鋼筋拉直機的設計【鋼筋校直機】,鋼筋校直機,鋼筋拉直機的設計【鋼筋校直機】,鋼筋,拉直,設計,校直機 前 言 隨著社會的發(fā)展進步，人們的生活水平的提高，人們對住房的要求有了不小的提高，由此帶動了中國建筑業(yè)的蓬勃發(fā)展。鋼筋作為建筑業(yè)中極為重要的建筑材料必定會大批量的生產(chǎn)和運輸。運輸中為了方便以及節(jié)省運輸空間常常會將10mm以下鋼筋卷成直徑約為1米左右的鋼筋圈。但是，作成了盤狀的鋼筋不能作為建筑工程的材料，所以，我們必須有一樣工具能夠把彎曲的鋼筋拉直以方便施工。由此，可見鋼筋拉直機是必不可少的的機械，在建筑業(yè)中有很大的作用。 本人設計的鋼筋拉直機就是以拉直被彎曲的鋼筋為目的的。由于，鋼筋的直徑不是很大，所以，鋼筋的切斷用專用的剪子就可以實現(xiàn)。 該種鋼筋拉直機主要由電動機，減速器，卷筒,離合器和鋼絲繩組成。它結構簡單，機身小，可由工作人員單一操作，而且操作簡單（但要求操作人員進行一定的安全技術培訓），安全性比較高，可以在環(huán)境較差的條件下工作，在機構方面本人力求簡單普及，力求降低維修的難度從而為廣大工作者帶來了方便，這也是作為設計者的最為關心的事情。因此,在本設計的夾具設計中本人將鋼筋的彎曲工序和裝夾工序同時進行,這樣可以節(jié)約時間,減小工作空間。 本設計主要分為三個部分：第一是總體結構的設想；第二是機體各組成部分的設計；第三是總體的設計。（在設計過程中多以普通卷揚機為參考設備） 一、設計方案分析和擬訂 設計方案的選擇應首先滿足工作機的工作要求，此外，還應具有結構簡單，尺寸緊工作質(zhì)量和可靠性。我的設計方案是工作機采用齒輪傳動。齒輪傳動承載能力高，速度范圍大。瞬時傳動，加工方便，成本低廉，傳動效率高和使用維護方便等特點，以保證工作機的傳動比恒定。外廓尺寸小，工作可靠，效率高，是所有機械傳動型式中最常見的一種傳動型式。為了達到以上的要求，總體結構設計如圖-1： 1——電動機；2——離合器和制動器；3——減速箱；4——聯(lián)軸器；5——卷筒 圖-1 本設計（鋼筋拉直機）的工作原理是通過電動機把電能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能，使電動機的轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動，經(jīng)減速箱變速后帶動卷筒旋轉(zhuǎn)，從而使鋼絲繩卷入拉直鋼筋或放出。因為原動機與卷筒之間是剛性聯(lián)接的，卷筒的正反轉(zhuǎn)必須依靠電動機的正反轉(zhuǎn)來實現(xiàn)，要求電動機是可逆轉(zhuǎn)的。 二、牽引件的選擇 經(jīng)過本人在數(shù)處建筑工地的觀察以及對一些書籍的查閱，目前，大多數(shù)鋼筋拉直機都是以鋼絲繩為牽拉件。經(jīng)過查閱書籍和現(xiàn)場觀察鋼絲繩具有以下一些優(yōu)點：有良好的各方向相同的撓性（過卷繞裝置時，容易彎曲），承載能力大，經(jīng)受沖擊大和過載能力強，自重輕以及在卷繞過程中平穩(wěn)、無噪音，并且運動速度不受限制，使用安全可靠，無突然斷裂的現(xiàn)象。當然鋼絲繩還是有一些缺點的：經(jīng)過長期使用繩子的安全性會有較大的變化，如果工作人員不夠小心的話很容易發(fā)生事故。但是，綜合以上各點，從安全性能等方面考慮，我選擇鋼絲繩作為鋼筋拉直機的牽拉件。 2.1 鋼絲繩的選用. 鋼絲繩的選用首先根據(jù)用途、承載情況、工作性質(zhì)和環(huán)境等條件選擇鋼絲繩的類型。然后再根據(jù)鋼絲繩工作時要承受的最大靜拉力Smax，選擇鋼絲繩的直徑。即 ∑S絲≧KSmax/a 式中 ∑S絲——鋼絲繩中全部鋼絲破斷拉力總和； K——安全系數(shù)，最小安全系數(shù)不小于5.0； a——鋼絲繩折減系數(shù)，對于6W（19）繩，a=0.85。 于是有 ∑S絲≧5.5×6000/0.85=38823.5 N 由表Ⅱ-3[15]線接觸鋼絲繩6W（19）型（GB1102—74）中選取鋼絲繩直徑d=14.0mm。 備注：（根據(jù)國家標準GB5144—85的規(guī)定，交捻6×19鋼絲繩報廢標準如下斷絲長度范圍6d時為10，30d時為19。）[15] 2.2鋼絲繩的連接. 鋼絲繩的連接方法有很多，本設計采用的是繩卡固定法。即將鋼絲繩繞過套環(huán)后用繩卡固定。用繩卡固定時，鋼絲繩直徑為7～16mm時，繩卡數(shù)為三個，間距應等于（5～6）倍鋼絲繩直徑。用此法聯(lián)接處可達到自身強度地80～90%。若繩卡裝反，則固定外強度會降至75%以下。緊固繩夾時須考慮每個繩夾的合理受力，離套環(huán)最近處繩夾不得首先單獨堅固，離套環(huán)最近的繩夾（第一個繩夾）應盡可能地靠近套環(huán)，但仍須保證繩夾的正確擰緊，不得損壞鋼絲繩的外層鋼絲。 2.3鋼絲繩夾的選擇 由表12.1-4[17]繩夾的型式和尺寸，查得當鋼絲繩公稱直徑為14時，A=29.0㎜，B=32㎜，C=61㎜，R=7.5㎜，H=72㎜。 三、卷筒的設計以及鋼絲繩的固定裝置 卷筒是鋼筋拉直機用來卷繞鋼絲繩的卷繞裝置。卷筒將原動機的回轉(zhuǎn)運動改變?yōu)槲锲返闹本€運動。按鋼絲繩在卷筒上的卷繞層數(shù)，分為單層繞卷筒和多層繞卷筒。按卷筒的表面結構，分為光面卷筒和帶槽卷筒。由鋼絲繩的長度，我選擇鑄鐵制成單層繞光面卷筒（如圖-2），它與鋼絲繩與卷筒的接觸面比較隨意。由于本機械 沒有特殊要求,因此用HT200鑄鐵鑄造即可。 圖-2 為了保證鋼絲繩的正常，安全的工作以及可以比較容易的更換，本人決定使用以壓板固定（如圖-3）。此種固定法的特點是：結構簡單和鋼絲繩具有卷入有導入作用。 圖-3 四、電動機的選擇 4.1電動機類型和結構 電動機類型和結構型式要根據(jù)電源（交流或直流），工作條件（溫度﹑空間﹑尺寸等）和載荷特點（性質(zhì)大小﹑啟動性能和過載情況）﹑轉(zhuǎn)速來選擇。 由于本設計沒有特殊的要求，以及本設計本身的要求，本設計的電動機均由Y系列電動機中選出，Y系列電動機適用于不易燃﹑不易爆﹑無腐蝕性氣體的場合，以及要求具有較好啟動性能的機械，在經(jīng)常啟動，制動和反轉(zhuǎn)的場合。 最終本人選用了Y系列三相鼠籠式異步電動機。 4.2選擇電動機的容量 標準電動機的容量由額定功率表示。所選用電動機的額定功率應稍大于工作要求的功率。若容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載，極易損壞；容量過大則增加成本從而造成浪費。 電動機的容量主要由運行時發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，通常不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。所需功率為： Pd= KW 式中：Pd——工作機實際需要的電動機輸出功率 PW——工作所需輸入功率 ——電動機至工作機之間傳動裝置的總效率 工作機所需功率Pw應由機器工作阻力和運動參數(shù)計算求得， Pw= KW 或 Pw= KW 式中：F——工作機的阻力，N； v——工作機的線速度，m/s； T——工作機的阻力矩，N.m nw——工作機的轉(zhuǎn)速，r/min； w——工作機的效率。 總效率按下式計算： 其中分別為傳動裝置中的每一傳動副，每對軸承，每個聯(lián)軸器。 由表2-6[15]查得，鋼絲繩平均速度為30-36m/min（JJK-2型）。取v=0.6m/min。 工作機的（卷筒）的轉(zhuǎn)速nk功率Pw 為 nk=44.7 r/min Pw=3.325 KW 由表8-2[4]查得，在傳動裝置中，兩對齒輪傳動每對齒輪的效率=0.97，卷筒效率=0.96，四對軸承每對軸承的效率=0.98，兩個聯(lián)軸器每個的效率=0.99。 總效率為: =0.972 電動機輸出功率為 Pd==3.58kw 4.3選擇電動機型號 對Y系列電動機，通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機，如無特殊需要，不選低于750r/min的電動機。這里我綜合電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及總的傳動比的特點及大小，我選用960r/min的電動機。 由表9-39[4]查得，可選取Y132M1-6型電動機。 Y132M1-6 n=960r/min P=4KW m=71kg 五、減速器的設計 5.1 選擇減速器的類型 在本設計中選擇的是二級展開式圓柱齒輪減速器，它結構簡單，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應具有較大剛度。高速軸齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形將能減緩軸在彎矩作用下產(chǎn)生彎曲變形所拉起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象，本產(chǎn)品適用于載荷比較平穩(wěn)的場合。 5.2 計算總傳動比和各級傳動比 總傳動比為 i=n/ nk =960/44.7=21.8 因為是齒輪傳動，由表6-134[17]查得，高速級傳動比i1=4.5，低速級傳動比i2=4.5，實際總傳動比為 i，=i1i2=4.3×5.0=21.5 傳動比誤差為 Δi==1.42%<5% 傳動誤差很小，由此可見選用參數(shù)合理。 5.3 計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 各軸的轉(zhuǎn)速 n1=960r/min n2=n1/i1=223.3 r/min n3=n2/i2=44.7 r/min 各軸的功率 P1=Pwη4=3.96 KW P2=P1η1η3=3.76 KW P3=P2η1η3=3.57KW 各軸的轉(zhuǎn)矩 T1=9550=39000 N.mm T2=9550=160000 N.mm T3=9550=763000N.mm 5.4齒輪設計 齒輪傳動是應用最廣泛的一種機械傳動方式。用于平行軸之間的直齒圓柱齒輪傳動，傳動力矩的齒輪多為漸開線齒輪。 齒輪傳動的主要優(yōu)點是傳動功率和速度的范圍很廣，傳動比準確、可靠，傳動效率較高，工作可靠，壽命長，結構緊湊。主要缺點是制造成本較高，需用專門的機床、刀具和測量儀器等，不宜用于軸間距很大的傳動，精度低時噪音大。 從表6-5，6-6 [3]中選用材料。調(diào)質(zhì)處理，硬度不高，還可以精加工，但強度韌性等方面的綜合性能好。耐磨性雖然較差，但適用于低速中等載荷齒輪。為了防止強度不夠，發(fā)生意外，以及增加安全系數(shù)及使用時間小齒輪選用40Gr鋼調(diào)質(zhì)處理。硬度241~286HBS，σb=686MPa，σs=490 MPa。大齒輪選用42SiMn，調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS，σb=686 MPa，σs=441 MPa（選用八級精度）[3]。 （1）.按齒面接觸疲勞強度來設計。 計算公式為：d1=41.6*[KT1*(u+1)/(φd*u)*(ZEZHZε/[σ]H)2]0.5 T1=39000N.mm，T2=160000 N.mm。 由表6-10 [3] 可知軟齒輪面在對稱安裝的時候，齒寬系數(shù)φd=1.2。 由表6-7 [3] 可知使用系數(shù)KA=1.35。 由圖6-6a [3] 取動載系數(shù)Kv1=1.13，Kv3=1.10。 由圖6-8 [3] 按齒輪在兩軸承中間對稱布置，取Kβ=1.10 由表6-8 [3] 按齒面未硬化，直齒輪，8級精度，KAKt/b〈100N/m.,Kα=1.2 K1= KA* Kv1*Kβ*Kα=1.35*1.13*1.10*1.2=2.01。 K2= KA Kv3 KβKα=1.35**1.10*1.10*1.2=1.96。 初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5,重合度系數(shù)Zε=0.9,由表6-9 [3]確定彈性系數(shù)ZE=1.0。 齒面接觸許用應力的公式： [σ]H=σHlim*ZN*ZW/SH。 由圖6-22 [3]，查得接觸疲勞極限應力為：σHlim1=850 MPa，σHlim2=600 MPa。 本機械預選使用10年，每天工作10個小時，一年工作250天。 小齒輪1的應力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1γth=1.44*109。 大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)：N2=60n2γth=3.35*108。 小齒輪3的應力循環(huán)次數(shù)：N3=60n2γth=3.35*108。 大齒輪4的應力循環(huán)次數(shù)：N4=60n3γth=0.67*108。 由表6-11求得壽命系數(shù)為： ZN1=(109/N1)0.057=（1/1。44）0.0706=0.975 ZN2=(109/N2)0.057=（1/0.335）0.057=1.06 ZN3=(109/N3)0.057=1.06 ZN4=(109/N4)0.057=1.17 由圖6-23 [3] 可知工作硬化系數(shù)Zw=1。 由表6-12 [3] 可知安全系數(shù)SH=1.25。 [σ]H1=663.0MPa ； [σ]H2=508.8 MPa ； [σ]H3=720.8 MPa ； [σ]H4=561.6 MPa 。 由以上可知： d1t=41.6*[2.01*0.039*106*5.3/（1.2*4.3）*（1*2.5*0.9/508.8）2]1/3 =48.4mm d2t=41.6[(1.96*0.16*106*6/1.2*5)*(1*2.5*0.9/561.6)2]1/3 =71.2mm 所以b=φd*d1t=1.2*48.4=58.08mm b?=φd* d2t=1.2*71.2=85.4mm 現(xiàn)在取b1=60mm，b2=58mm，b3=90mm，b4=85mm。 m=b/z，m12=48.4/20=2.42,所以m=3。（強度足夠無需變位） m34=71.2/18=3.95，m`=3.5強度不夠所以必需使用正變位以提高強度。 a=m*（Z1+Z2）/2=159， a`= m`/2（Z3+Z4）=189。 變位后a`=200mm，cos?=（a/ a`）*cos20°=0.9186 ?=23.27° [2*（x1+x2）/（Z3+Z4）]*tgα=0.00901 x1+x2=[（Z3+Z4）/2]*（0.00901/ tg20°）=1.34 xi=0.67，Zi=54mm。 查閱6-21 [3] 可知x1=0.64，x2=0.70 從上面的信息可知齒輪節(jié)圓的直徑：d`α=（cosα/ cos?）*d，d=mZ ， 由此算得d1=60mm，d2=258mm，d3=64.4mm，d4=322.2mm 。 由此可知齒輪節(jié)圓的速度v=πdn/(60*1000) v1=3.01m/s，v3=0.753 m/s v1* Z1 /100=0.602 m/s，v3* Z3/100=0.136 m/s。 由圖6-6 [3] ，查得Kv`=1.08，Kv``=1.04。 對于齒1，2：Ft=2*T1/d1=1300N KA* Ft/b=1.35*1300/58=30.25N.mm〈100N.mm原假設可行。Kα=1.2，ZH=2.5， 由圖6-12 [3]，6-13可以推導出εa1/Z1=0.035，εa2/Z2=0.011 Z1=20mm， Z2=86mm。 εa1=0.7，εa2=0.946。εa=1.646，Zε=0.88。 k= KA* Kv`*Kβ*Kα=1.35*1.08*1.1*1.2=1.92 σH=268.4*1*2.5*0.88*[（1.92*0.039*106/602*58）*5.3/4.3]=392.2 MPa〈508.8 MPa。齒輪的接觸疲勞強度合格。 由計算可知工作應力小于許用應力為了充分的利用材料b`=b*（σH/[σ]H）2=34mm。 對于圓柱齒輪傳動，為了避免安裝時軸向錯位，不能保證設計要求的輪齒，接觸寬度常將小齒輪寬度加大10mm,所以取小齒輪1為50mm,大齒輪2寬度為40mm。 對于齒輪3，4：Ft=2*T2/d3=4970N， KA* Ft/b=（1.35*4970）/85=78.9N.mm〈100N.mm。原假設合理。 Kα=1.2，x1+x2/Z3+Z4=0.0124。由圖6-14 [3]可知ZH=2.19 由圖6-12 [3]，6-13 [3]可以推導出εa3/Z3=0.033，εa4/Z4=0.009。 Z3=18， Z4=90。εa3=0.594，εa4=0810。εa=1.404，Zε=0.90。 k= KA* Kv``*Kβ*Kα=1.35*1.04*1.1*1.2=1.85。 σH=268.4*1*2.19*0.90*[（1.85*0.16*106/64.42*85）*6/]=5531.1 MPa〈561.6 MPa。 齒輪完全合乎要求。由計算可知工作應力小于許用應力為了充分的利用材料b`=b*（σH/[σ]H）2=76mm。 對于圓柱齒輪傳動，為了避免安裝時軸向錯位，不能保證設計要求的輪齒，接觸寬度常將小齒輪寬度加大10mm,小齒輪3寬度為90mm,大齒輪寬度為80mm （2）.按齒根彎曲疲勞強度校核 首先我們對齒輪1，2的齒根彎曲強度進行校核。 計算公式：σF=2KT1YFaYSaYε/bd1m≤[σ]F。 由圖6-18 [3] 查得小齒輪的齒形系數(shù)YFa1=2.8，大齒輪的齒形系數(shù)YFa2=2.27。 由圖6-19 [3] 可知小齒輪的應力修正系數(shù)YSa1=1.55，大齒輪的應力修正系數(shù)YSa2=1.78。 由圖6-20 [3] 可知重合度系數(shù)Yε=0.68。 彎曲疲勞許用應力：[σ]F=σFlimYNYXYsT/SF 從圖6-24 [3] 可知σFlim1=300MPa，σFlim2=280 MPa。 從表6-13 [3] 可知壽命系數(shù)YN的計算公式 YN1=(3*106/N1)0.02=0.88 YN2=(3*106/N2)0.02=0.91 由圖6-25 [3] 查取尺寸系數(shù)，YX=1，由公式（6-14）[3]可知YsT=2.0 彎曲疲勞強度的安全系數(shù)SF從表6-12 [3] 可知SF=1.60 [σ]F1=300*0.88*1*2/1.60=330MPa [σ]F2=280*0.91*1*2/1.60=318.5 MPa YFa1YSa1/[σ]F1=2.8*1.55/330=0.0132 YFa2YSa2/[σ]F2=2.27*1.78/318.5=0.0127 由此我們應選小齒輪來校核彎曲疲勞強度 σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=（2*2.01*0.039*106*2.8*1.55*0.68）/（50*60*3） =51.48 MPa〈[σ]F1 由此可見該設計合理。 下面我們對齒輪3，4的齒根彎曲強度進行校核。 公式為σF=2KT2YFaYSaYε/bd3m≤[σ]F。 由圖6-18 [3]，6-9 [3]，6-20 [3]可知 齒形系數(shù)YFa3=2.9， YFa4=2.28，應力修正系數(shù)YSa3=1.53，YSa4=1.79，重合度系數(shù)Yε=0.78。 彎曲疲勞許用應力：[σ]F=σFlimYNYXYsT/SF 從圖6-24 [3] 可知σFlim3=300MPa，σFlim4=280 MPa。 YN3=（3*106/3.35*108）0.02=0.91 YN4=（3*106/0.67*108）0.02=0.94 由圖6-25 [3] 查取尺寸系數(shù)，YX=1，由公式（6-14）[3] 可知YsT=2.0 彎曲疲勞強度的安全系數(shù)SF從表6-12 [3] 可知SF=1.60 [σ]F3=300*0.91*1*2/1.60=341.25 MPa [σ]F4=280*0.94*1*2/1.60=329MPa YFa1YSa1/[σ]F1=2.9*1.53/341.25=0.013 YFa2YSa2/[σ]F2=2.28*1.79/329=0.012 由此我們應選小齒輪來校核彎曲疲勞強度 σF3=2KT2YFa1YSa1Yε/bd3m=120.35 MPa〈[σ]F3 由此可見該設計合理。 有關四個齒輪的有關數(shù)據(jù)表-1 基本參數(shù)d 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 分度圓直徑d d1=60mm d2=258mm d3=63mm d4=315mm 不變位齒輪的中心距a a12=159mm a34=189mm 嚙合角α α=20° α`=23.27° 實際中心距 a34=193mm 嚙合角α cos20=0.9397 cos23.27°=0.9187 中心距變動系數(shù)y Y=（a`-a）/m=1.24 齒高變動系數(shù)?y ?y=x1+x2-y=0.1 齒頂圓直徑 da1=m*（Z1+2*ha*）=66mm da2=264mm da3=m*（Z1+2*ha*+2*x1-?y）=74mm da4=326mm 齒根圓df df1=m*（Z1-2*ha*-2c*）=52.5mm df2=250.5mm df3=58mm df4=311mm 軸徑 30mm 50mm 40mm 60mm 節(jié)圓直徑d` d`1=60mm d`2=258mm d`3=64.4mm d`4=322mm 齒寬 b 1=50mm b 2=40mm b 3 =90mm b 4=80mm （齒頂高系數(shù)ha*=1，c*=0.25） 表-1 齒輪的一些額外的系數(shù)： 齒輪1：實體圓柱齒輪 n=0.5mn 當n為四時mn=8 δ0=2.5 *mn=20mm 齒輪2：鑄造腹板圓柱齒輪 δo=3.5*mn=3.5*8=28mm D1=df2-2δo=194 d1=1.6d=80 Do=0.5*(D1+d1)=137 c=0.3*B=12 do=0.25*(D1-d1)=28.5mm n=4 齒輪3 ：實體圓柱齒輪 n=0.5mn 當n為4時mn=8 δ0=2.5 *mn=20mm 齒輪4：鑄造腹板圓柱齒輪 δo=3.5*mn=3.5*8=28mm D1=df2-2δo=255mm d1=1.6d=96mm Do=0.5*(D1+d1)=175.5mm c=0.3*B=24mm do=0.25*(D1-d1)=40mm。 5.5軸的設計計算 軸作為機械傳動中重要的零件，設計時應滿足下列幾方面的要求，合理的結構，足夠的強度，必要的剛度和振動穩(wěn)定性及良好的工藝性能等。 軸的結構設計必須考慮軸上零件便于裝拆。通常，軸都采用階梯形結構，這樣既符合接近等強度梁的要求，也使軸上零件固定可靠。 因為需要合理的軸長，所以我們首先設計第二根軸。所有軸的材料選擇：因為45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼應用廣泛而本設計又無任何特殊要求，所以軸的材料選用正火，回火處理的45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼，以達到提高軸的耐磨性以及疲勞強度的目的。 軸二的設計 （1）.軸徑的粗選 τT=T/WT=T2/0.2d3≤[τ]T d≥c*（p/n）1/3=115*（3.76/223.3）1/3=29.5mm 因此選d=30mm 圖-4 安裝 圓錐滾子軸承，因為安裝處的 為30mm所以選用的型號為2007306E的軸承，其中D=72mmB=19mm C=16mma=15mmE=58.2mm（兩端安裝的軸承為同一類型） Ft2=2*T2/d2=0.16*106*2/258=1240.3N Ft3=2*T3/d3=0.16*106*2/64.4=4968.9N Fr2= Ft2*tgα°=1240.3*tg20°=451.4N Fr3= Ft3*tgα`°=4968.9* tg23.27°=2137.2 N 由此可知軸的總長為： L=19+20+40+20+90+20+19+2=230mm 軸的受力分析圖 一， 從水平面受力來看（水平受力圖-5） 圖-5 FAH+ FBH= Ft2+ Ft3 44* Ft2+129* Ft3= FBH*198 FAH =2696.3N FBH=3512.9N C點彎矩MCH= FAH*44=118637.2N.mm D點彎矩MDH= FBH*69=242390.1 N.mm I點彎矩MIH= FBH*（90+24）-Ft3*45=176870.1 （2）.從垂直面來看 圖-6 FAV+ FBV= Fr2- Fr3 Fr2*44- Fr3*（44+85）= FBV*L FAV=-393.7N FBV=-1292.1N C點彎矩MCV= FAV*44=-17322.8 N.mm D點彎矩MDV= FBV*69=-89154.9 N.mm I點彎矩MIV= FBV*（90+24）+Ft3*45=243473.4 N.mm （3）.合成彎矩 圖-7 C點合成彎矩： Mc=(MCH2+MCV2)0.5=119895.2.N.mm D點合成彎矩： Mc=(MDH2+MDV2)0.5=258266.4.N.mm I點合成彎矩： Mc=(MIH2+MIV2)0.5=300935.8N.mm T2=160000 N.mm 由此可知軸的結構中D-D I-I C-C 受的力比較大最有可能因應力集中而形成危險截面。 （4）.當量彎矩 圖-8 由機械設計手冊可知α=0.6。 MC′=[MC2+(aT)2]0.5=153593.2N.mm MD′=[MD2+(aT)2]0.5=275531.4N.mm MI`=[MI2+(aT)2]0.5=315877.1N.mm （5），下面我們對軸的強度進行校核。 由表2-5，當45鋼σB=590MPa時 按表2-7，以插值法得[σ-1b]=54MPa σ`C= MC′/W= MC′/0.1d3=14.3 MPa σ`D= MD′/W= MD′/0.1（d*0.95）3=50.2 MPa σ`I= MI`/W= MI`/0.1d3=49.4 MPa 由此可知本設計十分安全，所有截面都十分合格。 （6）.安全系數(shù)得校核計算。 因為D，I兩點都受到了較大得應力，應力集中。下面來對著兩個截面進行安全系數(shù)校核。 由表2-5查得45號鋼正火，回火處理時。 τ-1=140 MPa σ-1=255 MPa 由表2-2 查得等效系數(shù)φτ=0.1， φσ=0.2 由前面可知D ，I兩截面得應力合成彎矩，轉(zhuǎn)矩分別為：D點合成彎矩： Md=(MDH2+MDV2)0.5=258266.4.N.mm I點合成彎矩： MI=(MIH2+MIV2)0.5=300935.8N.mm T2=160000 N.mm D處有鍵槽，所以由附錄7可知抗彎截面系數(shù)W和抗扭截面系數(shù)WT。（下面是計算公式及結果） WD=πdD3/32-[bt(dD-t)2/2dD]=5695.2mm3 WTD=πdD3/16-[bt(dD-t)2/2dD]=11976.4mm3 選用A型圓頭普通鍵：b×h=12*8，L=70mm t=5mm，t`=3.3mm 彎曲應力幅：σa=σ= MD/W=258266.4/5695.2=45.3 MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉(zhuǎn)切應力：τ=T 2/ WTD=160000/11976.4=13.4 MPa 切應力幅和平均切應力：τa=τm=τ/2=13.4/2=6.7 MPa 因為I處沒有鍵槽由表可知： WI=πdI3/32=6400mm3 WTI=πdI3/16=12800mm3 彎曲應力幅：σa=σ= MI/W=47.0 MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉(zhuǎn)切應力：τ=T 2/ WTI=12.5 MPa 切應力幅和平均切應力：τa=τm=τ/2=6.25 MPa （7），求綜合影響系數(shù)。 因（kσ）D=kσ/βεσ和（kτ）D=kτ/βετ，I，D兩截面上有鍵槽和過盈配合兩種產(chǎn)生應力集中的因素，故應比較兩者的有效應力集中系數(shù)，從中取大植計算。 D面 鍵槽對軸的有效應力集中系數(shù)，由附錄表1中查出（用插植法），當σB=590MPa,A型鍵槽時，Kσ=1.74,Kτ=1.52;過盈配合對軸的有效應力系數(shù)，當σB=590MPa，配合為H7/r6時，Ka=2.50,Kτ=1.80.因過盈配合的有效應力集中系數(shù)均比鍵槽大，取過盈配合是的有效應力集中系數(shù)計算，由附錄表4中查出，當材料為碳鋼，毛坯直徑>40~50mm，尺寸系數(shù)εσ=0.84，εr=0.78，由附錄表5中查出，當σB=590mpa,Ra=3.2μm時，表面狀態(tài)系數(shù)β=0.94 故 （Kσ）D=kσ/βεσ=2.50/（0.94×0.84）=3.17 Kτ）D=kτ/βτ=1.80/（0.94×0.78）=2.45 D處只有過盈配合所以：（Kσ）I=kσ/βεσ=2.50/（0.94×0.84）=3.17 Kτ）I=kτ/βτ=1.80/（0.94×0.78）=2.45 八，求安全系數(shù)。 設按無限壽命（KN=1）計算公式為： SσI=σ-1/(kσ/βεσ·σac+φdσm)=1.71 SσD=σ-1/(kσ/βεσ·σaD+φdσm)=1.78 SτI=τ-1/(kτ/βετc·τac+φτσmc)=8.78 SτD=τ-1/(kτ/βετD·τa+φτσmc)= 140/（2.45×6.7+0.1×6.7）=8.19 復合安全系數(shù)：SI=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=1.74 SD=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=1.69 兩個截面得安全系數(shù)均大于許用安全系數(shù)，軸強度安全，所以軸是合格的。 軸一的設計 （1）軸徑的粗選 τT=T/WT=T2/0.2d3≤[τ]T d≥c*（p/n）1/3=115*（3.96/960）1/3=18.4mm 因此選d=20mm 圖-9 安裝 圓錐滾子軸承，因為安裝處的 為25mm所以選用的型號為7305E的軸承，其中D=62mmB=17mm C=15mma=13mmE=50.6mm（兩端安裝一樣的軸承） Ft1=2*T2/d2=0.039*106*2/60=1300N Fr1= Ft2*tgα°=1300*tg20°=473.2N 由此可知軸的總長為： L=202mm （2）.軸的受力分析圖： 圖-10 從水平面受力來看（水平受力圖） 圖-11 FAH+ FBH= Ft 51* Ft= FBH*202 FAH =971.8N FBH=328.2N C點彎矩MCH= FAH*51=49561.8N.mm D點彎矩MDH= FBH*26=25266.8N.mm 從垂直面來看 圖-12 FAV+ FBV= Fr. Fr*51= FBV*L FAV=353.8N FBV=119.4N C點彎矩MCV= FAV*51=18043.8 N.mm D點彎矩MDV= FBV*26=9198.8 N.mm 合成彎矩 圖-13 C點合成彎矩： Mc=(MCH2+MCV2)0.5=52744.2N.mm D點合成彎矩： Mc=(MDH2+MDV2)0.5=26889.2N.mm T2=39000N.mm 由此可知軸的結構中D-D . C-C 受的力比較大最有可能因應力集中而形成危險截面。 當量彎矩 由[3]可知α=0.6。 MC′=[MC2+(aT)2]0.5=57701.9N.mm MD′=[MD2+(aT)2]0.5=35645.3N.mm （3）.下面我們對軸的強度進行校核。 由表2-5[3]，當45鋼σB=590MPa時 按表2-7[3]，以插值法得[σ-1b]=54MPa σ`C= MC′/W= MC′/0.1d3=24.2 MPa σ`D= MD′/W= MD′/0.1d3=19.5 MPa 由此可知本設計十分安全，所有截面都十分合格。 （4），安全系數(shù)得校核計算。 因為C，D兩點都受到了較大得應力，應力集中。下面來對著兩個截面進行安全系數(shù)校核。 由表2-5[3]查得45號鋼正火，回火處理時。 τ-1=140 MPa σ-1=255 MPa 由表2-2 [3]查得等效系數(shù)φτ=0.1， φσ=0.2 由前面可知D ，C兩截面得應力合成彎矩，轉(zhuǎn)矩分別為：D點合成彎矩： Md=(MDH2+MDV2)0.5=24983.2N.mm C點合成彎矩： Mc=(McH2+McV2)0.5=51007.4N.mm T1=39000N.mm C處有鍵槽，所以由附錄7[3]可知抗彎截面系數(shù)W和抗扭截面系數(shù)WT。（下面是計算公式及結果） WC=πdC3/32-[bt(dC-t)2/2dC]=2290.2mm3 WTC=πdC3/16-[bt(dC-t)2/2dC]=4940.9mm3 選用A型圓頭普通鍵：b×h=8×7，L=40mm t=4mm，t`=3.3mm 彎曲應力幅：σa=σ= MC/W=22.2MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉(zhuǎn)切應力：τ=T 2/ WTC=7.9MPa 切應力幅和平均切應力：τa=τm=τ/2=3.95MPa 因為D處沒有鍵槽由表可知： WD=πdD3/32=1757.6mm3 WTD=πdD3/16=3515.2mm3 彎曲應力幅：σa=σ= MD/W=14.2 MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉(zhuǎn)切應力：τ=T 2/ WTD=11.1MPa 切應力幅和平均切應力：τa=τm=τ/2=5.55MPa （6），求綜合影響系數(shù)。 因（kσ）D=kσ/βεσ和（kτ）D=kτ/βετ，C，D兩截面上有鍵槽和過盈配合兩種產(chǎn)生應力集中的因素，故應比較兩者的有效應力集中系數(shù)，從中取大植計算。 C面 鍵槽對軸的有效應力集中系數(shù)，由附錄表1[3]中查出（用插植法），當σB=590MPa,A型鍵槽時，Kσ=2.50,Kτ=1.80;過盈配合對軸的有效應力系數(shù)，當σB=590MPa，配合為H7/r6時，Ka=2.50,Kτ=1.80.因過盈配合的有效應力集中系數(shù)均比鍵槽大，取過盈配合是的有效應力集中系數(shù)計算，由附錄表4[3]中查出，當材料為碳鋼，毛坯直徑>30~40mm，尺寸系數(shù)εσ=0.88，εr=0.81，由附錄表5[3]中查出，當σB=590mpa,Ra=3.2μm時，表面狀態(tài)系數(shù)β=0.94 故 （Kσ）C=kσ/βεσ=2.50 (Kτ）C=kτ/βτ=1.80/（0.94×0.78）=1.80 D處只有過盈配合所以：（Kσ）D=kσ/βεσ=3.02 (Kτ）D=kτ/βτ=2.36 （7），求安全系數(shù)。 設按無限壽命（KN=1）計算公式為： SσC=σ-1/(kσ/βεσ·σac+φdσm)=3.80 SσD=σ-1/(kσ/βεσ·σaD+φdσm)=5.95 SτC=τ-1/(kτ/βετc·τac+φτσmc)= 14.4 SτD=τ-1/(kτ/βετD·τa+φτσmc)= 10.35 復合安全系數(shù)：SC=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=3.7 SD=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=5.16 兩個截面得安全系數(shù)均大于許用安全系數(shù)，所以軸是合格的。 軸強度安全。 軸三的設計 （1） .軸徑的粗選 如同軸一一樣，為了工作以及設計維修方便，軸選用了一樣的材料 τT=T/WT=T2/0.2d3≤[τ]T d≥c*（p/n）1/3=115*（3.57/44.7）1/3=49.5mm 因此選d=50mm 圖-14 安裝 圓錐滾子軸承，因為安裝處的 為50mm所以選用的型號為2007511E的軸承，其D=26.75mm B=25mm C=21mm a=22.5mm E=82.8mm（兩端安裝一樣的軸承） Ft1=2*T3/d2=4736.2N Fr1= Ft3*tgα°=2037.1N 由此可知軸的總長為： L=183mm （2）.軸的受力分析圖： 圖-15 從水平面受力來看（水平受力圖） 圖-16 FAH+ FBH= Ft 56.5* Ft= FBH*183 FAH =3273.9N FBH=1462.3N C點彎矩MCH= FAH*56.5=184975.4N.mm D點彎矩MDH= FBH*16.5=54019.4N.mm 從垂直面來看 圖-17 FAV+ FBV= Fr. Fr*56.5= FBV*L FAV=1408.2N FBV=628.9N C點彎矩MCV= FAV*56.5=79563.3 N.mm D點彎矩MDV= FBV*16.5=23235.3 N.mm 合成彎矩 圖-18 C點合成彎矩： Mc=(MCH2+MCV2)0.5=201360.9N.mm D點合成彎矩： Mc=(MDH2+MDV2)0.5=58804.5N.mm T3=763000N.mm 由此可知軸的結構中D-D . C-C 受的力比較大最有可能因應力集中而形成危險截面。 當量彎矩 圖-19 由[3]可知α=0.6。 MC′=[MC2+(aT)2]0.5=500127.0N.mm MD′=[MD2+(aT)2]0.5=461561.3N.mm （4），下面我們對軸的強度進行校核。 由表2-5[3]，當45鋼σB=590MPa時 按表2-7[3]，以插值法得[σ-1b]=54MPa σ`C= MC′/W= MC′/0.1d3=27.03 MPa σ`D= MD′/W= MD′/0.1d3=27.74 MPa 由此可知本設計十分安全，所有截面都十分合格。 （5），安全系數(shù)得校核計算。 因為C，D兩點都受到了較大得應力，應力集中。下面來對著兩個截面進行安全系數(shù)校核。 由表2-5[3]查得45號鋼正火，回火處理時。 τ-1=140 MPa σ-1=255 MPa 由表2-2[3] 查得等效系數(shù)φτ=0.1， φσ=0.2 由前面可知D ，C兩截面得應力合成彎矩，轉(zhuǎn)矩分別為：D點合成彎矩： Md=(MDH2+MDV2)0.5=58804.5N.mm C點合成彎矩： Mc=(McH2+McV2)0.5=201360.9N.mm T3=763000N.mm C處有鍵槽，所以由附錄7可知抗彎截面系數(shù)W和抗扭截面系數(shù)WT。（下面是計算公式及結果） WC=πdC3/32-[bt(dC-t)2/2dC]=18256.3mm3 WTC=πdC3/16-[bt(dC-t)2/2dC]=39462.1mm3 選用A型圓頭普通鍵：b×h=18×11，L=70mm t=7mm，t`=4.4mm 彎曲應力幅：σa=σ= MC/W=11.03MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉(zhuǎn)切應力：τ=T 2/ WTC=19.34MPa 切應力幅和平均切應力：τa=τm=τ/2=9.67MPa 因為D處沒有鍵槽由表可知： WD=πdD3/32=16637.5mm3 WTD=πdD3/16=33275.0mm3 彎曲應力幅：σa=σ= MD/W=3.53 MPa 彎曲平均應力：σm=0 扭轉(zhuǎn)切應力：τ=T 2/ WTD=22.93MPa 切應力幅和平均切應力：τa=τm=τ/2=11.47MPa （6），求綜合影響系數(shù)。 因（kσ）D=kσ/βεσ和（kτ）D=kτ/βετ，C，D兩截面上有鍵槽和過盈配合兩種產(chǎn)生應力集中的因素，故應比較兩者的有效應力集中系數(shù)，從中取大植計算。 C面 鍵槽對軸的有效應力集中系數(shù)，由附錄表1[3]中查出（用插植法），當σB=590MPa,A型鍵槽時，Kσ=2.50,Kτ=1.80;過盈配合對軸的有效應力系數(shù)，當σB=590MPa，配合為H7/r6時，Ka=2.50,Kτ=1.80.因過盈配合的有效應力集中系數(shù)均比鍵槽大，取過盈配合是的有效應力集中系數(shù)計算，由附錄表4[3]中查出，當材料為碳鋼，毛坯直徑>50mm，尺寸系數(shù)εσ=0.78 εr=0.74，由附錄表5[3]中查出，當σB=590mpa,Ra=3.2μm時，表面狀態(tài)系數(shù)β=0.94 故 （Kσ）C=kσ/βεσ=3.41 Kτ）C=kτ/βτ=2.59 D處只有過盈配合所以：（Kσ）D=kσ/βεσ=3.28 Kτ）D=kτ/βτ=2.52 （7），求安全系數(shù)。 設按無限壽命（KN=1）計算公式為： SσC=σ-1/(kσ/βεσ·σac+φdσm)=6.8 SσD=σ-1/(kσ/βεσ·σaD+φdσm)=22 SτC=τ-1/(kτ/βετc·τac+φτσmc)=5.4 SτD=τ-1/(kτ/βετD·τa+φτσmc)= 4.7 復合安全系數(shù)：SC=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=4.2 SD=Sσ·Sτ/( Sσ2+Sτ2)0.5=4.6 兩個截面得安全系數(shù)均大于許用安全系數(shù)，所以軸是合格的。 軸強度安全。 卷筒軸安全性的經(jīng)驗算合格。 5.6箱體的設計 箱蓋和箱座是用螺栓聯(lián)結成一整體。這種箱體結構緊湊、安裝方便，因此應用較為廣泛。具體尺寸如下。減速器我選用材料是HT200的鑄造箱體。 名稱 符號 尺 寸 關 系 結果/mm 箱座壁厚 δ 0.025a+3≥8 9 箱蓋壁厚 0.8δ≥8 8 箱蓋凸緣厚度 12. 箱座凸緣厚度 1.5δ 13.5 箱座底凸緣厚度 22.5 地腳螺釘直徑 0.036a+12 25 地腳螺釘數(shù)目 a≤250時，n=4 8 軸承旁連接螺栓直徑 15 蓋與座連接螺栓直徑 10 連接螺栓的間距 150-200 120 視孔蓋螺釘直徑 6 ，，至外箱壁距離 查表 30 ，至凸緣邊緣距離 查表 25 外箱壁至軸承座端面距離 40 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 Δ1 ＞ 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 Δ2 ＞δ 12 箱蓋，箱座肋厚 m1m m=m1=8 連接螺栓直徑 d 10 通孔直徑 d? 11 沉頭座直徑 D 22 底座底面至軸中心線高度 H 175 表-2 六、聯(lián)軸器的選擇 卷筒軸與減速器的低速軸之間是用聯(lián)軸器聯(lián)接的。聯(lián)軸器是連接軸或軸與其他回轉(zhuǎn)件的一種裝置，使它們在傳遞運動和動力過程中一起回轉(zhuǎn)而不脫開。聯(lián)軸器主要有機械式、液力式、和電磁式三種。機械式聯(lián)軸器是應用最廣泛的聯(lián)軸器，它借助于機械構件相互間的機械作用力來傳遞轉(zhuǎn)矩。聯(lián)軸器可以根據(jù)所聯(lián)軸徑、所傳遞的轉(zhuǎn)矩和軸的轉(zhuǎn)速，從有關手冊中選擇合適的型號。由前述可知，低速軸的轉(zhuǎn)矩T3=763000 N.mm，轉(zhuǎn)速n3=44.7 r/min，所聯(lián)軸徑d=50㎜。 本設計選用的是凸緣聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器可傳遞較大轉(zhuǎn)矩，結構簡單，工作可靠，容易維護，但要求凸緣端面與軸線有較高的垂直度。 6.1 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 TC=KT 選擇工作情況系數(shù)K，查表14-1[3]，取K=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩 TC=KT=1.5×763000=1144500 N.mm 6.2 選擇聯(lián)軸器的型號 查[17]，根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩，最后選用凸緣聯(lián)軸器的型號為YLD11。 七、離合器的確定 電動機軸與減速器的高速軸之間是用離合器聯(lián)接的。離合器在機械運轉(zhuǎn)時,把原動機的回轉(zhuǎn)運動和動力傳給工作機,并可隨時分離或接合工作機.因為離合器在機器運轉(zhuǎn)過程中可隨時接合或分離，由相關材料可知離合器的要求為： 1．工作可靠，接合平穩(wěn)，分離迅速； 2．操作和維修方便； 3．外廓尺寸小，重量輕； 4．抗磨性和散熱性能好。 本設計選用的是矩形齒牙嵌式離合器（如圖20），其特點為：制造容易，接合，脫開較困難,停車時可不關機，開機時啟動平穩(wěn)適于頻繁開機。為了便于接合，常采用較大的牙間間隙。此離合器適用于重載可傳遞雙向載荷。一般用于不經(jīng)常離合的傳動中。應在靜止或轉(zhuǎn)差在10r/min以下接合。材料為20Cr，滲碳（0.5-1.0mm）表面硬度HRC=56～62，多應用于中等尺寸的高轉(zhuǎn)速合中等單位壓力的離合器。根據(jù)所聯(lián)軸徑d=20mm，由 [17]查得D=50㎜，D1=35㎜，d=20㎜，h＋0.3=4.3㎜，h1=5㎜，ψ=36。，γ=5。，K（-0.1）=15.04㎜，K1（-0.1）=15.45㎜，齒數(shù)z=5，同時接觸齒數(shù)z`=3。 圖-20 離合器的校核 牙面上的壓強 P=2KT/zD0A ………… ① 牙根彎曲應力 σb=KTh/zD0W ……… ② 式中：A——每個牙的接觸面積，mm2； D0——牙所在圓環(huán)的平均直徑，mm； h——牙的高度，mm； z——牙的數(shù)目； W——牙根部的抗彎截面系數(shù)，mm3，W=a2b/6。 因此，A=h（D-D1）/2=4.3×（50-35）/2=32.25 mm2 D0=（D+D1）/2=（50+35）/2=42.5 mm a=πD0/2z+htgα=π×42.5/2×5＋4.3*tg5。=13.7mm b=（D-D1）/2=（50-35）/2=7.5 mm W=13.72×7.5/6=234.6 mm3 將以上數(shù)據(jù)代入式①、②中，得 P=2×1.5×39×103/（5×42.5×32.25）=17 MPa σb=1.5×39×103×4/（5×42.5×234.6）=4.35 MPa 在運轉(zhuǎn)時接合，取[P]=40MPa，[σb]= σS/3.5=400/3.5=114MPa，按牙面比壓和牙根彎曲強度均小于許用值，離合器強度合格。牙齒嚙合的摩擦角合格。 八、選擇滑動軸承 卷筒的速度v=0.6m/s和pmax=6200N/mm2，屬于低速中載，查表10-1[1]，故選用代號為ZHSi80-3-3黃銅，其使用性能為：[p]max=12N/mm2， [v]max=2m/s,[pv]=10Nm/(s·mm2),最高工作溫度為200°,C軸頸硬度為200HB. 8.1 軸承寬度的確定 軸承寬度B可以根據(jù)寬徑比B/d=0.6-1.5來確定。B/d值過小，則潤滑油易從軸承兩端流失，致使?jié)櫥涣?，磨損加??；B/d過大，則潤滑油流失的路程長，摩擦熱不能很快擴散降溫，使軸承溫度升高，而且當軸撓曲或偏斜時勢必造成軸瓦兩端嚴重磨損。故選B/d=1.2。 8.2 檢驗軸頸的圓周速度 設軸頸的圓周速度為v，軸承摩擦系數(shù)為f，則fpv就是軸承單位時間面積是的摩擦功，摩擦功轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃俊ＭǔＤΣ料禂?shù)與軸承局部接觸，此時即使平均比壓p較小，p和pv值都小于許用值，但也可能由于軸頸圓周速度過高而使軸承局部過度磨損或膠合。因此，當安裝精度較差，軸的彈性變形較大和軸承寬徑比較大時，還需檢驗軸頸圓周速度v值。 V=0.6×0.025=0.015m/s<[v]max 此數(shù)值遠小于規(guī)定值，十分安全 8.3 選擇軸承的配合 滑動軸承根據(jù)不同的使用要求，為了保證一定的旋轉(zhuǎn)精度，必須合理地選擇軸承的配合，以保證有一定的間隙。軸頸與軸承孔間的間隙x，是按以下原則來選擇的：轉(zhuǎn)速愈高，軸承中的間隙應該愈大；在相同的情況下，載荷越大，軸承間隙應當小一些。 由本軸的特點以及數(shù)據(jù)可知 x=（0.0007～0.0012）d=0.035～0.06mm 8.4 滑動軸承潤滑劑的選擇 滑動軸承必須要潤滑劑用來降低摩擦和磨損，以提高軸承的 效率；潤滑劑是工作介質(zhì)，同時對軸承起冷卻作用。潤滑油是滑動軸承中應用最廣泛的潤滑劑，因此選潤滑油作為潤滑劑。潤滑劑的使用原則為：當轉(zhuǎn)速高、比壓p小時，可選粘度μ較低的油；反之，當轉(zhuǎn)速低，比壓大時，應選粘度μ