哈工大机械设计大作业 轴承部件的设计
哈工大机械设计大作业方案
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书设计题目：轴系部件设计院系：材料科学与工程学院班级：电子封装设计者：姚明山学号：1132920112指导教师：张峰设计时间：2015.12.19目录目录 (1)任务书 (1)1选择轴的材料 (2)2初算轴径 (2)3 结构设计 (2)4轴的受力分析 (5)5校核轴的强度 (7)6校核键连接的强度 (7)7校核轴承的寿命 (8)参考文献 (9)任务书试设计齿轮减速器的输出部件。
已知输出轴功率P=2.7kW，转速n=80r/min，大齿轮齿数z2=81，齿轮模数m=3mm，齿宽B=80mm，小齿轮齿数z1=17，中心距a=150mm，半联轴器轮毂宽L=70mm，载荷平稳，工作环境多尘，三班工作制，使用3年，大批量生产。
12设计要求1. 轴系部件装配图一张（样图见图7.1和图7.2）2. 设计说明书一份，包括输出轴、输出轴上的轴承及键的校核计算1选择轴的材料因传递功率不大，并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。
MPa 650=B δ，MPa 360=s δ。
2初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表11.4得C=106~118；考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则mm n P C d 26.34807.210633min =⨯==，考虑键槽的影响， 5.29mm 31.0334.26min =⨯=d 。
3 结构设计（1）轴承部件的结构形式为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式机构。
因传递的功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件可采用两端固定方式。
（2）联轴器及轴段1轴段1的设计与联轴器的设计同时进行。
考虑成本因素，选用凸缘联轴器。
查表取5.1=A K ，则计算传递转矩m N T K T A ⋅=⨯⨯⨯==483.5807.21055.95.16，查《机械设计课程设计》p159，取3GY5弹性柱销联轴器，公称转矩为m 500N ⋅，许用转速为8000r/min,轴孔直径范围30mm~42mm ，考虑 5.29mm 3min =d ，取d1=38mm 。
机械设计课程设计轴系部件设计说明书
机械设计课程设计-轴系部件设计说明书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机械设计大作业课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：能源学院班级：0802105设计者：就是不告诉你学号：10802105XX指导教师：曲建俊设计时间：2010/11/21哈尔滨工业大学机械设计大作业轴系部件设计说明书题目：行车驱动装置的传动方案如下图所示。
室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见下表。
方案电动机工作功率Pd/kW电动机满载转速nm/(r/min)工作机得转速n w/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4. 1 2.2 940 60 3.2 20010年1班一选择轴的材料因为传递功率不大，轴所承受的扭矩不大，故选择45号钢，调质处理。
二初算轴径d min对于转轴，按扭转强度初算直径d min≥C√P n m3式中 P——轴传递的功率；C——由许用扭转剪应力确定的系数；n——轴的转速，r/min。
由参考文献[1] 表10.2查得C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106。
输出轴所传递的功率：P3=P d·ηV带·η轴承·η齿轮=2.2×0.96×0.99×0.96=2.00724 kW输出轴的转速：nm=n wi1·i2=940355 112×9920=59.912 r/min代入数据，得d≥C√Pn m3=106√2.0072459.9123=34.172 mm考虑键的影响，将轴径扩大5%， d min≥34.172×(1+ 5%)=35.88 mm。
三结构设计1.轴承部件机体结构形式及主要尺寸为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。
取机体的铸造壁厚δ=8mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径d2=12 mm，C1=18 mm，C2=16 mm，为保证装拆螺栓所需要的扳手空间，轴承座内壁至坐孔外端面距离L=δ+C1+C2+(5~8)mm=47~50 mm取L=48 mm。
哈工大机械设计课程(授课老师：赵小力)第13 14讲解读
深沟球轴承 62/500,内径 以及 22、28、32 尺寸系列代号与内径代号之 d=500mm 间用“/”号隔开 62/22,内径 d=22mm
500
4.内部结构代号
代号 C AC B
B
示例 角接触球轴承 公称接触角 15 角接触球轴承 公称接触角 25 角接触球轴承 公称接触角 40 圆锥滚子轴承 接触角加大 如 7210C 如 7210AC 如 7210B 32310B
对于不转动、低速或摆动的轴承，局部塑性变 形是其主要失效形式，因而主要是进行静强度 计算。 对于高速轴承，发热以至胶合是其主要失效形 式，因而除进行寿命计算外还应该校核极限转 速。
10.5 滚动轴承的寿命计算
一、基本概念与公式
疲劳寿命 在一定载荷作用运转的单个滚动轴承，出现疲劳点蚀前 所经历的总转数或在一定转速下所经历的小时数，称为 滚动轴承的疲劳寿命。
Q2
δ
Fr
Q2 Q1
Q1
Qmax
1.疲劳点蚀
内外圈或滚动体的某一点在工作过程中呈接触-脱离-再 接触-再脱离的重复变化，就引起了疲劳点蚀。 轴承在点蚀发生后引起噪声、振动、发热等，导致其不 能正常工作。
2.塑性变形（过大静载荷或冲击载荷）
较多出现在低速或摆动、不转动的轴承，因冲击 造成滚动体或滚道产生局部塑性变形或破裂，导 致振动、噪声、运转精度下降等现象。
尺寸类型代号,其中 宽度类型代号为0,窄系列,省略不写, 直径系列代号为2,轻系列
轴承类型为角接触球轴承
6308： 6─深沟球轴承，（0）3─中系列，08 ─内径d=40mm， 精度等 级为P0级，游隙组为C0组； N 105/P5： N─圆柱滚子轴承，（0）1─特轻系列，05─内径d=20mm，精 度等级为P5级，游隙组为C0组； 7─角接触球轴承，（0）2─轻系列，14─内径d=70mm，精度 7214AC/P4： 等级为P4级，游隙组为C0组，公称接触角α=15°； 31213： 3─圆锥滚子轴承，2─轻系列，13─内径d=65mm，1─正常宽度 (1不可省略)，精度等级为P0级，游隙组为C0组； 6103： 6─深沟球轴承，（0）1─特轻系列，03─内径d=17mm，精度等级为 P0级，游隙组为C0组；
轴系-机械设计大作业
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哈尔滨工业大学机械设计作业设计说明书设计题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件院系：英才学院班级：0936105班设计者：王天啸设计时间：2011年11月20日哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械设计大作业任务书题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件原始数据：由前两个大作业可知以下数据：n=7102.2r/min=322.73r/min T=65101N∙mmd=68mmb=31.68mmF t=2188.3NF r=765.8NF a=218.8NF Q=1149N目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件的结构设计 (1)1.各轴段直径的确定 (1)2.各轴段长的确定 (2)四、轴的受力分析 (2)1.轴的受力简图及各点力的计算 (2)2.弯矩图 (3)3.扭矩图 (3)五、轴的强度校核 (3)1.弯扭合成强度 (3)2.安全系数 (4)六、键的强度校核 (5)七、校核轴承寿命 (5)八、轴承端盖的设计 (5)九、轴承座的设计 (6)十、轴系部件装配图 (6)参考文献 (7)一、 选择轴的材料因传递的功率不大，且对质量和尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。
二、 初算轴径查[1]表9.4得C =106~118，C 取较小值106。
则得到 d min = C√Pn 3= 106×√ 2.2322.733mm = 20.10mm考虑到键槽对轴的影响，取d min = 20.10×1.05 mm = 21.10mm三、 轴承部件的结构设计为方便轴承部件的拆装，机体采用剖分式结构，因传递功率较小，齿轮减速的效率高，发热小，估计轴承不会长，故轴承结构设计草图如图 ⅠⅠ因为轴承转动线速度小于2000mm/min ，所以采用脂润滑。
1. 各轴段直径的确定（1） d 1和d 7的确定由于dmin = 21.10，即要求d1、d7≥d min ,取d 1=d 7 = 25mm 。
机械设计大作业轴承部件的设计doc
机械设计基础设计实践设计计算说明书题目：轴承部件设计学院：班号：学号：姓名：日期：机械设计基础设计实践任务书题目：轴承部件设计设计原始数据及要求：目录一、估算轴的基本直径 (4)二、确定轴承的润滑方式和密封方式 (4)三、轴的结构设计 (4)1. 初定各轴段直径 (4)2. 确定各轴段长度（由中间至两边） (5)3. 传动零件的周向定位 (5)4. 其他尺寸 (5)四、轴的受力分析 (6)1. 求轴传动的转矩 (6)2. 求轴上传动件作用力 (6)3. 确定轴的跨距 (6)4. 按当量弯矩校核轴的强度 (6)5. 校核轴承寿命 (8)6. 校核键的连接强度 (8)参考文献 (8)一、估算轴的基本直径选用45钢，正火处理，估计直径100d mm <，由参考文献[1]表11.4查得600b Mpa σ=。
查表取C = 110d ≥C √Pn 3=110×√2.7803=35.55mm所求 d 为受扭部分的最细处，即联轴器处的直径。
但因该处有一个键槽，故轴径应增大3%，即35.55 1.0336.62d mm =⨯=，查表可知，d 取38mm 。
二、 确定轴承的润滑方式和密封方式大齿轮d 2=mZ =3×81=243m ，圆周速度222 1.02/2/60260d d n n v m s m s ππ=⨯==<故采用脂润滑。
多尘环境下，采用橡胶圈密封。
三、 轴的结构设计1. 初定各轴段直径2. 确定各轴段长度（由中间至两边）3. 传动零件的周向定位齿轮及联轴器处均采用A 型普通平键，其中齿轮处为：键16×50GB1096-1990；联轴器处为：键12×40GB1096-1990。
4. 其他尺寸为加工方便，并参照6010型轴承的安装尺寸，轴上的过渡圆角半径全部采用r =1mm ；轴端倒角为2×45°。
轴承支座宽度12(5~10)L C C mm δ=+++查表得120C =，218C =，箱体壁厚取8mm δ=，则20188854L mm=+++=四、 轴的受力分析1. 求轴传动的转矩T =9.55×106P n =9.55×106×2.780=322×103 N ∙mm 2. 求轴上传动件作用力齿轮上的圆周力F t2=2T d 2=2×322×103243=2650N齿轮上的径向力F r2=F t2tanαn =2650×tan20°=964.5N3. 确定轴的跨距左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为： 802012157222mm ++++= 联轴器作用点与右端轴承支反力作用点的间距为 2070489322mm ++= 4. 按当量弯矩校核轴的强度(a) (b) (b)BH F AH F 2r F HM 34722(c) 95400V M(d)10522M(e)322000T (f)作水平面受力图及弯矩图（b ），M H =F r22×72=34722N ∙mm作垂直面受力图及弯矩图（d ）,2265072728540022t V F M N mm =⨯=⨯=⋅作合成弯矩图（e ）223472285400101522M N mm =+=⋅作扭矩图（f ）T =322×103N ∙mm按当量弯矩校核轴的强度BV F AV F2t F218200e M N mm ==⋅13321820014.66[]550.10.153eB eB M MPa MPa d σσ-===<=⨯ 5. 校核轴承寿命61010()60t hf C L n Pε= 查机械设计手册可知，6010型号轴承 2.2r C kN C ==，工作条件低于12℃，查参考文献[1]表12.6取t f =1，80/min n r =，964.5r P F N ==，对于球轴承3ε=，代入数据可算得610 2.4721024000h L h h =⨯>。
2021年哈工大机械设计大作业轴系设计
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书大作业名称: 机械设计大作业设计题目: 轴系部件设计班级:设计者:学号:指导老师:设计时间:哈尔滨工业大学目录一、设计任务................................................................................................. 错误!未定义书签。
二、轴材料选择............................................................................................. 错误!未定义书签。
d ........................................................................................ 错误!未定义书签。
三、初算轴径min四、结构设计................................................................................................. 错误!未定义书签。
1.轴承部件结构型式................................................................................ 错误!未定义书签。
2. 轴结构设计.......................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析............................................................................................. 错误!未定义书签。
哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版
（4）轴段1和轴段7：
轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度 ，轴段7长度 。
（5）计算
， ，
， ，
4、轴的受力分析
4.1画轴的受力简图
轴的受力简图见图3。
4.2计算支承反力
传递到轴系部压轴力
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%，按 计算。
图2
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，因为齿轮的线速度小于2m/s，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有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，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
齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为12 8GB/T 1096—1990。
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
在水平面上：
在垂直平面上
轴承1的总支承反力
轴承2的总支承反力
4.3画弯矩图
竖直面上，II-II截面处弯矩最大， ；
水平面上，I-I截面处弯矩最大， ；
合成弯矩，I-I截面：
II-II截面： ；
竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示
4.4画转矩图
哈工大 机械设计 大作业 轴系部件设计说明书
Harbin Institute of Technology机械设计大作业设计题目： 院 班 姓 学 时 系： 级： 名： 号： 间：轴系部件设计 英才学院2012.12.05哈尔滨工业大学方案 5.2.2 3nm (r / min)710nw (r / min)80i12.4轴承座中 心高 H/mm 200最短工作 年限 5年2班工作环境 室内潮湿一、选择轴的材料因传递功率小，扭矩小，机器工作平稳，单向回转，可选择 45 号钢并调质处理。
二初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径式中P——轴传递的功率； C——由许用扭转切应力确定的系数； n——轴的转速，r/min。
， 因弯矩比转矩小， 且齿轮装在悬伸端， 应取较小值， C由[1] 中表 9.4 查得 可取。
输出轴所传递的功率：输出轴的转速：代入数据，得考虑键的影响，将轴径扩大 5%，。
三结构设计1. 确定轴承部件机体结构形式及主要尺寸为方便轴承部件的装拆，机体采用剖分式结构。
取机体的铸造壁厚 δ=9mm，机体上轴 承旁连接螺栓直径 ，装拆螺栓所需要的扳手空间 ，故轴承座内壁至座孔外端面距离 ，取 L=49 mm。
2．确定轴的轴向固定方式因为轴的跨度不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定采用两端固定方式。
3．选择滚动轴承类型，并确定其润滑与密封方式因为轴受轴向力作用，故选用角接触球轴承支承。
因为齿轮在机体外侧，无油滴飞溅， 故滚动轴承采用脂润滑。
因采用脂润滑，故选用毛毡圈密封。
4．轴的结构设计本方案有 7 个轴段的阶梯轴。
由最小直径得 带轮、齿轮倒角为 1.5mm，所以 因此 ，取要 和 轴 承 配 合 ， 查 [2] 中 表 12.2 ， 初 选 轴 承 7208C ， 其 基 本 尺 寸 是 ：。
因此采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度,。
为避免齿轮轮毂端面与轴承盖连接螺栓头相碰，并便于轴承盖上螺栓的装拆，齿轮轮毂端面与轴承盖间应有足够的 间距 K，取轴段①的长度。
哈工大机械设计教材第十章滚动轴承资料
高 8' ~16' 可代替推力球轴承承
受纯轴向载荷
机电工程学院 张锋
轴承名称 类型代号
结构简图
角接触 球轴承
7
《机械设计》第十章
承载方向
极限 允许偏 主要特性和应用 转速 转角
能同时承受径向、轴向 联合载荷，公称接触角 越大，轴向承载能力也
越大。公称接触角 有
较高 2' ~10' 15o、25o、40o三种，内
部结构代号分别为 C、 AC 和 B。通常成对使 用，可以分别装于两个 支点或同装于一个支 点上
机电工程学院 张锋
《机械设计》第十章
轴承名称 类型代号
结构简图
圆锥滚子 轴承 3
承载方向
极限 允许偏 主要特性和应用
转速 转角
能同时承受较大的径
低碳钢
Cr4Mo4V(M50)—高温
铜
Si3N4—特殊环境
夹布胶木
机电工程学院 张锋
材料
《机械设计》第十章
特点（与滑动轴承相比） 1) 摩擦系数小，f=0.001~0.004 2) 启动灵活 3) 润滑容易 4) 标准化、互换 5) 但抗冲击差，重载能力差，很难做成剖分式
2
机电工程学院 张锋
《机械设计》第十章
2 2
1
（
圈材代
位占位
形料号
）
）
状变
位
变化
）
化代
代号
号
精 游 配其 度 隙 置它 等组代 级代号 代号 号
机电工程学院 张锋
《机械设计》第十章
基本代号
哈工大机械设计大作业轴系
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：机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据如表所示。
传动方案如图5.1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min d ≥ 式中：P ————轴传递的功率，KW ； m n ————轴的转速，r/min;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 6.2335585.211833==≥ 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GB2822-2005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=8mm ，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。
哈工大机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12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：图1表 1 带式运输机中V 带传动的已知数据方案 d P （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 5.1.2496010021803年3班室外 有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式....................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 .................. 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计................................................ 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率P= 3.84 kW，转矩T= 97333.33 N·mm，转速n= 480 r/min，轴上压力Q = 705.23 N，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d1 =96.000 mm，其余尺寸齿宽b1 = 35 mm，螺旋角β = 0°，圆周力F t = 2433.33 N，径向力F r = 885.66 N，法向力F n = 2589.50 N，载荷变动小，单向转动。
哈工大机械设计-大作业5
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目_轴系部件设计_____系别___能源学院________班号____0902103________姓名____ _______指导教师___________日期_2011年12月5日__目录机械设计作业任务书 (3)1选择材料，确定许用应力 (4)2按扭转强度估算轴径 (4)3设计轴的结构 (4)4轴的受力分析 (6)4.1画轴的受力简图 (6)4.2计算支承反力 (6)4.3画弯矩图 (7)4.4画转矩图 (7)5校核轴的强度 (8)6轴的安全系数校核计算 (9)7校核键连接的强度 (10)8校核轴承的寿命 (11)8.1计算当量动载荷 (11)8.2校核寿命 (12)9轴上其他零件设计 (12)10轴承座结构设计 (12)11轴承端盖（透盖） (13)12参考文献 (13)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：传动方案如图5.1图5.11选择材料，确定许用应力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。
2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，0130.95 2.85m P P kW η=⨯=⨯= 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，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106。
min d mm ∴≥ 由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得22.6474k d mm ≥，按标准GB2822-81的10R 圆整后取125d mm =。
3设计轴的结构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：轴段⑦轴段⑥轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段②轴段①3L 2L 1L3.1 阶梯轴各部分直径的确定1) 轴段1和轴段7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
哈尔滨工业大学精密机械学基础课程设计报告：滚动轴承、轴系的组合结构设计
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课程设计说明书（论文）课程名称：精密机械学基础设计题目：滚动轴承、轴系的组合结构设计院系：航天学院控制科学与工程系班级：0904102班设计者：呵呵呵学号：1090410200指导教师：蒋秀珍设计时间：2011年12月哈尔滨工业大学滚动轴承、轴系的组合结构设计1 设计任务一钢制圆轴，装有两胶带轮A 和B ，两轮有相同的直径360D mm =，重量为1P kN =，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，它们的大小如图 1所示。
设圆轴的许用应力[]80Mpa σ=，轴的转速960/min n r =，带轮宽52b mm =，寿命：5000小时。
设计要求：1) 按强度条件求轴所需要的最小直径； 2) 选择轴承的型号（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）。
图 1设计内容如下：轴的受力分析；强度条件、最小直径的确定；支承的选择和寿命校核；轴上零件的定位和固定；联接；键的选择；密封和调整；2 计算说明书2.1 按强度条件确定轴的直径① 绘出轴的受力图（图 1）。
如图所示坐标系下，轴在三个方向上受力分别为 0x F =20.5 2.5y F kN =--=-20.5 2.5z F kN =--=-② 作水平平面内的弯矩图（图 2）。
在水平面内有0zF=∑Az Cz Dz F F F =+对A 点取矩0A M =∑，有0Cz Dz F AC F AD -⋅-⋅=解得， 4.17 1.67Cz Dz F kN F kN ==-，。
求距A 端x 处截面1-1上的内力，取E F 向下，E M 逆时针，则0,0,0,0,0z AzE E AzEE AzF F F F F M MF x x AC ⎫=-+==⎪⎬=-=≤≤⎪⎭∑∑解得， 2.5, 2.5E E F kN M x ==。
哈工大机械设计大作业-轴系部件-5.1.3
哈工大机械设计大作业-轴系部件-5.1.3一、设计题目设计带式运输机中的齿轮传动：带式运输机的传动方案如下图所示，机器运行平稳、单向回转、成批生产，其他数据参见下方表格。
方案电动机工作功率P d/kW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H/mm最短工作年限工作环境5.1. 3 3 960 110 2 180 5年室外、2班有尘二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且仅有一级齿轮减速传动，故大、小齿轮均选用40Cr合金钢，调质处理，采用软齿面。
大小齿面硬度为241~286HBW，平均硬度264HBW。
由要求，该齿轮传动按8级精度设计。
三、初步计算传动主要尺寸本装置的齿轮传动为采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。
其设计准则按齿根疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数增大10%~15%。
齿根弯曲疲劳强度设计公式;m≥√2KT1ϕd z12∙Y F Y s YεF3式中Y F——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力σF的影响。
Y s——应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。
Yε——重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数。
[σ]F——许用齿根弯曲应力。
1.小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P1 1p1=η1η2P d根据参考文献[2]表9.1，取η1=0.96，η2= 0.97。
由此P1=η1η2P d=0.96×0.97×3=2.7936KWT1=9.55×106×P11=9.55×106×2.79369602=55581N∙mm2.齿数Z的初步确定为了避免根切，选小齿轮z1=17，设计要求中齿轮传动比i=n1n w =960/2110=4.3636，故z2=i×z1=4.3636×17=74.1818，取z2=75。
《机械设计基础》大作业(轴承部件设计直齿圆柱齿轮减速器的输出轴)
a
m
S 1K amS=6.72>[S]=1.5 a-a剖面安全。
6. 校核键连接的强度：
联轴器处键连接的挤压应力：
pd 4Th3 l 4 5 8 2(5 8 6 914 )0 588 .9 8(5 M)Pa
取键、轴及联轴器的材料都为钢，查教材P84表
6.1：静连接条件下，p12~0 15M 0Pa
试设计带式运输机中齿轮减速器的输出轴部件。 已知：
输出轴功率P=2.74kW，转矩T=289458N.mm， 转速n=90.4r/min, 圆柱齿轮分度圆直径d= 253.643mm,齿宽b=62mm,圆周力F1=2282.4N, 径向力Fr=849.3N,轴向力Fa=485.1N,载荷 平稳，单向转动，工作环境清洁，两班工作 制，使用年限5年，大批量生产。
2）联轴器选择及轴段1直径d1、长度l1确定(续)：
取轴端的直径d1=35mm,该轴段长度应比联轴器主 动端轴孔长度60mm略短2~3mm,取l1为58mm。
3）密封圈与密封圈所在轴段2：
轴段2用轴 肩对联轴 器起轴向 定位作用
h=2.45~3.5mm,则轴段2的直径 d2=d1+h=40~42mm。
为便于轴承安装：d3>d2=40mm 轴承内径d3应在标准值系列
内：...,30,35,40,45,...
d3=45mm
查《机械设计手册》得轴承代号号为：7209 C，
其主要参数为：
内径d=45mm,外经D=85mm,宽度B=19mm,定位轴肩直径
da=52mm,轴肩定位处圆角半径(安装尺寸)rAS=1mm， 基本额定动载荷C=29800N,基本额定静载荷C0= 23800N，油润滑极限转速nlim=9000r/min,脂润滑极
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《机械设计基础》
设计实践设计计算说明书题目：轴承部件设计
学院：航天学院
班号：0918401班
学号：1091840118
姓名：胡凯
日期：2011年11月20日
《机械设计基础》
设计实践任务书
题目：直齿圆柱齿轮减速器设计
设计原始数据及要求：
输出轴功率P（kW） 2.7
输出轴转速n（r/min）80
齿轮模数m（mm）3
大齿轮齿数Z81
大齿轮宽B（mm）80
联轴器轮毂宽L（mm）70
机器的工作环境多尘
机器的载荷特性平稳
机器的工作年限班次4年2班（18000h）
斜齿轮减速器额外增加的数据
中心距a（mm）150
小齿轮的齿数18
27
目录
设计实践任务书 (2)
目录 (3)
设计过程 (4)
（1）估算轴的基本直径 (4)
（2）确定轴承的润滑方式 (4)
（3）轴的结构设计 (4)
1)初定各轴段直径 (4)
2)确定各轴段长度（由中间至两边） (4)
3)传动零件的周向定位 (5)
4)其他尺寸 (5)
（4）轴的受力分析 (5)
1)求轴传动的转矩 (5)
2)求轴上传动件作用力 (5)
3)确定轴的跨距 (5)
（5）按当量弯矩校核轴的强度 (6)
（6）校核轴承寿命 (7)
（7）校核键的连接强度 (7)
参考文献 (7)
37
设计过程
（1）估算轴的基本直径
选用45钢，正火处理，估计直径d<100mm，由表查得σb=600MPa。
查表取C=106
所求d为受扭部分的最细处，即联轴器处的直径。
但因该处有一个键槽，故轴径应增大3%，即d=1.03×34.25=35.28mm，所以查表可知，d取38mm。
（2）确定轴承的润滑方式和密封方式
大齿轮d2=mZ=3×81=243m，取d2=243mm转速n=80r/min，圆周速度
故采用脂润滑。
多尘环境下，采用橡胶圈密封
（3）初定各轴段直径
1)轴的结构设计
2)确定各轴段长度（由中间至两边）
47
3)传动零件的周向定位
齿轮及联轴器处均采用A型普通平键，其中齿轮处为：键16×50GB1096-1990；联轴器处为：键12×40GB1096-1990。
4)其他尺寸
为加工方便，并参照7210型轴承的安装尺寸，轴上的过渡圆角半径全部采用r=1mm；轴端倒角为2×45°。
（4）轴的受力分析
1)求轴传动的转矩
2)求轴上传动件作用力
齿轮上的圆周力
齿轮上的径向力
3)确定轴的跨距
左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为：
0.5×80+10+15+20／2+=75mm
联轴器作用点与右端轴承支反力作用点的间距为
57
67
10+45+0.5×70=90mm
按当量弯矩校核轴的强度
做轴的空间受力简图
F AH
作水平面受力图及弯矩图（b ），F AH =F BH =F r2/2=482.3N
作垂直面受力图及弯矩图（d ）,F A V =F BV =F t2/2=1325N
F BH
F t2
F BV F A V
（b ）
（c ）
（d ）
（e ）
99375
M H
M V
36172.5
105736.
M
T
322300
（a ）
F r2
作合成弯矩图（e）
作扭矩图（f）
按当量弯矩校核轴的强度
（5）校核轴承寿命
查表得C r=35000N=C，P=F r=964.5N
满足要求，故可选用7210AC型号轴承
（6）校核键的连接强度
联轴器轮毂材料为钢，由表查得许用挤压应力[σp]=125~150MPa；A型普通平键长度l/mm=L－b=40－12=28，k/mm=h/2=8/2=4。
可知键连接的挤压强度足够。
参考文献
[1]宋宝玉主编.机械设计基础（第4版）.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社，2010.1
[2]张锋王瑜编.《机械设计基础》设计实践指导书.哈尔滨:哈尔滨工业大学，2003.11
[3]王连明主编.机械设计课程设计.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社，1996.2
[4]张龙主编.机械设计课程设计手册.北京：国防工业出版社，2006.5
77。