本篇文章给大家谈谈 轧辊的轴承位小0.02可以用吗? ，以及 轴上轴承位磨小了,有那些返修方法? 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 轧辊的轴承位小0.02可以用吗? 的知识，其中也会对 轴上轴承位磨小了,有那些返修方法? 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！

你说的是滚动轴承吧，这要看轴承的大小，和配合的精度。采用的是基孔制，一般过盈0.03-0.05%。如50的轴，尺寸应为50+0.015&0.025 皮带轮也一样，过盈可略少点。

不是的活，经过转动后轴会升温，轴承就会在轴上自转，起不到应有的作用，时间长了对轴会有不好的磨损。要想做到过盈配合，轴承的内径应该比轴的内径略小几个丝，就是-0．02mm或-0.04mm.装配前先把轴承用加热的机油浸

我建议是拿去镀硬铬后再进行加工，可以保证轴不出问题，而且使用时间又很长。对于你恢复生产又比较快。

可以用镀硬铬的方法，把该部位加大，然后磨削到尺寸。

轧辊的轴承位小0.02可以用吗?

没法补救，装轴承的地方是要上磨床的，没车到还没有关系，车小了，怎么配轴承！

能镀，一班情况下镀铬，硬度和耐磨性都比较好，缺点也是硬度和耐磨，轴承损坏不转了会损坏与铬层配合的轴套

这种类型的零件一般采用的装配工艺是过盈配合，需借助机械装配，小几丝应该不是问题。如果确实是超差几丝，固定在卡盘上，开动后用细纱布稍微打一下就行了。

1.嵌套：把轴加工至245左右，过盈配合一套；2.电焊补:用电焊焊出6-10条筋进行补救；3气焊补：对外圆进行铜焊补救；4图层补：以前见过，忘记图层材料了；( x0 L5 ?% J. i; a& S 5电镀层:需要镀层厚度0.15左右；

通过有效地修复手段，如“模具修复”、“部件对应关系修复”、“高分子材料配合机加工修复”、“传统工艺配合高分子材料修复”，可以最大限度确保修复部位与配合部件之间的配合关系，同时利用复合材料本身具有的抗压、抗弯曲、高

1、首先表面烤油，使用乙炔氧气进行烤油。2、其次表面打磨，使用磨光机将表面打磨粗糙、干净，提高索雷碳纳米聚合物材料SD7101H的粘结力。3、最后用无水乙醇清洗轴表面，工装内表面刷脱模剂即可完成。

可以这样修：1、使用填料：使用填料材料（如环氧树脂或金属填料）填充轴承座位的空隙，使其与轴承的尺寸匹配。填料应根据座位材料和要求选择适当的类型，按照说明进行应用和硬化。2、热装配：对于金属轴承座位，采用热装配的方法

轴承位车小了3丝怎么修

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轴承位小了0.02毫米,已经滚花,但不实用,请问有什么好的处理办法? 要求滚花消失 或者提供一下表面镀锌

镀硬铬,增加0.05MM的直径

解决方案很多：1.轴颈镀铬 2.轴颈车小后大过盈装过渡套。3.轴径尺寸刷镀 4.如果轴颈可焊，融弧焊后返修。希望我的回答对你有帮助。

堆焊后热处理去应力，再重新粗车精车精磨.

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一根轴,车床加工,装轴承的位置尺寸车小了,怎么补救?

5.连杆几何形状缺陷连杆几何形状如出现鞍形、鼓形、不同轴以及不直等现象时， 会造成轴颈和轴承之间的正常间隙发生变化。 间隙过大将导致轴颈和轴承间的接触弧度变小，增加了油膜的压力载荷，加剧轴承的疲劳；间隙过小会限制

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您可以用福世蓝2211F金属修复材料修复磨损的轴。高分子复合材料2211F是一种用于抗高温、抗强腐蚀并可以机加工的金属修复材料，它具有良好的粘结力和机械性能，能够很好的缓冲和抵抗机械运转过程中受到的综合机械力，并且用2211

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2、刷镀、喷涂 优势：热应力小，对材质造成的损伤相对较小。劣势：对磨损尺寸有限制；无法现场维修；易脱层；费用高。3、补焊后机加工 优势：维修费用低。劣势：不能重复修复；易断轴，造成重大事故；隐患大，综合成本高。

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轴上轴承位磨小了,有那些返修方法?

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就电焊补焊完后会产生轴变形，而且硬度也被破坏了，变的很软。我建议是拿去镀硬铬后再进行加工，可以保证轴不出问题，而且使用时间又很长。对于你恢复生产又比较快。

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我有一轴,轴承安装位直径460,加工小了0.3mm,怎么处理?

设计题目：单级圆柱齿轮减速器 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第九组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 带式输送机的传动装置简图 1－电动机；2－三角带传动； 3－减速器；4－联轴器； 5－传动滚筒；6－皮带运输机 1、传动方案的分析与拟定 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，环境清洁。 （2） 原始数据：滚筒圆周力F=1900N；带速V=2.55m/s； 滚筒直径D=240mm；滚筒长度L=250mm。 3、方案拟定： 　　采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.85 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1900×2.55/1000×0.85 =5.7KW 查手册得 P额 = 7.5kw 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/（πD） =60×1000×2.25/π×500 =97.45r/min 按推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ig=3~4。取V带传动比ip=2.5~3.5，则总传动比理时范围为I总=7.5~14。 4、确定电动机型号 故电动机转速的可选范围为 Nd =i总×nw=（7.5~14）×97.45=731~1364r/min 适合这一范围的有750r/min和1000r/min,因此选择电动机的型号为Y系列160M-6，n满=970r/min. 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/97.45=9.95 2、分配各级转动比 总传动比等于各传动比的乘积:i总=i齿轮×i带 取齿轮i带=3（单级减速器i=2.5~3.5合理） ∵i总=i齿轮×i带 ∴i齿轮=i总/i带=9.95/3=3.32 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） n0=n满=970 r/min nI=no/i带=970/3=323(r/min) nII=nI/i齿轮=323/3.32=97.29(r/min) nIII= nII =97.29(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） Po=P工作=5.7KW Ⅰ轴: PI=Poη带=5.7×0.96=5.5KW Ⅱ轴：PII=PI×η轴承×η齿轮=5.5×0.98×0.97 =5.2KW 卷筒轴：pIII= PII×η轴承×η联轴器=5.2×0.98×0.99=5.05 KW 3、 计算各轴扭矩（N•mm） To=9550Po/no=9550×5.7/970=56.12 N•m TI=9550PI/nI=9550×5.5/323=162.62N•m TII=9550PII/nII=9550×5.2/97.29=510.43N•m TIII=9550PIII/nIII=9550×5.05/97.29=715.22N•m 轴号 功率 P/kW N /(r.min-1) / (N﹒m) i 0 5.7 970 56.12 2.5 1 5.5 323 162.62 2 5.2 97.29 510.43 4.02 3 5.05 97.29 495.71 1 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P130表8.12得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×7.5=8.25KW nI==970r/min 由课本P131图8.12得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 查资料表6－5，6－6 则取dd1=125mm>dmin=75 dd2=nI/ nII•dd1=970/323×125=375mm 由课本P115表8-3，取dd2=375mm 实际转动比i= dd2/dd1 =375/125=3 带速V：V=πdd1nI/60×1000 =π×125×970/60×1000 =6.3m/s(带速合适) （3） 确定带长和中心矩 根据课本P132式（8-14）得 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0.7(125+375)≤a0≤2×(125+375) 所以有：350mm≤a0≤1000mm 预选a0=650 由课本P132式（8-15）得带的基准长度： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2+dd1)/4a0 =2×650+1.57(125+375)+(375+125)2/(4×650) =2181mm 根据课本P117表8.4取基准长度：Ld=2240mm 根据课本P132式（8-16）得： a≈a0+（Ld-L0）/2=650+（2240-2181）/2 =679.5mm amin=a-0.015 Ld =679.5-0.03×2240=747mm amax=a+0.015 Ld =679.5+0.03×2240=646mm (4)验算小带轮包角 一般使α1≥1200（特殊情况下允许α1≥900，若不满足此条件，可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。 根据课本P132式（8-17）得 α1=1800-【(dd2-dd1 )/a】×57.30 =1800-【（375-125）/679.5】×57.30 =158.90>1200（满足） （5）确定带的根数 由式 确定V带根数， 查6－3表得 ＝1.18kW，查6－7表得 ＝0.11kW 查6－2表得 ＝0.99， ＝0.89 则 Z=PC/（(P0+△P0)• =2.71/（0.97+0.11）×0.99×0.89 = 2.47 故要取3根A型V带 6)计算轴上压力 由课本P121表8-6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，由课本P132式（8-19）单根A型普通V带的初拉力： F0=(500PC/ZV)×（2.5/Kα-1）+qV2 =(500×2.64/3×4.92)×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922]N =141.1N 则作用在轴承的压力FQ，由课本P133式（8-20） FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×141.1sin167.8/2 =840.4N (7)设计结果：选用3根A-1600，GB11544-1997 A型普通V带 中心距a=500mm,带轮直径dd1=100mm，dd2=236mm 轴上压力FQ=840.4N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45C调质，齿面硬度为220~240HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据《机械零件设计手册》选8级精度。齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式公式确定有关参数如下：传动比i齿=3.32 取小齿轮齿数：Z1=25。 则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.32×25=83 实际传动比I0=83/25=3.32 传动比误差：（i-i0）/I=（3.32-3.32）/3.32=0%<2.5% 可用 齿数比：u=i0=3.32 (3)转矩T1 T1=9550×P/n11=9550×5.7/510.43 =106.64N•m (4)载荷系数k 由课本P185表10-11取k=1.1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本P181图10-24查得： σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa 由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数NL NL1=60njLh =60n1rth=60×323×1×(10×300×16) =9.3×108 NL2=NL1/i=9.3×108/4=2.93×108 由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=1 ZNT2=1.15 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa =560Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa =609.5Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1×162620×(4+1)/1×4×5602]1/3mm =82.28mm? 模数：m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm 根据课本P165表10-3取标准模数：m=4mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本P187（10-24）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=4×25mm=100mm d2=mZ2=4×100mm=400mm 齿宽：b=φdd1=1×100mm=100mm 取b=100mm b1=105mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得 YFa1=2.65 YSa1=1.59 YFa2=1.34 YSa2=1.80 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P180（10-14）式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本P182图10-25C查得：σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa 由课本P183图10-26查得：YNT1=1 YNT2=1 试验齿轮的应力修正系数YS1=1.59 YS2=1.80 按一般可靠度选取安全系数SF=1.3 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa =162Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =190×/1.3Mpa =146Mpa 将求得的各参数代入式 σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1.1×48700/50×22×25) ×2.65×1.59Mpa =90.3Mpa< [σF]1 σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×1.34×1.8/2.65×1.59)Mpa =84Mpa< [σF]2 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=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n2/60×1000=3.14×100×97.29/60×1000 =3.78m/s 查表的选8级精度是合适的 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，选用45#调质，并经调质处理，硬度217~255HBS, 抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa 根据课本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3 C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72~118 P——高速轴的输入功率 n——高速轴的转速 d≥c(pⅡ/nⅡ) 1/3 =(102.72~118）(2.092/427)1/3mm=18~20mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=（18~20）×(1+5%)mm=（18.9~21） ∴选d=20mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过盈配合固定。 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=d=20mm 长度取L1=55mm II段: d2=d1+2h ∵h=2c 查表得c=1.5mm d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm ∴d2=26mm 初选用6206型深沟球轴承，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+16+55）=93mm III段直径d3= d2+2h =32mm L3=L1-L=55-2=53mm Ⅳ段直径d4=d3+2h=32+2×3=38mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（26+3×2）=32mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为32mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=15mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=mz1=50mm ②求转矩：已知T1=48700N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本P184（10-15）式得 Ft=2T1/d1=2×48700/50=1948N ④求径向力Fr 根据课本P184（10-15）式得 Fr=Ft•tanα=1948×tan200=709N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm (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=354.5N FAZ=FBZ=Ft/2=974N 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=354.5×54=19143 N•mm (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=974×54=52596N•mm (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971N•mm (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（P/n2）×106=48700N•mm (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=1，截面C处的当量弯矩 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[559712+(1×48700)2]1/2=74191N•mm (7)校核危险截面C的强度 由式σe=Mec/0.1d33 得 σe=Mec/0.1d33=74191/0.1×323 =22.6MPa< [σ-1]=60MPa ∴该轴强度足够。 图a 2）输出轴的设计计算 由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质，并经调质处理，硬度217~255HBS, 抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa 1、按扭矩初算轴径 根据课本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3 C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72~118 d≥c(pⅢ/nⅢ) 1/3 =(102.72~118）(2.01/106.82)1/3mm=28.5~31mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=（28.5~31）×(1+5%)mm=（30~33） 由设计手册取标准值d1=30 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 （2）确定轴的各段直径和长度 工段：d1=30mm L1=55mm II段: d2=d1+2h ∵h=2c 查指导书取c=1.5mm d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36∴d2=36mm 初选6207型滚动球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。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96mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 III段直径d3= d2+2h =42mm L3=L1-L=55-2=53mm Ⅳ段直径d4=d3+2h=42+2×3=48mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（36+3×2）=42mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为42mm Ⅴ段直径d5=40mm. 长度L5=15mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=200mm ②求转矩：已知T2=9.55×（PⅡ/nⅢ）×106=187×103N•m ③求圆周力Ft：根据课本P184（10-15式得 Ft=2T2/d2=2×187×103/200=1870N ④求径向力Fr根据课本P184（10-15式得 Fr=Ft•tanα=1870×0.36379=680.6N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3N FAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=340.3×54=18376.2N•mm (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=935×54=50490N•mm (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（18376.22+504902）1/2 =53730N•mm (5)计算当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[537302+(1×187000)2]1/2 =194566N•mm (6)校核危险截面C的强度 σe=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1×403) =30.4+Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）.求轴承的当量动载荷P1、P2 由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。 已知轴颈d2=26mm，转速n1=427.27 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得： Ft1=2T1/d1=2×48700/50=1948N Fr1=Ft1tan20=709N 因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5N P1=fP R1=1.2×354.5=425.4N P2=ft XR2=1×0.56×354.5=198.52N 2.试选轴承型号 根据计算轴颈d2=26mm，初选6206型，查指导书P154附 10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=19500N，基本额定静载荷Cor=11500N。 3.由预期寿命求所需C P1＞P2，即按轴承1计算 C=P1/ft×（60n Lh/106）1/3 = 425.4×（60×427.27×58400/106）1/3 =5104.8N 因C＜Cor=11500N，故选此轴承型号为6206型 2、计算输出轴承 1.求轴承的当量动载荷P1、P2 由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。 已知轴颈d2=40mm，转速n1=106.82r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d2=2×187×103/200=1870N Fr2=Ft2tan20=680.6N 因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3N P1=fP R1=1.2×340.3=408.4N P2=ft XR2=1×0.56×340.3=190.568N 2.试选轴承型号 根据计算轴颈d2=40mm，初选6207型，查指导书P154附表10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=25500N，基本额定静载荷Cor=15200N。 3.由预期寿命求所需C P1＞P2，即按轴承1计算 C=P1/ ft ×（60n Lh/106）1/3 =408.4×（60×106.82×58400/106）1/3 =2943.3N 因C＜Cor=15200N，故选轴承型号为6207型 八、键联接的选择及校核计算 由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取[σP]=100Mpa 1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接 轴径d1=20mm,L1=55mm 查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=6mm，h=6mm，键长范围L=14-70mm。 键长取L=L1－（5～10）=50mm。键的工作长度l=L－b=44mm。 强度校核：由P276式14-7得 σp=4T1/dhl=4×48700/20×6×44 =37Mpa<[σP](100Mpa) 所选键为：键C6×50GB/T1096 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=32mm,L3=53mm 查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=22～110mm。 键长取L=L3－（5～10）=45mm。键的工作长度l=L－b=35mm。 强度校核：由P276式14-7得 σp=4T1/dhl=4×48700/32×8×35 =21.8Mpa<[σP](100Mpa) 所选键为：键A10×45GB/T1096 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d3=42mm,L3=53mm 查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围L=28～140mm。 键长取L=L3－（5～10）=45mm。键的工作长度l=L－b=33mm。 强度校核：由P276式14-7得 σp=4T2/dhl=4×187000 /42×8×33 =67.5Mpa<[σP](100Mpa) 所选键为：键A12×45GB/T1096 3、输出轴与联轴器联接用平键联接 轴径d1=30mm,L1=55mm 查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围L=18～90mm。 键长取L=L1－（5～10）=50mm。键的工作长度l=L－b=42mm。 强度校核：由P276式14-7得 σp=4T2/dhl=4×187000 /30×7×42 =84.8Mpa<[σP](100Mpa) 所选键为：键C8×50GB/T1096 第九章 箱体主要结构尺寸计算 箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成，箱体主要尺寸计算参看唐曾宝《机械设计课程设计》（第二版）表5－1 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 符号 尺寸（mm） 机座壁厚 δ 8 机盖壁厚 δ1 8 机座凸缘厚度 b 12 机盖凸缘厚度 b 1 12 机座底凸缘厚度 b 2 20 地脚螺钉直径 Df 16 地脚螺钉数目 N 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 12 机盖与机座联接螺栓直径 d2 8 轴承端盖螺钉直径 d3 8 窥视孔盖螺钉直径 d4 6 定位销直径 D 6 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定， 以便于扳手操作为准 箱体外壁至轴承座端面距离 l1 C1+C2+(5—8)=34 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 12 齿轮端面与内机壁距离 △2 12 机盖、机座肋厚 m1 ,m2 9， 9 轴承端盖外径（凸缘式） D2 101， 120
序号 零件名称 大修理项目 技术标准 1 吊 钩 （1）拆卸检查吊钩、轴、横梁、滑轮、轴承并清洗润滑 （2）检查危险断面磨损状况 （3）吊钩的试验 （4）板钩检修 （1）吊钩、横梁、滑轮轴、不准有裂纹，螺纹部分不应松脱，轴承完好，转动滑轮，螺纹退刀槽处有刀痕或裂纹者应更换。 （2）危险断面磨损超过原高度的10%的应作更换。 （3）大修后，吊钩应做试验检查，以1.25倍的额定负荷悬吊10分钟，钩口弹性张开量不应超过钩口尺寸的0.25%，卸载后不应有永久变形和裂纹； （4）板钩铆接后，板与板的间隙，不应大于0.3mm 2 钢 丝 绳 （1）断丝检查 （2）径向磨损量 （3）变形检查 （4）钢丝绳润滑 （1）1个捻距内断丝数超过钢丝总数10%的应按标准报废 （2）钢丝径向磨损超过原直径40%的，整根钢丝绳应报废 （3）钢丝绳直径缩细量至绳径70%的扭结，绳芯处露，断股者应报废换新钢丝绳 （4）润滑前先用钢丝刷，煤油等清洗，用钢丝绳麻脂（Q/SY1152-65）或合成石墨钙基润滑指（SYA1405-65）浸涂饱和为宜 3 滑 轮 组 （1）拆洗检修滑轮组，检查裂纹 （2）滑轮槽的检修 （3）轴孔的检查 （4）装配 （1）滑轮轴不得有裂纹，轴颈不得磨损原直径30%，圆锥度不大于5%，超过此值即应更换 （2）用样板检查滑轮槽形，径向磨损不应超过壁厚的30%，否则应报废。不得超过标准者可补修，大修后用样板检查，其底部与侧向间隙均不应大于0.5mm，轮槽中心线与滑轮中心线的偏差不应大于0.2mm，绳槽中心对轮廓端面的偏差不应大于1mm （3）大修后，轴孔允许有不超过0.25CM2 的缺陷，深度不应该超过4mm （4）装配后，应能用手灵活转动，侧向摆动不得超过D/1000。D-滑轮的名义直径 4 卷 筒 （1）卷筒绳槽 （2）卷筒表面 （3）卷筒轴 （4）装配与安装 （1）绳槽磨损超过2mm应重新车制，大修后绳槽应达到图纸要求，但卷筒壁厚不应小于原厚度的81% （2）卷筒表面不应有裂纹，不应有明显的失圆度，压板螺钉不应该松动 （3）卷筒轴上不得有裂纹，大修理后应达到图纸要求，磨损超过名义直径的5%时，应更换新件 （4）卷筒轴中心线与小车架支承面要平行，其偏差不应大1mm/m，卷筒安装后两轴端中心线偏差应不大于0.15mm 序号 零件名称 大修理项目 技术标准 5 车 轮 （1）车轮踏面磨损 （2）两个相互匹配车轮的直径偏差 （3）轮缘磨损与折断，变形 （4）车轮裂纹 （5）踏面椭圆度 （6）车轮组装配 （1）车轮踏面磨损量超过原厚度的15%时应更换新件，没超过此值，可重新车制、热处理修复。车轮直径应在公差范围内，表面淬火硬度HB300~500，对车轮直径大于Φ400mm的淬火层厚度应大于20mm；小于Φ400mm时，淬火层厚不应小于15mm。 （2）主动车轮直径偏差不应超过名义直径的0.1%，从动车轮则不应超过0.2%，电动葫芦车轮直径偏差不应超过名义直径的1%，从动车轮不应超过0.2%；电动葫芦车轮直径偏差不应超过名义直径的1% （3）轮缘磨损量达原厚的50%或折断面积超过30mm2应报废，轮缘厚度弯曲变形达原厚度20%应报废。 （4）车轮发现裂纹则应报废 （5）车轮踏面椭圆度达1mm应报废 （6）安装好的车轮组件，应能手转动灵活，安装在同一平衡架上的几个车轮就在同一垂直平面内，允许偏差为1mm 6 车 轮 轴 与 轴 承 （1）轴颈的检修 （2）裂纹的检修 （3）滚动轴承的检修 （4）滑轮轴承间隙的检查 （5）轴键间隙检查 （1）轴颈在大修后的椭圆度、圆锥度不应大于0.03mm （2）用磁力或超声波探伤器检查轴，轴上不得有裂纹，划伤深度不得超过0.03mm （3）圆锥滚子轴承内外圈之间允许有0.03~0.18mm范围内的轴向间隙。轴承压盖调整间隙应在0.5~1.5mm的范围之内 （4）轴与轴瓦的允许间隙（mm）如表a 轴颈 主动轴间隙 从动轴间隙 20~40 0.6 1.2 40~90 0.8 1.6 （5）轴与键的径向允许间隙(mm)如表b 轴径 20~40 径向允许间隙0.1~0.3 41~90 0.1~0.4 键槽与键侧向允许间隙（mm）如表c 轴径 20~40 径向允许间隙0.1~0.2 41~80 0.2~0.3 >80 0.3~0.5 序号 零件名称 大修理项目 技术标准 7 齿 轮 与 减 速 器 （1）拆解减速器清洗检查齿轮磨状况 （2）齿面的检查 （3）轴的检修 （4）轴承的检修 （5）装配检查 ①中心距：用千分尺或专用的游标卡尺测量齿轮的中心距离 ②齿侧齿顶间隙，可用压铅丝法测量 ③啮合面积的检修 （6）运转试验 （1）起升机构减速器第一轴上的齿轮磨损量不应超过齿厚的10%，其余则应小于20%；大小车运行机构减速器第一轴上齿轮磨损不应超过15%，其余则应小于25%。 （2）齿面点蚀损坏啮合面的30%，且深度达原齿厚的10%时应报废齿轮，轮齿不应有裂纹或齿轮不能有断齿。否则更换。 （3）轴上不得有裂纹，轴的弯曲度全长不应超过0.03mm/m，超标则校直。 （4）大修后轴承的径向间隙允许偏差（单位：mm） 轴径内径 允许间隙 17~30 0.02 35~50 0.03 55~90 0.04 （5）装配时检查以下3项：中心距、齿侧间隙、啮合面积的偏差（mm） ①中心距允许偏差 中心距 500 允许偏差 ±0.07 ±0.09 ±0.12 ±0.15 ②齿侧间隙允许偏差齿顶间隙允许值为0.25m，m-模数 中心距 80~120 120~200 200~300 320~500 500~800 齿侧间隙 0.13~0.26 0.17~0.34 0.21~0.4 026~0.53 0.34~0.67 中心距 80~120 120~200 200~300 320~500 500~800 ③用涂红丹的方法检查。啮合面积不低于齿高的45%，齿宽的60% （6）减速器箱体接合面（剖分面）在任何部位不允许有砸、碰及严重划伤，边缘高点、翻边等，并且剖分面贴合后间隙都不应超过0.03mm，并保证不漏油。平行度在1m以上不得大于0.5mm；在空载情况下，以1000r/min拖动运转，正反转各不小于10分钟，启动时电动机不应有振动，撞击和剧烈或断续的异常声响；箱体内温升不得超过70℃，且绝对温度不高于80℃；轴承温升不应超过40℃，其绝对值不应超过80℃ 序号 零件名称 大修理项目 技术标准 8 联 轴 器 （1）齿形联轴器齿面检修 （2）内、外齿圈端面对中心线的摆动量的检验 （3）当轴的中心线无倾斜时，检查联轴器安装径向位移 （4）无径向位移时，因两联轴器的不同心所引起的外圈车线的歪斜角检查 （5）用中间轴联接的齿形式联轴器径向位移 （1）可参考部分 （2）内外圈端面允许摆动量（mm） 直径D 允许摆动量 40~100 100~200 200~400 400~800 80~120000 ±0.01 ±0.02 ±0.0 ±0.08 ±0.120 （3）两根轴的允许径向移量，根据模数不同，其值为0.4~3.2mm 模数（m） 2.5 2.5 3 3 3 4 4 4 齿数（Z） 30 38 40 48 56 48 56 62 径向位移（mm） 0.4 0.65 0.8 1 1.25 1.35 1.6 1.8 （4）内齿圈轴线歪斜角允许在0°30'范围内 （5）径向位移最大值Ymax=0.00873A,A-两外齿中心量起的中间轴长度 9 制 动 器 （1）制动摩擦片检修 （2）制动轮检修 ①制动轮表面 ②制动轮与摩擦片的接触面积及其中心线的偏差 ③制动轮安装后，轮缘摆幅检查 ④制动轮与联轴器的安装 （3）小轴、心轴、轴孔的检修 （4）制动臂与工作弹簧 （5）制动器杠杆系统 （1）其磨损量不应超过原厚度的50%，铆钉应下沉≥2mm （2）包括制动轮工作表面、制动轮与摩擦片接触的面积等项标准 ①制动轮工作表面糙度不低于Ra=16μm，HRC不低于50，深度2mm处不低于HRC40；工作表面凹痕或单边径向磨损量达1.5mm时应重新车制及热处理。加工后的制动轮厚度：对起升机构不应小于原厚度的70%，对运行机构不应小于原厚度的50%制动轮大修后，D≤200mm的径向跳动不应大于0.05m，D>200mm的径向跳动不应大于0.1m ②接触面积不小于摩擦片总面积的80%；二者中心线的偏差值为：当D≤200mm时，不应超过2mm，D>300mm，不应超过3mm ③制动轮安装后允许的摆幅（mm） 制动轮直径D ≤200 >200~300 >300~600 允许摆动 径向 0.10 0.12 0.18 端面 0.15 0.20 0.25 ④与联轴器相连接的制动轮，应把制动轮安装在靠近电动机（或减速器）的一侧 （3）小轴、心轴磨损量达名义直径的20%时应修复，超过此值应更换 （4）制动臂和工作弹簧不能有裂纹和断裂 （5）空行程不得超过衔铁冲程的10%，试车时应反映灵敏可靠 序号 零件名称 大修理项目 技术标准 10 起 升 机 构 及 小 车 部 分 （1）起升机构的轴 （2）电动机与减速器的位移检查 （3）卷筒和减速器轴线偏差 （4）小车轮距偏差 （5）小车轨道标高偏差 （6）轨道中心线离承轨梁设计中心线的偏差 （7）小车轨道接头偏差 （8）小车轮端面水平偏差 （9）小车轮端面偏差 （10）小车轮踏面偏差 （11）小车轮距偏差 （1）探伤检查起升机构的主轴和传动轴，不允许有裂纹 （2）应符合联轴器的安装要求 （3）在轴承座处的允许偏差不应大于3mm/m （4）由于小车轮测量的小车轨距偏差：当轨距≤2.5m，允许偏差为±2mm，且主从动轮相对差不大于2mm，当轨距>2.5m，允许其偏差不大于±3mm，且主动轮相对差不大于3mm （5）当小车轨距≤2.5mm，允许偏差为3mm；轨距>2.5m，允许偏差为5mm （6）箱形单梁允许偏差为：不得大于1/2δ，δ-腹板厚度（mm），单腹板梁允许偏差为：不小于10mm，箱形双主梁允许偏差为：2~3mm （7）轨道接头处标高偏差及中心线偏差≤1mm （8）水平偏差不应大于1/1000，且两主动轮偏斜主向相反，1-测量长度 （9）不得大于D/400 （10）所有车轮踏面都必须在1个平面内，偏差不应大于0.5mm （11）允许相对偏差为4mm 11 大 车 运 行 机 构 （1）车轮偏差 （2）同一平衡梁上的车轮检查 （3）轨道外观检查①轨道外观检查 ②纵向倾斜度 ③轨距偏差 ④两根轨道相对高差 （4）夹轨器检修 （5）由车轮测量出的起重机跨度偏差 （6）由车轮量出的对角线偏差 （1）大车车轮的水平，垂直偏差与小车轮相同 （2）同一平衡梁上的两个车轮的对称平面应在同一垂直平面内，允许偏差不应大于1mm （3）包括外观、倾斜度，轨距等项的技术标准 ①轨道不应有裂纹、轨顶、轨道头侧面等磨损量不应超过3mm ②起重机轨道纵向倾斜度不应大于5/1000 ③其值≤10mm ④同一断面内的两根轨道相对标高偏差≤10mm （4）钳口磨损量超过原厚40%的应更换，电动夹轨器要经常注意调节安全尺，使其指针在规定的位置 （5）当跨度L≤30m，跨距偏差不应大于5mm，当L>30m，跨距偏差不应大于8mm （6）当跨度≤30m，偏差不应大于5mm，当L<30m，其偏差不应大于10mm 桥式起重机大修理项目及技术标准（金属结构部分） 序号 零件名称 大修理项目 技术标准 1 主 梁 几 何 形 状 （1）主梁上拱度检验 （2）主梁下挠度检验 （3）水平旁弯检验 （4）腹板波浪形变形 （1）跨中拱度为L/1000，允许偏差为上拱度的20% （2）满载跨中弹性下挠量≤L/700，空载跨中下挠变形不应超过0.6/1000L。超过此规定值，应修复并加固 （3）跨中水平旁不应大于L/2000 （4）受压区波峰不应大于0.7δ，受拉区波峰不应大于1.2δ,δ-腹板厚度 2 桥 架 组 装 （1）水平方向两对角线检验 （2）垂直方向两对角线检验 （3）小车轨道至桥架纵向中心距离偏差 （1）箱形梁允许偏差为5mm；杵架梁允许偏差为10mm （2）允许偏差10mm （3）允许偏差应小于3mm 3 箱 形 架 （1）裂纹的检验（2）金属结构涂装及防腐 （1）金属结构不应有裂纹和焊缝开裂处 （2）应保持涂装的完好，防止腐蚀，其腐蚀量不得超过原厚的10%，修后涂漆 4 桁 架 杆 件 桁架节点间主要受力杆件的弯曲度 桁架主要受力件（压杆）的弯曲不应超过1/1000，但最大不应大于2mm 1-杆件计算长度 桥式起重机大修理项目及技术标准（电器设备部分） 序号 元器件 大修理项目 技术标准 1 电动机 （1）拆开电动机，清洗轴承并换新润滑油，测量定子、转子绝缘电阻 （2）电动机轴的检修 （3）绕组的检修 （4）端盖止口配合间隙的检验 （5）滑环与电刷的检修 （1）对于新安装的电动机定子绝缘电阻应大于2MΩ，转子绝缘电阻应大于0.8MΩ；对使用中的电动机，定子绝缘电阻应大于0.5MΩ，转子绝缘电阻大于0.5MΩ;如达不到一标准，应拆下来干燥；在烘干情况下（50~70）定子绝缘电阻达1MΩ，转子绝缘电阻应大于0.5MΩ （2）大修理后电动机轴不得有裂纹，弯曲度不得超过0.2mm，轴颈应达到图纸要求 （3）绕组不允许有损伤，保证涂漆完好，在修理时，不准用汽油、机油、煤油等液体擦洗绕组 （4）端盖止口配合间隙如表（mm） 端盖轴承孔的间隙，不应大于0.05mm 端盖止口外径 300 500 800 1000 最大间隙 0.05 0.10 0.15 0.20 （5）刷架弹簧压力不应低于0.05~2.00NCM2，1台电动机上所有电刷压力应一致，电刷与刷握的间隙不应大于0.2mm，滑环表面不允许有灼许和深沟；电刷与滑环必须接触良好，滑环椭圆度不应超过0.02~0.05m_ 2 控制器与接触器 （1）拆卸清洗 （2）调整压力、检修触头 （1）手柄应转动灵活，无卡住现象。 （2）触头正常压力为10~17N，触头磨损大于3mm，触片不应大于1.5mm 3 电阻器 （1）拆开清理 （2）电阻片 （1）锉掉氧化层，拧紧螺钉，用石棉纸校正各电阻片的间距 （2）发现裂纹可以补焊，整片断裂应更换新件 4 限位开关 （1）清理检修磨损件 （2）调整 （1）更换磨损件，拧紧螺钉，要求限位器动作灵敏可靠 （2）当吊钩滑轮组上升至起重机主梁下盖板300mm时，其上升限位开关应动作，起重机运行至距轨道端200mm或两台起重机相近约300mm，行程开关动作 5 集电器 （1）磨损、变形的检修 （2）检查瓷瓶 （1）钢铝磨损不应大于原直径的25%，如有变形应校正 （2）拧紧螺钉；瓷瓶绝缘电阻不得少于1MΩ 6 导线 （1）更换老化、绝缘不良的导线、套管 （2）检查绝缘 （1）按需要更换导线和套管，弯管曲率半径不应小于管径的5倍，管子弯曲度不应小于90° （2）导线与地面之间的绝缘电阻不应小于0.5MΩ 7 避雷与接地 测量绝缘电阻，检查接地与避雷装置 接地电阻应小于4Ω，接地线应采用截面不小于150mm2的镀锌扁铁，10mm2裸铜线。30mm2的镀锌圆钢；司机室和起重机本体的接地连接采用4×10mm镀锌扁铁，连接线装置不应少于两处 8 照明 更换导线检查灯具和低压变压器 更换损坏件，保证安全 9 电缆卷筒 调节电缆卷筒卷绕力矩，使电缆和起升机构或大车运行机构保持平衡 调整卷绕力矩 九、负荷试验与交工验收 1、负荷试验前的准备 （1）关闭电源检查所有连接部位的坚固情况。 （2）检查钢丝绳在卷筒、滑轮组中的缠绕状况是否正常。 （3）用兆欧表检查电路系统和所有电气设备的绝缘电阻是否符合技术要求。 （4）对各润滑点注油脂，检查各减速器、制动器、液压罐等按规定加油。 （5）清除大车运行轨道上，起重机上及试验区域内妨碍负荷试验的一切物品。 （6）准备好负荷试验用的重物，最好能组合成额定负荷50%、75%、100%、125%的重物。 （7）指定人员：如司机上检验人员、地面指挥人员、栓挂钩起重人员、与试验无关人员必须离开起重机试验现场。 2、空负荷试验： 分别开动各机构，先以低速挡试运行，再以额定速度运行。同时观察各个机构的驱动装置、传动装置、支撑装置、工作装置应能平稳地工作，不得振动与冲击现象。 3、静负荷试验： 小车在桥架中间位置，事先准备好的重物按额定起重量的50%、75%、100%、125%加戴，将1.25倍额定负荷的重物起升至地面约100mm，悬停10分钟，并用水平仪测量法，测量桥架变形量，然后放下重物，按此法重复试验三次，桥架应无永久变形。 4、动负荷试验： 以额定负荷的1.1倍，进行试验。各机构每次连续运转时不可太长，但累计时间不应小于1h。在试验中检查各机构运行是否平稳，各制动器安全装置限位装置的工作是否平稳，各制动器安全装置限位装置的工作是否灵活，准确可靠。各轴承处及电动、液动等元件是否正常，动负荷试验后，应检查金属结构的焊接质量和机械连接的质量，并检查各部位连接螺栓的坚固情况。 5、交工验收： 起重机负荷试验后，修理单位与使用单位应办理交工验收手续。认真填写验收报告，通知甲方，组织有关部门验收，合格后交付使用。 电动单梁桥式起重机维修 施 工 方 案 为了保证起重机安装工作顺利进行，使起重机在安装过程中，贯穿过程在安全有序的工作状态下，就必须有计划、有组织、有步骤地进行施工，让每个作业人员做到心中有数、得心应手，特制定以下施工方案： 一、起重机的安装概况 本机起重量Q=3吨，跨度L=13.5米，起重高度H=9米，大车运行速度 20米/分。 二、安装前的准备 （1）安装现场的选择 安装现场应有足够的面积以满足安装翻转起吊的需要，场地应有电源以备接通焊机和其它电动工具。 （2）设备和工具的准备 本工期需焊机2台，氧气乙炔2套，手拉葫芦2台，垫木梯子以及吊具和吊车，甲方提供。 （3）材料的准备 本工程所用的钢轨、压板、夹板、螺栓、制作车档所用的板材以及滑线用的材料和焊条，根据实际需要量要备足。 （4）人员安排 参加本期工程的人员：电工2名、钳工2名、焊工2名、起重工2名、安全负责人1名。 三、安装过程中的基本安全要求 参加本期工程的施工人员严格遵守各工种的安全操作规程进行施工，严禁违章作业。 四、安装的工艺过程 （1）轨道的安装：首先清理现场，行车水泥承受轨梁基础进行验收。找平、放线。钢轨的检查和调直、轨道上位、钢轨接头的联接、找正加固、测量检查、找平、调直。车档制做安装，轨道的安装标准要符合TJ231-78《机械设备安装工程施工验收规范》的规定标准，全行程最高点和最低点之差不大于10mm，接头的左、右、上三面的偏移均不大于1mm，接头间隙不大于2mm，跨度偏差不应大于5mm，同跨两平行轨道的标高相对差，在柱子处不应大于10mm，其它处不应大于15mm。 （2）滑线的安装 滑线的接触面应平、直、无锈蚀、导电良好、安装适当，在跨越建筑物的伸缩缝时，应设补偿装置。供电滑线在非导电的接触面涂红色油漆，并在适当位置装置安全标志或表示带电的指示灯。如安装安全滑线时应平直、导电良好，如用软缆供电时，线号要符合要求，设牵引绳。 （3）起重机的桥架安装架设 安装前应会同委托安装单位及制造单位的代表一起开箱，按照随机所带的装箱，清点、核对所交货物与装箱单所列的零件数量是否相符、随机文件是否齐全，核对完毕后，作出记录，由三方代表当场签字，桥架的组装和架设时所有参加施工人员严格遵守各工种的安全操作规程，严禁违章作业。 起重机组装时，要把桥架按工作位置放在垫架上，固定牢固后，再组装端梁，测量对角线差，不应大于5mm，跨度不应大于3mm，完全符合规定后，再进行组装电葫芦，小车运行间隙不应大于5mm，最后组装操纵室。 （4）电器安装 安装前应详细熟悉电器原理图、配线图、电气总图和有关技术资料，了解操作原理和各元件的作用。以便准确安装和迅速处理安装过程中出现的问题。检查各电器元件和电机的对地缘电阻应不低于0.8兆欧。在潮湿环境中应不小于0.4兆欧，检查各线路是否正确，确定无误码率后，方可通电试运转。在试运转时，检查各运行方向是否一致、行程开关是否符合要求的方向、上下断电限位器是否安全可靠。各安全装置必须安全可靠合格后，方可起吊架设，在吊装过程中，严格遵守安全操作规程，严禁违章作业。 五、起重机所带电的外壳、电线管等均应有可靠的接地，起重机轨道以及起重机上任何一点的接地电阻均不得大于4欧姆。重复接地电阻不大于10欧姆。主回路和控制电路对地绝缘电阻不小于0.8兆欧。 六、起重机试运转合格后，要作无负荷试验、静负荷试验、动载试验。自检合格后，认真填写竣工报告，通知甲方，组织有关部门验收，合格后交付使用。
您可以用福世蓝2211F金属修复材料修复磨损的轴。 高分子复合材料2211F是一种用于抗高温、抗强腐蚀并可以机加工的金属修复材料，它具有良好的粘结力和机械性能，能够很好的缓冲和抵抗机械运转过程中受到的综合机械力，并且用2211F材料采用模具修复工艺进行修复传动部位磨损，可以更好的保证机件之间的配合，确保修复部位精度，从而保证修复后的应用效果。 它主要修复各种磨损的轴类、轴衬、轴承座、键槽、螺纹；也可以用于液压臂和道轨面的局部划伤。 福世蓝2211F修复案例: http://www.sbfsl.com/Product_Content.asp?id=49
你可以用福世蓝2211F金属修复材料现场修啊，不光是减速机轴磨损，比如电机、风机、破碎机、泵类、减速机等设备的轴承位、轴承室等传动部位的磨损都可以用2211F金属修复材料现场修复。
这个要看轴承大小的，如果轴承小，最多大一丝。 如果是磨出来的，大0.005是最好。车出来的毛，进出两次就会变小。 有的是高速旋转，那样就不能太紧，不然发烫，然后坏掉。 只要不是高速旋转，紧点没事。 外圈可以松，一般内圈需要紧点。
更换CW6163车床主轴轴承要注意更换时前面轴承一直到螺母这一段可以在外面安装好，螺母要完全松开，用手旋紧即可。套入主轴箱后2副3182型轴承要调整到每颗滚子都能随主轴转动而滚动为度。但是绝对不是越紧越好，推力轴承是调整到转动主轴用起子别得住和别不住弹夹的零界点为度。 轴承的松紧与下列因素有关：轴承与轴和外壳孔配合的松紧会导致轴承游隙值的变化。一般轴承安装后会使游隙值缩小。轴承在机构运转过程中，由于轴与外壳的散热条件的不同，使内圈和外圈之间产生温度差，从而会导致游隙值的缩小。由于轴与外壳材料因膨胀系数不同，会导致游隙值的缩小或增大。 扩展资料 轴承分类 1、滑动轴承 滑动轴承不分内外圈也没有滚动体，一般是由耐磨材料制成。常用于低速，轻载及加注润滑油及维护困难的机械转动部位。 2、关节轴承 关节轴承的滑动接触表面为球面，主要适用于摆动运动、倾斜运动和旋转运动。 3、滚动轴承 按滚动体的形状可分为球轴承和滚子轴承。滚子轴承按滚子种类分为：圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承和调心滚子轴承。 4、深沟球轴承 深沟球轴承是最具代表性的滚动轴承。与尺寸相同的其它类型轴承相比，该类轴承摩擦系数小，极限转速高，结构简单，制造成本低，精度高，无需经常维护，而且尺寸范围大、形式多，是应用最广的一类轴承。它主要承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷。当其仅承受径向载荷时，接触角为零。 参考资料来源：百度百科—轴承 参考资料来源：百度百科—轴承游隙
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是否要滚花，则要看工件是怎么用的。如果外形需要光滑的表面，那么就不能采用滚花的方法来加大外径的尺寸，那么就只能采用镀层的方法来加大外形的尺寸。如果没有这些要求，采用滚花的方法是可以的。
轧辊轴承是用于支撑轧辊，保持其在机架中正确位置的重要部件。轴承摩擦系数大小，关系到轧制能耗；轴承的使用寿命，关系到轧机的利用率；轴承的刚度对轧制产品的尺寸精度有一定影响。因此，轧钢生产要求轧辊轴承应具有较小的摩擦系数，足够的强度和一定的刚度。在现代化轧机上，轧辊轴承的结构造型形式还要便于快速换辊操作。 轧机轴承工作性能能否得以有效利用，相当大的程度上取决于润滑情况，润滑剂被称为“轴承的第五大零部件”。轧机轴承的损坏原因40%以上是润滑不良造成的，所以要降低轧机轴承消耗，就必须选用适宜于使用条件的润滑方法和优质润滑剂，还要设计安装防止水和氧化皮等异物侵入的可靠密封装置。在安装、润滑、维护正常的情况下，轴承在运转过程中，由于内外圈滚道与滚动体的表面受交变载荷的作用而产生的疲劳剥落是轴承的主要失效形式，其次还有磨损、点蚀、塑性变形、破裂等。 轧辊轴承是轧机的一个重要部件，其装配、调整、维护质量对轴承寿命、产品尺寸精度、轧机作业率有直接影响。很多早期损坏的轧辊轴承，并非是本身的质量问题，而是由于安装不当和缺乏良好维护造成的。维护工作是一项艰巨而细致的系统工程，涉及轧钢工艺，液压，机械等众多的专业知识。细心的维护、严格的管理，将对轴承的寿命延长和良好性能的发挥，具有重要意义。
一、轧辊轴承失效形式轧机轴承工作性能能否得以有效利用，相当大的程度上取决于润滑情况，润滑剂被称为“轴承的第五大零部件”。轧机轴承的损坏原因40%以上是润滑不良造成的，所以要降低轧机轴承消耗，就必须选用适宜于使用条件的润滑方法和优质润滑剂，还要设计安装防止水和氧化皮等异物侵入的可靠密封装置。在安装、润滑、维护正常的情况下，轴承在运转过程中，由于内外圈滚道与滚动体的表面受交变载荷的作用而产生的疲劳剥落是轴承的主要失效形式，其次还有磨损、点蚀、塑性变形、破裂等。二、轧辊轴承失效原因1、装配影响当轧机轴承轴向间隙过小时或因压紧端盖螺钉过紧时而产生一定预紧力时，则向心球轴承外圈产生轴向移动，消除一部分自身游隙和间隙。当预紧力超出一定范围，轴承外圈轴向移动已完全消除了自身游隙和间隙，向心球轴承滚珠在跑道中发生位移。此时轧辊轴向位移为零。在这种状态下，轧辊在高速重载下运转，轴承很快会发热，轴承受热后机体膨胀变形，滚珠破坏，其同轴承副之间的润滑油膜造成千磨擦，温度进一步升高，使其他零部件在受热后产生线膨胀，进一步增大预紧力，破坏润滑作用，最后导致向心球轴承烧损失效。2、润滑条件影响在实际工作中，往往会发生因润滑不良造成的轴承烧损。造成的原因主要有以下几点：如油路设计问题；润滑脂质量问题；油量问题；加脂方法问题。初次填充润滑脂时将轴承内部空间填满即可，对于立辊或斜辊每个轴承座上下盖内要填充足够量润滑脂。每次换辊后要检查润滑脂是否硬化变黑，是否被杂质污染，是否氧化乳化。若出现上述情况应彻底更换润滑脂并检查密封件及密封结构及时更换或改进；若情况尚好可补充新脂后继续使用。3、异物影响异物来源主要有几个方面，包括润滑脂中带来的灰分或其他杂质；零部件加工完后残留下来的金属切屑；拆除过程中环境异物进入轴承内；装配过程中机械撞击造成局部损坏；工作环境中的尘埃等。当异物颗粒直径超过油膜厚度，它就会将油膜破坏，造成拉伤，使轴承损伤或早期失效。当异物直径小于轴承最小工作间隙时，异物可以通过间隙随润滑脂搅动。使滚动体工作面发生磨擦，当异物直径大于轴承工作间隙时，异物被压碎或被碾成薄尘埃黏附在轴承表面或嵌入其中。而被压碎的异物碎屑若不嵌入工作表面，而进入到润滑脂中，会更加剧轴承磨损。从而使轴承发生疲劳剥落，引起工作表面温度升高。润滑油进而失去作用，使轴承失效，异物被压碎或嵌入滚动体中后，即很快破坏油膜，造成在干磨擦状态下工作运行使轴承受到损坏。4、过载影响滚动轴承在过载条件下运行，一般会产生异常磨损和疲劳损坏。在轧钢机械设备中，轧辊轴承较多发生的是单向过载或循环负荷过载。这些过载影响往往造成滚动体局部萌生疲劳裂纹，而引起轴承疲劳失效。5、外界温度影响当轧辊工作时，其冷却水应将轧制产生的热量及时带走，但因各种原因，冷却水较小或起不好此冷却作用，这样使轧辊轴承温度升高，润滑脂会很快变成液态。润滑脂大量地通过密封件向外泄漏。润滑条件急剧下降，导致轴承环境温度进一步升高，最后轴承失效。

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