轴设计计算和轴承计算模板(实例)
创作编号：GB8878185555334563BT9125XW
创作者：凤呜大王*
【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。
【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 ＝
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
)
(a r p YF XF f P +=
创作编号：
GB8878185555334563BT9125XW
创作者： 凤呜大王*
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。
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
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。
轴的设计计算
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2）原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。
运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。
由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比KW 同转满转总传动比带齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-43 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。
方案2适中。
故选择电动机型号Y100l2-4。
(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。
[说明]轴承相关计算
![[说明]轴承相关计算](https://360docs-1393072327.cos.ap-beijing.myqcloud.com/ded23309640e52ea551810a6f524ccbff121cafb.webp)
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）。
陕西科技大学过程装备与控制工程 机械设计课程设计2级齿轮减速器设计之轴及其轴承设计部分
d1=50mm d5=50mm
算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要 求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表 11-9得轴承内径d =50mm,外径D=90mm，宽度B = 20mm，定位轴肩直径da=57mm，外径定位直径 Da=83mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离 a3=19.4mm，故d1=50mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d5=50mm （3）轴段②和轴段④的设计 轴段②上安 装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装， d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm 齿轮2轮毂宽度范围为（1.2-1.5）d2=62.478mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，左端 采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直 径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度 b3=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用轴套 固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴 段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取 L2=102mm，L4=64mm （4）轴段③ 该段为中间轴上的两个齿轮提 供定位，其轴肩高度范围为（0.07-0.1）d2 = 3.645.2mm，取其高度为h=5mm，故d3=62mm 齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端 面距箱体内壁距离均取Δ1=10㎜，齿轮2与齿轮3 的 距离初定为Δ3=10㎜，则箱体内壁之间的距离为 Bx=2Δ1+Δ3+b3+（b1+b2）/2 = [2×10+10+105+ (75+66)/2] ㎜=205.5㎜,取Δ3=10.5㎜，则箱体内壁 距离为Bx = 206㎜。齿轮2的右端面与箱体内壁的距 离Δ2=Δ1+（b1-b2）/2 = [10+（75-66）/2] ㎜ = 14.5㎜,则轴段③的长度为L3=Δ3=10.5㎜ （5）轴段①及轴段⑤的长度 该减速器齿轮 的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡 油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱 体内壁的距离取为Δ=12㎜，中间轴上两个齿轮的固 定均由挡油环完成，则轴段①的长度为 L1=B+Δ+Δ1+3㎜=(20+12+10+3) ㎜＝45㎜
球轴承设计计算66页
接触椭圆长半轴，短半轴尺寸
Q
2.771830
aea30.1013 60.2709 2.2m 1 m
beb3 Q 0.009312.7 0 5.27 3 7 1830 00 9.19 m9m
故接触椭圆长轴和短轴，分别为a.b的2倍
2a 4.42mm 2b0.398mm
1.轴承内部的弹性接触理论
2）接触应力 最大接触应力
轴承类型 bm
深沟球， 角接触球 轴承
1.3
调心球， 磁电机球 轴承
1.3
带装填槽 球轴承
1.1
外球面球 轴承
1
6.基本额定动载荷C 硬度发生变化时的基本额定动载荷
当硬度低于58HRC时，额定动载荷
C'
C
HRC3.6
58
7.当量动载荷P
滚动轴承同时承受径向和轴向两个方向的载荷， 即联合载荷。联合载荷的换算方法已经确立， 但交变载荷的换算方法尚未确立。故接触 角情况下）
QZc5osFr — （4-2）
内外圈的趋近量为
e3 Q2 bi e— （ 4-3）
4.轴承内部的载荷分布与载荷引起的内外圈相对位移 4.2轴向载荷作用下的载荷分布与趋近量
(c co o ' 1 s s )s2 i/3 n ' 2 fm c 1 (Z F a w 2 ) D 2 /3— （ 4 -4 )
0 .1821
1.轴承内部的弹性接触理论
根据 F ，从表 1-1查数据
ea 0.07677 , eb 0.01060 ,
eaeb 2558 10 3
e 1.847 10 4
1.轴承内部的弹性接触理论
1）接触面尺寸
接触椭圆长半轴，短半轴尺寸
轴承与轴、轴承座的配合
高手分享轴承与轴、轴承座的配合在论坛里经常看到社友讨论轴承与轴、轴承座的配合问题。
由于轴承是标准件，尺寸公差是定死了的，这个配合问题也就成了怎么确定轴、轴承座的尺寸公差问题。
截图来自舍弗勒的轴承综合样本HR1。
还有轴承座的配合以上是轴承配合的基本原则。
但是原则并不是放之四海而皆准滴，原则更像世界纪录---是用来打破的。
打破之前你得权衡下打破原则的得与失，或者说利和弊。
轧机轴承内圈与轴的间隙配合就是一个经典的打破轴承配合基本原则的案例。
基本原则也没有包括一些特殊情况---如空心轴、轻金属轴承座等情况。
这种情况要选更紧的配合，要多紧，可以计算。
还有推力轴承的配合。
截图同样来自舍弗勒样本HR1。
推力轴承之轴承座正确选择轴承配合，首先要搞清楚轴承的工况，特别是受到什么性质的载荷。
载荷分点载荷与圆周载荷，区分这两种载荷，是正确选择轴承配合的前提。
说轧机轴承内圈与轴松配合，这说法不准确；不是所有轧机中的轴承内圈与轴都是松配合的。
而是在轧机中有些轴承内圈与轴是松配合，如4列圆锥，及有些4列圆柱。
轴、轴承座与轴承配合公差1）轴承配合一般都是过渡配合，但在有特殊情况下可选过盈配合，但很少。
因为轴承与轴配合是轴承的内圈与轴配合，使用的是基孔制，本来轴承是应该完全对零的，我们在实际使用中也完全可以这样认为，但为了防止轴承内圈与轴的最小极限尺寸配合时产生内圈滚动，伤害轴的表面，所以我们的轴承内圈都有0到几个μ的下偏公差来保证内圈不转动，所以轴承一般选择过渡配合就可以了，即使是选择过渡配合也不能超过3丝的过盈量。
配合精度等级一般就选6级，有的时候也要看材料，还有加工工艺，理论上7级有点偏底了，5级配合的话就要用磨。
我一般选用是：轴承内圈与轴配合轴选k6轴承外圈与孔配合孔选K6或K7 2）轴承与轴的配合公差标准①当轴承内径公差带与轴公差带构成配合时，在一般基孔制中原属过渡配合的公差代号将变为过赢配合，如k5、k6、m5、m6、n6等，但过赢量不大；当轴承内径公差代与h5、h6、g5、g6等构成配合时，不在是间隙而成为过赢配合。
(完整word版)轴的设计计算
例题：某一化工设备中的输送装置运转平稳，工作转矩变化很小，以圆锥-圆柱齿轮减速器作为减速装置。
试设计该减速器的输出轴。
减速器的装置简图如下。
输入轴与电动机相联，输出轴通过弹性柱销联轴器与工作机相联，输出轴为单向旋转（从装有联轴器的一端看为顺时针方向）。
已知电动机功率P=10kW，转速n1=1450r/min，齿轮机构的参数列于下表：解： 1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）η＝0.97，则又于是2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为而圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图。
3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45号钢，调质处理。
取A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dⅠ－Ⅱ。
为了使所选的轴直径dⅠ－Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=K A T3,考虑到转矩很小，故取K A=1.3,则：Tca=K A T3=1.3×960000 N·mm=1248000 N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85或手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N·mm。
半联轴器Ⅰ的孔径dⅠ＝55mm；故取dⅠ－Ⅱ=55mm；半联轴器长度L＝112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。
4．轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图所示的第一种装配方案。
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度⑴为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴端右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径 d II-III＝62mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝65mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比 L1略短一些，现取l I-II= 82mm。