轴设计计算和轴承计算模板(实例)
轴的设计实例
7）画扭矩图
8）画当量弯矩图
2 M ca = M 2 + αT） 单向运转， α = 0.6 （
α
3.按弯、扭合成强度校核计算
当量弯矩最大截面如C截面 1）确定危险截面位置 当量弯矩不大，但直径较小的截面如D截面
C 2）强度校核计算： 截面：σ C =
M C右
3 0.1d C
=
613.37 × 1000 = 14.54MPa〈[σ −1b ] = 60MPa 3 0.1 × 75
d 4 = d 3 + 2h′3 = d 3 + 2 × 2.5 = 70 + 5mm = 75mm
d7
d6
d2
d1
各段轴直径： 各段轴直径：
d 1 = d min = 55 mm
d 2 = d1 + 2h1 = d1 + 2 × 0.08d1 = 55×1.16mm = 63.8mm, 取d 2 = 65mm
d 3 = d 2 + 2 h ′2 = d 2 + 2 × 2 .5 = 65 + 5 mm = 70 mm (滚动轴承孔径为 5倍数）
d 4 = d 3 + 2h′3 = d 3 + 2 × 2.5 = 70 + 5mm = 75mm
d 5 = d 4 + 2h4 = d 4 + 2 × 0.08d 4 = 75 × 1.16mm = 87mm, 取d 5 = 85mm
滚动轴承 大齿轮 滚动轴承 联轴器
2）考虑轴上零件的装拆、定位、固定要求，应轴制成阶梯轴
滚动轴承 大齿轮 滚动轴承 联轴器
考虑左轴承和大齿轮的定位及固定，应制轴肩和轴环 考虑左轴承和大齿轮的定位及固定，应有套筒
机械设计--轴系设计
B
A
C
D
d1=35mm,d2=38mm,d3=40mm,d4=43mm,d5=50mm,d6=40mm.
L1=82mm,L2=55mm,L3=32mm,L4=48mm,L5=8mm,L6=32mm
RCH
3、画轴的受力分析图，进行轴的强度校核
水平面：
RCH=754.4*46/(54+46)=347.02N,RCV=2072.7*46/(54+46)=953.44N
RDH=754.4*54/(46+54)=407.38N,RDV=2072.7*54/(46+54)=1119.26N
轴受力图：
RDV
RDH
RCV
Ft
Fr
水平面受力：
RDH
Fr
设计步骤
计算内容
计算结果
1、计算作用在齿轮上的力
已知z=110,m=2,d=mz=220mm，输出轴的转矩T=228N·m,切向力Ft=2T/d=2*228*103/220=2072.7N,径向力Fr=Ft*tanɑ=2072.7*tan20°=754.4N
为直齿轮故轴向力不存在
Ft=2072.7N,Fr=754.4N
轴承受到径向力为754.4N，轴承寿命为7.2*106h
2、按扭转强度条件初步估算轴径
d≥C*(P/n)⅓,由之前的设计计算得到P=2.48kw,n=104r/min，查表11-1，取C=112，估算得到d≥32mm，由于有键的存在，故直径需略微取大一些，装、定位和调整要求进行轴的结构
选择联轴器：LT型弹性套柱销联轴器，型号为LT6，由联轴器的轴孔长度可得L1=82mm,d2=d1+(3~6)=38mm,d3=d2+(1~3),由滚动轴承内径尺寸可确定d3=40mm,d4=d3+(1~3)=43mm,d5=d4+(6~8)由之前的齿轮设计计算得到d5=50mm,d6=d3=40mm。轴承端盖的厚度加上25~40的装配距离可定为L2=55mm，考虑轴承的厚度B以及挡油环的厚度，可取L3=32mm，由之前齿轮设计计算齿轮轮毂的长度可得到与之相配合的轴头长度L4=48mm,轴肩长度取为L5=8mm,考虑到轴承的宽度以及挡油环的厚度，与轴承相配合的轴颈长度可取为L6=32mm
流体动压润滑径向滑动轴承计算举例
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。
机械课程设计轴计算
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
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。
轴设计计算和轴承计算模板(实例)之欧阳地创编
【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。
(9) 减速器轴的设计计算.doc
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。
滚动轴承轴系的组合结构设计方案
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。
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【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％，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=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≥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。
（3）确定各段
轴径直径和长
度
轴径：从联轴器开始向左取ф55（联轴器轴径）d1；
d2 →ф63 （55+2×0.07 d1=62.7；取标准值，表12-10）
d3→ф65 （轴颈，查轴承内径）（轴承）
d4 →ф75 （取＞65的标准值）（齿轮）
d5 →ф85 （75+2×0.07 d4＝85.5；取整数值）
d6→ф74 （查轴承7213C的安装尺寸da）
d7→ф65（轴颈，同轴两轴承取同样的型号）d7＝d3
轴长：取决于轴上零件的宽度及他们的相对位置。
半联轴器与轴配
合长度 =84mm，为使压板压住半联轴器，取其相应的轴长为
l1=82mm；选用7213C轴承，其宽度为B=23mm；齿轮端面至箱体壁间
的距离取a＝15mm；考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，取滚
动轴承与箱体内边距s=5mm；轴承处箱体凸缘宽度，应按箱盖与箱座
联接螺栓尺寸及结构要求确定，暂定：该宽度B3＝轴承宽＋（0.08～
0.1）a＋（10～20）mm，取为50mm；轴承盖厚度取为20mm；轴承盖
与联轴器之间的距离取为b=16 mm；已知齿轮宽度为
d1=55mm
d2=63mm
d3=65mm
d4=75mm
d5=85mm
d6=74mm
d7=65mm
B=23mm
a＝15mm
s=5mm
B3＝50mm
b=16 mm
l1=82mm
l2
=16+21+(50-5-23)
=59mm
B2=80mm，为使套筒压住齿轮端面，取其相应的轴长为78mm。
根据以上考虑可确定每段轴长，并可以计算出轴承与齿轮、联轴器间的跨度。
L=80+2×15+2×5+2×（23/2）=143mm
L1= 58+82/2+23/2=111.5mm l3=23+5+15+2 =45mm
l4=80-2=78mm l5=10mm
l6=10mm
l7=23mm
L=143mm
L1=111.5mm
（4）考虑轴的结构工艺性
4. 强度计算（略）
考虑轴的结构工艺性，在轴的左端与右端均制成2×45º倒角；左端支撑轴承的轴径为磨削加工，留有砂轮越程槽；为便于加工，齿轮、半联轴器处的键槽布置在同一母线上，并取同一剖面尺寸。
先作出轴的受力计算图（即力学模型）如图中（a）所示，取集中载荷作用于齿轮及轴承的中点。
【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
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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 ＝
43.2kN ，基本额定静载荷C0r ＝29.2kN
(P228) 预选轴承6211
Cr ＝43.2kN C0r
＝
29.2kN
3.计算当量动载荷P
Fa /C0r ＝0.018，用内插法由表12-16知，
判断系数e ＝0.20
Fa/Fr ＝0.22>e ，由表12-16查得X ＝0.56，Y ＝2.211，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
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