本篇文章给大家谈谈 轴承热装配加热温度 ，以及 过盈量0.34需加热多少度?轴直径为136.5,孔材质为20#钢 对应的知识点，希望对各位有所帮助，不要忘了收藏本站喔。今天给各位分享 轴承热装配加热温度 的知识，其中也会对 过盈量0.34需加热多少度?轴直径为136.5,孔材质为20#钢 进行解释，如果能碰巧解决你现在面临的问题，别忘了关注本站，现在开始吧！

国内轴承应该是不超过120度，国外轴承应该是不超过150度。但为了防止过高温度，现场一般控制在100度

冷装配法时，不要用工具直接撞击轴承端面，以免损坏轴承。2、热装配法：热装配法是先将轴承加热使其内径膨胀，然后再将其装到轴上，这种方法适用于过盈量较小时。热装配法时，加热温度不能超过120摄氏度。

120℃。机械维修工操作规程规定：组装轴承时，应加热装配，不得用大锤打入，用油加热轴承时，油温不得超过120℃，轴承与轴间或轴肩或轴承座挡肩应靠紧，轴承盖和垫圈必须平整，并均匀地紧贴在轴瓦端面上，如设备技术文件规

d── 配合直径，mm。轴承加热应注意温度不得超过80°C。

轴承热套法是加热轴承，达到100度左右，可用油锅加热，也可用专用的轴承电磁加热器，达到温度后，轴承内孔就会涨大，然后直接套到轴头上即可。

轴承热装配加热温度

温升60°为例，△D=0.000011×50×60=0.033mm。

外径6OO内孔16O高550,进加热炉加热至39O度内孔能加大，烘制轴与套都采取加热方法达到过盁配合，套加热一定温度后由于热胀冷缩原理孔变大直接套入轴类工件，冷却后收缩达到过赢配合，牢固不脱落，就像一个整体零件一样合

按照最低热膨胀系数的钢材计算加热到150℃ 其内径周长增大1.3mm 直径达到250.2mm。那么你们可以将加热温度设定在160℃对内孔加热，孔受热均匀达到160℃时可将轴轻松装配进孔内！！！

常用的金属材料中，铜和铝的热膨胀系数较大，分别约为16.5×10^(-6)/℃和23×10^(-6)/℃。根据热膨胀系数，我们可以计算出加热后孔的变大量。假设孔的初始直径为D0，温度升高ΔT ℃，材料的热膨胀系数为α，则孔

160内孔加热最多变大多少

20#精密无缝管：20#精密无缝管是更高精度的无缝钢管，具有更高的尺寸精度和更光洁的表面。这种管道的精度更高，可以满足更为严格的要求，如高精度液压、高精度气动等。二、材质 20号无缝钢管：20号无缝钢管的材质为低碳

8.当被钻孔径D 与孔深L之比( )时属于钻深孔A >10 B >8 C >5 D >209.在某淬硬钢工件上加工内孔φ15H5,表面粗糙度为RA 0.2μm,工件硬度为30~35°HRC ,应选择适当的加工方法为( )A钻—扩—铰 B 钻—金刚镗 C钻

过盈量最好不低于0.04mm，可到0.2mm。甚至更大。对于大型的联轴器，应能在轴不需要作轴向移动的条件下实现拆装。此外，还应考虑工作环境、使用寿命以及润滑、密封和经济性等条件，再参考各类联轴器特性，选择一种合用的

不知你说的孔是什么材质，如果是钢的，300-400度足够了，不能太高，太高了金属材质变了。如果是铜或铜合金的，温度还可以再高点。

一般情况下加热到70--80度就可以了，再说过盈量太小了，直接用铜套将轴承敲到轴上就行了，没必要用热装

请使用机油或者黄油煮加热零件,控制在沸腾时间不超过10分钟.这样就不会造成零件过加热而退火现象.一般机油黄油的沸腾温度也就是不200摄氏度以内,超过200摄氏度机油就会变成黑色碳化而燃烧.我在上电机轴承的时候常用氧气乙炔加热

轴承加热的一般温度是80°C~100°C。当轴承内径大于70mm，或配合过盈较大时，一般采用加热的方法使轴承内孔膨胀再进行热套。一般将轴承加热至80°C，最高100°C。超过120°C会导致轴承发生回火现象，致使轴承套圈的硬度和

过盈量0.34需加热多少度?轴直径为136.5,孔材质为20#钢

当切削力较大时会使工件从顶尖孔中滑出,轻则使刀具工件损坏,重则会造成机床或人身事故;而太宽时则容易使工件外形加工成多棱形,表面上产生振纹,增大了加工表面粗糙度,影响到轴类零件的加工精度(如径向跳动、圆度、锥度与同轴度等)

奥，刚加热200度以后能涨大概在百分之10到50%的涨膨胀力

ΔD = 1.2 × 10^-5 /℃ × 70mm × 180℃ ≈ 0.15mm 即在加热至200℃时，该圆柱形钢件的内径可能会增大约 0.15mm 左右。需要注意的是，由于不同材质的线膨胀系数可能有所不同，因此实际变化量还需根据具体

在现场用心算法算一下就可以了，一般不去考虑单位，比如200的内径加热到250度，则；用有效数字 12*2（200）*25（250）=6（600）算得结果是6，显然这个6不会是6道，也不会是600道。前者太少了，给定的条件下能只胀

20°C～100°C时，轴承钢的线胀系数α约为11×10^-6/°C。加热后的增量△D=α×D×△T。以孔径Φ50，温升60°为例，△D=0.000011×50×60=0.033mm。

0.033mm。根据查询轴孔加热器计算公式得知，△d=a*d0*(t1-t0) 其中△d是轴承或者工件的直径膨胀量，单位为mm a为轴承钢线膨胀系数,为1.25*10^-5，d0为轴承或工件的初始直径，t1为轴承加热后的温度，t0为轴承的初

轴孔加热200度能涨多少

热装法: 适用过盈量较 大零件的装配 1．做好热装前的准备工作．以保证热装工序的顺利完成 1 加热温度T计算公式 T＝(σ＋δ)/ad＋T (℃) 式中d－配合公称直径(mm) a－加热零件材料线膨胀系数(1/℃) 常用材 料线膨胀系数见有关手册 σ－配合尺寸的最大过盈量mm δ－所需热装间隙(mm) 当d=200mm时， δ取(1~2)σ 当d≥200mm时， δ取(0.001~0.0015)d2 2加热时间按零件厚10mm需加热10min估算。厚度值按零件轴向和径向尺寸小者计算 3 保温时间按加热时间的1/4估算 2．包容件加热．胀量达到要求后，要迅速清理包容件和包件的配合表面，然后立即进行热装。要求操作动作迅速准确，一次热装到位，中涂不许停顿。若发生异常，不允许强迫装入，必须排除故障，重新加热再进行热装 3.零件热装后，采用拉、压、顶等可靠措施使热装件靠近被包容件轴向定位面。零件冷却后，其间隙不得大于配合长度的1000 4.钢件中装铜套时，包容件只能作一次热装，装后不允许作为二次热装的包容件再行加热 5.凡镶圈结构的齿轮与的热装时．在装齿圈时已加热过一次，当与轴热装时，又需二次加热，一般应采用油浴加热。若条件有限，也可采用电炉加热，但必须严格控制温升速度，使之温度均匀．且工作外表面离炉丝距离大于300mm，否则不准采用 6.采用油浴加热，其油温控制在该油的闪点以下10"20℃，绝不允许使用到油的闪点或高于闪点。常用油闪点见表7-86 7.采用电感式加热器加热，必须适当选择设备规格，并严格遵守设备操作规程
　　仅供参考 　　一、传动方案拟定 　　第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 　　（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。 　　（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s； 　　滚筒直径D=220mm。 　　运动简图 　　二、电动机的选择 　　1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。 　　2、确定电动机的功率： 　　（1）传动装置的总效率： 　　η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 　　=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95 　　=0.86 　　(2)电机所需的工作功率： 　　Pd=FV/1000η总 　　=1700×1.4/1000×0.86 　　=2.76KW 　　3、确定电动机转速： 　　滚筒轴的工作转速： 　　Nw=60×1000V/πD 　　=60×1000×1.4/π×220 　　=121.5r/min 　　根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min 　　符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表 　　方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比 　　KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 　　1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 　　2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89 　　综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。 　　4、确定电动机型号 　　根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 　　Y100l2-4。 　　其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。 　　三、计算总传动比及分配各级的传动比 　　1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68 　　2、分配各级传动比 　　（1） 取i带=3 　　（2） ∵i总=i齿×i 带π 　　∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89 　　四、运动参数及动力参数计算 　　1、计算各轴转速（r/min） 　　nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min) 　　nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min) 　　滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min) 　　2、 计算各轴的功率（KW） 　　PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW 　　PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW 　　3、 计算各轴转矩 　　Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m 　　TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m 　　TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 　　五、传动零件的设计计算 　　1、 皮带轮传动的设计计算 　　（1） 选择普通V带截型 　　由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW 　　PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW 　　据PC=3.3KW和n1=473.33r/min 　　由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带 　　（2） 确定带轮基准直径，并验算带速 　　由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75 　　dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 　　由课本[1]P190表10-9，取dd2=280 　　带速V：V=πdd1n1/60×1000 　　=π×95×1420/60×1000 　　=7.06m/s 　　在5~25m/s范围内，带速合适。 　　（3） 确定带长和中心距 　　初定中心距a0=500mm 　　Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 　　=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 　　=1605.8mm 　　根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm 　　确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 　　=497mm 　　(4) 验算小带轮包角 　　α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a 　　=1800-57.30×(280-95)/497 　　=158.670>1200（适用） 　　（5） 确定带的根数 　　单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW 　　i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW 　　查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99 　　Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] 　　=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99] 　　=2.26 (取3根) 　　(6) 计算轴上压力 　　由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力： 　　F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN 　　则作用在轴承的压力FQ 　　FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2) 　　=791.9N 　　2、齿轮传动的设计计算 　　（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 　　齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS； 　　精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。 　　(2)按齿面接触疲劳强度设计 　　由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 　　确定有关参数如下：传动比i齿=3.89 　　取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78 　　由课本表6-12取φd=1.1 　　(3)转矩T1 　　T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm 　　(4)载荷系数k : 取k=1.2 　　(5)许用接触应力[σH] 　　[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得： 　　σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa 　　接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算 　　N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 　　N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108 　　查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 　　按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0 　　[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa 　　[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 　　故得： 　　d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 　　=49.04mm 　　模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 　　取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5 　　(6)校核齿根弯曲疲劳强度 　　σ bb=2KT1YFS/bmd1 　　确定有关参数和系数 　　分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm 　　d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 　　齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 　　取b2=55mm b1=60mm 　　(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 　　(8)许用弯曲应力[σbb] 　　根据课本[1]P116： 　　[σbb]= σbblim YN/SFmin 　　由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 　　由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1 　　弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 　　计算得弯曲疲劳许用应力为 　　[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa 　　[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 　　校核计算 　　σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] 　　σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 　　故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 　　(9)计算齿轮传动的中心矩a 　　a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm 　　(10)计算齿轮的圆周速度V 　　计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 　　因为V＜6m/s，故取8级精度合适． 　　六、轴的设计计算 　　从动轴设计 　　1、选择轴的材料 确定许用应力 　　选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： 　　σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa 　　[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 　　2、按扭转强度估算轴的最小直径 　　单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 　　从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： 　　d≥C 　　查[2]表13-5可得，45钢取C=118 　　则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 　　考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 　　3、齿轮上作用力的计算 　　齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 　　齿轮作用力： 　　圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 　　径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 　　4、轴的结构设计 　　轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 　　（1）、联轴器的选择 　　可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85 　　（2）、确定轴上零件的位置与固定方式 　　单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 　　在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 　　轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 　　承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 　　过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 　　分别实现轴向定位和周向定位 　　（3）、确定各段轴的直径 　　将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图）， 　　考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm 　　齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5 　　满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. 　　(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. 　　(5）确定轴各段直径和长度 　　Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm 　　II段:d2=40mm 　　初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm, 　　宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： 　　L2=（2+20+19+55）=96mm 　　III段直径d3=45mm 　　L3=L1-L=50-2=48mm 　　Ⅳ段直径d4=50mm 　　长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 　　Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm 　　由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm 　　(6)按弯矩复合强度计算 　　①求分度圆直径：已知d1=195mm 　　②求转矩：已知T2=198.58N?m 　　③求圆周力：Ft 　　根据课本P127（6-34）式得 　　Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N 　　④求径向力Fr 　　根据课本P127（6-35）式得 　　Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N 　　⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm 　　(1)绘制轴受力简图（如图a） 　　（2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 　　轴承支反力： 　　FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N 　　FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 　　由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 　　MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m 　　截面C在水平面上弯矩为： 　　MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m 　　(4)绘制合弯矩图（如图d） 　　MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m 　　(5)绘制扭矩图（如图e） 　　转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m 　　(6)绘制当量弯矩图（如图f） 　　转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩： 　　Mec=[MC2+(αT)2]1/2 　　=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m 　　(7)校核危险截面C的强度 　　由式（6-3） 　　σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 　　=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa 　　∴该轴强度足够。 　　主动轴的设计 　　1、选择轴的材料 确定许用应力 　　选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： 　　σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa 　　[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 　　2、按扭转强度估算轴的最小直径 　　单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 　　从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： 　　d≥C 　　查[2]表13-5可得，45钢取C=118 　　则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 　　考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 　　3、齿轮上作用力的计算 　　齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N 　　齿轮作用力： 　　圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 　　径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 　　确定轴上零件的位置与固定方式 　　单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 　　在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 　　，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 　　承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 　　过两端轴承盖实现轴向定位， 　　4 确定轴的各段直径和长度 　　初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm, 　　宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 　　(2)按弯扭复合强度计算 　　①求分度圆直径：已知d2=50mm 　　②求转矩：已知T=53.26N?m 　　③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 　　Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N 　　④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 　　Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N 　　⑤∵两轴承对称 　　∴LA=LB=50mm 　　(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ 　　FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N 　　FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N 　　(2) 截面C在垂直面弯矩为 　　MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m 　　(3)截面C在水平面弯矩为 　　MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m 　　(4)计算合成弯矩 　　MC=（MC12+MC22）1/2 　　=（192+52.52）1/2 　　=55.83N?m 　　(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4 　　Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 　　=59.74N?m 　　(6)校核危险截面C的强度 　　由式（10-3） 　　σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303) 　　=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa 　　∴此轴强度足够 　　（7） 滚动轴承的选择及校核计算 　　一从动轴上的轴承 　　根据根据条件，轴承预计寿命 　　L'h=10×300×16=48000h 　　(1)由初选的轴承的型号为: 6209, 　　查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 　　查[2]表10.1可知极限转速9000r/min 　　（1）已知nII=121.67(r/min) 　　两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N 　　根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 　　FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N 　　(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 　　故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 　　FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N 　　(3)求系数x、y 　　FA1/FR1=682N/1038N =0.63 　　FA2/FR2=682N/1038N =0.63 　　根据课本P265表（14-14）得e=0.68 　　FA1/FR148000h 　　∴预期寿命足够 　　二.主动轴上的轴承: 　　(1)由初选的轴承的型号为:6206 　　查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm, 　　基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 　　查[2]表10.1可知极限转速13000r/min 　　根据根据条件，轴承预计寿命 　　L'h=10×300×16=48000h 　　（1）已知nI=473.33(r/min) 　　两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 　　根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 　　FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N 　　(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 　　故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 　　FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N 　　(3)求系数x、y 　　FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 　　FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 　　根据课本P265表（14-14）得e=0.68 　　FA1/FR148000h 　　∴预期寿命足够 　　七、键联接的选择及校核计算 　　1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6 　　高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 　　大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79 　　轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79 　　2．键的强度校核 　　大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79 　　b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm 　　圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 　　挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp] 　　因此挤压强度足够 　　剪切强度： =36.60<120MPa=[ ] 　　因此剪切强度足够 　　键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。 　　八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~ 　　1、减速器附件的选择 　　通气器 　　由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 　　油面指示器 　　选用游标尺M12 　　起吊装置 　　采用箱盖吊耳、箱座吊耳. 　　放油螺塞 　　选用外六角油塞及垫片M18×1.5 　　根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号： 　　起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235 　　高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 　　低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 　　螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 　　箱体的主要尺寸： 　　： 　　(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 　　(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 　　取z1=8 　　(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 　　(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 　　(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 　　(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12= 　　0.036×122.5+12=16.41(取18) 　　(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) 　　(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) 　　(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10) 　　(10)连接螺栓d2的间距L=150-200 　　(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) 　　(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) 　　(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 　　(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 　　(15) Df.d2 　　(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 　　(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10） 　　(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm 　　(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm 　　(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm 　　(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 　　D～轴承外径 　　(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2. 　　九、润滑与密封 　　1.齿轮的润滑 　　采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。 　　2.滚动轴承的润滑 　　由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 　　3.润滑油的选择 　　齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。 　　4.密封方法的选取 　　选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 　　十、设计小结 　　课程设计体会 　　课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！ 　　课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。 　　十一、参考资料目录 　　[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版； 　　[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版
加热温度应控制在120度以内，因为润滑脂不许超过120度，否则会流出，另外轴承在高温下（比如超过200度），轴承钢中残余奥氏体向马氏体转变，将导致轴承外圈的圆周长度增长，从而引起振动，轴承退火又引起硬度降低。
加热温度应控制在120度以内，因为润滑脂不许超过120度，否则会流出或者变质，另外轴承在高温下（比如超过200度），轴承钢中残余奥氏体向马氏体转变，将导致轴承外圈的圆周长度增长，从而引起振动，轴承退火又引起硬度降低。

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