机械设计 第12章 轴系零部件

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第十二章 轴系零部件

案例导入：通过观察实物或减速器输出轴，说明轴是组成机器的重要零件之一，各种作回转或摆动的零件（如齿轮、带轮等），都必须安装在用轴承正确支撑的轴上才能正常运动及传递动力，本章主要介绍轴、轴承、键和销的结构特点及设计计算。

轴是机械设备中的重要零件之一，它的主要功能是直接支承回转零件，如齿轮、车轮和带轮等，以实现回转运动并传递动力,轴要由轴承支承以承受作用在轴上的载荷。这种起支持作用的零部件称为支承零部件。而且有很多的轴上零件需要彼此联接，它们的性能互相影响，所以将轴及轴上零部件统称为轴系零部

件。如图12-1所示减速器的输出轴由轴1、轴承2、齿轮3、联轴器4、键5

等组成。

第一节 滑动轴承

一、概述

轴承是支承轴的部件，根据轴承工作的摩擦性质，可分为滑动轴承和滚动轴承两大类。一般情况下，滚动摩擦小于滑动摩擦，因此滚动轴承应用很广泛，但滑动轴承具有工作平稳、无噪声、耐冲击、回转精度高和承载能力大等优点，所以在汽轮机、精密机床和重型机械中被广泛地应用。滑动轴承按摩擦状态可分为：

(1)液体摩擦滑动轴承。轴承工作时在轴颈和轴承的工作表面之间被一层润滑油膜完全隔开，因而金属工作表面之间无摩擦和磨损。

(2)非液体摩擦滑动轴承。轴颈和轴承的工作表面之间未形成足够厚的油膜，局部金属直接接触，因而存在着摩擦和磨损。

二、滑动轴承的主要类型和结构

按受载荷方向不同，滑动轴承可分为径向轴承和止推轴承。

(1)径向滑动轴承。用于承受径向载荷，常用滑动轴承的结构形式及其尺寸已经标准化，应尽量选用标准形式。图12-2

所示为整体式滑动轴承。还可在机架或箱体上直接制

图12-1减速器的输出轴

图12-2整体式滑动轴承

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出轴承孔，如图12-2a)，再装上轴套成为无轴承座的整体式滑动轴承。整体式滑动轴承结构简单，制造方便，但轴套磨损后轴承间隙无法调整；装拆时轴或轴承需轴向移动，故只适用于低速、轻载和间歇工作的场合。如小型齿轮油泵、减速箱等。

图12-3所示为剖分式滑动轴承,由上轴瓦1、螺栓2、轴承盖3、轴承座4、下轴瓦5 等组成。为了提高安装的对心精度，在剖分面上设置有阶梯形止口。考虑到径向载荷方向的不同，剖分面可以制成水平式（图a ）和斜开式（图b ）两种。但使用时应保证径向载荷的作用线不超出剖分面垂直中线左右各35°的范围。剖分式滑动轴承装拆方便，轴瓦磨损后可方便更换及调整间隙，因而应用广泛。径向滑动轴承还有其他许多类型。如图12-4所示为调心轴承。把轴瓦支承面做成球面，使其能自动适应轴线的偏转和变形。

(2)止推滑动轴承。止推滑动轴承用来承受轴向载荷，如图12-5所示。按轴颈支承面的形式不同，分为实心式、空心式、环形式三种。图a ）为实心止推轴颈，当轴旋转时，由于端面上不同半径处的线速度不相等，因而使端面中心部的磨损很小，而边缘的磨损却很大，结果造成轴颈端面中心处应力集中。实际结构中多数采用空心轴颈（图b ），可使其端面上压力的分布得到明显改善，并有利于储存润滑油；图c ）为单环形推力轴颈；图d ）为多环形推力轴颈，由于支承面积大，故可承受较大的

载荷。

三、轴瓦和轴承衬

(1)轴瓦的结构。轴瓦是滑动轴承中直接与轴颈接触的重要零件，常用的轴瓦有整体式和剖分式两种。整体式轴瓦又称轴套，如图12-6所示，用于整体式滑动轴承，剖分式轴瓦用于剖分式滑动轴承（如图12-7所示）。为了改善轴瓦表

面的摩擦性能，可在轴瓦内表面浇注一层轴承合金等减摩材料（称为轴承衬），厚度为0.5～6 mm 。为使轴承衬牢固地粘在轴瓦的内表面上，常在轴瓦上预制出各种形式的沟槽，如图12-8所示，图a ）、b ）用于钢制轴瓦，图c

）用于青铜轴

a ）

b ） 图12-3剖分式滑动轴承

图12-4调心轴承

a)

b)

c) d)

图12-5 止推滑动轴承

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瓦。为使润滑油均布于轴瓦工作表面，在轴瓦的非承载区开设油孔和油槽，如图12-9所示。油槽不宜过短，以保证润滑油流到整个轴瓦与轴颈的接触表面。但是，不得与轴瓦端面开通，以减少端部泄油。

(2)材料。轴瓦和轴承衬材料直接影响轴承的性能，应根据使用要求，经济性要求 合理选择。由于滑动轴承的主要失效形式是磨损、胶合，当强度不足时也可能出现疲劳 破坏。因此，轴瓦和轴承衬材料应具备下述性能：①耐磨、耐腐蚀、抗胶合能力强；② 摩擦系数小；③导热性好；④足够的强度和一定的塑性；⑤良好的跑合性。

常用轴瓦和轴承衬材料的牌号和性能见表12-1所示。此外还可采用粉末合金（如铁—石墨、青铜—石墨）、非金属材料（如塑料、橡胶和木材等）作轴承材料。

表12-1 常用轴瓦和轴承衬材料的牌号和性能

图12-6整体式轴瓦 图12-7剖分式轴瓦 图12-8轴承衬

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四、滑动轴承的润滑

轴承润滑的主要目的是为了减少摩擦和磨损，以提高轴承的工作能力和使用寿命，同时起冷却、防尘、防锈和吸振作用。设计滑动轴承时，必须恰当地选择润滑剂和润滑装置。

（一）润滑油及其选择

润滑油的内摩擦系数小，流动性好，是滑动轴承中应用最广的一种润滑剂。工业用润滑油有合成油和矿物油两类，其中矿物油资源丰富，价格便宜，适用范围广。

润滑油的主要性能指标是粘度，它表示润滑油流动时内部摩擦阻力的大小，是选用润滑油的主要依据，分为：

(1)动力粘度。定义为长宽高各为1m 的油立方体，上下平面产生1m/s 的相对速度所需的切向力，用η表示，单位Pa ·S （即N ·S/m 2），主要用于流体动力计算。

(2)运动粘度。定义为液体动力粘度与其同温度下密度的比值，用ν表示，即 ρην=，单位为m 2/s ，常用mm 2/s 。工业上常用运动粘度作为润滑油的性能指标。

润滑油的牌号是以40o C 时油的运动粘度中心值来划分的。例如某一牌号L-HL32液压油是指温度在40o C 时运动粘度为28.8～35.2 mm 2/s （中心值为32 mm 2/s ）的液压油。牌号越大的润滑油，其粘度值也越大，油越稠。

工业上常用润滑油的性质和用途见表12-2所示。

表12-2 工业常用润滑油的性能和用途

图12-9油槽

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（二）润滑脂及其选择

润滑脂又称干油，俗称黄油，是由润滑油、稠化剂等制成的膏状润滑材料。润滑脂流动性小，不易流失，因此轴承的密封简单，润滑脂需经常补充。但其内摩擦系数较大，效率较低，不宜用于高速轴承。润滑脂的主要性能指标是针入度和滴点。

(1)针入度。即润滑脂的稠度，将重力为1.5 N的标准圆锥体放入25℃的润滑脂试样中，经5秒钟后所沉入的深度称为该润滑脂的针入度，以0.1 mm为单位。润滑脂按针入度自大至小分为0~9号共10种，号数越大，针入度越小，润滑脂越稠。常用0~4号。

(2)滴点。在规定条件下加热，当开始滴下第一滴油时的温度为滴点，滴点决定润滑脂的最高使用温度。常用润滑脂的性能及用途见表12-3。

表12-3 常用润滑脂的性能及用途

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（三）固体润滑剂

常用的固体润滑剂有石墨和二硫化钼等，它们能耐高温和高压，附着力强，化学稳 定性好，适用于高温和重载的场合。

（四）油润滑方式和润滑装置

除正确地选择润滑剂外，还应选择适当的方法和装置，才能获得良好的润滑效果。 下面分别介绍油、脂的润滑方法和装置。

1.手工加油润滑

用油壶或油枪注入设备的油孔、油嘴或油杯中，使油流至需要润滑的部位。供油方法简单，属于间歇式，适用于轻载、低速和不重要

的场合。

2.滴油润滑

滴油润滑用油杯供油，利用油的自重滴流

至摩擦表面，属于连续润滑方式。常用油杯有以下几种：

(1)针阀式油杯（图12-10a ）。当手柄1卧倒时，针阀5因弹簧3推压而堵住底部的油孔，当手柄直立时，针阀被提起使油孔打开，润滑油经油孔自动滴进轴承中。供油量用螺母2调节针阀的开启高度来控制，用于要求供油可靠的轴承。

(2)油绳式油杯（图12-10b ）。油绳用棉线或毛线做成，一端浸在油中，利用毛细管作用吸油滴入轴承，油绳滴油自动连续，但供油量少，不易调节。适于低速轻载轴承。

3.油环润滑

如图12-11所示，在轴

颈上套一油环，油环下部浸在油中，当轴颈旋转时，靠摩擦力带动油环旋转，把油带到轴颈上润滑。适用于转速为50～3000 r/min 水平

轴放置的轴。

4.飞溅润滑 利用齿轮、曲轴等转动

件，将润滑油由油池溅到轴承中进行润滑。该方法简单可靠，连续均匀。但有搅油损失，易使油发热和氧化变质。适用于转速不高的齿轮传动、蜗杆传动等。

5.压力循环润滑

利用油泵将润滑油经油管输送到各轴承中润滑，它的润滑效果好，油循环使用，但装置复杂，成本高。适用于高速、重载或变载的重要轴承。

（五）脂润滑

用脂润滑时，一般是在机械装配时就将它填入轴承内，或用黄油杯（图12-12

）旋转

图12-11 油环润滑

图12-10 油杯

图12-12黄油杯

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杯盖可将装在杯体中的润滑脂定期挤入轴承内。也可用黄油枪向轴承油孔内注射润滑脂。

滑动轴承的润滑方式可根据系数K 来选择。2PV K ，式中P 为轴承压强（Mpa ），V 为轴颈圆周速度（m/s ）。当K ≤2时用脂润滑，K ＞2时用油润滑，2＜K ＜16时用针阀油杯润滑，K ＞16～32时采用油环、飞溅或压力润滑，K ≥32时采用压力循环润滑。

五、动压液体摩擦滑动轴承简介

动压液体摩擦滑动轴承也称液体动压轴承，是利用摩擦副表面的相对运动，将液体带进摩擦表面之间，形成压力油膜，将摩擦表面隔开。如图12-13所示。两个互相倾斜的平板，在它们之间充满具有一定粘度的液体。当AB 以速度V 向左移动，而CD 保持静止时，液体在此楔形间隙中作层流流动。当各流层的速度分布规律为直线时（图中虚线所示），由于进口间隙大于出口间隙，则进口流

量必大于出口流量；但液体是不

可压缩的，因此，在楔形间隙内形成油压，迫使大口的进油速度

减小，小口的出油速度增大（图中实线所示），从而使流经各截面的液体流量相等。同时，楔形油膜产生的内压将与外载荷相平衡。

从上述分析可知，获得动压液体摩擦的基本条件是：①两平面间的间隙必须沿运动方向由大至小形成收敛楔形；②两平面间的相对运动速度必须足够大，以带动润滑油连续进入楔形间隙；③必须连续地向楔形间隙供入适当粘度的润滑油，以形成具有承载能力的压力油膜。

图12-14所示为一轴颈和轴瓦，由于轴瓦的孔径大于轴颈的直径，所以在外载荷F 的作用下也能形成一楔形间隙。当轴的转速足够高时，就可克服外载荷而形成油膜，把承受载荷F 的轴颈抬起，隔开两金属表面达到液体摩擦状态。在这种状态下工作的轴承，称为动压液体摩擦滑动轴承。

第二节 滚动轴承

一、概述

滚动轴承是标准件，由轴承厂大批量生产，因此熟悉标准，正确选用并进行轴承组合设计是学习本节的主要任务。

滚动轴承一般由内圈1、外圈2、滚动体3和保持架4组成，如图12-15所示。内、外圈分别与轴颈、轴承座孔装配在一起。当内、外圈相对转动时滚动体即在内外圈的滚道间滚动。保持架使滚动体分布均匀，减少滚动体的摩擦和磨损。

图12-13 动压液体摩擦原理图 图12-14 轴承中的油压

图12-15 滚动轴承的结构

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滚动轴承的内外圈和滚动体一般由轴承钢制造，工作表面经过磨削和抛光，其硬度不低于60HRC 。保持架一般用低碳钢板冲压制成，也可用有色金属和塑料制成。

二、滚动轴承的类型和选择 1.类型

滚动轴承按受载方向分为向心轴承和推力轴承两大类。向心轴承主要承受径向载荷，推力轴承主要承受轴向载荷。按滚动体形状，滚动轴承又可分为球轴承与滚子轴承两大类。轴承的类型代号及特性见表12-4。

滚动轴承的内外圈与滚动体之间存在一定的间隙，如图12-16所示，因此，内外圈可以有相对位移，最大位移量称为轴承游隙。当轴承的一个座圈固定，则另一座圈沿径向的最大移动量称为径向游隙△r ，沿轴向的最大移动量称为轴向游隙△a 。游隙的大小对轴承的寿命、温升和噪声都有很大的影响。

2.滚动轴承的代号

国家标准（GB/T272-93）规定，轴承的类型、尺寸、

精度和结构特点，由轴承代号表示。轴承代号由基本代号、

前置代号和后置代号三部分构成。代号一般刻在外圈端面上，排列顺序如下：

(1)前置代号。在基本代号左侧用字母表示成套轴承的分部件，如L 表示可分离的轴承是分离内圈或外圈，K 表示滚子和保持架组件。例如LN308，表示(0)3尺寸系列的单列圆柱滚子轴承可分离外圈。

(2)基本代号。基本代号表示轴承的类型、结构和尺寸。一般由五个数字或字母加四个数字表示（如下图所示）。各代号意义见表12-5所示。

）

表12-4 滚动轴承的基本类型及特性

图12-16 滚动轴承的游隙 型 代 号

度 系 列

径 系 列

内 径 代 号

177

178

(3)后置代号。作为补充代号，轴承在结构形状、尺寸公差、技术要求等有改变时，才在基本代号右侧予以添加。一般用字母（或字母加数字）表示。后置代号共分八组。第一组表示内部结构变化，例如角接触球轴承接触角α＝40°时，代号为B；α＝25°时，代号为AC；α＝15°时，代号为C。第五组为公差等级，按精度由低到高代号依次为：/P0、/P6、/P6x、/P5、/P4、/P2，其中/P0为普通级，可省略不标注。

表12-5 基本代号

【例12-1】说明6208、71210B、LN312/P5等轴承代号的含义。

解①6208 为深沟球轴承，尺寸系列(0)2（宽度系列0，直径系列2），内径40 mm，精度P0级；②71210B 为角接触球轴承，尺寸系列12（宽度系列1，直径系列2），内径50 mm，接触角α＝40°，精度P0级；③LN312/P5为单列圆柱滚子轴承，可分离外圈，尺寸系列(0)3，（宽度系列0，直径系列3），内径60 mm，精度P5级。

3.滚动轴承的选择

滚动轴承选择的出发点是：

(1)轴承工作载荷的大小、方向及性质。当载荷较小而平稳、转速较高时，可选用球轴承，反之，宜选用滚子轴承。

当轴承同时承受径向及轴向载荷，若以径向载荷为主时可选用深沟球轴承；轴向载

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荷比径向载荷大很多时，可选用推力轴承与向心轴承的组合结构；径向载荷和轴向载荷均较大时可选用圆锥滚子轴承或角接触球轴承。

(2)对轴承的特殊要求。跨距较大或难以保证两轴承孔同轴度的轴及多支点轴，宜选用调心轴承。

为便于安装、拆卸和调整轴承游隙，宜选用内外圈可分离的圆锥滚子轴承。

(3）经济性。一般球轴承比滚子轴承价廉；有特殊结构的轴承比普通结构的轴承贵。 同型号的轴承，精度越高，价格也越高，一般机械传动宜选用普通级（P0）精度。

三、滚动轴承的受载情况和失效形式

(1)一般转速时，若轴承只承受径向载荷F r 作用，由于各元件的弹性变形，轴承上半圈的滚动体将不受力，而下半圈各滚动体受力的大小则与其所处的位置有关。故轴承运转时，轴承套圈滚道和滚动体受变应力作用（图12-17），滚动轴承的主要失效形式是疲劳点蚀。为防止疲劳点蚀现象的发生，滚动轴承应按额定动载荷进行寿命计

算。

(2)转速较低的滚动轴承，可能因过大的静载荷或冲

击载荷，使套圈滚道与滚动体接触处产生过大的塑性变形。因此，低速重载的滚动轴承应进行静强度计算。

(3)高速转动的轴承，可能因润滑不良等原因引起磨损甚至胶合。因此，除进行寿命 计算外，还要校核极限转速。

四、滚动轴承的寿命计算 1.轴承寿命

轴承中任一滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀的总转数或在一定转速下的工作时数，称为轴承寿命。

一批相同型号尺寸的轴承，因材料、热处理、加工工艺等差异，即使在完全相同的条件下运转，其寿命也差异很大，最长寿命和最短寿命可能差几倍。滚动轴承的疲劳寿命是相当离散的。因此，计算轴承寿命时应与一定的破坏率（可靠度）相联系。一般用10%破坏率的轴承寿命作为轴承的基本额定寿命，用L 表示，单位为106 r （106转）。

2.轴承寿命计算

滚动轴承的基本额定寿命L 与承受的载荷P 有关，载荷越大，轴承中产生的接触应力也越大，因而发生疲劳点蚀破坏前所能经受的应力变化次数就越少，即轴承

的寿命越短。图12-18所示为试验得出的载荷P 与寿命L

的关系曲线，也称为轴承的疲劳曲线。该曲线可用方

图12-17 滚动轴承受载情况

图12-18 滚动轴承的P -L 曲线

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程P ε

L =常数表示。

标准规定，基本额定寿命L =1（106 r ）时，轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用C 表示，单位为N 。C 值可由轴承标准中查出，于是有=?=1εεC L P 常数，即

L =（C / P ）ε

106 r （12-1） 实际计算时常用小时（h ）表示寿命（L h ）。将上式整理后可得

ε

ε

h P C n P C n L ??? ??=??? ??=1666760106 (h) （12-2） 式中：P 为当量动载荷（N ）；ε为寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3；n 为轴承

转速（r/min ）。

若已知当量动载荷P 和转速n ，工作使用寿命L h ＇，则由式（12-2）可求出待选轴承所需的额定动载荷C ＇，从而选择轴承并使轴承的额定动载荷C ≥C ＇。轴承工作寿命L h ＇的推荐值见表12-6。

表12-6 滚动轴承预期寿命推荐值

3.当量动载荷P 的计算

滚动轴承的基本额定动载荷C 是在特定试验条件下得出的，就受载条件来说，向心轴承是承受纯径向载荷；推力轴承是承受纯轴向载荷。而在实际工作中，作用在轴承上的实际载荷往往与试验条件不一样，必须将实际载荷折算成与上述条件相同的载荷，在此载荷作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同，这种折算后的载荷是假定的载荷，称为当量动载荷，用P 表示。计算式为

P =K P （xF r +yF a ） （12-3）

式中：F r 为轴承所承受的径向载荷（N ）；F a 为轴承所承受的轴向载荷（N ）；x 、y 分别为

径向载荷系数和轴向载荷系数，见表12-7；K p

为载荷系数，见表12-8。

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表12-8 载荷系数K

【例12-2】 已知一齿轮轴的转速n =2800 r/min ，轴承上的径向载荷F r =5000N ，轴向载荷F a =2600N ，工作平稳无冲击。轴颈直径d =65mm ，要求轴承寿命L h =5000h 。试选择轴承型号。

解: 由于轴承所受载荷F r >F a ，故初定轴承类型为深沟球轴承，再用试算法确定轴承型号。试选深沟球轴承，型号为6413。由附表12-1查得C =118000 N ，C or =78500 N 。

1）F a /C or = 2600 / 78500=0.033 查表12-7知0.033落在0.028 ~ 0.056之间 用插值法算得 23.0)028.0033.0(028

.0056.022.026.022.0=-?--+=e

2）F a /F r =2600 / 5000=0.52 > e

3）查表12-7得：x = 0.56，y 落在1.99 ~ 1.71之间，用插值法算得 y= 1.94 4）查表12-8得：K p =1.0

5）当量动载荷 P =K p （xF r +yF a ）=1×（0.56×5000+1.94×2600）=7844 N 6）计算额定动载荷由式（12-2）得：

C ＇=7401116667

2800500078441666733=??=??n L P h N

6413轴承的C = 118000 N 大于计算所需的C ＇= 74011 N ，故所选轴承合用。

4.向心角接触轴承轴向载荷F a 的计算

182

角接触轴承和圆锥滚子轴承在受径向载荷F r 作用时，由于结构的特点，将在轴承内派生出一内部轴向力F s ，方向由轴承外圈的宽边指向窄边。如图12-19所示，其大小可按表12-9中所列公式计算。为保证正常工作，角接触轴承一般应成对使用，图12-20所示两种安装方式，图a)为两外圈窄边相对，称正安装，可使两支反力作用点靠近，缩短

轴的跨距；图b)为窄边相背，称反安装，使轴的跨距加长。

在计算角接触轴承的轴向载荷时，要根据所有作用在轴上的轴向外载荷F k 和内部轴向力F s 之间的平衡关系，按下述两种情况（图12-20a ）分析计算两轴承的轴向载荷F a1和F a2。

表12-9 角接触轴承的内部轴向力F

s2k s 1盖的轴向约束，故使右端轴承被“压紧”，而左端被“放松”，右轴承的外圈上必有平衡力F s 1＇。列出平衡方程

F s2＋F k ＝F s 1+F s 1＇ 故 F s 1＇＝（F s2＋F k ）－F s 1

由此得出两轴承上的轴向载荷分别为 F a 1＝F s 1+F s 1＇＝F s2＋F k F a2＝F s2

(2)若F s2＋F k ＜ F s 1时，轴有向左移动的趋势，左端轴承被“压紧”，其外圈上必有平衡力F s2＇，而右端被“放松”，列出平衡方程 F

s2

＋F s2＇＋F k ＝F s 1 即 F s2＇＝F s 1－F s2－F k

由此得两轴承上的轴向载荷分别为

F a1＝F s 1 F a 2= F s2＋F s2＇=F s 1－F k

根据上述分析结果，可将向心角接触轴承轴向载荷的计算方法归纳如下：

①根据轴承上全部轴向外力及内部轴向力的合力方向，判明哪端轴承被“压紧”，哪

a) b) 图12-19派生轴向力 图12-20 角接触轴承轴向力分析

183

端轴承被“放松”。

②“放松”端轴承的轴向载荷，等于它本身的内部轴向力；“压紧”端轴承的轴向载荷等于除其本身内部轴向力以外的其它所有轴向力的代数和。

5.滚动轴承的静强度计算

对于转速很低（n≤10r/min）或缓慢转动的轴承，由于接触应力的循环次数很少，不易出现疲劳点蚀，其主要失效形式是塑性变形，设计时必须进行静强度计算。对非低速转动的轴承，若承受的载荷变化太大时，在按寿命计算选择出轴承型号后，还应按静载荷能力进行验算。静强度计算公式为

C o≥S o P o（12-4）式中：C o——基本额定静载荷（N）；S o——安全系数（表12-10）；P o——当量静载荷（N）为承受最大载荷的滚动体及内、外圈滚道的接触应力等于某一定值时的假想静载荷。

向心轴承指径向额定静载荷；推力轴承指轴向额定静载荷，可从轴承手册中查得。

当量静载荷是一个假想的载荷，轴承在此载荷作用下所产生的永久变形量与实际载荷作用下的相同。其计算公式为

P o=X o F r＋Y o F a（12-5）若计算出P o

表12-11 径向静载荷系数X和轴向静载荷系数Y

【例12-3】某工程机械传动中轴承组合形式如图所示。已知：轴向力F k=2000 N，径向力F r1=4000 N，F r2=5000 N，转速n=1500 r/min。中等冲击，工作温度低于100℃，要求轴承使用寿命L h=5000 h。问30310轴承是否适用。

解: 1)计算轴承所受轴向载荷F a。查附表12-3得

30310轴承C=130000N；y=1.7，e=0.35

查表12-9得F s1＝F r1/2Y＝4000 /（2×1.7）＝1176.5 N

图12-21

184

F S2＝F r 2/2Y ＝5000 /（2×1.7）＝1470.6 N

F s2+F k ＝1470.6+2000＝3470.6 N ＞F s 1 可知轴承1被“压紧”，轴承2

被“放松”，故

F a1＝F s2+F k ＝1470.6+2000＝3470.6 N ； F a 2＝F s2＝1470.6 N

2)计算当量动载荷P

轴承1：F a1 / F r 1＝3470.6 / 4000＝0.8677 ＞e ；查表12-7得x ＝0.4，由载荷中等冲击，查表12-8得K p ＝1.6，

P 1＝K p （xF r 1＋yF a 1）＝1.6×0.4×4000＋1.7×3470.6）＝12000 N

轴承2：F a2/F r 2＝1470.6 / 5000＝0.294 ＜e ；查表12-7得x ＝1、y ＝0，故

P 2＝K p （xF r 2＋yF a2）＝1.6×（1×5000＋0×1470.6）＝8000 N

3)验算基本额定动载荷C

按公式（12-2）得所需的基本额定动载荷C ＇＝P ×ε6

10

60h

L n ?，因P 1＞P 2，所以按P 1计算：C ＇＝12000×

7501410

50001500603

106

=??N ＜C=130000N 所以采用一对30310圆锥滚子轴承寿命是足够的。

第三节 键联接和销联接

键联接主要用于轴上零件的周向固定并传递转矩；有些兼作轴上零件的轴向固定；还有的对沿轴向移动的零件起导向作用。

一、键联接的类型、特点和应用

键是标准件，按结构特点及工作原理，键联接可分为平键联接、半圆键联接和楔键联接等。

1.平键联接 如图12-22所示，键的两侧面为工作表面，靠键与键槽间的挤压力传递扭矩。平键联接由于结构简单、装拆方便、对中较好，广泛用于传动精度要求较高的场合。按用途将平键分为如下三种：

图12-22平键联接

185

(1)普通平键。如图12-22所示，按结构分为圆头（A 型）、平头（B 型）和单圆头（C 型）三种。A 型键定位好，应用广泛。C 型键用于轴端。A 、C 型键的轴上键槽用立铣刀加工，端部应力集中较大。B 型键的轴上键槽用盘铣刀加工，轴上应力集中较小，但键在键槽中的轴向固定不好，故尺寸较大的键要用紧定螺钉压紧。

(2)导向平键。导向平键（图12-23）是加长的普通平键，有圆头（A 型）和方头（B 型）两种。导向平键用螺钉固定在轴上，轮毂可沿键作轴向移动。为拆卸方便，在键的中部制有起键用的螺孔。当轴上零件移动距离较大时，可用滑键联接（图12-24）。滑键固定在轮毂上，轮毂带着滑键在轴上键槽中作轴向移动，固需要在轴上加工长键槽。

2.半圆键联接

如图12-25所示，键的底面为半圆形。工作时靠两侧面传递转矩，键在槽中能绕几何中心摆动，以适应轮毂上键槽的斜度。但轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，主要用于轻载时锥形轴头与轮毂的联接。

3.楔键联接

如图12-26所示，楔键的上下面为工作面，分别与轮毂和轴上键槽底面紧贴。键的上 表面与轮毂键槽底面均有1:100的斜度，装配时需把键打紧，使键楔紧在轴和毂之间，靠 楔紧产生的摩擦力传递转矩和单向的轴向力。

楔键分为普通楔键（图12-26a ）和钩头楔键（图12-26b ），前者又分为圆头（A 型）和平头（B 型）两种。圆头普通楔键是放入式的（放入轴上键槽后打紧轮毂），其他楔键都是打入式（先将轮毂装到适当位置再将键打紧）。

键楔紧后迫使轴上零件与轴产生偏斜，故受冲击、受载荷作用时，楔键联接容易松动。楔键联接只适用于对中性要求不高、载荷平稳、低速运转的场合，如农业机械、建筑机械等。当轴径d ＞100mm 且传递较大转矩时，可采用由一对楔键组成的切向键联接（图12-27a ）。若要传递双向转矩，则需用两对相隔120°～130°的切向键（图12-27b ）。

图12-23 导向平键联接

图12-24 滑键联接 图12-25 半圆键联接

a ）

b ）

图12-26 楔键联接

186

二、平键的选择和强度校核 1.平键的选择

首先根据键联接的工作要求和使用特点选择平键的类型，再按照轴径d 从标准中选取键的剖面尺寸b ×h （见表12-12）。键的长度l 一般按轮毂宽度选取，即键长等于或略短于轮毂宽度，并应符合标准值。

2.平键联接的强度校核

键联接的主要失效形式是较弱工作面的压溃（静联接）或过度磨损（动联接）。因此按挤压应力或压强p 进行条件性计算，其校核公式为

dhl T p 4=

σ≤][p σ 或 dhl

T p 4=≤][p （12-6）

式中：T 为传递的转矩（N ·mm ）；d 为轴的直径（mm ）；h 为键的高度（mm ）；l 为键的

工作长度（mm ）；[p σ]（或[ p ]）为键联接的许用挤压应力（或许用压强[ p ]）（Mpa ），

计算时应取联接中较弱材料的值。见表12-13。

a ） b)

图12-27 切向键联接

187

如果单键强度不够，可适当增加轮毂宽和键长，或用间隔180°的两个键。考虑到载荷分布的不均匀性，双键联接的强度可按1.5个键计算。

表12-12 平键联接尺寸（摘自GB1096-79）（mm）

注：①在工作图中，轴槽深用t或（d－t）标注，但（d - t）的偏差应取负号；毂槽深用t1或(d +t1)标注；轴槽的长度公差H14。②较松键联接用于导向平键；一般键联接用于载荷不大的场合；较紧键联接用于载荷较大、有冲击和双向转矩的场合。

188

三、花键联接

花键联接是由在轴上加工出的外花键齿和在轮毂孔加工出的内花键齿所构成的联接，如图12-28所示。其优点是：齿数多，承载能力强；且槽较浅，应力集中小，对轴和毂的强度削弱较小，对中性和导向性好，广泛应用于定心精度要求高和载荷较大的场合。花键已标准化，按齿形不同，常用的花键分为矩形花键和渐开线花键。

1.矩形花键 矩形花键（图12-29）的键齿面为矩形，按齿数和尺寸不同，矩形花键分轻、中两系列。分别适用轻、中两种不同的载荷情况。如汽车、机床变速箱中滑移齿轮与轴的联接。矩形花

键联接采用小径定心，其定心精度高。花键轴和孔可采用热处理后再磨削的加工方法。

2.渐开线花键

渐开线花键（图12-30）的键齿面为渐开线，齿根较厚，强度较高，受载时齿上有径向分力，能起自动定心

作用，有利于保证同轴度。其工艺性好，可用加工齿轮的方法加工。适用于载荷较大、尺寸较大的联接。如起重运输机械、矿山机械等。

渐开线的主要参数为模数m 、齿数z 、分度圆压力角α（30°或45°）。α=45°的渐开线花键齿数多、模数小，不易发生根切，多用于轻载、薄壁零件和较小直径的联接。

【例12-4】已知齿轮减速器输出轴与齿轮间用键联接，传递的转矩T =700N ·m ，轴的直径d =60mm ，轮毂宽B =85mm ，载荷有轻微冲击，齿轮材料为铸钢。试设计该键联接。

解：1）选择键的类型。为保证齿轮传动啮合良好，要求轴毂对中性好，故选用A 型普通平键。

2）选择键的尺寸。按轴径d =60mm ，从表12-12中选择键的尺寸b ×h =18mm×11mm ，根据轮毂宽取键长L =80mm ，标记为：键18×80 GB1096-79

3)校核键联接强度。由表12-13查铸钢材料p σ＝100～120MPa ，由式（12-6）计算键联接的挤压强度

12-29矩线花键 图12-30渐开线花键

图12-28 花键联接

哈工大机械设计大作业轴系

HａrｂｉｎI n s t i tｕt e o fＴeｃh n o lｏｇy 机械设计大作业说明书大作业名称：轴系设计 设计题目: 5.1.5 班级：１2０８105 设计者: 学号： 指导教师: 张锋 设计时间：２０14．12.03 哈尔滨工业大学

哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书 题目___轴系部件设计＿_＿_ 设计原始数据: 方案电动机 工作功 率P/k Ｗ 电动机满 载转速n ｍ /(r／miｎ) 工作机的 转速ｎ w /(r/min） 第一级 传动比 ｉ1 轴承座 中心高 度 H/mm 最短工 作年限 工作环 境 5.1．５ 3 710 80 2 170 3年３ 班 室内清 洁 目录 一、选择轴的材料 (1) 二、初算轴径 (1) 三、轴承部件结构设计 (1) 3.1轴向固定方式 (2) ３.2选择滚动轴承类型 (2) 3.3键连接设计 (2) ３.4阶梯轴各部分直径确定 (2) 3．5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (2) 四、轴的受力分析 (3) 4.１画轴的受力简图 (3) 4.２计算支反力 (3) 4.３画弯矩图 (3) 4.4画转矩图 (5) 五、校核轴的弯扭合成强度 (5)

六、轴的安全系数校核计算………………………………………………６ 七、键的强度校核 (7) 八、校核轴承寿命 (8) 九、轴上其他零件设计 (9) 十、轴承座结构设计 (9) 十一、轴承端盖（透盖）.........................................................９参考文献 (10)

一、选择轴的材料 该传动机所传递的功率属于中小型功率，因此轴所承受的扭矩不大。故选45号钢，并进行调质处理。 二、初算轴径 对于转轴,按扭转强度初算直径 3min m P d C n ≥ 式中: P ————轴传递的功率,KW ； m n ————轴的转速,r/mi ｎ; Ｃ————由许用扭转剪应力确定的系数，查各种机械设计教材或机械设计手册。 根据参考文献1表9.４查得Ｃ=118~106,取C=118, 所以, mm n P C d 6.23355 85.211833==≥ 本方案中,轴颈上有一个键槽,应将轴径增大５%，即 ????d ≥23.6×（1+5％)＝24.675mm 按照ＧB ２８2２-2０05的a R ２0系列圆整，取d=２5ｍｍ。 根据GB/Ｔ10９6—2００３，键的公称尺寸78?=?h b ，轮毂上键槽的尺寸 b=8m ｍ，mm t 2.0013.3+= 三、轴承部件结构设计 由于本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同,因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。以下是轴段的草图: ３.1及轴向固定方式 因传递功率小,齿轮减速器效率高、发热小,估计轴不会长,故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。因此，所涉及的轴承部件的结构型式如图2所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从min d 处开始设计。 3.2选择滚动轴承类型 因轴承所受轴向力很小,选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度,齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境清 洁,脂润滑,密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。 3．３ 键连接设计 轴段⑦ 轴段⑥ 轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段② 轴段① L1 L2 L3 图1

哈尔滨工业大学机械设计基础轴系部件设计

机械设计基础大作业计算说明书 题目：朱自发 学院：航天学院 班号：1418201班 姓名：朱自发 日期：2016.12.05 哈尔滨工业大学

机械设计基础 大作业任务书题目：轴系部件设计 设计原始数据及要求：

目录 1.设计题目 (4) 2.设计原始数据 (4) 3.设计计算说明书 (5) 3.1 轴的结构设计 (5) 3.1.1 轴材料的选取 (5) 3.1.2初步计算轴径 (5) 3.1.3结构设计 (6) 3.2 校核计算 (8) 3.2.1轴的受力分析 (8) 3.2.2校核轴的强度 (10) 3.2.3校核键的强度 (11) 3.2.4校核轴承的寿命 (11) 4. 参考文献 (12)

1.设计题目 斜齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计2.设计原始数据

3.设计计算说明书 3.1 轴的结构设计 3.1.1 轴材料的选取 大、小齿轮均选用45号钢，调制处理，采用软齿面，大小齿面硬度为241~286HBW ，平均硬度264HBW ；齿轮为8级精度。 因轴传递功率不大，对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。 3.1.2初步计算轴径 按照扭矩初算轴径： 6 3 39.55100.2[]P P n d n τ?≥ =式中： d ——轴的直径，mm ；

τ——轴剖面中最大扭转剪应力,MPa ； P ——轴传递的功率，kW ； n ——轴的转速，r /min ； []τ——许用扭转剪应力，MPa ； C ——由许用扭转剪应力确定的系数； 根据参考文献查得106~97C =，取106C = 故 10635.0mm d ≥== 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即 35(15%)36.75mm d ≥?+= 取圆整，38d mm =。 3.1.3结构设计 （1）轴承部件的支承结构形式 减速器的机体采用剖分式结构。轴承部件采用两端固定方式。 （2）轴承润滑方式 螺旋角: 12() arccos =162n m z z a β+= 齿轮线速度： -338310175 2.37/6060cos 60cos16n m zn dn v m s πππ β???==== 因3/v m s <, 故轴承用油润滑。

高速轴轴系部件设计

机械设计作业设计计算说明书 题目：设计齿轮传动高速轴的轴系部件系别： 班号： 姓名： 日期：2014.11.29

机械设计作业任务书 题目：设计带式运输机中的齿轮传动 设计原始数据： 带式运输机传动方案如图1所示。 原始数据见表1 表1 带式运输机设计中的已知数据 电动机工作功率Pd （kW）电动机满载转 速 (/min) m n r 工作机的转 速 (/min) w n r 第一 级传 动比 1 i 轴承中 心高H （mm） 最 短 工 作 年 工作环境 3 960 90 1.8 150 1班室外、有尘 图1 带式运输机运动方案及各轴名称

目录 1 轴材料的选择 (3) 2 初算轴径 (3) 3 结构设计 (3) 3.1 确定轴的轴向固定方式 (4) 3.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式 (4) 3.3 确定各段轴的径向尺寸 (4) 3.4 确定轴承端盖的尺寸 (5) 3.5 确定各段轴的轴向尺寸 (5) 3.6 确定各段轴的跨距 (6) 3.7 确定箱体的尺寸 (6) 3.8 确定键的尺寸 (7) 4 轴的受力分析 (7) 4.1 画出轴的受力简图 (7) 4.2 计算轴承的支承反力 (7) 4.3 画出轴的弯矩图 (7) 4.4 画出轴的转矩图 (9) 5 校核轴的强度 (9) 5.1 按弯扭合成强度计算 (9) 5.2 轴的安全系数校核计算 (9) 6 校核键连接的强度 (11) 7 轴承寿命计算 (11) 8 绘制高速轴装配图 (12) 9参考文献 (12)

1 轴材料的选择 因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，并调质处理。 2 初算轴径 由V 带传动的设计计算和齿轮传动的设计计算可得各轴的运动参数和动力参数见表2。 表2 各轴的运动及动力参数 高速轴作为转轴，这里按照扭转强度初算轴径 3n P C d ?≥ 式中： P ——高速轴（即I 轴）传递的功率，kW ，由表2可知，kW P 88.2=； n ——高速轴的转速，min /r ，由表2可知，min /533r n =； C ——由许用扭转剪应力确定的系数，查参考文献[1]表10.2得106~118=C ，取112=C 。 由上述数据计算轴径得 mm d 7.19533 88.21123=?≥ 由于轴上有一个键槽，因此，轴径需要增大5%，即 mm d 7.207.1905.1min =?= 根据GB/T 2822—200520a R 系列圆整得mm d 22min =。 3 结构设计 轴名 功率P/ kW 转矩T/ (N ·m) 转速n/ (r/min) 传动比i 效率η 电机轴 3 29.8 960 1.8 0.96 Ⅰ轴 2.88 51.49 533 5.9 0.96 Ⅱ轴 2.77 291.73 90 1 0.98 卷筒轴 2.71 285.92 90

哈工大 机械设计 轴系部件大作业

H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y 机械设计大作业 题目：轴系部件设计 院系：能源科学与工程学院班级：1002301 姓名：邹云鹏 学号：1100200312

轴系部件设计 一、 设计题目 原始数据如下： 图 1 二、轴的材料选择 因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，调质处理。 三、初算轴径min d ，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径1d 和长度1L 对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[1]查表10.2得 C =118~106,取C =112，则 d =min 121P P ηη= 式中： 1η——齿轮的传动效率 1P ——为小齿轮传递的功率，有大作业四可知1P =3.0， 由参考文献[2]，取98.0=η ，代入上式，得： 25.2357 .3280.398.011233 1 m in/=??==n P C d mm 考虑有一个键槽的影响，取41.2405.125.23m in/=?=mm d

四、结构设计 1.轴承部件的结构型式及主要尺寸 为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，取机体的铸造壁厚 8mm =δ，机体上轴承旁连接螺栓直径12mm =d 2，装拆螺栓所需的扳手空间18mm 16mm ==1C C ,2，故轴承座内壁至座孔外端面距离(58)mm 4750mm =+++=::L C C δ12，取50mm =L 。 2.确定轴的轴向固定方式 因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。因此，所涉及的轴承部件的结构型式如图2所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从d min 处开始设计。 3.选择滚动轴承类型，并确定其润滑与密封方式 因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度s m s m dn v /2/07.11000 6057.32862100060<=???=?=ππ，齿轮转动时飞溅的润滑油不 足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境清洁，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，并在轴上安置挡油板。 4. 轴的结构设计 本设计中有7个轴段的阶梯轴，以外伸轴颈d 1为基础，考虑轴上零件的受力情况，轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔径的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各段的直径。轴的轴向尺寸要考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件的距离要求等要素，通常从与传动件相配的轴段开始。 根据以上要求，确定各段轴的直径：d 1=24mm ，d 2=26mm ，d 3=30mm ， d 4=35mm ，d 5=40mm ，d 6=30mm 根据轴承的类型和d 3，初选滚动轴承型号为7306C ，d =30mm ，D =72mm ， B =19mm 。mm a 15=因为轴承选用脂润滑，轴上安置挡油板，所以轴承内端面与机体内壁间要有一定距离?，取mm 10=?。 为避免齿轮与机体内壁相碰，在齿轮端面与机体内壁间留有足够的间距H ，取H=15mm 。

机械设计作业集第3章答案

第三章 机械零件的强度 一、选择题 3—1 零件的截面形状一定，当截面尺寸增大时，其疲劳极限值将随之 C 。 A 增加 B 不变 C 降低 D 规律不定 3—2 在图中所示的极限应力图中，工作应力有C 1、C 2所示的两点，若加载规律为r=常数。在进行安全系数校核时，对应C 1点的极限应力点应取为 A ，对应C 2点的极限应力点应取为 B 。 A B 1 B B 2 C D 1 D D 2 3—3 同上题，若加载规律为σm =常数，则对应C 1点 的极限应力点应取为 C ，对应C 2点的极限应力点 应取为 D 。 A B 1 B B 2 C D 1 D D 2 题3—2图 3—4 在图中所示的极限应力图中，工作应力点为C ，OC 线与横坐标轴的交角θ=600 ，则该零件 所受的应力为 D 。 A 对称循环变应力 B 脉动循环变应力 C σmax 、σmin 符号（正负）相同的不对称循环变应力 D σmax 、σmin 符号（正负）不同的不对称循环变应力 题3—4图 3—5 某四个结构及性能相同的零件甲、乙、丙、丁，若承受最大应力的值相等，而应力循环特性r 分别为+1、-1、0、，则其中最易发生失效的零件是 B 。 A 甲 B 乙 C 丙 D 丁 3—6 某钢制零件材料的对称循环弯曲疲劳极限σ-1=300MPa ，若疲劳曲线指数m=9，应力循环基 数N 0=107，当该零件工作的实际应力循环次数N=105 时，则按有限寿命计算，对应于N 的疲劳极限σ-1N 为 C MPa 。 A 300 B 420 C D 3—7 某结构尺寸相同的零件,当采用 C 材料制造时,其有效应力集中系数最大。 A HT200 B 35号钢 C 40CrNi D 45号钢 3—8 某个40Cr 钢制成的零件，已知σB =750MPa ，σs =550MPa ，σ-1=350MPa ，ψσ=，零件危险截面处的最大工作应力量σmax =185MPa ，最小工作应力σmin =-75MPa ，疲劳强度的综合影响系数K σ=，则当循环特性r=常数时，该零件的疲劳强度安全系数S σa 为 B 。 A B 1.74 C D 3—9 对于循环基数N 0=107 的金属材料,下列公式中, A 是正确的。 A σr m N=C B σN m =C C 寿命系数m N N N k 0/ D 寿命系数k N < 3—10 已知某转轴在弯-扭复合应力状态下工作，其弯曲与扭转作用下的计算安全系数分别为 S σ=、S τ=，则该轴的实际计算安全系数为 C 。 A B 6.0 C D 3—11 在载荷和几何尺寸相同的情况下,钢制零件间的接触应力 A 铸铁零件间的接触应力。 A 大于 B 等于 C 小于 D 小于等于 3—12 两零件的材料和几何尺寸都不相同，以曲面接触受载时，两者的接触应力值 A 。 A 相等 B 不相等 C 是否相等与材料和几何尺寸有关 D 材料软的接触应力值大 3—13 两等宽的圆柱体接触，其直径d 1=2d 2，弹性模量E 1=2E 2，则其接触应力为 A 。 A σH1=σH2 B σH1=2σH2 C σH1=4σH2 D σH1=8σH2 D 1 D 2 σS σm σa B 1 B 2 C 1 C 2 O θ σa σm C o

机械设计课后习题第9章作业图文要点

第9章作业 9-1 何谓凸轮机构传动中的刚性冲击和柔性冲击?试补全图示各段一、 一、一曲线，并指出哪些地方有刚性冲击，哪些地方有柔性冲击？ 答凸轮机构传动中的刚性冲击是指理论上无穷大的惯性力瞬问作用到构件上，使构件产生强烈的冲击；而柔性冲击是指理论上有限大的惯性力瞬间作用到构件上，使构件产生的冲击。 s-δ, v-δ, a-δ曲线见图。在图9-1中B，C处有刚性冲击，在0，A，D，E处有柔性冲击。 9—2何谓凸轮工作廓线的变尖现象和推杆运动的失真现象?它对凸轮机构的工作有何影响?如何加以避免? 题9-1图 答在用包络的方法确定凸轮的工作廓线时，凸轮的工作廓线出现尖点的现象称为变尖现象：凸轮的工作廓线使推杆不能实现预期的运动规律的现象件为失真现象。变尖的工作廓线极易磨损，使推杆运动失真．使推杆运动规律达不到设计要求，因此应设法避免。变尖和失真现象可通过增大凸轮的基圆半径．减小滚子半径以及修改推杆的运动规律等方法来避免。 9—3力封闭与几何封闭凸轮机构的许用压力角的确定是否一样?为什么?

答力封闭与几何封闭凸轮机沟的许用压力角的确定是不一样的。因为在回程阶段-对于力封闭的凸轮饥构，由于这时使推杆运动的不是凸轮对推杆的作用力F，而是推杆所受的封闭力．其不存在自锁的同题，故允许采用较大的压力角。但为使推秆与凸轮之间的作用力不致过大。也需限定较大的许用压力角。而对于几何形状封闭的凸轮机构，则需要考虑自锁的问题。许用压力角相对就小一些。 9—4一滚子推杆盘形凸轮机构，在使用中发现推杆滚子的直径偏小，欲改用较大的滚子？问是否可行?为什么? 答不可行。因为滚子半径增大后。凸轮的理论廓线改变了．推杆的运动规律也势必发生变化。 9—5一对心直动推杆盘形凸轮机构，在使用中发现推程压力角稍偏大，拟采用推杆偏置的办法来改善，问是否可行?为什么? 答不可行。因为推杆偏置的大小、方向的改变会直接影响推杆的运动规律．而原凸轮机构推杆的运动规律应该是不允许擅自改动的。 9-6 在图示机构中，哪个是正偏置?哪个是负偏置?根据式(9-24说明偏置方向对凸轮机构压力角有何影响? 答由凸轮的回转中心作推杆轴线的垂线．得垂足点，若凸轮在垂足点的 速度沿推杆的推程方向．刚凸轮机构为正偏置．反之为负偏置。由此可知．在图 示机沟中，两个均为正偏置。由

机械设计基础-第12章_轴作业解答

12-7 解：由 得： 12-8 解：由 得： 12-9 解：对不变转矩α=0.3，45钢调质的[σ-1b ]=60MPa ，则： 该轴能满足强度要求。 12-10 解： 对不变转矩α=0.3，则： 由 得： ][1.0)(13 22b e d T M -≤+=σασmm x mm M Fa Ma x 4268.42510 584.1300900030010584.16 6==?-???=-=取x a Fax M +=max Nmm T d M b 622362 23110584.1)23003.0()6010801.0()()][1.0(?=?-???=-≤-ασ][2.01055.936ττ≤?=n d P mm d mm n P d 3828.364010002.040 1055.9][2.01055.93636==????=?≥取τ][2.01055.936ττ≤?= n d P kw nd P 61.711055.9553514502.01055.9][2.06363=????=?≤τ][5.0551.0)10153.0()107(1.0)(132 323322b e MPa d T M -≤=???+?=+=σασ

解： 错误说明：(略) 改正图(略) 12-12 解： 取d =28mm 12-13 解： 1. 计算中间轴上的齿轮受力 中间轴所受转矩为： 1 2 3 4 5 6 1 2

2. 轴的空间受力情况如图a)所示。 3. 垂直面受力简图如图b)所示。 垂直面的弯矩图如图c)所示。 4. 水平面受力简图如图d)所示。 水平面的弯矩图如图e)所示。 B 点左边的弯矩为： B 点右边的弯矩为： C 点右边的弯矩为： C 点左边的弯矩为：

机械设计实验(轴系)

南昌大学机械设计实验报告 学生姓名： ****** 学号：********** 专业班级： ********* 实验类型：□验证■综合□设计□创新实验日期：12年11月14日小组组员：***、****、*****、******* 实验成绩： 实验名称：组合轴系结构设计实验 实验目的：熟悉并掌握轴系结构设计中有关轴的结构设计、滚动轴承组合设计的基本方法。 实验内容: (1)指导教师根据实验箱中的说明书选择性安排每组的实验内容或 学生自主拟定实现轴系结构功能及其设计方案. (2)进行轴的结构设计与滚动轴承组合设计,每组学生根据实验题 号的要求,进行轴系结构设计,解决轴承类型选择、轴上类型定位、固定轴承安装与调节、润滑及密封等问题 (3)绘制轴系结构装配图。 (4)经指导教师检查后，再按拟定方案进行轴系结构的装配，并分 析及特点。 实验设备： （1）实验仪器设备：组合式轴系结构设计分析实验箱：提供能进行减速器圆柱齿轮轴系，小圆锥齿轮轴系及蜗杆轴系结构设计的全套零件。 （2）测量及绘图工具：钢皮尺、游标卡尺、内外卡钳、铅笔、三角

板等。 实验步骤： （1）明确实验内容，理解设计要求。 （2）复习有关轴的结构设计与轴承组合设计的内容与方法。 （3）构思轴系结构方案 ①根据齿轮类型选择滚动轴承型号； ②确定支承轴向固定方式（两端固定：一端固定、一端游动）； ③根据齿轮圆周速度（高、中、低）确定轴承润滑方式（脂润滑、油润滑）； ④选择端盖形式（凸缘式、嵌入式）并考虑透盖处密封方式（毡圈、皮碗、油沟）； ⑤考虑轴上零件的定位与固定，轴承间隙调整等问题； ⑥绘制轴系结构方案示意图。 （4）组装轴系部件。根据轴系结构方案，从试验箱中选取合适零件并组装成轴系部件、检查所组装的轴系结构是否正确。 （5）绘制结构轴系草图。 （6）测量轴系结构尺寸（支座不用测量），并做好记录。 （7）将所有零件放入实验箱内的指定位臵，交还所借工具。 （8）根据结构草图及测量数据，在实验报告上按1:1比例绘制轴系结构装配图，要求装配关系表达正确，注明必要尺寸，填写标 题栏和明细表。 （9）写出实验报告。

机械设计网上作业第12章

问题 1 得 1 分，满分 1 分 选择题 转动的轴，受不变的载荷，其所受的弯曲应力的性质为_______。 所选答案： A. 对称循环 正确答案： A. 对称循环 问题 2 得 1 分，满分 1 分 选择题 安装齿轮的轴，若弯曲变形超过限度，会造成齿轮_______。 所选答案： B. 沿齿宽方向发生偏载 正确答案： B. 沿齿宽方向发生偏载 问题 3 得 1 分，满分 1 分 选择题 转轴上载荷和支点位置都已确定后，轴的直径可以根据_______来进行计算或校 核。 所选答案： B. 弯扭合成强度

正确答案： B. 弯扭合成强度 问题 4 得 1 分，满分 1 分 选择题 某45钢轴的刚度不足，可采取_______措施来提高其刚度。 所选答案： C. 增大轴的直径 正确答案： C. 增大轴的直径 问题 5 得 1 分，满分 1 分 选择题 轴上安装有过盈配合零件时，应力集中将发生在_____。 所选答案： A. 沿轮毂两端部位 正确答案： A. 沿轮毂两端部位 问题 6 得 1 分，满分 1 分 填空题 对大直径的轴的轴肩圆角处进行喷丸处理是为了降低材料对_______的敏感性。

所选答案： 应力集中 正确答案： 应力集中 问题 7 得 1 分，满分 1 分 选择题 自行车的前轴是_______。 所选答案： C. 心轴 正确答案： C. 心轴 问题 8 得 1 分，满分 1 分 选择题 为了使轴上零件能靠紧轴肩而得到准确可靠定位，轴肩处圆角半径r 与相配零件 孔端部圆角半径R 间关系应为（ ）。 所选答案： C. r 小于R 正确答案： C. r 小于R 问题 9 得 1 分，满分 1 分

机械设计轴系大作业(最新版)

轴系部件设计计算说明书 学院（系）：机械工程与自动化学院 专业：机械工程及自动化学院 班：机械1209 设计者：鲍涛（20123067） 指导老师：闫玉涛 2014 年 12 月13日 东北大学

目录 一、设计任务书及原始数据 (1) 二、根据已知条件计算传动件的作用力 (2) 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力Ft及径向力Fr (2) 2.2计算支座反力 (2) 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 (3) 四、进行轴的结构设计 (3) 4.1确定最小直径 (4) 4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号 (4) 4.3选择连接形式与设计细部结构 (5) 五、轴的疲劳强度校核 (5) 5.1轴的受力图 (5) 5.2绘制弯矩图 (6) 5.3绘制转矩图 (7) 5.4确定危险截面 (8) 5.5计算安全系数，校核轴的疲劳强度 (8) 六、选择轴承型号，计算轴承寿命 (13) 6.1计算轴承所受支反力 (13) 6.2计算轴承寿命 (14) 七、键连接的计算 (14) 八、轴系部件的结构装配图 (14)

一、设计任务书及原始数据 题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计 轴系结构简图 带轮受力分析简图 原始数据见表1

传动件计算结果T=36836N F t=1169.4N F r=425.6N

理（ΣM z=0）得出求解b点垂直面支反力R bz的计算公式： R bz=F r/2 代入圆周力F t的值，得： R bz=425.6/2=212.8N 根据垂直面受力平衡原理（ΣF z=0），得出d点垂直面支反力R dz的计算公式： R dz=F r－R bz 带入以求得的b点垂直面支反力的值R bz，得： R dz=425.6－212.8=212.8N 2、计算水平面（XOY）支反力 根据受力分析图，我们可以利用水平面力矩平衡原理（ΣM y=0）得出求解d点水平面支反力R dy的计算公式： R dy=(Q?s＋F t?l/2)/l 代入径向力F r与a点带传动轴压力Q的值，得：R dy=(900×100＋1169.4×160/2)/160 =1147.2N 根据水平面受力平衡原理（ΣF y=0），得出求解b点水平面支反力R by的计算公式： R by=F t－Q－R dy 带入d点水平力支反力R dy的值，得： R by=1169.4－900－1147.2=－877.8N 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 支座反力计算结果 R bz=212.8N R dz=212.8N R dy=1147.2N R by=－877.8N

哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版

Harbin Institute of Technology 课程设计说明书 课程名称：机械设计 设计题目：轴系部件设计院系： 班级： 设计者： 学号： 指导教师：德志 设计时间：2014年11月 工业大学

目录 一、选择轴的材料 (1) 二、初算轴径 (1) 三、轴承部件结构设计 (2) 3.1轴向固定方式 (2) 3.2选择滚动轴承类型 (2) 3.3键连接设计 (2) 3.4阶梯轴各部分直径确定 (3) 3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4) 四、轴的受力分析 (5) 4.1画轴的受力简图 (5) 4.2计算支反力 (5) 4.3画弯矩图 (6) 4.4画转矩图 (6) 五、校核轴的弯扭合成强度 (8) 六、轴的安全系数校核计算 (9) 七、键的强度校核 (10) 八、校核轴承寿命 (11) 九、轴上其他零件设计 (12) 十、轴承座结构设计 (12) 十一、轴承端盖（透盖） (13) 参考文献 (13)

一、 选择轴的材料 通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。因此轴所承受的扭矩不大。故选45号钢，并进行调质处理。 二、 初算轴径 对于转轴，按扭转强度初算直径： d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n1 3 式中 d ——轴的直径； P ——轴传递的功率，kW ； n1——轴的转速，r/min; [τ]——许用扭转剪应力，MPa; C ——由许用扭转剪应力确定的系数； 由大作业四知P =3.802kw 所以： d ≥36.99mm 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即 d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm 按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。 根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构 3.1轴承机构及轴向固定方式 因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。同时为了方便轴承部件的拆装，机体采用部分式结构。又由于本设计中的轴需要安装联轴器、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同。因此，设计成阶梯轴形式。轴段的草图见图2：

机械设计作业集第13章答案

第十三章滚动轴承 一、选择题 — 各类滚动轴承中，除承受径向载荷外，还能承受不大的双向轴向载荷的是 ，还能承受一定单向轴向载荷的是 、 。 深沟球轴承 角接触球轴承 圆柱滚子轴承 圆锥滚子轴承 — 选择滚动轴承类型时为方便拆卸常用 ，需有一定调心性能时选 ，作为游动轴承时适宜选 、 。 深沟球轴承 圆锥滚子轴承 圆柱滚子轴承 调心球轴承 — 转速 ，一端固定一端游动的蜗杆轴其固定端轴承应选用 。 推力球轴承 深沟球轴承 一对角接触球轴承 一对圆锥滚子轴承 — 适用多支点、弯曲刚度小的轴及难于精确对中的支承。 深沟球轴承 圆锥滚子轴承 角接触球轴承 调心球轴承 — 载荷一定的深沟球轴承，当工作转速由 变为 时，其寿命变化为 。 增大为 （ ） 下降为 （ ） 增大为 （ ） 下降为 （ ） — 若一滚动轴承的基本额定寿命为 转，则该轴承所受的当量动载荷 基本

额定动载荷。 大于 小于 等于 大于等于 — 某滚动轴承按寿命公式计算得寿命 ，其可靠度 ；若要求工作寿命达 可靠度 。 为 为 — 直齿圆柱齿轮轴系由一对圆锥滚子轴承支承，轴承径向反力 ，则作用在轴承上的轴向力 。 — 滚动轴承内圈与轴颈配合的正确标注为 。 6 7 50 k H φ 750H φ 650k φ 7 650 H k φ — 滚动轴承内圈与轴颈、外圈与座孔的配合 。 均为基轴制 前者为基轴制，后者为基孔制 均为基孔制 前者为基孔制，后者为基轴制 — 为保证轴承内圈与轴肩端面接触良好，轴承的圆角半径 与轴肩处圆角半径 应满足 的关系。 — 不是滚动轴承预紧的目的。

机械设计轴系改错

} (1)缺少调整垫片； (2)轮毂键槽结构不对； (3)与齿轮处键槽的位置不在同一角度上； (4)键槽处没有局部剖； (5)端盖孔与轴径间无间隙； (6)多一个键； — (7)齿轮左侧轴向定位不可靠； (8)齿轮右侧无轴向定位； (9)轴承安装方向不对； (10)轴承外圈定位超高； (11)轴与轴承端盖相碰。 ^ ①轴承内圈定位过高 ②与轮毂相配的轴段长度应短于轮毂长度 ③键槽过长 " ④应有调整垫片 ⑤动静件之间应有间隙应有调整垫片 ⑥轴承盖处应设密封装置 ⑦轴段过长，不利于轴承安装，应设计为阶梯轴

⑧键槽位置错误 ⑨联轴器轴向定位错误 ' > ①左端轴承的左端无轴向定位 ②与轮毂相配的轴段长度应短于轮毂长度 ③与轮毂相配键槽位置错误 ④右端轴承的右端无轴向定位 ⑤右端齿轮处的键槽位置错误 ⑥右端齿轮处的轴径错误 ⑦中间齿轮相配轴段过长，不利于轴承安装，应设计为阶梯轴 ： … ①轴端无倒角，装拆不方便；与轮毂相配的轴段长度应短于轮毂长度； ②轴肩过高 ③轴承内圈定位过高 ④轴段过长，不利于轴承安装，应设计为阶梯轴 ⑤键槽位置错误，联轴器没有轴向定位。

（ ①无倒角， 轴承装拆 不方便；与 轮毂相配 的轴段长 度应短于轮毂长度； ②轴肩过高，轴承无法拆卸； ③轮毂与轴无键联接，周向固定不可靠； ④轴头过长，齿轮装拆不便； 》 ⑤轴与轴承盖无密封件，盖孔与轴间无间隙，动静件未分开，工作时会干涉；一．齿轮轴轴系上的错误结构并改正。 （轴承采用脂润滑，齿轮采用油润滑。） — "

] ; ￥ ！ 1.转动件与静止件接触 1) 轴与端盖接触；2) 套筒与轴承外圈接触； 2.轴上零件未定位、固定 3) 套筒顶不住齿轮； 4)联轴器没轴向固定及定位； 5 )联轴器没周向固定； 6)此弹性圈没有用。 3.工艺不合理 (属加工方面) 7) 精加工面过长，且装拆轴承不便； 8)联轴器孔未打通； 9)箱体端面加工面与非加工面没有分开； 10)轴肩太高，无法拆卸轴承；

东北大学机械设计轴系大作业2

一、设计任务书及原始数据 题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计 轴系结构简图 带轮受力分析简图 原始数据见表1

项目设计方案名称字母表示及单位 1 轴输入功率P/kW 2.7 轴转速n/(r/min) 700 齿轮齿数z321 齿轮模数m/mm 3 齿轮宽度B/mm 80 大带轮直径D/mm 160 带型号 A 带根数z 3 l/mm 160 s/mm 100 带传动轴压力Q/N 900 轴承旁螺栓直径d/mm 12 表1 设计方案及原始数据 二、根据已知条件计算传动件的作用力 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t及径向力F r 已知：轴输入功率P=2.7kW，转速n=700r/(min)。 转矩计算公式： T=9.550×106P/n 将数据代入公式中，得： T=9.550×106×2.7/700 =36836N 圆周力计算公式： F t=2T/d 将转矩T带入其中，得： F t=2×36836/63=1169.4N 径向力计算公式： F r=F t×tanα 将圆周力F t带入其中，得： F r=1169.4×tan200=425.6N 轴受力分析简图 2.2计算支座反力 1、计算垂直面（XOZ）支反力 根据受力分析图，我们可以利用垂直面力矩平衡原传动件计算结果T=36836N F t=1169.4N F r=425.6N

理（ΣM z=0）得出求解b点垂直面支反力R bz的计算公式： R bz=F r/2 代入圆周力F t的值，得： R bz=425.6/2=212.8N 根据垂直面受力平衡原理（ΣF z=0），得出d点垂直面支反力R dz的计算公式： R dz=F r－R bz 带入以求得的b点垂直面支反力的值R bz，得： R dz=425.6－212.8=212.8N 2、计算水平面（XOY）支反力 根据受力分析图，我们可以利用水平面力矩平衡原理（ΣM y=0）得出求解d点水平面支反力R dy的计算公式： R dy=(Q?s＋F t?l/2)/l 代入径向力F r与a点带传动轴压力Q的值，得：R dy=(900×100＋1169.4×160/2)/160 =1147.2N 根据水平面受力平衡原理（ΣF y=0），得出求解b点水平面支反力R by的计算公式： R by=F t－Q－R dy 带入d点水平力支反力R dy的值，得： R by=1169.4－900－1147.2=－877.8N 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 四、进行轴的结构设计 4.1确定最小直径 按照扭转强度条件计算轴的最小值d min。支座反力计算结果 R bz=212.8N R dz=212.8N R dy=1147.2N R by=－877.8N

机械设计课后习题第5章作业

机械设计课后习题第5章作业

第5章作业 5-l 眼镜用小螺钉(Ml x 0．25)与其他尺寸螺钉(例如M8 x 1．25)相比，为什么更易发生自动松脱现象(§纹中径=螺纹大径-O ．65 x 螺距)? 答：因为螺纹升角：2tan (0.65) t t d d t βππ==- 而眼镜用小螺钉的螺纹升角比其他尺寸螺钉大，自锁性差，所以更易发生自动松脱现象。 5-2 当作用在转动副中轴颈上的外力为一单力，并分别作用在其摩擦圆之内、之外或相切时，轴颈将作种运动?当作用在转动副中轴颈上的外力为一力偶矩时，也会发生自锁吗? 答：当作用在转动副中轴颈上的外力为一单力，并分别作用在其摩擦圆之内发生自锁，轴不能运动；作用在其摩擦圆之外或相切时，轴颈将转动。当作用在转动副中轴颈上的外力为一力偶矩时，不会发生自锁。 5-3 自锁机械根本不能运动，对吗?试举2,-3个利用自锁的实例。 答：不对，因为自锁机械对应于一定的外力条件和方向才自锁。 5-4 通过对串联机组及并联机组的效率计算，对设计机械传动系统有何重要启示? 答：应尽可能的提高串联机组中任意机构，减少的效率串联机组中机构的数目。在并联机组部分着重提高传递功率大的传动路线的效率。 5-5 图示曲柄滑块机构中，曲柄1在驱动力矩

M 1作用下等速转动。设已知各转动副的轴颈半径r=10mm ，当量摩擦系数f v =0.1，移动副中的滑块摩擦系数f=0.15，l AB =100 mm ，l BC =350 mm 。各构件的质量和转动惯量略而不计。当M 1=20 N.m 时，试求机构在图示位置所能克服的有效阻力F 3及机械效率。 解：（1）根据已知条件fvr=0.1ⅹ10=1mm φ=arctanf=8.53o 计算可得图示位置α=45.67o, β=14.33o （2）考虑摩擦时，运动副中反力如图（a ）所示 （3）构件1的平衡条件为：F R21(l AB sin α+2ρ)=M 1 F R21=F R23=M 1/ [(l AB sin α+2ρ)] 构件3的平衡条件为：F R23+F R43+f 3=0 作力的多边形图（b ）有：233sin(90)sin(90) R F F β??=-+-o o （4）2313cos cos 93.64%cos()(sin 2)cos()R AB F M F l ??β?αρβ?===-+- （5）机械效率：330cos sin cos 270.38(sin 2)cos() AB AB F l N F l ?αβηαρβ?===+-

大连理工大学机械设计大作业

目录 一、设计任务书及原始数据 (2) 二、根据已知条件计算传动件的作用力 (3) 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t 、径向力F r及轴向力F a .. 3 2.2计算链轮作用在轴上的压力 (3) 2.3计算支座反力 (4) 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 (4) 四、进行轴的结构设计 (5) 4.1确定最小直径 (5) 4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号 (5) 4.3选择连接形式与设计细部结构 (6) 五．轴的疲劳强度校核 (6) 5.1轴的受力图 (6) 5.2绘制弯矩图 (7) 5.3绘制转矩图 (8) 5.4确定危险截面 (9) 5.5计算当量应力，校核轴的疲劳强度 (9) 六、选择轴承型号，计算轴承寿命 (10)

6.1计算轴承所受支反力 (10) 6.2计算轴承寿命 (11) 七、键连接的计算 (11) 八、轴系部件的结构装配图 (12) 一、设计任务书及原始数据 题目二：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器输出轴组合结构设计

表1 设计方案及原始数据 二、根据已知条件计算传动件的作用力 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t、径向力F r及轴向力F a 已知：轴输入功率P=4.3kW，转速n=130r/(min)。 (1)齿轮上的力 转矩计算公式：T=9.550×106P/n 将数据代入公式中，得：T=315885(N·mm) 圆周力计算公式： F t =2T/，==416(mm) (认为是法面模数) 将转矩T带入其中，得：F t =1519(N) 径向力计算公式：F r =F t ×tanα/cos，= 将圆周力F t 带入其中，得：F r =558(N) 轴向力计算公式：F a = F t ×tan 将圆周力F t 带入其中，得：F a =216(N) 2.2计算链轮作用在轴上的压力 链轮的分度园直径 链速v= 链的圆周力F= 链轮作用在轴上的压力

机械设计大作业：轴系部件设计

免费下载机械设计大作业 设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输出轴的轴系部件设计 内装： 1.设计任务书1份 2.设计计算说明书1份 3.装配工作图1张 学院机电工程及自动化 专业工业工程 学号 设计者 指导教师邓召义 完成日期 2015年 成绩

计 算 及 说 明 主 要 结 果 一、确定齿轮结构尺寸，计算作用在齿轮上的作用力 1.1选择齿轮的结构型式 根据《机械设计课程设计手册》第16章第5节，确定齿轮结构为齿轮轴。 1.2计算输出轴的转矩T m N 25.1871530 .39550T 2 n P 95502?=?= = 1.3计算作用在齿轮上的圆周力、径向力 N 72.1104)113003.0/(25.1872)z m /(T 2d /T 2F 2222t =??=?== N 09.40220tan 72.1104tan F F 2t 2r =?=α?= 二、选择轴的材料 因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，并经过调质处理。查《机械设计课程设计手册》表16-1，得：轴材料的硬度为 217~225HBW ，抗拉强度极限MPa 640B =σ，屈 服强度极限 MPa 355s =σ，弯曲疲劳极限 MPa 2751=σ-，剪切疲劳极限MPa 1551=τ-， 许用弯曲应力 MPa 60][1=σ-；查表16-2，得 103~126A 0=。 m N 25.187T 2?= N 72.1104F 2t = N 09.402F 2r = MPa 640B =σ MPa 355s =σ MPa 2751=σ- MPa 1551=τ- MPa 60][1=σ- 103~126A 0=

福州大学机械设计大作业齿轮及轴系零件设计

机械设计大作业齿轮及轴系零件设计 学院：机械学院 设计者：郝承志 学号： 021400809 指导老师：陈亮 完成时间：2016.12.01

一．目的 1、掌握齿轮及轴系零件结构设计的方法 2、培养独立设计能力 3、学会查阅有关手册及设计资料 二．题目及方案 1、题目：齿轮及轴系零件设计 2、设计方案： 项目 输出轴转 速（r/min）输出轴功 率（kW） 大齿轮齿 数Z2 大齿轮模 数m n 大齿轮螺 旋角β （左旋） 大齿轮宽 度B 小齿轮齿 数Z1 设计方案170 6 113 3 9°22 80 26 三．结构简图：

（五）初步设计轴的结构 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，由密封圈 处轴径标准值系列：25,28,30,32,35,38,40,42,45,48,50,55,60??????可得： 取 d 45mm II III -= 2）II-III 轴段右端的轴肩为非定位轴肩，由轴承标准系列综合考虑， 取50mm III IV d -= 由于两个轴承成对，故尺寸相同， 所以d 50III IV VII VIII d mm --== 因为轴承宽度B=20mm, 所以，VII-VIII L =20mm 3）半联轴器与轴配合的毂孔长度1L 112mm =，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II L 长度应比1L 略短一些， 取I-II L 110mm = 各轴段长度和半径： d 45mm II III -= 50mm III IV d -= d 50III IV VII VIII d mm --== VII-VIII L =20mm I-II L 110mm =

机械设计大作业-轴系设计-说明书

机械设计基础 大作业计算说明书 题目轴系部件设计 学院材料学院 班号1429201 学号1142920102 姓名胡佳伟 日期2016年12月13日 哈尔滨工业大学

机械设计基础 大作业任务书 1.1设计题目 直齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计 1.2设计原始数据 1.3设计要求 1.轴系部件装配图一张。 2.计算说明书一份，包括输出轴，输出轴上的轴承及键的校核计算。

2．设计过程 （1）估算轴的基本直径。选用45号钢，正火处理，σb=600MPa，估计直径<100mm。查表可得C = 118，由公式得 所求的d为受扭部分的最细处，即装联轴器处的轴径处。但因为该处有一个键槽，故轴径应该增大3%，d=37.46 x 1.03=38.58mm取d=40mm。 （2）轴的结构设计（齿轮圆周速度<2m/s,采用脂润滑） ○1.初定各个轴段直径 位置轴径/mm 说明 联轴器处40 按传递转矩估算的基本直径 油封处42 该段轴径应满足油封标准 轴承处45 选用6209深沟球轴承，为便于轴承从右端 装拆，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符 合滚动轴承内径标准，故取轴径为45mm， 初定轴承型号为6209，两端相同 齿轮处48 考虑齿轮从右端装入，故齿轮孔径应大于轴 承处轴径，并为标准直径。 轴环处56 齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径 d=48mm，查表知轴环高度a=（0.07-0.1） d=3.36-4.8mm，取a=4mm

○2.确定各轴段长度 位置轴段长度 /mm 说明 齿轮处78 已知齿轮轮毂宽度为80mm，为保证齿轮能被压紧， 此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取78mm 右端轴承处39 此轴段包括4部分，轴承内圈宽度19mm；考虑到 箱体的铸造误差，装配时留有余地，轴承左端面与 箱体内壁的间距取10mm，箱体内壁与齿轮右侧端 面间距取8mm，齿轮轮毂宽度与齿轮处轴段长度之 差为2mm。最后该轴段长度为19+10+8+2=39mm 油封处30 此段长度由轴承盖的总宽度加上轴承盖外端面与 联轴器左端面的间距构成，为20+10=30mm。 联轴器处68 已知联轴器轮毂宽度为70mm，为保证轴端挡圈能 压紧联轴器，此轴段长度应略小于联轴器轮毂宽 度，故取68mm 轴环处 6 轴环宽度b=1.4a=1.4x4=5.6mm，取b=6mm 左端轴承处31 此轴段包括4部分，轴承内圈宽度19mm；考虑到 箱体的铸造误差，装配时留有余地，轴承右端面与 箱体内壁的间距取10mm，箱体内壁与齿轮左侧端 面间距取8mm，轴环的宽度为6mm需要减去。最 后该轴段长度为19+10+8-6=31mm 全轴长252 78+39+30+68+6+31=252mm （3）轴的受力分析 ○1.求轴传递的转矩 ○2.求轴上传动件作用力 齿轮上的圆周力 齿轮上的径向力