《机械》-第12章 轴系结构设计

轴的设计计算包括轴的材料的选择、结构设计、强度和刚度计算，轴的强度计算和刚度计算又分为设计计算和校核计算。设计轴时应考虑多方面的因素和要求，不同机械对轴有不同的要求。一般情况下，轴设计的基本准则应该满足如下两个要求:(1)具有足够的承载能力，即要求轴具有足够的强度、刚度和振动稳定性，以保证正常的工作能力。

(2)具有合理的结构，使轴加工方便、成本低，轴上的零件定位和固定可靠，便于装拆。

12.1.1轴的材料轴工作时主要承受弯矩和转矩，且多为交变应力作用，其主要失效形§12.1轴的结构设计下一页式为疲劳破坏。因此，轴的材料应满足强度、刚度、耐磨性、耐腐蚀性等方面的要求。一般用途的轴常用优质碳素结构钢，如35,40,45的钢。碳素钢一般应经过调质或正火处理，以改善其力学性能;轻载或不重要的轴可以采用Q235、Q275等普通碳素钢;重载或重要的轴可选用合金结构钢，其力学性能高，但价格比较贵，选用时应综合考虑。形状复杂的轴，如凸轮轴、曲轴等可用球墨铸铁，其吸振性好，对应力集中不敏感且价格低廉。轴的毛坯一般采用轧制的圆钢或锻件。轴的常用材料及其力学性能见表12-1。12.1.2轴的设计、计算通常对于一般轴的设计方法有类比法和设计计算法两种。§12.1轴的结构设计下一页上一页§12.1轴的结构设计类比法是根据轴的工作条件，选择与其相似的轴进行类比及结构设计，画出轴的零件图。这种方法简单、省时，但具有一定的盲目性。设计计算法是以满足强度(刚度)要求为依据进行轴的结构设计，这种设计方法可靠、稳妥。本节主要介绍轴的设计计算法。用设计计算法设计轴的步骤如图12-1所示。需要指出的是，一般情况下设计轴时不必进行轴的刚度、振动、稳定性校核，如需进行刚度校核，也只做弯曲刚度校核，对于重要的轴、高速转动的轴应采用疲劳强度校核计算方法进行轴的强度校核。

1.估算轴的最小直径开始设计轴时，通常还不知道轴上零件的位置及支承点位置，无法下一页上一页§12.1轴的结构设计确定轴的受力情况，只有当轴的结构设计基本完成后，才能对轴进行受力分析及强度校核计算。因此，在轴的结构设计之前先按纯扭转受力情况对轴径进行估算。对于传动轴(纯扭转变形)，其强度条件主要依据是危险截面上的最大扭转切应力不大于许用扭转切应力。对于圆截面的传动轴，其扭转强度条件为 (12.1)式中，τmax为轴的最大扭转切应力(MPa);巨司为许用扭转切应力(MPa);Mtmax为轴传递的转矩(N·mm),Wt为抗扭截面模量(mm3),P为轴传递的功率(kW);二为轴的转速(r/min);d为轴下一页上一页的直径(mm)。当轴的材料选定后，则许用应力巨司已确定，可按下式估算轴的最小直径: (12.2)式中，C为与轴的材料和承载情况有关的系数，可由表12-2查取。按式(12.2)估算轴的最小直径时，考虑到弯矩对轴强度的影响，必须将轴的许用切应力巨司适当降低。同时应考虑到当轴截面上开有键槽时，会削弱轴的强度，则计算得到直径应适当加大。一般截面上有一个键槽时，轴径加大5%左右;有两个键槽时，轴径加大10%左右，然后再按表12-3圆整为标准直径。下一页上一页§12.1轴的结构设计

2.按弯扭组合进行强度校核在估算出轴的最小直径，并进行轴系结构设计后，即可确定轴上所受载荷大小、方向、作用点及支承跨距等，再按弯扭组合进行校核。按弯扭组合进行强度校核的具体步骤如下。

(1)作出轴的计算简图(即力学模型)。轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毅宽度的中点算起。轴承支反力作用点与轴承的类型和布置方式有关，对于深沟球轴承即为轴承宽度的中点。轴的计算简图如图12-2(a)所示。下一页上一页§12.1轴的结构设计

(2)求出轴上受力零件的载荷(若为空间力系，应把空间力分解为圆周力、径向力和轴向力，然后把它们全部转化到轴上)，将轴上的作用力分解为水平面(H平面)和垂直面(V平面)，并画出受力图，分别求出H平面和V平面的支承反力;并求出H平面和V平面的弯矩MH和MV，画出其弯矩图图12-2(b)和图12-2(c)。

(3)按式(12.3)计算合成弯矩，并画出合成弯矩图，如图12-2(d)所示。 (12.3)(4)计算扭矩呱，并画出扭矩图如图12-2(e)所示。

(5)根据第四强度理论按下式计算当量弯矩，并画出当量弯矩图，下一页上一页§12.1轴的结构设计下一页上一页§12.1轴的结构设计如图12-2中(f)所示。 (12.4)

(6)校核强度，针对某些危险截面(即当量弯矩大而直径小的截面)，其强度条件为当量弯曲应力不大于许用弯曲应力6-1b，即强度校核公式为: (12.5)式中，σe为当量应力(MPa);从为当量弯矩(Nmm);M为合成弯矩(N.mm);Wz为危险截面上的抗弯截面模量(mm3);d为轴上危险截面的直径(mm);a为根据转矩性质而定的折合因数。对于不变转矩取，对于脉动循环转矩取a= ，对于对称循环转矩这里和。分别称为对称循环应力、静应力和脉动循环应力状态下的许用应力，其值参见表12-4。对正反转频繁的轴，可将转矩看成是对称循环变化。当不能确定载荷的性质时，一般轴的转矩可按脉动循环处理。例12.1如图12-3所示为一斜齿圆柱齿轮减速器的运动简图，已知电动机额定功率P=11kW，从动齿轮的转速为n2=202r/min,齿轮分度圆直径d2=356mm,啮合角。a=20°,螺旋角β=11°7'，轮毅长为80mm，要求减速器能经常正反转，轴承采用轻窄系列深沟球轴承支承。试设计减速器低速轴的结构尺寸。§12.1轴的结构设计下一页上一页解:(1)选择轴的材料及热处理方法，并确定许用应力。选用45号钢，正火处理。查表12-1，得抗拉强度σ=600MPa;查表12-1得许用弯曲应力

。

(2)按纯剪切强度估算最小直径。若取齿轮传动的效率(包括轴承效率在内)，η=0.96;低速轴P2=Pη=10.56kW;查表12-2取C=115按上式计算得:考虑轴外伸端和联轴器用一个键连接，故将轴径放大5%，即取§12.1轴的结构设计下一页上一页d=45mm,由于轴头连接处为联轴器，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故同时选择联轴器。

(3)轴的结构设计①确定轴上零件的布置和固定方式。为了满足轴上零件的轴向固定，将该轴设计成阶梯轴。按扭矩Mt=T=9550P2/n2=500N·m，查设计手册选用TL7型弹性套柱销联轴器，半联轴器的孔径为45mm，长L=112mm。半联轴器与轴头配合部分的长度为84mm，要满足半联轴器的轴向固定要求，在外伸轴头左端需制出一轴肩。由于是单级齿轮减速器，因此可将齿轮布置在箱体的中央，轴承对称地布置在两侧。下一页上一页§12.1轴的结构设计齿轮以轴环和套筒实现轴向固定，以平键连接和优先选用的过盈配合H7/p6实现周向固定，齿轮轴头有装配锥度。两端轴承分别以轴肩和套筒实现轴向固定，以过渡配合h6实现周向固定，整个轴系(包括轴承)以两端轴承盖实现轴向固定。联轴器以轴肩、平键连接实现轴向固定和周向固定。轴的结构草图如图12-4所示。②确定轴的各段直径。外伸端直径45mm，定位轴肩高度h一般取h=(0.07~-0.1),d为轴的直径。以此确定联轴器定位轴肩高hmin=3.5mm,通过轴承端盖的轴身直径d=52mm。非定位轴肩的高度没有严格的规定，一般取为1~2mm。因此这里选用6211型轴承，轴颈直径为55mm;轴承的定位轴肩的高度必须低于下一页上一页§12.1轴的结构设计轴承内圈端面的高度，查国家标准GB/T276,轴肩高hmin=4.5mm，所以轴肩和套筒外径取为64mm，圆角r=1mm;取齿轮轴头直径为60mm;定位轴环高度h=5mm，于是轴环直径为70mm;其余圆角均为r=1.5mm。③确定各轴段长度。轮毅长为80mm，为保证轴向定位可靠，与齿轮和联轴器等零件配合的轴段长度一般应比轮毅长度短2~3mm，因此取轴头长度为78mm,轴承对称地置于齿轮两侧，查手册得轴承宽度为21mm,轴颈长度与轴承宽度相等为21mm。齿轮端面至箱体内壁的距离一般妻10，所以在这里齿轮两端与箱体内壁间的距离各取20mm，以便容纳轴环和套筒;若轴承端面至箱体内壁的距离为K，下一页上一页§12.1轴的结构设计则当轴承用脂润滑时K=10~15mm,轴承用油润滑时K=2~5mm，这里采用油润滑，所以轴承端面距箱体内壁2mm，这样就可以定跨距为14mm。按箱体结构需要，轴身伸出端的长度为46mm，为安装联轴器预留空间位置。半联轴器与轴头配合部分的长度为84mm。但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不是压在轴的端面上，轴头长度应比半联器的配合长度略短，取75mm为联轴器的轴头长度。(4)轴的强度校核轴的强度校核计算列于表12-5。(5)绘制轴的工作图(图12-6)§12.1轴的结构设计返回上一页12.2.1键连接的选择键是标准件，分为平键、半圆键、花键、楔键和切向键等。设计时应根据各类键的结构和应用特点进行选择。本节仅介绍平键的选择和校核计算。平键是标准件，普通平键按键结构可分为n形(圆头)、B形(方头)、C形(半圆头)三类。其主要尺寸为宽度b、高度h与公称长度L,键的剖面尺寸bXh按轴的直径d由标准中选定(见表12-6)。键的长度L可按轮毅宽度召选取，一般L=B-(5~10)mm，并需符合标准中规定的长度系列。12.2.2键连接的强度校核下一页§12.2键连接设计平键连接工作时的受力情况如图12-7所示。键受到剪切和挤压的作用。其主要失效形式是键、轴和轮毅中强度较弱的工作表面被压溃，以及键在剪切面上被剪断，因此，需对键进行剪切和挤压强度的校核。对于导向平键连接和滑键连接，主要失效形式为磨损，因此应对其进行耐磨性计算，限制压强。对此类动连接则以压强P和许用比压P代替式中的6h。如果校核结果表明强度不够，可以适当增大键和轮毅的长度，但键长不宜超过2.5d，否则载荷沿键长的分布将很不均匀;或者用两个键相隔180°布置，考虑到载荷在两个键上分布的不均匀性，双键连接的强度只按1.5个键计算。键的剪切强度条件为下一页上一页§12.2键连接设计 (12.6)键连接的挤压强度条件为 (12.7)式中，T为轴传递的扭矩(V·mm);d为轴的直径(mm);h为键的高度(mm);l为键的工作长度(mm)，对n型平键l=L-b，对B型平键l=L，对C型平键L=L=0.5h;巨司为键的许用切应力(MPa);σP为键连接中最弱材料的许用挤压应力(MPa)。见表12-7。例12.2某减速器直径为560mm的主动轴和轮毅宽度为80mm的齿轮采用平键连接，传递扭矩T=5X105N·mm，载荷为轻微冲击，轴和轮毅均用45钢，试选择平键的类型和尺寸。§12.2键连接设计下一页上一页解:(1)平键类型和尺寸选择选n型平键，根据轴直径d=60mm和轮毅宽度80mm，从表12-5查得键的截面尺寸h=18mm,h=11mm,L=70mm。此键的标记为:键18X70GB/T1095-1990。

(2)校核挤压强度工作长度

由

，查表12-6得则(3)校核剪切强度§12.2键连接设计下一页上一页查表12-6得故挤压和剪切强度都足够。返回上一页§12.2键连接设计§12.3滚动轴承的组合设计为了确保轴承能正常工作，除了合理选择轴承的类型和尺寸外，有时还需要计算轴承的寿命是否满足使用要求，此外，还必须正确地解决轴承的支承结构、固定、配合、调整、润滑和密封等一系列问题，即还要进行轴承的组合设计。

12.3.1滚动轴承的失效形式及计算准则

1.滚动轴承的失效形式滚动轴承的主要失效形式有:疲劳点蚀、塑性变形和磨损三种。

(1)疲劳点蚀疲劳点蚀使轴承产生振动和噪声，旋转精度下降，影响机器的正常工作，是一般滚动轴承的主要失效形式。下一页§12.3滚动轴承的组合设计

(2)塑性变形(过量的永久变形)

当轴承转速很低(n<10r/min)或间歇摆动时，一般不会发生疲劳点蚀，而此时轴承往往因受过大的静载荷或冲击载荷而产生过大的塑性变形，使轴承失效。

(3)磨损由于设计、装配、润滑不良、密封和维护不当使杂质和灰尘的侵入导致轴承过度磨损，使轴承丧失旋转精度而失效。

2.滚动轴承的计算准则为保证轴承正常工作，应对其主要失效形式进行计算。其计算准则为:下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计(1)对一般转动的轴承，疲劳点蚀是其主要失效形式，故应进行寿命计算。

(2)对于摆动或转速极低的轴承，塑性变形是其主要失效形式，故应进行静强度计算。

(3)对于高速轴承，胶合是其主要失效形式，故除进行寿命计算外，还应校验轴承的极限转速。12.3.2滚动轴承的寿命计算

1.滚动轴承寿命的概念

(1)寿命单个轴承中的任一元件出现疲劳点蚀前，两套圈相对转动的总转下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计数或在一定的转速下的工作小时数称为该轴承的寿命。

(2)可靠度一组相同的轴承能够达到或超过规定寿命的百分率，称为轴承寿命的可靠度。

(3)滚动轴承的基本额定寿命大量实验结果表明，因材质和热处理的不均及制造误差等因素的影响，即使是同一型号、同一批生产的轴承，在相同条件下工作，其寿命也各不相同。轴承寿命的离散性很大，最高寿命与最低寿命有几十倍差异。对于单个轴承，很难预知其寿命。为此，引入一种在概率条件下的基本额定寿命作为轴承计算的依据。下一页上一页下一页§12.3滚动轴承的组合设计轴承的基本额定寿命是指一组相同的轴承，在相同条件下运转，其中90%的轴承不发生点蚀破坏前的总转数L10(单位为106转)或一定转速下的工作小时数。即可靠度R=90%(或失效概率Rf=10%)时的轴承寿命。所以按基本额定寿命计算选用的轴承，可能有10%以内的轴承提前失效，也即可能有90%的轴承超过预期寿命。对于单个轴承而言，能达到或超过此预期寿命的可靠度为90%。

2.滚动轴承的基本额定动载荷轴承抗疲劳点蚀的能力可用基本额定动载荷表征。基本额定寿命恰好为一百万转(100转)时，轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用C表示。上一页§12.3滚动轴承的组合设计对于向心轴承基本额定动载荷是指纯径向载荷，称为径向基本额定动载荷Cr;对于推力轴承的基本额定动载荷是指纯轴向载荷，称为轴向基本额定动载荷Cr。基本额定动载荷C表征了不同型号轴承的抗疲劳点蚀失效能力，它是选择轴承型号的重要依据。各种类型、各种型号轴承的基本额定动载荷值，可从轴承手册中查得。

3.滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的基本额定动载荷C是在一定载荷条件下确定的，即向心轴承只承受径向载荷Fr，推力轴承只承受轴向载荷。而轴承实际工作时可能同时承受径向载荷和轴向载荷的综合作用，因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换成与确定C值的载荷条件相同下一页上一页的假想载荷。在此载荷的作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同，该假想载荷称为当量动载荷，以P表示。其计算公式为: (12.8)式中，X为径向载荷系数，Y为轴向载荷系数，其值见表12-8。对于只承受径向载荷的向心轴承，其当量动载荷为: (12.9)对于只承受轴向载荷的推力轴承，其当量动载荷为: (12.10)

12.3.3轴承的寿命计算

1.轴承寿命的计算公式§12.3滚动轴承的组合设计下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计大量的实验证明滚动轴承所承受的载荷P与寿命L之间的关系曲线如图12-8所示，该曲线称为疲劳寿命曲线，其曲线方程为: (12.11)式中，P为当量动载荷，单位为N;L10为基本额定寿命，单位为106转;e为轴承的寿命指数，对于球轴承e=3，对于滚子轴承e=10/3。当基本额定寿命L10=1(106转)时，轴承所能承受的载荷为基本额定动载荷C。此时式(12-11)可写成即 (12.12)式(12.12)为轴承基本额定寿命的理论计算公式。下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计实际计算轴承寿命时，常用小时作为计算单位。此时轴承寿命Lh的计算公式应为: (12.13)式中，n为轴承转速，单位为r/min;Lh为轴承的预期寿命，见表12-11所示。式(12.12)是在温度低于120℃及无冲击和振动条件下给定的，实际上轴承在工作过程中，其工作温度对基本额定动载荷会产生影响，冲击、振动对轴承寿命也会产生影响。综合两方面的因素考虑，引入温度修正系数厂，和载荷修正系数厂后，可得实际工作情况下的轴承寿命计算公式为:下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计 (12.14)式中，ft为温度影响系数，见表12-9;八为载荷影响系数，见表12-10。用式(12-14)进行校核计算，若算出的轴承寿命Lh小于预期寿命Lh时，应重选轴承型号，再重新进行计算。如果轴承的预期寿命Lh已给定，则轴承应具有的基本额定动载C的计算公式为: (12.15)在设计选择轴承型号时，先由式(12.15)求出轴承所需的基本额定动载荷C值，再由该计算值查轴承手册来选择轴承型号。下一页上一页轴承预期寿命的荐用值见表12-11。

2.角接触轴承的轴向载荷计算

(1)内音卜轴向力由于结构的原因，角接触球轴承承受径向载荷a时会产生内部轴向力。如图12-9所示，由于接触角a的存在，轴承外圈对于某一个滚体的支撑力F，处于法线方向，Ft可分解为径向分力Ftsina和轴向分力Ftsina。所有滚动体轴向分力的总和称为角接触轴承的内部轴向力，用S表示，其方向由外圈的宽边指向窄边，其大小为S=∑Ftsina。在计算角接触轴承轴向载荷时，必须同时考虑外加轴向载荷和轴承径向§12.3滚动轴承的组合设计下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计载荷产生的内部轴向力。当半圈滚动体受载时，轴承内部轴向力S与径向载荷的关系为S=1.25Frtana，此时内部轴向力S的近似计算公式见表12-12。

(2)角接触轴承的装配形式为了使轴承的内部轴向力相互抵消，达到力平衡，以免轴产生轴向窜动，通常采用两个轴承成对使用，对称安装，其安装方式有正装图12-10(a)和反装图12-10(b)两种。采用正装时，两轴承的内部轴向力方向相对;采用反装时，两轴承的内部轴向力方向相背。

(3)成对安装角接触轴承轴向载荷的计算成对安装角接触轴承的轴向载荷为受径向载荷a产生的内部轴向力S下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计和外加轴向载荷Fa的综合作用。以图12-10(a)正向安装形式为例，设轴所受的轴向载荷为Fa，轴承1和轴承2所受径向载荷分别为Fr1和Fr2，由Fr1和Fr2产生的内部轴向力分别为S1和S2。当Fa+S2>S1时，整个轴有向左移动的趋势，则轴承1被“压紧”而轴承2被“放松”。由力的平衡条件知，轴承1,2所受的轴向载荷分别为:当Fa+S2>S1时，轴承有向右移动趋势，则轴承2被“压紧”而轴承1被“放松”由力平衡条件得，轴承1,2的轴向载荷分别为:下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计但在作业时要求仓库巷道必须有平整的地面，同时由于采用蓄电池作动力，充电时间长，自重大，工作速度比巷道式堆垛起重机和一般叉车均低，因而作业效率低。高架叉车设有导向装置，车体下部两侧各有综上所述，得计算两端轴承所受轴向载荷的步骤为:①由轴承的安装方式，确定轴承的内部轴向力S1和S2的大小和方向.②由轴承的内部轴向力S1和S2及外加轴向载荷Fa的合力指向，判断哪个轴承被压紧;哪个轴承被放松。③压紧端轴承所受的轴向载荷Fa等于除去自身内部轴向力以外的其他轴向力的代数和。下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计④放松端轴承所受的轴向载荷F.、等于自身内部轴向力。

3.滚动轴承的静强度计算滚动轴承的静承载能力是由允许的塑性变形量决定的。进行轴承的静强度计算，是为了限制轴承在静载荷或冲击作用下产生过大的塑性变形。GB/T46621993规定:使受载最大的滚动体与滚道接触中心处的计算接触应力达到一定数值时的静载荷，称为基本额定静载荷，用C0表示，C0值可由机械设计手册查出。轴承静强度条件为: (12.16)式中，S0是轴承静强度安全系数，其值可按使用条件参考表12-13下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计选取。轴承上作用的径向载荷Fr和轴向载荷双、，应折合成一个假想静载荷，称为当量静载荷，用P0表示。例12.3有一6314型轴承，所受径向载荷Fr=5000N轴向载荷Fa=2500N,轴承转速n=1500r/min，有轻微冲击，常温下工作，试求其寿命。解:(1)确定(C)

查手册6314型轴承的基本额定动载荷Cr=105000N，基本额定静载荷C0r=68000N。

(2)计算Fa/C0r值，并确定e值下一页上一页由表12-7查得:当Fa/Cor=0.028时，e=0.22;当Fa/Cor=0.056时，e=0.26。用线性插值法确定所求。值得e=0.24。(3)计算当量动载荷P由式(12.8)得由表12-7查得X=0.56,Y=1.87(用内插法求得)，则(4)计算轴承寿命由式(12.14)得§12.3滚动轴承的组合设计下一页上一页由表12-9查得fp=1.0~1.2，取fp=1.2;由表12-8查得ft=1(常温下工作);6314型轴承为深沟球轴承，寿命指数e=3。则例12.4在轴上正装一对30208轴承，如图12-11所示，已知轴承所受径向载荷分别为Fa=1080N,Fr2=2800N，外加轴向载荷Fa=230N。试确定哪个轴承危险。解:(1)计算内部轴向力S

由表12-11查得由手册查得30208轴承的接触角由表12-7查得§12.3滚动轴承的组合设计下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计S1、S2的方向如表12-11所示。(2)计算轴承所受的载荷轴有向左移动趋势，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。轴承所受的轴向载荷为:轴承1轴承2下一页上一页(3)计算当量动载荷P由式(12.8)得轴承1由表12-7查得轴承2由表12-7查得P2>P1，轴承2危险。

12.3.4滚动轴承的组合设计§12.3滚动轴承的组合设计下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计

1.滚动轴承的支承结构

(1)两端固定如图12-12所示，使轴的两个支点中每一个支点都限制轴的单向移动，两个支点合起来就限制了轴的双向移动，此固定方式称为两端固定。它适用于工作温度不高，支承跨度L<350mm的支承结构。为使轴的受热伸长得以补偿，通常在一端轴承的外圈和轴承端面间留有a=0.2~0.4mm的轴向间隙。

(2)一端固定，一端游动如图12-13所示，此种固定方式是在两个支点中使一个支点双向固定，另一支承点可作轴向移动，以适应轴的热胀冷缩。下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计可作轴向移动的支承点称为游动支点。这种结构适用于温度较高或支承跨度L>350mm的场合，但此种支承方式不能承受轴向载荷。

(3)两端游动如图12-14所示，这种固定方式，其两端均为游动支承。因人字齿轮的啮合作用，当大齿轮的轴向位置固定后，小齿轮轴的轴向位置将随之确定，若再将小齿轮轴的轴向位置也固定，则会发生干涉以致卡死。为防止卡死，图中小齿轮两端都采用圆柱滚子轴承，滚动体与外圈间可以轴向移动。

2.滚动轴承的轴向固定滚动轴承的支承结构，需要通过轴承内圈和外圈的轴向固定来实现。下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计

1)轴承内圈在轴上固定

(1)轴用弹性挡圈紧固如图12-15(a)所示，为用弹性挡圈紧固的固定方式。此方式的结构也比较简单，装拆也较方便，占用空间小，多用于深沟球轴承的固定。

(2)轴端挡圈固定如图12-15(b)所示，主要用于轴向负荷较大、轴承转速较高、轴端车制螺纹有困难的场合。

(3)圆螺母固定如图12-15(c)所示，主要用于轴承转速较高、轴向负荷较大的场合，这种方法需与止动垫圈配套使用，以防止螺母松动。下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计

(4)紧定套固定如图12-15(d)所示，用于转速不高、承受平稳的径向载荷和较小的轴向载荷的调心轴承，在轴颈上安装有锥形带槽紧定套，紧定套用螺母和止动垫圈定位。

2)轴承外圈在座孔上固定

(1)孔用弹性挡圈如图12-16(a)所示，为外圈用弹性挡圈紧固的固定方式。此方式其结构简单，装拆方便，占用空间小，多用于圆柱滚子轴承和轴向负荷不大的深沟球轴承。

(2)用止动环固定下一页上一页下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计如图12-16(b)所示，这种方法仅适用于外圈带止动槽的深沟球轴承，且外壳为剖分式结构。

(3)轴承盖固定如图12-16(c)所示为外圈用轴承盖紧固的一种固定方式。此方式结构简单，紧固可靠，调整方便，适用于转速高、轴向负荷大的各种向心轴承。

(4)带槽锁紧螺母固定如图12-16(d)所示，适用于转速高、轴向负荷大且不便于用轴承盖固定的场合。

3.滚动轴承的配合下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计轴承的配合是指内圈与轴、外圈与孔座的配合。滚动轴承是标准件，因此轴承外圈与轴承座孔的配合采用基轴制，而轴承内圈与轴的配合采用基孔制。一般来说，选择轴承的配合时应着重考虑如下因素。

(1)载荷载荷较大时，应选较紧的配合;当载荷方向不变时，转动圈配合宜紧一些，而不动圈配合宜松一些。

(2)装卸常装卸的轴承，应选间隙配合或过渡配合为宜。

(3)转速§12.3滚动轴承的组合设计的通道，一般由钢带、皮带、滚筒等组成滑道，使商品从主输送装置滑向集货站台，在那里由工作人员将该道口的所有商品集中后或是入库储存，或是组配装车并进行配送作业。2.自动分拣系统的工作过程自动分拣系统四部分装置通过计算机网络联结在一起，配合人工控制及相应的人工处理环节构成一个完整的自动分拣系统。大致可分为合流、分拣信号输入、分拣和分流、分运四个分段。（1）合流商品进入分拣系统，有用人工搬运方式或机械化、自动化搬运方式，也可以通过多条输送线进入分拣系统。下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计转速较高、振动较大时，宜选过盈配合。对于一般机械，由于轴承内圈与轴一起转动，外圈固定不动，因此轴常用r6、n6,m6,k6,js6公差带;而座孔常用G7、H7、J7、K7、M7公差带。

4.滚动轴承的装拆对轴承进行组合设计时，必须考虑轴承的装拆。安装和拆卸轴承时所加的作用力，应直接加在套圈的端面上，不能通过滚动体传递。为使轴承、轴不致于损坏，对于尺寸较大的轴承，可先将轴承放人油温小于100℃的油中预热，然后热装;对于中、小型轴承可用软锤直接打人。拆卸轴承应借助压力机或其他专用装拆工具，滚动轴承的装拆方法下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计如图12-17所示。12.3.5滚动轴承的润滑与密封

1.滚动轴承的润滑滚动轴承润滑的目的是为了减少摩擦、磨损，同时也有冷却、吸振、防锈和减小噪声的作用。常用润滑剂有润滑油和润滑脂两种。一般轴承采用润滑脂润滑。滚动轴承的润滑方式可根据dn值来确定，d为滚动轴承内径(mm);n为轴承转速(r/min)，各种润滑方式下轴承允许的dn值见表12-14。2.轴承的密封下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计轴承的密封是为了阻止灰尘、水分等杂物进人轴承，同时也为了防止润滑剂的流失。密封方式分为接触式和非接触式两类。

(1)接触式密封①毡圈密封(图12-18)

毡圈密封适用于接触处轴的圆周速度小于4~5m/s，温度低于900C的脂润滑。此密封方式结构简单，但摩擦较大。②唇式密封(图12-19)

密封圈由耐油橡胶或皮革制成。安装时注意密封唇的朝向。密封唇向里主要是防止轴承中润滑剂外泄图12-19(a);密封唇向外主要是防止杂质进人轴承图12-19(b);若兼需防尘和防漏油时，可用两个密封圈下一页上一页§12.3滚动轴承的组合设计图12-19(c)。唇式密封效果比毡圈密封好，使用方便，密封可靠，适用于接触处轴的圆周速度v<7m/s，温度低于100℃的脂或油润滑。