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 學校代碼：10410 序 號： 050451 本 科 畢 業(yè) 設 計 題目： 鋼筋拉直機的設計 學 院： 工 學 院 姓 名： 學 號： 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 年 級： 指導教師： 二OO九年 五 月 摘 要 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。 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。本設計（鋼筋拉直機）的工作原理是通過電動機把電能轉變?yōu)闄C械能，使電動機的轉軸轉動，經減速箱變速后帶動卷筒旋轉，從而使鋼絲繩卷入拉直鋼筋或放出。 關鍵詞：鋼筋拉直 電動機 減數器 卷筒 離合器 鋼絲繩 Abstract I designed steel straightening machine is to straighten the bars were bent for the purpose. As a result, the diameter of steel bars is not very big, therefore, reinforced by the exclusive use of the scissors to cut off can be achieved. Steel straightening machine of the main motor, reducer, drum, clutch components and wire rope. This design (steel straightening machine) is the working principle of electric motors to power into mechanical energy, so that the spindle motor rotation speed by the deceleration after me driven rotating drum, so that involved straightening steel wire rope or release. Key words: steel straightening device subtrahend motor clutch wire rope reel 目 錄 前 言 １ 一、設計方案分析和擬訂 １ 二、牽引件的選擇 ２ 2.1 鋼絲繩的選用. ２ 2.2鋼絲繩的連接. ２ 2.3鋼絲繩夾的選擇 ２ 三、卷筒的設計以及鋼絲繩的固定裝置 ２ 四、電動機的選擇 ３ 4.1電動機類型和結構 ３ 4.2選擇電動機的容量 ３ 4.3選擇電動機型號 ４ 五、減速器的設計 ４ 5.1 選擇減速器的類型 ４ 5.2 計算總傳動比和各級傳動比 ４ 5.3 計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸轉速、功率和轉矩 ４ 5.4齒輪設計 ５ 5.5軸的設計計算 ８ 5.6箱體的設計 １７ 六、聯軸器的選擇 １８ 七、離合器的確定 １９ 八、選擇滑動軸承 １９ 8.1 軸承寬度的確定 ２０ 8.2 檢驗軸頸的圓周速度 ２０ 8.3 選擇軸承的配合 ２０ 8.4 滑動軸承潤滑劑的選擇 ２０ 九、夾具的設計 ２０ 十、機座的設計 ２１ 總結 ２３ 參考文獻 ２４ 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。 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變?yōu)闄C械能，使電動機的轉軸轉動，經減速箱變速后帶動卷筒旋轉，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接的，卷筒的正反轉必須依靠電動機的正反轉來實現，要求電動機是可逆轉的。 二、牽引件的選擇 經過本人在數處建筑工地的觀察以及對一些書籍的查閱，目前，大多數鋼筋拉直機都是以鋼絲繩為牽拉件。經過查閱書籍和現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，無突然斷裂的現象。當然鋼絲繩還是有一些缺點的：經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用途、承載情況、工作性質和環(huán)境等條件選擇鋼絲繩的類型。然后再根據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，最小安全系數不小于5.0； a——鋼絲繩折減系數，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，繩卡數為三個，間距應等于（5～6）倍鋼絲繩直徑。用此法聯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，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（性質大小﹑啟動性能和過載情況）﹑轉速來選擇。 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，在經常啟動，制動和反轉的場合。 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矩輸入端，這樣軸在轉矩作用下產生的扭轉變形將能減緩軸在彎矩作用下產生彎曲變形所拉起的載荷沿齒寬分布不均勻的現象，本產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，由此可見選用參數合理。 5.3 計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸轉速、功率和轉矩 各軸的轉速 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。調質處理，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，以及增加安全系數及使用時間小齒輪選用40Gr鋼調質處理。硬度241~286HBS，σb=686MPa，σs=490 MPa。大齒輪選用42SiMn，調質處理，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φd=1.2。 由表6-7 [3] 可知使用系數KA=1.35。 由圖6-6a [3] 取動載系數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ZH=2.5,重合度系數Zε=0.9,由表6-9 [3]確定彈性系數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：N1=60n1γth=1.44*109。 大齒輪2的應力循環(huán)次數：N2=60n2γth=3.35*108。 小齒輪3的應力循環(huán)次數：N3=60n2γth=3.35*108。 大齒輪4的應力循環(huán)次數：N4=60n3γth=0.67*108。 由表6-11求得壽命系數為： 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Zw=1。 由表6-12 [3] 可知安全系數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YFa1=2.8，大齒輪的齒形系數YFa2=2.27。 由圖6-19 [3] 可知小齒輪的應力修正系數YSa1=1.55，大齒輪的應力修正系數YSa2=1.78。 由圖6-20 [3] 可知重合度系數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，YX=1，由公式（6-14）[3]可知YsT=2.0 彎曲疲勞強度的安全系數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YFa3=2.9， YFa4=2.28，應力修正系數YSa3=1.53，YSa4=1.79，重合度系數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，YX=1，由公式（6-14）[3] 可知YsT=2.0 彎曲疲勞強度的安全系數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據表-1 基本參數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y Y=（a`-a）/m=1.24 齒高變動系數?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ha*=1，c*=0.25） 表-1 齒輪的一些額外的系數： 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φτ=0.1， φσ=0.2 由前面可知D ，I兩截面得應力合成彎矩，轉矩分別為：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W和抗扭截面系數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。 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生應力集中的因素，故應比較兩者的有效應力集中系數，從中取大植計算。 D面 鍵槽對軸的有效應力集中系數，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，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均比鍵槽大，取過盈配合是的有效應力集中系數計算，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。 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：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均大于許用安全系數，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φτ=0.1， φσ=0.2 由前面可知D ，C兩截面得應力合成彎矩，轉矩分別為：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W和抗扭截面系數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。 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生應力集中的因素，故應比較兩者的有效應力集中系數，從中取大植計算。 C面 鍵槽對軸的有效應力集中系數，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，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均比鍵槽大，取過盈配合是的有效應力集中系數計算，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。 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：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均大于許用安全系數，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φτ=0.1， φσ=0.2 由前面可知D ，C兩截面得應力合成彎矩，轉矩分別為：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W和抗扭截面系數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。 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生應力集中的因素，故應比較兩者的有效應力集中系數，從中取大植計算。 C面 鍵槽對軸的有效應力集中系數，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，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均比鍵槽大，取過盈配合是的有效應力集中系數計算，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。 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：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均大于許用安全系數，所以軸是合格的。 軸強度安全。 卷筒軸安全性的經驗算合格。 5.6箱體的設計 箱蓋和箱座是用螺栓聯結成一整體。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 大齒輪頂圓與內箱壁距離 Δ1 ＞ 10 齒輪端面與內箱壁距離 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、聯軸器的選擇 卷筒軸與減速器的低速軸之間是用聯軸器聯接的。聯軸器是連接軸或軸與其他回轉件的一種裝置，使它們在傳遞運動和動力過程中一起回轉而不脫開。聯軸器主要有機械式、液力式、和電磁式三種。機械式聯軸器是應用最廣泛的聯軸器，它借助于機械構件相互間的機械作用力來傳遞轉矩。聯軸器可以根據所聯軸徑、所傳遞的轉矩和軸的轉速，從有關手冊中選擇合適的型號。由前述可知，低速軸的轉矩T3=763000 N.mm，轉速n3=44.7 r/min，所聯軸徑d=50㎜。 本設計選用的是凸緣聯軸器，這種聯軸器可傳遞較大轉矩，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 聯軸器的計算轉矩 TC=KT 選擇工作情況系數K，查表14-1[3]，取K=1.5，則計算轉矩 TC=KT=1.5×763000=1144500 N.mm 6.2 選擇聯軸器的型號 查[17]，根據軸徑和計算轉矩，最后選用凸緣聯軸器的型號為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接的。離合器在機械運轉時,把原動機的回轉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。一般用于不經常離合的傳動中。應在靜止或轉差在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速合中等單位壓力的離合器。根據所聯軸徑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z=5，同時接觸齒數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——牙的數目； W——牙根部的抗彎截面系數，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 將以上數據代入式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，軸承摩擦系數為f，則fpv就是軸承單位時間面積是的摩擦功，摩擦功轉變?yōu)闊崃?。通常摩擦系數與軸承局部接觸，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 滑動軸承根據不同的使用要求，為了保證一定的旋轉精度，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據可知 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，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：當轉速高、比壓p小時，可選粘度μ較低的油；反之，當轉速低，比壓大時，應選粘度μ