 改变螺栓组联接的垫片材料

图6-85所示为用弹性零件调节螺栓联接相对刚度的实例。

（4）改善零件的表面状况 影响疲劳强度的表面状况主要包括表面粗糙度、表面处理和表面硬度两个方面。

1）表面粗糙度。由于表面加工粗糙，留有刀痕，致使零件受力后产生应力集中。而弯曲最大应力又正好发生在零件表面。因此，表面缺陷很容易成为疲劳裂纹的起始点。所以，改善表面粗糙度可使疲劳强度得到改善。此外，由于高强度钢材的塑性低，对应力集中敏感，故其表面粗糙度对于疲劳强度的影响更为显著。图6-86是钢的疲劳强度折减因子b与其抗拉强度σ_T及表面粗糙度Ra之关系曲线，即钢的b—σ_T曲线。它以高度抛光的钢表面为标准（其Ra=1μm），即b=1。并依次画出了Ra=2，4，6…直至毛坯面时的b—σ_T曲线。由图可知，疲劳强度是随着抗拉强度的增加而下降的。且表面粗糙度越差，其疲劳强度也越低。

图6-85 用弹性零件调节螺栓联接相对刚度

图6-86 钢的b—σ_T曲线

2）表面处理及表面硬度。表面处理是指采用滚压、喷丸、碳化和氮化等强化零件表面层，以提高疲劳强度的方法。其强化机理是由于表面处理后形成了一个硬化层，并在表面产生残余压应力。故可于工作拉应力部分抵消，因而提高了零件疲劳强度。但硬化层不得间断，如图6-87所示。其中，图Ⅰ仅硬化了表面的一部分，因此是错误的；图Ⅱ是正确的。

图6-87 硬化层不得间断

【案例6-4】EQD131轻型载货汽车前轴和转向节的表面强化处理及其效果

前轴和转向节均系汽车“最关键的保安件”，一旦出现折断，将导致“车毁人亡”的恶性事故。故国家标准规定其疲劳寿命试验的次数不得低于80万次。

EQD131轻型载货汽车前轴采用35优质碳钢，为工字形断面，其调质处理与表面喷丸处理是影响疲劳寿命的关键。转向节采用中碳合金钢锻件，先经正火和调质处理，最后进行中频表面淬火处理。在试制初期，由于未能掌握具体的工艺规范与操作方法，前轴和转向节的疲劳寿命只能达到46～60万次，未达到国家标准的要求。

后来连续进行了五次工艺试验和技术攻关，反复摸索与改进感应器的形状、距离和加热工艺规范，终于解决了转向节轴颈根部R过渡圆弧处的淬硬层深度难以达到均匀圆滑连接的关键问题（据国外相关资料介绍，R处的淬硬层深度连接与否，可以使得转向节的疲劳寿命相差40余倍）。后经二汽（东风汽车股份有限公司）技术中心试验，EQD131轻型载货汽车前轴和转向节的疲劳寿命双双突破200～300万次大关，成为信得过的免检产品。由二汽技术中心提供的实验结果见表6-5与表6-6。

表6-5 EQD131轻型载货汽车前轴疲劳寿命试验数据

表6-6 EQD131轻型载货汽车转向节疲劳寿命试验数据

转向节轴颈根部R过渡圆弧的具体位置可参见图6-88，其中序号6即为转向节。

图6-88 汽车转向桥与转向节结构

1—制动鼓 2—油封 3、5、9—圆锥滚子轴承 4—轮毂 6—转向节 7—衬套 8—主销 10—前轴(www.xing528.com)

本案例充分说明了表面强化处理对于提高疲劳强度的显著作用，而且还必须切实掌握表面强化处理的工艺规程和方法，才能真正达到提高疲劳强度的目的。

3.提高接触强度的设计方法

当两个表面呈点或线接触的零件（如齿轮、凸轮、滚动轴承等）传递载荷时，会产生很高的局部应力，称为接触应力。接触应力和接触变形往往导致零件的接触疲劳损坏，是零件失效最普遍和最重要的形式之一。因此，提高接触强度，如同提高静强度和疲劳强度一样，是提高零件强度的一个十分重要的方面。而提高接触强度的主要途径如下：

（1）合理设计结构来提高接触强度 由接触应力公式可知，从结构设计角度来提高接触强度有两条基本途径：即减小接触载荷和增大接触点的综合曲率半径。

图6-89 提高球面支承接触强度的结构设计

1）增大接触点的综合曲率半径。如图6-89b或c所示，将两个球面接触表面的其中一个接触面改为平面或凹面，可以提高其接触点的综合曲率半径，因而有益于提高接触强度。在渐开线齿轮传动中，采用正变位，使工作齿廓远离基圆，也可增大接触点的综合曲率半径，有效提高齿轮承载能力。

2）增加接触元素的数量。上述增大齿轮重叠系数即为增加接触元素的数量。此外，如图6-90b所示，通过增加行星轮数量，达到降低单个行星轮齿的实际承载量。

又如图6-91所示，采用多点接触的滚动轴承。对于一般轴承，每个钢球与其内外环轨道各仅有一个点接触。而多点接触的滚动轴承的每个钢球与其内外环轨道各有两个点接触。使得接触载荷大为降低，因而提高了接触强度。

图6-90 两种行星轮系结构

图6-91 多点接触的滚动轴承的结构特点

3）以低副接触取代高副接触。如图6-92所示结构，以低副的面接触零件取代高副的点、线接触零件，可以有效地提高接触强度和刚度。但是，低副与高副对于运动自由度的限制是不同的。因此，在以低副接触取代高副接触时，为了保持自由度不变，需要同时增加其他零件。

（2）从材料及热处理方面来提高接触强度 对于要求按照接触强度设计的零件，一般均为接触应力较高的重要零件，因此对其材料与热处理及其硬度都有比较严格的要求。应区别其类型并根据不同使用工况，参照表6-7所推荐的数据进行设计，以达到提高接触强度的目的。

图6-92 以低副接触取代高副接触

表6-7 各类接触强度零件的材料、热处理及硬度要求推荐表

4.提高刚度的设计方法

（1）刚度的作用与影响结构刚度的基本因素

1）刚度的作用。结构的刚度是指在外载荷作用下，结构抵抗变形的能力。当外载荷不变时，刚度越大则变形越小。结构刚度与外载荷密切相关，刚度根据外载荷性质分类为：抗拉（压）刚度，表示结构抵抗拉、压弹性变形的能力；抗扭刚度表示结构抵抗扭转弹性变形的能力；抗弯刚度表示结构抵抗弯曲弹性变形的能力。变形过大会破坏结构的正常工作，或破坏载荷的均匀分布，并产生过大的局部应力，严重情况下，可能影响结构的正常功能。例如：变速箱壳体的刚度不够，或齿轮传动轴的刚度不够，将破坏齿轮的啮合，导致齿面加速磨损；机床床身的刚度不够，将影响其加工精度等。所以，刚度是表示结构受力后形状变化程度的一项十分重要的指标。

2）影响结构刚度的基本因素

①材料的弹性模量：在拉、压和弯曲条件下的弹性模量E；在扭转条件下的剪切弹性模量G。

②变形体的断面几何特征：在拉、压条件下为断面积F；在弯曲条件下为断面惯性矩J；在扭转条件下为断面极惯性矩J_p。

③变形体的线性尺寸：长度l。

④载荷性质及支承形式：即集中载荷或分布载荷；支承为铰支或插入端。

（2）提高刚度的结构设计方法

1）用拉、压代替弯曲。用拉、压代替弯曲可获得较高的刚度。因为拉、压的断面应力基本上均匀分布，材料利用率高。而弯曲的断面应力分布不均匀，在中性面处弯曲应力为0，离中性面越远弯曲应力越大。所以，靠中性面处的相当大部分材料未能充分利用。例如用桁架结构代替弯曲梁，可大大提高刚度和强度，因为桁架中的杆件只受拉、压。

表6-8所示为桁架与悬臂梁的刚度、强度比较。在载荷、悬伸长度和杆件直径相同的条件下，悬臂梁的挠度为桁架的9000倍；悬臂梁的最大应力是桁架的550倍；而与桁架挠度相同的悬臂梁的直径却为桁架杆件直径的10倍。

表6-8 桁架与悬臂梁的刚度、强度比较

注：f₂/f₁为悬臂梁最大挠度与桁架最大挠度之比；σ₂/σ₁为悬臂梁与桁架最大应力之比；G₂/G₁为悬臂梁与桁架质量之比。

由此可见，合理采用桁架可有效提高结构的刚度和强度。图6-93所示为受弯曲的简支梁（图a），可用铰支的三角桁架（图b）或受压缩的弓形梁（图c）来替代。

图6-93 以铰支的三角桁架或受压缩的弓形梁取代简支梁

图6-94 改善铸铁支架的刚度

图6-95 支承方式对刚度的影响

又如图6-94所示为将受横向力的铸铁支座（图a）改为结构（图b），则其幅板受力由弯曲变为拉、压。

2）合理布置支承方式。轴系结构的支承方式与支承参数，如跨距和悬伸长度对其刚度与弯曲强度有重要影响。如图6-95所示的三种不同支承条件，其最大弯曲和最大挠度计算式如下：

由上式可知：悬臂结构（图a）的最大挠度为铰支梁（图b）的16倍，为两端均为插入端（图c）的64倍。故应尽量避免悬臂结构或减小悬伸长度。图6-67、图6-69及图6-70所示结构不仅能够提高强度，同时也能提高刚度。

又如图6-96所示为机床主轴跨距对刚度的影响。主轴前端位移y由两部分组成：一项为主轴弯曲变形引起的位移y_s；另一项为主轴轴承变形引起的位移y_z。计算如下：

由上式可知，若令主轴前端位移y对跨距l的变化率为0，即可求出主轴前端位移y的极值点。因此，只要合理选择跨距l，就可使主轴获得最佳刚度。

3）合理设计断面形状。在表6-4中已经指出：在零件体积相同的前提下，通过合理选择截面形状，使零件材料的分布尽量远离零件中心轴，可获得较大的强度和刚度。

图6-96 机床主轴跨距对刚度的影响

4）合理布置隔板和肋板。基础件的主体结构多为板式框架结构。在其中添加隔板可有效提高刚度。表6-9列出了不同隔板形式与无隔板方形断面的抗弯与抗扭惯性矩的比较。

表6-9 不同隔板形式与无隔板方形断面的抗弯与抗扭惯性矩的比较

应根据载荷特点合理布置隔板的位置、方向和数量。一般将隔板放在变形量较大的位置，并应避免隔板受扭或沿刚度较小的方向承受弯矩。如图6-97a所示，如果沿虚线方向布置隔板，则其抗弯刚度较小；又如图6-97b所示，如果沿虚线方向布置隔板，则其隔板受扭。

对于承受弯矩的平置矩形断面梁可通过加肋板来提高刚度，如图6-98所示。其中，肋板的相对高度η=h/h₀、相对宽度δ=b/b₀以及t₀=b₀/b是影响刚度的重要参数。

图6-97 隔板布置方向

图6-98 无肋与加肋断面

设无肋断面之惯性矩与抗弯截面系数分别为J₀和W₀；加肋断面之惯性矩与抗弯截面系数分别为J和W，则两种截面之刚度与强度之比分别为

将以上两式绘制成为曲线，即如图6-99所示。

图6-99 无肋与加肋断面的刚度和强度比较

由图6-99可知，当t₀＞20、η≤2时：W/W₀远小于1。而当t₀=100、η=2时，加肋断面的W减小为无肋断面的1/3。所以，综合考虑刚度、强度及铸造工艺性等因素，应取η≤5，且“肋厚”b≤（0.6～0.8）h₀。在设计中，应根据实际情况灵活应用此线图选择肋的参数，保证肋板必要的高度。

5）以预变形抵消有害变形。龙门铣床、立式车床等框架结构的机床均存在一个通病，即当刀架或主轴箱运动到中部时，因横梁弹性变形会使刀架或主轴箱下沉。此时可采取预变形的方法来抵消有害变形，见图6-100。图中，在横梁2下面的两端各有一个支承将补偿梁1支起。利用一排千斤顶3顶住横梁顶面。通过调节各个千斤顶的升降使得横梁产生适量上凸的预变形，以达到抵消刀架或主轴箱工作中产生的有害的弹性变形之目的。此种预变形方法（并非都用千斤顶）还可推广到卧式镗床、铣床等机床的有害弹性变形的消除。

图6-100 以预变形抵消有害变形

6）提高表面的接触刚度。由于加工方法与加工条件不同，零件表面均具有一定的微观粗糙度和宏观波纹度。在一定载荷作用下，它们将影响零件间实际接触面积的大小。而接触刚度恰好是由实际接触面积大小所决定的。为了提高零件的接触刚度，应对零件的表面粗糙度提出适当要求。例如，在固定接触面“配刮”时，每（25×25）mm²的接触点：对于高精度机床应为12点；精度机床应为8点；普通机床应为6点。

为了提高重要零件之间的接触刚度，应正确设计紧定螺钉的数量及其合理的分布，并规定装配时的螺钉拧紧力矩。

此外，为了提高滚动轴承支承的主轴的刚度或滚动导轨的刚度，也可采用施加预紧力的方法来提高其接触刚度。

5.提高耐磨性与减轻腐蚀的设计方法

磨损是指相互接触的零件在相对运动时，其表层材料不断损耗的过程，或产生残余变形的现象。磨损能够毁坏工作表面，影响机械功能，消耗能量和材料，降低寿命。据统计，约80%的机械零件是由于磨损而损坏的。故磨损是引起零件失效的主要原因。为提高寿命，应在设计或使用机器时，力求进行良好的跑合，尽量延长稳定磨损阶段，推迟急剧磨损阶段的到来。若设计不当或工作条件恶化，则不能建立稳定磨损阶段，在短暂的跑合后，会立即转入急剧磨损阶段，使零件很快损坏。

影响磨损的因素很多，如载荷、材料匹配、润滑状况、工作温度等。研究表明，进行合理的结构设计，选用合适的润滑方法和润滑剂，按照基本磨损形式正确选用零件材料，合理采用各种表面处理方法来改善零件表面耐磨性，提高零件加工精度和表面质量，以及改善工作条件（如尽量避免过大的载荷、过高的运动速度或工作温度）等措施均可减少磨损。以下仅从结构设计上，阐述提高零件耐磨性的措施。

（1）降低压强 摩擦力等于正压力与摩擦因数的乘积。故降低压强是减摩的有效措施。以机床或仪器的导轨为例，可从以下两方面降低压强。

1）液压卸荷。即在导轨上通入压力油，以油压的承载力部分抵消导轨的负荷。液压卸荷系统详见图6-101。应根据导轨载荷情况选择适用的液压系统。图6-101a所示的溢流阀控压系统可使各个支座获得相同的卸荷力，适用于受载比较均衡的导轨。当其负荷变化范围较大时，可用溢流阀调节供油压力。若导轨受载不均衡，需分别采用不同的卸荷力时则可采用图6-101b与c所示的液压系统。其中图b方案通过两个节流阀分别调节每个导轨的供油压力，虽然结构简单，但当油的流量小于节流阀的最小稳定流量时，节流阀就不能稳定工作。图c方案采用分压卸荷，由于通过节流阀的流量较大，可确保节流阀就稳定工作。

图6-101 液压卸荷系统

2）机械卸荷。最常用的机械卸荷系统见图6-102。如万能工具显微镜的工作台导轨就采用与其相类似的结构。导轨的部分负荷由支承在辅助面a上的滚动轴承3承受。其卸荷力通过螺钉1和蝶形弹簧2来调节。为保证滚子与辅助导轨面接触良好，可采用自调心球面轴承。对于立式车床和滚齿机等作圆周运动的工作台，其支承导轨可采用中心卸荷结构。通过推力滚子轴承将工作台顶起一定的高度（0.02～0.08mm），以分担支承导轨的部分负荷。

（2）在相对运动时，使摩擦表面脱离接触 通过形成动压或静压油膜，使得摩擦表面在相对运动时脱离接触，以达到减摩和保持机床导轨精度的目的方法，在机床结构中得到广泛应用。

如图6-103所示为摇臂钻床主轴箱导轨防磨损结构。当主轴箱移动时，先放松夹紧机构，使得主轴箱1微微下降，主轴箱质量靠其上部的两个滚动轴承2支承，因此主轴箱下部的燕尾形导轨即脱离接触，避免了磨损。

图6-102 机械卸荷系统

1—螺钉 2—蝶形弹簧 3—滚动轴承

图6-103 摇臂钻床主轴箱导轨防磨损结构

1—主轴箱 2—滚动轴承

（3）避免产生局部的剧烈磨损，使得磨损均匀 获得均匀磨损的主要措施如下：

1）使得摩擦表面的压强均匀。载荷与摩擦承载面呈对称分布；尽量减小翻倾力矩；保证两个相接触的零件具有足够的刚度；接触面积不要无故加大；要校核接触面上的压力分布，防止产生分布不匀等。

2）避免偏载或局部的剧烈磨损。例如修整接触面轮廓，采用鼓形齿和鼓形滚柱滚动轴承及导轨滚子等。它们的中间部分比两端凸起0.01～0.02mm，可达到有效避免偏载或局部剧烈磨损的目的。又如图6-104所示为将中部挖空的旋转止推面，可达到使载荷与磨损均匀的效果。再如图6-105所示为蜗轮的齿冠挖空结构，将其中部挖去一块，做成如图b所示的结构，则可有效避免在蜗轮齿冠润滑条件最差的部位发生胶合或急剧磨损现象。

图6-104 将中部挖空的旋转止推面

图6-105 蜗轮的齿冠挖空结构

因为在蜗轮与蜗杆不同的啮合位置，蜗轮接触线与蜗杆线速度v₁之间的夹角大小不同。在退出啮合的齿边缘处（b处）的夹角最大，接近90°，最有利于齿面润滑；而在靠近主平面的区域（a处），夹角最小，接近0°，齿面不易形成油膜，润滑条件最差，容易产生胶合或急剧磨损现象，所以将此处挖空。

（4）调节与补偿 当磨损无法避免且又影响精度与性能时，应考虑采取调节和补偿措施，补偿因磨损而造成的间隙。

在内燃机维护保养中，应定期调整气门间隙；汽油机应定期调整火花塞间隙；柴油机应定期调整喷油嘴间隙和喷油泵偶件的间隙等。

在汽车维护保养中，应定期调整轮胎轴承的间隙；离合器和制动器的间隙以及转向盘的自由行程等。

对于机床的三角形或V形导轨，当载荷比较均匀时，两侧斜面的磨损可自动和连续互相补偿，从而保持中心线不发生偏移。

滚动轴承磨损补偿的实例：如圆锥滚子轴承和向心推力球轴承，均可通过轴承内外环的轴向相对位移来调节补偿因磨损而引起的间隙变化。3182型双列短圆柱滚子轴承可以通过内孔锥面和螺母使内环胀大来调节轴承间隙。又如滚珠丝杠等结构均可通过调节装置来补偿因磨损而引起的间隙变化。此外，还有以滚动接触代替滑动接触；或在易损部位镶嵌耐磨材料等结构措施。

图6-106所示为滚动轴承的预紧与磨损的自动补偿。其后轴承为系列单列圆锥滚子轴承，它不仅靠弹簧预紧；而且弹簧还起到自动和连续补偿轴承磨损的作用。此种装有轴承的车床主轴部件的结构具有通用性。例如坐标镗床的主轴后轴承等许多主轴轴承组合都采用此种结构。

图6-106 滚动轴承的预紧与磨损的自动补偿

图6-107所示为车床主轴部件的可调节轴承。该轴承是一种内柱外锥固定的多油楔滑动轴承。当轴瓦磨损后，通过人工定期调节来补偿间隙。其轴瓦有一个切口，拧动螺母1和3时，可使轴瓦2轴向移动，借助于轴瓦外锥面的作用，可调节轴承间隙。这种调节方法可以当轴瓦磨损后，对轴承间隙作微细调节（如0.002mm左右），以有利于形成流体动力润滑，使主轴继续运转时磨损减轻。