6012轴承配什么轴承座

『壹』 轴承座与轴承的配合

轴承外径的公差一般h7，然后根据你的配合情况，间隙配合就选H7或H8，过渡配合选JS7或JS6

『贰』 滚动轴承6012 GB/T 276-94什么意思

6012为轴承型号
GB/T 276-94为这个轴承制作时执行的标准
GB-T 276-94 滚动轴承 深沟球轴承外形尺寸

『叁』 轴承和轴承座如何选择急急...求高手指点指点。

1、轴承型号的选择：轴承型号一般是由用户的技术人员根据配套产品的使用条件及承受负荷对轴承进行选择。业务人员主要了解用户的实际负荷是否与所选轴承相符合，如果轴承达不到使用要求，应尽快建议客户改选型号，但除非特殊产品在选择型号上一般不会有什么问题。
2、轴承游隙的选择：用户在购买轴承时一般只会告知在什么型号、等级，很少会对轴承的游隙提出要求，业务人员必须问清轴承的使用条件、其中轴承的转速、温度、配合公差都直接关系到轴承游隙的选择。一般在3500转/分以下转速的电机大多采用CM游隙，如高温高速电机则要求采用相对较大的游隙。轴承游隙在装配后会因为内孔的涨大及外圆的缩小而导致减少，游隙的减少量=过盈量×60%（轴承室是铝的除外）。比如轴承装配前游隙是0.01mm，装配时过盈量为 0.01mm，则轴承装配后的游隙为0.004mm。在理论上轴承在零游隙时噪音和寿命都达到最佳的状态，但在实际运转中考虑到温升等问题，轴承在装配后游隙为0.002mm-0.004mm较好。
3、油脂的选择：油脂的选择一般是根据轴承的转速、耐温情况、噪音要求及起动力矩等方面进行选择，要求业务人员对各种油脂的性能很了解。
4、轴承密封型式的选择：轴承的润滑可分为油润滑和脂润滑。油润滑轴承一般是选用形式轴承，脂润滑轴承一般选用防尘盖或橡胶密封件密封。防尘盖适用于高温或使用环境好的部位，密封件分接触式密封和非接触式密封两种，接触式密封防尘性能好但起动力矩大，非接式密封起动力矩小，但密封性能没有接触式好。人本轴承目前在汽车电机轴承、家电电机轴承、摩托车轴承、保健电机轴承等行业进行了专业化的制造，使轴承的噪音和寿命达到最佳状态。
带座外球面轴承分为轴承座和轴承，其实外球面轴承就是深沟球轴承（即是6000型）的一个变形，就是为了更好的与轴承座配合而设计的。
建议楼主，直接选用带座外球面轴承。

『肆』 6012轴承配什么型号轴承座

初选轴承
1轴选轴承为6008
2轴选轴承为6009
3轴选轴承为6012
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。
（2）各轴段长度的确定
轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。
于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。
（4）.轴上倒角与圆角
为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。
5.轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图。
（2） 计算支座反力。
Ft=2T1/d1=
Fr=Fttg20。=3784
FQ=1588N
在水平面上
FR1H=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
（3） 画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右侧
M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图
转矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判断危险截面
显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。
7.轴的弯扭合成强度校核
由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左侧
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面处合成弯矩Mb:
=174 N?m
=27
8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则
弯曲应力
应力幅
平均应力
切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数 =1.3～1.5,显然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右侧
抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故弯曲应力

切应力

由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则

显然S> ,故b-b截面右侧安全。
（3）b-b截面左侧
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。
弯曲应力

切应力

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则

显然S> ,故b-b截面左侧安全。

『伍』 滚动轴承里轴承内圈与轴颈、轴承外圈与轴承座孔是如何配合的

滚动轴承的配合是指轴承内圈与轴颈、轴承外圈与轴承座孔的配合。由于滚动轴承是标准件，故内圈与轴颈的配合采用基孔制，外圈与轴承座孔的配合采用基轴制。配合的松紧程度根据轴承工作载荷的大小、性质、转速高低等确定。

转速高、载荷大、冲击振动比较严重时应选用较紧的配合，旋转精度要求高的轴承配合也要紧一些；游动支承和需经常拆卸的轴承，则应配合松一些。对于一般机械，轴与内圈的配合常选用m6、k6、js6等，外圈与轴承座孔的配合常选用J7、H7、G7等。

由于滚动轴承内径的公差带在零线以下，因此，内圈与轴的配合比圆柱公差标准中规定的基孔制同类配合要紧些。如圆柱公差标准中H7／k6、H7／m6均为过渡配合，而在轴承内圈与轴的配合中就成了过盈配合。

(5)6012轴承配什么轴承座扩展阅读：

滚动轴承优点

1、摩擦阻力小，功率消耗小，机械效率高，易起动；

2、尺寸标准化，具有互换性，便于安装拆卸，维修方便；

3、结构紧凑，重量轻，轴向尺寸更为缩小；

4、精度高，负载大，磨损小，使用寿命长；

5、部分轴承具有自动调心的性能；

6、适用于大批量生产，质量稳定可靠，生产效率高；

7、传动摩擦力矩比流体动压轴承低得多，因此摩擦温升与功耗较低；

8、起动摩擦力矩仅略高于转动摩擦力矩；

9、轴承变形对载荷变化的敏感性小于流体动压轴承；

10、只需要少量的润滑剂便能正常运行，运行时能够长时间提供润滑剂；

11、轴向尺寸小于传统流体动压轴承；

12、可以同时承受径向和推力组合载荷；

13、在很大的载荷-速度范围内，独特的设计可以获得优良的性能；

14、轴承性能对载荷、速度和运行速度的波动相对不敏感。

参考资料来源：

网络-滚动轴承

网络-轴承套圈

『陆』 设计一用于带式运输机上的单级直齿圆柱齿轮减速器的设计任务书 带图的

械设计课程设计任务书

班 级 姓 名

设计题目：带式运输机传动装置设计

布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ）

传动简图

原始数据：

数据编号 1 2 3 4 5 6

运输带工作拉力F/N 800 850 900 950 1100 1150

运输带工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6

卷筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260

工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘。

使用期限：10 年

生产批量：10 套

动力来源：三相交流电（220V/380V ）

运输带速度允许误差：±5% 。
提问者： 浪人5 - 试用期 一级 其他回答 共 1 条
这个是我好不容易才找到的，一个东东啊，你可以自己看看啊，就差不多能自己理解了。。。给我你的邮箱发给你啊！我的是[email protected]

目 录
设计任务书…………………………………………………2
第一部分 传动装置总体设计……………………………4
第二部分 V带设计………………………………………6
第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9
第四部分 轴的设计………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及数据………………………………21

设 计 任 务 书

一、 课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：
数据编号 3 5 7 10
运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620
运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9
卷筒直径D/mm 320 380 320 360

工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为 。
二、 课程设计内容
1）传动装置的总体设计。
2）传动件及支承的设计计算。
3）减速器装配图及零件工作图。
4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：
1） 部件装配图一张（A1）。
2） 零件工作图两张（A3）
3） 设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：
第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。
运输机带速V/(m/s) 0.8 。
卷筒直径D/mm 320 。

已给方案：外传动机构为V带传动。
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分 传动装置总体设计

一、 传动方案（已给定）
1） 外传动为V带传动。
2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
3） 方案简图如下：
二、该方案的优缺点：
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流 异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
计 算 与 说 明 结果
三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）
工作机所需功率： =0.96 (见课设P9)

传动装置总效率： （见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功率： （见课设式2-1）
取
选择电动机为Y132M1-6 m型 （见课设表19-1）
技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960
额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 2.0
Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表19-3）
A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235
四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1、 总传动比： （见课设式2-6）

2、 各级传动比分配： （见课设式2-7）

初定

第二部分 V带设计

外传动带选为 普通V带传动
1、 确定计算功率：
1）、由表5-9查得工作情况系数
2）、由式5-23（机设）
2、选择V带型号
查图5-12a(机设)选A型V带。
3.确定带轮直径
（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径
（电机中心高符合要求）
（2）、验算带速 由式5-7（机设）

（3）、从动带轮直径

查表5-4（机设） 取
（4）、传动比 i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距 和带长
（1）、按式（5-23机设）初选中心距

取
（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

5.验算小带轮包角α1
由式(5-11机设)

6.确定V带根数Z
(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数
(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03
(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

取Z=5根
7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表5-5机设查得
8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图
小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分 各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89
2.设计计算。
（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取标准模数：m=2mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34
则Z2=Z1i=34×3.7=104
2.设计计算。
（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm
由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N由式（7-3）计算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取标准模数：m=2.5mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1＋z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
3.校核齿根弯曲疲劳强度
由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2
低速级 z1=34 z2=104 m=2.5

第四部分 轴的设计
高速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
D1min=
D2min=
D3min=
3.初选轴承
1轴选轴承为6008
2轴选轴承为6009
3轴选轴承为6012
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。
（2）各轴段长度的确定
轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。
于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。
（4）.轴上倒角与圆角
为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。
5.轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图。
（2） 计算支座反力。
Ft=2T1/d1=
Fr=Fttg20。=3784
FQ=1588N
在水平面上
FR1H=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
（3） 画弯矩图
在水平面上，a-a剖面左侧
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右侧
M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图
转矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判断危险截面
显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。
7.轴的弯扭合成强度校核
由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左侧
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面处合成弯矩Mb:
=174 N?m
=27
8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则
弯曲应力
应力幅
平均应力
切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数 =1.3～1.5,显然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右侧
抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故弯曲应力

切应力

由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则

显然S> ,故b-b截面右侧安全。
（3）b-b截面左侧
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。
弯曲应力

切应力

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则

显然S> ,故b-b截面左侧安全。

第五部分 校 核
高速轴轴承

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN
1） FA/COr=0
2） 计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 验算6008的寿命

验算右边轴承

键的校核
键1 10×8 L=80 GB1096-79
则强度条件为

查表许用挤压应力
所以键的强度足够
键2 12×8 L=63 GB1096-79
则强度条件为

查表许用挤压应力
所以键的强度足够

联轴器的选择
联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84
减速器的润滑
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。
2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分 主要尺寸及数据
箱体尺寸:
箱体壁厚
箱盖壁厚
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=15mm
箱座底凸缘厚度b2=25mm
地脚螺栓直径df=M16
地脚螺栓数目n=4
轴承旁联接螺栓直径d1=M12
联接螺栓d2的间距l=150mm
轴承端盖螺钉直径d3=M8
定位销直径d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm
轴承旁凸台半径R1=11mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm
齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm
箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm
轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3
以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21
传动比
原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各轴的输入功率
P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42
P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20
P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00
P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90
各轴的输入转矩
T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65
T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68
T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25
T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26
轴号 功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η
电机轴 5.5 2.0 960 1 1
1 5.42 128.65 384 2.5 0.94
2 5.20 323.68 148 2.62 0.96
3 5.00 954.25 48 3.07 0.96
工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98

齿轮的结构尺寸
两小齿轮采用实心结构
两大齿轮采用复板式结构
齿轮z1尺寸
z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75
d1=68
ha=ha*m=1×2=2mm
hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
da=d1＋2ha=68+2×2=72mm
df=d1－2hf=68－2×2.5=63
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
齿轮z2的尺寸
由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49
ha=ha*m=1×2=2mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
hf=(1＋0.5)×2=2.5mm
da=d2＋2ha=178＋2×2=182
df=d1－2hf=178－2×2.5=173
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
DT≈
D3≈1.6D4=1.6×49=78.4
D0≈da-10mn=182-10×2=162
D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20
R=5 c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸
由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.125=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125
da=d3+2ha=85+2×2.5=90
df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625
齿轮4寸
由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.25=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125
da=d4+2ha=260+2×2.5=265
df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
c=c*m=0.25×2.5=0.625
D0≈da-10m=260-10×2.5=235
D3≈1.6×64=102.4

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15
r=5 c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：
《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社
《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编
第3版 机械工业出版社
《机械设计手册》
设计心得
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

『柒』 急!请问深沟球轴承配用那类轴承座在线等 谢谢~

一、15系列、和16系列轴承座。（最普通的铸铁轴承座）
例：6207轴承，配用轴承座：1507.（2系列外径的轴承配15系列的轴承座）
例：6312轴承，配用轴承座：1612（3系列外径的轴承配16系列的轴承座）
另外：例6207轴承和6306轴承外径尺寸是相同的，所以说：6207轴承也可以使用6306轴承的配用轴承座（1606）
二、大载荷重型轴承座（尽量不要用深沟球轴承）SN系列，SD系列
2系列外径对应SN2或SN5系列的轴承座
3系列外径对应SN6或SD6系列轴承座
三、铝合金整体铸件：座孔需要和轴承的外圈配合，需要有一定的过盈量，不建议松配合。
四、带座外球面轴承（UC系列）内孔是上公差，加工轴时需根据情况确定轴的公差范围。
备注：（1）采购轴承时需根据轴承的内孔大小、是否穿孔，确定轴承座的开口大小。
（2）深沟球轴承不适合用于有挠曲的长轴的轴端。

『捌』 轴承座和轴承对照表是什么

轴承座和轴承对照表是：

(8)6012轴承配什么轴承座扩展阅读：

按轴承座的形状分类：

外球面带座轴承，也称轴承单元（SKF的说法）。不带轴承的时候就叫外球面轴承座。1.1.1.1外球面轴承座其根据轴承的系列分为200系列。500系列。300系列。600系列。XOO系列。

外球面轴承座按形状分为立式座（P座），方形座（F座），菱形座（FL座），圆形座（C座），凸台圆形座（FC座），凸台方形座（FS座），暗孔座（PA座），吊式座（FA座）。

整体式（即非分离式）立式轴承座组座，带螺丝紧固的轴承箱盖。这些立式轴承座组座最初是作为轻轨道卡车的轴箱开发的，但也可用于传统的立式轴承座组。非分离式立式轴承座组座比分离式轴承座刚性高，有些可承受更重的载荷。外球面轴承座也属于整体式座。