3 结构设计
（1）轴承部件的支承结构形式 减速器的机体采用剖分式结构。轴承部件采用两端固定方式。 （2）轴承润滑方式 齿轮线速度
mn zn 2.5 81 76.5 v 0.83m/s 60 60cos 60cos12.63 dn
因v<2m/s, 故轴承用脂润滑。
（3）联轴器及轴段1
4T 4 292117.6 齿轮处键的挤压应力 p 75.1MPa dhl 48 9 (50 14)
取键、轴及联轴器的材料均为钢，查表得[ p ]=120MPa~150MPa, 故 p [ p ] ，强度足够
8 校核轴承的寿命 查表[2]得 7209C 轴承 C=29800N, C0r=23800N (1) 计算轴承的轴向力 内部轴向力的方向如图 内部轴向力的大小为 : S=0.4Fr
（3）画弯矩图 在水平面上，a-a剖面左侧
M aH R1H .L2 1066 60.5 64493N.mm
a-a剖面右侧
M aH R2 H .L3 15.4 60.5 931.7N.mm
在垂直面
M aV R1V .L2 1407.7 60.5 85166N.mm
载荷平稳， f p =1 当量动载荷
P fP ( XFr1 YFa1 ) 1 (0.44 1765.8 1.331193.9) 2364.8N
（3） 校核轴承寿命 温度系数 f t =1 , 轴承 1 的寿命 L10h
10 ft C 3 10 1 29800 ( ) 435966 h 60n p 60 76.5 2364.8
●与齿轮配合的轴段4
取d4=48mm,
l4=b-2=62-2=60mm
●轴环-轴段5
齿轮右端轴肩高 h=(0.07~0.1)d=3.36~4.8mm,取
d5=55mm，轴环长度为
l=1.4h=1.4(d5-d4)/2=1.4x(5548)/2=4.9mm,可取轴段5的长度 l5=10mm
●机体与轴段2，3，6的长度
e [ 1b ]
满足要求
7 校核键的强度 联轴器处键的挤压应力 p
4T 4 292117.6 104.3MPa dhl 35 8 (50 10)
取键、轴及联轴器的材料均为钢，查得[1] [ p ]=120MPa~150MPa, 故 p [ p ] ，强度足够
轴承部件设计习题课
轴承部件设计过程主要包括： 1. 初估轴径： 2. 轴的结构设计： 3. 校核计算： （1）轴的强度；（2）键的强度；（3）轴承的寿命
4. 完成部件图设计：
Hale Waihona Puke 5. 完成零件图设计(不做)。轴承部件设计例题：
试设计斜齿圆柱齿轮减速器的输出轴轴承部件。
已知输出轴功率P=2.34 kW,转速n=76.5r/min，输出轴上的齿轮 模数 mn 2.5 mm，齿数Z=81，螺旋角β=12.63o ,齿宽b=62mm, 载荷平稳，单向转动，工作环境清洁，两班工作制，使用5年， 大批量生产。
解： 1 选择轴的材料 因传递功率不大，且对重量及结构尺寸无特殊要求， 故选用常用材料45钢，调质处理。
2 初算轴径
查表[11.4] C=107~118,考虑轴端没有弯矩，故取C=107， 则
dmin
P 2.34 3 C 107 33.46 mm n 76.5
3
有键槽加3%，dmin=33.46×1.03=34.47mm
联轴器轮毂端面与轴承盖应有间隙K=20mm,
轴段2，3，6的长度l2,l3,l6画图确定。量取： l3=（B+Δ +H+2=19+10+15+2=）46mm l2=（(L-Δ -B)+e+K=(52-10-19)+10+20=）53mm l6=（(H+Δ +B)-l5 =(15+10+19)-10=）34mm 为简化计算，取轴承宽度的中间为 支点。取齿轮齿宽中间为力作用点 ，则可得跨矩
L1=95.5mm,L2=60.5mm,L3=60.5mm
4 键联接设计 联轴器及齿轮与轴的周向联接均采用 A 型普通平键联接，分别为[2] 键 10x50 GB1096-90 及键 14x50 GB1096-90 5 轴的受力分析 （1） 画轴的受力简图并计算齿轮上的作用力
齿轮分度圆直径
mn z 2.5 81 d 207.52 mm cos cos12.63
p 2.34 9.55 106 292117.6 N mm n 76.5
轴上所受转矩 T 9.55 106
齿轮所受圆周力
2T 2 292117.6 Ft 2815.3N d 207.52
Ft tan 2815.3tan 20 Fr 1050.1N cos cos12.63
合成弯矩，a-a剖面左侧
2 2 M a M aH M aV 644932 851662 106829.7N.mm
a-a剖面右侧
)2 ( M aV )2 (931.7)2 851662 85171N.mm M a ( M aH
（4）画转矩图 T=292117.6 N· mm （5）画当量弯矩图 最大当量弯矩
齿轮端面与机体间留有足够的间 距（ ≥箱体壁厚），取H=15mm. 轴承采用脂润滑，取轴承上靠近 机体内壁的端面与机体内壁间的
距离Δ=10mm，
轴承座应有足够的宽度L=δ（壁 厚）+C1（扳手空间）+C2（连 接边距）+（5~10） =8+18+16+8=50 mm。 调整垫片的厚度取为2mm。
轴承端盖凸缘厚度e=1.2 × 端盖螺栓直径，取e=10mm.
S1 0.4Fr1 0.4 1765.8 706.3N S2 0.4Fr 2 0.4 1407.8 563.1N
S2 与 Fa 同向，则
S2 Fa 563.1 630.8 1193.9N S1 706.3N
1 端被压紧，2 端放松
Fa1 S2 Fa 1193.9N Fa 2 S2 563.1N
齿轮所受径向力
齿轮所受轴向力
Fa Ft tan 2815.3tan12.63 630.8N
（2） 计算支承反力 在水平面
d Fr L3 Fa 1050.1 60.5 630.8 207.52 / 2 2 R1H 1066N L2 L3 60.5 60.5 R2H Fr R1H 1050.6 1066 15.4N
M e M 2 (T )2 106829.72 (0.6 292117.6)2 205261.67Nmm
6 校核轴的强度
Me Me 205261.67 e 18.56MPa 3 3 W 0.1d 0.1 48
由[1]得， B 600 MPa ， 1b 55 MPa 因此
选定联轴器的类型和型号，从而确定联轴器的轮毂宽度L 和 孔的直径，（联轴器还未讲解）设计任务书中已给出了联轴器 的轮毂宽L和联轴器孔直径系列：末位数为：0、2、5、8。 设本例中给定的联轴器的轮毂宽L=60mm, 故取 d1=35mm, l1=58mm
（4）轴的结构设计 密封圈与轴段 2 轴肩高 h=(0.07~0.1)d=2.45~3.5,相应 d2=40mm~42mm 。查表 [2] ，可选毛 毡密封轴径为 40mm，则 d2=40mm 轴承与轴段 3 及轴段 6 考虑齿轮有轴向力，轴承类型选角 接触球轴承。取轴承内径 d=45mm， 现暂取轴承型号为 7209C,查表[2]轴 承外径 D=85mm,宽度 B=19mm,定位轴肩直径 da=52mm（本例题中为脂润滑，不 需考虑）, 故轴段 3 的直径 d3=45mm。 取轴段 6 的直径 d6=45mm。
比较两轴承的受力，因 Fr1 Fr 2 , Fa1 Fa 2 ,故只需校核轴承 1
(2)计算当量动载荷
Fa1 1193.9 0.0502 ，查表[1]得 e=0.42 C0 r 23800 Fa1 1193.9 因为 0.68 e 所以 X=0.44,Y=1.33 Fr1 1765.8
6 6
3
已知减速器使用五年，两班制工作，则最大预期寿命
Lh 8 2 300 5 24000 h
显然 Lh»Lh`,故轴承寿命很充裕 9 轴承部件图设计（参见图纸）
参考文献 1.宋宝玉. 机械设计基础（第4版）. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010 2.王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计（修订版）. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版 社，2005 3. 王瑜. 机械设计基础大作业指导书. 哈尔滨工业大学，2014
在垂直面
R1V R2V Ft / 2 2815.3/ 2 =1407.7N
2 2 1066 1407.7 1765.8N 轴承 1 的总支反力 Fr1 R12H R12 V 2 2 2 2 R 15.4 1407.7 1407.8N 轴承 2 的总支反力 Fr 2 R2 H 2V