滚动轴承的选用原则毕业论文

滚动轴承的选用原则主要有三条：1.选用合适的内外圈尺寸。滚动轴所承受的轴向载荷和径向载荷与内外圈尺寸有关，因此，必须选择合适的内外圈尺寸来满足应用要求。2.选用合适的轴承类型。根据滚动轴所处的工作环境和应用要求，应选择合适的轴承类型，如深沟球轴承、圆柱滚子轴承等。3.选用合适的滚动体材料。滚动体的材料决定了轴承的使用寿命和抗疲劳能力。因此，应选择合适的滚动体材料，以满足应用要求。

机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者：#### 指导教师：%%%% 二○○七年十二月计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=； 滚筒直径D=280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =××××× = (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×× =、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×π×280 =111r/min 按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111= 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮= 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作= PII=PI×η带=× PIII=PII×η轴承×η齿轮=×× =、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=×106PI/nI=×106× =25729N•mm TII=×106PII/nII =×106× =•mm TIII=×106PIII/nIII=×106× =232048N•mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本表得：kA= Pd=KAP=×3= 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 = 转速误差为：n2-n2’/n2=686－ =<(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 = 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由课本P84式（5-15）得： L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 = =>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0= 根据课本(7-6) △P0= 根据课本（7-7）Kα= 根据课本（7-23）KL= 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =() ×× =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（α-1）+qV2 =[500×××()+×]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5× =1250N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%< 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd= (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550× =•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1= ZNT2= 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH= [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625× =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470× =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1××(6+1)/×6×4602]1/3mm = 模数：m=d1/Z1= 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽：b=φdd1=× 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1= YSa1= YFa2= YSa2= (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1= YNT2= 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF= 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2× =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2× =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1××22×20) ×× =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1××22×120) ×× =< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=×40×960/60×1000 = 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据课本并查表，取c=115 d≥115 ()1/3mm= 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=×(1+5%)mm= ∴选d=22mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c= II段:d2=d1+2h=22+2×2× ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c= h=2c=2× d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=40mm ②求转矩：已知T2=•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40= ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=×tan200=632N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=×50=•m (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=×50=•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=×（P2/n2）×106=35N•m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[(1×35)2]1/2=•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/×353 =< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115()1/3= 取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T3=271N•m ③求圆周力Ft：根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300= ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=× ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2= FAZ=FBZ=Ft/2= (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=×49=•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=×49=•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（）1/2 =•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(1×271)2]1/2 =•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（）=(×453) =<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2= 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS= 则FS1=FS2= (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1= FA2=FS2= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得e= FA1/FR158400h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ= 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本得FS=,则 FS1=FS2=× (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得：e= ∵FA1/FR158400h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=22mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得： 键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•m h=7mm 根据课本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =<[σp](110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=51mm L2=50mm T= 查手册选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=<[σp]

1、钢印字是否清晰

每一个轴承产品都会在轴承产品体上印有其品牌字样、标号等。虽然字体非常小，但是正规厂家生产的产品都采用了钢印技术印字，而且在未经过热处理之前就进行压字。

因此其字体虽然小，但是凹得深，非常清晰。而通常情况下，仿冒产品的字体非但模糊，由于印字技术粗糙，字体浮于表面，有些甚至轻易地就可以用手抹去或者手工痕迹严重。

2、是否有杂响

左手握住轴承体内套，右手小幅度的往复拨动外套使其旋转，听轴承运转过程中是否有杂响。由于大部分仿冒产品的生产条件落后，完全手工作坊式操作。

在生产过程中轴承体内难免会掺进灰尘、沙子一类的杂质，所以在轴承旋转的时候会出现杂响或者运行不顺畅的现象。这一点是判断产品是否出自生产标准严格，并且用机器操作的正规厂商的品牌产品的关键。

3、表面是否有浑浊的油迹

表面是否有浑浊的油迹这需要我们在购买进口轴承时应该特别注意。由于国内的防锈技术与国外先进制造国还有一定的差距，因此对轴承体进行防锈处理时很容易留下厚厚的油迹，用手接触时感觉粘粘稠稠的，而国外原装进口的轴承上几乎看不到任何防锈油的痕迹。

4、倒角是否均匀

所谓轴承的倒角，也就是横面与竖面的交接处，仿冒的轴承产品由于生产技术的限制，在这些边边角角的部位处理得不尽人意，这一点我们可以轻松辨别。

5、轴承包装

包装分内包装和外包装轴承在制造完毕并经检验合格后，即进行清洗和防锈处理，再放入内包装中，以达到防水、防潮、防尘、防冲击、维护轴承的质量和精度以及方便使用和销售的目的。

扩展资料

滚动轴承的类型：

①按能承受载荷的方向可分为径向（向心）滑动轴承和推力（轴向）滑动轴承两类。

②按润滑剂种类可分为油润滑轴承、脂润滑轴承、水润滑轴承、气体轴承、固体润滑轴承、磁流体轴承和电磁轴承7类。

③按润滑膜厚度可分为薄膜润滑轴承和厚膜润滑轴承两类。

④按轴瓦材料可分为青铜轴承、铸铁轴承、塑料轴承、宝石轴承、粉末冶金轴承、自润滑轴承和含油轴承等。

⑤按轴瓦结构可分为圆轴承、椭圆轴承、三油叶轴承、阶梯面轴承、可倾瓦轴承和箔轴承等。

参考资料来源：百度百科-滚动轴承

滚动轴承类型多种多样，选用时可考虑以下方面因素，从而进行选择。a．载荷的大小、方向和性质： 载荷是选择轴承最主要的依据，通常应根据载荷的大小、方向和性质选择轴承。 1）载荷大小 一般情况下，滚子轴承由于是线接触，承载能力大，适于承受较大载荷；球轴承由于是点接触，承载能力小，适用于轻、中等载荷。各种轴承载荷能力一般以额定载荷比表示。 2）载荷方向 纯径向力作用，宜选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承，也可考虑选用调心轴承。纯轴向载荷作用，选用推力球轴承或推力滚子轴承。径向载荷和轴向载荷联合作用时，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承，这两种轴承随接触角。增大承受轴向载荷能力提高。若径向载荷较大而轴向载荷较小时，也可选用深沟球轴承和内、外圈都有挡边的圆柱滚子轴承。若轴向载荷较大而径向载 荷较小时，可选用推力角接触球轴承、推力圆锥滚子轴承。 3）载荷性质 有冲击载荷时，宜选用滚子轴承。。b．允许转速：一般摩擦力矩小、发热量小的轴承高速性能好。球轴承比滚子轴承有较高的极限转速，故高速时应优先考虑选用球轴承。径向载荷小时，选用深沟球轴承:径向载荷大时，选用圆柱滚子轴承。对联合载荷，载荷小时，选用角接触球轴承；载荷大时，选用圆锥滚子轴承或圆柱滚子轴承与角接触球轴承组合。在相同内径时，外径越小，滚动体越轻越小，运转时滚动体作用在外圈上的离心力也越小，因此更适于较高转速下工作。在一定条件下，工作转速较高时，宜选用直径系 列为8，9，0，1的轴承。保持架的材料与结构对轴承转速影响很大。实体保持架比冲压保持架允许的转速高。高速重载的轴承需验算其极限转速。 c．刚性：轴承承受负荷时，轴承套圈和滚动体接触处就会产生弹性变形，变形量与载荷成比例，其比值决定轴承刚性的大小。一般可通过轴承的预紧来提高轴承的刚性；此外，在轴承支承设计中，考虑轴承的组合和排列方式也可改善轴承的支承刚度。 d．调心性能和安装误差：轴承装入工作位置后，往往由于制造误差造成安装和定位不良。此时常因轴产生捞度和热膨胀等原因，使轴承承受过大的载荷，引起早期的损坏。自动调心轴承可自行克服由安装误差引起的缺陷，因而是适合此类用途的轴承。 e．安装和拆卸：对于轴承使用寿命一般都难以等同主机使用寿命，在实际使用中轴承作为易损件要经常装拆。因此，在选用轴承结构类型时应要求装拆方便。可分离型的角接触球轴承、圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承、推力轴承和内圈为锥孔、带紧定套或退卸套的调 心滚子轴承、调心球轴承等均具有装拆方便性能。 f．市场性：即使是列入产品目录的轴承，市场上不一定有销售；反之，未列入产品目录的轴承有的却大量生产。