三、轴承设计
目录
三、轴承设计 (1)
1、深沟球轴承的设计 (1)
1.1、外形尺寸 (1)
1.2、钢球设计 (1)
1.3、套圈设计 (2)
1.4、浪形保持架的设计 (4)
1.5、半圆头铆钉的设计 (7)
1.6、零件重量计算 (7)
1.7 、图纸标注规则 (7)
2、轮毂轴承的设计 (7)
2.1、客户提供的车身外形尺寸 (7)
2.2、轴承的结构 (8)
23、轴承主要参数设计 (8)
2.4、基本额定动、静载荷的计算 (10)
2.5、修正寿命L na的计算 (10)
2.6、轮毂轴承设计与通用轴承设计的差异 (11)
3、离合器分离轴承的设计 (11)
3.1、离合器分离轴承的设计要素 (11)
3.2、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异 (11)
4、涨紧轮轴承的设计 (12)
4.1、涨紧轮轴承的设计要素 (12)
4.2、涨紧轮分离轴承设计与通用轴承设计的差异 (12)
5、水泵轴连轴承的设计 (12)
5.1、水泵轴连轴承的设计要素 (12)
5.2、水泵轴连轴承设计与通用轴承设计的差异 (15)
6、发电机单向皮带轮（OAP）的设计 (15)
6.1、发电机单向皮带轮（OAP）的设计要素 (16)
6.2、发电机单向皮带轮轴承设计与通用轴承设计的差异 (17)
7、万向节的设计 (17)
7.1、十字轴万向节的设计要素 (17)
7.2、十字轴万向节轴承设计与通用轴承设计的差异 (17)
8、球笼式万向节设计 (18)
8.1、球笼式万向节的设计要素 (18)
8.2、球笼式万向节轴承的设计与通用轴承设计的差异 (19)
9、带座轴承设计 (19)
9.1、带座轴承的设计要素 (19)
10、关节轴承设计 (21)
10.1、关节轴承的设计要素 (21)
三、轴承设计
1、深沟球轴承的设计
1.1、外形尺寸
1）、轴承的基本尺寸轴承公称内径d、轴承公称外径D、尺寸轴承公称宽度B按《GB/T 276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。
2）、装配倒角r1、r2按《GB/T 276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。1.2、钢球设计
1）、钢球直径D w：Dw=K w（D-d），取值的精度为0.001。
为保证钢球不超出端面，考虑轴承宽度B，D w≤0.8B。
Kw取值见表1-1。
表1-1 Kw值
2）常见钢球直径可查《GB/T 308滚动轴承钢珠》。
计算出D w后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，公制轴承优先选公制的值，英制轴承选英制的值。
3）钢球中心圆直径P：P=0.5（D+d），取值的精度为0.01。
4）球数Z：Z=ψ/2*arc sin（D w/P）+1，取整。
式中ψ为填球角，计算时按表1-2取值
5）、应最大限度的通用化和标准化，对基本尺寸相同或相近的承应尽可能采用相同的球径、球数。
6）、保证保持架不超出端面，对D≤200mm的1、2、3系列轴承要考虑安防尘盖与密封圈的位置。优化设计时轴承兜孔顶点至端面的距离ab应满足如下要求：D≥52～120 ，ab≥2 ；D≤50 ，ab≥1.5
D＞125～200，ab≥2.5。
7）、填球角ψ的合理性。大批生产并需自动装球的轴承ψ角宜取186°左右，为了使z获得整数并控制ψ角，允许钢球中心径适当加大至最大不得大于P+0.03P。
8)、实取填球角ψ ψ=2*（Z-1）*arc sin（Dw/P）
实取填球角ψ下限不得小于180°，上限应满足下列要求：
8、9、1系列ψ≤195° 2系列ψ≤194°
3系列ψ≤193° 4系列ψ≤192°
1.3、套圈设计
1)、内沟曲率半径r i ：ri≈0.515D w（国外：ri≈0.51D w）
2)、外沟曲率半径r e：r e≈0.525D w （国外：r e≈0.53D w）
ri、re取值精度0.01，允差见表1-3。
表1-3 r和r公差（上偏差）
3)、内滚道直径d i：di=P-D w
4）、外滚道直径D e：De=P+D w
di和De取值精度0.001，允差见表1-4。
表1-4 di和De公差（±）
5）、沟位置a ：a=a i=a e=B/2 ，a取值精度0.1，允差见表1-5。
表1-5 a的公差（±）
6）、外圈挡边直径D2：D2=D e-K d*D w（国外：P+0.62D w）
7）、内圈挡边直径d2：d2=di+K d*D w（国外：P-0.62D w）
D2、d2取值精度0.1，允差取IT11级。K d值见表1-6。
表1-6 Kd值
注：对采用带爪保持架的轴承，Kd值不得小于0.30。
8）、带止动槽的轴承，其外圈上止动槽的尺寸应符合《GBT 305 1998滚动轴承外圈上的止动槽和止动环尺寸和公差》的规定，其尺寸标准应按如下要求：
槽宽b公称尺寸b=b min，距离a：公称尺寸a=a max，槽底径D1：公称尺寸D1=D1max 倒角r0：公称尺寸r0=r0max。
9）、非装配倒角尺寸r3的尺寸及允差按表1-7选取
表1-7 内、外圈非装配倒角尺寸与公差
10）、轴承通常在外圈端面上标志，内圈不标志。
标志平面有效宽度h w：h w=0.5* [﹙D-2r1max﹚-﹙D2max+2r3max﹚] 标志中心圆直径D k：D k=0.5* [﹙D-2r1max﹚+﹙D2max+2r3max﹚] 标志字体高h z根据h w、D k按表1-8选取
表1-8 标志标准字体高h
注：h z≥1时，D k小数点后面一位数圆整为0或5。
1.4、浪形保持架的设计
1）、保持架钢板厚度S
保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及r c根据D w从表1-9选取。
表1-9 保持架钢板厚度S、铆钉的尺寸及r
2）、保持架宽度B c
B c=K c×D w ，其中K c值按表1-10选取。
表1-10 K值
注：对2、3、4系列，为了套料需要时，K c允许在0.42-0.45内调整。
3）、保持架中心圆直径D cp ：D cp=P
4）、保持架外径D c ：D c =D cp+B c
5）、保持架内径D c1：D c1=D cp-B c
D cp取值精度0.01，D c、D c1取值精度0.1，允差见表1-11。
表1-11 D、D、D允差
6）、保持架兜窝的深度K
K=0.5D w+εc εc值按表1-12，K取值精度0.01。
7）、保持架球兜内球面半径R c
R c=Kmax
若工艺条件允许，也可制造圆形兜孔R c=K
表1-12 ε值、Rc、K的公差
按上式计算的保持架尺寸Bc、Rc、K值必然使保持架在轴承内产生径向窜动，其径向窜动量ε按下式计算（ε及表1-13的εmax、εmin仅供复核参考）：
ε=0.85*Bc- D w*sin {arc cos [2*Rc*cos arc sin (0.85*Bc/2 /Rc/ D w) –2* (Rc+K)/ D w]} 计算εmax时，R c、K取最大值；计算εmin时，R c、K取最小值，而D w、B c用公称尺寸。计算得的εmax及εmin在表1-13规定的范围内。
表1-13 保持架径向窜动量ε
注：如果超出εmax时，可适当减小K、Rc，但减小后应满足2K≥D w+εc。
8）、验算保持架是否与套圈接触，应满足如下关系式：
(D c1min-d2max)/2＞εmax/2+ε1
(D2min-D cmax)/2＞εmax/2+ε1
式中ε1为保持架与内、外圈挡边之间的间隙。
当D w≤10mm时，ε≥0.2；
当D w＞10mm时，ε≥0.2。
9）、相邻两球兜（或铆钉孔）中心间距离C
C=D cp×sin（180°/z）
10）、兜孔与相邻的铆钉孔中心间距离C1
C1=D cp×sin（90°/z）
C、C1取值精度0.001，允差±0.025。
11）、保持架外球面过渡圆弧半径r c
保持架兜孔之间的平面与球兜必须圆角相交，圆角半径r c应尽可能大，但为了便于铆合保持架，在保持架铆钉大头的周围必须保证宽度不小于0.5mm的平面，因此圆角r c应满足：
r c≤D cp*sin(90°/Z)-(D w/2+S)*cos arc sin [S/(0.5D w+S)]-D m/2-0.5
其中D m是铆钉头直径，浪形保持架用半圆头铆钉选取。
1.5、半圆头铆钉的设计
1）、半圆头铆钉尺寸及公差按《GB 867-86 半圆头铆钉》规定。
2)、选取的铆钉应尽可能通用化。
1.6、零件重量计算
1）、外、内圈的重量可通过作图算出。
2）、浪形保持架重量
半保持架重量：10.35*[Dcp+0.36388Z*(Rc+S/2)](D c-D c1)S×10-6 kg
3）、钢球和铆钉重量可查通用化表。
1.7 、图纸标注规则
1）、外形尺寸公差、形位公差及旋转精度按《GB／T 307.1-2005滚动轴承向心轴承公差》规定
2）、游隙，径向游隙按《GB-T4604-2006 滚动轴承径向游隙》规定，不标即为C0。
2、轮毂轴承的设计
现在汽车应用最广泛的是第三代轮毂轴承单元，因此本节主要讲解第三代轮毂轴承单元双列角接触球轴承的设计。轮毂轴承的设计及检测与常规的双列角接触球轴承大不相同，轴承的设计既要符合常规轴承的设计原理与方法，又要考虑结构的特殊性。
2.1、客户提供的车身外形尺寸
轮毂轴承的设计需先确定轮毂单元的结构，轮毂单元结构根据用户提供车身外形尺寸，如表2-1所示。
2.2、轴承的结构
根据车身外形尺寸和工况参照《JBT10238-2011轮毂轴承单元.》的选取轮毂轴承单元的结构。
23、轴承主要参数设计
1）、接触角a
角接触球轴承的接触角一般为15°-40°，承受轴向载荷大时，a取大些，使用在高速工况下，a取小些。接触角越大，轴承滚道越深，占据轴承的内部空间增大，保持架及其他零件的容量就小。根据轴承的载荷特点与装配性能要求选取，最常用的是30°。
2）、轴向游隙
角接触球轴承轴向游隙一般取为0. 075～0. 10mm ，轴向游隙可通过公差的分布来获得。根据轴承的安装及所承受的载荷情况，按以往轴承的设计经验选取游隙，检测游隙载荷±200N 。
3）、钢球直径Dw
根据轴承设计理论，钢球直径大小与所承受的额定载荷成正比关系，一般Dw取大些，根据轴承设计理论公式：钢球直径Dw=K w（D-d），取值的精度为0.001。Kw取值见表1-1。为保证钢球不超出端面，考虑轴承宽度B，D w≤0.8B。
轴承的基本尺寸轴承公称内径d、轴承公称外径D按《JBT10238-2011轮毂轴承
单元.》的选取。钢球直径根据轴承结构除考虑径向尺寸外，还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装ABS空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。
4）、钢球中心圆直径P的确定
按轴承设计理论公式：钢球中心圆直径P=0.5（D+d），取值的精度为0.01。
5）、球数Z
Z=ψ/2*arc sin（D w/P）+1，取整。式中ψ为填球角，计算时按表1-2取值。
6）、径向加载作用中心位置Pi的确定
径向加载作用中心位置的确定通常由整车数据确定或按提供的样件检测得。
7）、内、外沟沟曲率r i、r e的确定
内沟曲率半径r i ：r i≈0.515D w（国外：ri≈0.51D w），外沟曲率半径r e：r e≈0.525D w （国外：r e≈0.53D w）ri、re取值精度0.01，允差见表1-3。
8)、内、外沟径d i、d e
内沟径d i=P-2r i+(2r i-D w)cos a ，外沟径d e=P+2r e-(2r e-D w)cos a
9）、内圈大档边外径d2、外圈中档边内径D2
d2=0.85D w+d i，D2=D e-0.85D w
10）、外圈两滚道的中心距离P e的确定
P e= P i2+ [D pw-(De-2Re)] *tan a
外圈沟间距离不仅取决于轴承的轴向空间尺寸大小的要求，同时还取决于轴承的结构型式、保持架的结构及其加工工艺。通常采用双列角接触球轴承，双排交叉分布的整体保持架。每列Z 个钢球均布，相邻钢球中心距离C为C =（d + D）/2 *sin（180°/Z），保持架梁宽B c1 = C - D w。
为了使保持架具有良好强度及加工工艺，双列交叉分布列之间梁的宽度应大于或等于B c1值，由此可得双列钢球之间的距离B c2：
双沟道距离L0 。
双沟道加工一般采用成型砂轮，为了保证通用性，双沟道之间的距离可规定为几
组数据。钢球中心实际轴向距离L1 。
2.4、基本额定动、静载荷的计算
1）、计算额定动负荷当D w≤25.4，Cr=b m f c(i cos α)0.7Z2/3D w1.8，当D w＞25.4，Cr=3.647b m f c (i cos α)0.7Z2/3D w1. 4，额定动负荷是指轴承在承受该负荷、90%的可靠性情况下，其基本额定寿命为100万转。
2）、计算额定静负荷C or=f oi ZD w2cosα，额定静负荷是指承载最大的钢球与滚道之间产生塑性变形约为钢球直径的0.0001倍时其应力为4200MPa来计算。
其中：
i—滚动体列数2；
a—接触角；
Z—滚动体个数；
D w—钢球直径；
b m—当代常用高质量淬硬轴承钢和良好加工方法的额定系数，该值随轴承类型和
设计不同而异，根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取；
f c—与轴承零件几何形状、制造精度及材料有关的系数。根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。
2.5、修正寿命L na的计算
根据Bundberg和Palmgren的理论计算公式基本额定寿命L10=(C r/P m)3，修正寿命Lna=a1a3 L10
其中：L na—修正寿命；
L10—基本额定寿命；
C r—基本额定动载荷；
P —径向载荷；
a1—可靠度修正系数，根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。
a3—运转条件修正系数，根据《GB6391-2010滚动轴承额定动载荷和额定寿命》选取。
2.6、轮毂轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、轮毂轴承的内外圈有带凸缘与通用轴承的结构不一样。
2）、轮毂轴承钢球利用通用轴承的设计原理设计，但还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装ABS空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。
3）、轮毂轴承当量载荷的大小取决于路面条件、交通状态和车辆行车路线等因素的影响，难以精确计算，通常可用满载转弯、直行、轻载转弯、直行等典型状态进行交变周期循环载荷进行简化计算。
4）、轮毂轴承应具有耐高温高速性能。
5）、轮毂轴承应具有更强的承载能力。
6）、轮毂轴承设计应尽量避免应力集中。
3、离合器分离轴承的设计
传统的离合器分离轴承为径向位置固定的密封单列角接触球轴承。这种轴承因不能自动补偿其旋转中心与离合器旋转中心的偏心而造成离合器系统噪声增大、磨损加剧和寿命降低，同时也降低了轴承本身的寿命。
为解决上述问题而对角接触球轴承进行的改进导致了自调心离合器分离轴承组件的出现。这种组件中的角接触球轴承的外圈由一轴向弹簧夹持，角接触球轴承可在径向作整体运动。借助于离合器膜片弹簧与轴承内圈的接触力产生的差动滑动，轴承中心向膜片弹簧的旋转中心运动，轴承最终与膜片弹簧同心旋转。这一重要的结构与功能扩展不仅有效地降低了离合器系统的噪声和磨损，而且有效地提高了离合器系统和轴承的寿命。
离合器分离轴承的其它结构与功能扩展包括与滑套乃至整个离合器分离系统的整体化。除此之外，与汽车双离合器、拉式离合器等系统的应用相适应而开发的离合器分离轴承组件还包括双离合器分离轴承、拉式离合器分离轴承等专用轴承组件。
3.1、离合器分离轴承的设计要素
离合器分离轴承设计主要要素是：整体结构设计、接触角设计、轴向游隙设计、沟曲率半径设计、保持架设计、防尘密封设计、自动调心设计、承载能力设计、高速高温性能设计。
3.2、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异
1）、离合器分离轴承结构从通用轴承结构向组件化、集成化、轻量化发展。
2）、离合器分离轴承应具有自动调心功能。
3）、离合器分离轴承应具有耐高温高速性能。
4）、离合器分离轴承应具有更强的承载能力。
5）、离合器分离轴承设计应尽量避免应力集中。
4、涨紧轮轴承的设计
4.1、涨紧轮轴承的设计要素
涨紧轮轴承设计主要要素是：整体结构设计、接触角设计、轴向游隙设计、沟曲率半径设计、保持架设计、防尘密封设计、轴承与钢制带轮的配合设计、轴承油脂润滑设计、张紧扭矩数值、特性曲线设计，产品包装、安装规范设计。
4.2、涨紧轮分离轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、涨紧轮轴承结构从通用轴承结构向组件化、集成化、轻量化发展。
2）、涨紧轮应轴承不得有异常的啸叫和较高的声压噪声值。
3）、涨紧轮轴承应具有耐高温性能。
4）、涨紧轮轴承应提高变化尽量小的合适扭矩。
5）、涨紧轮轴承设计应尽量避免应力集中。
6）、涨紧轮轴承设计应具有极佳的密封性和良好的润滑性。
5、水泵轴连轴承的设计
针对提高水泵轴承的性能与寿命而展开的研究导致水泵轴承从早期的单列深沟球承、双列角接触球轴承及球面球轴承等发展至集轴承、轴及密封于一体的各种紧凑的轴连轴承。这一进展简化了水泵的结构与装配，提高了水泵的使用性能与寿命，同时有效地降低了水泵的制造成本。
5.1、水泵轴连轴承的设计要素
水泵轴连轴承的两列滚动体直接在淬硬的水泵轴上运行，水泵轴兼作轴承内套。保持架常用PA66或PA66+25%GF制成。密封一般为钢骨架橡胶接触密封，丁腈橡胶（NBR）是主要的密封材料。若冷却水温度高于120℃则采用球-球设计，这是同步齿形带传动的典型载荷情形。
当皮带拉力较大时，两列滚动体常采用球/滚子设计，皮带拉力主要由靠近带轮的一列滚子承受，钢球只承受很小的径向力，但要为轴提供轴向定位和承受水泵叶轮的推力。
当径向截荷大而轴向载荷小或径向载荷小而轴向载荷大时，可采用四点接触球/滚子设计，与标准球轴承相比具有较小的轴向游隙（如在25°接触角，其轴向游隙仅为标准球轴承轴向游隙的25%），从而可减小对轴向表面密封寿命的影响和带传动噪声。
球/球水泵轴连轴承设计的另一可能性是双列角接触球轴承，与标准的球/球结构相比，这种结构的成本略有增加。
水泵轴连轴承的进一步发展是组合叶轮侧的轴向滑环密封，如图5-1所示。
图5-1 组合轴向滑环密封的水泵轴连轴承
如果水泵采用溅油润滑的链传动或齿轮传动，则为防止润滑油进入轴承，必须在水泵轴连轴承的驱动侧提供转轴密封，如图5-2所示。
图5-2 特殊密封的水泵轴连轴承
传统的水泵轴承密封不能防止油进入轴承，其结果将导致润滑脂逸出和污物涌入。由于链或齿轮润滑油温度很高，氟橡胶(FPM)被用作转轴的密封材料。
根据水泵壳体的设计，水泵轴承可采用不同的轴向定位方法，如图5-3所示。在图5-3中，图a表示当采用灰口铸铁壳体时直接将轴承压入壳体，不需要附加的轴向定位；图b表示过盈配合不足以使轴承在铝合金壳体中定位，轴承外圈还要靠粘结固定；图c 表示轴承在铝合金壳体中用卡环或凸缘定位，但这些机械定位正逐步为粘结定位所取代。
为避免水进入轴承，水泵壳体的设计应考虑轴承与机械密封之间有通风良好的较大自由空间，图5-4给出了说明通风和排水的两个例子。
在图5-4的两个图表中，图a利用两个孔通风和排水的良好设计，图b的轴承和机械密封之间的空间过小，且只提供了一道通风槽，这道通风槽会使轴承变形且有可能被流出轴承的润滑脂和冷却水中的结晶质堵塞。
若可利用的自由空间过小，建议在水泵轴承密封的前部装一甩油环。
图5-3 水泵轴承的轴向定位
图5-4 水泵壳体的设计
5.2、水泵轴连轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、结构与通用轴承不一样，水泵轴连轴承的两列滚动体直接在淬硬的水泵轴上运行，水泵轴兼作轴承内圈。
2）、水泵轴连轴承应具有耐高温高速性能。
3）、水泵轴连轴承应具有更强的承载能力。
4）、水泵轴连轴承设计应尽量避免应力集中。
5）、与标准球轴承相比具有较小的轴向游隙（如在25°接触角，其轴向游隙仅为标准球轴承轴向游隙的25%），从而可减小对轴向表面密封寿命的影响和带传动噪声。
6、发电机单向皮带轮（OAP）的设计
为了使单向超越离合器轴承正常工作，设计时应避免单向超越离合器轴承受到不必要的力。当发电机转子与发电机皮带轮分开时，单向超越离合器轴承动作时，单向超越离合器轴承理论上不受任何载荷，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。当发电机转子与发电机皮带轮结合时，单向超越离合器轴承不动作时，单向超越离合器轴承理论上应只受扭矩，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。
6.1、发电机单向皮带轮（OAP）的设计要素
1）、发电机单向皮带轮（OAP）的止动扭矩
这个设计参数首先应满足发电机所需的发电功率需要，然后满足一定的能量转换效率。可按以下基本公式核算：
P=η•M•ω
ω=2πn/60
→ M=30•P/ (η•π•n)
发电机所需最大M max=K•M
P：发电机所需的发电功率，可查发电机的参数得到（单位为W）；
η：能量转换效率，小于1，一般为0.7；
n：发电机最低转速（怠速的1.7~3倍，单位为r/min）；
K：设计安全系数，取1.2~3.0。
根据汽车用交流发电机国标QCT729-2005可查得发电机功率在490W~4480 W之间，发电机最低转速取1500r/min，安全系数取1.5，由此计算可得出6.68N•m≤Mmax≤61.12 N•m。一般中级轿车发电机功率为1000W，Mmax=13.63 N•m。
这个设计参数还应满足材料许用应力[σ]，一般按下式原则来确定：[σ]=材料极限应力σ°/安全系数k。根据机械设计手册可查得该值，然后根据单向超越离合器规格得出材料许用扭矩M[
σ]
。
因此单向超越离合器应能承受的扭矩M
OAP 满足关系式：Mmax≤M
OAP
＜M[
σ]
2）、发电机单向皮带轮（OAP）的反向旋转扭矩
当皮带轮的旋转速度比发电机转子低的时候，动力传递被中断，滚子从锁止边滚向自由边需消除切换操作的延迟。为了实现这个功能，由螺旋弹簧推压滚子向锁止边的扭矩值被设置为小于等于4 N·m。在单向离合器3的扭矩超过4 N·m时，若同步带的旋转速度下降，滚子不容易从它们的锁止位置滚向其自由位置，中断动力传递的切换操作会延迟。这样的结构是类似于没配单向离合器，因此没有很大的优势。另一方面，最小的最佳转矩值0.001 N·m。如果扭矩值进一步接近0，当滚子从它们的自由边滚向锁止边的辅助作用力将变得不充分，从而使单向离合器的功能变差。
3）、单向轴承滚动体数量和楔角的确定
滚动体数量根据使用场合，可取3～10，滚动体数量越多，止动性能越好，但加工成也越高。楔角α对单向轴承的工作性能有显著影响，α小则楔合容易，过小则脱开力过大，甚至不能脱开；α大则不容易楔合，楔合后也容易在工作中打滑。通常在不打滑的条件下，宜取较大的楔角，以延长其使用寿命。但平面型的楔角对磨损影响很敏感，故又不宜太大。设计时通常取α=6°～7°。
4）、滚针式单向超越离合器轴承的间隙
支撑轴承是不承受扭矩的，只承受径向力和轴向力；而单向超越离合器轴承恰好相
反，不承受径向力和轴向力，只在不动作时承受扭矩。因此离合器里的滚针的作用，更多地象传动用的键，而不是轴承中的滚动体。为了确保这些设计功能的实现，滚针式单向超越离合器的间隙不能比轴承游隙小。
6.2、发电机单向皮带轮轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、BNB结构是由两个标准深沟球轴承和一个标准的单向轴承组成的，结构与通用轴承一样。NNN和BNN轴承结构与通用轴承不一样，NNN结构其中的单向轴承组合采用三列滚针的形式，其中中间的一列滚针起单向止动作用，两边的滚针起支撑作用。BNN结构在轴承的采用中采取一列球和两列滚针的形式，其中中间的滚针起单向止动作用，两边分别为球轴承和滚针轴承，起支撑作用。
2）、发电机单向皮带轮的单向轴承动作时，单向超越离合器轴承理论上不受任何载荷，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。当发电机转子与发电机皮带轮结合时，单向超越离合器轴承不动作时，单向超越离合器轴承理论上应只受扭矩，轴向和径向载荷应由两侧的轴承承担。这与通用单向轴承的负载不一样。
7、万向节的设计
7.1、十字轴万向节的设计要素
十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。
十字轴轴颈根部的弯曲应力σw 应小于等于弯曲应力许用值[σw]，十字轴轴颈的切应力τ应小于等于切应力许用值[τ]。
滚针轴承中的滚针直径一般不小于1.6mm，以免压碎，而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住，合适的间隙为0.009～0.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.08～0.30mm为好。
滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙一般不应超过0.2～0.4mm。
当滚针和十字轴轴颈表面硬度58HRC 以上时，许用接触应力为3000～3200MPa。
万向节叉与十字轴组成连接支承。在万向节工作过程中产生支承反力，叉体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成45°的某一截面上的应力最大，所以也应对此处进行强度校核。
7.2、十字轴万向节轴承设计与通用轴承设计的差异
1）、十字轴万向节轴承滚针直径可选范围比通用滚针轴承少，公差要求更高。滚动
体直接十字轴运行，十字轴端兼作内圈。
2）、十字轴万向节轴承应具有耐高温高速性能。
3）、十字轴万向节轴承轴承应具有更强的承载能力。
4）、十字轴万向节轴承轴承设计应尽量避免应力集中。
5）、十字轴万向节轴承轴径向游隙比通用滚针轴承小。
8、球笼式万向节设计
8.1、球笼式万向节的设计要素
球笼式万向节的失效形式主要是钢球与接触滚道表面的疲劳点蚀。在特殊情况下，因热处理不妥、润滑不良或温度过高等，也会造成磨损而损坏。由于星形套滚道接触点的纵向曲率半径小于外半轴滚道的纵向曲率半径，所以前者上的接触椭圆比后者上的要小，即前者的接触应力大于后者。因此，应控制钢球与星形套滚道表面的接触应力，并以此来确定万向节的承载能力。不过，由于影响接触应力的因素较多，计算较复杂，目前还没有统一的计算方法。
假定球笼式万向节在传递转矩时六个钢球均匀受载，则钢球的直径可按下式确定:
式中，d为传力钢球直径(mm)；T S为万向节的计算转矩(N·m)，T S = min[Tse，Tss]。
图8-1 球笼式万向节的基本尺寸
计算所得的钢球直径应圆整并取最接近标准的直径。钢球的标准直径可查《GB/T 308滚动轴承钢珠》。
当球笼式万向节中钢球的直径d 确定后，其中的球笼、星形套等零件及有关结构尺寸可参见图8-1按如下关系确定：
钢球中心分布圆半径R=1.71d
星形套宽度B=1.8d
球笼宽度B1=1.8d
星形套滚道底径D l=2.5d
万向节外径D=4.9d
球笼厚度b=0.185d
球笼槽宽度b1=d
球笼槽长度L=(1.33～1.80)d (普通型取下限，长型取上限)
滚道中心偏移距h=0.18d
轴颈直径d′≥1.4d
星形套花键外径D2≥1.55d
球形壳外滚道长度L1=2.4d
中心偏移角δ≥6°
8.2、球笼式万向节轴承的设计与通用轴承设计的差异
1）、结构与通用轴承不一样，球笼式万向节滚动体直接在星形套滚道运行，星形套兼作轴承内圈，钟型壳兼作轴承外圈。
2）、球笼式万向节轴承应具有耐高温高速性能。
3）、球笼式万向节轴承轴承应具有更强的承载能力。
4）、球笼式万向节轴承轴承设计应尽量避免应力集中。
5）、球笼式万向节轴承轴承球笼保持架与通用轴承的波浪形保持架结构不一样。
9、带座轴承设计
9.1、带座轴承的设计要素
1）、免维护型
免维护型球轴承单元内封入适合于密封轴承使用的高质量锂基脂，可以长期使用。轴承上装有密封性极好的密封装置，既防止润滑脂外漏又防止外界的杂质粉尘、水进入轴承。
当轴承运转后，内封的润滑脂随轴在内部运转，从而里面的润滑脂提能供充分有效的润滑，可以长期不用加润滑脂。
2）、可添加润脂型
可加润滑脂型球轴承组件在设计上有左右倾斜2度的状态下仍可以加脂的特点。
机械设计基础-13.6滚动轴承的组合设计
第六节滚动轴承的组合设计 滚动轴承的组合设计的内容包括：轴承的定位和紧固、轴承的配置设计、轴承位置的调节、轴承的润滑与密封、轴承的配合以及轴承的装拆等问题。 （一）支承部分的刚性和同心度： 若座体刚度低，则滚动体受力增大，因此，应适当增加壁厚、采用加强筋，并使轴承座孔同心，减小轴的偏转。 （二）轴承的配置（轴系固定）： 支承部件的主要功能是对轴系回转零 件起支承作用，并承受径向和轴向作用力， 保证轴系部件在工作中能正常地传递轴向 力以防止轴系发生轴向窜动而改变工作位 置。为满足功能要求，必须对滚动轴承支承 部件进行轴向固定。 固定的目的：当轴受到外载荷作用时，使轴有正确的位置、防止轴的轴向窜动以及轴受热膨胀后将轴承卡死。 固定方法：两端固定、一端固定一端游动、两端游动。 1、双支点单向固定（两端固定）： 两个轴承各限制一个不同方向的轴的轴向移动（只固定内、外圈相对的一个侧面）。适用于较短的轴系（跨距≤400）温升不高的场合。为了补偿轴的受热膨胀，装配时应留有一定的轴向间隙。 (a) (b) 图所示为两端固定方法，每个支点的外侧各有一个顶住轴承外圈的轴承盖，它通过螺钉与机座联接，每个轴承盖限制轴系一个方向的轴向位移，合起来就限制了轴的双向位移。轴向力FA的力流路线是通过轴肩、内圈、外圈及轴承盖来实现的。图(a)为采用深沟轴承的结构，只能承受少量的轴向力；图(b)为采用角接触轴承的结构，可承受较大轴向力。这种支承形式属功能集中型，每个轴承均承受径向力、轴向力的复合作用，简化了支承结构。
轴系部件工作时，由于功率损失会使温度升高，轴受热后伸长，从而影响轴承的正常工作。因此支承部件结构设计时必须考虑热膨胀问题。 a、预留轴向间隙 对于上图所示的两端固定结构型式，其缺陷是显而易见的。由于两支点均被轴承盖固定，当轴受热伸长时，势必会使轴承受到附加载荷作用，影响轴承的使用寿命。因此，两端固定型式仅适合于工作温升不高且轴较短的场合(跨距L400mm)，还应在轴承外圈与轴承盖之间留出轴向间隙C，以补偿轴的受热伸长。对于图a所示的深沟球轴承，可取C＝0.2～0.4 mm，由于间隙较小，图上可不画出。对于图b所示的角接触轴承，热补偿间隙靠轴承内部的游隙保证。 b、设置游动支点 当轴较长(跨距L>400mm)且工作温升较高时，轴的热膨胀量大，预留间隙的方法已不足以补偿轴的伸长量。此时应设置一个游动支点，采取一端固定一端游动的支承型式，如下图左端均为固定支点，承受双向轴向力；右端为游动支点，只承受径向力，轴受热伸长时可作轴向游动。设计时应注意不要出现多余的或不足的轴向固定。 2.单支点双向固定（一端固定一端游动）： 一端支承处轴承内、外圈均固定，限制轴的双向移动，另一端轴承的外圈不固定，轴可作轴向伸缩移动，为防止为防止轴承脱落，游动端轴承内圈两侧应固定。适用于温升较高、热变形较大的
第三代轮毂轴承设计实例
DACF2126A轮毂单元设计DACF2126A的结构设计属于双列角接触球轴承，第三代轿车轮毂轴承， 配装在吉利GL型轿车上，适用于汽车在恶劣的环境使用。因此，该轴承的设计及检测与常规的双列角接触球轴承大不相同，轴承的设计既要符合常规轴承的设计原理与方法，又要考虑结构的特殊性。本文对DACF2126A轮毂轴承的设计进行分析。简图如下： 1、轴承的结构 外圈带凸缘且有4个安装小孔，可分离式半内圈，另一个半内圈与轴肩、法兰盘连体，其结构紧凑，安装方便。轴向游隙装配时已调好，安装时无需调整 2、轴承主要参数设计 2.1接触角a 角接触球轴承的接触角15°---40°，承受轴向载荷大时，a取大些，根据轴承的载荷特点与装配性能要求，取a=36°。 2.2轴向游隙 根据轴承的安装及所承受的载荷情况，按以往轴承的设计经验，选取游隙0~0.017，检测游隙载荷±200N 2.3钢球直径Dw 根据轴承设计理论，钢球直径大小与所承受的额定载荷成正比关系，一般Dw取大些，根据轴承设计理论公式： 0.3(D-d)≤Dw≤0.33(D-d)
式中D和d,由于外圈和内法兰均选用材料65Mn，热外理采用中频感应淬火，受淬硬层深度的影响取D=?70,取d= ?28，代入公式 0.3（70-28）≤Dw≤0.33（70-28） 12.6≤Dw≤13.86 根据轴承结构除考虑径向尺寸外，还要考虑轴承的轴向尺寸、装配空间、装ABS空间、两列钢球互不干涉、合理放置保持架等因素。取Dw=12.7更为合适。 2.4钢球中心圆直径Dpw的确定 按轴承设计理论公式：0.5（D+d）≤Dpw≤0.515(D+d)代入数据得 49≤Dpw≤50.47取Dpw=49 2.5钢球数量Z的确定 钢球数量由下列条件约束 Z≤(πDpw)/(K 2Dw) 常数K 2 =0.91+1.5/12.7 算得Z≤11.79，取Z=11 2.6径向加载作用中心位置Pi的确定 径向加载作用中心位置的确定通常由整车数据确定或按提供的样件检测得出 按样件检测得出Pi =41.45,同时求得两列钢球中心间距Pi 2 =25.124 3、轴承主要尺寸的设计 3.1内、外沟沟曲率Ri、Re的确定 内沟沟曲率Ri=0.515Dw=0.515*12.7=6.54取Ri=6.57公差为±0.03 外沟沟曲率Re=0.525Dw=0.525*12.7=6.67取Ri=6.7公差为±0.03 3.2内、外沟径di、De 内沟径di=Dpw-2Ri+(2Ri-Dw)COS a =49-2*6.57+(2*6.57-12.7)COS36° =36.216 外沟径di=Dpw+2Re-(2Re-Dw)COS a =49+2*6.7-(2*6.7-12.7)COS36° =61.834 3.3内圈大档边外径d 2、外圈中档边内径D 2 d 2=0.85Dw+di=0.85*12.7+36.216=47.011 取d 2 =47.1 D 2=De-0.85Dw=61.834-0.85*12.7=51.039 取D 2 =51 3.4外圈两滚道的中心距离Pe的确定 Pe= Pi 2 +[Dpw-(De-2Re)]tga =25.124+[49-(61.834-2*6.7)]tg36° =25.535 4、密封结构的设计 根据本公司以往的设计经验，此结构例轴承均采用三唇口接触式密封结
轴承座设计说明书
机械制造工艺学 课程设计说明书 题目：设计“轴承座”零件的机械 加工工艺规程（大批生产） 院、系别物理与机电工程学院 班级2009级机械设计制造及其自动化（1）班姓名林建东 学号20090663119 指导老师邓志勇 三明学院 2012 年6 月8日
目录 机械制造工艺学课程设计任务书 (Ⅰ) 序言 (1) 1 零件分析 (2) 1.1零件的生产类型及生产纲领 (2) 1.2 零件的作用 (2) 1.3 零件的工艺分析 (2) 2 铸造工艺方案设计 (3) 2.1确定毛坯的成形方法 (3) 2.2确定铸造工艺方案 (3) 2.3确定工艺参数 (3) 3 机械加工工艺规程设计 (4) 3.1基面的选择 (4) 3.2确定机械加工余量及工序尺寸 (5) 3.3确定切削用量及基本工时 (8) 4 夹具选用 (17) 5 总结 (18) 参考文献 (19)
机械制造工艺学课程设计任务书 设计题目：设计“轴承座”零件的机械加工 工艺规程（大批生产） 设计要求： 1.未注明铸造圆角R10 2.铸件需经实效处理 设计内容： 1.熟悉零件图 2.绘制零件图（1张） 3.绘制毛坯图（1张） 4.编写工艺过程综合卡片(1张) 5.工序卡片（5张） 6.课程设计说明书（1份） 2012年 5月28日
序言 机械制造工艺学课程设计是在我们学完了机械制造技术基础和机械制造工艺学等课程之后进行的。这是我们对所学各课程的一次深入的综合性的总复习，也是我们在走进社会工作岗位前的一次理论联系实际的训练。因此，它在我们的大学课程学习中占有重要的地位。就我个人而言，我在这次有很多收获，比如，我更好的把所学的制图软件知识应用到了在这次课程设计中，本来觉得看起来图挺简单，可是实际上里面有很多细节很容易忽略，查表也花了很多时间，我也从中知道了，做一件事一定要有信心，细心加耐心。我想再以后出去后我会更好的学习 本着力求与生产实际相结合的指导思想，本次课程设计达到了综合运用基本理论知识，解决实际生产问题的目的。由于个人能力所限、实践经验少、资料缺乏，设计尚有许多不足之处，恳请老师给予指教。
四点接触球轴承的设计
四点接触球轴承的设计、主要加工工艺分析及其对装配 误差的影响 摘要 四点接触球轴承为分离型轴承，是一套可以承受双向轴向字和的角接触球轴承。其内圈和外圈呈桃型截面，在无载荷和纯径向载荷作用时，钢球与套圈呈四点接触，在纯轴向载荷作用下，钢球与套圈为两点接触，可承受双向轴向载荷。该种轴承还可以承受力矩载荷，兼有单列和双列交界处球轴承的功能。此种轴承只有形成两点接触时才能保证正常工作。但一般适用于纯轴向载荷或轴向载荷大的合成载荷下呈两点接触的场合，这种轴承极限转速高，适合高速运转场合。 四点接触球轴承的内圈(或外圈)由两个半圈精确拼配而成，而其整体外围(或内圈)的沟曲率半径较小，使钢球与内、外圈在四个“点”上接触，既加大了径向负荷能力，又能以紧凑的尺寸承受很大的两个方向的轴向负荷，并且有很好的两个方向的轴向限位能力，因为它的轴向游隙相对较小，而其接触角(一般取为35°)又较大．这种轴承的允许转速也很高，并且运转平稳，其双半圈又可从整套轴承中取下分别进行安装，这种轴承多用在发动机中，在较高的转速下承受很大的径向负荷和轴向负荷。 轴承的装配与检验对轴承的性能影响很大，所以，本文对轴承装配的一般工艺过程、轴承零件的检验方法和接触角的测量设备做了分析，并重点分析了接触角的变化对轴承性能的影响。 关键词:设计，加工, 工艺，装配, 检验
Four contacts the ball bearing the design、the main processing craft analysis and to the installation error influence ABSTRACT Four contact ball bearings for the separation-bearing, is a two-way can withstand axial words and the angular contact ball bearings. Its much, this the axle bearing permission rotation rate high, and works it's n. Keywords Design , treating , handicraft , assembling , checkout
轴承座课程设计报告说明书
课程设计说明书题目：轴承座车孔专用夹具及工艺设计 姓名：Xxx 学号：Xxx 年级：三年级 专业：Xxx 学生类别：四年本科 指导教师： Xxx 教学单位：农业大学工学院 2012 年 5月29 日 轴承座工艺设计
【摘要】轴承座是用来支撑轴承的，固定轴承的外圈，仅仅让圈转动，外圈保持不动，始终与传动的方向保持一致（比如电机运转方向），并且保持平衡；,轴承座的概念就是轴承和箱体的集合体,以便于应用,这样的好处是可以有更好的配合,更方便的使用,减少了使用厂家的 成本.至于形状,多种多样,通常是一个箱体,轴承可以安装在其中。随着科学技术的不断进步，它在国民经济中占有越来越重要的地位，发展前景十分广阔，尤其是在汽车和电子电器等高速发展的领域。本次课程设计设计的课题就是轴承座的设计，是在学完汽车制造工艺学后进行的一项教学环节；在老师的指导下，要求在设计中能初步学会综合运用以前所学过的全部课程，并且独立完成的一项工程基本训练。【关键词】轴承座工艺规格设计夹具设计工序工艺性 目录 前沿…………………………………………………… 课程设计说明书正文………………………………………
一、设计任务 (1) 二、工艺性分析 (2) 2.1零件的作用 (2) 2.2零件的工艺性分析 (2) 三、工艺规程设计 3.1零件材料 (3) 3.2毛坯选择 (3) 3.3基准的选择 (7) 3.4制订工艺路线 (8) 3.5机械加工余量、工序尺寸及公差 (10) 四、夹具设计 (12) 4.1提出问题 (12) 4.2夹具设计 (12) 五、设计心得 (17) 六、参考文献 (18) 前言 机械制造工艺学课程是在学完了机
轴承设计方法
轴承设计方法 一、概述 轴承是机械设备中常用的零部件，用于支撑和转动轴或轴的部件。轴承设计的目标是满足特定工作条件下的负载、速度和寿命要求。本文将介绍轴承设计的方法和步骤。 二、需求分析 在进行轴承设计之前，需要对工作条件进行全面的分析和评估。这包括负载类型、大小和方向，转速要求，工作温度和环境等。根据这些需求，我们可以选择适当的轴承类型和尺寸。 三、轴承类型选择 常见的轴承类型包括滚动轴承和滑动轴承。滚动轴承适用于高速和高负载条件下，滑动轴承适用于低速和高负载条件下。在选择轴承类型时，需要考虑到工作条件、轴承寿命和维护成本等因素。 四、轴承尺寸计算 轴承尺寸的计算需要考虑负载和转速要求。一般来说，轴承的额定负载应大于实际负载，以确保轴承的寿命。同时，需要根据转速要求选择合适的轴承尺寸，以避免超过轴承的临界转速。 五、轴承寿命估算 轴承寿命是指在特定负载和转速条件下，轴承能够正常运行的时间。
根据轴承的额定负载和转速，可以使用轴承寿命公式或图表来估算轴承的寿命。轴承的寿命估算对于选择合适的轴承和预测维护周期非常重要。 六、轴承润滑选择 轴承润滑剂的选择对轴承的寿命和性能有着重要影响。根据工作条件和要求，可以选择润滑脂或润滑油。润滑剂的选择应考虑工作温度、转速和环境等因素。 七、轴承安装和维护 在轴承安装过程中，应注意正确的安装方法和工具，以避免损坏轴承。同时，定期进行轴承的维护和润滑是保证轴承寿命和性能的关键。 八、轴承故障分析 当轴承发生故障时，需要进行故障分析，并采取相应的措施解决问题。常见的轴承故障包括疲劳、磨损、过热和润滑不良等。通过分析故障原因，可以采取相应的预防措施，以提高轴承的可靠性和寿命。 九、轴承设计验证 轴承设计完成后，需要进行验证和测试。这包括轴承的负载测试、转速测试和寿命测试等。通过验证，可以确保轴承满足设计要求，并对设计进行优化和改进。
滑动轴承座铸造设计讲述讲解
铸造工艺设计
材料的分析 对于滑动轴承座，对于材料的选择较为慎重，由于滑动轴承座主要承受压力，所以应该能够满足且适合滑动轴承座的工作要求。可选用灰口铸铁、球磨铸铁或者铸钢，但是综合考虑选择灰口铸铁较好，因为灰铸铁具有良好的耐磨性，液态流动性好，凝固收缩性小，抗压强度高，吸震性好，使用时有充分的轻度和刚性，况且价格适宜，因此选用灰铸铁件。在灰铸铁中常用是和他HT200 性能良好，便于吧加工和铸造，故选用HT200 作为铸造滑动轴承座的铸造材料。
工艺分析 滑动轴承座主要由上盖，底座，轴瓦组成。由任务书知上方小孔过小不铸出，铸件图样如图3-1。滑动轴承座的中心孔距地尺寸为100mm；圆通外径60mm，长65mm；支撑板厚20mm；地板高25mm。为小型铸件。主要承受径向载荷，使用简单不需要安装轴承，且轴瓦内表面不承担载荷的部分有油槽，这样润滑油可以通过油孔和油沟进入间隙，起到润滑保养作用。由于其经常处于压应力和摩擦状态，故要求能抗压和耐磨损。通过《金属成型工艺设计》比较分析得到：，故选择灰铸铁HT200作为铸件材料。 图3-1三维形状及零件图
工艺方案设计 1铸型种类及方法确定 铸件按铸型性质不同，可分为砂型铸造、特种铸造和快速成型等方法。而砂型铸造是以砂型作为造型材料，用人工或机械方法在沙箱内制造出型腔及浇筑系统的铸造方法。不受铸件质量、尺寸、材料种类及生产批量限制，原料来源广泛、价格低廉，应用最为普遍。砂型铸造中的湿型铸造比较适用于中小型铸件，对大批量机械化流水线上更为实用。 滑动轴承座在工程中的应用是比较广泛常见的。滑动轴承支座内部结构简单，主要由内腔和小孔等组成，表面形状相对复杂，但无特殊表面质量要求；从尺寸上来讲，属于较小尺寸造型；由于选用了灰铸铁材料且生产批量不大，技术要求不太高，综合分析考虑选用砂型铸造成型，铸型种类为湿型，采用手工分模，这样在满足要求的同时，操作灵活，工艺装备简单，成本低，生产率高，必要时易于采用机械自动化操作。 2型芯结构及制造 滑动轴承座零件有一圆柱筒，故型芯应为一圆柱体，其直径应小于40㎜，又型芯比较简单，故采用整体式芯盒制芯的造芯的造芯方法。 3分型面的筛选 分型面选择时，应在保证铸件质量的前提下，尽量简化工艺过程，对于质量要求不高的外形复杂小批铸件来讲，更应先选择分型面，节省更多的人力物力，由于滑动轴承座分型结构明显，具有垂直分型面，可以选择以下几种： A方案.如图4-1 将轴承座的一个对称面a-a作为分型面。这种分型方法思路简单，符合了最大截面原则，但是这样不利于内浇铸口引入，浇注口的选择对铸件质量有重要影响。 B方案.如图4-2 选择分型面b-b，此分型面平直，大部分铸型位于下沙箱，便于起模，下芯，提高铸件尺寸精度和生产效率，且只有一个分型面，便于浇铸时铸型填充，其他不合理分型方案不再一一列举，无怪乎不能满足分型原则，分型方式对铸件成型精度等影响较大。 根据分型面数量尽量少，尽量平直等原则。保证铸件的质量，选择方案B。
滚动轴承选用及设计规范
滚动轴承设计规范 1 总则 本技术规范适用于本公司设计部所有滚动轴承的设计使用要求。 2 规范性引用文件 滚动轴承 分类》 GB/T 271-2017 滚动轴承 代号方法》 GB/T 272-2017 滚动轴承 滚轮滚针轴承 外形尺寸和公差》 GB/T 6445-2007 滚动轴承 双列圆柱滚子轴承 外形尺寸》 GB/T 285-2013 滚动轴承 双列圆锥滚子轴承 外形尺寸》 GB/T 299-2008 滚动轴承 深沟球轴承 外形尺 寸》 GB/T 276-2013 滚动轴承 推力调心滚子轴承 外形尺寸》 GB/T 5859-2008 滚动轴承 调心滚子轴承 外形尺寸》 GB/T 288-2013 滚动轴承 双列角接触球轴承 外形尺寸》 GB/T 296- 2015 滚动轴承 推力球轴承 外形尺寸》 滚动轴承 凸缘外圈微型向心球轴承 滚动轴承 圆锥滚子轴承 外形尺寸》 滚动轴承 圆柱滚子轴承 外形尺寸》 滚动轴承 调心球轴承 外形尺寸》 滚动轴承 角接触求轴承 外形尺寸》 3 术语和定义 3.1 滚动轴承： 滚动轴承是将运转的轴与轴座之间的滑动摩擦变为滚动摩擦， 从而减少摩擦损失 的一种精密的机械元件。 一般由内圈、外圈、 滚动体和保持架四部分组成， 内圈的作用是与 轴相配合并与轴一起旋转； 外圈作用是与轴承座相配合， 起支撑作用； 滚动体是借助于保持 架均匀的将滚动体分布在内圈和外圈之间， 其形状大小和数量直接影响着滚动轴承的使用性 能和寿命；保持架能使滚动体均匀分布，引导滚动体旋转起润滑作用。 3.2 组合轴承：不同类型轴承组合而成的轴承。 3.3 轴承单元：以轴承为核心零件， 对相关的其他功能零部件进行集成所形成的轴承功能部件 （或 组件、总成等）。 4 滚动轴承选用及设计规范 4.1 滚动轴承分类 4.1.1 按结构类型分类 4.1.1.1 按滚动轴承所能承受的载荷方向或公称接触角的不同 a •向心轴承：主要用于承受径向载荷滚动轴承，其公称接触从 0。到45°。又可分为径向接 触轴承和角接触向心轴承，径向接触轴承为公称接触角为 0°的向心轴承，如深沟球轴承。 角接触向心轴承为 公称接触角大于 0°到 45°的向心轴承； b •推力轴承：主要用于承受轴向载荷的滚动轴承，其公称接触角大于 45°到90°。又可分 为轴向接触轴承和角接触推力轴承。轴向接触轴承为公称接触角为 90°的推力轴承，角接 触推力轴承为公称接触角大于 45°但小于 90°的推力轴承。 4.1.1.2 按滚动体的种类 GB/T 301-2015 外形尺寸》 GB/T 7218-2013 GB/T 297-2015 GB/T 283-2007 GB/T 281-2013 GB/T 292-2007
轴及轴承的设计
设计直齿圆柱齿轮减速器的低速轴?。已知轴的转速为n=480r/min ，传递功率p=5.23kw 。轴上齿轮的参数为：模数m=3mm ，齿数z=30，齿宽b=99mm 。 解：（1）选择轴的材料。 减速器功率不大，又无特殊要求，故选常用的45钢并作调质处理。有表查的 MPa B 650=σ。 （2）按转矩估算轴的最小直径。 应用式3 n P A d ≥估算。由表取A=107~118，于是得 mm n P A d )31.26~72.23(223.0)118~107(480 23.5)118~107(33 =?=?=≥ 考虑到键槽对轴强度的影响，取d=26mm 。 （3）轴的结构设计。 根据轴的结构设计要求，轴的结构草图设计如下图所示。各轴段的具体设计如下。 轴段1：轴的输出端用腹板轮，孔径26mm ，孔长82mm 。取 mm l mm d 802611==， 轴段2：轴肩高mm d )6.2~82.1(26)1.0~07.0()1.0~07.0(1=?=，取轴肩高2mm ，故mm d 302=，根据箱体箱盖的加工和安装要求，轴承端盖和箱体之间应有调整垫片，取其厚度为2mm ，轴承端盖厚度为10mm ，端盖和带轮之间应有 一定间隙，取10mm ，综合考虑，取mm l 352=。 轴段3：齿轮两侧对称安装一对轴承，选择6207，宽度为17mm ，取mm d 353=。
该轴段的长度的确定：齿轮两侧端面至箱体内壁之间的距离取10mm ，轴承采用脂润滑，为使轴承和箱体内润滑油隔绝，应设挡油环，为此取轴承端面至箱体内壁的距离为10mm ，故挡油环的总宽度为20mm ，综合考虑，取mm l 703=。 轴段4、5、7：考虑设置装配轴肩，取mm d 404=，该段长度应小于齿轮轮毂宽度，取mm l 954=。由于采用轴环定位，取轴肩高3mm ，做定位面，选取最小过度圆角半径，r=2mm ，取mm d d 4675==，取mm l l 5.475==。 轴段6：综合考虑，取mm d mm l 35,2.13266==。 轴段8：取mm d d 3538==，取mm l 408=。 （4）按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算。 绘出轴的计算简图如下图所示，结构设计参数mm l mm l CD BC 208,5.107== 齿轮的受力计算： N F F N d T F m m m z d m m N n p T t r t 2.84120tan 2311tan 231190 1004.122903031004.1480 23 .51055.91055.905 566 =?===??== =?==??=??=?=α 水平面支反力（见图(b)）： N R F R N l l F R HB r HD DB CD r HB 6.2866.5542.8416.5545 .315208 2.841=-=-==?==
轴承端盖设计
5.7 轴承部件的结构设计 绝大多数中、小型减速器均采用滚动轴承，滚动轴承是标准件，设计时只需要选择轴承的类型和型号并进行轴承的组合设计即可。 滚动轴承部件的结构设计主要考虑轴承的支承结构型式、支承刚度、以及轴承的固定、调整、拆装、密封及润滑等。下面就轴承端盖结构、调整垫片、轴承的润滑与密封等方面作一介绍。 1 ．轴承端盖 轴承端盖用以固定轴承、调整轴承间隙并承受轴向力。 轴承端盖的结构有嵌入式和凸缘式两种。每种又有闷盖和透盖之分。 嵌入式轴承端盖结构简单、紧凑，无需固定螺钉，外径小，重量轻，外伸轴尺寸短。但装拆端盖和调整轴承间隙困难，密封性能差，座孔上开槽，加工费时。嵌入式轴承端盖多用于重量轻、结构紧凑的场合，其结构和尺寸见表 5.1 。 凸缘式轴承端盖安装、拆卸、调整轴承间隙都比较方便，密封性能也好，所以应用广泛。但缺点是外廓尺寸大，又需一组螺钉来联接。其结构和尺寸见表 5.2 。 表 5.1 嵌入式轴承端盖的结构尺寸 表 5.2 凸缘式轴承端盖的结构和尺寸
当端盖与孔的配合处较长时，为了减少接触面，在端部铸出或车出一段较小的直径，但必须保留有足够的长度 e1，一般此处的配合长度为e1= （ 0.10~0.15 ） D ， D 为轴承外径，图中端面凹进δ值，也是为了减少加工面。如图 5.8 所示。
图 5.8 轴承端盖端部结构 图 5.9 穿通式轴承端盖 由于端盖多用铸铁铸造，所以要很好考虑铸造工艺。例如在设计穿通式轴承端盖图 5.9 时，由于装置密 封件需要较大的端盖厚度（图 5.9a ），这时应考虑铸造工艺，尽量使整个端盖厚度均匀，如图 5.9b ）、 c ）所示是较好的结构。 2 ．轴伸出端的密封 轴伸出端的密封的作用是防止轴承处的润滑剂流出和箱外的污物、灰尘和水气进入轴承腔内，常见的密 封种类有接触式密封和非接触式密封两大类，接触式密封有毡圈密封、 O 形橡胶圈密封、唇形密封，非 接触式密封有沟槽密封和迷宫密封。 下面主要介绍毡圈密封和 O 形橡胶圈密封。 （ 1 ）毡圈密封 将矩形毡圈压入梯形槽中使之产生对轴的压紧作用而实现密封，如图5.10 。它的结构简单，价格低廉，
滚动轴承疲劳寿命试验台的设计
滚动轴承疲劳寿命试验台的设计 滚动轴承疲劳寿命试验台的设计 第1章绪论 1.1课题研究的目的和意义 滚动轴承是机器运转中重要的零部件，是旋转结构中的重要组成部分之一，具有承受 载荷和传递动运动的作用。可是，滚动轴承是机器运转时主要故障来源之一，有数据结果分析表明：旋转机器中有35%的故障都与轴承的失效相关，轴承能够使用多久和可靠性的大小直接影响到机器系统的整体性能。为此在对轴承的加速老化试验和加速寿命试验，对于研究轴承的故障演变规律和失效原理有着很重要的意义。 在20世纪前期，Lundberg和Palmgren对5210的滚动轴承做了很多 试验，根据1400 多套滚子轴承、球轴承的寿命试验结果，在Weibull分布理论的基础上，通过研究得到了寿命与负载的方程式，称为L-P公式。伴随我国轴承 制造技术的不断发展，轴承的几何结构和制造精度得到了相当高的提升和改进。目前，在市场上有几百种不一样型号的滚动轴承。现在的5210轴 承钢的材料和制造精度比以前的要好，而且现在在材料的选择上已近不局限于轴承钢。现在生产轴承的原料包括合金钢，陶瓷，轴承钢和塑料等。为此，为了评估新材料的处理工艺，新材料和新几何结构的滚动轴承的磨损寿命，还得对滚动轴承做疲劳寿命试验。另外由于加工技术的提高和材料科学的发展，使用时润滑条件的改善，轴承能够使用的时间越来越长。 来自工业和武器等方面的需求也助推了滚动轴承箱相当好的方向发展。比如发电设备，排水设备等要求轴承工作时间连续不间断的十几二十几的小时不间断的无故障运行10000-20000个小时，折算一下
相当于与连续工作11-22年并且中间没有出现任何故障，即使是电动工具、一般机械和家用 电器等对寿命的要求相对较低的使用场景也要求轴承无故障的间断或不 间断的工作4000-8000小时。因此，在很多情况下，研究轴承的寿命必须利用加速疲劳寿命试验方法来获得轴承在高应力的疲劳寿命，并且通过加速实验的结果来估计不一样应力水平下的疲劳寿命，以减少试验时的成本和时间。 1 1.2 国内疲劳试验台的现状 国内最早的疲劳寿命试验平台产品都是从前苏联引进，采用剖分式试验主体，在国内称之为第一种机型。经过改造，在我国重要的轴承试验台生产厂先后制造出了名为ZS系列的轴承寿命试验台，以满足当下我国轴承生产公司对轴承使用时间的要求，以此，同时为刚刚开始不久的我国轴承疲劳寿命试验累积了一定的试验参考依据。 第一个试验台机型结构包括径向加载油缸、轴、中承载体、2个端承 载体和试验主轴。试验台的主要结构拼接后安装在主体被剖分了的底座内，试验主轴由联轴器和传动主轴连接，传动主轴的动力经过带轮靠电机带动变速传动。竖向和横向的施加载荷的油缸依次同手动加压缸结合，利用扭转促使手动加压缸活塞得到不一样的压力。这种试验台在我国使用比较广泛，为轴承制造业的进步发挥了很大的作用。这种试验台的优点在于： 容易保障试验精度，结构简单；传动结构是皮带传动，由带轮来改变速度，结构单一；加载是手动加压缸增加压力，能量消耗少；试验主轴和传动主轴由联轴器连接在一起，布局正当，容易获得高速转动，可是不好的地方：载荷和转速的调整，温度数据的采录和检测振动都是要人工操作，试验员工作量较大；传动结构的皮带易打滑易发热而造成危险；加压油缸在试验时容易泄露从而引起压力不足或发热引起压力变高时必须人为的更改，小轴承试验支撑之间的距离比较大，
滚动轴承的组合设计
滚动轴承的组合设计 选择正确的轴承类型及尺寸后，还要考虑轴承与其他零件之间的相对关系。即以轴承组合为主体的配套设计包括轴承轴向固定、轴承组合的调整、轴承与其他零件的配合装拆等机械结构的设计。 滚动轴承常用于机械设备中轴类零件的支承。滚动轴承能够使轴的运转精度得到保障，能够发挥轴承的性能。支承结构的设计，需要综合多方面的因素进行考虑，比如轴承的配置、轴承的固定、轴向定位结构与调整、轴承游隙调整、轴的热膨胀补偿、轴承的润滑和密封等问题。
滚动轴承的固定 1、轴承配置轴类零件通常采用前后双点支承结构，每个支承由1或2个以上轴承组成。可根据轴的载荷方向来选择轴承布局。向心轴承对称布置，可以适用于纯径向载荷的轴，同型号的角接触轴承，可以适用于受径向和轴向载荷作用的轴。两个角接触轴承的配置可采用下3种方式之一。 （1）背对背排列外圈宽面相对即称为背对背，背对背排列适用于载荷作用中心处于轴承中心线之外的结构形式。这种排列方式优点较多，比如支点间跨距大，悬臂长度较小，
其末端刚性大。当轴受热膨胀伸长时，轴承游隙将变大，因此轴承不会出现卡死。如果采用预紧安装,预紧量将会在轴受热膨胀伸长时减小。 （2）串联排列外圈窄面或外圈宽面都朝向一侧即称为串联排列，适用于载荷作用中心处于轴承中心线同一侧的结构形式。
（3）面对面排列外圈窄面相对即称为面对面，面对面适用于排列载荷作用中心处于轴承中心线之内的结构形式。这种排列方式结构相对简单、装拆方便。但是，当轴受热伸长时，由于轴承游隙减小，非常容易造成轴承卡顿或卡死，因此要注意轴承游隙的调整。 2、支承结构的基本形式 轴的径向自由度通常由两个轴承支承来共同限定，而轴向限位则可以有多种不同的限位方式，机械工程中常见支承结构有以下3种基本形式。 （1）两端固定支承两个支承点分别限制轴的一个方向的轴向位移,称为两端固定支承。两端固定支承适用于轴类零件所受纯径向载荷或者轴向载荷小的综合载荷作用。通常采用滚动轴承组成两端固定支承时，在其中一个支承侧，使轴承外圆与外壳孔间采用过渡的配合，同时要在轴承外圈与端盖间预留少量的空隙,以提供轴的热膨胀长空间。
三、轴承设计
目录 三、轴承设计 (1) 1、深沟球轴承的设计 (1) 、外形尺寸 (1) 、钢球设计 (1) 、套圈设计 (2) 、浪形保持架的设计 (4) 、半圆头铆钉的设计 (7) 、零件重量计算 (7) 1.7 、图纸标注规则 (7) 2、轮毂轴承的设计 (7) 、客户提供的车身外形尺寸 (7) 、轴承的结构 (8) 23、轴承主要参数设计 (8) 、基本额定动、静载荷的计算 (10) 、修正寿命L na的计算 (10) 、轮毂轴承设计与通用轴承设计的差异 (10) 3、离合器分离轴承的设计 (11) 、离合器分离轴承的设计要素 (11) 、离合器分离轴承的设计与通用轴承设计的差异 (11) 4、涨紧轮轴承的设计 (11) 、涨紧轮轴承的设计要素 (11) 、涨紧轮分离轴承设计与通用轴承设计的差异 (12) 5、水泵轴连轴承的设计 (12) 、水泵轴连轴承的设计要素 (12) 、水泵轴连轴承设计与通用轴承设计的差异 (15) 6、发电机单向皮带轮（OAP）的设计 (15) 、发电机单向皮带轮（OAP）的设计要素 (16) 、发电机单向皮带轮轴承设计与通用轴承设计的差异 (17) 7、万向节的设计 (17) 、十字轴万向节的设计要素 (17) 、十字轴万向节轴承设计与通用轴承设计的差异 (17) 8、球笼式万向节设计 (18) 、球笼式万向节的设计要素 (18) 、球笼式万向节轴承的设计与通用轴承设计的差异 (19) 9、带座轴承设计 (19) 、带座轴承的设计要素 (19) 10、关节轴承设计 (21) 、关节轴承的设计要素 (21)
三、轴承设计 1、深沟球轴承的设计 1.1、外形尺寸 1）、轴承的基本尺寸轴承公称内径d、轴承公称外径D、尺寸轴承公称宽度B按《GB/T 276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。 2）、装配倒角r1、r2按《GB/T 276滚动轴承深沟球轴承外形尺寸》的规定。1.2、钢球设计 1）、钢球直径D w：Dw=K w（D-d），取值的精度为。 为保证钢球不超出端面，考虑轴承宽度B，D w≤。 Kw取值见表1-1。 表1-1 Kw值 2）常见钢球直径可查《GB/T 308滚动轴承钢珠》。 计算出D w后，应从中选取最接近计算值的标准钢球值，公制轴承优先选公制的值，英制轴承选英制的值。 3）钢球中心圆直径P：P=0.5（D+d），取值的精度为。 4）球数Z：Z=ψ/2*arc sin（D w/P）+1，取整。 式中ψ为填球角，计算时按表1-2取值
机械设计手册第五版第三卷轴承设计
机械设计手册第五版第三卷轴承设计 《机械设计手册第五版第三卷轴承设计探讨》 导言 在机械工程领域中，轴承是一种至关重要的部件，用于支持和定位旋 转或往复运动的机械零件。轴承的设计和选择对机械系统的性能和寿 命有着直接的影响。本文将探讨《机械设计手册第五版第三卷轴承设计》这一经典著作，深入剖析其在轴承设计领域的重要性以及其中所 涵盖的内容。 一、《机械设计手册第五版第三卷轴承设计》概览 1. 《机械设计手册第五版第三卷轴承设计》是机械工程领域中轴承设 计的权威指南，被广泛应用于各种机械系统的设计和优化。 2. 该手册以深度和广度的方式涵盖了轴承设计的各个方面，包括轴承 基本原理、轴承类型和结构、轴承材料和制造工艺、轴承选型和计算 方法等。 二、轴承设计的基本原理 1. 轴承的基本原理是通过减小摩擦和支持载荷来实现机械运动的平稳 和可靠。 2. 摩擦的减小是通过引入润滑剂和优化轴承材料的表面质量来实现的。
3. 轴承的载荷支持能力依赖于其结构和材料的强度，因此在设计中需要合理选择材料和结构参数。 三、轴承类型和结构 1. 轴承根据其运动方式和载荷类型的不同可以分为滚动轴承和滑动轴承两大类。 2. 滚动轴承常见的类型包括深沟球轴承、圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承和调心滚子轴承等。 3. 滑动轴承包括干摩擦轴承和液体润滑轴承，其中最常见的是滑动轴承和磁悬浮轴承。 四、轴承材料和制造工艺 1. 轴承材料的选择至关重要，常见的材料包括轴承钢、不锈钢、陶瓷和高分子材料等。 2. 轴承制造工艺包括热处理、精密加工和表面涂层等技术，以提高轴承的使用寿命和性能。 五、轴承选型和计算方法 1. 轴承的选型是根据实际工况和载荷要求来选择最合适的轴承类型和规格。 2. 轴承的计算方法包括静载荷计算、动载荷计算、寿命评估和疲劳分析等，以保证轴承的可靠性和寿命。
三类轴承设计标准
三类轴承设计标准 近年来，随着工业化程度的提高和科技水平的不断进步，轴承的 研发和生产技术也不断发展。对于不同领域的轴承产品，设计标准也 因此逐渐分化出了三类，分别是：国际标准、欧洲标准和日本标准。 一、国际标准 国际标准中，最为广泛使用的是ISO标准，它是由国际标准化组 织（International Organization for Standardization）制定的， 旨在协调不同国家生产的轴承产品，使各国产品技术指标达到一致性。该标准的主要内容包括轴承的尺寸、荷载、容限、运转精度、装配和 接头等方面的要求。国际标准的制定，可以使不同国家的产品在基本 技术上达到相同的标准，保障了产品的质量和性能。 二、欧洲标准 欧洲标准则是由欧洲轴承制造商协会（European Bearing Manufacturers Association）制定的，该协会的成员包括20多个欧 洲国家的轴承制造商。欧洲标准与国际标准相比，更为注重轴承的制 造工艺和质量控制等方面。在轴承设计上，欧洲标准所要求的甚至比 国际标准更为严格，因此欧洲标准的轴承产品在质量和性能方面更为 优越。 三、日本标准 日本标准则由日本轴承制造商协会（Japan Bearing Industrial Association）制定，与欧洲标准相比，其主要区别在于对轴承材料的 要求不同。日本标准要求使用优质的特种钢材料，并对材料的化学成 分和硬度等方面进行了更为详细和严格的规定。此外，日本标准还特 别注重轴承使用寿命测试、运行时的噪音和振动控制等方面。 综上所述，不同的轴承设计标准在轴承产品的质量、性能、安全 等方面均有一定的影响。因此，在轴承选型过程中，应该结合实际情 况和使用要求，选择符合自己需求的轴承产品并严格按照标准进行选
圆锥滚子轴承设计说明书3
一个模块在向下分解时，分解成不少于3个、不多于6个的子模块。上界6，保证了采用递阶层次来描述复杂事物时，同一层次中的模块数不会太多，以致不适宜于人的认识规律。下界3，保证了分解有意义的。但是，原始的SADT方法，规定一张图上的盒子数为2～7个，故我们也不作很硬性的限制。模型中一个图形与其他图形间的精确关系，则用互相连接的箭头来表示。当一个模块被分解成几个子模块时，用箭头表示各子模块之间的接口。每个子模块的名字加上带标签的接口，确定了一个范围，规定了子模块细节的内容。 第二章圆锥滚子轴承设计原理 2.1 基本概念及术语 （1）寿命单个滚子轴承的寿命是指轴承的一个套圈或滚动材料上出现第一个疲劳扩展迹象之前，轴承一个套圈相对于另一个套圈选装的圈数（2）可靠度是指一组在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承期望达到或超过规定寿命的百分率。单个滚动轴承的可靠度为该轴承达到或超过规定寿命的概率 （3）静载荷轴承彼此相对转速为零时，作用在轴承上的载荷 （4）动载荷当轴承套圈或垫圈相对旋转时（向心或推力轴承）或滚道元件在滚动方向运动时（直线轴承），作用在轴承上的载荷 （5）额定寿命以径向基本额定动载荷或轴向基本额定动载荷为基础的寿命的预测值 （6）基本额定寿命对于单个滚动轴承或一组在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承，其寿命是与90％的可靠度当代常用材料和加工质量以及常规运转条件相关的寿命 （7）径向基本额定动载荷是指一套滚动轴承理论上所能承受的恒定的动载荷。在这一载荷作用下的基本额定寿命为一百万转。对于单列角接触轴承，该载荷是指引起轴承套圈相互间产生纯径向载荷的径向分量 （8）轴向基本额定动载是指一套轴承理论上所能承受的恒定的中心轴向载荷，在该载荷作用下，轴承的基本额定寿命为一百万转 （9）径向（或轴向）当量动载是指一恒定的径向载荷（或中心载荷），在该载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷条件下相同的寿命 （10）径向（或轴向）基本额定静载荷在量大载荷滚动体与滚道接触中心外产生与下列计算接触应力相当的径向静载荷（或中心轴向静载荷）：4600MPa 调心球轴承、4200MPa其他类型向心球轴承以及推力球轴承、4000MPa向心和推力滚子轴承 （11）径向（或轴向）当量静载荷是指在最大载荷滚动体与滚道接触中心处产生与实际载荷条件下相同接触应力的径向（或轴向）静载荷 2.2 滚动轴承类型的选择 选择滚动轴承的类型与多种因素有关，通常根据下列几个主要因数，以及（1）允许空间(2)载荷大小和方向。例如既有径向又有轴向的联合载荷一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承，如径向载荷大，轴向载荷小可选择深沟球轴承和内外圈都有挡圈的圆柱滚子轴承，如同时还存在轴或壳体变形大以及安装对中性差的情况，可选用调心球轴承、调心滚子轴承；如轴向载荷大，径向载荷小，可选用推力角接触球轴承、推力圆锥滚子轴承，如同时要求调心性能，可选用推力调心滚子轴承（3）轴承的工作转速（4）旋转精度，一般机械均可采用0级公
轴承座铸造工艺设计
轴承座铸造工艺设计 一、引言 轴承座是一种常用的机械零件，用于支撑轴承并将其固定在机械设备上。轴承座的质量和精度对机械设备的性能和寿命具有重要影响。因此，轴承座的铸造工艺设计至关重要。本文将介绍轴承座铸造工艺的设计要点和注意事项。 二、轴承座铸造工艺设计的要点 1. 材料选择：轴承座一般采用铸铁或铸钢材料。铸铁具有良好的铸造性能和机械性能，适用于大多数轴承座的制造。铸钢具有更高的强度和耐磨性，适用于承受较大载荷和高速旋转的轴承座。在选择材料时，需根据轴承座的使用条件和要求进行综合考虑。 2. 浇注系统设计：浇注系统设计是轴承座铸造工艺设计的重要环节。合理的浇注系统设计可以保证铸件内部的金属流动顺畅，避免气孔和夹渣等缺陷的产生。通常采用上浇式浇注系统，即从轴承座上部开始注入熔融金属，使金属流动方向与轴承座的形状相适应，以确保金属充填完整。 3. 型芯设计：型芯是铸造过程中用于形成轴承座内部空腔的部件。型芯的设计要考虑到轴承座的形状和内部结构，以保证铸件的几何尺寸和形状的精度。型芯通常采用砂芯或金属芯，其中砂芯适用于形状复杂的轴承座，而金属芯适用于要求高精度和光洁度的轴承座。
4. 砂型材料选择：砂型是轴承座铸造中的重要工艺参数之一。砂型的质量和性能直接影响到铸件的表面光洁度和尺寸精度。常用的砂型材料有石英砂、石膏砂和石英石砂等。石英砂具有良好的耐高温性能和光洁度，适用于高要求的轴承座制造。 5. 熔炼和浇注温度控制：熔炼和浇注温度是轴承座铸造中的关键参数。熔炼温度过高会导致金属氧化和烧损，熔炼温度过低会影响金属流动性和铸件的凝固过程。浇注温度过高会引起金属收缩不均匀和气孔的产生，浇注温度过低会导致金属流动不畅和铸件凝固不完全。因此，熔炼和浇注温度的控制非常重要。 三、轴承座铸造工艺设计的注意事项 1. 铸造设备和工艺参数的选择要合理，以满足轴承座的制造要求。 2. 铸造过程中应加强熔炼和浇注温度的监控，确保金属的质量和流动性。 3. 型芯的设计和制造要精确可靠，以保证铸件的几何尺寸和形状的精度。 4. 砂型的制备要仔细，确保砂型的密实度和耐温性能。 5. 铸件的冷却和凝固过程要合理控制，以避免铸件内部的应力和缺陷。
机械设计手册第五版第三卷轴承设计
机械设计手册第五版第三卷轴承设计 摘要： 一、轴承概述 1.轴承的定义与作用 2.轴承的分类与特点 二、轴承设计基础 1.轴承设计原理 2.轴承设计流程 三、轴承类型及选用 1.滚动轴承 a.球轴承 b.滚子轴承 c.组合轴承 2.滑动轴承 a.径向轴承 b.轴向轴承 四、轴承参数与性能计算 1.轴承参数 a.内径、外径、宽度 b.轴承游隙、预紧力 c.材料、硬度
a.承载能力 b.刚度 c.疲劳寿命 五、轴承组件设计 1.轴承座设计 2.轴承衬设计 3.轴承保持架设计 六、轴承应用与维护 1.轴承安装与拆卸 2.轴承运行维护 3.轴承故障诊断与处理 正文： 一、轴承概述 1.轴承的定义与作用 轴承是一种用于承受轴向和径向负载的机械元件，能够在相对运动的零件间提供顺畅的滚动或滑动。轴承的作用是降低摩擦、减小磨损，提高机械设备的运行效率和使用寿命。 2.轴承的分类与特点 轴承主要分为滚动轴承和滑动轴承两大类。滚动轴承的特点是摩擦系数低、承载能力高、运动精度高，适用于高速、高精度、高载荷场合。滑动轴承的特点是适应性强、抗振性能好，适用于低速、大载荷场合。
1.轴承设计原理 轴承设计需遵循以下原理： （1）满足轴承在使用过程中承受负载、抗磨损、保持稳定性的需求。 （2）根据轴承的工作条件、安装方式、润滑方式等因素确定轴承类型。 （3）选择合适的轴承参数，使轴承具有足够的承载能力、刚度和疲劳寿命。 2.轴承设计流程 轴承设计流程包括以下步骤： （1）确定轴承类型及尺寸。 （2）选择轴承材料及热处理。 （3）计算轴承参数。 （4）校核轴承性能。 （5）设计轴承组件。 三、轴承类型及选用 1.滚动轴承 滚动轴承包括球轴承、滚子轴承和组合轴承。 （1）球轴承：用于承受径向和轴向负载，具有较高的运动精度和刚度。 （2）滚子轴承：用于承受较大的径向负载，具有较高的承载能力和抗磨损性能。 （3）组合轴承：兼有球轴承和滚子轴承的优点，适用于多种工况。 2.滑动轴承