轴设计计算和轴承计算实例

轴设计计算和轴承计算

实例

文档编制序号：[KK8UY-LL9IO69-TTO6M3-MTOL89-FTT688]

【轴设计计算】

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，

＝

650MPa

2. 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％，+ × 5％=（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=×=≤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=55mm

HL4弹性联轴

器

Tn=1250 N·m

[n]=4000r/min

l =84mm

3. 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≥），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。

计算项目计算过程计算结

果

1.选择轴承类型

依题意，轴承主要承受径向载荷且转速较高，

故选用深沟球轴承

深沟球

轴承

2.预选型号、查参数Cr、C0r

因d＝55mm，预选轴承6211，查轴承手册知：

基本额定动载荷Cr＝，基本额定静载荷C0r＝

(P228)

预选轴

承6211

Cr＝

C0r＝

3.计算当量动载荷

P Fa /C0r ＝，用内插法由表12-16知，判断系数e ＝ Fa/Fr ＝>e ，由表12-16查得X ＝，Y ＝，由表

12-14知f p ＝1，由公式

知P ＝2494N

P ＝2494N 4.计算轴承

受命L h 查表12-13取温度系数f t ＝1，由公式12-12知轴承寿命

且接近于预期寿命，故选用6211轴承合适。 L h ＝

59737h 选用6211轴承合适 5.说明

也可以用公式12-13计算实际动载荷C’，

故选择6211轴承合适。

C’＝32422N 选择6211轴承合适

)(a r p YF XF f P +=

滚动轴承的组合设计

课时授课计划第六十三次课【教学课题】：§14-11 滚动轴承的组合设计【教学目的】：掌握滚动轴承的组合设计的内容，方法【教学重点及处理方法】：滚动轴承的组合设计的内容，方法处理方法：详细讲解【教学难点及处理方法】：轴承的组合设计的内容，方法处理方法：举例讲解【教学方法】: 讲授法【教具】：课件【时间分配】：引入新课5min 新课80 min 小结、作业5min

第六十三次课【提示启发引出新课】经过寿命计算选定了轴承的类型，如果没有合理的结构保证，则可能使轴承在工作时由于设计的一些理想条件得不到保证而不能在设计寿命内正常工作，甚至提前失效。因此必须在轴承的组合设计中考虑这些问题。【新课内容】 §14-11 滚动轴承的组合设计一、轴承的配置 1、正安装（面对面配置）两轴承外圈窄端面相对。此方式结构简单，装拆、调整方便，但当轴受热膨胀时，轴承游隙会减小，所以应注意轴向游隙的调整，以防卡死。适合于传动零件在两轴承之间的场合。一般机器中多采用正安装。 2、反安装（背对背配置）两轴承外圈窄端面相背。此方式轴系刚度较好，但结构

复杂，装拆、调整不便，在轴受热伸长时，轴承的游隙会增大。适合于传动零件处于外伸端的场合。二、滚动轴承支承的轴系结构滚动轴承的基本结构有三种基本类型。 1、双支点单向固定支承每个轴承内、外圈沿轴向只有一个方向受约束。也叫两端固定。 2、单支点双向固定支承

一个支承限制轴的双向轴向位移（称固定支承），另一个支承可沿轴向移动（称游动支承），不能承受轴向负荷。适合于工作温度较高和支点跨距较大的场合。 3、双支点游动支承两个支承均无轴向约束，又称两端游动支承。常用于人字齿轮场合，以防齿轮卡死和人字齿两侧受力不均匀。三、滚动轴承的固定 1、周向固定其作用是保证轴承受力后，轴承的内圈与轴颈、外圈与座孔之间不致于产生相对圆周运动。利用外圈与轴承座孔、内圈与轴颈之间的配合进行固定；

分析滚动轴承的设计计算

分析滚动轴承的设计计算本文通过对深沟球轴承安全接触角和轴向承载能力的设计计算，确认其在轨道车辆门系统驱动机构上的应用可行性。标签：深沟球轴承；轴向承载；接触角；应力集中 1.概述深沟球轴承主要用以承受径向载荷，同时也能承载一定的轴向载荷。深沟球轴承在承受轴向载荷时，钢球与内、外圈沟道之间会形成一定的接触角。如载荷过大，则接触椭圆将被挡边截去一部分，因而在钢球与挡边附近产生应力集中，导致轴承早期疲劳失效。本文旨在通过对北京地铁9号线侧门系统的驱动机构力学模型进行分析计算丝杆端支撑座内轴承的受力情况，从而确定将原先方案的一对角接触球轴承更改为一对深沟球轴承后，系统能否满足使用要求、避免门系统驱动机构的丝杆轴承在改用深沟球轴承后出现上述提前失效的现象，进行以下校核计算。[1～6] 2.计算极限轴向载荷 2.1丝杆支撑受力分析：驱动机构的双头丝杆有三个支撑，分别为靠近电机侧的左支撑、中间支撑和右支撑。其中，丝杆在中间支撑和右支撑位置只受周向固定，轴向没有限位，为自由状态，可适应丝杆热胀冷缩时产生的长度变化。我们假设丝杆承受的最大开/关门力300N全部作用在左支撑上，通过左支撑内的两只深沟球轴承传递给机构安装底板。丝杆轴向、径向受力分析如示意图（a）所示。由图（a）可知，丝杆的升角为45.52762°，丝杆承受轴向力为300N时，其径向分力约为295N。丝杆及其上零件承受的重力作用在左支撑轴承上的垂向分力约为80N。据此，作用在左支撑深沟球上的轴向载荷为Fa=300N，径向载荷Fr=375N。 2.2轴承的轴向承载能力计算深沟球轴承6202-2Z 的结构尺寸及相关参数如下：（GB/T 276-1994）轴承外径D=35mm，轴承内径d=15 mm，轴承宽度B=11 mm；内圈挡边直径d2=21.6 mm，外圈挡边直径D2=29.4 mm，内圈沟道直径di=19.3mm，外圈沟道直径D3=31.3mm，外圈沟道曲率系数fe = 0.525；内圈沟道曲率系数fi = 0.515；径向游隙ur = 0.018；球径Dw=5.953mm，钢球数Z=8；Cr=7.65kN，C0r=3.72kN。相关尺寸关系图，如示意图（b）。其中，α是接触椭圆到达挡圈挡边处的安全接触角（压力角）

滑动轴承设计

滑动轴承的设计准则，是根据其工作方式及特点确定的。对于非流体摩擦状态的滑动轴承，或称混和摩擦状态滑动轴承，保证其轴瓦材料的使用性能是主要任务；对于流体润滑轴承，设计重点则主要集中在如何在给定的工况下，构造具有合理几何特征的轴颈和轴瓦，使之能在工作过程中依赖流体内部的静动压力承载。 1．非流体润滑状态滑动轴承的设计准则对于非流体润滑、混和润滑和固体润滑状态工作的滑动轴承，常用限制性计算条件来保证其使用功能。此设计条件也可作为流体润滑轴承的初步设计计算条件。（1）轴承承载面平均压强的设计计算由于过大的表面压强将对材料表面强度构成威胁，并会加速轴承的磨损，因此在设计中应满足: 其中：P——轴承承载面上压强，MPa；F——轴承载荷，N；A——轴承承载面积，mm2；[P]——轴承材料的许用压强，MPa。对于径向轴承，一般只能承担径向载荷: 其中：F——轴承径向载荷，N；D——轴承直径，mm；B——轴承宽度，mm。DB是承载面在F方向上的投影面积。推力轴承一般仅能承担轴向载荷，对于环形瓦推力轴承: 其中：F——轴承轴向载荷，N；D2、D1——轴承承载环面外径、内径，mm。 (2) 轴承摩擦热效应的限制性计算滑动轴承工作时，其摩擦效应引起温度升高，摩擦热量的产生与单位面积上的摩擦功耗成正比，而轴承承载面压强p与速度v的乘积通常用来表征滑动轴承的摩擦功耗，称为pv值。滑动轴承设计中，用限制 pv值的办法，控制其工作温升，其设计准则为：其中：P——轴承承载面上压强，MPa；对于径向和推力轴承；V——轴承承载面平均速度，m/s；[Pv}——轴承许用Pv值。

其中：D——轴承平均直径，0.001m；n——轴颈与轴瓦的相对转速，。这样，上式也可写为: (3) 轴承最大滑动速度的条件性计算非液体摩擦状态工作的滑动轴承，其工作表面相互接触，当相对滑动速度很高时，其工作表面磨损加速，此项计算对于轻载高速轴承尤为重要。设计准则为: 其中：v——轴承承载面最大线速度，m/s；[v]——轴承许用线速度。 (4) 滑动轴承的几何参数滑动轴承的轴颈和轴瓦间的间隙大小，对滑动轴承的工作性能有显著影响,滑动轴承的间隙大小用相对间隙ψ来表示: 其中：C——轴承半径间隙，即轴瓦与轴颈的半径差，mm；r——轴承半径，mm。轴承间隙较大时，轴承承载力和运转精度下降，摩擦较小，温升较低；轴承间隙较小时，轴承运转精度较高，承载力较高，但摩擦功耗及温升较大。滑动轴承设计时，ψ常在0.004～0.012范围取值。滑动轴承的径向尺寸和宽度尺寸的比值称为宽径比B/D，有时写成L/D，轴承宽度较小时，会使润滑剂易沿轴向泄漏，不易保持于承载区，因此滑动轴承的宽径比不易过小，常推荐在0.5～1.5间选取。径向轴承径向配合推荐优先选用H9/d9和H8/f7及D9/h9和F8/h7。 2. 流体润滑状态滑动轴承的设计流体润滑状态润滑轴承是指在稳定运转时，其轴颈与轴瓦被润滑剂完全分隔，工作于无相互接触工作状态的滑动轴承。 (1) 滑动轴承形成流体动力润滑的条件实现流体润滑主要有两种方式，一是静压方式，即将流体直接泵入承载区承载；二是动压方式，即利用轴承相对运动表面的特殊形状及运动条件形成的压力承载。通常状态下，动压轴承的设计和工艺条件应满足如下几方面的要求，才可使流体润滑的实现成为可能。条件1：滑动轴承相对运动表面间在承载区可以构成锲形空间，且其运动将使该区域中的流体从宽阔处流向狭窄处；即从大口流向小口；或使承载区体积有减小的趋势。条件2：有充足的流体供给，且其具有一定的粘度；

滚动轴承的受力分析、载荷计算、失效和计算准则

1.滚动轴承的受力分析滚动轴承在工作中，在通过轴心线的轴向载荷（中心轴向载荷）Fa作用下，可认为各滚动体平均分担载荷，即各滚动体受力相等。当轴承在纯径向载荷Fr作用下（图6），内圈沿Fr方向移动一距离δ0，上半圈滚动体不承载，下半圈各滚动体由于个接触点上的弹性变形量不同承受不同的载荷，处于Fr作用线最下位置的滚动体承载最大，其值近似为5Fr/Z（点接触轴承）或4.6Fr/Z（线接触轴承），Z为轴承滚动体总数，远离作用线的各滚动体承载逐渐减小。对于内外圈相对转动的滚动轴承，滚动体的位置是不断变化的，因此，每个滚动体所受的径向载荷是变载荷。图6滚动轴承径向载荷的分析图7角接触轴承的载荷作用中心 2.滚动轴承的载荷计算（1）滚动轴承的径向载荷计算一般轴承径向载荷Fr作用中心O的位置为轴承宽度中点。角接触轴承径向载荷作用中心O的位置应为各滚动体的载荷矢量与轴中心线的交点，如图7所示。角接触球轴承、圆锥滚子轴承载荷中心与轴承外侧端面的距离a可由直接从手册查得。接触角α及直径D，越大，载荷作用中心距轴承宽度中点越远。为了简化计算，常假设载荷中心就在轴承宽度中点，但这对于跨距较小的轴，误差较大，不宜随便简化。

图8角接触轴承受径向载荷产生附加轴向力 1)滚动轴承的轴向载荷计算当作用于轴系上的轴向工作合力为FA，则轴系中受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=FA，不受FA作用的轴承的轴向载荷Fa=0。但角接触轴承的轴向载荷不能这样计算。角接触轴承受径向载荷Fr时，会产生附加轴向力FS。图8所示轴承下半圈第i个球受径向力Fri。由于轴承外圈接触点法线与轴承中心平面有接触角α，通过接触点法线对轴承内圈和轴的法向反力Fi将产生径向分力Fri；和轴向分力FSi。各球的轴向分力之和即为轴承的附加轴向力FS。按一半滚动体受力进行分析，有 FS ≈ 1.25 Frtan α(1) 计算各种角接触轴承附加轴向力的公式可查表5。表中Fr为轴承的径向载荷；e为判断系数，查表6；Y为圆锥滚子轴承的轴向动载荷系数，查表7。表-5 角接触轴承附加轴向力公式轴承类型角接触球轴承圆锥滚子轴承

《滚动轴承设计》word文档

习题与参考答案一、复习思考题 1 在机械设备中为何广泛采用滚动轴承？ 2 向心角接触轴承为什么要成对使用、反向安装？ 3 进行轴承组合设计时，两支点的受力不同，有时相差还较大，为何又常选用尺寸相同的轴承？ 4 为何调心轴承要成对使用，并安装在两个支点上？ 5 推力球轴承为何不宜用于高速？ 6 以径向接触轴承为例，说明轴承内、外圈为何采用松紧不同的配合。 7 为什么轴承采用脂润滑时，润滑脂不能充满整个轴承空间？采用浸油润滑时，油面不能超过最低滚动体的中心？ 8 轴承为什么要进行极限转速计算？计算条件是什么？ 9 试说明轴承代号6210的主要含义。 10 题10图示的简支梁与悬臂梁用圆锥滚子轴承支承，试分析正装和反装对轴系的刚度有何影响。题10图二、选择题 (从下列各小题给出的A、B、C、D答案中任选一个) 1 若转轴在载荷作用下弯曲较大或轴承座孔不能保证良好的同轴度，宜选用类型代号为的轴承。

A. 1或2 B. 3或7 C. N或NU D. 6或NA 2 一根轴只用来传递转矩，因轴较长采用三个支点固定在水泥基础上，各支点轴承应选用。 A. 深沟球轴承 B. 调心球轴承 C. 圆柱滚子轴承 D. 调心滚子轴承 3 滚动轴承内圈与轴颈、外圈与座孔的配合。 A. 均为基轴制 B. 前者基轴制，后者基孔制 C. 均为基孔制 D. 前者基孔制，后者基轴制 4 为保证轴承内圈与轴肩端面接触良好，轴承的圆角半径r与轴肩处圆角半径r1应满足的关系。 A. r=r1 B. r＞r l C. r＜r1 D. r≤r l 5 不宜用来同时承受径向载荷和轴向载荷。 A. 圆锥滚子轴承 B. 角接触球轴承 C. 深沟球轴承 D. 圆柱滚子轴承 6 只能承受轴向载荷。 A. 圆锥滚子轴承 B. 推力球轴承 C. 滚针轴承 D. 调心球轴承 7 通常应成对使用。 A. 深沟球轴承 B. 圆锥滚子轴承 C. 推力球轴承 D. 圆柱滚子轴承 8 跨距较大并承受较大径向载荷的起重机卷筒轴轴承应选用。 A. 深沟球轴承 B. 圆锥滚子轴承 C. 调心滚子轴承 D. 圆柱滚子轴承 9 不是滚动轴承预紧的目的。 A. 增大支承刚度 B. 提高旋转精度 C. 减小振动噪声 D. 降低摩擦阻力 10 滚动轴承的额定寿命是指同一批轴承中的轴承能达到的寿命。 A. 99％ B. 90％ C. 95％ D. 50％ 11 适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精确对中的支承。 A. 深沟球轴承 B. 圆锥滚子轴承 C. 角接触球轴承 D. 调心轴承 12 角接触轴承承受轴向载荷的能力，随接触角的增大而。 A. 增大 B. 减小 C. 不变 D. 不定 13 某轮系的中间齿轮（惰轮）通过一滚动轴承固定在不转的心轴上，轴承内、外圈的配合应满足

滚动轴承的选择及校核计算

滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×8=48720小时 1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=458.2r/min 两轴承径向反力：F R1=F R2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 F S=0.63F R则F S1=F S2=0.63F R1=315.1N (2) ∵F S1+Fa=F S2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 F A1=F S1=315.1N F A2=F S2=315.1N (3)求系数x、y F A1/F R1=315.1N/500.2N=0.63 F A2/F R2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本P263表（11-8）得e=0.68 F A1/F R1

根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本P264（11-10c）式得 L H=16670/n(f t Cr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 F R=F AZ=903.35N 试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得F S=0.063F R,则 F S1=F S2=0.63F R=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷F A1、F A2 ∵F S1+Fa=F S2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：F A1=F A2=F S1=569.1N (3)求系数x、y F A1/F R1=569.1/903.35=0.63 F A2/F R2=569.1/930.35=0.63 根据课本P263表（11-8）得：e=0.68 ∵F A1/F R1

13滑动轴承习题与参考答案

习题与参考答案一、选择题(从给出的A 、Ｂ、C 、D 中选一个答案) １验算滑动轴承最小油膜厚度ｈmin 的目的是 A 。 A. 确定轴承是否能获得液体润滑 B. 控制轴承的发热量 C. 计算轴承内部的摩擦阻力 D. 控制轴承的压强P 2 在题2图所示的下列几种情况下，可能形成流体动力润滑的有Ｂ、E 。３巴氏合金是用来制造 B 。 A ．单层金属轴瓦 B ．双层或多层金属轴瓦 C. 含油轴承轴瓦 D. 非金属轴瓦 4 在滑动轴承材料中，Ｂ通常只用作双金属轴瓦的表层材料。Ａ．铸铁 B. 巴氏合金 C ．铸造锡磷青铜 D ．铸造黄铜 5 液体润滑动压径向轴承的偏心距e 随 B 而减小。 A. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的增大Ｂ．轴颈转速ｎ的增加或载荷Ｆ的减少 C ．轴颈转速n 的减少或载荷F 的减少Ｄ. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的增大 6 不完全液体润滑滑动轴承，验算][pv pv 是为了防止轴承Ｂ。 A. 过度磨损Ｂ. 过热产生胶合 C. 产生塑性变形Ｄ. 发生疲劳点蚀 7 设计液体动力润滑径向滑动轴承时,若发现最小油膜厚度h mi ｎ不够大,在下列改进设计的

措施中,最有效的是Ａ。 A. 减少轴承的宽径比d l / B. 增加供油量 C ．减少相对间隙ψ D. 增大偏心率χ 8 在 B 情况下，滑动轴承润滑油的粘度不应选得较高。 A. 重载 B. 高速 C ．工作温度高Ｄ. 承受变载荷或振动冲击载荷 9 温度升高时,润滑油的粘度 C 。 A ．随之升高Ｂ．保持不变Ｃ. 随之降低 D. 可能升高也可能降低 10 动压润滑滑动轴承能建立油压的条件中,不必要的条件是Ｄ。Ａ．轴颈和轴承间构成楔形间隙Ｂ. 充分供应润滑油 C ．轴颈和轴承表面之间有相对滑动Ｄ. 润滑油温度不超过50℃ 11 运动粘度是动力粘度与同温度下润滑油 B 的比值。 A. 质量Ｂ．密度Ｃ．比重 D. 流速 12 润滑油的 B ，又称绝对粘度。 A ．运动粘度 B ．动力粘度Ｃ. 恩格尔粘度 D. 基本粘度 13 下列各种机械设备中, D 只宜采用滑动轴承。 A. 中、小型减速器齿轮轴 B. 电动机转子Ｃ．铁道机车车辆轴 D. 大型水轮机主轴 14 两相对滑动的接触表面，依靠吸附油膜进行润滑的摩擦状态称为 D 。Ａ. 液体摩擦 B ．半液体摩擦 C. 混合摩擦 D. 边界摩擦 15 液体动力润滑径向滑动轴承最小油膜厚度的计算公式是 C 。 A. )1(min χψ-=d h B. )1(min χψ+=d h C. 2/)1(min χψ-=d h D. 2/)1(min χψ+=d h 16 在滑动轴承中，相对间隙ψ是一个重要的参数,它是Ｂ与公称直径之比。 A. 半径间隙r R -=δ B ．直径间隙d D -=? C. 最小油膜厚度h m ｉn D. 偏心率χ １7 在径向滑动轴承中，采用可倾瓦的目的在于 C 。Ａ．便于装配Ｂ. 使轴承具有自动调位能力 C. 提高轴承的稳定性Ｄ．增加润滑油流量,降低温升 1８采用三油楔或多油楔滑动轴承的目的在于Ｃ。Ａ. 提高承载能力 B. 增加润滑油油量Ｃ．提高轴承的稳定性Ｄ. 减少摩擦发热１９在不完全液体润滑滑动轴承中，限制pv 值的主要目的是防止轴承 A 。

滚动轴承的工作情况分析及计算

第一讲一、教学目标（一）能力目标能判断常用滚动轴承的类型；理解其代号的含义；会选用滚动轴承（二）知识目标 1.了解滚动轴承的类型、特点，掌握滚动轴承的代号 2.掌握滚动轴承的选择二、教学内容滚动轴承的类型、代号及选用三、教学的重点与难点重点：滚动轴承的类型、特点及代号。难点：滚动轴承类型的选择。四、教学方法与手段采用多媒体教学（加动画演示），结合教具，提高学生的学习兴趣。 14.1 轴承的功用和类型轴承的功用：支承轴及轴上的旋转零件，使其回转并保证一定的旋转精度，减少相对摩擦和磨损。轴承的分类：按摩擦的性质分，轴承可分为滑动轴承和滚动轴承。滑动轴承滚动轴承 14.2 滚动轴承的组成、类型及特点滚动轴承是标准件，由专业工厂生产。设计时只需根据轴承工作条件选用合适的类型和

尺寸的滚动轴承，进行寿命计算，并对轴承的安装、润滑、密封给予合理设计和安排。滚动轴承的特点优点： 1）f小起动力矩小，η高； 2）运转精度高（可用预紧方法消除游隙）； 3）轴向尺寸小； 4）某些轴能同时承受Fr和Fa，使机器结构紧凑； 5）润滑方便、简单、易于密封和维护； 6）互换性好（标准零件）缺点： 1）承受冲击载荷能力差； 2）高速时噪音、振动较大； 3）高速重载寿命较低； 4）径向尺寸较大（相对于滑动轴承）应用：广泛应用于中速、中载和一般工作条件下运转的机械设备。 14.2.1 滚动轴承的组成滚动轴承一般由外圈、内圈、滚动体和保持架所组成。滚动体的形状短圆柱形柱形长圆柱形螺旋滚子滚柱轴承圆锥滚子

鼓形滚子滚针保持架是使滚动体等距分布，并减少滚动体间的摩擦和磨损。滚动轴承的材料：内、外圈、滚动体—GCr15、GCr15-SiMn等轴承钢，热处理后硬度HRC60~65；保持架：低碳钢、铜合金或塑料、聚四氟乙烯。 14.2.2 滚动轴承的基本类型及特点接触角α：滚动体与外圈内滚道接触点的法线方向与轴承径向平面所夹的角。滚动轴承按能承受的负荷方向或公称接触角不同，可分为向心轴承和推力轴承。向心轴承又可以分为径向接触轴承（α＝0）和角接触向心轴承（0＜α＜45）推力轴承又可以分为轴向接触轴承（α＝90）和角接触推力轴承（45＜α＜90）径向接触轴承：只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷；角接触向心轴承：既能承受径向载荷，也能承受一定的轴向载荷；轴向接触轴承：只能承受轴向载荷，不能承受径向载荷；角接触推力轴承：既能承受轴向载荷，也能承受一定的径向载荷 14.3 滚动轴承的代号滚动轴承是标准件，GB272／T-93规定了轴承代号的表示方法。轴承代号由基本代号、前置代号和后置代号三部分构成。 14.3.1 基本代号由类型代号、尺寸系列代号和内径代号组成。类型代号由一位(或两位)数字或英文字母表示，其相应的轴承类型参阅设计手册。尺寸系列代号由两位数字组成。前一个数字表示向心轴承的宽度或推力轴承的高度；后一个数字表示轴承的外径。直径系列代号为7表示超特轻；8、9表示超轻；0、1表示特轻；2表示轻；3表示中；4表示重；5表示特重；宽度系列代号为0表示窄型；1表示正常；2

机械设计习题与答案22滑动轴承

二十二章滑动轴承习题与参考答案一、选择题(从给出的A 、B 、C 、D 中选一个答案) 1 验算滑动轴承最小油膜厚度h min 的目的是。 A. 确定轴承是否能获得液体润滑 B. 控制轴承的发热量 C. 计算轴承内部的摩擦阻力 D. 控制轴承的压强P 2 在题2图所示的下列几种情况下，可能形成流体动力润滑的有。 3 巴氏合金是用来制造。 A. 单层金属轴瓦 B. 双层或多层金属轴瓦 C. 含油轴承轴瓦 D. 非金属轴瓦 4 在滑动轴承材料中，通常只用作双金属轴瓦的表层材料。 A. 铸铁 B. 巴氏合金 C. 铸造锡磷青铜 D. 铸造黄铜 5 液体润滑动压径向轴承的偏心距e 随而减小。 A. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的增大 B. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的减少 C. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的减少 D. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的增大 6 不完全液体润滑滑动轴承，验算][pv pv 是为了防止轴承。 A. 过度磨损 B. 过热产生胶合 C. 产生塑性变形 D. 发生疲劳点蚀 7 设计液体动力润滑径向滑动轴承时，若发现最小油膜厚度h min 不够大，在下列改进设计的措

施中，最有效的是。 A. 减少轴承的宽径比d l / B. 增加供油量 C. 减少相对间隙ψ D. 增大偏心率χ 8 在情况下，滑动轴承润滑油的粘度不应选得较高。 A. 重载 B. 高速 C. 工作温度高 D. 承受变载荷或振动冲击载荷 9 温度升高时，润滑油的粘度。 A. 随之升高 B. 保持不变 C. 随之降低 D. 可能升高也可能降低 10 动压润滑滑动轴承能建立油压的条件中，不必要的条件是。 A. 轴颈和轴承间构成楔形间隙 B. 充分供应润滑油 C. 轴颈和轴承表面之间有相对滑动 D. 润滑油温度不超过50℃ 11 运动粘度是动力粘度与同温度下润滑油的比值。 A. 质量 B. 密度 C. 比重 D. 流速 12 润滑油的，又称绝对粘度。 A. 运动粘度 B. 动力粘度 C. 恩格尔粘度 D. 基本粘度 13 下列各种机械设备中，只宜采用滑动轴承。 A. 中、小型减速器齿轮轴 B. 电动机转子 C. 铁道机车车辆轴 D. 大型水轮机主轴 14 两相对滑动的接触表面，依靠吸附油膜进行润滑的摩擦状态称为。 A. 液体摩擦 B. 半液体摩擦 C. 混合摩擦 D. 边界摩擦 15 液体动力润滑径向滑动轴承最小油膜厚度的计算公式是。 A. )1(m in χψ-=d h B. )1(m in χψ+=d h C. 2/)1(m in χψ-=d h D. 2/)1(m in χψ+=d h 16 在滑动轴承中，相对间隙ψ是一个重要的参数，它是与公称直径之比。 A. 半径间隙r R -=δ B. 直径间隙d D -=? C. 最小油膜厚度h min D. 偏心率χ 17 在径向滑动轴承中，采用可倾瓦的目的在于。 A. 便于装配 B. 使轴承具有自动调位能力 C. 提高轴承的稳定性 D. 增加润滑油流量，降低温升 18 采用三油楔或多油楔滑动轴承的目的在于。 A. 提高承载能力 B. 增加润滑油油量 C. 提高轴承的稳定性 D. 减少摩擦发热 19 在不完全液体润滑滑动轴承中，限制pv 值的主要目的是防止轴承。

机械设计滚动轴承计算题

如图所示的轴系，已知轴承型号为30312，其基本额定动载荷C r=170000N，e=；F r1=11900N，F r2=1020N，F ae=1000N，方向如图所示；轴的转速n=980r/min；轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为：当F a/ F r e时，X=1，Y=0；当F a/ F r e 时，X=，Y=；派生轴向力F d=F r/(2Y)，Y为F a/F r e时的Y值。载荷系数f p=，温度系数f t=1。试求轴承的寿命。 F r1F r2 F ae 12

解：（1）画派生轴向力方向 F r1 F r2 1 2 F ae F d1 F d2 （2）计算派生轴向力F d F d1=F r1/（2Y ）=11900/（2×）=3500N F d2=F r2/（2Y ）=1020/（2×）=300N （3）计算轴向力F a F ae + F d1=1000+3500=4500N>300N=F d2 轴承2被“压紧”，轴承1被“放松” F a1=3500N ，F a2=F ae + F d1=4500N （4）计算载荷系数 F a1/ F r1＝3500/11900＝<= e ，所以取X 1＝1，Y 1＝0 F a2/ F r2＝4500/1020＝>=e ，所以取X 2＝，Y 2＝（5）计算当量动载荷P P 1＝f p (X 1F r1+Y 1F a1)=×(1×11900+0×=14280N P 2＝f p (X 2F r2+Y 2F a2)=××1020＋×4500)＝ P =max{P 1，P 2}=14280N （6）计算轴承寿命L h 65518h 1428017000019806010601066h ≈?? ? ?????=??? ??= ε εP C f n L t 2、某轴两端各用一个30208轴承支承，受力情况如图。F r1=1200N ，F r2=400N ，F A =400N ，载荷系数f P =，已知轴承基本额定动负荷C r =34KN ，内部轴向力F S =F r /2Y 。试分别求出两个轴承的当量动载荷。（14分）

滑动轴承作业

滑动轴承学号一选择题 1. 宽径比d B /是设计滑动轴承时首先要确定的重要参数之一，通常取 d B / 。 A. 1~10 B.0.1~1 C. 0.3~1.5 D. 3~5 2. 下列材料中不能作为滑动轴承轴瓦或轴承衬的材料。 A. ZSnSb11Cu6 B. HT200 C. GCr15 D. ZCuPb30 3. 在非液体润滑滑动轴承中，限制p 值的主要目的是。 A. 防止出现过大的摩擦阻力矩 B. 防止轴承衬材料发生塑性变形 C. 防止轴承衬材料过度磨损 D. 防止轴承衬材料因压力过大而过度发热 4. 不是静压滑动轴承的特点。 A. 起动力矩小 B. 对轴承材料要求高 C. 供油系统复杂 D. 高、低速运转性能均好 5. 设计液体动压径向滑动轴承时，若通过热平衡计算发现轴承温升过高，下列改进措施中，有效的是。 A. 增大轴承宽径比 B. 减小供油量 C. 增大相对间隙 D. 换用粘度较高的油 6. 含油轴承是采用制成的。 A. 塑料 B. 石墨 C 铜合金 D. 多孔质金属 7. 液体摩擦动压径向轴承的偏心距e 随而减小。 A. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的增加 B. 轴颈转速n 的增加或载荷F 的减少 C. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的减少 D. 轴颈转速n 的减少或载荷F 的增加 8. 径向滑动轴承的直径增大1倍，长径比不变，载荷不变，则轴承的压强p 变为原来的倍。 A. 2 B. 1／2 C. 1／4 D. 4 9. 液体动压径向滑动轴承在正常工作时，轴心位置1O 、轴承孔中心位置O 及轴承中的油压分布应如图12-1的所示。

图12-1 A. (a) B. (b) C. (c) D. (d) 10. 动压液体摩擦径向滑动轴承设计中，为了减小温升，应在保证承载能力的前提下适当。 A. 增大相对间隙ψ，增大宽径比d B B. 减小ψ，减小d B C. 增大ψ，减小d B D. 减小ψ，增大d B 11. 动压滑动轴承能建立油压的条件中，不必要的条件是。 A. 轴颈和轴承间构成楔形间隙 B. 充分供应润滑油 C. 轴径和轴承表面之间有相对滑动 D. 润滑油温度不超过50C ο 12. 在情况下，滑动轴承润滑油的黏度不应选得较高。 A. 重载 B. 工作温度高 C. 高速 13. 与滚动轴承相比较，下述各点中，不能作为滑动轴承的优点。 A. 径向尺寸小 B. 启动容易 C. 运转平稳，噪声低 D. 可用于高速情况下 14. 滑动轴承轴瓦上的油沟不应开在。 A. 油膜承载区 B. 油膜非承载区 C. 轴瓦剖面上 15. 计算滑动轴承的最小油膜厚度m in h ，其目的是。 A. 验算轴承是否获得液体摩擦 B. 汁算轴承的部摩擦力 C. 计算轴承的耗油量 D. 计算轴承的发热量 16. 设计动压径向滑动轴承时，若轴承宽径比取得较大，则。 A. 端泄流量大，承载能力低，温升高 B. 端泄流量大，承载能力低，温升低 C. 端泄流量小，承载能力高，温升低 D. 端泄流量小，承载能力高，温升高 17. 双向运转的液体润滑推力轴承中，止推盘工作面应做成题图12-2 所示的形状。

《滚动轴承》教学设计教案

《滚动轴承》教学设计教案 -CAL-FENGHAI-(2020YEAR-YICAI)_JINGBIAN

教学设计 “项目+任务”教学设计课程名称：《机械基础》主讲教师：林小华教学对象：数控技术应用专业日期： 2014年10月

“项目+任务”教案项目名称机械零件任务内容滚动轴承课时数 4 任务要求1．了解滚动轴承的功用、分类、特点。2．熟悉滚动轴承代号的含义。具体任务内容1. 了解滚动轴承的分类及结构。 2. 掌握滚动轴承的代号含义，能够熟记常用轴承的代号。 3. 能够正确的拆装与维护轴承。教学用具多媒体投影仪常见滚动轴承挂图教学方法项目教学、案例分析教学过程教师“做”学生“做” 明确任务任务导入：滚动轴承的摩擦系数较大，开始运转时滚动摩擦阻力较大，而滚动摩擦的摩擦系数比滚动摩擦的摩擦系数小，起动容易，所以在大量的场合中滚动轴承的应用比滚动轴承更加广泛。见下图图1 同学们通过回忆现实生活中滚动轴承的应用，并积极回答问题。

图2 图3 图4 2、安全知识讲解。分析任务提出具体任务：任务１、滚动轴承的结构任务2、滚动轴承的分类任务3、滚动轴承的代号任务4、滚动轴承的安装与维护任务5、滚动轴承的失效形式完成学习任务： 1、根据学生能力强弱合理地搭配完成分组 2、教师对具体任务向大家解释说明。 3、实施过程中对学生学习方法、讨论任务进行指导并加强课堂纪律管理。 1、每组产生一位负责人。明确本组项目中具体任务。 2、小组成员互相探讨，对任务问题统一思想，做好笔记，完成各自的任务。解决任务 1、滚动轴承的结构用实物和挂图、动画表示滚动轴承的结构，使学生对滚动轴承的结构有感性的认识。这里主要掌握基本结构，即由内外座圈，滚动体和保持架组成。滚动

液体动力润滑径向滑动轴承设计计算

液体动力润滑径向滑动轴承设计计算流体动力润滑的楔效应承载机理已在第四章作过简要说明，本章将讨论流体动力润滑理论的基本方程（即雷诺方程）及其在液体动力润滑径向滑动轴承设计计算中的应用。（一）流体动力润滑的基本方程流体动力润滑理论的基本方程是流体膜压力分布的微分方程。它是从粘性流体动力学的基本方程出发，作了一些假设条件后得出的。假设条件：流体为牛顿流体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘度的影响；略去惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向不变。图12－12中，两平板被润滑油隔开，设板A 沿x 轴方向以速度v 移动；另一板B 为静止。再假定油在两平板间沿 z 轴方向没有流动(可视此运动副在z 轴方向的尺寸为无限大)。现从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析。作用在此微单元体右面和左面的压力分别为p 及p p dx x ??? +???? ?，作用在单元体上、下两面的切应力分别为τ及dy y τ τ???+????? 。根据x 方向的平衡条件,得：整理后得根据牛顿流体摩擦定律,得，代入上式得该式表示了压力沿x 轴方向的变化与速度沿y 轴方向的变化关系。下面进一步介绍流体动力润滑理论的基本方程。 1．油层的速度分布将上式改写成（a）

对y 积分后得（c）根据边界条件决定积分常数C1及C2: 当y=0时,v= V；y=h(h为相应于所取单元体处的油膜厚度)时,v=0,则得：代入（c）式后,即得（d）由上可见,v由两部分组成：式中前一项表示速度呈线性分布，这是直接由剪切流引起的；后一项表示速度呈抛物线分布，这是由油流沿x方向的变化所产生的压力流所引起的。 2、润滑油流量当无侧漏时,润滑油在单位时间内流经任意截面上单位宽度面积的流量为：将式(d)代入式(e)并积分后,得（f）设在 p=p max处的油膜厚度为h0(即时当润滑油连续流动时,各截面的流量相等,由此得：整理后得该式为一维雷诺方程。它是计算流体动力润滑滑动轴承(简称流体动压轴承)的基本方程。可以看出,油膜压力的变化与润滑油的粘度、表面滑动速度和油膜厚度及其变化有关。经积分后可求出油膜的承载能力。由雷诺方程及图示的压力分布也可以看出,在h>h0段,速度分布曲线呈凹形，，即压力沿x方向逐渐增大；而在h

滑动轴承计算

第十七章滑动轴承基本要求及重点、难点滑动轴承的结构、类型、特点及轴瓦材料与结构。非液体摩擦轴承的计算。液体动压形成原理及基本方程，液体动压径向滑动轴承的计算要点。多油楔动压轴承简介。润滑剂与润滑装置。基本要求: 1) 了解滑动轴承的类型、特点及其应用。 2) 掌握各类滑动轴承的结构特点。 3) 了解对轴瓦材料的基本要求和常用轴瓦材料，了解轴瓦结构。 4) 掌握非液体摩擦轴承的设计计算准则及其物理意义。 5) 掌握液体动压润滑的基本概念、基本方程和油楔承载机理。 6) 了解液体摩擦动压径向润滑轴承的计算要点（工作过程、压力曲线及需要进行哪些计算）。 7) 了解多油楔轴承等其他动压轴承的工作原理、特点及应用。 8) 了解滑动轴承采用的润滑剂与润滑装置。重点： 1) 轴瓦材料及其应用。 2) 非液体摩擦滑动轴承的设计准则与方法。 3) 液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件。难点：液体动压润滑的基本方程及形成液体动压润滑的必要条件。主要内容：

一：非液体润滑轴承的设计计算。二：形成动压油膜的必要条件。三：流体动压向心滑动轴承的设计计算方法，参数选择 §17-1概述：滑动轴承是支撑轴承的零件或部件，轴颈与轴瓦面接触，属滑动摩擦。一分类： 1. 按承载方向径向轴承（向心轴承。普通轴承）只受 . 推力轴承：只受组合轴承： ,. 2. 按润滑状态液体润滑：摩擦表面被一流体膜分开（1.5—2.0以上）表面间摩擦为液体分子间的摩擦。例如汽轮机的主轴。非液体润滑：处于边界摩擦及混合摩擦状态下工作的轴承为非液体润滑轴承。关于摩擦干：不加任何润滑剂。边界：表面被吸附的边界膜隔开，摩擦性质不取决于流体粘度，与边界膜的表面的吸附性质有关。液体：表面被液体隔开,摩擦性质取决于流体内分子间粘性阻力。混合：处于上述的混合状态. 相应的润滑状态称边界、液体、混合、润滑。 r F a F a F r F m

滚动轴承的组合结构设计

为保证轴承正常工作，除正确选择轴承类型和确定型号外，还需要合理的进行轴承的组合设计，主要解决轴系的轴向固定、轴承与相关零件的配合、间隙调整和润滑密封等方面的问题。 1．轴系支点的轴向固定型式为保证滚动轴承轴系能正常传递轴向力且不发生串动，在轴上各零件定位固定的基础上，必须合理地设计轴系支点的轴向固定结构。（1）两端单向固定如图13、图14所示，轴系中的每个轴承分别承受轴系一个方向的轴向力，限制轴系的一个方向的移动，两个支点的轴承合起来就能承受轴系双向的轴向力，从而限制了轴系沿轴向的双向移动，这种固定方式称为两端单向固定。它适用于工作温度变化不大的短轴，为允许轴工作时有少量热膨胀，轴承安装时应留有0．25mm～0．4mm的轴向间隙，结构图上不必画出间隙。（2）一端双向固定、一端游动如图15a、b、c所示，轴系中一个支点为固定端，由单个轴承或轴承组承受轴系的双向轴向力，限制轴系的双向移动，另一个支点为游动端，能使轴沿轴向自由游动。为避免松脱，游动轴承内圈应与轴作轴向固定（常采用弹性挡圈）。用圆柱滚子轴承作游动支点时，轴承外圈要与机座作轴向固定，靠滚子与套图间的游动来保证轴的自由伸缩。这种固定方式适用于较长的轴或工作温度变化大的轴，此时轴的热膨胀伸缩量大。

图15一端固定、一端游动轴系（3）两端游动要求能左右双向游动的轴，可采用两端游动的轴系结构。图16为人字齿轮传动的高速主动轴，为了自动补偿轮齿两侧螺旋角的制造误差，使轮齿受力均匀，采用允许轴系左右少量轴向游动的结构，故两端都选用圆柱滚子轴承。与其相啮合的低速齿轮轴系则必须两端固定，以便两轴都得到轴向定位。轴承在轴上的轴向定位常用轴肩或套筒，定位端面应与轴线有较好的垂直度。为保证可靠定位，轴肩圆角半径rl必须小于轴承的圆角半径r。轴肩高度通常不大于内圈高度的3/4，过高不便于轴承拆卸（图17）。图16两端游动轴系轴承内圈的轴向固定可选用轴端挡圈、圆螺母、轴用弹性挡圈等结构（18）。外圈可采用机座孔端面、孔用弹性挡圈、压板、端盖等形式固定（19）。

滚动轴承的校核计算及公式

滚动轴承的校核计算及公式滚动轴承的校核计算及公式 1基本概念 1?轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。 2?基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10 （r）或L10h （h）表示。 3.基本额定动载荷（C）:基本额定寿命为一百万转（106）时轴承所能承受的恒定载荷。即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。 4.基本额定静载荷（径向C0r，轴向C0a）:是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr （径向）或Ca （轴向），满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r （径向）或C0a （轴向）和控制轴承磨损的极限转速N0。各种轴承性能指标值C、

C0、N0等可查有关手册。2寿命校核计算公式

滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图 17-6，其曲线方程为 P L io =常数其中P-当量动载荷，N ; L io -基本额定寿命，常以106r 为单位（当寿命为一百万转时，L io =1 ）；匕寿命指数，球轴承& =3滚子轴承& =10/3 由手册查得的基本额定动载荷 C 是以L io =1、可靠度为90%为依据的。由此可得当轴承的当量动载荷为P 时以转速为单位的基本额定寿命 L 10为 C ￡ X 1=P ￡儿10 L 1o =(C/P) ￡ 106r (17.6) 若轴承工作转速为n r/min ，可求出以小时数为单位的基本额定寿命 (17.7) 应取L 10>Ih 'o L h '为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用寿命。若已知轴承的当量动载荷P 和预期使用寿命L h '，则可按下式求得相应的计算额定动载荷C'，它与所选用轴承型号的C 值必须满足下式要求 16670<€> ￡■ 二 n IF 丿