轴承部件设计
弹性轴承结构的设计与优化分析
弹性轴承结构的设计与优化分析引言：弹性轴承是一种重要的机械结构，广泛应用于各种工业设备和机械系统中。
它的设计和优化分析对于提高机械系统的运行性能和减少故障率具有重要意义。
本文将从设计和优化两个方面探讨弹性轴承的结构问题，旨在为机械工程师和研究人员提供一些参考和启示。
第一部分：弹性轴承的设计原理弹性轴承是将机械系统中的动载荷转移为相应的弹性变形，从而实现减震、减振、减少噪音等效果的机械部件。
其设计的关键在于合理选择弹性材料和结构形式。
通常采用的弹性材料有橡胶、聚氨酯等。
结构形式包括橡胶套筒式、金属弹簧式等。
设计时需要考虑机械系统的负载特性、工作环境、耐久性等因素，以确保弹性轴承能够承受正确的载荷并具有足够的寿命。
第二部分：弹性轴承的优化分析方法为了提高弹性轴承的性能，我们可以采用优化分析方法进行设计改进。
优化分析通常分为两个层次：外观优化和结构优化。
外观优化是通过改变外表形态、减少材料成本等方式实现性能提升。
例如，改变弹性轴承的橡胶层厚度、金属弹簧的形状等，可以使其承载能力、减震效果等得到改善。
结构优化则是通过改变材料的物理性质、优化结构参数等方式实现性能改进。
例如，改变橡胶材料的硬度、弹性模量等，可以调节弹性轴承的刚度、阻尼等特性。
第三部分：弹性轴承的优化案例研究为了进一步了解弹性轴承设计与优化的具体方法和效果，我们对一个实际案例进行研究。
该案例是一台工业风扇的弹性轴承设计与优化。
通过对该风扇系统的负载特性、工作环境要求等进行分析，我们选择了一种合适的橡胶材料和金属弹簧结构，并进行了优化调整。
实验结果表明，经过优化后的弹性轴承在减振、减噪等方面取得了显著改善。
这个案例说明了设计与优化的重要性，并提供了一些实践经验供参考。
结论：弹性轴承的设计与优化是机械工程领域的一个重要课题。
合理的设计可提高机械系统的运行性能和减少故障率，而优化分析则可以进一步提高弹性轴承的效果。
通过研究实际案例，我们可以得到一些设计与优化的经验，为后续工程设计提供参考和启示。
《机械设计》第8章 轴承
四 向心角接触轴承轴向力的计算
1 派生轴向力
R S0
P0 N0
1 派生轴向力
向心角接触轴承的派生轴向力
圆锥滚子轴 承
角接触球轴承
C型
AC型
B型
（α=15°) （α=25°) （α=40°)
S=R/(2Y)
S=eR S=0.68R S=1.14R
2 轴向力A的计算
R1
R2
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1>S2,
滑动轴承的特点、应用及分类
在以下场合，则主要使用滑动轴承： １．工作转速很高，如汽轮发电机。 ２．要求对轴的支承位置特别精确，如精密磨床。 ３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。 ４．特重型的载荷，如水轮发电机。 ５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。
６．径向尺寸受限制时，如多辊轧钢机。
S1
R1 1被放松
A1=S1
S2
ΔS
ΔS
R2
2被压紧
A2=S2+ΔS =S1+Fa
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1<S2,
ΔS
S1
R1 1被压紧 A1=S1+ΔS =S2-Fa
S2 R2 2被放松
A2=S2
结论：——实际轴向力A的计算方法
1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被 “压紧”和“放松”的轴承。
1.基本概念
⑴轴承寿命
⑵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L10（以106r 为单位）或一定转速下的工作时数 Lh ⑶基本额定动载荷C
L10=1时，轴承所能承受的载荷 由试验得到
轴承座设计手册
轴承座设计手册一、轴承座概述轴承座是机械中支撑和保护轴承的部件，其设计应该考虑轴承的类型、尺寸、负载、转速以及使用环境等多个因素。
一个良好的轴承座设计能够有效地降低轴承的摩擦，提高机械效率，延长轴承的使用寿命。
二、轴承座类型与规格根据不同的应用场景，轴承座可以分为多种类型，如开式、闭式、带法兰、滚动轴承座等。
在设计时，应选择适合具体使用需求的轴承座类型和规格。
三、轴承座材料选择轴承座的材料应具有良好的机械性能、耐腐蚀性和耐磨性。
常用的轴承座材料包括铸铁、铸钢、合金钢、不锈钢等。
具体选择应根据使用要求和成本进行权衡。
四、轴承座结构设计轴承座结构设计应遵循简单、实用、便于维修的原则。
结构设计应充分考虑轴承的安装和拆卸，以及润滑和密封的问题。
此外，应合理设置轴承座的通风和散热通道。
五、轴承座强度分析在轴承座设计过程中，应进行强度分析，以确保其能够承受预期的负载和应力。
这可以通过有限元分析或其他力学分析方法来实现。
同时，应考虑疲劳强度和屈服极限等因素。
六、轴承座热设计在高速或重载的轴承座设计中，热设计是一个重要的考虑因素。
热设计的主要目的是控制轴承座的温升，以防止过热导致的轴承损坏。
这可以通过有效的散热设计和润滑剂选择来实现。
七、轴承座防尘与密封为了防止尘埃、污垢和其他杂质进入轴承座，需要采取有效的防尘和密封措施。
密封件材料应与轴承座材料兼容，并具有良好的耐油和耐腐蚀性能。
八、轴承座安装与调试在安装和调试过程中，应严格按照制造商的指导进行操作。
安装和调试过程中应特别注意防止任何可能导致轴承损坏或轴线不对中的应力。
在安装后，应对轴承座进行详细的检查和调整，以确保其满足设计要求和使用性能。
九、轴承座维护与保养为了确保轴承座的长期稳定运行，应定期进行维护和保养。
这包括检查密封件、润滑剂的状态，以及清理尘埃和污垢等。
在发现任何异常或问题时，应及时进行处理或更换相关部件。
此外，应定期对轴承座进行全面检查和性能测试，以确保其性能符合要求。
滚动轴承设计
三.滚动轴承寿命的计算公式
P C时，L10 106，当P C时，L10 ？ 滚动轴承的基本额定寿命和载荷间的关系为：
P L10 const 于是有 C 1 P L10 寿命指数ε
L10
(C ) P
(106 )
球轴承ε=3， 滚子轴承ε=10/3
以小时表示 L10 (106 转) Lh n(r / min) 60 /106
例题. 图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承
30205，轴上径向载荷FR=3000N,轴向载荷FA=500N,求轴承
讨论
F d 2Fea<=> Fd1 压紧 Ⅰ V
1 Fd 2 Fea Fd1 时
W1 Fd1
Fea
Fd 2 Fea Fd1 W1
放松
V
Ⅱ放松 Fd2 W2 压紧
W1 F d 2Fea Fd1
Fa1 W1 Fd1 Fd 2 Fea Fd1 Fd1 Fd 2 Fea Fa2 Fd 2 2 Fd 2 Fea Fd1时 Fd 2 Fea W2 Fd1 W2 Fd1 F d 2Fea
第十三章 滚动轴承
基本要求
1.了解滚动轴承的构成、结构特点和类型。 2.了解滚动轴承的代号规定，能识别最一般的代号。 3.了解滚动轴承的失效形式，能根据失效作出正确的分析。 4. 能根据使用要求正确选用滚动轴承。 5.工作能力计算。 6.会根据使用要求正确的作出滚动轴承的组合设计（滚动 轴承装置 的设计：安装、调整、润滑、密封等）。
应考虑的因素
类型、尺寸
大小：滚子轴承优于球轴承
方向：径向R（6、1、N）、轴向（5）、 Fr+Fa（7、3、6）
不同类型的轴承所能承受的载荷的类型不尽相同， 同一类型的轴承其承载能力随直径系列的不同而不同。
机械设计手册第五版第三卷轴承设计
机械设计手册第五版第三卷轴承设计摘要：一、轴承概述1.轴承的定义与作用2.轴承的分类与特点二、轴承设计基础1.轴承设计原理2.轴承设计流程三、轴承类型及选用1.滚动轴承a.球轴承b.滚子轴承c.组合轴承2.滑动轴承a.径向轴承b.轴向轴承四、轴承参数与性能计算1.轴承参数a.内径、外径、宽度b.轴承游隙、预紧力c.材料、硬度a.承载能力b.刚度c.疲劳寿命五、轴承组件设计1.轴承座设计2.轴承衬设计3.轴承保持架设计六、轴承应用与维护1.轴承安装与拆卸2.轴承运行维护3.轴承故障诊断与处理正文：一、轴承概述1.轴承的定义与作用轴承是一种用于承受轴向和径向负载的机械元件，能够在相对运动的零件间提供顺畅的滚动或滑动。
轴承的作用是降低摩擦、减小磨损，提高机械设备的运行效率和使用寿命。
2.轴承的分类与特点轴承主要分为滚动轴承和滑动轴承两大类。
滚动轴承的特点是摩擦系数低、承载能力高、运动精度高，适用于高速、高精度、高载荷场合。
滑动轴承的特点是适应性强、抗振性能好，适用于低速、大载荷场合。
1.轴承设计原理轴承设计需遵循以下原理：（1）满足轴承在使用过程中承受负载、抗磨损、保持稳定性的需求。
（2）根据轴承的工作条件、安装方式、润滑方式等因素确定轴承类型。
（3）选择合适的轴承参数，使轴承具有足够的承载能力、刚度和疲劳寿命。
2.轴承设计流程轴承设计流程包括以下步骤：（1）确定轴承类型及尺寸。
（2）选择轴承材料及热处理。
（3）计算轴承参数。
（4）校核轴承性能。
（5）设计轴承组件。
三、轴承类型及选用1.滚动轴承滚动轴承包括球轴承、滚子轴承和组合轴承。
（1）球轴承：用于承受径向和轴向负载，具有较高的运动精度和刚度。
（2）滚子轴承：用于承受较大的径向负载，具有较高的承载能力和抗磨损性能。
（3）组合轴承：兼有球轴承和滚子轴承的优点，适用于多种工况。
2.滑动轴承滑动轴承包括径向轴承和轴向轴承。
（1）径向轴承：用于承受径向负载，具有良好的抗振性能。
轴承座设计说明范文
轴承座设计说明范文
一、概述
轴承座是机械设备中的一种重要组件，用于支撑和固定轴承，以保证其以预定的速度运转和准确地定位轴承，以满足机械设备的需要。
轴承座的设计除了要考虑载荷能力外，还要考虑它的重量、体积、加工成本、抗震性能等因素，确保最佳的性价比以及符合机械设备的使用要求。
二、轴承座设计的要素
1、材料：轴承座的材料主要是铸铁、不锈钢和铝合金等金属材料，根据轴承座的用途、工况条件和使用要求，选用合适的材料，以确保其具备较高的抗压强度、抗腐蚀能力、防潮能力等特性。
2、结构形式：根据轴承座的使用环境、工况条件和设计要求，选择合适的结构形式，如面板式、螺栓连接式、旋转式等，并考虑到轴承安装的块体结构形式，使其具有良好的负载能力和抗拉强度，从而确保座体的稳定性。
3、抗振能力：由于轴承座要支撑轴承，在受到外力作用时，容易发生振动，因此，在设计轴承座时，应考虑到设备的振动特性，结构能否有效减少振动，如采用减振垫片或金属振动补偿器等装置，使其具有良好的抗振能力。
4、加工工艺：轴承座的加工工艺主要包括热处理、机加工、抛光和表面处理等。
轴承端盖设计
5.7 轴承部件の结构设计绝大多数中、小型减速器均采用滚动轴承，滚动轴承是标准件，设计时只需要选择轴承の类型和型号并进行轴承の组合设计即可。
滚动轴承部件の结构设计主要考虑轴承の支承结构型式、支承刚度、以及轴承の固定、调整、拆装、密封及润滑等。
下面就轴承端盖结构、调整垫片、轴承の润滑与密封等方面作一介绍。
1 ．轴承端盖轴承端盖用以固定轴承、调整轴承间隙并承受轴向力。
轴承端盖の结构有嵌入式和凸缘式两种。
每种又有闷盖和透盖之分。
嵌入式轴承端盖结构简单、紧凑，无需固定螺钉，外径小，重量轻，外伸轴尺寸短。
但装拆端盖和调整轴承间隙困难，密封性能差，座孔上开槽，加工费时。
嵌入式轴承端盖多用于重量轻、结构紧凑の场合，其结构和尺寸见表 5.1 。
凸缘式轴承端盖安装、拆卸、调整轴承间隙都比较方便，密封性能也好，所以应用广泛。
但缺点是外廓尺寸大，又需一组螺钉来联接。
其结构和尺寸见表 5.2 。
表 5.1 嵌入式轴承端盖の结构尺寸表 5.2 凸缘式轴承端盖の结构和尺寸当端盖与孔の配合处较长时，为了减少接触面，在端部铸出或车出一段较小の直径，但必须保留有足够の长度 e1，一般此处の配合长度为e1= （ 0.10~0.15 ） D ， D 为轴承外径，图中端面凹进δ值，也是为了减少加工面。
如图 5.8 所示。
图 5.8 轴承端盖端部结构图 5.9 穿通式轴承端盖由于端盖多用铸铁铸造，所以要很好考虑铸造工艺。
例如在设计穿通式轴承端盖图 5.9 时，由于装置密封件需要较大の端盖厚度（图 5.9a ），这时应考虑铸造工艺，尽量使整个端盖厚度均匀，如图 5.9b ）、c ）所示是较好の结构。
2 ．轴伸出端の密封轴伸出端の密封の作用是防止轴承处の润滑剂流出和箱外の污物、灰尘和水气进入轴承腔内，常见の密封种类有接触式密封和非接触式密封两大类，接触式密封有毡圈密封、 O 形橡胶圈密封、唇形密封，非接触式密封有沟槽密封和迷宫密封。
下面主要介绍毡圈密封和 O 形橡胶圈密封。
滚动轴承的组合设计
滚动轴承的组合设计组合设计的内容包括：1）固定 2）调整 3）配合与装拆 4）润滑与密封。
组合设计合理与否将影响轴系的受力、运转精度、轴承寿命及机器性能。
1.滚动轴承的轴向固定实际上是对整个轴系起固定作用，承受轴向力，防止轴系发生轴向蹿动。
常用两种固定方法：1）两端固定这是最常见的固定方式，两个轴承外圈都在单方向用轴承盖进行固定。
适合于工作温升不高的短轴（跨距 L ≤ 400 mm），考虑到轴的受热伸长，应留出热补偿间隙 C （对于深沟球轴承：C=0.2-0.4mm；对于向心角接触轴承：其轴向间隙可在轴承内部调整，其值比深沟球轴承小得多）。
2）一端固定、一端游动适合于工作温升高的长轴（跨距 L ＞ 400 mm），固定支点的轴承外圈左右均固定，承担双向轴向力，游动支点的轴承只承受径向力，不承受轴向力，当轴受热伸长时，游动支点随轴一起向外移动，避免轴承受到附加载荷作用，防止轴承卡住。
A轴向力，R径向力。
注意：固定支点的内圈亦需进行轴向固定。
2.滚动轴承组合的调整1）间隙的调整与控制为保证轴承正常工作，装配轴承时一般要留出适当的游隙或间隙。
垫片调整：通过增、减垫片厚度来调整间隙。
螺钉调整：用于轴向力不是太大的轴承组合。
2）轴系部件位置的调整使轴上零件处于准确的工作位置（通常用垫片调整）。
3.滚动轴承的配合及装拆1）滚动轴承的配合内圈与轴颈：采用基孔制，孔的配合代号不用标注。
外圈与座孔：采用基轴制，轴的配合代号不用标注。
配合的选取原则：转动套圈、速度高、受载大、工作温度变化大——选较紧的配合（过盈）；不动套圈、常拆轴承——选较松的配合（间隙）。
2）滚动轴承的装拆轴肩高度应低于内圈厚度；轴肩开槽。
4.滚动轴承的润滑及密封润滑的目的：减少摩擦磨损、冷却、吸振、防锈。
密封的目的：防尘、防水、防止润滑剂流失。
转速不高时用接触式密封；转速较高时用非接触式密封。
滚动轴承设计计算
（h）
通式
例6
6212轴承，承受径向力FR=5500N的平稳载荷，转速n=1250r/min，正常温度，试求寿命Lh 。
解： ∵纯径载 ∴P= FR=5500 N
C=47.8 KN
∵ 球轴承∴ ε= 3
查手册 ：
∵ 正常温度平稳载荷 ∴ fT=1； fP=1
例7：轴径 d=50 mm, 纯径向载荷FR=6000N,载荷平稳，常温下工作，转速 n=1250 r/min, 预期寿命L h= 5000h.试选择此轴承.
二、滚动轴承的应力分析
三、滚动轴承的失效形式和计算准则
一、滚动轴承的载荷分析
§2 滚动轴承的受力分析、失效和计算准则
1）向心轴承：
FR0max
在径向力Fr的作用下
深沟球 60000
圆柱 滚子 N0000
半圈滚动体受载
各滚动体受力不均 受的最大力为 FR0max
Fr
一、滚动轴承的载荷分析—
载荷平稳∴fP=1；常温 ∴fT=1； P=X FR +YFA =4×0.4+3.55×1.7=7.64kN
∴30204不适用
再选30304查手册C=33kN>C /=31.5KN,可以吗？ 不可以。∵此时e、x、Y、P值均发生了变化。
选轴承30304
查表：Cr =33 kN X=0.4 Y=2 e=0.3
二、轴承的寿命计算：
（r）
球轴承ε= 3
滚子轴承ε=10/ 3
且：载荷平稳;
常温 ＜1000C
可靠度90%;
对向心、向心推力轴承是纯径向力； 对推力轴承是纯轴向力。
C — 基本额定动载荷
P — 轴承所受动载荷
滚动轴承设计
2） 轴承旳转速
滚动体回火
转速过高 → 温度↑ → 润滑失效 → 或胶合破坏。
极限转速----滚动轴承在一定载荷与润滑条件下，允 许旳最高转速。详细可查阅设计手册或轴承样本。
选用原则： 1. 球轴承比滚子轴承旳极限转速高，应优先选用球轴承；
2. 在高速时，以选用超轻、特轻及轻系列旳轴承；内径相同
步，外径越小，滚动体就越轻小，产生旳离心惯性力也小，；
表13-6 轴承后置代号排列顺序
后置代号组 1
2
3 4567 8
含
义
内部 密封与防尘 保持架 轴承 公差 构造 套圈变形 及材料 材料 等级 游隙
配置 其他
青岛科技大学专用
潘存云教授研制
表13-7 轴承内部构造常用代号
轴承类型 角接触球轴承 圆锥滚子轴承
代号
B C AC B
E
含义
α=40˚ α=15˚ α=25˚ 接触角α加大
只能承受轴向载荷，且作用线
必需与轴线重叠。分为单、双
低
不允许
向两种。高速时，因滚动体离 心力大，球与保持架摩擦发烧
严重，寿命较低，可用于轴向
载荷大、转速不高之处。
潘存云教授研制
表13-2 滚动轴承旳主要类型和特征（续）
轴承名称、 类型及代号
构造简图 承载方向 极限转速 允许角偏差
主要特征和应用
推力球轴承 50000
潘存云教授研制
表13-3 滚动轴承代号旳排列顺序
前置代号
基本代号）
类
尺寸系列代号
型
宽(高)度 直径系列
代
系列代号 代号
号
注：
代表字母；
代表数字
尺寸系列代号----左起第二、三位。
轴承设计方法
轴承设计方法一、概述轴承是机械设备中常用的零部件，用于支撑和转动轴或轴的部件。
轴承设计的目标是满足特定工作条件下的负载、速度和寿命要求。
本文将介绍轴承设计的方法和步骤。
二、需求分析在进行轴承设计之前，需要对工作条件进行全面的分析和评估。
这包括负载类型、大小和方向，转速要求，工作温度和环境等。
根据这些需求，我们可以选择适当的轴承类型和尺寸。
三、轴承类型选择常见的轴承类型包括滚动轴承和滑动轴承。
滚动轴承适用于高速和高负载条件下，滑动轴承适用于低速和高负载条件下。
在选择轴承类型时，需要考虑到工作条件、轴承寿命和维护成本等因素。
四、轴承尺寸计算轴承尺寸的计算需要考虑负载和转速要求。
一般来说，轴承的额定负载应大于实际负载，以确保轴承的寿命。
同时，需要根据转速要求选择合适的轴承尺寸，以避免超过轴承的临界转速。
五、轴承寿命估算轴承寿命是指在特定负载和转速条件下，轴承能够正常运行的时间。
根据轴承的额定负载和转速，可以使用轴承寿命公式或图表来估算轴承的寿命。
轴承的寿命估算对于选择合适的轴承和预测维护周期非常重要。
六、轴承润滑选择轴承润滑剂的选择对轴承的寿命和性能有着重要影响。
根据工作条件和要求，可以选择润滑脂或润滑油。
润滑剂的选择应考虑工作温度、转速和环境等因素。
七、轴承安装和维护在轴承安装过程中，应注意正确的安装方法和工具，以避免损坏轴承。
同时，定期进行轴承的维护和润滑是保证轴承寿命和性能的关键。
八、轴承故障分析当轴承发生故障时，需要进行故障分析，并采取相应的措施解决问题。
常见的轴承故障包括疲劳、磨损、过热和润滑不良等。
通过分析故障原因，可以采取相应的预防措施，以提高轴承的可靠性和寿命。
九、轴承设计验证轴承设计完成后，需要进行验证和测试。
这包括轴承的负载测试、转速测试和寿命测试等。
通过验证，可以确保轴承满足设计要求，并对设计进行优化和改进。
结论轴承设计是一个复杂的过程，需要综合考虑负载、转速、寿命和润滑等因素。
机械设计基础-轴及轴承设计
轴及轴承设计
按照轴的轴线形状,可将轴分为直轴、曲轴和挠性轴。 直轴各轴段轴线为同一直线。 曲轴各轴段轴线不在同一直 线上,主要用于有往复式运动的机械中,如内燃机中的曲轴 (见图10-5)。挠性轴轴线可任意弯曲,可改变运动的传递方向, 常用于远距离控制机构、 仪表传动及手持电动工具中(见图 10-6)。另外还有空心轴、光轴和阶梯轴(见图10-7)。
轴及轴承设计
图10-11 减小轴圆角处应力集中的结构
轴及轴承设计
(2)制造工艺方面。提高轴的表面质量,降低表面粗糙度, 对轴表面采用碾压、喷丸和 表面热处理等强化方法,均可显 著提高轴的疲劳强度。
(3)轴上零件的合理布局。在轴结构设计时,可采取改变 受力情况和零件在轴上的位 置等措施,达到减轻轴载荷,减小 轴尺寸,提高轴强度的目的。
轴及轴承设计
图10-8 轴的结构
轴及轴承设计
在图10-8中,轴各部分的含义: 轴颈:轴与轴承配合处的轴段。 轴头:安装轮毂键槽处的轴段。 轴身:轴头与轴颈间的轴段。 轴肩或轴环:阶梯轴上截面尺寸变化的部位,其中一个尺 寸直径最大称为轴环。
轴及轴承设计
1.轴上零件的定位和固定 轴上零件的定位是为了保证传动件在轴上有准确的安装 位置;固定则是为了保证轴上 零件在运转中保持原位不变。 (1)轴上零件的轴向定位和固定。为了防止零件的轴向 移动,通常采用下列结构形式 实现轴向固定:轴肩、轴环、套 筒、圆螺母和止退垫圈、弹性挡圈、轴端挡圈等。 (2)轴上零件的周向固定。周向固定的目的是为了限制 轴上零件相对于轴的转动,以 满足机器传递扭矩和运动的要 求。常用的周向固定方法有键、花键、销、过盈配合、成型 连 接等,其中以键和花键连接应用最广。
齿轮润滑采用油浴润滑,轴承采用脂润滑。
机械设计手册第五版第三卷轴承设计
在机械设计领域中，轴承设计是一个至关重要的话题。
特别是在《机械设计手册第五版第三卷》中，对轴承设计进行了详细的讨论和阐述。
本文将根据这一主题，深入探讨轴承设计的相关内容，并结合个人观点和理解，撰写一篇有价值的文章。
一、轴承设计概述1.1 轴承的基本原理轴承是支撑机械旋转部件的重要部件，其设计直接关系到机械设备的运转效率和寿命。
在机械设计中，轴承的选择和设计必须考虑到载荷、转速、润滑、安装及维护等多个因素。
1.2 机械设计手册中的有关内容《机械设计手册第五版第三卷》对轴承设计进行了系统的介绍，包括轴承类型、选用原则、计算方法、安装和维护等方面的内容。
这些内容对于理解轴承的设计原理和方法具有重要的参考价值。
二、轴承类型及选用原则2.1 常见轴承类型在轴承设计中，根据不同的使用环境和工作条件，可以选择滚动轴承、滑动轴承、滚珠轴承、深沟球轴承等不同类型的轴承。
每种类型的轴承都具有其特定的优点和适用范围。
2.2 轴承选用原则在选择轴承时，需要考虑到轴向载荷、径向载荷、转速、工作温度和润滑方式等多个方面的因素。
只有充分考虑到这些因素，才能选用适合的轴承，确保机械设备的正常运转。
三、轴承设计计算方法3.1 轴承额定寿命计算轴承的额定寿命是指在一定工作条件下，轴承能够正常工作的平均时间。
根据不同的载荷和转速，可以使用轴承额定寿命计算公式来进行轴承的寿命计算，从而合理选择轴承。
3.2 轴承稳定性计算轴承的稳定性是指在工作过程中不会产生振动和噪音，保证机械设备的平稳运行。
通过轴承的稳定性计算，可以评估轴承的工作性能，对于提高机械设备的运行稳定性具有重要意义。
四、轴承的安装和维护4.1 轴承的正确安装轴承的正确安装是轴承能够正常工作的关键，包括清洁安装环境、合理选择安装方法、正确使用安装工具等多个方面。
只有正确安装轴承，才能确保其正常工作。
4.2 轴承的定期维护轴承在工作过程中需要定期进行润滑、清洁和检查，及时发现和解决轴承工作中出现的问题，保证轴承的正常运转，延长轴承的使用寿命。
滚动轴承轴系结构设计
9—3 滚动轴承轴系结构设计滚动轴承轴系的结构设计，主要是解决轴承在机器中的固定、调整、预紧、配合、装拆、润滑与密封等问题。
一、支承部分的刚度和同轴度轴承在载荷的作用下应具有一定的旋转精度和寿命，这就要求轴承以及与轴承相配的轴、轴承座或箱体都应具有足够的刚度。
一般外壳及轴承座孔壁均应有足够的厚度，壁板上的轴承座的悬臂应尽可能地缩短，并用加强筋来增强支承部位的刚度 ( 图 9 － 12) 。
如果外壳是用轻合金或非金属制成的，安装轴承处应采用钢或铸铁制的套杯 ( 图 9 － 13) 。
对于一根轴上两个支承的座孔，必须尽可能地保持同心，以免轴承内外圈间产生过大的偏斜。
最好的办法是采用整体结构的外壳，并把安装轴承的两个孔一次镗出。
如在一根轴上装有不同尺寸的轴承时，外壳上的轴承孔仍应一次镗出，这时可利用衬筒来安装尺寸较小的轴承。
当两个轴承孔分在两个外壳上时，则应把两个外壳组合在一起进行镗孔。
图 9—12 用加强筋增强轴承座孔刚度图 9—13 利用套杯安装轴承二、滚动轴承的轴向固定滚动轴承的轴向固定，包括轴承外圈与机座的固定和轴承内圈与轴的固定。
对这两种固定的要求取决于轴系 ( 轴、轴上零件、轴承与机座的组合 ) 的使用和布置情况。
一方面，轴和轴承相对于机座应有确定的位置，以保证轴上零件能正常地传递力和运动；另一方面，由于工作中轴和机座的温度不相等 ( 通常轴的温度高于机座的温度 ) ，而温差可能产生较大的温度应力。
为保证轴系中不致产生过大的温度应力，应在适当的部位设置足够大的间隙，使轴可以自由伸缩。
常见的滚动轴承的轴向固定形式有如下几种。
1 . 两端固定支承如图 9 － 14 所示，轴两端的轴承各限制轴在一个方向的轴向移动，合起来就限制轴的双向移动。
为补偿轴的受热伸长，轴承盖与外圈端面之间应留有 0.25 ～0.4mm 的补偿间隙 c （图 9 — 14b ）。
间隙值可用改变轴承盖和箱体之间的垫片厚度进行调整。
滚动轴承的组合设计
滚动轴承的组合设计选择正确的轴承类型及尺寸后，还要考虑轴承与其他零件之间的相对关系。
即以轴承组合为主体的配套设计包括轴承轴向固定、轴承组合的调整、轴承与其他零件的配合装拆等机械结构的设计。
滚动轴承常用于机械设备中轴类零件的支承。
滚动轴承能够使轴的运转精度得到保障，能够发挥轴承的性能。
支承结构的设计，需要综合多方面的因素进行考虑，比如轴承的配置、轴承的固定、轴向定位结构与调整、轴承游隙调整、轴的热膨胀补偿、轴承的润滑和密封等问题。
滚动轴承的固定1、轴承配置轴类零件通常采用前后双点支承结构，每个支承由1或2个以上轴承组成。
可根据轴的载荷方向来选择轴承布局。
向心轴承对称布置，可以适用于纯径向载荷的轴，同型号的角接触轴承，可以适用于受径向和轴向载荷作用的轴。
两个角接触轴承的配置可采用下3种方式之一。
（1）背对背排列外圈宽面相对即称为背对背，背对背排列适用于载荷作用中心处于轴承中心线之外的结构形式。
这种排列方式优点较多，比如支点间跨距大，悬臂长度较小，其末端刚性大。
当轴受热膨胀伸长时，轴承游隙将变大，因此轴承不会出现卡死。
如果采用预紧安装,预紧量将会在轴受热膨胀伸长时减小。
（2）串联排列外圈窄面或外圈宽面都朝向一侧即称为串联排列，适用于载荷作用中心处于轴承中心线同一侧的结构形式。
（3）面对面排列外圈窄面相对即称为面对面，面对面适用于排列载荷作用中心处于轴承中心线之内的结构形式。
这种排列方式结构相对简单、装拆方便。
但是，当轴受热伸长时，由于轴承游隙减小，非常容易造成轴承卡顿或卡死，因此要注意轴承游隙的调整。
2、支承结构的基本形式轴的径向自由度通常由两个轴承支承来共同限定，而轴向限位则可以有多种不同的限位方式，机械工程中常见支承结构有以下3种基本形式。
（1）两端固定支承两个支承点分别限制轴的一个方向的轴向位移,称为两端固定支承。
两端固定支承适用于轴类零件所受纯径向载荷或者轴向载荷小的综合载荷作用。
通常采用滚动轴承组成两端固定支承时，在其中一个支承侧，使轴承外圆与外壳孔间采用过渡的配合，同时要在轴承外圈与端盖间预留少量的空隙,以提供轴的热膨胀长空间。
轴承座设计教学
轴承座设计教学轴承座是由轴承座本体和轴承座盖组成的一种连接轴承和机床主床体的部件。
它不仅起到固定轴承的作用，还承受轴上的径向和轴向负载，并与轴协作以实现旋转运动。
轴承座设计的好坏对机床的稳定性和寿命有着重要影响。
下面将从材料选取、结构设计和工艺要求三个方面介绍轴承座设计的教学。
首先，轴承座材料的选取是设计的重要步骤之一。
轴承座承受着大的力和磨损，因此材料需要具备一定的强度和耐磨性。
常用的轴承座材料有铸铁、铸钢、铝合金等。
铸铁制成的轴承座具有较好的刚性和耐磨性能，适用于承受较大负载的场合；铸钢制成的轴承座具有较高的强度和硬度，适用于承受较大冲击负载的场合；铝合金制成的轴承座具有较好的轻量化和导热性能，适用于高速转动和要求较低的负载。
其次，轴承座的结构设计也是非常重要的。
一般来说，轴承座的结构应该力求简单、刚性好、易于安装和拆卸，并且要满足轴承的使用要求。
首先，轴承座的结构应该尽量避免应力集中，采用充分的强化措施，以提高其抗弯和抗拉强度。
其次，轴承座的结构应该具备较高的刚性，以保证轴承的精度和稳定性。
另外，轴承座的结构还需要考虑轴向力的作用，尽量减小轴向力对轴承和轴承座的影响，提高轴的稳定性和工作精度。
最后，轴承座的制造工艺也需要注意。
由于轴承座经常受到力的作用，因此其制造工艺要求较高。
首先，轴承座的加工尺寸和加工精度要满足设计要求。
其次，轴承座的孔和轴的配合要满足要求，以保证整个轴承座的装配质量。
另外，轴承座的表面质量也需要注意，防止表面粗糙度过大造成接触不良和磨损加剧。
综上所述，轴承座设计教学需要考虑材料选取、结构设计和制造工艺三个方面。
在选取材料时，需要根据不同的工况和要求选择合适的材料；在设计结构时，要考虑到轴承座的刚性和稳定性，并尽量减小轴向力的影响；在制造工艺上，注意加工尺寸和加工精度的要求，以及轴和孔的配合质量。
只有综合考虑这些因素，才能设计出质量可靠、性能稳定的轴承座。
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机械设计作业任务书题目:带式运输机结构简图见下图：原始数据如下：机器工作平稳，单向回转，成批生产一．选择材料，确定许用应力本题中带式运输机功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
选择45号钢，并进行调质处理。
二．按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：min d ≥其中2P ——轴传递的功率P ＝m P 1η＝4×0.97＝3.88kW m n ——轴的转速，r/minC ——由许用扭转剪应力确定的系数。
查表10.2得C=106～118，因为近似为关于轴承对称，取C=118。
mm 29.2257688.3118n pC d 33m=÷⨯=≥ 轴端安装大带轮，会有键槽存在，将轴径扩大5%，得d d k 05.1≥=23.40mm ，圆整后取125d mm =三.设计轴的结构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。
轴段1轴段1安放大带轮，所以其长度由带轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
mm 25d 1= 大带轮宽65mm ，但是中间轮毂常50mm ，轴长应略短于轮毂mm 48l 1=轴段2由于大带轮右端由轴肩来固定，()5.2~75.11.0~07.012=⨯=d h ，则mm h d d 30~5.28212=+=，取为30mm ，由《机械设计课程设计》表14.4，毡圈油封的轴径d=29mm ；此段2d =30mm轴段3和轴段7安装轴承，尺寸由轴承确定。
标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。
应该根据此段轴大致直径范围确定轴承型号，选定轴承，然后进一步修正轴径。
由《机械设计课程设计》表12.1，暂取6207，轴承内径35d mm =，外径72D mm =，宽度17B mm =，轴件定位直径42a d mm =，a D =65mm 。
因为轴承的n d 值小于5(1.5~2)10/min mm r ⨯⋅，所以选用脂润滑。
取mm d d 3573==，mm l l 1773==轴段4与轴段6轴段4与轴段6定位固定轴承的轴肩，故()5.3~45.21.0~07.0464===d h h ，mm d h d d 42~9.392364=+==，取为42mm 。
轴段5此段为齿轮和轴的连体，最大直径和齿轮大径相同，直径5d =54mm ，此段轴长应与齿厚相同，5l =b=60mm 。
轴承座宽与轴段2、4、6的长度为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近轴承座内壁的距离mm 10=∆；为保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度C ，10~521+++=δC C C 可取mm 50=C ；根据外圈直径，由机械设计手册，轴承盖凸缘厚度10e mm =；为避免齿轮轮毂端面转动时与不动机座内壁相碰，齿轮轮毂端面与机座内壁之间应有足够的间距H ，对齿轮，可取H=15mm ；为了避免大带轮与轴承盖上螺栓相碰，大带轮端面与轴承盖间应有足够的距离K=20mm ；则轴段6的长度就确定了，mm H l l 25151064=+=∆+==，这样，mm l 61820101710502=+++--=。
键槽在轴段1上为了定位大带轮，有一个键槽，由《机械设计课程设计》表11.28，键槽78⨯=⨯h b ，A 型键，轴段1上键槽长度40mm 轴上轴槽深4mm 。
带轮，深沟轴承和齿轮受力作用点均为其中心部分。
则mm L 5.9321761241=++= mm L L 5.635.8253032=++== 四.计算支承反力传递到轴系部件上的转矩mm N n P T m ⋅=⨯⨯=⨯=6370057696.041095501095506161η 齿轮圆周力N d T F t 236054637002251=⨯==齿轮径向力N F F t r 85920tan 2360tan 0=⨯==α 齿轮轴向力0a F N = 带轮压轴力N Q 9.1072'=1带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，N Q Q 4.16095.19.10725.1'=⨯== 。
在水平面上()N L L L F L L L Q R r H 8.32231275.638595.2204.16093233211=⨯+⨯=++++=N R Q F R H r H 4.7558.32234.160985912-=-+=-+=在垂直平面11800221===tV V F R R N 轴承1和轴承2的总支承反力NRR R N R R R VV H H 97.141197.34322222212121=+==+=五.求弯矩A-A ，水平面：()5.479645.638.32231574.16092121=⨯-⨯=-+=L R L L Q M H aH竖直面：mm 749005.631180032∙=⨯==N L R M V AVB-B 面，M mm 9.1504785.934.1609BV 1=⋅=⨯=⨯=N L Q M BH则mm N A ∙=6.88941M mm N B ∙=9.150478M 六．校核过程 按弯扭合成强度计算由于B-B 面弯矩最大，且由转矩，截面面积比A-A 小，则B-B 为最危险面 抗弯剖面模量，由课本附表10.1，3225.4287351.01.03mm d W =⨯==； 抗扭剖面模量，由课本附表10.1，3228575352.02.03mm d W t =⨯==； 根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；[]b 1-σ——对称循环的叙用弯曲应力，由课本表10.4，[]155b MPa σ-=由课本式10.3，[]b T B Mpa W T W M 12212e 17.358575637003.045.42879.1504784-≤=⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=σασ 因此，校核通过。
·轴的安全系数校核计算 弯曲应力：Mpa W M B B B 1.355.42878.150478===σ M p aB a 1.35==σσ 0=m σ 扭剪应力：Mpa W T T T 43.78575637001===τ Mpa Ta 715.32m ===τττ1-σ、1-τ：材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本表10.1，45号钢调质处理，11300,155MPa MPa στ--==,650B Mpa σ=；τσK K 、：弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本附表10.3、附表10.4，1.89, 1.46K K στ==；τσεε、：零件的绝对尺寸系数，由课本P207附图10.1，0.8,0.76στεε==；β：表面质量系数，321ββββ=，由课本附图10.1和附表10.2，92.0=β；τσψψ、：把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本表10.1，1.0,2.0==τσψψ；[]S ：许用疲劳强度安全系数，由课本表10.5，[] 1.8~2.5S =；13003.331.8935.10.200.920.8a m S K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯115519.41.463.70.1 3.70.920.76a mS K ττττττψτβε-===⨯+⨯+⨯σS ：只考虑弯矩时的安全系数； τS ：只考虑转矩时的安全系数；[]3.28 1.8~2.5S S ===≥=σS ：只考虑弯矩时的安全系数； τS ：只考虑转矩时的安全系数；校核通过。
校核键连接的强度 校核公式：[]p p kld T σσ≤=12pσ：工作面的挤压应力，MPa ；1T ：传递的转矩，mm N ⋅；d ：轴的直径，mm ；l ：键的工作长度，mm ，A 型，l L b =-，b L 、为键的公称长度和键宽；h ：轴段1上键槽深 h=4mm[]p σ——许用挤压应力，MPa ，由课本表6.1， []120~150p MPa σ=。
对于轴段1上定位大带轮的键()[]1446370056.88(120~150)h 440835p p T MPa MPa ld σσ⨯===≤=⨯-⨯； 校核通过；校核轴承的寿命轴承不受轴向力，只有径向力，且1122r r F R F R =>=，所以只校核轴承1即左轴承即可。
计算当量动载荷1113432.97003432.97r a P XF YF N =+=⨯+⨯=；其中：P 为当量动载荷22a r F F 、：轴承的径向载荷和轴向载荷，Y X 、：动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由0,1,==≤Y X e F F ra。
校核寿命 由课本式11.1c36611010 1.02570035976060576 1.53432.97T h P f C L h n f P ε⎛⎫⋅⨯⎛⎫==⨯= ⎪ ⎪⋅⨯⨯⎝⎭⎝⎭式中：h L ：轴承的基本额定寿命，h ；'h L ：轴承的预期寿命，三年三班，每年按300天计，'38300321600hL h =⨯⨯⨯=；C ：轴承的基本额定动载荷，由《机械设计课程设计》表12.1,25.7rC C kN ==；ε——寿命指数，对于球轴承，3ε=；T f ——温度系数，由课本表11.9，工作温度150C < ，0.1=Tf ；P f ——载荷系数，由课本表11.10，中等冲击，8.1~2.1=P f ，取5.1=Pf ；'h h L L < ，校核不通过。
必须对原有的方案数据做出修改：可以通过修改尺寸或修改轴承材料，在此改变轴承形式，改用圆锥滚子轴承，暂取型号NJ207E （30207），再对照表来对照数据发现在寿命校正之前的数据没有变化，所以轴承寿命校核前的校核没有必要在进行校核。
再次进行轴承寿命校核：ε——寿命指数，对于球轴承，10/3ε=C：轴承的基本额定动载荷，由《机械设计课程设计》表12.4,54.2r C C kN ==；1066311010 1.05420073941.26060576 1.53432.97T h P f C L h n f P ε⎛⎫⋅⨯⎛⎫==⨯= ⎪ ⎪⋅⨯⨯⎝⎭⎝⎭ 显然'h h L L > 满足了寿命条件七.轴上其他零件设计键在“设计轴的结构”部分提到，轴上的键槽对应键选择87b h ⨯=⨯，A 型键，轴段1上键槽长度40mm 。
由于键是标准件，《机械设计课程设计》表11.28，得到键和键槽的各部分尺寸。