轴设计计算和轴承计算模板(实例)

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1、【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，＝650MPa2.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

2、），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=55mmHL4弹性联轴器Tn=1250N·m[n]=4000r/minl=84mm3.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.

3、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。 （3）确定各段轴径直径和长度轴径：从联轴器开始向左取ф55（联轴器轴径）d1；d2→ф63（55+2×0.07d1=62.7；取标准值，表12-10）d3→ф65（轴颈，查轴承内径）（轴承）d4→ф75（取＞6

4、5的标准值）（齿轮）d5→ф85（75+2×0.07d4＝85.5；取整数值）d6→ф74（查轴承7213C的安装尺寸da）d7→ф65（轴颈，同轴两轴承取同样的型号）d7＝d3轴长：取决于轴上零件的宽度及他们的相对位置。半联轴器与轴配合长度=84mm，为使压板压住半联轴器，取其相应的轴长为l1=82mm；选用7213C轴承，其宽度为B=23mm；齿轮端面至箱体壁间的距离取a＝15mm；考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，取滚动轴承与箱体内边距s=5mm；轴承处箱体凸缘宽度，应按箱盖与箱座联接螺栓尺寸及结构要求确

5、定，暂定：该宽度B3＝轴承宽＋（0.08～0.1）a＋（10～20）mm，取为50mm；轴承盖厚度取为20mm；轴承盖与联轴器之间的距离取为b=16mm；已知齿轮宽度为d1=55mmd2=63mmd3=65mmd4=75mmd5=85mmd6=74mmd7=65mmB=23mma＝15mms=5mmB3＝50mmb=16mml1=82mml2=16+21+(50-5-23)=59mmB2=80mm，为使套筒压住齿轮端面，取其相应的轴长为78mm。根据以上考虑可确定每段轴长，并可以计算出轴承与齿轮、联轴器间的跨度。L

6、=80+2×15+2×5+2×（23/2）=143mmL1=58+82/2+23/2=111.5mml3=23+5+15+2=45mml4=80-2=78mml5=10mml6=10mml7=23mmL=143mmL1=111.5mm（4）考虑轴的结构工艺性4.强度计算（略）考虑轴的结构工艺性，在轴的左端与右端均制成2×45º倒角；左端支撑轴承的轴径为磨削加工，留有砂轮越程槽；为便于加工，齿轮、半联轴器处的键槽布置在同一母线上，并取同一剖面尺寸。先作出轴的受力计算图（即力学模型）如图中（a）所示，取集中载荷作用于齿

7、轮及轴承的中点。 【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.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选择轴承类型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＝

8、43.2kN，基本额定静载荷C0r＝29.2kN(P228)预选轴承6211Cr＝43.2kNC0r＝29.2kN3.计算当量动载荷PFa/C0r＝0.018，用内插法由表12-16知，判断系数e＝0.20Fa/Fr＝0.22>e，由表12-16查得X＝0.56，Y＝2.211，由表12-14知fp＝1，由公式知P＝2494NP＝2494N4.计算轴承受命L