轴设计计算和轴承计算模板(实例)

流体动压润滑径向滑动轴承计算举例
试设计一流体动压润滑径向滑动轴承。

其径向外载荷为 5000N ，轴颈转速为960r/min ，轴颈所允 许的最小直
径为20mm 。

解:
工作载荷HN 〕 ^000~
轴馬宽径叱引d
卷考值 [―TT ----- 1 轴颈直径贞mm]
歹且1 00 ▼ r 自定义'
轴转速
960
开赠i 计算
混合润滑计算
rt 十算结果显示
釉承压强（MPaJ 12.5000 釉頑速度〔“旳]1 0053 r 使用参考间隍计算
3）估算轴承间隙
卩间隙计算结果显示
直径间003
相对间隙
0.0015
计算间隙
4）选择材料
包角选择n iso
ZCuSn10P1
J
许用摄大压强〔忖pa] 许用摄丈速度丽畑 许用 pv®（Mpa x m/s ） 材料属性 15
10
15 踢音洞
材料适用场合
用于中速、重戟及受变载荷的轴承.用于中速、
承°
中载的轴 参考值
轴承平均压强12.500MPa 轴承平均速度
1. OOSm/s pv® 1
2.566M Pa.m/s
5）流体动压润滑计算结果
1） 选择轴承的内径
二
101
12.5663
0.00110
席自定文相对间隙
输入自定义相对间隙值: |0.0015
匚吝输入已知裁量
轴承相
（从
略）
6）根据计算结果需要重新设计，按“返回”按钮，即可以得到可行方案。

五 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为d 151.761d mm =112287542339851.761te T F N d ⨯=== tan tan 2033981275cos cos1421'41"n re te F F N αβ=⋅=⨯=tan 3398tan13.7846ae te F F N β==⨯=。

2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取0112A =331min 015.2811223.44576P d A mm n ==⨯=应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使d Ⅰ-Ⅱ　与带轮相配合，且对于直径100d mm ≤的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。

故取25d mm =Ⅰ-Ⅱ　。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取90L mm I-II =，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取32d mm II-III =，根据装配关系，定35L mm II-III =（2）初选流动轴承7307AC ，则其尺寸为358021d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，故35d mm d III-∨I ∨III-IX ==，III -I∨段挡油环取其长为19.5mm,则40.5L mm III-I∨=。

（3）III -I∨段右边有一定位轴肩，故取42d mm III-II =，根据装配关系可定100L mm III-II =，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取5,44L L mm d mm II-∨I ∨II-∨III II-∨III ===。

（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则42L mm ∨III-IX =（5）计算可得123104.5,151,50.5L mm L mm L mm ===、（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C 型连接，其尺寸为10880b h L mm mm mm⨯⨯=⨯⨯,大带轮与轴的配合为76H r ，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6. 求两轴承所受的径向载荷1r F 和2r F带传动有压轴力P F (过轴线，水平方向)，1614P F N =。

轴设计计算和轴承计算首先，轴设计计算是为了保证轴在运转过程中能够承受机械系统所受的力和力矩而进行的。

轴的强度计算主要包括静强度计算和疲劳强度计算。

静强度计算是指在不发生变形和断裂的情况下，轴能够承受的最大受力。

常用的静强度计算方法有最大剪应力法、根据轴截面积比值计算法、允许应力法等。

疲劳强度计算是指在轴在长时间循环载荷作用下，轴的抗疲劳能力。

常用的疲劳强度计算方法有基于S-N曲线的等效应力法和极限应力法。

除了强度计算，轴的刚度计算也是轴设计中一个重要的方面。

轴的刚度主要包括弹性刚度和刚性刚度。

弹性刚度是指轴在受到外力作用下的形变程度，通常通过轴上产生的最大弯曲应变来计算，而刚性刚度则是指轴在受到外力作用下的弯曲角度。

刚度计算通常使用弯曲刚度公式来求解，根据轴的材料特性和几何形状进行计算。

对于轴承计算，首先需要选取合适的轴承。

轴承的选型要考虑轴承的载荷能力、旋转速度、摩擦和磨损等方面。

轴承的载荷能力一般通过轴向和径向载荷动等效计算得到，这是根据轴承的基本动力公式和轴承载荷特性进行计算的。

轴承的旋转速度也是轴承选型的一个重要因素，一般使用基础额定寿命和修改因素来计算轴承的额定寿命。

摩擦和磨损对轴承的寿命影响很大，需要根据轴承的工作条件和润滑方式进行计算和评估。

在轴承计算中，还需要注意轴承的润滑方式选择，常见的有油润滑和脂润滑两种方式。

润滑方式的选择会在一定程度上影响轴承的寿命。

油润滑通常在高速和高温环境下使用，它能够提供更好的冷却效果，并且能够更好地排除摩擦产生的热量。

而脂润滑则通常在低速和低温环境下使用，它能够提供更好的密封性和防尘效果。

总结来说，轴设计计算和轴承计算是机械设计中非常重要的计算过程。

轴设计计算涉及到轴的强度和刚度计算，而轴承计算则涉及到轴承的选型和寿命计算。

对于这两个方面的计算，需要考虑到机械系统的特性和工作环境，合理选择轴的材料和几何形状，并根据轴承的载荷特性和工作条件选取合适的轴承。

【轴设计计算】时间：2021.03.04创作：欧阳地计算项目计算内容及过程计算结果1. 选择材料该轴没有特殊的要求，因而选用调质处理的45号钢，可以查得的其强度极限。

(表12-1）45号钢，调质处理，＝650MPa2. 初估轴径按扭转强度估算输出端联轴器处的最小直径，根据表12-11，按45号钢，取C＝110；根据公式（12-2）有：由于在联轴器处有一个键槽，轴径应增加5％，49.57+49.57 ×5％=52.05（mm）；为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，需要同时选取联轴器。

Tc=K·T2=1.3×874.2=1136.46≤Tn查手册（课程设计P238），选用HL4弹性联轴器J55×84/Y55×112GB5014-85。

故取联轴器联接的轴径为d1=55mm。

d1=55mmHL4弹性联轴器Tn=1250 N·m [n]=4000r/min l =84mm3. 结构设计（1）轴上零件的轴向定位（2）轴上零件的周向定位根据齿轮减速器的简图确定轴上主要零件的布置图（如图所示）和轴的初步估算定出轴径进行轴的结构设计。

齿轮的一端靠轴肩定位，另一端靠套筒定位，装拆、传力均较为方便；两端轴承常用同一尺寸，以便于购买、加工、安装和维修；为了便于拆装轴承，轴承处轴肩不宜过高（轴肩高h≥0.07d ），故左端轴承与齿轮间设置两个轴肩，如下页图所示。

齿轮与轴、半联轴器与轴、轴承与轴的周向定位均采用平键联接及过盈配合。

根据设计手册，并考虑便于加工，取在齿轮、半联轴器处的键剖面尺寸为b×h=18×11，（查表7-3）配合均采用H7/k6；滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的尺寸公差为k6,如图所示。

【轴承计算】已知一单级圆柱齿轮减速器中，相互啮合的一对齿轮为渐开线圆柱直齿轮，传动轴轴颈直径为d＝55mm，转速n＝1450rpm，拟采用滚动轴承，轴承所承受的径向载荷Fr=2400N，外传动零件传递给轴的轴向载荷为 Fa＝520N ，载荷平稳，工作温度正常要求预期寿命25000h ，试确定轴承型号。

轴的设计1、轴的机构设计 (1) 轴的设计计算① 轴的直径的确定(Ⅰ轴) 按扭转强度条件计算： 3npA do ≥ 其中：首选45号钢进行设计，查表A O =120,P=10.56 ,n=486.7r/min 于是d 1≥33.47取d 1=34m②作用在齿轮上的力F t =112d T =31033.7723.2072⨯⨯=5.34⨯103N （其中：T 1为Ⅰ轴受到的转矩，d 1为齿轮1的直径）F r =F t βcos tan n a ⨯=2⨯103N （其中：αn 为齿轮的压力角，β为螺旋角）F a =F t ·tan β=1342N同理可求得Ⅱ轴、Ⅲ轴的直径和轴上齿轮的受力： Ⅱ轴 d 2≥42.4 mm 取d 2=45 mm 轴上齿轮的受力：F t =2700 N 、F r = 1023 N 、 F a =780 NⅢ轴 d 3≥63.7 mm 取d 3=65 mm 轴上齿轮的受力：F t =8340 N 、F r =3100 N 、 F a =1800 N (2) 校核轴上轴承的受力和轴承的寿命 Ⅰ轴1、求轴承受到的径向载荷F r1和F r2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面的两个力系，如下图所示根据图示力的分析可知道：由图（b ）得F r1v =5.1905.6625.661+⨯-⨯d Fa Fr =5.1905.6625.678145.661007.13+⨯-⨯⨯=170N F r2v =F r -F r1v =1070-170=900NF r1H =5.1905.665.66+F t =7.29⨯102F r2H =F r -F r1H =2820-729=2091F r1=2211Hr F F v r +=22900170+=748.6 NF r2=2222H r v r F F +=222091729+=2276.5 N 2 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2对于70000AC 型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力为F d =0.68⨯F r (5-8)F d1=0.68×F r1=0.68×748.6=509.6 N F d2=0.68×F r2=0.68×2276.5=1547.99 N 根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承2压紧：∴ F a1=F d1=509.6 NF a2=F a +F d1=1323 N3 求轴承的当量动载荷 11r a F F =6.7486.509=0.68=e(5-9)22r a F F =5.22761323=0.58<e 由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对与轴承1： X 1=1 ; Y 1=0 对轴承2： X 2=1 ; Y 2=0 因轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6，f p =1.0～1.2则 P 1=f p(X 1F r1+Y 1F a1)=1.1×(1×748.6+0×2362)=823.46(5-10)P 2=f p (X 2F r2+Y 2F a22)=1.1×(1×2276.5+0)=2504.15 (5-11) 4 计算轴承的寿命L h =ε⎪⎪⎭⎫⎝⎛266010P C n =72060106⨯⨯315.250423500⎪⎭⎫ ⎝⎛=19131 h<28800 h(5-12)寿命不能满足工作要求，所以应选择中载系列，选用型号为7307AC,在次进行验证：L h ’=72060106⨯⨯398.259732800⎪⎭⎫ ⎝⎛=420839 h>28800 h(5-13)满足工作寿命的要求，所以轴承选用7307AC 系列。

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设计说明书设计课题：滚动轴承，轴系的组合结构设计课程名称：机械学基础姓名：潘瑞学号：6090410429班级： 0936104院系：英才学院自动化设计要求：一钢制圆轴，装有两胶带轮A和B，两轮有相同的直径D=360mm，重量为P=1kN，A轮上胶带的张力是水平方向的，B轮胶带的张力是垂直方向的，它们的大小如下图所示。

设圆轴的许用应力[σ]=80MPa，轴的转速n=960r/min，带轮宽b=60mm，寿命为50000小时。

1>. 按强度条件求轴所需的最小直径2>. 选择轴承型号<按受力条件及寿命要求）3>.按双支点单向固定的方法，设计轴承与轴的组合装配结构，画出装配图<3号图纸）4>. 从装配图中拆出轴，并画出轴的零件图<3号图纸）2kN设计步骤：一、根据强度条件计算轴所需的最小直径1、先计算C、D支点处的受力从而可得D点所受轴向力从而可得D点所受轴向力2、计算弯矩，求得最小直径水平方向上：时时竖直方向上：时时时Fdx 水平方向：竖直方向:120 Nm97.5 Nm由弯矩图判断可得：C点为危险点，故可得：解得所以，最小直径为37.7mm。

二、轴材料的确定根据已知条件的[σ]=80MPa，为对称循环应力状态下的许用弯曲力，确定材料为合金钢。

以上最小直径是按弯曲扭转组合强度计算而得来的，即在[σ]=80MPa的合金钢情况下，，强度足以达到要求。

三、受力条件及寿命要求选择轴承型号由前面的受力分析可知：所要设计的轴仅受径向作用力，故优先考虑选择深沟球轴承。

分析：若选择深沟球轴承，,,,，，，，所以：根据题意经查GB/T 276-1994，选择6412型深沟球轴承，，。

带入验证：所以，，符合要求，故选择6412。

以下为深沟球轴承6412的相关参数如下表所示：/mm|d: 60四、设计轴承与轴的组合装配结构1、确定轴上零件的位置及轴上零件的固定方式首先确定将B胶带轮放在箱体内部中央，深沟球轴承对称的分布在B胶带轮两边，轴的左侧外延伸端安装A胶带轮。

第十八章滚动轴承§18-1 滚动轴承的结构及类型一、滚动轴承的结构滚动轴承一般是由内圈、外圈、滚动体和保持架组成(图18-1)。

通常内圈随轴颈转动，外圈装在机座或零件的轴承孔内固定不动。

内外圈都制有滚道，当内外圈相对旋转时，滚动体将沿滚道滚动。

保持架的作用是把滚动体沿滚道均匀地隔开，如图18-2所示。

图18-1滚动轴承结构图18-2滚动轴承运动滚动体与内外圈的材料应具有高的硬度和接触疲劳强度、良好的耐磨性和冲击韧性。

一般用含铬合金钢制造，经热处理后硬度可达HRC61~65，工作表面须经磨削和抛光。

保持架一般用低碳钢板冲压制成，高速轴承多采用有色金属或塑料保持架。

与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小，起动灵敏、效率高、润滑简便和易于互换等优点，所以获得广泛应用。

它的缺点是抗冲击能力较差，高速时出现噪声，工作寿命也不及液体摩擦的滑动轴承。

由于滚动轴承已经标准化，并由轴承厂大批生产，所以，使用者的任务主要是熟悉标准、正确选用。

图18-3给出了不同形状的滚动体，按滚动体形状滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。

滚子又分为长圆柱滚子、短圆柱滚子、螺旋滚子、圆锥滚子、球面滚子和滚针等。

图18-3 滚动体的形状二、滚动轴承的类型滚动轴承常用的类型和特性，见表18-1。

由于结构的不同，各类轴承的使用性能如下。

1．承载能力在同样外形尺寸下。

滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5~3倍。

所以，在载荷较大或有冲击载荷时宜采用滚子轴承。

但当轴承内径d 20mm时，滚子轴承和球轴承的承载能力已相差不多，而球轴承的价格一般低于滚子轴承，故可优先选用球轴承。

2．接触角接触角是滚动轴承的一个主要参数，轴承的受力分析和承载能力等与接触角有关。

表18-2列出各类轴承的公称接触角。

滚动体套圈接触处的法线与轴承径向平面（垂直于轴承轴心线的平面）之间的夹角称为公称接触角。

公称接触角越大，轴承承受轴向载荷的能力也越大。

滚动轴承按其承受载荷的方向或公称接触角的不同，可分为：（1） 径向轴承，主要用于承受径向载荷，其公称接触角从0 到45 ；（2） 推力轴承，主要用于承受轴向载荷，其公称接触角从大于45 到90（表18-2）。