机械基础-学做一体化 课件 任务7、8 滚动轴承及其选择、各种连接的选择与计算

任务七滚动轴承及其选择7.1滚动轴承的结构、类型和应用特点7.2

滚动轴承代号7.3

滚动轴承的选择7.4

滚动轴承组合设计

轴承的功用是支撑轴及轴上零件，减少轴与支承之间的摩擦和磨损，保证轴的旋转精度。根据工作面摩擦性质的不同，轴承可分为滑动轴承(图7-2)和滚动轴承(图7-1)。图7-1滚动轴承图7-2滑动轴承

7.1滚动轴承的结构、类型和应用特点1.滚动轴承的组成滚动轴承的结构如图7-3所示，它是由内圈1、外圈2、滚动体3和保持架4组成的。内圈装在轴径上，与轴一起转动。外圈装在机座的轴承孔内，一般不转动。内、外圈上设置有滚道，当内、外圈之间相对旋转时，滚动体沿着滚道滚动，保持架使滚动体均匀分布在滚道上，减少了滚动体之间的碰撞和磨损。滚动体的形状多种多样，常见的滚动体形状如图7-4所示，有球形滚子、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子等。图7-3滚动轴承的结构图7-4滚动体形状

2.滚动轴承的基本类型

1)按轴承所能承受载荷的方向或公称接触角的大小分类

(1)向心轴承：当公称接触角α = 0°时，称为径向接触轴承，主要承受径向载荷，有些可承受较小的轴向载荷。当公称接触角α = 0°～45°时，称为向心角接触轴承，可同时承受径向载荷和轴向载荷。

(2)推力轴承：当公称接触角α = 45°～90°时，称为推力角接触轴承，主要承受轴向载荷，可承受较小的径向载荷。当公称接触角α = 90°时，称为轴向接触轴承，只能承受轴向载荷。

如图7-5所示，α为滚动体与外圈接触点的法线与垂直于轴承轴心线的径向平面之间的夹角，称为滚动轴承的公称接触角。它的数值越大，轴承承受轴向载荷的能力越强，因此，它是滚动轴承的一个重要参数。图7-5轴承的公称接触角

2)按滚动体类型分类

滚动体为球体的轴承为球轴承。除了球轴承以外，其他的滚动轴承均为滚子轴承。

3)按轴承在工作中能否调心分类

调心轴承允许内圈对外圈的轴线偏位角大，非调心轴承则相对较小。

常用滚动轴承的类型和主要特性见表7.1。

3.滚动轴承的应用特点

滚动轴承具有摩擦阻力小，启动灵敏，效率高，可用预紧的方法提高轴承的支承刚度与旋转精度，润滑简便且具有互换性等优点。其主要缺点是抗冲击能力较差，高速时会出现噪声和轴承径向尺寸较大。

7.2滚动轴承代号

如图7-6所示，滚动轴承的代号由前置代号、基本代号和后置代号三部分组成。其中，基本代号是滚动轴承代号的核心；前置代号和后置代号只有在轴承的尺寸、技术要求等有所改变时才使用，一般情况下可部分或全部省略，故本内容只介绍基本代号。图7-6滚动轴承的代号示例

1.类型代号

基本代号中右起第五位数字或字母为类型代号，见表7.1。

2.尺寸系列代号

尺寸系列代号包括轴承的宽(高)度系列和直径系列代号。直径系列代号为右起第三位数字，表示同一内径不同的外径系列，见表7.2，用两位数字表示。宽(高)度系列代号为右起第四位数字，表示轴承的内径、外径相同，宽(高)度不同的系列，见表7.3。

3.内径代号

基本代号中右起第一、二位数字表示内径代号，用以表示轴承的内径，轴承内径代号与其内径对应关系见表7.4。

7.3滚动轴承的选择1.类型选择(1)当转速较高，载荷较小时选择球轴承；转速较低，载荷较大或有冲击载荷时，选择滚子轴承。(2)若以径向载荷为主，则选择深沟球轴承；若以轴向载荷为主，则选择推力轴承；当径向、轴向载荷相差不多时，选择角接触轴承。(3)当跨度较大，或难以保证轴承孔的同轴度时，可选择调心轴承。(4)为了便于安装或经常拆卸，可选用内、外圈能分离的圆锥滚子轴承。

2.尺寸选择

1)类比法选择

轴承内径根据轴颈直径选取，轴承外廓系列根据空间位置用类比法选取。这种方法较简便，适用于一般机械的轴承。

2)计算法选择

(1)对于低速轴承(n＜1 r/min)，其主要失效形式为塑性变形，适合于静强度计算，这种情况应用较少，本节不作介绍。

(2)对于一般转速的轴承(10 r/min < n < nlim)，其主要失效形式为疲劳点蚀，应该用寿命计算，设计公式如下：

设计公式的意义是所选轴承的基本额定动载荷C，应略大于工作所要求基本额定动载荷的计算值。

例7.1一鼓风机选用深沟球轴承，已知轴的直径d = 50 mm，转速n = 1450 r/min，轴承所受的径向载荷Fr = 1700 N，工作温度正常，要求轴承预期寿命为12 000 h，试选择轴承型号。

例7.2一水泵选用深沟球轴承，已知轴的直径d = 35 mm，转速n = 2900 r/min，轴承所受的径向载荷Fr = 2300 N，轴向载荷Fa = 540 N，工作温度正常，要求轴承预期寿命为5000 h，试选择轴承型号。

确定所需轴承基本额定动载荷为

因Cr = 25 500 N > 24 356 N，故轴承6207可用。

注：若试算结果不可用，则应把预选轴承型号进行调整，重新选择轴承型号，再进行计算。

7.4滚动轴承组合设计

1.轴承组合的轴向固定1)轴承内圈的轴向固定图7-7(a)为利用轴肩作单向固定，它能承受较大的轴向力；图7-7(b)为利用轴肩和轴用弹性挡圈作双向固定，挡圈能承受的轴向力较小；图7-7(c)为利用轴肩和轴端挡板作双向固定，挡板能承受中等的轴向力；图7-7(d)为利用轴肩和圆螺母，能受较大的轴向力。图7-7轴承内圈的轴向固定

2)轴承外圈的轴向固定

图7-8(a)为利用轴承盖作单向固定，能承受较大的轴向力；图7-8(b)为利用孔内凸肩和孔用弹性挡圈作双向固定，挡圈能承受的轴向力较小；图7-8(c)为利用孔内凸肩和轴承盖作双向固定，能承受较大的轴向力。图7-8轴承外圈的轴向固定

2.支承结构的基本形式

1)两端单向固定

如图7-9所示，考虑到轴受热伸长，对于深沟球轴承可在轴承盖与外圈端面之间留出热补偿间隙0.2～0.4 mm。间隙量的大小可用一组垫片来调整。这种支承结构简单，安装调整方便，它适用于工作温度变化不大的短轴。图7-9两端单向固定

2)一端双向固定，一端游动

如图7-10所示，双向固定端的轴承可承受双向轴向载荷，游动端的轴承端面与轴承盖之间留有较大的间隙(3～8 mm)，以适应轴的伸缩量。这种支承结构适用于轴的温度变化大且跨距较大的场合。图7-10一端双向固定，一端游动

3.滚动轴承的配合和装拆

1)滚动轴承的配合

滚动轴承是标准件，因此，轴承内圈与轴颈的配合采用基孔制，轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。为了防止轴颈与内圈在旋转时有相对运动，轴承内圈与轴颈一般选用m5、m6、n6、p6、r6、js6等较紧的配合。轴承外圈与座孔一般选用J7、K7、M7、H7等较松的配合。

2)滚动轴承的装拆

轴承的内圈与轴颈配合较紧，对于小尺寸的轴承，一般可用压力直接将轴承的内圈压入轴颈，如图7-11所示。图7-11轴承的装拆

4.提高支撑系统的刚度和同轴度

与轴承配合的轴和轴承支座孔应具有足够的刚度，为保证轴承支座孔的刚度，可采用加强筋和增加轴承座孔的厚度，如图7-12所示减速器箱体上加强筋。同一根轴上的轴承座孔应保证同心，应使两轴承座孔直径相同，以便加工时能一次定位镗孔，如减速器高速轴两端的轴孔。图7-12减速器外形任务八各种连接的选择与计算8.1键连接8.2

联轴器8.3其他连接简介

连接可以分为可拆连接和不可拆连接。可拆连接是指连接拆开时，不会损坏连接件和被连接件，如图8-1(a)所示的螺纹连接等。不可拆连接是指连接拆开时，会损坏连接件或被连接件，如铆接、焊接和黏接等。机械连接还可分为动连接和静连接。在机器工作时，被连接零件间可以有相对运动的称为动连接，如各种运动副、变速器中滑移齿轮的连接。反之，称为静连接，如图8-1(b)所示轴与零件的连接。图8-1连接示例

8.1键连接

8.1.1松键连接1.平键连接如图8-2(a)所示，这种平键连接结构简单，装拆方便，对中性好，应用较广泛。但它不能承受轴向力，故对轴上零件不能起到轴向固定作用。按用途不同，平键可以分为普通平键、导向平键和滑键三种。普通平键用于静连接，导向平键和滑键用于动连接。图8-2普通平键连接

(1)普通平键。普通平键应用最广。按键的端部形状可分为圆头(A型)、方头(B型)和单圆头(C型)三种，如图8-2(b)、(c)、(d)所示。平键连接和键槽尺寸见表8.1。

如图8-2(b)所示，采用圆头平键时，键在轴的键槽中固定良好，但轴上键槽端部的应力集中较大。采用方头平键时，键槽两端的应力集中较小，但键在轴上的轴向固定不好；当键的尺寸较大时，需用紧定螺钉将键压紧在轴上的键槽中(见图8-2(c))。单圆头平键常用于轴端与轮毂的连接(见图8-2(d))。

(2)导向平键。导向平键是一种较长的平键，用螺钉固定在轴槽中，为了便于拆装，在键上制有起键螺孔，见图8-3。键与轮毂采用间隙配合，轮毂可沿键做轴向滑移，常用于变速器中的滑移齿轮与轴的连接。图8-3导向平键连接

(3)滑键。当轴上滑移距离较大时(如台钻主轴与带轮的连接等)，因为当滑移距离较大时，用过长的平键，制造困难。滑键(见图8-4)固定在轮毂上，轮毂带动滑键在轴槽中做轴向移动，因而需要在轴上加工长的键槽。图8-4滑键连接

2.半圆键连接

如图8-5所示，半圆键用于静连接，它靠键的两个侧面传递转矩。键在轴槽中能绕其几何中心摆动，以适应轮毂槽由于加工误差所造成的斜度。半圆键连接的优点是轴槽的加工工艺性较好，装配方便；半圆键连接的缺点是轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，一般只宜用于轻载，尤其适用于锥形轴端的连接。图8-5半圆键连接

8.1.2紧键连接

1.楔键连接

楔键连接用于静连接，如图8-6所示。楔键的上表面和与它配合的轮毂槽底面均有1∶100的斜度。装配后，键的上、下表面与毂和轴上键槽的底面压紧，因此，键的上下表面为工作面，键的两侧面与键槽都留有间隙。工作时，靠键楔紧的摩擦力来传递转矩，同时还能承受单向轴向载荷。楔键由于装配楔键时破坏了轴与轮毂的对中性；另外，在冲击、振动和承受变载荷时易产生松动。因此楔键连接仅适用于对传动精度要求不高、低速和载荷平稳的场合。图8-6楔键连接

2.切向键连接

切向键是由一对普通楔键组成，如图8-7所示。装配后两键的斜面相互贴合，共同楔紧在轴毂和轴之间，键的上、下两平行窄面是工作面，依靠其与轴和轮毂的挤压传递单向转矩。当要传递双向转矩时，须用两对互成120°～130°的切向键。切向键连接主要用于对中要求不高，轴径大于100 mm而载荷很大的重型机械。图8-7切向键连接

8.1.3平键连接的选用和强度计算

1.键类型的选择

选择键的类型时应考虑的因素有：对中性要求；传递转矩的大小；轮毂是否需要沿轴向滑移及滑移距离的大小；键在轴的中部或端部等。

2.键尺寸的选择

平键的主要尺寸为键宽b、键高h和键长L。设计时，根据轴的直径从标准中(见表8.1)选取平键的宽度b和高度h；键长L略短于轮毂的宽度(一般比轮毂宽度短5～10 mm)，并须符合标准中规定的长度系列。

3.平键的强度校核

平键连接工件时的受力情况如图8-8所示，键受到剪切和挤压的作用。实践证明，标准平键连接，其主要失效形式是键、轴和轮毂中强度较弱的工作表面被压溃(对静连接)或磨损(对动连接)。因此，通常只需校核挤压强度(对静连接)或压强(对动连接)即可。图8-8平键连接的受力分析

设载荷沿键长均匀分布，则挤压强度条件为

式中，l为平键的轴向工作长度：A型l = L - b，B型l = L，C型l = L - b/2；T为轴上传递的转矩(N·mm)；d为轴的直径(mm)；h为键的高度(mm)；[σp]为键、轴和轮毂中挤压强度最低的材料的许用应力(MPa)，见表8.2。

如校核结果连接的强度不够，则可采取以下措施：

(1)适当增加轮毂和键的长度，但键长不宜超过2.5d。

(2)用两个键按相隔180°布置，考虑到载荷在两个键上分布的不均匀性，在进行强度计算时，只按1.5个键计算。

例8.1已知齿轮减速器输出轴与齿轮之间键连接，传递的转矩T = 700 N·m，轴的直径d = 60 mm，轮毂宽B = 85 mm，载荷有轻微冲击，齿轮材料为铸钢。试设计该键连接。

解(1)类型选择：为保证齿轮传动啮合良好，要求轴毂对中性好，故选用A型普通平键。

(2)尺寸选择：按轴径d = 60 mm，查表8.1选择键的尺寸b × h = 18 × 11；根据轮毂宽B = 85 mm，取键长L = 80 mm。

(3)强度校核：查表8.2得[σp] = 100～120 MPa。

故所选键连接的强度足够。

标记为：键18 × 80GB/T1096—2003。

8.2联轴器

8.2.1联轴器的分类联轴器所连接的两轴，由于制造和安装误差以及承载后变形、受热变形和基础下沉等一系列原因，都可能使两轴的轴线不重合而产生某种形式的相对位移，如图8-9所示。这就要求联轴器在结构上具有补偿轴线一定位移量的能力。图8-9轴的偏移

8.2.2常用联轴器的结构、特点及其应用

1.套筒联轴器

套筒联轴器是用一个套筒，通过键或销等零件使两轴相连接，如图8-10所示。图8-10套筒联轴器

2.凸缘联轴器

凸缘联轴器由两个带有凸缘的半联轴器用键及连接螺栓组成。它有两种对中方法：一种是用一个半联轴器上的凸肩与另一个半联轴器上的凹槽相嵌合而对中，见图8-11(a)；另一种是用铰制孔用螺栓对中，见图8-11(b)。前一种方法对中精度高。当要求两轴分离时，后者只要卸下螺栓即可，不用移轴，因此装卸比前者简便。其规格尺寸可按附表四查取。图8-11凸缘联轴器

3.弹性套柱销联轴器

这种联轴器的构造与凸缘联轴器相似，不同之处是用带有弹性套的柱销代替了连接螺栓，如图8-12所示。弹性套柱销联轴器已经标准化了，其规格尺寸可按附表五查取。图8-12弹性套柱销联轴器

4.弹性柱销联轴器

弹性柱销联轴器的结构(见图8-13)与弹性套柱销联轴器相似，差别主要在于用尼龙销代替了橡胶套柱销，它利用弹性柱销将两个半联轴器连接起来，使其传递转矩的能力增大。为防止柱销滑出，两侧装有挡板。柱销的材料用尼龙6，也可用酚醛布棒等其他材料制造。其规格尺寸可按附表六查取。图8-13弹性柱销联轴器

8.2.3联轴器的选用

联轴器大多已标准化，其主要性能参数为：额定转矩T、许用转矩[T]、许用转速[n]、位移补偿量和被连接轴的直径范围等。选用联轴器时，通常先根据使用要求和工作条件确定合适的类型，再按转矩(Tc≤[T])、轴径和转速(n≤[n])选择联轴器的型号，必要时应校核其薄弱件的承载能力。

考虑工作机启动、制动、变速时的惯性力和冲击载荷等因素，应按计算转矩Tc选择联轴器。计算转矩Tc和工作转矩T之间的关系为

式中，K为工况系数，见表8.3；T为额定转矩。

例8.2一电动机与油泵之间由联轴器相联，外载荷有中等冲击，已知电动机功率P = 17 kW，转速n = 1460 r/min，轴径d = 42 mm，油泵轴径d = 45 mm。试选择此联轴器。

8.3其他连接简介

8.3.1螺纹连接1.螺纹连接的基本类型、结构尺寸及应用(1)螺栓连接。螺栓连接有普通螺栓连接(图8-14(a))和铰制孔螺栓连接(图8-14(b))两种，用于被连接件能够做成通孔，且能够在被连接件两边装配的场合，无需在被连接件上切制螺纹。(2)双头螺栓连接。如图8-15所示，当被连接件之一较厚而不宜制成通孔又需经常拆卸时，可采用双头螺柱连接。图8-14螺栓连接图8-15双头螺柱连接

(3)螺钉连接。如图8-16所示，这种连接的特点是不用螺母，其用途和双头螺柱连接相似，多用于不需经常拆卸的场合。图8-16螺钉连接

(4)紧定螺钉连接。如图8-17所示，固定两个零件的相对位置并传递不大的力或扭矩。图8-17紧定螺钉连接

2.螺纹连接件

图8-18所示为六角头螺栓和六角头铰制孔用螺栓，图8-19所示为双头螺柱，图8-20所示为各种螺钉，图8-21所示为紧定螺钉头部和末端形状，图8-22所示为各种六角螺母和圆螺母。图8-18螺栓图8-19双头螺柱图8-