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机械毕业设计论文
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机械毕业设计33滚动轴承选择与寿命校核计算,机械毕业设计论文
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9-1 概述 滚动轴承依靠其主要元件间的滚动接触来支承转动或摆动零件，其相对运动表面间的摩擦是滚动摩擦。 图 9-1 滚动轴承的基本结构 滚动轴承的基本结构如图 9-1所示，它由下列零件组成： (1)带有滚道的内圈 1和外圈 2； (2)滚动体 (球或滚子 )3； (3)隔开并导引滚动 体的保持架 4。 有些轴承可以少用一个套圈 (内圈或外圈 )，或者内、外两个套圈都不用，滚动体直接沿滚道滚动。 内圈装在轴颈上，外圈装在轴承座中。通常内圈随轴回转，外圈固定，但也有外圈回转而内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。 常用的滚动体有球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种，如图 9-2所示。轴承内、外圈上的滚道，有限制滚动体侧向位移的作用。 图 9-2 常用的滚动体 nts 与滑动轴承相比，滚动轴承的主要优点为： 1、摩擦力矩和发热较小。在通常的速度范围内，摩擦力矩很少随速度而改变。起动转矩比滑动轴承要低得多 (比后者小 80 90%)； 2、维护比较方便，润滑剂消耗较小； 3、轴承单位宽度的承载能力较大； 4、大大地减少有色金属的消耗。 滚动轴承的缺点是： 径向外廓尺寸比滑动轴承大；接触应力高，承受冲击载荷能力较差，高速重负荷下寿命较低；小批生产特 殊的滚动轴承时成本较高；减振能力比滑动轴承低。 9-2 滚动轴承的主要类型及其代号 一、滚动轴承的主要类型、性能与特点 按滚动体的形状，滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。 按接触角 的大小和所能承受载荷的方向，轴承可分为： 1、向心轴承： 公称接触角： 0 45 ，向心轴承又可细分为： A、 径向接触轴承 ： 0 ，只能承受径向载荷 (如圆柱滚子轴承 )，或主要用于承受径向载荷，但也能承受少量的轴向载荷 (如深沟球轴承 )； B、 向心角接触轴承 ： 0e 时的 Y 值。 图 9-9所示为一成对安装的向心角接触轴承 (可以是角接触球轴承或圆锥滚子轴承 )， 及 分别为作用于轴上的径向外载荷及轴向外载荷。两轴承所受的径向载荷为 及 ，相应的派生轴向力为 及 。 nts 图 9-9 向心角接触轴承的轴向载荷 取轴和轴承内圈为分离体，当轴处于平衡状态时，应满足： + = 如果 + ，如 图 9-10所示，则轴有右移的趋势，此时右边轴承 被 压紧 ，左边轴承 被 放松 。但实际上轴并没有移动。因此，根据力的平衡关系，作用在轴承 的外圈 上的力应是 ，且有： + = 故 + 图 9-10 轴向力示意图 (S1+FAS2 时 ) nts 作用在轴承 上的总的轴向力为： + (9-8a) 作用在轴承 上的轴向力为 (即轴承 1 只受其自身的派生轴向力 )： = (9-8b) 如果 + 0.1C)下工作 时，接触应力将增大；向心轴承受轴向力作用时，将使受载滚动体增加，增大轴承接触表面间的摩擦，使润滑态变坏。这时，要用负荷系数 f1 和负荷分布系数 f2 对手册中的极限转速值进行修正。这样，滚动轴承极限转速的约束条件为： f1f2 式中： f1、 f2 的值可从图 9-12 中查得。 nts(a) 载荷系数 (b) 载荷分配系数 图 9-12 载荷系数和载荷分配系数 (三 )静强度校核 由于不转动或转速极低的轴承，其主要的失效形式是产生过大的塑性变形，因此，静强度的校核的目的是要防止轴承元件产生过大的塑性变形。其约束强度条件为 或 式中： S0为轴承静强度安全系数，其值见表 9-10； 为径向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与下列计算接触应力相当的径向静载荷：对调心球轴承为 4600MPa；对所有其它的向心球轴承为 4200MPa；对所有向心滚子轴承为 4000MPa。对单列角接触球轴承，其径向额定静载荷是指使轴承套圈间仅产生相对纯径向位移的载荷的径向分量。 为轴向额定静载荷。它是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与下列计算接触应力相当的中心轴向静载荷：对推力球轴承为 4200MPa；对所有推力滚子轴承为 4000MPa。 nts 为径向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件下相同接触应力的径向静载荷。 为轴向当量静载荷。它是指最大载荷滚动体与滚道接触中心处，引起与实际载荷条件下相同接触应力的轴向静载荷。 、 可从有关设计手册中查到。 、 可分别按下面的公式进行计算。 (1)对深沟球轴承、角接触球轴承、调心球轴承： (取上两式计算值较大者 ) (2)向心球轴承和 0 的向心滚子轴承： 0 ； ； (取上两式计算值较大者 ) 0( 且仅承受径向载荷的向心滚子轴承 )； (3) 90 的推力轴承： (4) 90 的推力轴承： 2.3 tg 对于双向轴承，此公式适用于径向载荷与轴向载荷之比为任意值的情况。对于单向轴承，当 / 0.44 ctg时，该公式是可靠的。当 / 大至 0.67ctg时，该公式仍可给出满意的 值。 式中： 和 分别为当量静载荷的径向载荷系数和轴向载荷系数，其值见表 9-11。 为轴承径向载荷即轴承实际载荷的径向分量 (N)； nts 为轴承轴向载荷即轴承实际载荷的轴向分量 (N)； 为接触角。 表 9-10 静载荷安全系数 轴承使用性况 使用要求、负荷性质及使用场合 旋转轴承 对旋转精度和平稳性要求较高，或受强大冲击负荷 一般情况 对旋转精度和平稳性要求较低，没有冲击或振动 1.2 2.5 0.8 1.2 0.5 0.8 在工作载荷下基本不 旋转或摆动轴承 水坝门装置 吊桥 附加动载荷较小的大型起重机吊钩 附加动载荷很大的小型装卸起重机吊钩 1.0 1.5 1.0 1.6 各种使用场合下的推力调心滚子轴承 2 表 9-11 系数 和 的值 轴承类型 单列向心球轴承 双列向心球轴承 0的向心滚子轴承 深沟球轴承 0.6 0.5 0.6 0.5 0.5 1 0.22ctg 0.44ctg 角接触球轴承 a() 15 20 25 30 35 40 45 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.46 0.42 0.38 0.33 0.29 0.26 0.22 1 1 1 1 1 1 1 0.92 0.84 0.76 0.66 0.58 0.52 0.44 圆锥滚子轴承 0.5 0.22ctg 1 0.44ctg 调心球轴承 (0) 0.5 0.22ctg 1 0.44ctg 注： 对于两套相同的单列深沟球轴承以 背对背 或 “ 面对面 ” 安装 (成对安装 )在同一轴上作为一个支承整体运转情况下，计算其径向当量静载荷时用双列轴承的 和 值，以 和 为作用在该支承上的总载荷。 对于中间接触的值，用线性内插法求得。 nts例 题 例 9-1 如下图所示，轴上正装一对圆锥滚子轴承，型号为 30305，已知两轴承的径向载荷分别为 R1=2500N， R2=5000N，外加轴向力 FA=2000N，该轴承在常温下工作，预期工作寿命为 =2000小时，载荷系数 fp=1.5，转速 n=1000 r/min。试校核该对轴承是否满足寿命要求。 轴承部件受载示意图 解： 在本例中，轴承的径向载荷 Fr 用 R 表示，轴向载荷 Fa 用 A 表示。 查轴承手册得 30305型轴承基本额定动载荷 Cr=44800N， e=0.30， Y = 2。 1、计算两轴承的派生轴向力 S 由 表 9-9查得，圆锥滚子轴承的派生轴向力为 S=R/(2Y)，则 ，方向向右 ，方向向左 2、计算两轴承的轴向载荷 A1、 A2 S2+FA=1250+2000 = 3250 N， S2+FA S1 轴承 被 压紧 ，轴承 被 放松 ，故 A1=S2+FA=3250 N A2=S2=1250 N 3、计算两轴承的当量动载荷 P 轴承 的当量动载荷 P1： 查表 9-7得 X1 = 0.4， Y1 = 2 nts 轴承 的当量动载荷 P2： 查表 9-7得 X2 = 1， Y2 = 0 4、验算两轴承的寿命 由于轴承是在正常温度下工作， t 400mm)且工作温升较高时，轴的热膨胀量大，预留间隙的方法已不足以补偿轴的伸长量。此时应设置一个游动支点，采取一端固定一端游动的支承型式，如图 9-18及图 9-19，左端均为固定支点，承受双向轴向力；右端为游动支点，只承受径向力，轴受热伸长时可作轴向游动。设计时应注意不要出现多余的或不足的轴向固定。 图 9-18 一端固定、一端游动支承 (形式一 ) 对于固定支点，轴向力不大时可采用深沟球轴承，如 图 9-18，其外圈左右两面均被固定。图中上半部分靠轴承座孔的凸肩固定，这种结构使座孔不能一次镗削完成，影响加工效率和同轴度。轴向力较小时可用孔用弹性挡圈固定外圈，如图中下半部分所示。为了承受向右的轴向力，固定支点的内圈也必须进行轴向固定。对 于游动支点，常采用深沟球轴承，径向力大时也可采用圆柱滚子轴承 (图9-18中下半部分 )。选用深沟球轴承时，轴承外圈与轴承盖之间留有较大间隙，使轴热膨胀时能自由伸长，但其内圈需轴向固定，以防轴承松脱。当游动支点选用圆柱滚子轴承时，因其内、外圈轴向可相对移动，故内、外圈均应轴向固定，以免外圈移动，造成过大错位。 nts 图 9-19 一端固定、一端游动支承 (形式二 ) 图 9-19中固定支点采用两个角接触轴承 (向心角接触或推力角接触轴承 )对称布置，分别承受左、右两方向的轴向力，共同承担径向力，适用于轴向载荷较大的场合。为了便于装配调整，固定支点采用了套杯结构，此时， 选择游动支点轴承的尺寸时，一般应使轴承外径与套杯外径相等，以利于两轴承座孔的加工。 图 9-15所示的支承结构也属于有游动端的支承型式。 三、滚动轴承组合的调整 1、轴承游隙的调整 为保证轴承正常运转，通常在轴承内部留有适当的轴向和径向游隙。游隙的大小对轴承的回转精度、受载、寿命、效率、噪声等都有很大影响。游隙过 大，则轴承的旋转精度降低，噪声增大；游隙过小，则由于轴的热膨胀使轴承受载加大，寿命缩短，效率降低。因此，轴承组合装配时应根据实际的工作状况适当地调整游隙，并从结构上保证能方便地进行调整。 调整游隙的常用方法有以下三种： (1)垫片调整 如 图 9-13b所示角接触轴承组合，通过增加或减少轴承盖与轴承座间的垫片组的 厚度来调整游隙。 图 9-13a 深沟球轴承组合的热补偿间隙 C 也是靠垫片调整。 (2)螺钉调整 图 9-20用螺钉 1和碟形零件 3调整 轴承游隙，螺母 2起锁紧作用。这种方法调整方便，但不能承受大的轴向力。 nts 图 9-20 轴承游隙的调整 (3)圆螺母调整 图 9-22b是两圆锥滚子轴承反装结构，轴承游隙靠圆螺母调整。但操作不太方便，且螺纹会削弱轴的强度。 2、轴承组合位置的调整 某些传动零件在安装时要求处于准确的轴向工作位置，才能保证正确啮合。如 图 9-21所示的圆锥齿轮传动简图，装配时要求两个齿轮的节锥顶点重合，因此，两轴的轴承组合必须保证轴系能作轴向位置的调整。 图 9-21 位置 调整简图 图 9-22为小锥齿轮轴组合部件，为便于齿轮轴向位置的调整，采用了套杯结构。 图 a中轴承正装，有两组调整垫片，套杯与轴承座之间的垫片 1用来调整nts锥齿轮的轴向位置，而轴承盖与套杯之间的垫片 2是用来调整轴承的游隙。 图b轴承是反装，齿轮轴向位置的调整与图 a 相同，垫片 2只起密封作用。 (a) 轴承正装 (b) 轴承反装 图 9-22 小锥齿轮轴向位置的调整 四、提高轴系的支承刚度 增强轴系的支承刚度，可提高轴的旋转精度、减小振动噪声、保证轴承使用寿命 。对刚度要求高的轴系部件，设计时可采取下列措施以利提高支承刚度。 nts 1、合理布置轴承 同样的轴承，若布置方式不同，则轴的刚度也会不同。如图 9-22小锥齿轮轴角接触轴承的正、反两种安装方式。因小锥齿轮是悬臂布置，故悬臂长度越短，轴的刚度越大，因 Lb 350HBS 对称布置 0.8 1.4 0.4 0.9 不对称布置 0.6 1.2 0.8 0.6 悬臂布置 0.3 0.4 0.2 0.5 3)模数 m 模数圆整为标准值。对于传递动力用的圆柱齿轮传动，其模数应大于1.5mm；对圆锥齿轮传动，其模数应大于 2mm。国家标准 (GB1357-87)规定的齿轮的标准模数 (表 3-7)。 表 3-7 渐开线齿轮的标准模数 (GB1357-87) 第一系列 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 第二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.5 (3.75) 4.5 5.5 (6.5) 第一系列 8 10 12 16 20 25 32 40 50 第二系列 7 9 (11) 14 18 22 28 36 45 注： (1)对斜齿圆柱齿轮及人字齿轮，取法面模数为标准模数；对锥齿轮，取大端模数为标准模数； (2)应优先采用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 nts 4)螺旋角 增大可提高传动平稳性和承载能力，但 过大，会导致轴向力增加，使轴承及传动装置的尺寸也相应增大；同时，传动效率也会降低。一般可取。 但从减小齿轮传动的振动和噪声来考虑，目前有采用大螺旋角的趋势。人字齿轮传动，因其轴向力可相互抵消， 可取大些，一般可取到 ，常用 30 以下。 图 9-26 皮碗密封 如图 9 26所示， 皮碗放在轴承盖槽中并直接压在轴上，环形螺旋弹簧压在皮碗的唇部用来增强密封效果。唇朝内可防漏油，唇朝外可防尘。安装简便，使用可靠，适用 v10m/s 的场合。 二、非接触式密封 (a) (b) nts (c) 图 9-27 非接触式密封 这类密封没有与轴直接接触，多用于速度较高的场合。 (1)油沟式密封 图 9-27a所示，在轴与轴承盖的通孔壁间留 0.1 0.3mm的窄缝隙，并在轴承盖上车出沟槽，在槽内充满油脂。结构简单，用于 v5 6m/s的场
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