帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器

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1、課程設(shè)計 資料袋 機械工程 學(xué)院（系、部） 2011 ~ 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機械設(shè)計 指導(dǎo)教師 職稱 教授 學(xué)生姓名 專業(yè)班級 班級 學(xué)號 題 目 帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器 成 績 起止日期 2011年12月21日?2012年1月1日 目 錄清單 序號 材料名稱 資料數(shù)量 備注 1 課程設(shè)計任務(wù)書 1 2 課程設(shè)計說明書 1 3 課程設(shè)計圖紙 張 4 裝配圖 1 5 零件圖 2 6 課程設(shè)計任務(wù)書 2009— 2010學(xué)年第一學(xué)期 機械工程 學(xué)院（系、部） 材

2、料成型 專業(yè) 班級 課程名稱： 機械設(shè)計 設(shè)計題目： 帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器 完成期限：自 2011 年12月21日至 2012年1月1日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)： 運輸帶牽引力 F=2180 N;輸送速度 V=1.07m/s；滾筒直徑 D=300 mm。 工作條件：三班制，使用年限 10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶 速度允許誤差5%。 二、設(shè)計任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計； 傳動零件的設(shè)計計算； 減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封； 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計； 設(shè)計計算說明書的編寫。 三、每個學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)

3、嚇，獨立完成以下任務(wù)： （1） 減速機裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設(shè)計說明書1份（6000~8000字）。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2009.12.21-2009.12.22 傳動系統(tǒng)總體設(shè)計 2009.12.23-2009.12.25 傳動零件的設(shè)計計算 2009.12.25-2009.12.31 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計、整理說明書 2010.01.01 交圖紙并答辯 主 要 參 考 資 料 1 .《機械設(shè)計（第八版）》（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社） 2 .《機械設(shè)計課程設(shè)計》（金清肅主編 華中科技大學(xué)出版社）

4、 3 .《工程圖學(xué)》（趙大興主編 高等教育出版社） 4 .《機械原理》（朱理主編 高等教育出版社） 5 .《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社） 6 .《機械設(shè)計手冊（單行本）》（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 7 .《材料力學(xué)》（劉鴻文主編 高等教育出版社） 指導(dǎo)教師（簽字）： 系（教研室）主任（簽字）： 機 械設(shè)計 設(shè)計說明書 帶式運輸機的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器 （10） 起止日期： 2011年12月21日至 2012 年01月01日 學(xué)生姓名 黃永昇 班級 材料091 學(xué) 號 09405701110 成績 指導(dǎo)教師（簽字）

5、機械工程學(xué)院（部） 2011年01月01日 1 設(shè)計任務(wù)書 2 傳動方案的擬定 3 電動機的選擇 4 確定總傳動比及分配各級傳動比 5傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算 6齒輪的設(shè)計及計算 7軸的設(shè)計及計算 8 軸承的壽命計算及校核 9鍵聯(lián)接強度的計算及校核 10潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇 11減速器箱體及附件的設(shè)計 12 設(shè)計小結(jié) 13 參考文獻(xiàn) 1 .課程設(shè)計書 設(shè)計課題： 設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運 轉(zhuǎn),載荷變化不大，空載起動，卷筒效率為0.96（包括其支承軸承

6、效率的損失），減 速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年），兩班制工作，運輸容許速度誤差為5%, 車間有三相交流，電壓380/220V 表一： 題號 參數(shù) ""一?■一『 1 2 3 4 5 運輸市工作拉力（kN） 1.97 2.18 2.03 2.00 2.06 運輸帶工作速度（m/s） 1.25 1.07 1.22 1.23 1.2 卷筒直徑（mm 350 300 350 350 350 2 .設(shè)計要求 1 .減速器裝配圖一張（A1）。 2 .CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3）。 3 .設(shè)計說明書一

7、份。 3 .設(shè)計步驟 1 .傳動裝置總體設(shè)計方案 2 .電動機的選擇 3 .確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5 .設(shè)計V帶和帶輪 6 .齒輪的設(shè)計 7 .滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 8 .鍵聯(lián)接設(shè)計 9 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 10 .潤滑密封設(shè)計 11 .聯(lián)軸器設(shè)計 2 .傳動裝置總體設(shè)計方案： 1 .組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2 .特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3 .確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 V帶設(shè)置在高速級 其傳動方案如下：

8、圖一:（傳動裝置總體設(shè)計圖） 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示。 選才¥ V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 傳動裝置的總效率a a \ ="產(chǎn)2叼32K =0.96X 0.983X 0.952 X0.97X 0.96=0.759; a 1 2 3 "4 "5 ，為V帶的效率，?為第一對軸承的效率， 工為第二對軸承的效率，L為第三對軸承的效率， Z為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 7級精度，油脂潤滑. 因是薄壁防護(hù)罩，采用開式效率計算）。 3 .電動機的選擇 電動機所需工作功率為： pd = pV/ &am

9、p; =2180X 1.07/1000X 0.759= 2.93kW, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為e^vW/min, 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比ii =2?4,二級圓柱斜齒 輪減速器傳動比i=8?40, 則總傳動比合理范圍為 £ =16?160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n/=i±xn= (16?160)又 68.15= 1090.4?10904r/min。 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比， 選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為 4.0 額定電流8.8A,滿載轉(zhuǎn)速nm =1440 r/min,同

10、步轉(zhuǎn)速1500r/min。 方 案 電動機 型號 額定 功率 P ed kw 電動機轉(zhuǎn)速 Min 電動機 重量 N 參考 價格 元 傳動裝置的傳動比 同步 轉(zhuǎn)速 滿載 轉(zhuǎn)速 總傳 動比 V 帶 傳動 減速器 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 中心高 外型尺寸 L X ( AC/2+AD ) X HD 底腳安裝尺 寸AXB 地

11、腳螺性 孔直徑K 軸伸尺 寸DX E 裝鍵部位尺 寸 FX GD 132 515X 345X 315 216 X 178 12 36 X 80 10 X 41 4,確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 (1) 總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n，和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比 為 ia =nM/n= 1440/68.15= 21.13 (2) 分配傳動裝置傳動比 ia = i°x i 式中io3分別為帶傳動和減速器的傳動比。 為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io =2.3,則減速器傳動比為i = ia /i0 = 21.13/2,3

12、=9.19 根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i1 =3.24,則i2 = i/i1 =2.84 5 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) (1) 各軸轉(zhuǎn)速 n ：= nm/i0 = 1440/2.3= 626.09r/min nn = 5 / i 1 = 626.09/3.24= 193.24r/min nw = nn / i2 = 193.24/2.84=60.04r/min niv = nm =60.04 r/min (2) 各軸輸入功率 R =PdX，=2.93X 0.96 = 2.81kW Pn = 5 X 鏟”3 = 2.81X0.98X 0.95=2.62kW Pw

13、 = Pn X 印X n3 = 2.62X 0.98X 0.95=2.44kW Pw = Pw X 鏟 中=2.44X 0.98 X 0.97= 2.32kW 則各軸的輸出功率： R X 0.98=2.75 kW B x 0.98=2.57 kW P； = Pw X 0.98=2.39 kW % X 0.98=2.27 kW (3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ti =Td X io X。 N m P 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td =9550— =9550X2.93/1440=19.43 N - nm 所以：Ti =TdXi0X1 =19.43X 2.3X0.96=42.90N m Tn

14、 =Ti X ii X 7 X%=42.90X 3.24X0.98X0.95=129.40 N m - 丁皿=Tn X i2 X “2 X ' =129.40X 2.84X 0.98X 0.95=342.14N m Tn =Tm X n3 x 3=342.14X 0.95 X 0.97=315.28 N m 輸出轉(zhuǎn)矩：Ti'=Ti X 0.98=42.04 N m T； = Tn X 0.98=126.81 N m T【=Tw X 0.98=335.30 N m T： = T1V X 0.98=308.97 N m 運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率P KW

15、 轉(zhuǎn)矩T Nm 轉(zhuǎn)速r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 2.93 19.43 1440 1軸 2.75 2.81 42.90 42.04 626.09 2軸 2.57 2.62 129.40 126.81 193.24 3軸 2.39 2.44 342.14 355.30 60.04 4軸 2.27 2.32 315.28 308.97 60.04 6 .齒輪的設(shè)計 （一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1 .齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線 斜齒輪

16、 (1) 齒輪材料及熱處理 ① 材料：高速級小齒輪選用45嘴岡調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBs 取 小齒齒數(shù)Z1=24 高速級大齒輪選用 45斤鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z 2nx Z1=3.24 義 24=77.76 取 乙=78. ②齒輪精度 按GB/T10095—1998,選擇7級，齒根噴丸強化。 3 d1t- 2Kt工 u.1 d ；：. u 2 .初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設(shè)計 ZhZe 2 (H E) ［二 h］ 確定各參數(shù)的值: ①試選 Kt =1.6 查課本 P215 圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)Z h

17、 =2.433 由課本 P214 圖 10-26 T = 0.78 12 =0.82 則「0.78 0.82 =1.6 ②由課本P202公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N1=60nl j Lh =60 X 626.09 X 1 X (2X8X300X 8) =1.4425 X 109h N2 = =4.45 X 108h #(3.25 為齒數(shù)比,即 3.25=句 Zi ③查課本 P203 1 0-19 圖得：Kfn=0.93 K 段2=0.96 ④齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用P202公式10-12得: ［二h］尸 KHN1' H

18、lim1 =0.93X550=511.5 MPa S K ? ［二H］2= HN2 Hlim2=0.96x450=432 MPa S 許用接觸應(yīng)力 ［二 H］=(［二 H］1 ［二 H］2)/2 =(511.5 432)/2 =471.75MPa ⑤查課本由 年8表10-6得：Ze =189.8MPa 由P201表10-7得：心=1 T=95.5X 105 X P1/n1=95.5X 105X2.81/626.09 =4.28 X 104 N.m 3 .設(shè)計計算 ①小齒輪的分度圓直徑dit 3 dit- 2KtT1 u 1 ( d 二 u ZhZe [二

19、h] )2 3 2 1.6 4.86 104 1 1.6 ②計算圓周速度： 4.24 2.433 189.8、2 ( )2 = 49.53mm 3.25 471.75 ③計算齒寬 計算齒寬 b= 計算摸數(shù) 二 d# n1 60 1000 b和模數(shù) 3.14 49.53 626.09 =1.62m/s 60 1000 mnt b d d1t =49.53mm mn 初選螺旋角'' =14 d1t cos： 49.53 cos14 mnt = = = 2.00mm Zi 24 ④計算齒寬與高之比bh 齒高

20、h=2.25 mnt =2.25 乂 2.00=4.50 mm bh = 49.534.5 =11.01 ⑤計算縱向重合度 「：=0.318 ：：'d,1 tan ：= 0.318 1 24 tan14 =1.903 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)Ka=1 根據(jù)v=1.62m/s,7級精度，查課本由P192表10-8得 動載系數(shù)Kv=1.07, 查課本由P194表10-4得的計算公式： “=1.12+0.18(1 +0他2)父 *d2+0.23 X10^Xb =1.12+0.18(1+0.6 父1) X 1+0.23 X 10^X49.53=1.42  查課本由P1

21、95< 10-13得：K叩二1.35 查課本由 P193表 10-3 得：K Ha=KFa=1.2 故載荷系數(shù)： K = K/Kl KHa KHp =1X1.07X 1.2X 1.42=1.82 ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t 3 . K /Kt =49.53X 1.82 =51.73 mm 1.6 ⑧計算模數(shù)mn mn 7 Z1 d1 cos 51.73 cos14 24 = =2.09mm 4 .齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由彎曲強度的設(shè)計公式 2KTY cos ,「dZ21；a 3 ⑴ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ① 小齒輪傳遞的

22、轉(zhuǎn)矩% = 42.04kN?m 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取 zl = 24, z1=i】l zl = 3.24X24=77.76 傳動比誤差 i = u = z 1/ z 1 = 78/24= 3.25 A ^0.032% <5%,允許 ②計算當(dāng)量齒數(shù) z" = zl/cos18 =24/ cos314 =26.27 zU=z1/cos ,=78/ cos314 =85.43 ③ 初選齒寬系數(shù)中d 按對稱布置，由表查得小d=1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角戶=141 ⑤ 載荷系數(shù)K K = K/kI KFfl K 沙=1 X1.07X 1.2X 1.3

23、5= 1.73 ⑥ 查取齒形系數(shù)丫^和應(yīng)力校正系數(shù)Y% 查課本由P197表10-5得： 齒形系數(shù)丫刑=2.592 丫肥=2.211 應(yīng)力校正系數(shù)丫的= 1.596 丫的= 1.774 0 重合度系數(shù)丫【 端面重合度近似為 £#=[1.88-3.2X （2+」）] cosp =[1.88—3.2X （1/24 乙 Z2 + 1/78） ] Xcos14 =1.655 %=arctg （tg4/cos戶）=arctg （tg20[/cos14"）= 20.6469Q 月二。也g（fg,cos 珞）=14.07609 因為% =q/cos也，則重合度系數(shù)為丫

24、1 =0.25+0.75 cos A /^ =0.673 ⑧ 螺旋角系數(shù)丫/ 二 2.09 軸向重合度，廣於必如幽=49.53父加14 =1.825, 丫夕=1— % 用 WO =0.78 9 計算大小齒輪的 YF FS. Kf] 安全系數(shù)由表查得sF = 1.25 工作壽命兩班制, 8年，每年工作 300天 =60X 271.47X 1 X 8X 300X 2X8= 6.255 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60nktj X 10. 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2 = N1/u = 6.255X 106/3.24= 1.9305X 10$ 查課本由P20

25、4表10-20C得到彎曲疲勞強度極限 小齒輪』=500MPa 大齒輪「ff2 = 380MPa 查課本由P197表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)： Kfn1 =0.86 K fn2=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [二F ] 1 K FN1、FF1 S K FN 2 -- FF2 0.86 500 =307.14 1.4 0.93 380 =252.43 凡匕一二 [、[1 S 2.592 1.596 307.14 1.4 = 0.01347  002 ［二 F］2 2.211 1.774 =0.01554 252.43

26、大齒輪的數(shù)值大.選用. ⑵ 設(shè)計計算 ①計算模數(shù) 3 2 1.73 4.86 104 0.78 cos214 0.01554 mn 一 1 242 1.655 mm = 1.26 mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) n大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取mn =2mmf!為了同時滿 足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=51.73 mm來計算應(yīng) 有的齒數(shù).于是由： 51.73 cos14 z 1= =25.097 取 z 1 =25 mn 那么 z 2 =3.24 X25=81

27、 ②幾何尺寸計算 計算中心距 a二 (Zi Z2)mn (25 81)2 2 cos : 2 cos14 =109.25 mm 將中心距圓整為110mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 （『1 /2）mn （25 81） 2 ■二arccos 二 arccos =14.01 2： 2 109.25 因P值改變不多，故參數(shù)）, kp, Zh等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d［二 z〔mn .-25 2 =51.53 mm cos : cos14.01 .z2mn 81 2 d2 =^-^n =166.97 mm cos : cos14.01 計算齒

28、輪寬度 B=@d1 =1 51.53mm = 51.53mm 圓整的 B2 =50 Bi =55 （二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 ⑴ 材料：低速級小齒輪選用45斤鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小 齒齒數(shù)Z1 二30 速級大齒輪選用45璉岡正火，齒面硬度為大齒輪 240HBs z =2.84 X 30=85.2 圓整取Z2=85 ⑵齒輪精度 按GB/T10095— 1998,選擇7級，齒根噴丸強化c ⑶按齒面接觸強度設(shè)計 1 .確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選Kt =1.6 ②查課本由P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.45 ③試選P =

29、12°,查課本由P214圖10-26查得 ；1 =0.83 ；,2 =0.88 ； .=0.83+0.88=1.71 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 =60 X n2 Xj X Ln=60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8) =4.45X108 4.45 108 2.84 = 1.57 X108 由課本P203圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1=0.94 Khn2= 0.97 查課本由F207圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 仃Hlm1 =600MPa , 大齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlm1 =550MPa

30、 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力 [二 H ] 1 = K HN1H lim 1 S 0.94 600 1 二 564 MPa K [0H ] 2 = HN2 Hlim2 =0.98X 550/1=517MPa S ( - H lim 1 H lim 2 ) [、-H ] = =540.5MPa 2 查課本由P198表10-6查材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa 選取齒寬系數(shù)。=1 T=95.5X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X2.62/193.24 =65.71 mm 2.計算圓周速度 二 dm

31、 60 1000 二 65.71 193.24 60 1 00 0 = 0.665m/s 3. 計算齒寬 b=®dd1t=1 X65.71=65.71mm 模數(shù) d〔t cos : mL=—— 乙 65.71 cos12 30 =2.142mm 齒高 h=2.25X m1t =2.25 X 2.142=5.4621 mm bh =65.71/5.4621=12.03 5 .計算縱向重合度 =0.318 tan ? =0.318 30 tan12 =2.028 6 .計算載荷系數(shù)K K h p=1.12+0.18(1+0.6喏)嵋 +0.23X

32、 10，b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10*X 65.71=1.4231 使用系數(shù)K a=1 同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值 Kv=1.04 Kf ：=1.35 Kh： =K f： =1.2 故載荷系數(shù) K= KAKvKH 小Hp=1 X1.04X 1.2 X 1.4231=1.776 7 .按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 3 3 d1=d1t t =65.71 x = 72.91mm 1.3 計算模數(shù)mn 'd^W Z1 72.91 cos12 30 =2.3772mm 3. 按齒根彎曲強度設(shè)計 3 2 -

33、m> 2KT1Y cos : YfYs； dZ21^： [%] ㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 (1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩?1 = 126.81 kN m (2) 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取 zl = 30, z】=i Xzl=2.84X 30= 85.2 傳動比誤差 i = u= z1/ zl = 85.2/30= 2.84 A 戶 0.032% <5%,允許 (3) 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得 二1 (4) 初選螺旋角 初定螺旋角P =121 (5) 載荷系數(shù)K K = K/K? kFa k1=1 X1.04X1.2X 1.35= 1.

34、6848 (6)當(dāng)量齒數(shù) zld = z 1 /cos 產(chǎn)=30/ cos312 =32.056 zW =z】/cos,y=85/ cos312 =90.831 由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)Y油和應(yīng)力修正系數(shù)Y出 Yf;1 =2.491,Yf：.2 = 2.232 Ys-1 =1.636,Ys-2 =1.751 (7) 螺旋角系數(shù)Y. 軸向重合度E廣麗/幽=刎癡比= 2.03 Y，= 1-丁削 2。=0.797 (8) 計算大小齒輪的 YFa工 [二 f] 查課本由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 二 fe1 =500MPa 二 FE2 =380MP

35、a 查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1=0.90 K FN2=0.93 S=1.4 [二 F ]尸 Kfn1\e1 0.90 500 =321.43MPa 1.4 [二F ] 2 KFN2 ; FF2 0.93 380 1.4 = 252.43MPa 計算大小齒輪的YFaFSa [%] ，并加以比較 YFalFSal [二 f]i 2..491 1.636 321.43 = 0.01268 YFa2F Sa2 [二 F]2 2.232 1.751 252.43 = 0.01548

36、 大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算 ①計算模數(shù) 2 1.6848 1.433 105 0.797 cos2 12 0.01548 / 八 mn mm =1.5472mm 1, 1 302 1.71 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲 勞強度計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取n =3mm且 為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 =72.91 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù). z 1= 72.91 "os12 =27.77 取 z1=30 mn z2 =2.3 X 30=69

37、 取 z2=70 ②初算主要尺寸 計算中心距 a= (z1 z2)mn =(30 70) 2 :102.249 mm 2 cos : 2 cos12 將中心距圓整為103mm 修正螺旋角 (，1 ，2)mn (30 70) 2 -=arccos- = arccos- =13.86 2： 2 103 因P值改變不多，故參數(shù)%, kp, Zh等不必修正 分度圓直徑 , z〔mn 30 2 / d 1= = =61.34 mm cos : cos 12 ,z2min 70 2 , d2 = = =143.12 mm cos : cos 12 計算齒輪寬度 b =

38、 dd1 W 72.91 72.91mm 圓整后取 B1 =75mm B2=80mm 低速級大齒輪如上圖: V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表 1.各傳動比 V帶 高速級齒輪 低速級齒輪 2.3 3.24 2.84 2.各軸轉(zhuǎn)速n 叼(r/min) 同n (r/min) 內(nèi)皿 (r/min) niv (r/min) 626.09 193.24

39、60.4 60.4 3.各軸輸入功率P F] k kw) 玲（kw） % (kw) Piv (kw) 2.81 2.62 2.44 2.32 4.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T 弓(kN ? m) (kN ' m) (kN ' m) Tn (kN ' m) 42.90 129.40 342.14 315.28 5.帶輪主要參數(shù) da (mm) dd (mm) d1 (mm) L (mm) d0 (mm) 160 145 80 240 40 7.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計 1.傳動軸承的設(shè)計 ⑴.

40、求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3 P3 =2.39KW n3=60.04r/min T3=355.30N. m ⑵.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d2=143.21 mm 2T3 2 355.30 而 Ft =——= 3 = 4961.94N d2 143.21 10， o 0 tan tan 20 F尸 Ft ___^=4961.94 ——-1860.77N cos : cos13.86 Fa = Ft tan =4961.94X 0.246734=1224.28N 圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示： ⑶.初步確定軸的最

41、小直徑 先按課本15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本 251 表 14-1 取 Ao =112 dmin = Ao：/—3 =38.17mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 di」，為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻 合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號 查課本P343表14-1,選取Ka =1.3 Tca 二 KaT3 =1.3 355.30 -461.89N m 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以 查《機械設(shè)計手冊》22 -112 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器具公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑 d1 =40mm,故取di」=40mm半聯(lián)軸器

42、的長度L=112mm半聯(lián)軸器 與軸配合的轂孔長度為L1 =84mm ⑷. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，1 - R軸段右端需要制出一軸肩 故取H -m的直徑d^旬=47mm ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈 直徑D =50mm半聯(lián)軸器與 軸配合的輪轂孔長度 為了保證軸端擋圈只壓 在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上 ，故I - R的長度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取 卜3=82mm ② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列角 接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù)du』=47mm ,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選 取0基本游隙

43、組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單歹?J角接觸球軸承 7010c型. d D B d 2 D2 軸承代號 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20 62.4 77.7 7210C 7.1: 傳動軸承的設(shè)計 ⑴.求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速飛,轉(zhuǎn)矩T3 P3=2.39KW n3=60

44、.04r/min T3 =355.30NI. m ⑵.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d2=143.21 mm F =2T3 2 355.30 143.21 10， -4961.94N Fr = Ft tan En tan20o = 4961.94 o =1860.77N cos13.86 Fa = Ft tan =4961.94X 0.246734=1224.28N 圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示： ⑶.初步確定軸的最小直徑 先按課本15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本

45、 %1 表 14—1 取 Ao =112 dmin = Ao{n3=38.17mm 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處， 為了使軸直徑錯誤！未找到引用源。與聯(lián)軸器的 孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中14-1式查得， 式中：錯誤！未找到引用源。 一聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（錯誤！未找到引用源。） 錯誤！未找到引用源。 一工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小 查得，錯誤！未找到引用源。 錯誤！未找到引用源。 一低速軸的轉(zhuǎn)矩（錯誤！未找到引用源。），335.30^103 N'Hiin 因此： Ta=KaIIII -335.30 103 1.3

46、 =435.89 103 按照計算轉(zhuǎn)矩 錯誤！未找到引用源。應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件， 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003 或根據(jù)文獻(xiàn) 【2】中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器， 其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖 7.2以及表7.1所示， 圖7.2LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖 表6.1LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸 型號 公稱轉(zhuǎn) 矩Tn N.m 許用轉(zhuǎn)速[n] (r/min ) 軸孔直徑 （d1、d2、dZ） 軸孔長度mm D 質(zhì)魚m /kg 轉(zhuǎn)動慣 量 I/ kg ,m2 Y型 J、 J1、 Z型 L L1 L

47、LX2 560 6300 25,22,24 52 38 52 120 5 0.009 25,28 62 44 62 30,32,35 82 60 82 LX3 1250 4750 30,32,35,38 82 60 82 160 8 0.026 40,42,45,48 112 84 112 由上表可知，選取半聯(lián)軸器的孔徑 錯誤！未找到引用源。 ，故取錯誤！未找到引用源。 半聯(lián)軸器長度L=112 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 Li=84 mm 。 7.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 7.21擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案

48、如下圖7.4所示， . 82 — 赧 小 5G 82 .81 一- 36 1口 I 74 I A B C D 7.2.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。I -n軸段右端需制出一軸肩，故取n -m段的直徑 dn_ci =+2hn = 40 + 2 x35 = 47 mm 式中：錯誤！未找到引用源。 為軸H處軸肩的高度（mm,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中最后一 段查得定位軸肩的高度 錯誤！未找到引用源。，故取錯誤！未找到引用源。 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D擋圈=46mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度 Li=84 mm

49、,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故I - n段的長度 應(yīng)比Li稍短一些，現(xiàn)取 錯誤！未找到引用源。 。 ②初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【 1】中表13-1 可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-30中參照工作要求并根據(jù) 錯誤！未找到引用 源。，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取 0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30310, 其基本尺寸資料如下表 7.2所示 表7.2 30310型圓錐滾子軸承 B 27 由上表可知該軸的尺寸為 錯誤！未找到引用源。，故錯誤！未找到引用源。 ；由于圓錐滾 子軸承采用脂潤滑，

50、得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油， 取右端封油環(huán)的長度 錯誤！未找到引 用源。，故圓整后，錯誤！未找到引用源。 。 由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油。有上表 6.2可知30310 型軸承的定位軸肩高度錯誤！未找到引用源。，因此，與滾子軸承接觸的封油環(huán)兩端的外徑 錯誤！未找到引用源。 。 ③取軸IV處非定位軸肩軸肩的高度 錯誤！未找到引用源。，則與齒輪配合的軸段IV -V的直 徑 小屈 4n「浙二 50+2X15 = 53 nlm TUR 1 H 軸口處定位軸肩的高度 二伽41*5。皿=3525 mm 故取錯誤！未找到引用源。，對封油環(huán)進(jìn)行定位，則軸段V1 -

51、vn的直徑 虹:= %=50+2X46 = 59 mm ④齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的右端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度: 卜二（。颯縱峪 訓(xùn)剛）x瑜二臥珈R1 ■ 11 V 考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取 錯誤！未找到引用源。，則 錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。 軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足 取錯誤！未找到引用源。 輪轂的寬度 錯誤！未找到引用源。 為了使套筒端面可靠地壓緊齒 輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 錯誤！未找到引用源。。 ④取軸承端蓋的總寬度為 錯誤！未找到引用源。。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸 承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離

52、錯誤！未找到 引用源。（參考圖6.4）,故取錯誤！未找到引用源。。 ⑤取軸承蓋端的總寬度 錯誤！未找到引用源。，考慮到箱體的鑄造誤差以及 軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 S,取錯誤！ 未找到引用源。.已知滾動軸承寬度錯誤！未找到引用源。，齒輪2輪轂的寬度錯誤! 未找到引用源。，則 Ipp；= T+s+a + & T ： H) = 29.25+8+ 16+(85- 82) = 56.25inm«56mm 錯誤！未找到引用源。=61mm 至此，經(jīng)過步驟①②③④⑤已初步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖 所示，并歸納為下表7.4.2所示， 表7

53、.4.2低速軸的參數(shù)值 軸的參數(shù) 參數(shù) 符號 軸的截面（mrm I n m IV V VI VU Vffl 軸段長度 l 82 46 56 82 6 61 36 軸段直徑 d 40 47 50 53 62 59 50 軸肩圖度 h 一 3.5 1.5 1.5 4.5 1.5 4.5 一 7.2.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【 11 中表6-1按錯誤！未找到引用源。查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面 bx h=16mm x 10mm鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為

54、L=70mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 錯誤！未找到引用源。；同樣，按錯誤！ 未找到引用源。查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面 bxh=12mrH 8mm建槽用鍵槽銃 刀加工，長為L=70mm半聯(lián)軸器與軸配合為錯誤！未找到引用源。；滾動軸承與 軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 k6。 7.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【11中表15-2查得，取軸端倒角為 錯誤！未找到引用源。，各軸 肩處的圓角半徑見圖6.4 o 8.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6.4）做出軸的計算簡圖（6.6圖）。在確定軸承的 支點位置時，

55、應(yīng)從圓錐滾子軸承a值入手。對于30310型圓錐滾子軸承，由上表 6.2中可知a=23mm因此，作為簡支梁的軸的支承跨距錯誤！未找到引用源。， 根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖 7.5所示。 Ft4= 3766N Fr4= 1393N 3 C Fa4= 942N 'NV1 = Fa4 . C 1 [W 111 Fnh1 71 FNV2 121 A FNH2 Ft4= 3766N FNH1=2337N M MH=172938N Fnh2=1429N F

56、r4= 1393N F' NV1 = Fa4 FNV1 MV2=-2420N MH Fa4= 942N MV1=103082N LLLJ-1 MV M1 = 201246N ) M2=172945N T=412350N*mm 圖7.5低速軸的受力分析 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時， 查《機械設(shè)計手冊》20-149表20.6-7. 對于7010c型的角接觸球軸承，a=16.7mm,因此，做為簡支梁的軸的支承跨距 L2 L3 = 114.8mm 60.8mm = 175.6mm L3 60.8

57、FNH1 =—— Ft =4961.94 — =1718N L2 L3 175.6 L, 114 8 Fnh 2 = —Ft = 4961.94 — = 3243N L2 L3 175.6 l . FaD F NV1 Fr L3 2- =748N L2 L3 Fnv 2 = Fr — FnV1 二1860 -748 =1112N M H =172888.8N mm MV1 =FNV1L2 =748 114.8 =85870.4N mm MV2 =FnV2L3 = 748 60.8 =45478.4N mm M1 =$MH +MJ1 = J1728892 +8587

58、02 =193039N mm M2 =178770 N mm 8.1 按彎扭校核軸的疲勞強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C） 的強度。根據(jù)文獻(xiàn)【11中15-5式查得， 式中：錯誤！未找到引用源。一C截面的計算應(yīng)力（MPa 錯誤！未找到引用源。 一折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 脈動循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P373應(yīng)取折合系數(shù)錯誤！未 找到引用源。。 錯誤！未找到引用源。一抗彎截面系數(shù)（mrm）,根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4 按圓形截面查得 W = -= （Md：-. = 0.1 X 533 = 14887,7 3

59、2 R 7 72012462+(0.6 X 412350)2 14887.7 =21.42Mpa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)15-1查得表錯誤！未找到 引用源。。因此錯誤！未找到引用源。故安全。 8.2 精確校核軸的疲勞強度 8.2.1 判斷危險截面 截面A, n, m, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng) 力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定 的，所以截面A, H, m, B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng) 力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)

60、力最大。截面V的應(yīng)力集中 的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強 度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力 集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面 C也不必校核。截面VI和即顯然更 不必校核。根據(jù)文獻(xiàn)【11中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過 盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右兩側(cè)即可。 8.2.2 分析截面VI左側(cè) 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得， 抗彎截面系數(shù)： 錯誤！未找到引用源。 抗扭截面系數(shù)： 錯誤！未找到引用源。 截面VI左側(cè)的彎矩M : 錯誤！未找到引用源。 截面VI上的扭

61、矩： 錯誤！未找到引用源。 截面上的彎曲應(yīng)力： 錯誤！未找到引用源。 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 錯誤！未找到引用源。 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【11中表15-1查得錯誤！未找到 引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 錯誤！未找到引用源。及錯誤! 未找到引用源。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-2查的。因錯誤！未找到引用源。，錯誤! 未找到引用源。，經(jīng)插值后可查得， 錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)， 錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附3

62、-4式查得有效應(yīng)力集中系數(shù)， 1= 1 + q© - 1) = 1 + 079 X (19 -1) = 171 kT = l + qT(aT - 1) = 1 + 0.82 X (129 -1) = 1.24 根據(jù)文獻(xiàn)【11中附圖3-2和附圖3-3查得 尺寸系數(shù)： 錯誤！未找到引用源。=0.76 扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 錯誤！未找到引用源。 軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【11中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù), %二除=093 ，根 軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 錯誤！未找到引用源。 據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)， Kff = 0,85 。,93

63、 L 1 「6 1.71 1 \ 1 — 1 X - = 2,325 10,76 0.93 L24 1 又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)， 錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。 錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。 于是，計算安全系數(shù) 錯誤！未找到引用源。值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8 式查得， 仃7 275 S = ? = = 114JB4 口 ― K. — £425 X 7.64 + 0.1 X 0 - J 155 S ~ — 二］7 (q + 吸% 1,546 X + 0.05 X 5s

64、14,8 ysX 12,872 Sca = i 二= ? 二=9.7261 S父.4.87叮2.B72工 故可知該低速軸安全。 8.2.3 分析截面VI右側(cè) 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得， 抗彎截面系數(shù)： 錯誤！未找到引用源。 抗扭截面系數(shù)： 錯誤！未找到引用源。 截面VI右側(cè)的彎矩M 錯誤！未找到引用源。 截面VI上的扭矩： 錯誤！未找到引用源。 截面上的彎曲應(yīng)力： 錯誤！未找到引用源。 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 錯誤！未找到引用源。 根據(jù)文獻(xiàn)【11中的附表3-8用插值法可求得， 錯誤！未找到引用源。=3.01,并取錯誤！未找到引用源。 軸按磨削加工，根據(jù)

65、文獻(xiàn)【11中附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù), %=/ = 093 軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù) 錯誤！未找到引用源。，根 據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)， 又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)， 錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。 錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。 于是，計算安全系數(shù) Q值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得, 275 =14.64 3.09X6.08+0.1X0 155 127 127 = 984 + 005 乂半 £ Sea SSr 14.64 X 9.8

66、4 - -——=8.17 V14.642 + 9.842 故可知該低速軸的截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。 由于該減速器沒有大的瞬 時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性， 故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設(shè)計 計算即告結(jié)束。 8.3高速軸的設(shè)計及計算 8.3.1 軸的材料的選擇 由于高速軸轉(zhuǎn)速高，功率不大，故選最常用的材料為 45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼, 調(diào)質(zhì)處理。 8.3.2軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【11中式15-2可初步估算軸的最小直徑, 式中：錯誤！未找到引用源。 45鋼查得錯誤！未找到引用源。 一最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3按 因此: P3 —高速軸的功率（ K

67、V* 由表 5.1 可知：P3 = 2.44KW r/min ),由表 5.1 可知：n3 =60.04r/min dmin =Ao 鼻 'P3 ” ” 上=38.17mm % 由上知高速軸的直徑必須大于錯誤！未找到引用源。，分析知該軸最小處錯 誤！未找到引用源。接聯(lián)軸器。設(shè)計錯誤！未找到引用源。。 8.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 一、擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.4所示, 霸埼 圖7.4低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配 二、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的