搓牙機用什麼型號深溝球軸承

❶ 輪滑鞋軸承

輪滑鞋軸承分608ZZ 608RS
608是軸承型號，6代表深溝球軸承，0代表尺寸系列，8代表軸承內徑8mm，Z是防塵蓋的意思，ZZ代表雙防塵蓋，ABEC是ANSI/ABMA（3）標准，ABEC-7代表球軸承級別相當於國內精度等級P4級。ABEC-9是最好等級，相當於國內P2級。
機械上用的軸承對精度要求比較高。而輪滑鞋的軸承相對就很低。
主要是徑向跳動大。

價格上，輪滑鞋的軸承是最便宜的。質量也是最差的。除了某些高端的品牌。
因為人的重量很小，最多100多公斤，相對分布到8個輪子上，每個輪子受力很小。不需要多麼好的軸承。

軸承的替換上，只要外徑和內徑相同，厚度相同的，都可以直接替換。
品牌上，進口的NSK,THK,NB等最好的。但價格也高。
國產的哈爾濱軸承，洛陽軸承，都可以。
所以還是建議你不要去用工業軸承 畢竟專家設計的配置肯定有它的道理

❷ 深溝球滾珠軸承的防塵蓋上打的標識怎麼理解

1、深溝球軸承橘中蠢防塵蓋上的標識一般是：軸承型號、廠家商標（例如：6206-2RZ HRB)；或者是軸承型號、廠家商標、產地（例圓陪如：6206-2RZ HRB CHINA)；
2、一般是不標材質的，標准材質都是軸承鋼的
3、至於『活蓋和死蓋」不明白你是什麼意思，不過有RZ和RS的之分，區別是防塵蓋的牙口
4、防塵蓋的作用自然是防塵的啦，塑膠蓋還有防培鉛水的作用

❸ 軸承用途的分類

軸承分類如下:
1.深溝球軸承
最具代表性的滾動軸承，用途廣泛
可承受徑向負荷與雙向軸向負荷
適用於高速旋轉及要求低雜訊、低振動的場合
帶鋼板防塵蓋或物毀橡膠密封圈的密封型軸承內預先充填了適量的潤滑脂
外圈帶止動環或凸緣的軸承，即容易軸向定位，又便於外殼內的安裝
最大負荷型軸承的尺寸與標准軸承相同，但內、外圈有一處裝填槽，增加了裝球數，提高了額定負荷

主要適用的保持架：鋼板沖壓保持架（波形、冠形…單列；S形…雙列）
銅合金或酚醛樹脂切制保持架、合成樹脂成形保持架
主要用途：汽車：後輪、變速器、電氣裝置部件
電氣：通用電動機、家用電器
其他：儀表、內燃機、建築機械、鐵路車輛、裝卸搬運機械、農業機械、各種產業機械

2.角接觸球軸承
套圈與球之間有接觸角，標準的接觸角為15°、30°和40°
接觸角越大軸向負荷能力也越大
接觸角越小則越有利於高速旋轉
單列軸承可承受徑向負荷與單向軸向負荷
DB組合、DF組合及雙列軸承可承受徑向負荷與雙向軸向負荷
DT組合適用單向軸向負荷較大，單個軸承的額定負荷不足的場合
高速用ACH型軸承球徑小、球數多，大多用於機床主軸
角接觸球軸承適用於高速及高精度旋轉
結構上為背面組合的兩個單列角接觸球軸承共用內圈與外圈，可承受徑向負荷與雙向軸向負荷
無裝填槽軸承也有密封型

主要適用的保持架：鋼板沖壓保持架（碗形…單列；S形、冠形…雙列）
銅合金或酚醛樹脂切制保持架、合成樹脂成形保持架
主要用途：單列：機床主軸、高頻馬達、燃汽輪機、離心分離機、小型汽車前輪、差速器小齒輪軸
雙列：油泵、羅茨鼓風機、空氣壓縮機、各類變速器、燃料噴射泵、印刷機械

3.四點接觸球軸承
可承受徑向負荷與雙向軸向負荷
單個軸承可代替正面組合或背面組合的角接觸球軸承
適用於承受純軸向負荷或軸向負荷成份較大的合成負荷
該類軸承承受任何方向的軸向負荷時都能形成其中的一個接觸角（α），因此套圈與球總在任一接觸線上的兩面三刀點接觸
主要適用的保持架：銅合金切制保持架
主要用途：飛機噴氣式發動機、燃汽輪機

4.調心球軸承
由於外圈滾道面呈球面，具有調心性能，因此可自動調整因軸或外殼的撓曲或不同心引起的軸心不正
圓錐孔軸承通過使用緊固件可方便地安裝在軸上
鋼板沖壓保持架：菊形…12、13、22…2RS、23…2RS
葵形…22、23
木工機械罩清備、紡織機械傳動軸、立式帶座調心軸承

5.圓柱滾子軸承
圓柱滾子與滾道呈線接觸，徑向負荷能力大，即適用於承受重負荷與沖擊負荷，也適用於高速旋轉 N型及NU型可軸向移動，能適應因熱膨脹或安裝誤差引起的軸與外殼相對位置的變化，最適應用作自由端軸承NJ型及NF型可承受一定程度的單向軸向負荷，NH型及NUP型可承受一定程度的雙向軸向負荷內圈或外圈可分離，便於裝拆NNU型及NN型抗徑向負荷的剛性強，大多用於機床主軸

主要適用的保持架：鋼板沖壓保持架（Z形）、銅合金切制保持架、銷式保持架、合成樹脂成形保持架
主要用途：中型及大型電動機、發電機、內燃機、燃汽輪機、機床主軸、減速裝置、裝卸搬運機械、各類產業機械

6.實體型滾針軸承
有內圈軸承的基本結構與NU型圓柱滾子軸承相同正喊，但由於採用滾針，體積可以縮小，並可承受大徑向負荷無內圈軸承要把具有合適精度和硬度的軸的安裝面作為滾道面使用
主要適用的保持架：鋼板沖壓保持架
主要用途：汽車發動機、變速器、泵、挖土機履帶輪、提升機、橋式起重機、壓縮機

7.圓錐滾子軸承
該類軸承裝有圓台形滾子，滾子由內圈大擋邊引導
設計上使得內圈滾道面、外圈滾道面以及滾子滾動面的各圓錐面的頂點相交於軸承中心線上的一點
單列軸承可承受徑向負荷與單向軸向負荷，雙列軸承可承受徑向負荷與雙向軸向負荷
適用於承受重負荷與沖擊負荷
按接觸胸（α）的不同，分為小錐角、中錐角和大錐角三種型式，接觸角越大軸向負荷能力也越大
外圈與內組件（內圈與滾子和保持架組件）可分離，便於裝拆
後置輔助代號"J"或"JR"的軸承具有國際互換性
該類軸承還多使用英制系列產品

主要適用的保持架：鋼板沖壓保持架、合成樹脂成形保持架、銷式保持架
主要用途：汽車：前輪、後輪、變速器、差速器小齒輪軸。機床主軸、建築機械、大型農業機械、鐵路車輛齒輪減速裝置、軋鋼機輥頸及減速裝置

8.調心滾子軸承
該類軸承在球面滾道外圈與雙滾道內圈之間裝有球面滾子，按內部結構的不同，分為R、RH、RHA和SR四種型式
由於外圈滾道的圓弧中心與軸承中心一致，具有調心性能，因此可自動調整因軸或外殼的撓曲或不同心引起的軸心不正
可承受徑向負荷與雙向軸向負荷。特別是徑向負荷能力大，適用於承受重負荷與沖擊負荷
圓錐孔軸承通過使用緊固件或退卸套可使於軸上的裝拆
圓錐孔有以下兩種（錐度）：
1:30（輔助代號：K30）……適用於240、241系列
1:12（輔助代號：K）………適用於其他系列
外圈上可開設油孔、油槽和定位銷孔（一個）。內圈上也可開設油孔和油槽

主要適用的保持架：銅合金切制保持架、鋼板沖壓保持架、銷式保持架、合成樹脂成形保持架
主要用途：造紙機械、減速裝置、鐵路車輛車軸、軋鋼機齒輪箱座、軋鋼機輥道子、破碎機、振動篩、印刷機械、木工機械、各類產業用減速機、立式帶座調心軸承

9.推力球軸承
由帶滾道的墊圈形滾道圈與球和保持架組件構成
與軸配合的滾道圈稱做軸圈，與外殼配合的滾道圈稱做座圈。雙向軸承則將中圈秘軸配合
單向軸承可承受單向軸向負荷，雙向軸承可承受雙向軸向負荷（二者均不能承受徑向負荷）

主要適用的保持架：鋼板沖壓保持架、銅合金或酚醛樹脂切制保持架、合成樹脂成形保持架
主要用途：汽車轉向銷、機床主軸

10.推力圓柱滾子軸承
由墊圈形滾道圈（軸圈、座圈）與圓柱滾子和保持架組件構成。圓柱滾子採用凸面加工，因此滾子與滾道面之間的壓力分布均勻
可承受單向軸向負荷
軸向負荷能力大，軸向剛性也強

主要適用的保持架：銅合金切制保持架
主要用途：石油鑽機、制鐵制鋼機械

11.推力滾針軸承
分離型軸承由滾道圈與滾針和保持架組件構成，可與沖壓加工的薄型滾道圈（W）或切制加工的厚型滾道圈（WS）任意組合
非分離型軸承是由經精密沖壓加工的滾道圈與滾針和保持架組件構成的整體型軸承
可承受單向軸向負荷
該類軸承佔用空間小，有利於機械的緊湊設計
大多僅採用滾針和保持架組件，而把軸及外殼的安裝面作為滾道面使用

主要適用的保持架：鋼板沖壓保持、合成樹脂成形保持架
主要用途：汽車、耕耘機、機床等的變速裝置

12.推力圓錐滾子軸承
該類軸承裝有圓台形滾子（大端為球面），滾子由滾道圈（軸圈、座圈）擋邊准確引導
設計上使得軸圈和座圈滾道面以及滾子滾動面的各圓錐面的頂點相交於軸承中心線上的一點
單向軸承可承受單向軸向負荷，雙向軸承可承受雙向軸向負荷
雙向軸承將中圈與軸配合，但由於採用間隙配合，因此必須用軸套等使中圈軸向定位 主要適用的保持架：銅合金切制保持架
主要用途：單向：起重機吊鉤、石油鑽機轉環
雙向：軋鋼機輥頸

13.推力調心滾子軸承
該類軸承中球面滾子傾斜排列，由於座圈滾道面呈球面，具有調心性能，因此可允許軸有若干傾斜
軸向負荷能力非常大，在承受軸向負荷的同時還可承受若干徑向負荷
使用時一般採用油潤滑

主要適用的保持架：銅合金切制保持架
主要用途：水力發電機、立式電動機、船舶用螺旋槳軸、軋鋼機軋制螺桿用減速機、塔吊、碾煤機、擠壓機、成形機

❹ 軸承的型號和軸承的規格是怎樣配的

1、1-12mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料和不同的密封形式 英制微型軸承
2、1.984-12.7mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料和不同的密封形式 深溝球軸承 公制深溝球軸承(開式)
3、 15-140mm 開式軸承不帶任何密封蓋 英制深溝球軸承(開式)
4、12.7-38.1mm 開式軸承不帶任何密封蓋 公制深溝球軸承(封閉式)
5、15-140mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料和不同的密封形式 英制深溝球軸承(封閉式) 6、12.7-38.1mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料和不同的密封形式 帶法蘭軸承 公制帶法蘭軸承
7、2-12mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料和不同的密封形式 英制帶法蘭軸承
8、 1.984-9.525mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料和不同的密封形式 平面推力球軸承 微型平面推力球軸承
9、 2-10mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料 單向推力球軸承
10、10-170mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料 帶外罩單向推力球軸承
11、10-85mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料 雙向推力球軸承
12、15-100mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料 29系列平面推力軸承
13、 10-75mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料 薄壁軸承 公制薄壁軸承
14、10-90mm 內徑10mm以下的尺寸,可參考公制微型軸承 ET,ER系列薄壁軸承
15、10-19.05mm 相同尺寸的軸承，可以選擇不同的材料和不同的密封形式 牙鑽軸承 牙鑽軸承

❺ 急求~機械設計課程設計任務書：單級圓柱齒輪減速器~

目 錄
設計計劃任務書 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1
傳動方案說明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2
電動機的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3
傳動裝置的運動和動力參數﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5
傳動件的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6
軸的設計計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8
聯軸器的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10
滾動軸承的選擇及計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13
鍵聯接的選擇及校核計算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14
減速器附件的選擇﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15
潤滑與密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
設計小結﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16
參考資料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

1.擬定傳動方案
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw,即
v=1.1m/s;D=350mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)
一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為17或25。
2.選擇電動機
1）電動機類型和結構形式
按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相非同步電動機。它為卧式封閉結構。
2）電動機容量
（1）捲筒軸的輸出功率Pw
F=2800r/min;
Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000
(2)電動機輸出功率Pd
Pd=Pw/t
傳動裝置的總效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5
式中，t1,t2,…為從電動機到捲筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2－4查得：
彈性聯軸器 1個
t4=0.99;
滾動軸承 2對
t2=0.99;
圓柱齒輪閉式 1對
t3=0.97;
V帶開式傳動 1幅
t1=0.95;
捲筒軸滑動軸承潤滑良好 1對
t5=0.98;
則
t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762
故
Pd=Pw/t=3.08/0.8762
（3）電動機額定功率Ped
由第二十章表20－1選取電動機額定功率ped=4KW。
3）電動機的轉速
為了便於選擇電動事，先推算電動機轉速的可選范圍。由表2－1查得V帶傳動常用傳動比范圍2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍3~6，
可選電動機的最小轉速
Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min
可選電動機的最大轉速
Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min
同步轉速為960r/min
選定電動機型號為Y132M1－6。
4）電動機的技術數據和外形、安裝尺寸
由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型電動機的方根技術數據和
外形、安裝尺寸，並列表刻錄備用。

電機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電機質量 軸徑mm
Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28

大齒輪數比小齒輪數=101/19=5.3158
3．計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1）傳動裝置總傳動比
nm=960r/min;
i=nm/nw=960/60.0241=15.9936
2）分配各級傳動比
取V帶傳動比為
i1=3;
則單級圓柱齒輪減速器比為
i2=i/i1=15.9936/3=5.3312
所得i2值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
4．計算傳動裝置的運動和動力參數
1）各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉速為
n0=nm;
n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min
n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min

2）各軸輸入功率
按機器的輸出功率Pd計算各軸輸入功率，即
P0=Ped=4kw
軸I 的功率
P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw
軸II功率
P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw
3）各軸轉矩
T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm
T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm
T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm
二、設計帶輪
1、計算功率
P=Ped=4Kw
一班制，工作8小時，載荷平穩，原動機為籠型交流電動機
查課本表8－10，得KA=1.1;
計算功率
Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw
2選擇普通V帶型號
n0 =960r/min
根據Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖13-15（205頁）查得坐標點位於A型
d1=80~100
3、確定帶輪基準直徑
表8－11及推薦標准值
小輪直徑
d1=100mm;
大輪直徑
d2=d1*3.5=100*3.5=350mm
取標准件
d2=355mm;
4、驗算帶速
驗算帶速
v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s
在5~25m/s范圍內
從動輪轉速
n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s
n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s
從動輪轉速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857
=-0.0141
5、V帶基準長度和中心距
初定中心距
中心距的范圍
amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm
amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm
a0=350mm;
初算帶長
Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0
Lc = 1461.2mm
選定基準長度
表8-7,表8-8查得
Ld=1600mm;
定中心距
a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm
a=420mm;
amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm
amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm
6、驗算小帶輪包角
驗算包角
＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a
145.2107 >120度 故合格
7、求V帶根數Z
由式（13-15）得
查得 n1=960r/min , d1=120mm
查表13-3 P0=0.95
由式13-9得傳動比
i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5
查表（13-4）得

由包角145.21度
查表13-5得Ka=0.92
KL=0.99
z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=3
8、作用在帶上的壓力F
查表13-1得q=0.10
故由13-17得單根V帶初拉力

三、軸
初做軸直徑：
軸I和軸II選用45#鋼 c=110
d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm
取d1=28mm
d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm
由於d2與聯軸器聯接，且聯軸器為標准件，由軸II扭矩，查162頁表
取YL10YLd10聯軸器
Tn=630>580.5878Nm 軸II直徑與聯軸器內孔一致
取d2=45mm
四、齒輪
1、齒輪強度
由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3
採用軟齒面，小齒輪40MnB調質，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調質齒面硬度為225HBS。
因 ，
SH1=1.1， SH2=1.1
，
，
因： ， ，SF=1.3
所以

2、按齒面接觸強度設計
設齒輪按9級精度製造。取載荷系數K=1.5，齒寬系數
小齒輪上的轉矩
按 計算中心距
u=i=5.333
mm
齒數z1=19,則z2=z1*5.333=101
模數m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數m＝2.5
確定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm
齒寬b=
b1=70mm,b2=60mm
3、驗算彎曲強度
齒形系數YF1=2.57，YF2=2.18
按式（11-8）輪齒彎曲強度

4、齒輪圓周速度

按162頁表11-2應選9做精度。與初選一致。

五、軸校核：

圓周力Ft=2T/d1
徑向力Fr=Ft*tan =20度 標准壓力角
d=mz=2.5*101=252.5mm
Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N
Fr=5852.5*tan20=2031.9N
1、求垂直面的支承壓力Fr1,Fr2
由Fr2*L-Fr*L/2=0
得Fr2=Fr/2=1015.9N

2、求水平平面的支承力
FH1=FH2=Ft/2=2791.2N

3、畫垂直面彎矩圖
L=40/2+40/2+90＋10=140mm
Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、畫水平面彎矩圖
MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成彎矩圖

6、求軸傳遞轉矩
T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm

7、求危險截面的當量彎矩
從圖可見a-a截面是最危險截面，其當量彎矩為
軸的扭切應力是脈動循環應力
取摺合系數a=0.6代入上式可得

8、計算危險截面處軸的直徑
軸的材料，用45#鋼，調質處理，由表14-1查得
由表13-3查得許用彎曲應力 ，
所以
考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑d加4%。
故d=1.04*25.4=26.42mm
由實際最小直徑d=40mm,大於危險直徑
所以此軸選d=40mm,安全
六、軸承的選擇
由於無軸向載荷，所以應選深溝球軸承6000系列
徑向載荷Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，Fr1=2031.9/2＝1015.9N
工作時間Lh＝3*365*8=8760（小時）
因為大修期三年，可更換一次軸承
所以取三年
由公式
式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環境溫度不高)
（深溝球軸承系列）

由附表選6207型軸承
七、鍵的選擇
選普通平鍵A型
由表10-9按最小直徑計算，最薄的齒輪計算
b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm
由公式
所以
選變通平鍵，鑄鐵鍵

所以齒輪與軸的聯接中可採用此平鍵。
八、減速器附件的選擇
1、通氣器：
由於在外界使用，有粉塵，選用通氣室採用M18 1.5
2、油麵指示器：
選用油標尺，規格M16
3、起吊裝置：採用箱蓋吊耳，箱座吊耳
4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片M16 1.5
5、窺視孔及視孔蓋
選用板結構的視孔蓋
九、潤滑與密封：
1、齒輪的潤滑：採用浸油潤滑，由於低速級大齒輪的速度為：

查《課程設計》P19表3-3大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為30mm。
2、滾動軸承的潤滑
採用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，並設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內部，增加軸承的阻力。
3、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備選用
L-AN15潤滑油
4、密封方式選取：
選用凸緣式端蓋，易於調整軸承間隙，採用端蓋安裝氈圈油封實現密封。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑決定。
設計小結：
二、課程設計總結
設計中運用了Matlab科學工程計算軟體，用notebook命令調用MS—Word來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊2.0 軟體版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關於力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟體CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完成。
由於沒有經驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現了一些錯誤比如線形，制圖規格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什麼樣子都不知道 ，對於各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經驗，不熟悉。

這次設計的目的是掌握機械設計規律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標准，規范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經達到，有許多要求、標准心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待於提高水平。

特別感謝—程莉老師。

參考資料目錄
[1]《機械設計基礎》，機械工業出版社，任成高主編，2006年2月第一版；
[2]《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業出版社，胡家秀主編，2006年1月第一版；
[3]《機械設計-課程設計圖冊》，高等教育出版社，龔桂義主編，1989年5月第三版；
[3]《設計手冊軟體》，網路上下載；
[4] 湖南工院學生論壇----機械制圖專欄---bbs.yeux.cn

Nw=60.0241r/min

Pw=3.08Kw

效率t=0.8762

Pd = 3.5150

Ped=4Kw

i=15.9936

i1=3

i2=5.3312

n0=960r/min
n1=320r/min
n2=60.0241r/min

P0=4Kw

P1=3.8Kw

P2=3.6491Kw

T0=39.7917Nm
T1=113.4063Nm
T2=589.5878Nm

KA=1.1

Pc=4.4Kw

d1=100mm

d2=355mm

初定中心距
a0=350mm

Lc=1461.3mm

Ld=1600mm

中心距
a=420mm

z=3根

預緊力
FQ＝274.3N

d1=28mm

d2=45mm

YL10YLd10

T1=113.4063Nm

m=2.5
a=150mm

=20度

Ft=5582.5N
Fr=2031.9N

FH1=FH2=2791.2N

Mav=71.113Nm

MaH=195.38Nm

Ma＝216.16Nm

Me=457.15Nm

Fr1=1015.9N

Lh=8760小時

6207型

b h L=14 9 80

輸送帶拉力 F=2800 N
輸送帶速度 V=1.1 m/s
滾筒直徑 D=350 mm

❻ 微型軸承有什麼特性用途

微型軸承是指公制系列，外徑小於9mm；英制系列，外徑小於9.525mm的各類軸承！主要材質有碳鋼、軸承鋼、不銹鋼、塑料、陶瓷等，其中內徑最小可以做到0.6mm，一般內徑為1mm的較多。
在超小孔徑的微型軸承中，微型深溝球軸承的類型有公制的68系列、69系列、60系列等，英制R系列共6種，在此基礎上，還可分為帶ZZ鋼板防塵蓋軸承系列、帶RS橡膠密封圈微型軸承系列、特富龍軸承密封圈系列以及帶法蘭擋邊系列等等。
微型軸承適用於各類工業設備、小型回轉電機等高轉速低噪音的領域，如：
辦公器械，微型電機，儀表儀器，激光雕刻，小型鍾表，軟碟機動器，壓力轉子，齒科牙鑽，硬碟馬達，步進電機，錄像機磁鼓，玩具模型，計算機散熱風扇、點鈔機、傳真機等等相關領域。

❼ 軸承一般用在什麼地方

各類軸承的用途：

1、深溝球軸承可用於變速箱、儀器儀表、電機、家用電器、內燃機、交通車輛、農業機械、建築機械、工程機械等。

2、調心球軸承適用於承受重載荷與沖擊載荷、精密儀表、低噪音電機、汽車、摩托車、冶金、軋機、礦山、石油、造紙、水泥、榨糖等行業及一般機械等。

3、組合滾針軸承是由向心滾針軸承和推力軸承部件組合的軸承單元，其結構緊湊體積小，旋轉精度高，可在承受很高徑向負荷的同時承受一定的軸向負荷。並且產品結構形式多樣、適應性廣、易於安裝。

4、組合滾針軸承廣泛用於機床、冶金機械、紡織機械和印刷機械等各種機械設備，並可使機械繫統設計的十分緊湊靈巧。

5、推力球軸承只適用於承受一面軸向負荷、轉速較低的機件上，例如起重機吊鉤、立時水泵、立時離心機、千斤頂、低速減速器等。軸承的軸圈、座圈和滾動體是分離的，可以分別裝拆。

6、推力圓柱滾子軸承主要用於重型機床、大功率船用齒輪箱、石油鑽機、立式電機等機械中。 關節軸承廣泛應用於工程液壓油缸,鍛壓機床,工程機械,自動化設備，汽車減震器，水利機械等行業。

7、圓柱滾子軸承適用於大中型電動機、機車車輛、機床主軸、內燃機、發電機、燃氣渦輪機、減速箱、軋鋼機、振動篩以及起重運輸機械等。

8、調心滾子軸承適用於承受重載荷與沖擊載荷，廣泛應用於冶金、軋機、礦山、石油、造紙、水泥、榨糖等行業。

9、單列角接觸球軸承：機床主軸、高頻馬達、燃汽輪機、離心分離機、小型汽車前輪、差速器小齒輪軸 雙列角接觸球軸承：油泵、羅茨鼓風機、空氣壓縮機、各類變速器、燃料噴射泵、印刷機械。

10、圓錐滾子軸承廣泛用於汽車、軋機、礦山、冶金、塑料機械等行業。

11、外球面軸承優先適用於要求設備及零部件簡單的場合，例如用於農業機械、運輸系統或建築機械上。

知識點延伸：

軸承是當代機械設備中一種重要零部件。它的主要功能是支撐機械旋轉體，降低其運動過程中的摩擦系數，並保證其回轉精度。

❽ 機械設計基礎 李秀珍

機械設計基礎試題庫答案
一、填空題
1.最短桿2.增大基圓半徑 3.Z/COSB3 4.重疊共線 5.雙搖桿 6.b>=a 7.沒有 8.大、平直、厚 9.偏距為10.點 線 11.曲柄搖桿，雙曲柄 12.勻速 剛性 13.節線 一對 14.模數m 壓力角 15.相等 不相等 16.打滑 疲勞斷裂 17.計算功率Pc 小輪轉速n1 18.越大? 增大19.彎矩 轉矩半徑，凸輪轉動中心為圓心的圓 20.模數、壓力角、螺旋角
21 雙曲柄機構 曲柄搖桿機構
22 曲柄與連桿共線時為
23 傳動角
24 凸輪輪廓曲線
25 大 小
26 摩擦力
27 B型鍵寬度b=18mm，長度L=80mm
28 利用螺紋零件把需要固定在一起的零件固連起來 利用螺紋零件實現回轉運動轉換成直線運動
29 外徑 細牙螺紋外徑12mm，螺距1.5
30 雙頭螺栓聯接 三角形細牙螺紋
31 2
32 Y Z A B C D E B型基準長度2240mm
33 0.022
34 10
35 節圓
36 78
37 分度圓與節圓重合
38 越多 平穩
39 模數 齒數
40 4000N 1455.9N
41 深溝球軸承 直徑系列2 內徑75mm
42 滾子軸承 球軸承
43 額定壽命106壽轉，L=1(106轉)時軸承所能承受的最大載荷
44 既承受彎矩也承受扭矩 只承受扭矩
45 軸頭 軸頸 軸身搭蠢賣
46 構件
47 最短桿 整周回轉
48主動件 從動件
49 凸輪輪廓曲線
50 12
51B 基準長度（公稱）
52 主要 依據 正比
53 法面 法面 螺旋角 相反
54 頭數 正切
55 彎矩 扭矩
56 原動件數等於機構的自由度數
571
58雙曲柄機構
59不存在
60大 小
61 周向固定 傳遞運動和轉矩
62 安裝一對平鍵
63 外徑 左旋細牙螺紋公稱直徑12
64 扭轉
65 1/3
66 Y Z A B C D E 基準長度2240mm
67 帶和兩輪接觸面之間的摩擦力
68 小於40度
69 變小
70 基圓
71 模數相等，壓力角相等
72 多 平穩
73 76
74 齒面接觸疲勞 齒根彎曲疲勞強度
75 定軸輪系 行星輪系
76直接接觸 聯接
77 最短桿 對面
78 K>1
79 主動 從動
80 凸輪廓線
81 A型檔毀平鍵 寬度b=20mm，長度L=70mm
82 C型 公稱長度2800
83 棘輪機構
84 基圓半徑的反比
85 200，標准值 相等
86 1
87 1
88 雙曲柄機構
89 110≤d≤190
90 凸輪廓線
91 實際輪廓線上的最小
92 沿周向固定並傳遞扭距
93 B
94 安裝一對平鍵
95導程角和牙型角
96 雙頭螺柱聯接
97 拉斷
98剪切與劑壓破壞
99傳動效率高
100.Y Z A B C D E Y A型標准長度1000mm
101 與負載無關
102 減小
103 傳動軸
104 基圓
105 齒頂圓，齒根圓，分度圓，基圓
106 模數和壓力角相等
107 蝸輪蝸桿傳動
108 輪系傳動
109 m=5
110.齒根彎曲疲勞強度 模數
111 確定運動 機械功 能量
112 曲柄搖桿機構 雙曲柄機構 曲柄搖桿機構 雙搖桿機構
113 基圓
114 棘輪、槽輪機構
115 600 外徑
116 Y Z A B C D E 400
117 抖動 老化（失效）
118 大 200
119 法面模數和壓力角相等，螺旋角大小相等，方向相反。
120 軸徑
121 角接觸3、7（6） 向心6、N
122 周向、軸向
123 原動件數等於自由度數
124 扭轉強度
125 不存在
126 大、小
127 凸輪上接觸點的法線知逗與該點的線速度方向
128 B 型 長度50mm
129 A B C
130 B C A D
131 外徑 細牙螺紋外徑16螺距2
132 三角形細牙螺紋
133 2
134 Y Z A B C D E B 型 長度2280mm
135 帶和兩輪之間接觸面之間的摩擦力
136 增大
137 <40度
138 0.022
139 10
140 基圓
141 模數壓力角相等
142 節圓分度圓重合
143 多 平穩
144. Z m
145. 深溝球軸承 直徑系列3內徑60
146. L=1(106轉)時承受的載荷
147. 滾動體與滾道的工作表面產生疲勞點蝕。

二、選擇題
1.C 2.D 3.D 4.C 5.C 6.B 7.D 8.D 9.A 10.A 11．B 12．B 13．B 14．B 15．D 16．B 17．B 18．B
19.C 20.B 21.D 22.B 23.D24.B 25.D 26.C 27.D 28.D 29.D 30.D 31.C 32. C 33.D 34.C
35.C 36.B 37.B 38.C
39. 1
40. 1
41. 極位夾角θ=0 K=1
42 .110mm≤d≤190mm
43. 不存在
44 .實際輪廓線上的最小
45 .凸輪上接觸點的法線與從動件的運動方向
46 . 沿周向固定並傳遞扭矩
47 .兩側面的擠壓力
48 . b-c-a-d
49 . 安裝一對平鍵
50.升角和牙型角
51.可拆聯接
52 . 扭轉
53 . 拉斷
54 . 450
55. 傳動效率高
56 . 傳遞的功率
57 . 增大
58 . 減小
59 . 減小
60 . 帶的緊邊與松邊拉力不等
61. 2.2％
62 . b-a-e-c-f-d-g
63 .模數
64. 齒頂圓，分度圓，基圓和齒根圓
65 . 78
66. 有兩個
67.最短桿
68. 齒頂圓、齒根圓 分度圓、基圓
69. 等於零
70. Z<17
71. 輪轂的擠壓強度
72. 先按接觸強度條件計算
73. 軸面
74. 連桿與搖桿之間所夾銳角
75. 減小滾子半徑
三、簡答題
123略
4、（a）∵F=3×4-2×60=0，∴機構不能運動，設計不合理修改如下：
則F=3×5-2×7=1
運動確定
（b）∵F3×4-2×5-2=2，而原動件數目為1
∴機構運動不確定，設計不合理，修改如下：
此時F=3×3-2×4=1
還動確定
5、解：（1）取μl=1mm/mm，畫機構圖
（2）先將整個機構加一個（-ω1）角速度使構件1相對固定，得一轉化機
構，取μV=2mm/s/mm
求轉化機構的VD
VD： VC = VD + VCD
大小?? √?
方向 ⊥BC? ⊥AD ⊥CD
式中：VC=ω21.lCB=2×30=60/S
畫速度多邊形pcd,其中 =VC/μV
得轉化機構的 VD= .μV
VCD= μV
則 ω41= =（ .μV）/lAD=（25×2）/40=1.25S-1
ω31= =（ .μV）/lCD=（33×2）/25=2.64S-1
ω1=-ω41=-1.25S-1
故ω3=ω31+ω1=2.64-1.25=1.39S-1
（注意：ωk1=ωk-ω1）
6、解：（1）由V刀=ω1r=ω1.
得：Z= = =30
∴被加工齒輪的齒數為30
（2）由L=r+xm
得：
其中：r= = =60mm
∴x= =-0.5 ∴是負變位齒輪
7、所謂齒廓嚙合基本定律是指：作平面嚙合的一對齒廓，它們的瞬時接觸點的公法線，必於兩齒輪的連心線交於相應的節點C，該節點將齒輪的連心線所分的兩個線段的與齒輪的角速成反比。
8、螺紋連接的防松方法按工作原理可分為摩擦防松、機械防松及破壞螺紋副防松。
摩擦防松有：彈簧墊圈、雙螺母、橢圓口自鎖螺母、橫向切口螺母
機械防松有：開口銷與槽形螺母、止動墊圈、圓螺母止動墊圈、串連鋼絲
破壞螺紋副防松有：沖點法、端焊法、黏結法。
9、初拉力Fo 包角a 摩擦系數f 帶的單位長度質量q 速度v
10.解：此四桿機構的四桿滿足桿長和條件
Lab＋Lad《 Lbc＋Lcd
且由題已知機構以最短桿的鄰邊為機架，故此機構為曲柄搖桿機構
11.解：
1）3齒輪為右旋
2）受力方向如圖
12．
1）解：F＝3n－2PL－Ph
＝3*3－2*3－2
＝1
此題中存在局部自由度，存在2個高副。
此機構主動件數等於自由度數，機構運動確定
2）解：F＝3n－2PL－Ph
＝3*7－2*10－0
＝1
此構主動件數等於自由度數，機構運動確定構運動確定
13.
1）曲柄存在的條件如下：
1）最長桿與最短桿的長度之和小於或等於其餘倆桿長度之和
2）最短桿或其相鄰桿應為機架
2）a曲柄搖桿機構 滿足桿長和條件，且以最短桿的鄰邊為機架
b雙曲柄機構 滿足桿長和條件，且以最短桿為機架
c雙搖桿機構 滿足桿長和條件，且以最短桿的對邊為機架
d 雙搖桿機構 不滿足桿長和條件，不管以什麼為機架只能得到雙搖桿機構。
14 具有確定運動
15 略
16略
17 速度大離心力過大 繞轉的圈數多壽命低
18 1 具有確定運動
19 壓力角200模數為標准值，分度圓齒厚等於齒槽寬的齒輪
20 范成法加工齒輪齒數低於17發生根切
21 直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪（傳動平穩、承載大）
22 傳動帶是彈性體，受到拉力後會產生彈性伸長，伸長量隨拉力大小的變化而改變。帶由緊邊繞過主動輪進入松邊時，帶的拉力由F1減小為F2,其彈性伸長量也由δ1減小為δ2。這說明帶在繞過帶輪的過程中，相對於輪面向後收縮了（δ1-δ2），帶與帶輪輪面間出現局部相對滑動，導致帶的速度逐步小於主動輪的圓周速度，這種由於帶的彈性變形而產生的帶與帶輪間的滑動稱為彈性滑動。
彈性滑動和打滑是兩個截然不同的概念。打滑是指過載引起的全面滑動，是可以避免的。而彈性滑動是由於拉力差引起的，只要傳遞圓周力，就必然會發生彈性滑動，所以彈性滑動是不可以避免的。
23 例 牛頭刨床空程速度快提高生產率
24.略
25. 螺旋升角小於當量摩擦角 由於當量摩擦角的關系，三角螺紋自鎖最好，矩形最差
26．離心力大 轉數多
27．大小齒輪材料及熱處理硬度差50左右，由於小齒輪轉數多，更快失效
28. 有急回特性 極位夾角不等於零
29. 運動時克服，固定夾緊時利用
30. 有影響
31. 向徑、高度無變化
32. Ft1=2T1/d1 Fr1=Ft1tg200

33. 向徑、高度無變化
34. 2 不具有確定的運動
35. 升角小於等於當量摩擦角 三角螺紋自鎖最好，梯形次之，矩形最差。效率矩形自鎖最好，梯形次之，三角螺紋最差。
36. 軸上零件的軸向、周向定位，裝拆，加工工藝
37. 1
38.由於牙型角三角螺紋自鎖最好，梯形次之，矩形最差。效率矩形自鎖最好，梯形次之，三角螺紋最差。
39.范成法加工齒輪齒數少於17發生根切
40.配對材料大齒輪硬度大小齒輪硬度50左右
因為小齒輪受載次數多，齒根薄
41. 2 具有確定的運動
42. 1
43. 疲勞點蝕
44. 三角螺紋用於聯接，梯形、鋸齒、矩形螺紋用於傳動
45. 小帶輪上
46. 考慮軸上零件軸向定位、裝拆
47. 軸承軸向、周向定位，裝拆，潤滑密封等
四、計算題
1.解（1）由AD為最短構件，且滿足桿長和條件得：
lAD+lBC <lCD+lAB
∴lAB≥100+150-120=130mm
∴lAB的最小值為130mm
（2）由於lAB+lBC=60+150=210mm
lCD+lAD=120+100=220mm
即210mm<220mm滿足桿長和條件
∴機構存在曲柄，AB為曲柄，得到的是曲柄搖桿機構。
2.（1）滑塊1的力平衡方程式為：
+ + =0
則由力的三角形得： =
∴Q=Pcos= 或P=Q
（2）上滑時不自鎖的條件是：
η> 0或 Q >0
即Q=P= >0
由cos（α+ +β）>0
則α+ +β90°
得α<90-（ +β）=90°-（8°+10°）=72°
∴不自鎖條件為要小於72°
3.解：
α= （i12+1）
Z1= = =20
Z2=i12.Z1=2.5×20=50
d2=mz2=5×50=250mm
df2=m（z2-2.5）=5×（50-2.5）=237.5mm
da2=m（z2+2）=5×（50+2）=260mm
db2=d2cos=250×cos20°=234。9mm
4.
a）假想凸輪固定，從動件及其導路順時針旋轉，在偏距圓上順時針方向轉過45 ．求作。
b）假想凸輪固定，機架OA順時針轉過45 ，找出擺桿的位置來確定擺桿的角位移ψ．
5.解：輪系為周轉輪系，在轉化機構中：
i = = =+ =+
= ∵n3=0
∴ = =
iH1= =+10000 ∴H軸與I軸轉向相同
6.
a）解：F＝3n－2PL－Ph
＝3*5－2*7－0
＝1
此題中存在復合鉸鏈
備註：此題中5個構件組成復合鉸鏈，共有4個低副
b）解：F＝3n－2PL－Ph
＝3*4－2*5－1
＝1
此題中滾子為局部自由度
7.
解：由題意的得，5-3-6-4組成行星輪系
i54H＝n5-nH/n4－nH ＝－Z3*Z4/Z5*Z6
因為1－2－5組成定軸輪系
i12＝n1/n2＝n1/n5＝Z2/Z1
所以n5＝450r/min
把n4＝0及n5＝450r/min代入上式
得到
nH＝5.55r/min
這表明系桿H的旋轉方向和齒輪1的一致
8.
解：
單個螺栓的Q＝Q』＋F＝2.6F
Q*Z＝S*P*A
2.6F*6＝2*3.14*D2/4
得F＝2264.4N
[σ]=300/2=150N/mm
所以d1由公式得，d1＝15.81mm
取螺栓的直徑為16mm
9.略
10.
（1.無墊片，無法調整軸承的游系
（2.軸肩過高，無法拆卸軸承
（3.齒輪用油潤滑，軸承用脂潤滑，但無擋油盤
（4.軸套長度應小於輪轂的長度
（5.同一根軸上的兩個鍵槽應布置在同一母線上。
（6.套筒頂不住齒輪（過定位）
（7.套筒應低於軸承外圈
（8.軸承端蓋與相應軸段處應有密封件，且與軸間不應接觸，應有間隙。
（9.連軸器無軸向固點，且與端蓋間隙太小，易接觸
（10.鍵頂部與輪轂糟間應有間隙
11． m=5 d1=100 d2=220 da1=100+10=110 da2=220+10=230 df1=100-12.5=87.5
df2=220-12.5=207.5 p=3.14*5=15.7 s=e=7.85
12 . n3=n4
(n4/n6)=(z6/z4)=3
nH=n6
(n1-n6)/(n3-n6)=-(z3/z1)=-4 i16=-7
13 . 略
14. z2-z1=z3-z2' z3=z2-z1+z2'=48-20+20=48
(n1-nH)/(n3-nH)=z2z3/z1z2
n3=0
i1H=1-48*48/20*20=-4.76
15． i16=(20*25*z4)/(18*25*2)=100/4.5 z4=40
16. n2=480 a=75 p=6.28
17. (200-nH)/(50-nH)=-25*60/15*20 nH=75
18． 3*5-2*7=1
19. S1=Fr1/2Y=5200/2*0.4ctg140=1620
S2=Fr2/2Y=3800/2*0.4ctg140=1184
S1+Fx>S2 1620+2200>1184
Fa2=S2=1184
Fa1= S1+Fx=3820
Fa1/Fr1=3800/5200=0.73>e=0.37
Fa2/Fr2=1184/3800=0.31<e=0.37
P1=0.4*5200+0.4ctg140*3820=8208
P2=Fr2=3800
20. m=420/(40+2)=10
d1=400 d2= 800 da2=800+20=820
df1=400-2*1.25m=375
df2=800-2*1.25m=775
a=10/2(40+80)=600
p=3.14*m=31.4
21. (n1-nH)/(0-nH)=z2 z3/z1 z2'
(- n1/nH)+1=z2 z3/z1 z2'
i1H=1-(39*39/41*41)=0.095
22. 78=m(24+2)
m=3
a=m/2(z1+z2)
135=3/2(24+z2)
z2 =66
da2=3*66+2*3=204
df2=3*66-2*1.25*3=190.5
i=66/24=2.75
23. i16=z2z4z5z6/z1z2'z4'z5'
24. z2-z1=z3-z2' z3=z2-z1+z2'=48-20+20=48
(n1-nH)/(n3-nH)=z2z3/z1z2
n3=0
i1H=1-48*48/20*20=-4.76
25. S=0.68Fr
S1=0.68Fr1=0.68*3300N=2244N
S2=0.68Fr2=0.68*1000N=680N
S2+Fx=680+900=1580N<S1
Fa1=S1=2244N
Fa2=S1-Fx=2244-900=1344N
Fa1/Fr1=2244/3300=0.68=e
Fa2/Fr2=1340/1000=1.344>e
P1=3300N
P2= 0.41*1000+0.87*1344=1579N
26. 144=4/2(Z1+iZ1)
Z1=18 Z2=3*18=54
d1=4*18 =72
d2=4*54 =216
da1=72+2*4=80 ra1=(72+2*4)/2=40
da2=216+2*4=224 ra2=(216+2*4)/2=112
df1=72-2*1,25*4=62
rf1=(72-2*1,25*4)/2=31
df2=216-2*1,25*4=206
rf2=(216-2*1,25*4)/2=103
27. (n2-nH1)/(n5-nH1)=-Z1Z5/Z2Z1'
n5=0 n2/nH1=1+Z1Z5/Z2Z1'
nH1=100 求出n2=305.6
(n2-nH2)/(n4-nH2)=-Z4/Z2'
n2/nH2=1+Z4/Z2'
305.6/nH2=1+25/25
nH2=152.8
28. 略
29. 略
30. (n1-nH)/(n3-nH)=-Z3/Z1
n3=0
i1H=1+Z3/Z1=1+56/20=3.8
31. n3=0
(n1-nH)/(-nH)=-Z2Z3/Z1Z2'
n1/nH=2.64 nH=37.88
32. Z2=iZ1=4*20=80
m=2a/(z1+z2)=2*150/120=2.5
da2=mZ2=200
da2=200+2*2.5=205
df2=200-2*1.25*2.5=193.5
33. i17=Z2Z3Z4Z5Z6Z7/Z1Z2'Z3'Z4'Z5'Z6=50*40*20*18*22/2*1*30*26*46= 220.7

給個面子，這可是我找了好長時間的！！！

❾ 如何選擇進口軸承類型及種類

選擇進口軸承的時候要根據進口軸承的尺寸，規格，以及轉速等等來選擇進口軸承是否符合我們的機械使用范圍，下面就簡單的分析一下：
首先是，尺寸的限制。
通常進口軸承可以安裝的空間是受限制的。在大多數的情況下，軸徑(或進口軸承內徑)是根據機械的設計或其它設計的限制。所以進口軸承類型及尺寸的選擇是根據進口軸承的內徑而決定的。由此，標准進口軸承的主要尺寸表均根據國際標准內徑尺寸而編制的。
標准進口軸承的尺寸形式繁多，在機械裝置設計時最好採用標准進口軸承(這設計到進口軸承是否容易采購，在這里就說句題外話，有些進口軸承型錄上的型號確實有，但一些非標進口軸承在中國大陸地區沒有現貨，有些時候期貨會很長時間，所以在進口軸承選型時要考慮時間成本和後期更換的成本)進口軸承的負荷，施加在進口軸承上的負荷，其性質、大小、方向是多變的。通常，額定基本負荷在尺寸表上均有顯示。但軸向負荷及徑向負荷等等，亦是選擇適合的進口軸承重要因素。當球及滾針軸承的尺寸相當時，滾針進口軸承通常有較高的負載能力及承受較大的振動及沖擊負荷。
其次是，轉速。
允許轉速是根據進口軸承的類型，尺寸，精度，保持架類型，負荷，潤滑方式，及冷卻方式等因素確定。進口軸承表上列出了標准精度進口軸承在油潤滑及油脂潤滑下的允許轉速。通常，深溝球軸承、自動調心球軸承及圓柱滾子軸承都適用於高速運轉的場合。
再次是，進口軸承公差。
進口軸承尺寸精度及旋轉精度是根據ISO及JIS標准。對於要求高精度及高速運轉的機械，建議使用5級或以上精度的進口軸承，深溝球軸承、向心推力球軸承或圓柱滾子軸承則適用於高運轉精度的機械。剛性，當進口軸承的滾動體及滾道接觸面受壓，會產生彈性形變。有些機械需要將彈性形變減至最小。滾子進口軸承比球進口軸承產生的彈性形變數小。
另外，在某些情況下進口軸承要施加預壓以增加剛性。此程序通常用於深溝球軸承、向心推力球軸承及圓錐滾子軸承內外圈偏置，軸彎曲，軸或進口軸承箱公差變化，配合錯誤都會導致內外圈的偏心。為防止偏心角度過大，自動調心球軸承，自動調心滾子軸承，或調心軸承座是較佳的選擇。嗓音頻率及扭距，滾動軸承都是根據高精度標准生產製造的，所以嗓音及扭力小。深溝球軸承、及圓柱滾子軸承適用對於對低嗓音，低扭力有特別要求的場合。
安裝及拆卸，某些應用場合需要經常拆卸及安裝，以確保可以定期地進行檢測及維修。內外圈可以分別安裝的進口軸承如：圓柱軸承，滾針軸承，及圓錐軸承十分適用於此場合。錐孔型的自動調心球軸承及自動調心滾子軸承在軸套的幫助下，同樣簡化了安裝程序。

❿ 找一個齒輪計算的軟體！！！求大神！！

僅供參考

一，傳輸編程

第二第三個數據：皮昌運裂帶傳動齒輪減速機

（1）工作條件：設計使用年限為10年，由300個計算天，每年工作兩班倒，負載穩定。

（2）原始數據：滾筒圓周力F =可達1.7kn;皮帶速度V =1.4米/秒;

鼓直徑D =220毫米。

兩個運動圖，電機選擇

1，電機悄指類型和結構類型的選擇：按已知的工作要求和條件，選擇Y系列三相非同步電動機。

2，確定電動機功率：

（1）總的傳輸效率：

η總=η×η×η2軸承齒輪聯軸器×η×η鼓

= 0.96 ×0.992×0.97×0.99×0.95

= 0.86

（2）電機功率所需的工作：

鈀=FV/1000η總

= 1700×140/1000× 0.86

= 2.76KW

3，決定了電機轉速：

鼓軸運行速度：

凈重= 60×1000V/πD

= 60×1000×1.4 / π×220

= 121.5r/min

根據表2.2 [2]建議齒輪比的合理范圍內，採取的V型帶傳動比IV = 24，單級圓柱齒輪比范圍Ic時= 35，合理的總傳動比i的第i = 620，電機的轉速從第二選擇=×凈重=（620）×121.5 = 729的范圍內2430r /分鍾

符合這個范圍的同步轉速960轉/分和耐閉1420r/min。 [2]表8.1中，有三個適用電機型號，下表

程序電機型號額定功率電機轉速（轉/分）

KW轉整圈的總傳動比比齒輪

1 Y132S-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100L2-4 3 1500 1420 11.68 3.89

考慮電機和齒輪的大小，重量，價格和皮帶傳動，齒輪減速比，比較這兩個方案表明：選項1，由於低轉速電機，驅動器尺寸較大，價格較高。方案2是溫和的。因此，選擇電機Y100L2-4型。 /> 4，確定電機模型

根據上述選定的電機類型，所需的額定功率和同步轉速時，選定的電機模型

Y100L2-4。

主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩的2.2。

三，計算總傳動比的輸電和配電水平比

1，總比例：=通用電氣/ N桶= 1420/121.5 = 11.68

2，分配水平傳輸比

（1）取i的= 3

（2）∵，共i = I×i與牙齒π

∴I = I總牙/ I磁帶= 11.68 / 3 = 3.89 BR />四，運動參數和動力學參數計算

1，計算軸轉速（轉/分）

NI = NM / I = 1420/3 = 473.33（轉/分）</ NII = NI / I牙= 473.33/3.89 = 121.67（轉/分）

凈重鼓= NII = 473.33/3.89 = 121.67（轉/分）

2，計算軸功率（KW）

PI = PD×η= 2.76×0.96 = 2.64KW

PII = PI×η×η軸承齒輪= 2.64×0.99×0.97 = 2.53KW

3計算軸扭矩產品

TD = 9.55Pd/nm = 9550×2.76/1420 = 18.56N？米

TI = 9.55p2成/ N1 = 9550x2.64/473.33 = 53.26N？ M

TII = 9.55p2成/ N2 = 9550x2.53/121.67 = 198.58N？米

五，傳輸部分的設計計算

1，的皮帶輪傳動設計計算

（1）選擇V型皮帶型

切從教科書中[1] P189表10-8：KA = 1.2 P = 2.76KW

PC = KAP = 1.2×2.76 = 3.3 KW

據PC = 3.3KW和n1 = 473.33r/min

教科書[1] P189圖10-12，我們有：V型皮帶A型選擇

（2）確定的參考直徑滑輪和檢查皮帶速度

[1]教材P190表10-9 ，服用DD1 =95毫米> DMIN = 75

DD2 = I DD1（1-ε）= 3×95×（1 - 0.02）=279.30毫米

教科書[1] P190表10 - 9，採取DD2 = 280

皮帶速度V：V =πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

網站=7.06米/秒

5 25米/秒范圍內，適當的速度。 />（3）確定帶子的長度和中心距/>暫定中心距離a0 =500毫米

Ld為= 2A0 +π（DD1 + DD2）/ 2 +（DD2-DD1）2/4a0 BR /> = 2×500 +3.14（95 +280）+（280-95）2/4×450

=1605.8毫米

根據教科書[1]表（10-6）選擇相似LD = 1600

確定的中心距A≈A0 +（LD-LD0）/ 2 = 500 +（1600-1605.8）/ 2

=497毫米

（4）檢查小滑輪包裹角α1= 1800-57.30×（的DD2-DD1）/

= 1800-57.30×（280-95）/ 497

= 158.670> 1200（適用）

（ 5）確定

單V帶傳動額定功率的根數。據DD1和N1，檢查課本圖10-9有P1 = 1.4KW

I≠1時單V型皮帶額定功率增量帶型和i檢查[1]表10-2△P1 = 0.17KW

調查[1]表10-3，太Kα= 0.94;調查[1]表10-4 KL = 0.99

Z = PC / [（P1 +△P1）KαKL]
> = 3.3 /（1.4 +0.17）×0.94×0.99]

= 2.26（3）

（6）軸的壓力

教科書計算[1]表10 - 5理查德Q = 0.1KG /米，從教科書公式（10-20）早期的單V型皮帶張力：

F0 = 500PC/ZV [（2.5/Kα）-1] + = 500x3.3 / qV2 [3x7.06（2.5/0.94-1），+0.10 x7.062 = 134.3kN

然後作用於軸承的壓力FQ

FQ = 2ZF0sin（α1/ 2）= 2×3×134.3sin （158.67o / 2）

= 791.9N

2，齒輪傳動設計計算（1）選擇齒輪材料及熱處理：被關閉的驅動齒輪的設計，通常

軟齒面齒輪。查找表[1]表6-8，選擇便宜容易製造材料齒輪材料為45鋼，淬火和回火處理，齒面硬度260HBS，齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度215HBS; 精度等級：運輸機是通用機械，速度不高，被選為八精度。

（2）按齒面接觸疲勞強度設計由D1≥（6712×的KT1（ü+1）/φ[σH] 2）1/3

確定相關參數如下：齒輪傳動比i = 3.89

一個小齒輪Z1 = 20。大量的齒輪齒數Z2 = IZ1 =×20 = 77.8取Z2 = 78

表6-12φD= 1.1

（3）轉矩T1

T1 = 9.55從教科書×106×P1/n1 = 9.55×106×2.61/473.33 = 52660N？毫米

（4）負載因子k：取K = 1.2

（5）允許接觸應力[σH]

[σH] =σHlimZn / SHmin的教科書[1]圖6 - 37理查德：

σHlim1= 610MpaσHlim2= 500MPa級

接觸疲勞壽命系數鋅：一年300天，每天16小時計算，計算公式為N = 60njtn

N1 = 60×473.33×10 ×300×18 = 1.36x109

N2 = N / I = 1.36x109 / 3.89 = 3.4×108

調查[1]課本圖6-38曲線1，ZN1 = 1 ZN2 = 1.05 可靠性要求的整體安全系數選擇SHmin = 1.0

[σH] 1 =σHlim1ZN1/SHmin= 610x1 / 1 = 610兆帕

[σH] 2 =σHlim2ZN2/SHmin= 500x1.05 / 1 = 525Mpa

因此，它可能是：

D1≥（6712×的KT1（ü+1）/φ[σH] 2）1/3

=49.04毫米

模數：M = d1/Z1 = 49.04/20 =2.45毫米

教科書[1] P79標准模值？的第一個系列，M = 2.5

（6）檢查齒根彎曲疲勞強度σBB = 2KT1YFS/bmd1

的節圓直徑的參數和系數確定：D1 = MZ1 = 2.5×20 = 50毫米

D2 = MZ2 = 2.5×78毫米= 195毫米
>齒寬度：B =φdd1= 1.1×50 = 55毫米

採取B2 = 55毫米B1 =60毫米

（7）復合齒因素YFS的教科書[1]圖6-40：YFS1 = 4.35 ，YFS2 = 3.95

（8）許用彎曲應力[σbb]

根據教科書[1] P116：

[σbb] =σbblimYN / SFmin的

的教科書[1圖6-41是彎曲疲勞極限σbblim，應該：σbblim1= 490MPa級σbblim2= 410Mpa

的教科書[1]圖6-42彎曲疲勞壽命系數YN：YN1 = 1 YN2 = 1

最低彎曲疲勞安全系數SFmin的：作為一般的可靠性要求，採取SFmin = 1

計算彎曲疲勞許用應力

[σbb1] =σbblim1YN1/SFmin = 490×1/1 = 490MPa級

σbb2] =σbblim2YN2/SFmin = 410×1/1 = 410Mpa

驗算的

σbb1= 2kT1YFS1 / b1md1 = 71.86pa <[σbb1]

σbb2= 2kT1YFS2 / b2md1，= 72.61Mpa < [σbb2]

所以齒根彎曲疲勞強度不夠

（9）計算齒輪中央時刻的

=（D1 + D2）/ 2 =（50 +195）/ 2 = 122.5毫米

（10）計算出的齒輪的圓周速度V <br的圓周速度V =πn1d1計算/ 60×1000 = 3.14×473.33×50/60×1000 =1.23米/ s的

因為V <6米/秒，所以他們選擇了八個精密貼合。

六軸設計計算驅動轉軸設計

1，選擇軸的材料確定的許用應力軸

選舉材料為45＃鋼，調整回火。調查[2]表13-1所示：

ΣB= 650Mpa，強度σs= 360Mpa，檢查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa

[σ0] BB = 102Mpa [σ-1] = BB = 60Mpa線

2，根據估計軸扭轉強度/>最小直徑單級齒輪減速機的低速軸的軸相耦合，其輸出端， BR />從結構的要求，要考慮的，輸出軸應盡可能低，最小直徑為：

D≥C

調查[2]表13-5，45鋼C = 118 BR /> D≥118×（2.53/121.67）1/3mm =32.44毫米

考慮鍵槽的影響和耦合孔系列標准，D = 35毫米

3，計算

齒輪的齒輪上作用力遭受扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.53/121.67 = 198582

齒輪力：

圓周力：FT = 2T / D = 2×198582 / 195N = 2036N

徑向力：FR = Fttan200 = 2036×tan200 = 741N

4，結構設計

半軸結構設計中，需要考慮的大小軸系和匹配零件軸類零件固定方式，軸系結構比例繪制的草圖。

（1），選擇耦合

採用彈性柱銷聯軸器，查爾斯[2]表9.4可以得到HL3聯軸器耦合模型：35×82 GB5014-85

（2），以確定的位置固定的軸部分的方式

單級齒輪，該齒輪可以布置在中央的機櫃，軸承

齒輪的兩側對稱地布置。安裝連接軸伸端，齒輪油環和套筒實現/>軸向定位和固定，實現套筒的圓周固定在兩端由軸/>訂單實現軸向的平鍵和干擾定位，通過/>實現

分別通過兩端的軸承蓋的軸向定位，耦合軸肩平鍵，並通過過盈配合，以實現軸向定位，並與周向固定軸實現的干擾周向定位

（3）確定軸段的直徑估計

軸D =直徑35mm D1擴展結尾如同聯軸器（圖），

考慮耦合與軸肩實現軸向定位，第二直徑D2 = 40mm <br的齒輪和軸承從左邊進入左，考慮易於組裝和拆卸，零件固定要求，裝雙軸大於D2 D3，採取D3 = 45毫米的，便於裝配和d4上的齒輪與所述齒輪軸的拆卸應大於d3的，以d4上= 50毫米。左袖子上使用一個固定的齒輪，用正確的定位項圈，領直徑D5

滿足齒輪的定位，它應該也遇到合適的軸承安裝的要求，這取決於所選的型號確定軸承。進口軸承的左，右軸承相同，D6 = 45毫米。

（4）選擇[1] P270初選深溝球軸承，代碼為6209的軸承，檢查手冊可得：軸承寬度B = 19，D =安裝尺寸52，領直徑D5 = 52毫米。

（5）確定軸的直徑和長度各分部

Ⅰ部分：D1 = 35mm長度L1 = 50mm的

第二部分：D2 = 40毫米

初選與6209深溝球軸承，內徑為45mm，

寬度為19mm。考慮齒輪端面與箱體的支承面的內壁的框中，然後應該是一個目標距離。以袖子的長度為20mm，長軸通過關閉部分應基於閉包的寬度，並考慮聯軸器和應該有一個時刻，遠離外殼可能，為此，段長度為55mm，安裝齒輪段長度應小於車輪寬度2mm，所以II段長度：在

L2 =（2 +20 +19 +55）=96毫米

三段直徑D3 = 45

L3 = L1 L = 50-2 = 48毫米

Ⅳ段直徑D4 = 50mm的

右袖子的長度相同，即L4 = 20mm的

Ⅴ段直徑D5 =52毫米的。長度L5 =19毫米/>的軸的長度可以看作是軸的軸承跨度的L =96毫米

（6）通過彎曲的復合材料的強度計算

①請求的節圓直徑：已知D1 = 195毫米

②尋求扭矩：已知T2 = 198.58N？米

③求圓周力：FT

根據課本P127（6-34），我們得到

尺= 2T2/d2 = 2×198.58/195 = 2.03N

④尋求徑向力Fr

根據課本P127（6-35），我們得到，

神父=尺？若tanα= 2.03×tan200 = 0.741N

⑤因為對稱軸，兩個軸承，所以：LA = LB = 48毫米

（1）繪制的軸向力圖（圖一）<BR / （2）繪制垂直彎矩圖（圖二）

軸承反作用力：

FAY = FBY = FR / 2 = 0.74 / 2 = 0.37N

FAZ = FBZ FT / 2 = 2.03 / 2 = 1.01N

從兩側的對稱的彎曲力矩也被稱為C節對稱。 C部分的彎矩在垂直平面內

MC1 = FAyL / 2 = 0.37×96÷2 = 17.76N？中號

C節在水平面上的彎矩為：的

MC2 = FAZL / 2 = 1.01×96÷2 = 48.48N？米

（4）一起繪制彎矩圖（圖四）

MC =（MC12 MC22）1/2 =（17.762 48.482）1/2 = 51.63N？米

（5）繪制扭矩圖（圖E）

扭矩：T = 9.55×（P2/n2）×106 = 198.58N？米

（6）畫出等效彎矩圖（圖F）

文治武功扭扭矩力產生的脈動循環變化，α= 0.2，C節是相當於時刻：

MEC = MC2 + （αT）2] 1/2

= [51.632 +（0.2×198.58）2] 1/2 = 65.13N？米

（7）檢查危險的C節由公式（6-3）強度

ΣE= 65.13/0.1d33 = 65.13x1000/0.1×453

= 7.14MPa <[σ-1] = 60MPa的

∴軸足夠的強度。

駕駛轉軸設計

1，選擇軸來確定材料的許用應力軸

選舉材料為45＃鋼，淬火和回火。調查[2]表13-1所示：

ΣB= 650Mpa，強度σs= 360Mpa，檢查[2]表13-6所示：[ΣB+1] BB = 215Mpa

[σ0] BB = 102Mpa [σ-1] = BB = 60Mpa線

2，根據估計軸扭轉強度/>最小直徑單級齒輪減速機的低速軸的軸相耦合，其輸出端， BR />從結構的要求，要考慮的，輸出軸應盡可能低，最小直徑為：

D≥C

調查[2]表13-5，45鋼C = 118 BR /> D≥118×（2.64/473.33）1/3mm =20.92毫米

考慮影響標准鍵槽系列，D = 22毫米

3，計算的作用力齒輪齒輪遭受

扭矩：T = 9.55×106P / N = 9.55×106×2.64/473.33 = 53265

齒輪力：

圓周力：FT = 2T / D = 2× 2130N 53265/50N =

徑向力：FR = Fttan200 = 2130×tan200 = 775N

確定方式

單級齒輪，齒輪可以安排在固定的軸類零件的位置中央機櫃，軸承/>兩側對稱地布置的齒輪。齒輪油環和套筒實現軸向定位和固定

干擾，符合平鍵，實現周向固定在兩端的袖子軸

為了實現軸向定位，干擾，適合實現通過固定軸圓周的

通過兩端的軸承蓋的軸向定位，取得

4，以確定與6206初選

深溝球軸承，內徑為30mm，軸的直徑和每個區段的長度 BR />寬度為16mm ..考慮齒輪端面和櫃壁，軸承表面和內壁應該有幾步之遙，然後拿袖子的長度為20mm，那麼段長度36毫米的長度安裝齒輪的寬度為2mm。

（2）抗彎抗扭強度計算

①需求的節圓直徑：已知D2 = 50毫米

②尋求扭矩：T = 53.26N？米

③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34），我們得到

尺= 2T3/d2 = 2×53.26/50 = 2.13N

④求徑向力Fr教材P127（6 - 35），我們得到，

神父=尺？若tanα= 2.13×0.36379 = 0.76N

⑤∵兩軸承對稱

∴LA = LB =50毫米的

（1）尋找支撐反作用力傳真，FBY，FAZ，FBZ

傳真= FBY = FR / 2 = 0.76 / 2 = 0.38N

FAZ = FBZ = FT / 2 = 2.13 / 2 = 1.065N

（2）C截面彎矩在垂直平面
> MC1 = FAxL / 2 = 0.38×100/2 = 19N？米

（3）橫截面C在水平面彎矩

MC2 = FAZL / 2 = 1.065×100/2 = 52.5N？米

（4）計算合成一刻

MC =（MC12 MC22）1/2

=（192 52.52）1/2 = 55.83N？米（5）計算的等效力矩：根據教科書P235α= 0.4

MEC = [MC2 +（αT）2] 1/2 = [55.832 +（0.4×53.26）2] 1/2

= 59.74N？米

（6）檢查危險截面的強度由公式（10-3）

ΣE= MEC /（0.1d3）= 59.74x1000 /（0.1×303） BR /> = 22.12Mpa <[σ-1] = 60Mpa線

∴此軸具有足夠的強度

（7）滾動軸承的選擇和驗算

一個從動軸軸承

根據根據條件，軸承壽命

L'H = 10×300×16 = 48000h

（1）初選軸承型號：6209，

檢查[ 1]表14-19所示：D = 55毫米，外徑D = 85MM，寬度B = 19mm，內基本額定動負荷C = 31.5KN，基本額定靜負荷CO = 20.5KN，

調查[2]表10.1所示的極限轉速9000r/min

（1）已知NII = 121.67（轉/分）

兩個軸承的徑向反作用力：FR1 = FR2 = 1083N
>根據課本P265（11-12）軸承內部的軸向力

FS = 0.63FR然後FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1083 = 682N

（2）∵FS1 + FA = FS2 FA = 0

所以任意壓縮側的一端，現在一邊是按端

FA1 = FS1 = 682N FA2 = FS2 = 682N

（3）尋找系數X，Y FA1/FR1 = 682N/1038N = 0.63

FA2/FR2 = 682N/1038N = 0.63

根據課本P265表（14 -14）E = 0.68

FA1/FR1 < E X1 = 1 FA2/FR2 <E的2倍= 1

Y1 = 0 Y2 = 0

（4）計算等效負載P1，P2

根據課本的P264表（14-12）採取F P = 1.5

根據課本P264（14-7），我們得到

P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N

P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1083 +0）= 1624N

（5）軸承壽命計算

∵P1 = P2所以取P = 1624N

∵深溝球進口軸承ε= 3

6209手動型CR = 31500N

教材P264（14-5），我們得到

LH = 106（ftCr / P）ε/60n BR /> = 106（1×31500/1624）3/60X121.67 = 998953h> 48000h

∴壽命足夠

2。傳動軸軸承：

（1）軸承的主要模式是：6206

調查[1]表14-19所示：D = 30mm的外徑D = 62mm約寬度B = 16mm時， 基本額定動載荷C = 19.5KN，基本額定靜負荷CO = 111.5KN，

調查[2]如表10.1所示極限轉速13000r/min

根據根據條件，軸承壽命預期

L'H = 10×300×16 = 48000h

（1）已知NI = 473.33（轉/分）

兩個徑向軸承反作用力：FR1 = FR2 = 1129N <BR /根據課本P265（11-12）軸承內部的軸向力

FS = 0.63FR然後FS1 = FS2 = 0.63FR1 = 0.63x1129 = 711.8N

（2）∵FS1 + FA = FS2發= 0

所以任意壓縮側的一端，現在一邊是按端

FA1 = FS1 = 711.8N FA2 = FS2 = 711.8N

（3）求系數X， Y FA1/FR1 = 711.8N/711.8N = 0.63

FA2/FR2 = 711.8N/711.8N = 0.63

根據課本P265表（14-14）E = 0.68 BR /> FA1/FR1 <E X1 = 1 FA2/FR2 <E X2 = 1

Y1 = 0 Y2 = 0

（4）計算的等效負載P1，P2

根據教科書P264表（14 - 12）F P = 1.5

根據課本P264（14-7），我們得到

P1 = FP（x1FR1 + y1FA1）= 1.5×（1×1129 +0） = 1693.5N

P2 = FP（x2FR1 + y2FA2）= 1.5×（1×1129 +0）= 1693.5N

（5）軸承壽命計算

∵P1 = P2取P = 1693.5N

∵深溝球軸承ε= 3

6206手動型CR = 19500N

教材P264（14-5），我們得到

LH = 106（ftCr / P）ε/60n = 106（1×19500/1693.5）3/60X473.33 = 53713h> 48000h

∴預期壽命足夠

七鍵連接選項和檢查計算

1。根據軸的大小[1]表12-6

速軸（驅動軸）與V皮帶輪連接鍵：鍵8×36 GB1096-79

大齒輪和軸的鍵是：關鍵14×45 GB1096-79

軸和耦合鍵：鍵10×40 GB1096-79

2。粘結強度檢查

大齒輪和軸鍵：14×45 GB1096-79

B×H = 14×9，L = 45，那麼LS = LB = 31

圓周力：FR = 2TII / D = 2×五十〇分之一十九萬八千五百八十零= 7943.2N

壓強度：= 56.93 <125150MPA = [ΣP]

所以擠壓剪切強度足夠的剪切強度：= 36.60 <120兆帕= []

因此，足夠的剪切粘結強度為8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上述步驟進行檢查，並滿足要求。

八，減速箱體，蓋及配件的設計計算

1，減速機附件選項喘息

至於室內使用，選通氣孔（過濾器），使用M18×1.5

油位指示器選擇游標M12

起重設備，採用蓋耳，座墊接頭盒。

油放油塞放油塞和「機械設計課程設計」表5.3下使用十六進制墊圈M18×1.5

選擇合適的型號：

從封面螺絲型號：GB/T5780 M18×30，材質Q235

高速軸軸承蓋螺絲：GB578386 M8X12，材質Q235

低速軸軸承蓋螺釘：GB578386 M8×20，材料Q235

螺栓：GB578286 M14×100，材質Q235

櫃主要尺寸：

（1）箱座厚度= 0.025A +1 = 0.025×122.5 + 1 = 4.0625 Z = 8

（2）覆蓋層厚度Z1 = 0.02A +1 = 0.02×122.5 +1 = 3.45

取Z1 = 8

（3）蓋法蘭厚度B1 = 1.5z1 = 1.5×8 = 12

（4）箱座法蘭厚度B = 1.5Z = 1.5×8 = 12

（5）箱座底部法蘭厚度b2 = 2.5z = 2.5×8 = 20

（6）接地螺釘直徑DF = 0.036A +12 =

0.036×122.5 +12 = 16.41（18）

（7）接地螺釘數n = 4 （因為<250）

（8）軸承側連接螺栓直徑d1 = 0.75df = 0.75×18 = 13.5（14）

（9）蓋和座椅連接螺栓直徑d2 =（0.5- 0.6）DF = 0.55×18 = 9.9（10）

（10）連接螺栓間距D2大號的= 150-200

（11）軸承端蓋螺栓直D3 =（0.4-0.5）DF = 0.4×18 = 7.2（8）

（12）井蓋螺釘D4 =（0.3-0.4）DF = 0.3×18 = 5.4（6）

（13）定位銷直徑D =（ 0.70.8）2 = 0.8×10 = 8

（14）df.d1.d2外箱壁從C1

（15）DF。 D2

（16）老闆身高：據以確定低級別的軸承外徑，以扳手為准。 />（17）的外壁的框中，然後端軸承的距離C1 + C2 +（510）

（18），在齒輪箱內部的壁頂圓的距離：> 9.6毫米 />（19）齒輪端面和內壁的罐距離= 12毫米

蓋（20），箱座肋厚度：M1 = 8毫米，平方米= 8毫米

（21）軸承蓋直徑：D +（55.5）D3

D軸承內徑

（22）相鄰的連接螺栓軸承距離：盡可能靠近MD1和MD3不幹涉為准，一般以S = D2。

九，潤滑與密封

1。齒輪的潤滑採用浸油潤滑，由於單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12米/秒，當m <20時，浸油為一個齒深度h是高的，但不超過10mm的，所以高度，共約浸油36毫米的。

2。軸承的潤滑

圓周速度的軸承，所以應該設立一個油槽，飛濺潤滑。

3。潤滑劑選擇

齒輪和軸承用同一種油是更方便，考慮該設備用於小型設備，GB443-89全損耗系統潤滑油L-AN15的選擇。

4。密封方法挑選

法蘭端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架旋轉軸唇形密封圈實現密封。戒指模型的軸組件的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按定位軸承的外徑決定。

十，設計課程設計的經驗總結

課程設計需要努力工作，努力學習的精神。各一台，將在第一時間的事情，但似乎並沒有感覺困難是第一次體驗，一步一步克服挫折，你可能需要持續幾個小時，10小時不停工作研究，最後的結局是一個歡樂的時刻，是很容易的，是一聲嘆息！

課程設計過程中，幾乎所有的問題，他們已經學會在過去是不強，許多計算方法，公式都忘了，不斷地把信息，閱讀和學生相互探討。雖然過程很辛苦，有時要放棄的念頭，但始終堅持了下來，完成了設計，但也學會了，應該鞏固這方面的知識的同時，提高運用所學知識，彌補了很多以往的知識沒學好的容量。

十一參考書目

[1]「機械設計課程設計」，高等教育出版社，2004年7月第二版編輯安東尼·陳;
[2]「機械設計」，機械工業出版社滬嘉秀編輯器，在2007年7月第1版