《机械设计基础》完整全套教学课件-393-588

静压螺旋传动是在螺母与螺杆的内、外螺旋面之间注入静压油，使螺旋面被静压油所隔开，当螺母与螺杆

作相对运动时，在其中产生液体摩擦，这种螺旋传动为

静压螺旋传动。其特点是：摩擦与磨损极小、传动效率

高，可达99%

。

但需供油系统，成本较高。滚动螺旋传动是在内外螺旋面之间放有滚珠，螺旋

副表面被滚珠隔开，这种螺旋为滚动螺旋(图11.35)。

其特点是：摩擦阻力小，效力高，可达90%以上；运转

平稳、动作灵敏，寿命长。但结构复杂，制造技术高，

成本高。多用于数控机床、机器人控制及汽车转向机构

中。任务11.4了解螺旋传动(2)按运动转换形式分1)螺杆转动，螺母作直线移动如图11.25所示，设螺旋副B的导程为S,当螺杆1转过φ1

一

螺杆2

一

螺母3

一机架

图11.25螺杆转动，螺母移动1

一

螺杆2

一

螺母3

-

导轨

图11.26机床手动进给机构任务11.4了解螺旋传动角时，螺母2的位移为2)螺杆转动并移动，螺母固定在图(11.27)中，设螺旋副A的导程为S,当螺杆1转过1

一

螺杆2

一

构件3

一

机架钳口图11.27杆转动并移动，螺母固定1

一

螺杆2

一

活动钳口3

一

固定图11.28台虎钳任务11.4了解螺旋传动φ角时，构件2的位移为1

一

螺杆2

一

构件3

一机架

图11.29差动螺旋任务11.4了解螺旋传动3)螺杆转动，螺母缓慢差速移动(差动螺旋机构)1

一

刀杆2

—

刀套3

一镗刀4

—

定位螺钉

图11.30镗刀杆微调装置任务11.4了解螺旋传动4)螺杆转动，螺母快速移动(复式螺旋机构)在图(11.29)

中

，若

A、B

两段螺旋方向相反，且导程相同，则螺母2相对螺母3的位移为两螺旋副移动量之和，螺母2的位置为螺母2作快速移动，其位移是螺杆的两倍。这种两螺旋副旋向相反的双螺旋机构为复式螺旋机构。此机构用于铣床用快速夹紧装置。任务11.4了解螺旋传动2.螺旋传动的结构和材料(1)结构螺母的结构一般分三种：整体螺母，组合螺母，对开螺

母。图11.31整体螺母

1、2一螺钉3一楔块图11.33

对开螺母图11.32组合螺母任务11.4了解螺旋传动(2)材料1)螺杆

滑动螺旋的螺杆主要承受转矩和轴向力，主要失效形式是螺纹磨

损、螺纹牙断裂或塑性变形；长径比较大的受压螺杆可能产生侧弯。因此，螺杆的材料要有足够的强度、耐磨性和抗弯性。

一般传动丝杠(车床丝杠),可用45、50钢。重要的要求有较高耐磨性的螺杆选用T12、65Mn、40Cr等。精

密传动螺杆，要求热处理后尺寸稳定，可用CrWMn、38CrMoAlA等。2)螺母螺母的材料可用耐磨，减磨性好的铸造锡青铜ZQSn10-1、ZQSN6-

6-3,重载低速时可用铸造青铜或铸造黄铜，轻载低速时用耐磨铸铁。对于一般的螺旋传动，通常先根据耐磨性条件确定螺旋的基本尺寸和主要参数，然后根据工作情况确定必要的计算准则(螺纹强度、螺杆强度、螺杆的稳定性、自锁条件),进行重点校核。任务11.4了解螺旋传动3.滚动螺旋传动在螺杆与螺母之间设有封闭循环的滚道，在滚道间充满钢珠的螺旋传动称为滚动螺旋传动(图11.34)。其特点为：摩擦阻力小，效率高、灵敏度高，间隙可调，运动具有可逆性，运转平稳，寿命长。所以日益广泛地应用于机床、

航空、汽车、拖拉机等制造业中。但结构和制造工艺复杂，成本高，无自锁性。

按滚珠的循环方式分为内循环滚珠丝杠和外循环滚珠丝杠。反向器任务11.4了解螺旋传动反向器11.4.5

拓展训练千分尺测量螺旋操作要点是：测量时，根据被测工件的尺寸和精度选用相应的测量范围和精度的千分尺，左手握住千分尺的隔热部位(塑料部

位),让固定测砧贴近工件一侧(被测量面),右手旋转微分筒，待测微

螺杆靠近另一被测面时，右手旋转测力装置直至发出“吱吱”声为止(此

时测微螺杆不再移动),就可以读数了。任务11.4了解螺旋传动机

械

设

计

基

础项目12

键和花键的联接键联接主要用于轴、轮毂之间的周向固定，用以传递转矩，其中有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动。花键联接可用于静

联接或动联接。本项目通过键联接的设计和销和花键联接的设计两个工作

任务的实施，使学生掌握键联接与花键联的设计的工作方法与步骤，掌握

键的联接的尺寸选择和强度校核方法，会确定花键联接的类型及强度校核。任务12.1

键联接的设计12.1.1任务书如图12.1所示，减速器中从动齿轮与轴之间的轴毂联接采用键联接，齿轮精度为8级，载荷有轻微冲击，联接所传递的转矩为69.86×104(N.mm),联接处轴的直径为63mm,轴段长88mm,轮毂长90mm,

试确定键联接的类型和尺寸。1—电动机2—带传动3—减速器4—连轴器5—滚筒6—输送带

图12.1带式输送机传动装置任务12.1

键联接的设计12.1.2知识点和技能点1.知识点(1)键的类型、工作原理、特点及应用(2)键的联接的尺寸选择和强度校核方法2.技能点(1)设计资料查阅(2)键的联接的尺寸选择和强度校核12.1.3任务分析键联接主要用于轴、轮毂之间的周向固定，用以传递转矩，其中有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动。键的设计内容为：确定平键联接的类型、尺寸及强度校核等。任务12.1

键联接的设计12.1.4键联接的基本知识1.键联接的类型键联接的主要类型有：平键联接、半圆键联接和斜键联接等。(1)平键的类型及工作原理根据用途，平键可分为普通平键、导向平键和滑键等。工作面①普通平键联接轴毂任务12.1

键联接的设计普通平键按结构可分为圆头

(A型)、平头

(B

型)和单圆头

(C

型)三种C单圆头平键

(C

型)a圆头平键

(A

型)b平头平键

(B型)任务12.1

键联接的设计②导向平键

③滑键a

导向平键联接b

滑键联接图12.4

导向平键联接和滑键联接任务12.1

键联接的设计(2)半圆键联接图12.5半圆键联接任务12.1

键联接的设计(3)楔键联接和切向键联接工作面图12.7切向键联接图12.6楔键联接任务12.1键联接的设计2.键的选择键的类型可根据联接的结构特点、使用要求和工作条件来选定。键的尺寸(键宽b和键高h)

按轴的直径d由标准中选定；键的长度L可根据轮毂长度确定，轮毂长度一般可取(1.5-2)

d,

键长等于或略小于轮毂长度，导向平键按轮毂长度及其滑动距离而定。键的长度必须符合标准规定的长度系列。3.键联接的强度校核(1)键联接的类型选择选键联接的类型时，应考虑的因素：载荷的类型；所需传递转矩的大小；对于轴毂对中性的要求；键在轴上的位置(在轴的端部还是中部);联接于轴上的带毂零件是否需要沿轴向滑移及滑移距离的长短；键是否要具有轴向固定零件的作用或承受轴向力等。任务12.1

键联接的设计(2)平键的尺寸选择平键的主要尺寸是：键的宽度b

、键的高度h和键的公称长度L,

结构如图所示。设计时，键的剖面尺寸可根据轴的直径查表12.1,键的长度L

一般略短于轮毂长度，但所选定的键长应符合标准中规定的长度系列。型其余

125/C型任务12.1

键联接的设计(3)平键联接的强度验算平键联接在传递转矩时，其受力情况如图12.9所示。普通平键联接(静联接)的主要失效形式是工作面被压溃，除非有严重的过载，一般不会出现键被剪断。

因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。设键侧面的作用力沿键的工作长度和高度均匀分布，则普通平键的挤压强度条件为任务12.1

键联接的设计对于导向平键联接和滑键联接(动联接),其主要失效形式是工作面的过渡磨损。因此，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算，其强度条件为式中

T——传递的转矩，Nmm;d——

轴的直径，mm;h

——键的高度，mm;1——键的工作长度，当用A型键时，l=L-b;当用B型键时，l=L当

用C型键时，

;L

为键的公称长度，单位均为mm;〔op〕——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa,

见表1.2〔P〕——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压强，单位为MPa许用挤

压应

力许

用压

强联接工作方式联接中的较弱

材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击〔op〕静联接钢120-150100-12060-90铸铁70-8050-6030-45(P)动联接钢504030〔T〕静联接钢12010065任务12.1

键联接的设计表12.2

键联接的许用挤压应力、许用压强和许用切应力(MPa)任务12.1键联接的设计(2)半圆键联接的强度校核半圆键联接的受力与平键相似，如图12.9,由于半圆键的宽度b较小，故失效形式可能是被剪断和工作面被压溃。其剪切强度条件为式中：1——键的工作长度，mm,

取I=L(L为键的公称长度);b——键宽，mm;〔t〕——许用切应力，MPa,见表12.2。图12.10

半圆键的受力情况任务12.1

键联接的设计12.1.5任务实施根据任务书，已知：减速器中从动齿轮与轴之间的轴毂联接采用键联接，齿轮精度为8级，载荷有轻微冲击，联接所传递的转矩为69.86×104(N.mm),联接处轴的直径为63mm,

轴段长88mm,

轮毂长90mm,试确定键联接的类型和尺寸。设计步骤如下：(1)选择键联接的类型和尺寸8级精度齿轮传动要求轮毂联接定心精度较高。由于齿轮与轴为静联接，故初步选用普通圆头平键联接。因加工需要，键槽两端需留出4

mm的间距，故取键槽长度L=80mm

。根据表12.1查得键宽b=18mm,

键高h=11mm。任务12.1

键联接的设计(2)校核键联接的强度A型键的工作长度l=L-b=80-18=62(mm)

。

根据轴与轮毂的材料，从表12.2中查得键联接的许用压应力〔op〕=110MPa,根据式(12.1)计

算轴毂联接处的挤压应力为键的标记为：键18×80

GB/T1096-1979,见如图12.11(一般A型键可不标出

“A”,但对于B型或C型键，须将“键”标为“键B”或“键C”)。(合适)任务12.1

键联接的设计(3)相配的键槽尺寸由表13.1查得轴槽深t=7.5mm,

毂槽深t1=4.9mm。根据所得尺寸，绘键槽工作图(图12.12)。A型任务12.1

键联接的设计12.1.6任务拓展如图12.1所示，减速器中从动齿轮与联轴器之间的轴毂联接采用键联接，载荷有轻微冲击，联接所传递的转矩为67.05

×10⁴(N.mm),联接处轴的直径为50mm,轴段长82mm,轮毂长84mm,A型键，试确定键联接的尺

寸。任务12.2销和花键联接的设计12.2.1任务书选择与验算车床变速箱滑移齿轮矩形花键连接强度。已知齿轮所传递转矩T=105Nmm,齿轮宽L=40mm,轴的直径为20mm,材料为45钢，齿轮轮毂材料为40Cr,花键轴表面经热处理，工作条件良好，采用小径定心。12.2.2知识点和技能点1.知识点(1)销和花键的类型、工作原理、特点及应用(2)花键的联接的强度校核方法2.技能点(1)查阅设计资料(2)会对花键的联接的强度进行校核12.2.3任务分析花键联接可用于静联接或动联接。花键联接的强度计算与键联接相似。由于花键联接的主要失效形式是工作面被压溃(静联接)或工作面过渡磨

损(动联接),因此相应地只验算联接的挤压强度和耐磨性。花键联接的设计内容为：确定花键联接的类型及强度校核等。12.2.4销和花键联接设计的基本知识

1.销联接任务12.2销和花键联接的设计a联接销b

安全销图12.14键联接与安全销a

圆柱销

b

圆锥销图12.13定位销销是标准零件。销的基本形式有普通圆柱销和普通圆锥销。·圆柱销靠过盈配合固定在销孔中，经多次装拆会降低其定位精度和可

靠性，圆锥销有1:50的锥度，安装方便，定位精度高，多次装拆不影响

定位精确性。端部带螺纹的圆锥销可用于盲孔或拆卸困难的场合。圆柱

销的标记为：销GB/T119.1-2000公称直径公差×长度。如公称直径d=8mm、

公差为m6、长度I=30mm、材料为35钢、不经淬火、不经表面处理的圆柱销

标记为：销GB/T119.18m6×30

任务12.2销和花键联接的设计圆锥销的标记为：销GB/T117-2000型公称直径×长度。如公称直径d=10mm、长度1=60mm、材料为35钢、硬度为28～38HRC、表面氧化处理的A

型圆锥销标记为：销GB/T117A10×30,两类销的结构尺寸见图12.16.销的常用材料有

35

、45

、30CrMnSiA等钢材。任务12.2销和花键联接的设计a

螺尾圆锥销

b

内螺纹圆锥销图12.15

端部带螺纹的圆锥销图12.16销2.花键联接的特点与类型选择花键联接由轴和毂孔上的多个键齿和键槽组成(如图12.17

所示),齿侧面为工作面，可用于静联接和动联接。由于花键联

接齿槽较浅，对轴和轮毂的强度削弱较小，应力集中较小，导向

性和对中性较好；但花键需要专门的加工设备、刀具和量具，生

产成本较高。因此，花键联接适用于定心精度要求高、载荷大或者经常滑移的联接。任务12.2销和花键联接的设计图12.17花键花键联接按齿形的不同，可分为矩形花键(GB114-87,如图12.18a)

、

渐开线花键(如GB3478.1-83,图12.18b)和三角形花键(图12.18c)。任务12.2销和花键联接的设计a

外花键

b

内花键b

渐开线花键C三角形花键矩形花键，齿形简单、加工方便、导向性能好，其定心方式为小径定心，定心稳定性好，定心精度高，应用广泛。渐开线花键的齿廓为渐开线，可用加工渐开线齿轮的方法及设备进行加工，工艺性较好。渐开线花键的定心方式为齿侧定心，具有自动定心的

作用，有利于各齿间的均匀承载。三角形花键，由于齿细小而多，轴与孔的削弱程度小，适用于薄壁零件的静联接。三角形花键常用齿侧定心。根据GB/T1144-1987

矩形花键规格为：

N×d〔分式〕×D〔分式〕×B〔分式〕,其意义为花键齿数×花键小径〔配合公差〕×花键大径〔配合

公差)×键齿公差〔配合公差〕。

任务12.2销和花键联接的设计简要标注时可以省略公差不标出。如花键，N=6mm,

的标记为：3.花键联接的强度校核花键联接的强度计算与键联接相似。

由于花键联接的主要失效形式是工作面

被压溃(静联接)或工作面过渡磨损(

动联接),因此相应地只验算联接的挤

压强度和耐磨性。花键联接的受力情况

如图12.19所示，其强度条件分别为任务12.2销和花键联接的设计图12.19

花键联接受力情况静联接

(12.4)动联接

(12.5)式中T,——键联接传递的转矩，Nmm;φ

—

—

载荷分配不均系数，与齿数和精度有关，通常取

多时取偏小值；N——

花键的齿数；1

—

—

花键的有效工作长度，

mm;

h——

花键齿侧面的工作高度，d——花键的平均直径，〔σp〕——许用挤压应力，

MPa〔P〕——许用压强，

MPa;任务12.2销和花键联接的设计齿

数,mm;,mm;,许用挤压

应

力、

许用压强联接工作方式使用和制造

情况齿面未经热处理齿面经热处理〔o

p〕静联接不良中等良好35-5060-10080-12040-70100-140120-200〔P〕空载下移动的

动联接不良中等良好15-2020-3025-4020-3530-6040-70在载荷作用下

移动的动联接不良中等良好一

一

—3-105-1510-20任务12.2销和花键联接的设计表12.3

花键联接的许用挤压应力、许用压强

(MPa)12.2.5任务实施由任务书可得已知条件：已知齿轮所传递转矩T=105Nmm,齿轮宽L=40mm,

根据轴的强度要求，轴的直径为20mm,材料为45钢，齿轮轮毂材料为40Cr,花键轴表面经热处理，工作条件良好，采用小径定心。解

(1)选用花键规格根据所要求的直径，由GB/T1144-1987选用轻系列矩形花键，其规格为6×23×26×6,即花键齿数N=6,大径D=26mm,小径d=23mm,齿宽B=6,倒角C=0.2mm,

花键的有效工作长度I=L=40mm。

任务12.2销和花键联接的设计(2)验算花键强度根据式(12.5),滑移齿轮花键为可以移动的键连接，

一般不在载荷下移动，所以式中，T=105N.mm;取φ=0

.

75;

h=(D-d)/2-2C=(26-23)/2-2×0.2=1.1(mm);d=(D+d)/2=(26+23)/2=24.5(mm);按照齿轮不在载荷下移动，工作状况良好条件查表(12.3),任务12.2销和花键联接的设计得〔P〕=55MPa

。

将上述数值代入公式中，得花键磨损强度足够.(3)花键标记由表12.3查得相应的公差带，得出所选矩形花键的标记为：任务12.2销和花键联接的设计机械设计基础项目13

轴轴是组成机器的重要零件之一，其主要功能是支持做回转运动的传动零件(如齿轮、蜗轮、带轮等),并传递运动和动力。

轴的设计需要精确的计算和分析，任何微小的误差都可能导致严重的后果。我们在学习和工作中要保持严谨认真的态度，对待每一个数据和每一个步骤都要一丝不苟。通过本项目轴的设计工作任务的实施，我们将掌握轴的设计与加工的工作方法与步骤，完成轴的材料选择、轴结构设计以及强度计算、轴的加工工艺制订，掌握轴的加工与检验方法。项目13

轴13.1

学习目标知识目标1.了解轴的功用、分类及特点。2.掌握轴的材料的选择。3.掌握轴的强度校核方法。能力目标1.能够正确选择轴的材料。2.能够利用手册查找轴设计的相关的数据。3.能够正确地完成轴的强度校核计算。

素质目标1.具有严谨认真，一丝不苟的态度。2.具有全局意识和工匠精神。项目13

轴13.2任务书设计如图13.

1所示带式输送机传动装置中单级圆柱齿轮减速器的从动轴(Ⅱ轴)。已知传递的功率

P₂=4.97kW,联轴器所传递的转矩为T₃=67.05×104N·mm,从动齿轮的转速

n₂=67.94r/min,分度圆直径d₂=376mm,所受的圆周力

Ft2=3715.96N,径向

力

Fr₂=1352.5N,轮毂长度L=88

mm,齿轮单向转动，轴承采用6200型，两班制工作，空载启动，单向运转，载荷变化不大。1—电动机2—带传动3—减速器4—连轴器5—滚筒6—输送带

图13.1带式输送机传动装置项目13

轴13.3

知识点(1)轴的分类与应用。(2)轴的材料选择。(3)轴的结构设计。(4)轴的强度校核。项目13

轴13.4基本知识1.

轴的分类与应用1)按轴承受的载荷不同，可将轴分为心轴，转轴和传动轴三种。心轴工作时仅承受弯矩而不传递转矩，心轴按其是否转动又分为转动心

轴和固定心轴两种。图13.2(a)所示的火车轮轴为转动心轴，即其

轴与轮用过盈配合固定在一起，轴与轮一起转动；图13.2(b)

所

示

的自行车前轮心轴为固定心轴，即当车轮转动时，其轴固定不动(a)

转动心轴

b)

固定心轴图13.2

心轴项目13

轴13.4基本知识转轴工作时既承受弯矩又承受转矩，如减速器中的轴(图13.1)。传动轴则只传递转矩而不承受弯矩，如汽车中连接变速箱与后桥之间的

轴(

图

1

3

.

3

)

。转动轴图13.3

变速箱与后桥之间的传动轴项目13

轴13.4基本知识2)根据轴线的形状的不同，轴又可分为直轴、曲轴和挠性钢丝轴直轴用于一般的机械传动中，按其外形的不同又可分为光轴[图13.4

(a)]

和阶梯轴[图13.4(b)]

两种。光轴的直径没有变化，其形状

简单，应力集中少，易加工，但轴上零件不易装配和定位，常用于心

轴和传动轴。阶梯轴各轴段截面的直径不同，形成阶梯形的结构，这

种结构形状使各轴段的强度相近，而且便于轴上零件的装拆和固定，因此阶梯轴在机器中的应用最为广泛。直轴一般都制成实心轴，但为了

减少重量或因结构需要，也可以采用空心轴[图13.4

(c)]。(a)

(b)(c)图13.4

直轴项目13

轴13.4基本知识1.

轴的分类与应用2)根据轴线的形状的不同，轴又可分为直轴、曲轴和挠性钢丝轴曲轴常用于往复式机械中，实现运动方式的转换，如图13

.5所示。挠

性钢丝轴一般由数层缠绕成螺旋状的钢丝组成，如图13

.6所示，曲轴

和挠性钢丝轴属于专用零件。图13.6

挠性钢丝轴图13.5

曲轴项目13

轴13.4

基本知识2.

轴的常用材料及热处理机械中的轴大多为转轴，同时承受弯曲应力和扭转切应力，且均

为交变应力。在交变应力的作用下，轴的主要失效形式为疲劳破坏。

因此轴的材料应有一定的疲劳强度，对应力集中敏感性低，与滑动零

件接触的表面应有足够的耐磨性，以及易于加工和热处理。轴常用的

材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁和高强度铸铁。优质碳素钢价格低廉，对应力集中的敏感性小，并能通过热处理

获得良好的综合机械性能。

一般机械上的轴，常用35或45钢，其中

以45钢应用最广泛。为了提高钢的机械性能，应进行正火或调质处

理。对受力较小或不重要的轴，可用Q235、Q275等普通碳素钢。合金钢比碳钢有更高的力学性能和更好的淬火性能，但价格较贵，

对应力集中比较敏感。故多用于高速、重载及要求耐磨、耐高温等特

殊要求的场合。在一般工作温度下(低于200℃),各种碳钢和合金钢

的弹性模量均相差不多，且热处理对其影响也不大，故采取合金钢并

不能提高轴的刚度。项目13

轴13.4

基本知识轴的毛坯可用轧制圆钢材、锻造、焊接、铸造等方法获得，对要

求不高的轴或较长的轴，毛坯直径较小时，可用轧制圆钢材；锻件的

强度较高，对重要的轴、大尺寸或阶梯尺寸变化大的轴，应采用锻造

毛坯；对于形状复杂的轴也可采用铸钢或球墨铸铁制造。球墨铸铁具

有吸振性好、对应力集中不敏感、易铸造复杂的形状、价格低等优点。

轴的常用材料及机械性能如表13.1。表13.1

轴的常用材料及机械性能材料牌号热处理

方法毛坯直径/mm抗拉强度极

限o/MPa屈服极限

σ:/MPa弯曲疲

劳极限

σ-1/MPa硬度/HBS应用说明Q235A440240200用于不重要或载荷不大

的轴，如轮轴Q275520280220190用于不很重要的轴，如销抽。材料牌号热处理

方法毛坯直径

/

m

m抗拉强度极

限o:/MPa屈服极限σ:/MPa弯曲疲

劳极限0:1/MPa硬度/HBS应用说明35正火520270250143～187用于一般轴，如曲轴、销轴45正火≤100600300275170～217用于较重要的轴，应用

广泛45调质≤200650360300217

～25540Cr调质≤100750550350241

～266用于载荷较大，而无重

大冲击的重要轴35SiMn调质≤100800520400229～286可代替40Cr制作中、

小型轴类40MnB调质≤200750500335241

～286性能接近于40Cr,用

于重要的轴35CrMo调质≤100750550390207

～269用于重载传动轴20Cr渗碳淬火回火≤60650400280表面HRC

56~62表面渗碳淬火后，表面硬度高，芯部韧性好，适用于冲击载荷较大的场合，如齿轮轴QT600-3600370215197

～269用于制造形状复杂的

轴，如曲轴项目13轴续表项目13

轴13.4基本知识3.

轴的结构设计轴的结构设计，是根据轴上零件的安装、固定以及轴的制造工艺

性等方面的要求，合理地确定轴的最小直径、轴上零件的装配方案及

定位方式、各部分直径和长度等。进行轴的结构设计时，应考虑以下几个方面。(1)保证轴上零件的定位和固定可靠。(2)便于轴上零件的装拆和调整。(3)具有良好的加工工艺性。(4)有利于提高轴的强度和刚度。轴的结构设计方法和步骤大致如下。1)轴的最小直径估算(1)轴上各段的名称。轴是由轴头、轴颈和轴身三个部分组成的。轴与轴承配合处的轴段称为

轴颈。轴与轴上零件轮毂配合处的轴段称为轴头，连接轴头和轴颈的

轴段称为轴身。项目13轴带轮

轴承端盖

套筒

齿轮

滚动轴承轴端挡圈轴头轴颈图13.7

轴的结构(2)轴的最小直径估算。对于只承受扭矩或主要承受扭矩的传动轴，可按扭转强度条件计算。设轴在转矩T

的作用下，产生剪应力T。对于圆截面的实心轴，其抗扭

强度条件为式中：T——

轴所传递的转矩，单位为N

·mm;W——

轴的抗扭截面系数，单位为

mm³;P——

轴所传递的功率，单位为

kW;n——

为轴的转速，单位为

r/min;T——

轴的扭转切应力，单位为

MPa;[t]——轴的许用扭转切应力，单位为

MPa;d——

轴的估算直径，单位为mm。项目13

轴项目13

轴对于既承受弯矩、又承受扭矩的转轴来说，在进行轴的结构设计

之前，通常还不知道轴的支点位置以及轴上零件的位置，因此在结构

设计时，一般按轴所传递的扭矩并按扭转强度条件估算轴的最小直径，

用降低材料许用应力的方法来考虑弯矩的影响。由上式可得出轴的设

计计算公式：常用材料的[T]

值、C值可查表13.2。[T]

值、C的大小与轴的材料及

受载情况有关。当作用在轴上的弯矩比转矩小，或轴只受转矩时，

[t]值取较大值，C值取较小值，否则相反。由式(13.2)求出的直径值，需查表13.3圆整成标准直径，并作为轴

的最小直径。如轴上有一个键槽，可将算得的最小直径增大3%~

5%,如有两个键槽可增大7%～10%。项目13

轴表13.2

轴常用材料的[t]值和C

值轴的材料Q235、20354540r、35SiMn[](MPa)12～2020～3030

～4040～52C160～135135～118118～106106～981011*1214161820*222528303236404550566063717580859095100表13.3

标准直径(GB/T

2822-2005)注：加*者为R系列相应各项优先数的化整值。项目13

轴13.4基本知识2)拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配方案不同，则轴的结构形状也不相同，因此拟定

装配方案是进行轴结构设计的基础。拟定装配方案时，要根据轴上零

件的结构特点，预定出主要零件的装配方向、装配顺序和相互关系。

设计时可拟定几种装配方案，进行分析与选择。确定轴上零件的装配

方案时，要遵循两个原则，即轴的结构越简单越合理；装配越简单方便

越合理。轴上零件的装配方案对轴的结构形式由很大的影响。图13.8是减

速器输出轴的两种装配方案，其主要零件齿轮装配方向不一样，轴承

的装配方向、装配顺序以及相互关系一样，但第二种方案需要一个用

于轴向定位的长套筒，加工成本高，质量有所增大，不如第一种方案

好。(b)方案二图13.8

减速器输出轴装配方案项目13轴(a)

方案一项目13

轴13.4基本知识3)轴上零件的定位与固定轴上零件定位的目的是防止轴上零件沿轴向移动和与轴作相对转动，

以保证其有准确的工作位置，并能承受轴向与径向力。(1)轴上零件的轴向固定。轴上零件的轴向固定是以轴肩、套筒、轴端挡圈和圆螺母等来保证的。①轴肩或轴环。定位轴肩或轴环由定位面和过渡圆角组成，如图13.9所示，为了保证

零件能紧靠定位面，轴上圆角半径r

应小于零件的倒角尺寸

C和圆角

半径

R

。R

和

C尺寸如表13.4。(a)

轴环

b)

轴肩图13.9

零件与轴的倒角和圆角项目13

轴表13.4

零件孔端圆角半径R

与倒角C

mm轴径d>10～18>18～30>30～50>50～80>80～120r

(

轴

)0.81.01.62.02.5R及

C

(

孔

)1.62.03.04.05.0注：本表摘自GB

/T6403.4-2008。项目13

轴轴肩和轴环高度

h必须大于

R和C,h≈(0.07d+3)～(

0.1d+5),b≈1.4h,与滚动轴承相配的尺寸，查轴承标准中的

安装尺寸。用轴肩或轴环定位能够承受较大的轴向载荷，简单可靠，应用较

为广泛。②套筒。当轴上相邻两个零件之间的距离L不大时，可采用套筒作相对轴

向固定，如图13.10所示。套筒与轴之间配合较松，不宜用于转速较

高的轴上。轮毂宽度

B>

轴头长度

I,

取I=B-(2～3)mm。图13.10

套筒固定项目13

轴③圆螺母与止动垫圈。当无法采用套筒或两个零件之间的距离

L

较大时，可采用圆螺母和止

动垫圈作轴向固定，如图13.11所示。圆螺母与止动垫圈定位可靠，

可承受较大的轴向力，但需切制螺纹和退刀槽，会削弱轴的强度。轮

毂宽度B>

轴头长度I,

取

I=B-(2～3)mm。图13.11

圆螺母与止动垫圈固定止动垫圈项目13

轴④弹性挡圈。当轴向力不大而轴上零件间的距离较大时，可采用弹性挡圈作轴向固定

,如图13.12所示。弹性挡圈定位，结构简单，装拆方便，但可靠性

较差，且轴上切槽会引起应力集中。弹性挡圈常用于滚动轴承轴向的

固

定

。图13.12

弹性挡圈固定项目13

轴⑤轴端挡圈。轴端挡圈用于轴端零件的固定，够承受较大的轴向力，如图13.13所示，轮毂宽度

B>

轴头长度I,

取I=B-(2～3)mm

。

轴端挡圈固定，轴端零件装拆方便，固定可靠，应用较广泛。轴端挡圈常与轴

肩或锥面联合使用，用于高速、重载及零件对中性要求高的场合，如

图13.

14所示。图13.13

轴端挡圈固定图13.14

轴端挡圈与圆锥面固定项目13

轴⑥紧定螺钉。当轴向力很小，转速很低或仅仅为了防止零件的偶然轴向移动时，可采

用紧定螺钉固定，如图13.15所示。紧定螺钉固定，结构简单，可兼

作周向固定，可传递不大的力或力矩，不宜用于高速。图13.15

紧定螺钉固定(2)轴上零件的周向固定。轴上零件的周向定位是通过键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合来实

现

的

。①键、花键连接。参见项目12键和花键连接。②销连接。在载荷不大时，采用采用圆锥销连接，能同时起到轴向固定和周向固定

的作用，如图13.16所示。由于要在轴上加工出横向的孔，故对轴的

强度削弱比较严重。图13.16

销固定项目13

轴项目13

轴③过盈配合。过盈配合结构简单，对中性好，可同时起轴向和轴向固定的作用，但对

配合面的加工精度要求高，装拆不方便，承载能力取决于过盈量的大

小，不宜用于多次拆卸和重载的场合。4)轴的结构工艺性在满足使用要求的前提下，轴的结构越简单，工艺

性越好。(1)装配工艺性。轴的结构应便于加工与装配，应使各个零件尽量不接触其他零件的配合

表面，为此，通常采用阶梯轴，如图13.17所示。对于一般剖分式减

速器箱体中的轴，通常设计成两端小、中间大的形状。这样，既便于

轴的加工，又便于零件从轴的两端进行装拆。轴的配合直径应圆整为图13.17

阶梯轴标准值。项目13

轴(2)加工工艺性。为了能选用合适的圆钢作轴的毛坯和减少切削加工量，阶梯轴上各个轴

段的数量应尽可能少，而且各段直径不易相差太大，

一般取5～10mm。不同轴段的键槽，应布置轴的同一母线上，以减少键槽加工时的装夹次

数，如图13.19。(a)

正确结构

(b)

错误结构图13.19

键槽的布置项目13

轴在需要磨削的轴段上，应留有砂轮的越程槽(图13.20);在需要车

制螺纹的轴段上，应设有退刀槽。如图13.21所示。图13.20

砂轮越程槽图13.21退刀槽项目13

轴轴上各圆角、倒角、砂轮越程槽及退刀槽等尺寸尽可能统一，应尽可能

分别采用同一尺寸，以便于加工和检验。4)确定轴的直径和长度(1)轴段直径的确定。轴上的最小直径确定以后，可根据轴上零件安装和固定的要求，从轴的

两端分别向中间逐段增大，定出各段直径。确定轴段直径时要注意以下几点：①与滚动轴承配合的轴颈直径，必须符合滚动轴承内径的标准系列。②与零件(如齿轮、带轮等)相配合的轴头直径，应与相配合的零件轮

毂内径一致，并采用标准直径尺寸。③轴上螺纹或花键处的直径均应符合螺纹或花键的标准。④轴身处的直径可采非标准值，但尽量取成整数。(2)轴段长度的确定。轴的各个轴段的长度主要是根据轴上零件的轴向尺寸、轴承的结构、箱

体上的有关尺寸、装配零件时所需要的装配间距等要求来确定；轴与

零件轮毂配合部分的长度应比轮毂长度短2～3mm。项目13

轴4

.轴的强度计算完成轴的结构设计后，作用在轴上外载荷(转矩和弯矩)的大小、方向、

作用点、载荷种类及支点反力等就已确定，可按弯扭合成的理论进行轴

危险截面的强度校核。1)力学模型的建立在进行轴的强度校核时，通常忽略轴及其上各个零件的质量，把轴简化

为简支梁、外伸梁或悬臂梁。将作用在轴上零件的分布力作为集中力，

其作用点取为零件轮毂宽度的中点，并将其全部转化到轴上。支点反力

的作用点一般可近似地取在轴承宽度的中点上，以简化计算。具体的计算步骤如下：(1)画出轴的空间力系图。将轴上作用力分解为水平面分力和垂直面分力，并求出水平面和垂直面

上的支点反力。(2)分别作出水平面上的弯矩图(MH)和垂直面上和弯矩图(MV)。(3)计算出合成弯矩绘出合成弯矩图。(4)作出转矩图(T)

图。(5)计算当量弯矩绘出当量弯矩图。项目13

轴式中α为考虑弯曲应力与扭转剪应力循环特性的不同，将转矩转化为

等效弯矩的折合系数。通常弯曲应力为对称循环变化应力，而扭转剪

应力随工作情况的变化而变化。对于对称循环转矩取α=1;对于脉动循环转矩取

a

=[o-1b]/[σ0b]≈0.6;

对于不变转矩取

a

=

[σ-1b]/[σ+1b]≈0.3。其中[σ-1b]

、[σOb]

、[σ+1b]

分别为对称循环、脉动循环及静应力

状态下的许用弯曲应力，其值如表13.5。对正反转频繁的轴，可将转矩T

看成是对称循环变化。当转矩变化规

律不清楚时，可按脉动循环处理。(6)校核危险截面的强度。根据当量弯矩图找出危险截面，进行轴的强度校核，其公式如下：式中：W——轴的抗弯截面系数，单位为

mm³;

M

、T

、Me——单位均为

N·mm;D——轴径，单位为

mm;e——

当量弯曲应力，单位为

MPa。材料O₅[0+16][os][Q:16]碳素钢40013070405001707545600200955570023011065合金钢8002701307590030014080100033015090铸钢40010050305001207040项目13

轴表13.5

轴的许用弯曲应力项目13

轴13.5项目实施设计图13.1中所示带式输送机传动装置中单级圆柱齿轮减速器的从动轴(Ⅱ轴)。已知：传递的功率

P₂

=4.97kW,

联轴器所传递的转矩为T₃=67.05×10⁴N

mm,从动齿轮的转速

n₂=67.94r/min,分度圆直径d₂=376mm,所受的圆周力

F+2

=3715.96N,径向力

Fr₂=1352.5N,轮毂长度

L=88

mm,齿轮单向转动，

轴承采用6200型，脂润滑，两班制工作，空载启动，单向运转，载

荷变化不大。项目13

轴13.6拓展训练设计如图13.1所示带式输送机传动装置中单级圆柱齿轮减速器的主动

轴(I轴)。已知传递的功率P1=5.225

kW,主动齿轮的转速

n1=

320r/min,分度圆直径

d2=80mm,所受的圆周力Ft2=3897.5N,径向力Fr2=1418.57N,齿轮单向转动，轴承采用6200型，两班制工作，空载启动，单向运转，载荷变化不大。机械设计基础项目14

轴

承轴承的作用是支撑轴及轴上的零件，使其回转并保持一定的精度。合理地选择和使用轴承，对提高机器的使用性能，延长寿命都有重要的作用。根据转动副工作表面摩擦性质的不同，轴承可以分为滑动摩擦轴承(简称滑动轴承)和滚动摩擦轴承(简称滚动轴承)两大类。滚动轴承是标准化、系列化程度很高的一种部件，也是现代机器中广泛应用的部件之一。它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的。本项目通过滑动轴承的选择和滚动轴承的选择两个工作任务的实施，使学生掌握滑动轴承和滚动轴承的选择的工作方法与步骤，完成非液体摩擦滑动轴承轴瓦的结构型式与轴承材料的选择；掌握滚动轴承类和代号选择、组合结构设计、轴承润滑与密封方式的选择。任务14.1

滑动轴承的选择14.1.1任务书试选择露天使用的电动绞车中卷筒两端的滑动轴承。已知：轴承承受最大径向载荷Fr=17.5kN,卷筒转速n=25r/min,轴径直径d=60mm。14.1.2知识点和技能点1.知识点(1)掌握滑动轴承的分类和结构形式(2)了解轴瓦的结构、材料和滑动轴承润滑(3)非液体摩擦滑动轴承的设计方法及步骤2.技能点(1)滑动轴承选择资料的查阅(2)滑动轴承的设计任务14.1滑动轴承的选择14.1.3任务分析该任务为非液体摩擦滑动轴承的设计，设计非液体摩擦滑动轴承的步

骤如下

：1.根据已知工作条件和使用要求，确定轴承轴瓦的结构型式，并选取轴

承材料

。2.确定轴承工作宽度B3.验算轴承的平均压强p4.验算pv

值5.验算速度v任务14.1滑动轴承的选择14.1.4滑动轴承的基本知识1.滑动轴承的分类滑动轴承按其承受载荷方向的不同，可分为径向滑动轴承和止推滑动轴承。根据其滑动表面间润滑状态的不同，可以分为液体润滑轴承、非液体

润滑轴承和无润滑轴承。根据液体润滑承载机理的不同，可以分为液体动

压轴承和液体静压轴承。2.滑动轴承的结构形式(1)径向滑动轴承①整体式径向滑动轴承2a.

空心端面止推轴颈

b.

实心端面止推轴颈c.

单环轴颈d.多环轴颈任务14.1滑动轴承的选择②对开式径向滑动轴承(2)止推滑动轴承.1滑动轴承的选择3.非液体摩擦滑动轴承的设计(1)非液体摩擦滑动轴承的失效形式及计算准则滑动轴承工作时不能获得液体摩擦，或无需保证液体摩擦的不重要轴承，通常均按非液体摩擦滑动轴承进行设计。1)主要失效形式磨损非液体摩擦滑动轴承的工作表面，在工作时可能有局部的金属接触，会产生不同程度的摩擦和磨损，从而导致轴承配合间隙的增大，影响轴承的旋转精度，甚至使轴承不能正常工作。胶合当轴承在高速、重载情况下工作，且润滑不良时，摩擦加剧，发热过多，使较软的金属粘焊在轴颈表面而出现胶合。严重时，甚至会使轴承与轴颈焊死在一起，发生所谓“抱轴”的重大事故。任务142)计算准则设计时，应针对非液体摩擦滑动轴承的主要失效形式进行设计计算，但目前设计方法尚未完善，

一般仅从限制轴承的压强p

以及压强和轴颈圆

周速度的乘积pv

值进行条件性计算。用限制p

值来保证摩擦表面之间保留

一定的润滑剂

(p

值大，润滑剂容易被挤掉),避免轴承过度磨损而缩短

寿命；限制pv值来防止轴承过热而发生胶合。对于压强较小的轴承，还

应限制轴颈圆周速度v值。经验证明，这种条件性的半经验公式计算是可

行的

。任务14.1滑动轴承的选择(2)非液体摩擦滑动轴承的设计计算1)径向滚动轴承①验算轴承平均压强p为保证润滑油不被过大的压力挤出，从而避免轴瓦产生过度的磨损，须满足任务14.1滑动轴承的选择式中Fr—轴承的径向载荷，N;B—轴承的工作宽度，mm;d—轴的直径，mm;[p]

一轴瓦材料的许用压强，MPa,②验算轴承的pv

值式中n—

轴的转速r/min;[pv]

一轴瓦材料的许用值，

MPa·m/s,任务14.1滑动轴承的选择③验算滑动速度v对于p和pv的验算均合格的轴承，由于滑动速度过高，也会加速磨损而使轴承报废，这是因为p只是平均压力，实际上，在轴发生弯曲或

不同心等引起的一系列误差及振动的影响下，轴承边缘可能产生相当高的压力，因而局部区域的pv值还会超过许用值。因此必须验算滑动

速度v满足任务14.1滑动轴承的选择式中

[v]一许用滑动速度2)止推滑动轴承①验算压强p

式中F一轴承的轴向载荷，N;z—止推环的数目d,d₂—

—轴环的小径与大径，mm;任务14.1滑动轴承的选择k—考虑油槽使支撑面积减小的系数，一般取k=0.85-0.95。轴瓦材料的许用压强，MPa,

其值见表14.1[p]dm—轴环的平均直径n—

轴的转速，r/min。

的许用值，·

②

验

算

轴

承

pvm

值

pvm≤

〔pvm〕式中：v

一轴环的平均速度，任务14.1滑动轴承的选择,m/s4.确定轴承间隙，选择相应配合轴承间隙主要由轴的转速确定，转速越高，间隙应越大。在相同转速下，载荷越大，间隙应越小。

一般可按下列推荐值选取：高速、中压时，=(0.02-0.03)

d高速、高压时，=(0.0015-0.0025)

d低速、中压时，=(0.0007-0.0012)

d低速、高压时，=(0.0003-0.0006)

d上述各式中的d为轴颈直径，

mm。与上述间隙范围相应的配合，通常为H7/g6、H7/f7、H7/e8、H7/d8、

及H9/f7

、H11/b11

、H11/d11

等。任务14.1滑动轴承的选择5.轴瓦的结构、材料和滑动轴承润滑(1)轴瓦的结构任务14.1滑动轴承的选择b)图14.5剖分式轴瓦图14.4整体式轴瓦a)轴承衬任务14.1滑动轴承的选择图14.7油沟形式图14.6轴承衬(2)轴瓦的材料轴瓦材料要求有足够的强度，良好的塑性、减摩性、耐磨性、耐腐蚀性，抗胶合能力强，良好的导热性，并易跑合和制造。常见轴瓦材料及性能见表14.2。6.滑动轴承的润滑轴承润滑的主要目的在于减轻工作表面的摩擦和磨损，同时还起到冷却、吸振、防锈等作用。在设计和使用滑动轴承时应正确选择润滑剂和润滑方式。润滑剂有润滑油、润滑脂和固体润滑剂等。润滑脂是由润滑油和各种稠化剂(如钙、钠、铝、锂等金属)混合而成。润滑脂具有不易流失、不需经常添加、密封简单等优点。但润滑脂摩擦损耗较大，机械效率较低，

一般用于低速而有冲击、不便于经常加油、使用要求不高的滑动轴承中。选择润滑脂可参考表14.3。任务14.1滑动轴承的选择任务14.1滑动轴承的选择7.滑动轴承的润滑装置a

压配式注油杯b针阀式注油杯C油杯14.1.5

任务实施由任务已知：轴承承受最大径向载荷Fr=17.5kN,卷筒转速n=25r/min,

轴

径直径d=60mm。解：

(1)选择轴承类型该滑动轴承主要承受径向载荷，为了轴的拆装方便，选对开式径向滑动轴承(2)选择轴承型号由于轴径d=

60mm,查机械设计手册，初步选择H2060型径向滑动轴承，轴

承工作宽度B=70mm。(3)选择轴瓦材料由于使用条件是低速、重载，故按非液体摩擦计算。任务14.1滑动轴承的选择(MPa)滑动速度v

(m/s)按以上所求数值，由表14.2选轴瓦材料为铝青铜ZCuAl110Fe3。由于轴向力很小，故不必进行验算。任务14.1滑动轴承的选择pv值14.2.1任务书选择图14.9中所示带式输送机传动装置中单级直齿圆柱齿轮减速器的从动轴(Ⅱ轴)

上的轴承，并进行寿命计算。已知：轴的转速n2=67.94r/min,

轴颈直径d=60mm,圆柱齿轮轮齿上的圆周Ft=3715.96N,径向力Fr=1352.5N,轴的跨距I=167

mm,

无轴向附加力，轴承工作温度100°C以下，两班制

工作，空载启动，单向运转，载荷变化不大，要

求轴承的使用寿命Lh′=50000h。任务14.2

滚动轴承的选择14.2.2知识点和技能点1.知识点(1)掌握滚动轴承的结构、类型及特点(2)掌握滚动轴承的代号(3)掌握滚动轴承类型的选择(4)掌握滚动轴承的失效形式及计算准则(5)掌握滚动轴承的寿命计算(6)熟悉滚动轴承的组合设计、拆装、密封及润滑2.技能点(1)滚动轴承资料的查阅(2)能识读滚动轴承的型号(3)能较合理的选择轴承任务14.2

滚动轴承的选择14.2.3任务分析滚动轴承是标准化、系列化程度较高的一种部件，也是现代机器中应用较广泛的部件之一。滚动轴承的选择需要掌握以下内容：分析滚动轴承所承受的力、计算滚动轴承的寿命、确定滚动轴承的型号、润滑及密封等。14.2.4滚动轴承的基本知识1.滚动轴承的结构、主要类型及特点(1)滚动轴承的结构4任务14.2

滚动轴承的选择常见滚动体的形状有：球、圆柱滚子、圆锥滚子、鼓形滚子、滚针等(如图14.11所示)。保持架可以将滚动体均匀地隔开以避免滚动体之

间直接接触而产生的摩擦和磨损。如果没有保持架，相邻滚动体直接接触，

其相对摩擦速度是表面速度的两倍，发热和磨损都较大。任务14.2

滚动轴承的选择图14.11

滚动体的类型(2)滚动轴承的结构特性①公称接触角

a滚动体和外圈接触处的法线nn

与轴承的径向平面(垂直于轴承轴心线的平面)的夹角α(图14.

12),称为公称接触角。α越大，轴承承受轴向载

荷的能力越大。任务14.2

滚动轴承的选择图14.12接触角②

游隙滚动体和内、外圈之间存在一定的间隙，因此，内、外圈之间可以产生相对位移。其最大位移量称为游隙，分为轴向游隙和径向游隙(图14.13)。游隙的大小对

轴承寿命、噪声、温升等有很大影响，应按使用要求进行游隙的选择或调整。③

偏

移

角

θ轴承内、外圈轴线相对倾斜时所夹锐角θ,称为偏移角。能自动适应角偏移的轴承，称为调心轴承。图14.13轴承的游隙图14.14偏移角任务14.2

滚动轴承的选择轴承类型向心轴承推力轴承径向接触向心角接触推力角接触轴向接触公称接触角αα=0°0°<a≤45°45°<α<90°α=90°图例任务14.2

滚动轴承的选择(3)滚动轴承的主要类型和特点②推力轴承推力轴承主要承受轴向载荷。其公称接触角45°<a≤90°。公称接触角45°<α<90°的推力轴承称为推力角接触轴承，如推力角接触球轴承等。公称接触角α=90°的推力轴承称为轴向接触轴承，如推力球轴承等。任务14.2

滚动轴承的选择基本代号五四三二一类型代号尺寸系列代号内径代号宽(高)

度系列代

号直径系列代

号2.滚动轴承的代号轴承代号由基本代号、前置代号和后置代号构成。其排列如下所示：前置代号基本代号后置代号(1)基本代号基本代号是表示轴承的基本类型、结构和尺寸，是轴承代号的基础。它由轴承的类型代号，尺寸系列代号、内径代号构成。任务14.2

滚动轴承的选择①类型代号轴承类型代号用基本代号右起第五位数字或字母②尺寸系列代号尺寸系列代号是由轴承的宽(高)度系列代号和直径系列代号组合而成。轴承的直径系列(即结构相同、内径相同的轴承在外径和宽度方面的变化系列)用基本代号右起第三位数字表示轴承的宽(高)度系列(即结构、内径和直径系列都相同的轴承在宽度方面的变化系列)用基本代号右起第四位数字表示(如表14.6)。当宽度系列为0系列时，可不标出宽度系列代号0,但对调心滚子轴承和圆锥滚子轴承，宽度系列代号0应该标出。向心轴承、推力轴承的尺寸系列代号表示方法见表14.7,各类轴承尺寸系列代号及组合代号(由轴承类型代号和尺寸系列组成)见表14.5。任务14.2滚动轴承的选择内径尺寸/mm代号表示举例第二位第一位代号内径/mm1012151700123深沟球轴承62001020-495(5的倍数)22、28、32除外内径/5的商调心滚子轴承232084022、28、32及500以上/内径调心滚子轴承230/500深沟球轴承62/2250022③内径代号轴承公称内径代号是用基本代号右起第一、二位数字表示14.15轴承的直径系列任务14.2

滚动轴承的选择(2)前置、后置代号前置、后置代号是轴承在结构形状、尺寸、公差、技术要求等有改变

时，在其基本代号左右添加的补充代号，其排列按表14.9所示。常见的轴承内部结构、公差等级及配置代号见表14.10,其余前置代号

后置代号的说明见有关的国家标准。任务14.2

滚动轴承的选择轴承代号前置代号基本代号12345678成套轴承分部件内部结构代号密封与防尘套圈类

型保持

架及

其材料轴承材料公差等级游隙配置其他任务14.2滚动轴承的选择表14.9

轴承代号的排列轴承内部结构代号代号含义示例C1)角接触球轴承，公称接触角α=15°2)调心滚子轴承，

C型7005C23122CAC角接触球轴承，公称接触角α=25°7210ACB1)角接触球轴承，公称接触角α=40°2)圆锥滚子轴承，接触角加大7210B32310BE加强型(内部结构设计改进，增大轴承

承载能力)任务14.2滚动轴承的选择·

表14.10

轴承内部结构、公差等级及配置代号轴承公差等级代号代号(GB/T272-1993)含义示例/PO(G)公差等级复合标准规定的0

级，代号中省略不标6203/P6(E)公差等级复合标准规定的6

级6203/P6/P6x(EX)公差等级复合标准规定的6x

级30210/P6x/P5(D)公差等级复合标准规定的5

级6203/P5/P4(C)公差等级复合标准规定的4

级6203/P4/P2(B)公差等级复合标准规定的2

级6203/P2任务14.2

滚动轴承的选择轴承配置代号代号含义示例/DB成对背对背安装7210C/DB/DF成对面对面安装32208/DF/DT成对串联安装7210C/DT

任务14.2滚动轴承的选择3.滚动轴承类型的选择选择轴承类别时，先必须了解轴承所承受工作载荷的大小、方向和性质，转速的高低，调心性能的要求，拆装方便及经济性等要求。具体选择时，可以参考以下原则。(1)轴承所承受的载荷轴承所承受载荷的大小、方向和性质是选择轴承类型的主要依据。①载荷的大小与性质球轴承适用于轻、中及较小波动的载荷；滚子轴承适

用于承受重载荷及较大波动的载荷。②载荷的方向纯径向载荷可以选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承及滚针轴承。

纯轴向载荷可以选用推力轴承。当径向载荷和轴向载荷联合作用时，

一般选用角接触球轴承和圆锥滚子轴承；若径向载荷很大而轴向载荷较小时，也可采用深沟

球轴承；若轴向载荷很大，径向载荷较小时，可以用推力调心滚子轴承，也可以

采用圆柱滚子或深沟球轴承与推力轴承组合的结构。任务14.2

滚动轴承的选择(2)轴承的转速当转速较高、载荷较小或要求旋转精度较高时，宜选择球轴承；转速较低、载荷较大或有冲击载荷时，宜选用滚子轴承。(3)调心性能的要求轴应该具有足够的刚度，同轴的各个轴承孔应该具有良好的同轴度，使轴的偏转角θ控制在许用值以内，否则会降低轴的使用寿命。当两轴承座孔不同轴线或由于加工、安装误差及轴挠曲变形较大等原因使轴承内外圈之间偏转角较大时，应该选择调心球轴承或调心滚子轴承。(4)安装和拆卸方便当轴承座不是剖分式而必须沿轴向安装和拆卸轴承时，可优先选用内外圈可分离的轴承。任务14.2

滚动轴承的选择4.滚动轴承的载荷、失效形式及计算准则(1)滚动轴承的载荷分布以深沟球轴承为例，当深沟球轴承只受轴向力F时，如果轴承具有理想的精度，载荷也不偏心，可以认为轴向力是平均分布在所有滚动体上的，每个滚动体受的轴向载荷为Fa=FA/Z式中z---

为滚动体个数。当深沟球轴承只受径向力Fr

时，设轴承的外圈固定不动，内圈随着轴颈一起转动。上半圈滚动体不受力，下半圈滚动体受力，沿Fr作用线上滚动体受载最大

(F0),

而邻近的滚动体受载逐渐减小

(

FO>F1>F2,如图14.16所示。所以轴承元件受到脉动循环的接触应力。任务14.2

滚动轴承的选择任务14.2

滚动轴承的选择图12.16滚动轴承的载荷分布(2)滚动轴承的失效形式滚动轴承主要失效形式主要有以下三种(如图14.17):①疲劳点蚀

(n≥10r/min)②塑性变形

(n<10r/min)③

磨

损胶合图14.17轴承的失效形式任务14.2

滚动轴承的选择磨损点蚀(3)轴承的计算准则①对于一般运转的轴承(10r/min<n<n₁im),

主要失效形式为疲劳点蚀，

主要进行寿命计算，必要时进行静强度校核。②转速很低或摆动的轴承

(n≤10r/min),主要失效形式为塑性变形，只

需进行静强度计算。③对于高速轴承，由于发热而造成的粘着磨损、烧伤，除进行寿命计算外，

还需校验极限转速，即n<n₁im。任务14.2

滚动轴承的选择5.滚动轴承的寿命计算滚动轴承的寿命计算的目的是防止轴承在预期工作时间内产生疲劳点蚀破环。寿命计算中的基本概念①滚动轴承的寿命单个轴承中，滚动体或套圈首次出现点蚀之前，

两套圈的相对总转数或在一定转速下的运转小时数。②轴承寿命分布曲线大量试验证明，滚动轴承的疲劳寿命是相当离

散的。同一批生产的同一型号的轴承，由于材质不均匀和工艺过程中存在

差异等原因，即使在相同的条件下工作，寿命也不一样，相差可达数十倍。

但对一批相同型号的轴承进行疲劳试验，可用数理统计方法求出其寿命规

律。任务14.2

滚动轴承的选择2010511009080706050403020100未失效轴承数量/%图14.18轴承寿命和破环率的关系曲线任务14.2

滚动轴承的选择轴承的寿命/(106r)③基本额定寿命指一批相同型号的轴承，在相同的条件下运转，其

中恰有90%的轴承尚未产生点蚀前的轴承运转的总转数，用

L10

表示，单位为106转(或用一定转速下所能运转的总工作小时数Lh10

表示，单

位为小时)。④基本额定动载荷标准规定，基本额定寿命为106转时轴承能承受的

载荷值，称为基本额定动载荷，以C

表示。任务14.2

滚动轴承的选择⑤额定静载荷轴承工作时，受载最大的滚动体与内、外圈滚道接

触处的接触应力达到一定值(向心和推力球轴承为4200

MPa

,滚子轴承

为4000

MPa)时的静载荷，称为额定静载荷，用

“C

。”表示，其值可

查设计手册。⑥当量动载荷滚动轴承的基本额定动负荷是在向心轴承只受径向载荷，推力轴承只受轴向载荷的特定条件下确定的。实际上轴承往往承受着径向载荷和轴向载

荷的联合作用，因此，必须将实际载荷等效为一假想载荷，这个假想载荷

称为当量动载荷，以“P”表示。在此载荷作用下，轴承的工作寿命与轴承

在实际工作载荷下的寿命相同。任务14.2

滚动轴承的选择·

对向心和角接触轴承，在不变的径向和轴向载荷作用下，其当量动载荷为

P=XF,+YFa式中X——径向载荷系数，见表14.13;Y——轴向载荷系数，见表14.