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减速器装配图、大齿轮零件图和输出轴零件图


第 1 章 初始参数及其设计要求
保证机构件强度前提下,注意外形美观,各部分比例协调。 初始参数:功率 P=2.8kW,总传动比 i=5

1

第 2 章 电动机

2.1 电动机的选择
根据粉碎机的工作条件及生产要求,在电动机能够满足使用要求的前提下, 尽可能选用价格较低的电动机,以降低制造成本。由于额定功率相同的电动机, 如果转速越低,则尺寸越大,价格越贵。粉碎机所需要的功率为 P ? 2.8kw ,故 选用 Y 系列(Y100L2-4)型三相笼型异步电动机。 Y 系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会(IEO)标准设计的,具 有国际互换性的特点。其中 Y 系列(Y100L2-4)电动机为全封闭的自扇冷式笼 型三相异步电动机,具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点 ,B 级绝缘,工作环境不超过+40℃ ,相对温度不超过 95%,海拔高度不超过 1000m, 额定电压为 380V,频率 50HZ,适用于无特殊要求的机械上,如农业机械。 Y 系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为 IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。其主要技术 参数如下: 型号: Y 100 L 2 ? 4 同步转速: 1500 r / min 额定功率: P ? 3kw 满载转速: 1420 r / min 堵转转矩/额定转矩: 2.2Tn /( N ? m) 最大转矩/额定转矩: 2.2Tn /( N ? m) 质量: 4.3kg 极数:4 极 机座中心高: 100 mm 该电动机采用立式安装,机座不带底脚,端盖与凸缘,轴伸向下。

2

2.2 电机机座的选择
表 2-1 机座带底脚、端盖无凸缘 Y 系列电动机的安装及外型尺寸(mm) 机座号 100L H 100 级数 4 K 12 A 160 AB 205 B 140 AC 205 C 63 AD 180 D 28 BB 170 E 60 HD 245 F 8 L 380 G 24 -

3

第 3 章 传动比及其相关参数计算

3.1 传动比及其相关参数的分配
根据设计要求,电动机型号为 Y100L2-4,功率 P=3kw,转速 n=1420r/min。 输出端转速为 n=300r/min。 总传动比:

i?

n 1 1440 ? ? 4.73; n 300

(3-1)

分配传动比:取 iD ? 3 ; 齿轮减速器:

iL ?
高速传动比:

i 4.73 ? ? 1.58 ; iD 3

(3-2)

i12 ? 1.4i L ? 1.4 ?1.58 ? 1.5 ;
低速传动比:

(3-3)

i23 ?

i L 1.58 ? ? 1.05 。 i12 1.5

(3-2)

3.2 运动参数计算
3.2.1 各轴转速 电机输出轴: 轴 I:
n1 ? n 1420 ? ? 473.33r / min iD 3

n ? nD ? 1420r / min

(3-4)

轴 II:

4

n2 ?
轴 III:

n1 473.33 ? ? 315.6r / min i12 1.5

(3-4)

n3 ?

n2 315.6 ? ? 300r / min i23 1.05

(3-4)

3.2.2 功率计算 Y 型三相异步电动机,额定电压 380 伏,闭式。 查手册取机械效率:? D ? ?1 ? 0.96,?C ? ? 2 ? 0.97, ,联轴器? ? ?3 ? 0.99 轴承? ? ? 4 ? 0.98 动载荷系数:K=1 输出功率: ?C ? 2.2kw
2 总传动效率:? ? ?1 ??2 ??3 ??4 ? 0.833 2 3

(3-5)

电动机所需功率: ? ? k ?

?C

?

? 2.64kw, 即 ?0 ? 2.64kw

轴 I: ?1 ? ?0 ??1 ??3 ?? 4 ? 2.46kw 轴 II: ?2 ? ?1 ?? 2 ?? 4 ? 2.34kw 轴 III: ?3 ? ?2 ?? 2 ??3 ?? 4 ? 2.2kw 3.2.3 转矩计算
? ? 9.55 ? 10 6 ? n

(3-6)

(3-7)

?0 ? 9.55 ? 106

?0 ? 1.7755? 104 ? ? m m n

?1 ? 9.55? 106 ?2 ? 9.55? 106

?1 ? 4.9633? 104 ? ? m m n1 ?2 ? 2.21917? 105 ? ? m m n2

5

?3 ? 9.55? 106
3.2.4 参数列表

?3 ? 7.0033? 105 ? ? m m n3

表 3-1 传动系统及其运动参数 轴 数 参 电机轴 I轴 2.46 473.33 II 轴 2.34 315.6 III 轴 2.2 300

功率 P(kw) 转速 n(r/min) 转矩 T(N.mm)

2.64
1420

1.7755? 104

4.9633? 104

2.21917? 105

7.0033? 105

6

第 4 章 带及带轮的设计

根据设计方案及结构,该机选用普通 V 带传动。它具有缓和载荷冲击、运 行平稳、无噪音、中心距变化范围较大、结构简单、制造成本低、使用安全等优 点。

4.1 普通 V 带传动的计算
已知:电动机功率 转速 n2 ? 1275 r / min 。 4.1.1 确定 V 带型号和带轮直径 工作情况系数 由《机械设计基础(第三版) 》表 8.21 工作情况 K A
p ? 3.0kw , 电动机转速 n ? 1420 r / min ,粉碎机主轴

K A ? 1.2
计算功率 选带型号 小带轮直径 大带轮直径

PC ? K A ? P ? 1.2 ? 3 ? 3.6kw
由图 8.12 普通 V 带选型图 取 D1 ? 80mm 带传动滑动率ε 一般为 1%~2%

PC ? 3.6kw
A 型普通 V 带

取ε =1% (4-1)

D2 ? (1 ? ? )
取 D2 ? 224mm 大带轮转速

D1n1 80 ? 1440 ? 0.99 ? ? 216mm n2 1275

n2 ? (1 ? ? )

D1n1 80 ? 1440 ? 0.99 ? D1 224

(4-2)

n2 ? 5.948r / min
结果在 5—25m/s 之间,满足要求。

7

4.1.2 确定带长
D2 ? D1 80 ? 224 ? ? 152m m 2 2 D2 ? D1 224 ? 80 ? ? 72m m 2 2

求 Dm

Dm ?

(4-3)

求?

??

(4-4)

L ?
'

? ( D1 ? D2 )
2

?

?D2 ? D1 ?2
4a0

? 2a0

(4-5)

= ?Dm ? 2a0 ? 取标准值 Ld ? 1400 mm 4.1.3 确定中心距 a 初定中心距 a0

?2 ? 1277 .65mm 4a0

2( D1 ? D2 ) ? a0 ? 0.7( D1 ? D2 ) 2(80 ? 224) ? a0 ? 0.7(80 ? 224) 608mm ? a0 ? 221.8mm
根据实际确定:初定中心距 a0 ? 400mm 计算实际中心距
a ? a0 ?

(4-6)

Ld ? L0 1400? 1277065 ? 400 ? ? 461.175m m 2 2

4.1.4 确定带轮包角
D2 ? D1 ? 60? a

小带轮包角

? 1 ? 180? ?
? 1 ? 180 o ?

(4-7)

224 ? 80 ? 57.3 ? 162 .1o 461 .175

162 .1? ? 120 ? ,满足要求

8

4.1.5 确定带根数 Z

带速 V

V ?

?D1 n1
60 ? 1000

?

3.14 ? 80 ? 1440 ? 6.03m / s 60000

取 V ? 6.03m / s

传动比 i 带根数 Z

i?

n1 1440 ? ? 1.13 n2 1272 .86

取 i ? 1.13

由表 8.9A 型单根 V 带的基本额定功率 P0 P0 ? 0.9kw 由图 8.11 小带轮包角系数 取 k? ? 0.946

由《机械设计基础(第三版) 》表 8.4 查得 k l ? 1.04 由表 8.19 普通 V 带传动比系数 由式 取 ?P0 ? 0.117 (4-8)

Z?

pc ( p0 ? ?p0 )k? ? k l

?

2.64 ? 2.64 (0.9 ? 0.117) ? 0.946? 1.04

取Z ? 3 4.1.6 确定轴上载荷 单根 V 带张紧力 由式 8.19,由表 11.4
q ? 0.10kg / m

P 2.5 ? k? F0 ? 500 c ( ) ? qV 2 VZ k?
= 500 ?

(4-9)

2.64 2.5 ? 0.946 ( ) ? 0.10 ? 5.948 2 5.948 ? 3 0.946

=169.24N 轴上载荷
FQ ? 2ZF0 sin

?1
2

? 2 ? 3 ? 169.24 ? sin

162.1o =1003.08 2

(4-10) 4.1.7 选择带型 选用 3 根 A—4000GB/T 11544-1997 的 V 带,中心距 a=470mm,带长 1400mm
9

4.2 带轮结构
带速 V ? 300 m / s 时的带传动,其带轮内一般用 HT200 制造,高速时应使用 钢制造,带轮的速度可达到 45 m / s 。由于该机带速为 V ? 9.4m / s ,故带轮材料 选用 HT200。在设计带轮结构时,应使带轮易于制造,能避免因制造而产生过大 的内应力,重量要轻。根据结构设计,大带轮选用腹板式结构;小直径的带轮可 以制造为圆柱形。故该机小带轮制造为圆柱形。 带截面尺寸和带轮轮缘尺寸:
V 带型号:A 型
V 带轮基本参数:

顶部宽 b :13 ㎜

节宽 b p :11.0 ㎜

高度 h : 8mm

基 准 宽 度 bd ? 11.0mm , 基 准 线 上 槽 深 ha min ? 2.75mm , 基 准 线 下 槽

h f min ? 8.7mm ,
槽间距 e ? 15 ? 0.3mm ,槽边距 f min ? 9mm,最小轮缘厚 ? min ? 6mm, 带轮宽度 B ? (Z ? 1)e ? 2 f =48mm( Z —轮槽数) ,外径 d a ? d d ? 2ha

10

第 5 章 齿轮传动的设计

5.1 齿轮传动概述
齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式。 其主要优点是传动效率 高,传动比准确,结构紧凑,工作可靠,寿命长;主要缺点是制造成本高,不适 宜于远距离两轴之间的传动。 按照工作条件,齿轮传动可分为开式传动和闭式传 动两种。开式传动:齿轮外露,不能保证良好的润滑,且易于落入灰尘、异物等, 齿轮面易磨损。闭式传动:齿轮被密封在刚性的箱体内,密封润滑条件好,安装 精度高。重要的齿轮传动大多数采用闭式传动。

5.2 高速级齿轮设计与计算
5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。 2.运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度(GB10095-88) 。 3.材料选择。由《机械设计基础(第三版) 》表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢(调 质) ,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 ZG310-570(正火) ,硬度为 235HBS, 二者材料硬度差为 45HBS。 4.选小齿轮齿数 ?1 =41,大齿轮齿数 ?2 ? i1?1 ? 4.7 ? 41 ? 192.6 圆整后齿数取 ? 2 =193。 5.2.2 按齿面接触强度设计 按照下式试算:

d1t ? 3

2 K t T1 i ? 1 ? Z H Z E ? ? ?d ? ? i ? ? ?? H ?

? ? ? ?

2

(5-1)

1.确定公式内的各计算数值

11

①转矩 T1 ? 9.55 ? 106 ②试选载荷系数 1.6

P1 N? mm n1

③由《机械设计基础(第三版) 》表 10-7 选取齿宽系数 ?d ? 1 ④由表《机械设计基础(第三版) 》 表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数

Z E ? 189.8MP

1 2 a

⑤由《机械设计基础(第三版) 》图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳 强度极限 ? H lim1 ? 550MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim2 ? 390MPa ⑥由《机械设计基础(第三版) 》式 10-13 计算应力循环次数

N1 ? 60n1 jLh ? 1.48 ? 109 N2 ? N1 ? 3.79 ? 108 i
(5-2)

⑦由《机械设计基础(第三版) 》图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K HN 1 ? 0.90 ,

K HN 2 ? 0.97
⑧计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式 10-12 得:

?? H ?1 ? K HN 1? H lim1
S

? 496MPa

?? H ?2

K ? ? HN 2 H lim 2 ? 362.7 MPa S

(5-3)

因此,许用接触应力 ?? H ? ?

?? H ?1 ? ?? H ?2
2

? 429.35MPa

(5-4)

⑨由《机械设计基础(第三版) 》图 10-30 选取区域系数 Z H ? 2.433 2.设计计算 ①试算小齿轮分度圆直径 d1t ,由计算公式得:

d1t ? 56.59mm
②计算圆周速度

12

v?

?d1t n1
60 ? 1000

? 1.65 m s

(5-5)

③计算齿宽 b 及模数 mnt

b ? ?d ? d1i ? 56.59mm
mni ? d1i cos ? ? 2.29 ?1

(5-6) (5-7) (5-8)

h ? 2.25mni ? 5.15mm
b ? 10.99 h

④计算纵向重合度 ? ?

? ? ? 0.318 ?d z1 tan? ? 1.903
⑤计算载荷系数

(5-9)

查《机械设计基础(第三版) 》表 10-2 得载荷系数 K A =1 根据 V=3.28m/s,8 级精度,由《机械设计基础(第三版) 》图 10-8 查得动载 荷系数 KV =1.16 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-4 查得:

K HB ? 1.367
由《机械设计基础(第三版) 》表 10-13 查得 KF? =1.325 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-3 查得 K H? = K F? =1.2 因此,载荷系数 K ? K A ? KV ? K H? ? K H? ? 1.9 ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d 1 ? d 1t 3 K ? 59 .93mm Ki

(5-10)

(5-11)

⑦计算模数

mn ?

d1 cos ? ? 1.25m m ?1

(5-12)

13

5.2.3 按齿根弯曲强度设计 按下式计算:
mn ? 3 2 KT1Y? cos2 ? YFaYSa ? ?? F ? ? d z12? ?

(5-13)

1. 确定公式内的各计算数值 1)计算载荷系数

K ? K A KV K F? K F? ? 1.9
2)根据纵向重合度 ? ? ? 1.903,从《机械设计基础(第三版) 》图 10-28 查得螺旋 角影响系数 Y? ? 0.88 3)计算当量齿数
? v1 ? ? v2 z1 ? 26.27 cos3 ? z2 ? ? 102.90 cos3 ?

(5-14)

4)查取齿形系数 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-5 查得 YFa1 ? 2.592, YFa2 ? 2.164 5)查取应力校正系数 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-5 查得 YSa1 ? 1.596, YSa 2 ? 1.794 6)由《机械设计基础(第三版) 》图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

? FE1 ? 500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE2 ? 380MPa
7)由《机械设计基础(第三版) 》图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN1 ? 0.85 ,

K FN 2 ? 0.88
8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得:

?? F ?1 ? FKN 1? FE1
S

? 303.57MPa

?? F ?2

F ? ? KN 2 FE 2 ? 238.86MPa S
14

(5-15)

9)计算小、大齿轮的

YFaYSa

?? F ?

并加以比较

YFa1YSa1

?? F ?1

? 0.01363
(5-16)

YFa 2YSa 2

?? F ?2

? 0.01625

大齿轮的数值较大。 2.设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数,取 mn=1.25mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接 触疲劳强度, 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=51.25mm,d 2 ? 241.25mm 来计算应有的齿数。于是由:

?1 ?

d1 cos ? ? 41 mn

(5-17)

取 ?1 ? 41,则 ? 2 ? i1 ?1 ? 3.36? 41 ? 192.6 ,取 ? 2 ? 193 。 5.2.4 几何尺寸计算 1. 计算中心距
a1 ?

??1 ? ? 2 ?mn
2 cos ?

? 145.9m m

(5-18)

将中心距圆整为 146mm。 2. 修正螺旋角

? ? arccos

??1 ? ? 2 ?mn
2a

? 14?15'0.12"

(5-19)

因 ? 值改变不多,故参数 ? ? 、 K ? 、 Z H 等不必修正。 3.小、大齿轮的分度圆直径

z1 mn ? 51.25m m cos ? z m d 2 ? 2 n ? 241.25m m cos ? d1 ?
15

(5-20)

4.计算齿宽

b ? ?d d1 ? 58.4mm
圆整后,小齿轮齿宽 B1 ? 53mm,大齿轮齿宽 B2 ? 58.4mm。 5.2.5 齿轮的主要几何参数

表 5-1 齿轮各主要参数 参数名称 齿数 Z 模数 m 齿轮分度圆直径 d mm 齿轮齿顶圆直径 d a mm 齿轮基圆直径 d b mm 齿宽 b mm 齿轮中心距 a ? 小齿轮 41 1.25 51.25 53.75 48.2 53 大齿轮 193 1.25 241.25 243.75 226.7 58.4

1 ?d1 ? d 2 ? ? 1 ?51.25 ? 241 .25? ? 146 .25mm 2 2

5.3 低速级齿轮设计与计算
5.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。 2.精度等级仍选用 8 级精度(GB10095-88) 。 3.材料选择。由《机械设计基础(第三版) 》表 10-1 选择小齿轮材料为 45(调 质) ,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 ZG310-570(正火) ,硬度为 240HBS, 二者材料硬度差为 40HBS。 4.选小齿轮齿数 ? 3 ? 43 ,大齿轮齿数 ? 4 ? i2 ? 3 ? 3.36 ? 43 ? 141.8 取 ? 4 ? 142

16

5.3.2 按齿面接触强度设计 按照下式试算:

2K t T2 i ? 1 ? Z H Z E ? d1t ? 3 ? ?d ? ? i ? ? ?? H ?

? ? ? ?

2

(5-1)

1.确定公式内的各计算数值 1)转矩 T3 ? 2.4178?105 N.mm 2)试选载荷系数 K t ? 1.6 3)由《机械设计基础(第三版) 》表 10-7 选取齿宽系数 ?d ? 1 4) 由 《 机 械 设 计 基 础 ( 第 三 版 ) 》 表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数
Z E ? 189 .8MPa
1 2

5)由图《机械设计基础(第三版) 》表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲 劳强度极限 ; ? H lim3 ? 600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim4 ? 550MPa 6)由《机械设计基础(第三版) 》式 10-13 计算应力循环次数
N 1 ? 60 n 2 jLh ? 2.89 ? 10 8 N 2 ? N 1 / i ? 0.87 ? 10 8

(5-2)

7)由《机械设计基础(第三版) 》图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K HN 3 ? 0.94 ,

K HN 4 ? 0.97
8)计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由式 10-12 得:

?? H ?3 ? K HN 3? H lim3
S

? 564MPa

?? H ?4

K ? ? HN 4 H lim 4 ? 533.5MPa S

(5-3)

因此,许用接触应力 ?? H ? ?

?? H ?3 ? ?? H ?4
2

? 548.75MPa

(5-4)

9)由《机械设计基础(第三版) 》图 10-30 选取区域系数 Z H ? 2.45 10)由《机械设计基础(第三版) 》图 10-26 查得 ? ? 3 ? 0.83, ? ? 4 ? 0.88
17

因此有 ? ? ? ? ? 3 ? ? ? 4 ? 1.71 2.设计计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d 3t ,由计算公式得:
dt3 ?
3

2 ? 1.6 ? 28.58 ? 105 4.31 ? 2.45 ? 189.8 ? ? ?? ? ? 86m m 1 ? 1.71 3.31 ? 540.5 ?

2

2)计算圆周速度
v?

?d 3t n2
60 ? 1000

? 0.45 m s

(5-6)

3)计算齿宽 b 及模数 mnt

b ? ? d d 3t ? 79.6m m mnt ? d 3t cos ? ? 2.66 z3

h ? 2.25mnt ? 5.985m m b ? 80.18 ? 5.88 ? 12.72 h
4)计算纵向重合度 ? ?

? ? ? 0.318 ?d z3 tan? ? 1.89
5)计算载荷系数 查《机械设计基础(第三版) 》表 10-2 得载荷系数 K A =1 根据 v=0.96m/s,8 级精度,由图 10-8 查得动载荷 数 KV =1.04 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-4 查得: K HB ? 1.355 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-13 查得 KF? =1.35 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-3 查得 K H? = K F? =1.2 因此,载荷系数 K ? K A ? KV ? K H? ? K H? ? 1.9 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

18

d 3 ? d 3t 3

K ? 80 .6mm Ki

(5-11)

7)计算模数

mn ?

d 3 cos ? ?2 z3

(5-12)

5.3.3 按齿根弯曲强度设计 按下式计算:
mn ?
3

2 KT3Y? cos2 ? YFaYSa ? 2 ?? F ? ?d z3 ??

(5-13)

1.确定公式内的各计算数值 1)计算载荷系数

K ? K A ? KV ? K F? ? K F? ? 1.9
2)根据纵向重合度 ? ? ? 2.03,从《机械设计基础(第三版) 》图 10-28 查得螺旋 角影响系数 Y? ? 0.99 。 3)计算当量齿数

z v3 ? zv4

z3 ? 32.06 cos3 ? z4 ? ? 125.02 cos3 ?

(5-14)

4)查取齿形系数 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-5 查得 YFa3 ? 2.45 , YFa4 ? 2.16 5)查取应力校正系数 由《机械设计基础(第三版) 》表 10-5 查得 YSa 3 ? 1.65, YSa 4 ? 1.81 6)由《机械设计基础(第三版) 》图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

? FE3 ? 500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE4 ? 380MPa
7)由《机械设计基础(第三版) 》图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN 3 ? 0.9 ,

19

K FN 4 ? 0.93
8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1,得:

?? F ?3 ? FKN 3? FE3
S

? 450MPa

?? F ?4

F ? ? KN 4 FE 4 ? 353.4 MPa S

(5-15)

9)计算小、大齿轮的

YFaYSa

?? F ?

并加以比较

YFa3YSa 3

?? F ?3

? 0.00898
(5-16)

YFa 4YSa 4

?? F ?4

? 0.011

大齿轮的数值较大。 2.设计计算

2 ? 2.10 ? 1.416? 105 ? 0.88? cos2 15? mn ? ? 0.01555? 1.74 1? 242 ? 1.62
3

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数,取 mn=2mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足 接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3=86mm 来计算应有 的齿数。于是由:

z3 ?

d 3 cos ? ? 43 mn

(5-17)

则 z 4 ? i2 z3 ? 142。

5.3.4 几何尺寸计算 1.计算中心距
a2 ?

?z3 ? z 4 ?mn
2 cos ?

? 185m m

(5-18)

2.修正螺旋角
20

? ? arccos

?z 3 ? z 4 ?mn
2a

? 11?30'44.51' '

(5-19)

因 ? 值改变不多,故参数 ? ? 、 K ? 、 Z H 等不必修正。 3.小、大齿轮的分度圆直径

z 3 mn ? 86m m cos ? z m d 4 ? 4 n ? 284m m cos ? d3 ?
4.计算齿宽

(5-20)

b ? ?d d 3 ? 73.6mm
圆整后,小齿轮齿宽 B3 ? 70mm ,大齿轮齿宽 B4 ? 75mm 5.3.5 齿轮的主要几何参数

表 5-2 齿轮各主要参数 参数名称 齿数 Z 模数 m 齿轮分度圆直径 d mm 齿轮齿顶圆直径 d a mm 齿轮基圆直径 d b mm 齿宽 b mm 齿轮中心距 a ? 小齿轮 43 2 86 90 80.81 79.6 大齿轮 142 2 284 288 266.87 73.6

1 ?d1 ? d 2 ? ? 1 ?86 ? 284 ? ? 185 mm 2 2

21

第 6 章 传动轴和传动轴承的设计
6.1 轴的概述
轴是组成机器的重要零件之一,其功用是支撑回转零件及传递运动和动力, 因此大多数轴都要承受转矩和弯矩的作用。 轴的分类:按照承受弯、扭载荷的不同,轴可以分为转轴、心轴和传动轴三 类。 轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢廉价,对应力集中的敏 感性小,又可以通过热处理提高其耐磨性及疲劳强度,故应以较为广泛,其中最 常用的是 45 号优质碳素钢。为保证力学性能,一般应进行调质和正火处理。合 金钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能, 可以再传递大功率并要求减小尺寸 与质量和提高轴颈耐磨性时采用。

6.2 高速轴的设计及校核
6.2.1 选择轴的材料 考虑到本轴输入功率不大,转速较低,对材料无特殊要求,因此决定选择使 用 45 钢, 硬度 217~255HBS。 查机械设计手册可知 ? B ? 650MPa , ? S ? 360MPa 。 6.2.2 初估直径 查表 14.1 常用材料的 ?? ? 值和 C 值得材料系数 C=112 于是

d1 ? C 3

P1 2.46 ? 112? 3 ? 19.4m m n1 473.33

(6-1)

考虑到轴上有一个键槽,轴径应增加 3~5%,所以

d1 ? 19.4 ? (1 ? 0.03) ? 19.982mm,圆整取 20mm

22

6.2.3 结构设计 I 轴结构及格部分尺寸如下图所示:

图 6.1 高速轴

6.2.4 强度校核 齿轮上作用力:

Ft ? 1 6 8N 5
Fa ? Ft tan? ? 1685? tan14?18'19" ? 430N
Fr ? Ft tan? n 1685? tan20? ? ? 633N cos ? cos14?18'19"

(6-2) (6-3)

如图,计算水平支反力:
FR1 ? Ft ? 56 ? 467N 146 ? 56

FR 2 ? Ft ? FR1 ? 1218N

23

图 6.2 弯矩图

如图,计算垂直支反力:

FR' 1 ?

FQ ? ?110? 146? 56? ? Fa ? 146 ? 56

59.340 ? Fr ? 56 2 ? 1258N

' ' FR N 2 ? FR1 ? Fr ? FQ ? 922

绘制水平弯矩图如图,最高点弯矩为 M R ? 68182 N ? mm 绘制垂直弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为: M R' ? 106590 N ? mm
64396 N ? mm 51638 N ? mm

绘制合成弯矩图如图,从左往右点弯矩分别为: M ? 106590 N ? mm
93785 N ? mm 85529 N ? mm

注意到 ? B ? 650MPa ,由表可得 ?? ?1b ? ? 60MPa , ?? 0b ? ? 102.5MPa ,

24

于是, ? ?

?? ?1b ? ? 60MPa ? 0.59 ?? 0b ? 102.5MPa

(6-4)

当量转矩 T? ? ?T ? 0.59? 50000? 29500 N ? mm 据此,绘制转矩及当量转矩绘图如图所示。 求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩图如图, 自左向右折点依次对应以下 数据:
' MQ ? M 2 Q ? ??TQ ? ? 29500 N ? mm 2

(6-5)

M 1' ? M 12 ? ??T1 ? ? 110597 N ? mm
2

M e' ? M e2 ? ??Te ? ? 98315 N ? mm
2

M e' 2 ? M e22 ? ??Te ? ? 90474 N ? mm
2

确定危险截面校核轴径尺寸,危险截面 I,危险截面校核 II,危险截面校核 III:
dQ ? 3
d1 ? 3

0.1?? ?1b ?

' MQ

? 17m m ? 20m m 符合要求

M 1' ? 17.35m m ? 25m m 符合要求 0.1?? ?1b ? M e; ? M e' 2 ? 18m m ? 20m m 符合要求 0.1 ? 2?? ?1b ?

de ?

3

由此得出结论,用当量弯矩法校核所得结果强度要求。 另外, 考虑到安装齿轮轴的直径与齿轮齿根圆直径相差约四个模数,因此可 以把该轴段做成齿轮轴,其左边定位轴肩不变,轮齿两端角至轴肩。

6.3 高速轴轴承校核
选择轴承的型号为:角接触球轴承 7207C。其中轴承参数为: D=72mm, B=17mm,Cr=19.8KN,Cor=13.5KN。

R1 ? FR21 ? FR2' ? 4672 ? 12582 ? 1342N
1

(6-6)

R2 ? FR22 ? FR2' ? 12182 ? 9222 ? 1528N
2

25

Fa ? 430N
根据公式计算得

Fa 430 ? ? 0.025可得 e=0.394 Cor 17500

则 Fs1 ? eR1 ? 0.394?1342? 529N

Fs 2 ? eR2 ? 0.394?1528? 602N

注意到 Fs1 ? Fs 2 ? 602? 430 ? 1032N ? Fs1 ? 529N ,可知轴承 1 被压紧,轴 承 2 放松。 则 Fa1 ? Fs 2 ? Fa ? 1032N , Fa 2 ? Fs 2 ? 602N 对轴承 1,

Fa1 1032N ? ? 0.769 ? e ,取 X 1 ? 0.44 ,查得 Y1 ? 1.42 R1 1342N Fa 2 602N ? ? 0.394 ? e ,取 X 2 ? 1 , Y2 ? 0 R2 1528N

对轴承 2,

由表得冲击载荷系数 f d ? 1.1

P N 1 ? f d ? X 1 Fr1 ? Y1 Fa1 ? ? 1.1? ?0.44 ? 1342? 1.42 ? 1.32? ? 2262 P2 ? f d ? X 2 Fr 2 ? Y2 Fa 2 ? ? 1.1?1?1528? 1681 N
因为 P1 ? P2 ,这里仅校核轴承 1 的寿命。
L10 h 16670? C ? 16670 ? 23500? ? ? ? ? ?? h ? 15000 h 轴承符合强度要 ? ? 25961 ? ? 720 ? P1 ? 720 ? 2262 ?
?
3

求。

6.4 中间轴设计及校核
6.4.1 选择轴的材料 考虑到本轴输入功率不大,转速较低,对材料无特殊要求,因此决定选择使 用 调 质 45 钢 , 硬 度 为 217~255HBS 。 查 机 械 设 计 手 册 可 知 ? B ? 650MPa

? S ? 360MPa

26

6.4.2 初估直径 由表可得材料系数 C=112 于是 d 2 ? C 3

P2 2.34kw ? 112? 3 ? 31.96m m n2 100.7r / min

(6-1)

考虑到轴上有键槽,轴径应增加 3%,所以

d 2 ? 31.96mm? ?1 ? 0.03? ? 32.92mm ,圆整取 35mm
6.4.3 结构设计 II 轴结构尺寸如下图,倒角均为 C1,各轴段过渡处圆角均 R1,齿轮处过渡 圆角 R2。

图 6.3 中间轴

6.4.4 强度校核 齿轮上作用力:

Ft ? 4385N

( Ft ' ? 1685N ) ( Fa' ? 430N )(6-2) ( Fr' ? 633N ) (6-3)

Fa ? Ft tan? ? 4385? tan12?15'31 " ? 945N
Fr ? Ft tan? n 4385? tan20? ? ? 1623N cos ? cos12?15'31 "
27

图 6.4 弯矩图

如图,计算水平支反力:
Ft ? 140.5 ? Ft ' ? 65 FR1 ? ? 3421 N 70.5 ? 75.5 ? 65

FR2 ? Ft ? Ft ' ? FR1 ? 2622N
如图,计算垂直支反力:

FR' 2 ?

Fa' ?

239.940 89.030 ? Fr' ? ?75.5 ? 70.5? ? Fa ? ? Fr ? 70.5 2 2 ? 340N 70.5 ? 75.5 ? 65

FR' 1 ? Fr ? Fr' ? FR 2 ? 1330N
绘制水平弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为:

M R ? 241180 .5N ? mm

170437 N ? mm

绘制垂直弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为:
28

' MR ? 93765 N ? mm

51698 N ? mm

29577 N ? mm

22010 N ? mm

绘制合成弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为:
M ? 258766 N ? mm 246659 N ? mm 172984 N ? mm 171852 N ? mm

注意到 ? B ? 650MPa ,有表可得 ?? ?1b ? ? 60MPa , ?? 0b ? ? 102.5MPa 于是 ? ?

?? ?1b ? ? 60 ? 0.59 ?? 0b ? 102.5

(6-4)

当量转矩 T? ? ?T ? 0.59?194000? 114460 N ? mm 据此,绘制转矩及当量转矩如图所示。 求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩如图, 从左往右折点依次对应以下数 据:
2 2 M e' 11 ? M e211 ? ??T ? ? 93765 ? 114460 ? 147963 N ? mm 2 2 2 M e' 12 ? M e212 ? ??T ? ? 51698 ? 114460 ? 125594 N ? mm 2 2 M e' 21 ? M e' 21 ? ??T ? ? 295772 ? 114460 ? 118220 N ? mm 2 2 2 M e' 22 ? M e' 22 ? ??T ? ? 22010 ? 114460 ? 116557 N ? mm 2

(6-5)

确定危险截面校核轴径尺寸,危险截面 I,危险截面 II:
d e1 ?
3

M e' 11 ? M e' 12 ? 27.34m m ? 25m m 0.1 ? 2?? ?1b ? M e' 21 ? M e' 22 ? 18.67m m ? 20m m 0.1 ? 2?? ?1b ?

符合要求

d e2 ? 3

符合要求

由此得出结论,用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求。

6.5 中间轴轴承校核
根据表,选择轴承型号为:7207C。其中轴承系数为: D=72mm,B=17mm, Cr=19.8KN,Cor=13.5KN。
2 R1 ? FR21 ? FR2' ? 3421 ? 13302 ? 3670N
1

(6-6)

R2 ? FR22 ? FR2' ? 3402 ? 26222 ? 2644N
2

29

Fa ? Fa ? Fa' ? 515N (方向同 Fa )
根据

Fa 515 ? ? 0.029 Cor 17500

e=0.4

则 Fs1 ? eR1 ? 0.4 ? 3670? 1468N

Fs 2 ? eR2 ? 0.4 ? 2644? 1058N

注意到 Fs 2 ? Fa ? 1058? 515 ? 1573 N ? Fs1 ? 1468N ,可知轴承 1 被压紧,轴承 2 放松。 则 Fa1 ? Fs 2 ? Fa ? 1573 N , Fa 2 ? Fs 2 ? 1058N 对轴承 1,

Fa1 1573 ? ? 0.429 ? e ,取 X 1 ? 0.44 , Y1 ? 1.4 R1 3670 Fa 2 1058 ? ? 0.4 ? e ,取 X 2 ? 1 , Y2 ? 0 R2 2644

对轴承 2,

由表冲击载荷系数得 f d ? 1.0

P N 1 ? f d ? X 1 Fr1 ? Y1 Fa1 ? ? 3817 P2 ? f d ? X 2 Fr 2 ? Y2 Fa 2 ? ? 2644N
因为 P1 ? P2 ,这里仅校核轴承 1 的寿命。
L10 h 16670? C ? 16670 ? 23500? ? ? ? ? ?? h ? 15000 h 轴承符合强度要求。 ? ? 21612 ? ? 180 ? P1 ? 180 ? 3817 ?
?
3

6.6 低速轴设计及校核
6.6.1 选择轴的材料 考虑到本轴输入功率不大,转速较低,对材料无特殊要求,因此决定选择使 用 调 质 45 钢 , 硬 度 为 217~255HBS 。 查 机 械 设 计 手 册 可 知 ? B ? 650MPa

? S ? 360MPa

30

6.6.2 初估直径 由表材料系数得 C=112 于是, d 3 ? C 3

P3 2.2 ? 112? 3 ? 46.88m m n3 30

考虑到轴上有一键槽,轴径应

增加 3%,所以 d 2 ? 46.88? ?1 ? 0.03? ? 48.2846 mm ,同时考虑联轴器孔径标准系 列,这里 III 轴最端直径圆整取 50mm。 6.6.3 结构设计 III 轴结构尺寸如下图,倒角均为 C1,各轴段过渡处圆角均 R1,齿轮处过渡 圆角 R1.5。联轴器的轴向固定可以采用套筒。

图 6.5 低速轴

6.6.4 强度校核 齿轮上作用力:

Ft ? 4385N

( Ft ' ? 1685N ) ( Fa' ? 430N ) ( Fr' ? 633N ) (6-2) (6-3)

Fa ? Ft tan? ? 4385? tan12?15'31 " ? 945N
Fr ? Ft tan? n 4385? tan20? ? ? 1623N cos ? cos12?15'31 "
31

如图,计算水平支反力:
FR1 ? Ft ' ? 142 ? 2892N 72 ? 142

FR2 ? Ft ' ? FR1 ? 1466N

图 6.6 弯矩图

如图,计算垂直支反力:

FR'1 ?

Fr' ? 142 ? Fa' ?

276.160 2 ? 467N 72 ? 142

' ' FR ? Fr' ? FR ? 1156N 2 1

N ? mm 绘制水平弯矩图如图,最高点弯矩为: M R ? 208224
32

绘制垂直弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为:
' MR ? 33624 N ? mm

164110 N ? mm

绘制合成弯矩图如图,从左往右折点弯矩分别为:
M ? 210921 N ? mm 265121 N ? mm

注意到 ? B ? 650MPa ,有表可得 ?? ?1b ? ? 60MPa , ?? 0b ? ? 102.5MPa 于是 ? ?

?? ?1b ? ? 60 ? 0.59 ?? 0b ? 102.5

(6-4)

当量转矩 T? ? ?T ? 0.59? 557000? 328630 N ? mm 据此,绘制转矩及当量转矩如图所示。 求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩如图, 从左往右折点依次对应以下数 据:
2 2 M e' 1 ? M e21 ? ??T ? ? 210921 ? 328630 ? 390494 N ? m m (6-5) 2 2 2 M e' 2 ? M e22 ? ??T ? ? 265121 ? 328630 ? 422240 N ? mm 2
' ' M2 ? M2 ? ??T ? ? 0 2 ? 328630 2 ? 323680 N ? mm 2

确定危险截面校核轴径尺寸,危险截面 I,危险截面 II:
de ?
3

M e' 1 ? M e' 2 ? 32.94m m ? 40m m 0.1 ? 2?? ?1b ?
' M2 ? 28.6m m ? 35m m 0.1 ? 2?? ?1b ?

符合要求

d2 ? 3

符合要求

由此得出结论,用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求。

6.7 低速轴轴承校核
根据表,选择轴承型号为:7212C。其中轴承系数为:D=110mm,B=22mm, Cr=7.05KN,Cor=6.65KN。

R1 ? FR21 ? FR2' ? 28922 ? 4672 ? 2929N
1

(6-6)

R2 ? FR22 ? FR2' ? 14662 ? 11562 ? 1867N
2

33

Fa ? 945N
根据

Fa 945 ? ? 0.054 Cor 17500

e=0.426

则 Fs1 ? eR1 ? 0.426? 2929? 1247N

Fs 2 ? eR2 ? 0.426?1867 ? 795N

注意到 Fs 2 ? Fa ? 1247? 945 ? 2192N ? Fs1 ? 795N ,可知轴承 1 被压紧,轴承 2 放松。 则 Fa1 ? Fs 2 ? Fa ? 2192N , Fa 2 ? Fs 2 ? 1247N 对轴承 1,

Fa1 1247 ? ? 0.426 ? e ,取 X 1 ? 1 , Y1 ? 0 R1 2929 Fa 2 2192 ? ? 1.174 ? e ,取 X 2 ? 0.44 , Y2 ? 1.31 R2 1867

对轴承 2,

由表冲击载荷系数得 f d ? 1.1

P N 1 ? f d ? X 1 Fr1 ? Y1 Fa1 ? ? 3222 P2 ? f d ? X 2 Fr 2 ? Y2 Fa 2 ? ? 4062N
因为 P1 ? P2 ,这里仅校核轴承 2 的寿命。
L10 h 16670? C ? 16670 ? 23500? ? ? ? ? ?? h ? 15000 h 轴承符合强度要求。 ? ? 53798 ? ? 60 ? P1 ? 60 ? 4062 ?
?
3

34

第 7 章 键的选择和校核

7.1 平键的概述
平键可分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中普通平键和薄 型平键用于静连接,导向平键和滑键用于动连接。 平键连接的工作原理: 平键的下半部分装在轴上的键槽中,上半部分装在轮 毂的键槽中。键的顶面与轮毂之间有少量间隙,键靠侧面传递扭矩。轮毂与轴通 过圆柱表面配合实现轮毂中心与轴心的对中。

7.2 键的选择
7.2.1 电动机小带轮端的键 考虑到电机输出轴直径 D=28mm, 输出轴外伸端长度 E=60mm, 决定选择使 用圆头普通平键,尺寸 b ? h ? 8 ? 7?mm? ,长度 l ? 50 mm 。型号 A8 ? 50GB / T 1096 键的接触长度 l ' ? l ? b ? 50 ? 8 ? 42mm。 ? p ? 120MPa , 则键联接所能传递 的转矩为:

? ?

T?

h 'l ' D ? p 4

? ? ? 3.5 ? 42? 28?120 ? 123480N ? m m ? T
4

0

? 17755 N ? m m (7-1)

符合强度要求。 7.2.2 高速轴大带轮端的键 高速轴带轮端尺寸:20 ? 65 , 决定选择使用圆头普通平键, b ? h ? 6 ? 6?mm? 长度 l ? 55mm 。型号 A6 ? 55GB / T 1096 键的接触长度 l ' ? l ? b ? 55 ? 6 ? 49mm。 ? p ? 120MPa , 则键联接所能传递 的扭矩为:

? ?

T?

h 'l ' D ? p 4

? ? ? 3 ? 49? 20?120 ? 88200N ? m m ? T
4
35

0

? 49633 N ? mm

(7-1)

符合强度要求。 7.2.3 中间轴的键 大齿轮端:大齿轮轮段尺寸:55 ? 41 ,决定选择使用圆头普通平键,材料为 锻钢,尺寸 b ? h ? 12? 8?mm? ,长度 l ? 50 mm 。型号 A12 ? 50GB / T 1096 键的接触长度 l ' ? l ? b ? 50 ? 12 ? 38mm 。 ? p ? 150MPa ,则键联接所能传 递的转矩为:

? ?

T?

h 'l ' D ? p 4

? ? ? 4 ? 38? 41?150 ? 233700N ? m m ? T
4

2

? 221917 N ? m m (7-1)

符合强度要求。 小齿轮端:小齿轮轮段尺寸: 46 ? 41 ,决定选择使用圆头普通平键,材料为 锻钢,尺寸 b ? h ? 12? 8?mm? ,长度 l ? 40 mm 。 键的接触长度 l ' ? l ? b ? 40 ? 12 ? 28mm。 ? p ? 120MPa ,则键联接所能传 递的转矩为:

? ?

T?

h 'l ' D ? p 4

? ? ? 4 ? 28? 41?120 ? 137760N ? m m ? T
4

2

? 221917 N ? m m (7-1)

符合强度要求。 7.2.4 低速轴的键 低速轴带轮端尺寸: 66 ? 62 ,决定选择使用圆头普通平键,材料锻钢,

b ? h ? 18? 11?mm? ,长度 l ? 56 mm 。型号 A18 ? 56GB / T 1096
键的接触长度 l ' ? l ? b ? 56 ? 18 ? 38mm 。 ? p ? 150MPa ,则键联接所能传 递的扭矩为:

? ?

T?

h 'l ' D ? p 4

? ? ? 5.5 ? 38? 62 ? 150 ? 485925N ? mm? T
4

3

? 700333 N ? mm

不符合强度要求,可以采用对称双键结构,则强度即可符合要求,此时此处 轴径需继续增大 3%,即 62 ? 1.03 ? 64 mm 。同时,最小轴径增大到 52mm。

36

7.2.5 联轴器的键 联轴器处相关尺寸: 60 ? 52 ,决定选择使用圆头普通平键,材料锻钢,

b ? h ? 16 ? 10?mm? ,长度 l ? 50 mm 。型号 A16 ? 50GB / T 1096
键的接触长度 l ' ? l ? b ? 50 ? 16 ? 34mm 。 ? p ? 120MPa ,则键联接所能传 递的扭矩为:

? ?

T?

h 'l ' D ? p 4

? ? ? 5 ? 34? 52?120 ? 265200N ? mm ? T
4

3

? 700333 N ? mm

不符合强度要求,可以采用对称双键结构,则强度即可符合要求,此时此处 轴径需继续增大 3%,即 52 ? 1.03 ? 54 mm 。

37

第 8 章 联轴器的选择和校核
8.1 联轴器的概述
用来联接不同机构中的两根轴(主动轴和从动轴)使之共同旋转以传递扭矩 的机械零件。在高速重载的动力传动中,有些联轴器还有缓冲、减震和提高轴系 动态性能的作用。 联轴器按照被联接两轴的相对位置和位置的变动情况, 可分为: 固定式联轴器和可移动式联轴器。

8.2 联轴器的设计
联轴器允许的公称转矩: Tc ? kT3 ? 1.3 ? 700333? 910432 .9N ? mm。据此, 决定选择使用 ML8 型梅花形弹性联轴器 GB5272-85,弹性硬度 C>94。 主动端:Z 型轴孔,C 型键槽 d1 ? 70mm, l ? 107 mm 从动端:Y 型轴孔,B 型键槽 d 2 ? 65mm, l ? 142 mm

?p ?

KT D0 Z dl 2 2

?

4 KT ? 0.012 MPa ? ? p ? 8MPa D0 dlZ

? ?

(8-1)

取 ? p ? 8MPa ,所以 ML8 型联轴器的标准型号为:

? ?

ZC 70 ? 107 ML 8C YB65 ? 142

Tc ? kT ? 800000 N ? mm ? 910432 .9N ? mm,联轴器符合强度要求。

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第 9 章 润滑与密封
传动系统中的齿轮等传动件采用油浴润滑, 带传动和链传动等开式传动装置 各轴承采用脂润滑。转动系统轴承采用飞溅润滑,毡圈密封,在下箱体上端面加 工出油沟。根据《机械设计基础课程设计指导书(第三版) 》附表 7.1 工业常用 润滑油的性质和用途查得润滑油运动粘度为 220cSt,据此决定选择采用牌号为 220 的 L-CKC 工业闭式齿轮油,浸油润滑,润滑油油面添加到指定高度。 主要采用的润滑剂( 《机械设计基础课程设计指导书(第三版) 》附表 7.2 常 用润滑脂的主要性质和用途) : 1.稀油润滑 优点:内摩擦系数小,所以克服摩擦力的能量消耗少,适用于高速运转的零 部件:稀油流动性好,易进入各润滑点的摩擦表面,当采用循环供油时有良好的 冷却作用,并可将粘附在摩擦表面上的杂志和金属颗粒带走。 缺点: 油膜不能承受大的单位压力,否则润滑油将会从摩擦表面挤走变成干 摩擦,起不到润滑作用:由于稀油流动性好,对密封的要求就高。 2.干油润滑 优点:易于密封,在垂直的摩擦表面流失少:受温度的影响不像润滑油那么 大,对载荷性质、运动速度的变化有较大的适应范围。 缺点:流动性不好,内摩擦系数大,在高温下长期工作时会失去润滑性能。

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