6012軸承配什麼軸承座

『壹』 軸承座與軸承的配合

軸承外徑的公差一般h7，然後根據你的配合情況，間隙配合就選H7或H8，過渡配合選JS7或JS6

『貳』 滾動軸承6012 GB/T 276-94什麼意思

6012為軸承型號
GB/T 276-94為這個軸承製作時執行的標准
GB-T 276-94 滾動軸承 深溝球軸承外形尺寸

『叄』 軸承和軸承座如何選擇急急...求高手指點指點。

1、軸承型號的選擇：軸承型號一般是由用戶的技術人員根據配套產品的使用條件及承受負荷對軸承進行選擇。業務人員主要了解用戶的實際負荷是否與所選軸承相符合，如果軸承達不到使用要求，應盡快建議客戶改選型號，但除非特殊產品在選擇型號上一般不會有什麼問題。
2、軸承游隙的選擇：用戶在購買軸承時一般只會告知在什麼型號、等級，很少會對軸承的游隙提出要求，業務人員必須問清軸承的使用條件、其中軸承的轉速、溫度、配合公差都直接關繫到軸承游隙的選擇。一般在3500轉/分以下轉速的電機大多採用CM游隙，如高溫高速電機則要求採用相對較大的游隙。軸承游隙在裝配後會因為內孔的漲大及外圓的縮小而導致減少，游隙的減少量=過盈量×60%（軸承室是鋁的除外）。比如軸承裝配前游隙是0.01mm，裝配時過盈量為 0.01mm，則軸承裝配後的游隙為0.004mm。在理論上軸承在零游隙時噪音和壽命都達到最佳的狀態，但在實際運轉中考慮到溫升等問題，軸承在裝配後游隙為0.002mm-0.004mm較好。
3、油脂的選擇：油脂的選擇一般是根據軸承的轉速、耐溫情況、噪音要求及起動力矩等方面進行選擇，要求業務人員對各種油脂的性能很了解。
4、軸承密封型式的選擇：軸承的潤滑可分為油潤滑和脂潤滑。油潤滑軸承一般是選用形式軸承，脂潤滑軸承一般選用防塵蓋或橡膠密封件密封。防塵蓋適用於高溫或使用環境好的部位，密封件分接觸式密封和非接觸式密封兩種，接觸式密封防塵性能好但起動力矩大，非接式密封起動力矩小，但密封性能沒有接觸式好。人本軸承目前在汽車電機軸承、家電電機軸承、摩托車軸承、保健電機軸承等行業進行了專業化的製造，使軸承的噪音和壽命達到最佳狀態。
帶座外球面軸承分為軸承座和軸承，其實外球面軸承就是深溝球軸承（即是6000型）的一個變形，就是為了更好的與軸承座配合而設計的。
建議樓主，直接選用帶座外球面軸承。

『肆』 6012軸承配什麼型號軸承座

初選軸承
1軸選軸承為6008
2軸選軸承為6009
3軸選軸承為6012
根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.結構設計(現只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示.
(1).各軸直徑的確定
初估軸徑後,即可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，為了便於安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。
（2）各軸段長度的確定
軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l4，l6是在確定其它段長度和箱體內壁寬後確定的。
於是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.軸上零件的周向固定
為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均採用A型普通平鍵聯接，分別為16*63 GB1096-1979及鍵10*80 GB1096-1979。
（4）.軸上倒角與圓角
為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標准GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。。
5.軸的受力分析
（1） 畫軸的受力簡圖。
（2） 計算支座反力。
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） 畫彎矩圖
在水平面上，a-a剖面左側
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右側
M』Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M』AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成彎矩，a-a剖面左側

a-a剖面右側

畫轉矩圖
轉矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判斷危險截面
顯然，如圖所示，a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故a-a截面左側和b-b截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。
7.軸的彎扭合成強度校核
由表10-1查得

(1)a-a剖面左側
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左側
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面處合成彎矩Mb:
=174 N?m
=27
8.軸的安全系數校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左側
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得絕對尺寸系數 ;軸經磨削加工, 由附表10-5查得質量系數 .則
彎曲應力
應力幅
平均應力
切應力

安全系數

查表10-6得許用安全系數 =1.3～1.5,顯然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右側
抗彎截面系數 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故彎曲應力

切應力

由附表10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數 。 則

顯然S> ,故b-b截面右側安全。
（3）b-b截面左側
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右側的彎矩、扭矩相同。
彎曲應力

切應力

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中系數 。由附表10-4查得絕對尺寸系數 。又 。則

顯然S> ,故b-b截面左側安全。

『伍』 滾動軸承里軸承內圈與軸頸、軸承外圈與軸承座孔是如何配合的

滾動軸承的配合是指軸承內圈與軸頸、軸承外圈與軸承座孔的配合。由於滾動軸承是標准件，故內圈與軸頸的配合採用基孔制，外圈與軸承座孔的配合採用基軸制。配合的松緊程度根據軸承工作載荷的大小、性質、轉速高低等確定。

轉速高、載荷大、沖擊振動比較嚴重時應選用較緊的配合，旋轉精度要求高的軸承配合也要緊一些；游動支承和需經常拆卸的軸承，則應配合松一些。對於一般機械，軸與內圈的配合常選用m6、k6、js6等，外圈與軸承座孔的配合常選用J7、H7、G7等。

由於滾動軸承內徑的公差帶在零線以下，因此，內圈與軸的配合比圓柱公差標准中規定的基孔制同類配合要緊些。如圓柱公差標准中H7／k6、H7／m6均為過渡配合，而在軸承內圈與軸的配合中就成了過盈配合。

(5)6012軸承配什麼軸承座擴展閱讀：

滾動軸承優點

1、摩擦阻力小，功率消耗小，機械效率高，易起動；

2、尺寸標准化，具有互換性，便於安裝拆卸，維修方便；

3、結構緊湊，重量輕，軸向尺寸更為縮小；

4、精度高，負載大，磨損小，使用壽命長；

5、部分軸承具有自動調心的性能；

6、適用於大批量生產，質量穩定可靠，生產效率高；

7、傳動摩擦力矩比流體動壓軸承低得多，因此摩擦溫升與功耗較低；

8、起動摩擦力矩僅略高於轉動摩擦力矩；

9、軸承變形對載荷變化的敏感性小於流體動壓軸承；

10、只需要少量的潤滑劑便能正常運行，運行時能夠長時間提供潤滑劑；

11、軸向尺寸小於傳統流體動壓軸承；

12、可以同時承受徑向和推力組合載荷；

13、在很大的載荷-速度范圍內，獨特的設計可以獲得優良的性能；

14、軸承性能對載荷、速度和運行速度的波動相對不敏感。

參考資料來源：

網路-滾動軸承

網路-軸承套圈

『陸』 設計一用於帶式運輸機上的單級直齒圓柱齒輪減速器的設計任務書 帶圖的

械設計課程設計任務書

班 級 姓 名

設計題目：帶式運輸機傳動裝置設計

布置形式：設計用於帶式運輸機的一級直齒圓柱齒輪減速器（Ⅰ）

傳動簡圖

原始數據：

數據編號 1 2 3 4 5 6

運輸帶工作拉力F/N 800 850 900 950 1100 1150

運輸帶工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6

捲筒直徑D/mm 250 260 270 240 250 260

工作條件：一班制，連續單向運轉。載荷平穩,室內工作,有粉塵。

使用期限：10 年

生產批量：10 套

動力來源：三相交流電（220V/380V ）

運輸帶速度允許誤差：±5% 。
提問者： 浪人5 - 試用期 一級 其他回答 共 1 條
這個是我好不容易才找到的，一個東東啊，你可以自己看看啊，就差不多能自己理解了。。。給我你的郵箱發給你啊！我的是[email protected]

目 錄
設計任務書…………………………………………………2
第一部分 傳動裝置總體設計……………………………4
第二部分 V帶設計………………………………………6
第三部分 各齒輪的設計計算……………………………9
第四部分 軸的設計………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及數據………………………………21

設 計 任 務 書

一、 課程設計題目：
設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）

原始數據：
數據編號 3 5 7 10
運輸機工作轉矩T/(N.m) 690 630 760 620
運輸機帶速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9
捲筒直徑D/mm 320 380 320 360

工作條件：
連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為 。
二、 課程設計內容
1）傳動裝置的總體設計。
2）傳動件及支承的設計計算。
3）減速器裝配圖及零件工作圖。
4）設計計算說明書編寫。

每個學生應完成：
1） 部件裝配圖一張（A1）。
2） 零件工作圖兩張（A3）
3） 設計說明書一份（6000~8000字）。

本組設計數據：
第三組數據：運輸機工作軸轉矩T/(N.m) 690 。
運輸機帶速V/(m/s) 0.8 。
捲筒直徑D/mm 320 。

已給方案：外傳動機構為V帶傳動。
減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。

第一部分 傳動裝置總體設計

一、 傳動方案（已給定）
1） 外傳動為V帶傳動。
2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。
3） 方案簡圖如下：
二、該方案的優缺點：
該工作機有輕微振動，由於V帶有緩沖吸振能力，採用V帶傳動能減小振動帶來的影響，並且該工作機屬於小功率、載荷變化不大，可以採用V帶這種簡單的結構，並且價格便宜，標准化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對於軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流 非同步電動機。
總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。
計 算 與 說 明 結果
三、原動機選擇（Y系列三相交流非同步電動機）
工作機所需功率： =0.96 (見課設P9)

傳動裝置總效率： （見課設式2-4）

（見課設表12-8）

電動機的輸出功率： （見課設式2-1）
取
選擇電動機為Y132M1-6 m型 （見課設表19-1）
技術數據：額定功率（ ） 4 滿載轉矩（ ） 960
額定轉矩（ ） 2.0 最大轉矩（ ） 2.0
Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm）： （見課設表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、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配
1、 總傳動比： （見課設式2-6）

2、 各級傳動比分配： （見課設式2-7）

初定

第二部分 V帶設計

外傳動帶選為 普通V帶傳動
1、 確定計算功率：
1）、由表5-9查得工作情況系數
2）、由式5-23（機設）
2、選擇V帶型號
查圖5-12a(機設)選A型V帶。
3.確定帶輪直徑
（1）、參考圖5-12a（機設）及表5-3（機設）選取小帶輪直徑
（電機中心高符合要求）
（2）、驗算帶速 由式5-7（機設）

（3）、從動帶輪直徑

查表5-4（機設） 取
（4）、傳動比 i

（5）、從動輪轉速

4.確定中心距 和帶長
（1）、按式（5-23機設）初選中心距

取
（2）、按式(5-24機設)求帶的計算基礎准長度L0

查圖.5-7(機設)取帶的基準長度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25機設)計算中心距:a

(4)、按式（5-26機設）確定中心距調整范圍

5.驗算小帶輪包角α1
由式(5-11機設)

6.確定V帶根數Z
(1)、由表（5-7機設）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min時，單根V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw，用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。

(2)、由表（5-10機設）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12機設）查得包角系數
(4)、由表(5-13機設)查得長度系數KL=1.03
(5)、計算V帶根數Z，由式（5-28機設）

取Z=5根
7．計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設。

q由表5-5機設查得
8．計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設）得

9．確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖
小帶輪基準直徑dd1=112mm採用實心式結構。大帶輪基準直徑dd2=280mm，採用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。

第三部分 各齒輪的設計計算

一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）
1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都採用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=34×2.62=89
2.設計計算。
（1）設計准則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm
由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為
бHILim=580 бHILin=560
由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極限應力
бHILim=230 бHILin=210
應力循環次數N由式（7-3）計算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力

將有關值代入式(7-9)得

則V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查圖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.則KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取標准模數：m=2mm
(3) 計算幾何尺寸
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.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.

二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）
1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都採用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取Z1=34
則Z2=Z1i=34×3.7=104
2.設計計算。
（1） 設計准則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm
由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為
бHILim=580 бHILin=560
由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力
бHILim=230 бHILin=210
應力循環次數N由式（7-3）計算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力

將有關值代入式(7-9)得

則V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查圖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.則KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取標准模數：m=2.5mm
(3) 計算幾何尺寸
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.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.

總結：高速級 z1=34 z2=89 m=2
低速級 z1=34 z2=104 m=2.5

第四部分 軸的設計
高速軸的設計
1.選擇軸的材料及熱處理
由於減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.
2.初估軸徑
按扭矩初估軸的直徑,查表10-2,得c=106至117,考慮到安裝聯軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則:
D1min=
D2min=
D3min=
3.初選軸承
1軸選軸承為6008
2軸選軸承為6009
3軸選軸承為6012
根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.結構設計(現只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示.
(1).各軸直徑的確定
初估軸徑後,即可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，為了便於安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。
（2）各軸段長度的確定
軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l4，l6是在確定其它段長度和箱體內壁寬後確定的。
於是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.軸上零件的周向固定
為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均採用A型普通平鍵聯接，分別為16*63 GB1096-1979及鍵10*80 GB1096-1979。
（4）.軸上倒角與圓角
為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標准GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。。
5.軸的受力分析
（1） 畫軸的受力簡圖。
（2） 計算支座反力。
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） 畫彎矩圖
在水平面上，a-a剖面左側
MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m
a-a剖面右側
M』Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m
在垂直面上
MAv=M』AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m
合成彎矩，a-a剖面左側

a-a剖面右側

畫轉矩圖
轉矩 3784×（68/2）=128.7N?m
6.判斷危險截面
顯然，如圖所示，a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故a-a截面左側和b-b截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。
7.軸的彎扭合成強度校核
由表10-1查得

(1)a-a剖面左側
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左側
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面處合成彎矩Mb:
=174 N?m
=27
8.軸的安全系數校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左側
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得 由附表10-4查得絕對尺寸系數 ;軸經磨削加工, 由附表10-5查得質量系數 .則
彎曲應力
應力幅
平均應力
切應力

安全系數

查表10-6得許用安全系數 =1.3～1.5,顯然S> ,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右側
抗彎截面系數 3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N?m,故彎曲應力

切應力

由附表10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數 。 則

顯然S> ,故b-b截面右側安全。
（3）b-b截面左側
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右側的彎矩、扭矩相同。
彎曲應力

切應力

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中系數 。由附表10-4查得絕對尺寸系數 。又 。則

顯然S> ,故b-b截面左側安全。

第五部分 校 核
高速軸軸承

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

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN
1） FA/COr=0
2） 計算當量動載荷

查表得fP=1.2徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y為X=1，Y=0
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 驗算6008的壽命

驗算右邊軸承

鍵的校核
鍵1 10×8 L=80 GB1096-79
則強度條件為

查表許用擠壓應力
所以鍵的強度足夠
鍵2 12×8 L=63 GB1096-79
則強度條件為

查表許用擠壓應力
所以鍵的強度足夠

聯軸器的選擇
聯軸器選擇為TL8型彈性聯軸器 GB4323-84
減速器的潤滑
1.齒輪的潤滑
因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。
高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小於10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小於10mm），1/6齒輪。
2．滾動軸承的潤滑
因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以採用飛濺潤滑，

第六部分 主要尺寸及數據
箱體尺寸:
箱體壁厚
箱蓋壁厚
箱座凸緣厚度b=15mm
箱蓋凸緣厚度b1=15mm
箱座底凸緣厚度b2=25mm
地腳螺栓直徑df=M16
地腳螺栓數目n=4
軸承旁聯接螺栓直徑d1=M12
聯接螺栓d2的間距l=150mm
軸承端蓋螺釘直徑d3=M8
定位銷直徑d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11 mm
軸承旁凸台半徑R1=11mm
凸台高度根據低速軸承座外半徑確定
外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm
大齒輪頂圓與內箱壁距離△1=10mm
齒輪端面與內箱壁距離△2=10mm
箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm
軸承端蓋外徑D2 ：凸緣式端蓋：D+（5～5.5）d3
以上尺寸參考機械設計課程設計P17～P21
傳動比
原始分配傳動比為：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正後 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各軸新的轉速為 ：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各軸的輸入功率
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
各軸的輸入轉矩
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
軸號 功率p 轉矩T 轉速n 傳動比i 效率η
電機軸 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
工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98

齒輪的結構尺寸
兩小齒輪採用實心結構
兩大齒輪採用復板式結構
齒輪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
齒輪z2的尺寸
由軸可 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

齒輪3尺寸
由軸可得, 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
齒輪4寸
由軸可得 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

參考文獻：
《機械設計》徐錦康 主編 機械工業出版社
《機械設計課程設計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編
第3版 機械工業出版社
《機械設計手冊》
設計心得
機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環節通過了3周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。
由於在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現這樣那樣的問題，如：在選擇計算標准件是可能會出現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠准
在設計的過程中，培養了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今後的學習過程中我們會更加努力和團結。
由於本次設計是分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之後，我想會對以後自己獨立設計打下一個良好的基礎。

『柒』 急!請問深溝球軸承配用那類軸承座在線等 謝謝~

一、15系列、和16系列軸承座。（最普通的鑄鐵軸承座）
例：6207軸承，配用軸承座：1507.（2系列外徑的軸承配15系列的軸承座）
例：6312軸承，配用軸承座：1612（3系列外徑的軸承配16系列的軸承座）
另外：例6207軸承和6306軸承外徑尺寸是相同的，所以說：6207軸承也可以使用6306軸承的配用軸承座（1606）
二、大載荷重型軸承座（盡量不要用深溝球軸承）SN系列，SD系列
2系列外徑對應SN2或SN5系列的軸承座
3系列外徑對應SN6或SD6系列軸承座
三、鋁合金整體鑄件：座孔需要和軸承的外圈配合，需要有一定的過盈量，不建議松配合。
四、帶座外球面軸承（UC系列）內孔是上公差，加工軸時需根據情況確定軸的公差范圍。
備註：（1）采購軸承時需根據軸承的內孔大小、是否穿孔，確定軸承座的開口大小。
（2）深溝球軸承不適合用於有撓曲的長軸的軸端。

『捌』 軸承座和軸承對照表是什麼

軸承座和軸承對照表是：

(8)6012軸承配什麼軸承座擴展閱讀：

按軸承座的形狀分類：

外球面帶座軸承，也稱軸承單元（SKF的說法）。不帶軸承的時候就叫外球面軸承座。1.1.1.1外球面軸承座其根據軸承的系列分為200系列。500系列。300系列。600系列。XOO系列。

外球面軸承座按形狀分為立式座（P座），方形座（F座），菱形座（FL座），圓形座（C座），凸台圓形座（FC座），凸台方形座（FS座），暗孔座（PA座），吊式座（FA座）。

整體式（即非分離式）立式軸承座組座，帶螺絲緊固的軸承箱蓋。這些立式軸承座組座最初是作為輕軌道卡車的軸箱開發的，但也可用於傳統的立式軸承座組。非分離式立式軸承座組座比分離式軸承座剛性高，有些可承受更重的載荷。外球面軸承座也屬於整體式座。