行星齒輪減速器減速器的虛擬設(shè)計,行星,齒輪,減速器,虛擬,設(shè)計 湖南大學(xué)建材分校 畢業(yè)設(shè)計(論文) 課題名稱 行星減速器設(shè)計三維造型虛擬設(shè)計分析 專業(yè)名稱 機械設(shè)計與制造及其自動化 所在班級 04機制專科一班 學(xué)生姓名 王少華 學(xué)生學(xué)號 21040131 指導(dǎo)老師 楊 湘 洪 完 成 日 期： 2007年5月 畢 業(yè) 設(shè) 計 任 務(wù) 書 （行星減速器設(shè)計三維造型虛擬設(shè)計分析） 課題任務(wù)要求： 1、設(shè)計計劃（進度）表 嚴格按照計劃執(zhí)行，適當(dāng)安排進度檢查。 2、市場調(diào)查 在廣泛調(diào)查和資料收集的基礎(chǔ)上為XXX（個人設(shè)計課題）功能設(shè)計、工藝要求、適應(yīng)性要求提供可靠的依據(jù)。 3、理論設(shè)計 在廣泛調(diào)查和全面分析考慮的基礎(chǔ)上進行設(shè)計，并形成工程圖紙。 4、草圖、效果圖制作 充分表現(xiàn)所設(shè)計的圓錐圓柱齒輪加鏈減速器總體結(jié)構(gòu)表達技巧，設(shè)計表達全面、明晰。 5、設(shè)計說明書 字數(shù)符合畢業(yè)設(shè)計規(guī)定，內(nèi)容完整，文獻查閱不少于15篇，外文資料翻譯，譯文不少于4000字。（專科班同學(xué)可2000字左右） 6、預(yù)期目標： （１）、實習(xí)報告一份； （２）、草稿一份； （３）、設(shè)計說明書：字數(shù)不少于一萬字； （４）、設(shè)計圖：紙量不少于折合成圖幅為A0號的圖紙2．5張 （圓錐圓柱齒輪加鏈減速器裝配圖A0號1張，非標件零件圖若干張（CAD、PRO/E圖各一套））； （５）、查閱文獻15篇以上，翻譯外文資料，譯文字數(shù)不少于4000字。 湖南建高等?？茖W(xué)校 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè) 課程設(shè)計任務(wù)書 一、 題目： 設(shè)計帶式運輸機傳動裝置的圓錐圓柱齒輪加鏈減速器 二、設(shè)計基本內(nèi)容 1， 傳動系統(tǒng)/方案設(shè)計和主要零部件的設(shè)計計算 2， 減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計 3， 編寫設(shè)計說明書 三、設(shè)計完成后應(yīng)繳的資料 裝配圖1張、零件圖1～2張、設(shè)計計算說明書一份 四，設(shè)計完成期限： 本設(shè)計任務(wù)是于2004年12月27日發(fā)出 于2005年1月14日完成 指導(dǎo)老師： 簽名日期 教研室主任 ： 批準日期 目錄 第一，設(shè)計任務(wù) 第二，總體方案設(shè)計 第三，電動機的設(shè)計和選擇 第四，傳動零件的設(shè)計 一、減速器外部傳動零件的設(shè)計――鏈傳動 二、減速器內(nèi)部傳動零件的設(shè)計 （一）高速級傳動設(shè)計――錐齒輪傳動 （二）低速級傳動設(shè)計――柱齒輪傳動 第五，軸系零部件的初步選擇 一、擬定軸上零件的裝配方案 二、軸有關(guān)數(shù)據(jù)的確定 三、軸承的校核 四、軸的強度校核計算 五、鍵的校核 第六，其余機構(gòu)參數(shù)設(shè)計 一、軸承的選擇和計算 二、聯(lián)軸器的選擇 三、潤滑和密封方式的設(shè)計和選擇 四、箱體設(shè)計（mm） 五、附件設(shè)計 六、設(shè)計明細表 七、技術(shù)說明 小結(jié)和參考書 第二，總體方案設(shè)計 一、設(shè)計數(shù)據(jù)及工作條件： F＝7000N T＝9550×P÷n＝1225.06Nm P＝＝2.24 kW V＝0.32m/s N=＝17.462 r/min D＝350mm 生產(chǎn)規(guī)模：成批 工作環(huán)境：多塵 載荷特性：沖擊 工作期限：3年2班制 二、方案選擇 兩級圓錐-圓柱齒輪減速器 i=i1i2 直齒圓錐齒輪 i=8～22 斜齒或曲線齒錐齒輪 i=8～40 特點同單級圓錐齒輪減速器，圓錐齒輪應(yīng)在高速級，以使圓錐齒輪尺寸不致太大，否則加工困難 動力傳動方向 電動機――連軸器――軸I――錐齒輪――軸II－柱齒輪――軸III－連軸器――軸IV－鏈傳動――軸V――滾筒 第三，電動機的設(shè)計和選擇 一，所需電動機的功率 ＝0.992×0.995×0.96×0.97×0.92×0.96＝0.7666 Pd＝Pw÷＝2.24 ÷0.7666 ＝2.922kW 二，所需電動機的轉(zhuǎn)速 初選傳動比： 錐齒輪： 2.5 (可選范圍：2～3) 圓柱齒輪： 4 (可選范圍：3～5) 鏈傳動： 5 (可選范圍：2～6) 總傳動比：i＝2.5×4×5＝50 所需電動機轉(zhuǎn)速： Nd＝N×50＝17.462×50＝873.1 r/min 三，所選電動機的型號及參數(shù) 型號：三相異步電動機Y132S－6電動機 參數(shù)：額定轉(zhuǎn)速：960 r/min 額定功率：3 kW 輸出軸直徑：38mm 備選電動機：Y160M－18 電動機數(shù)據(jù)對比 方案 電動機型號 額定功率kW 同步轉(zhuǎn)速r/min 滿載轉(zhuǎn)速r/min 總傳動比 外伸軸徑mm 軸外伸長度mm 1 Y132S－6 3 1000 960 54.09762 38 80 2 Y160M-18 3 750 710 41.2323 38 80 四，計算總傳動比和分配傳動比 1總傳動比：i＝960÷17.462＝54.9762 2分配傳動比的基本原則 在設(shè)計兩級或多級減速器時，合理地將傳動比分配到各級非常重要。因它直接影響減速器的尺寸、重量、潤滑方式和維護等。 分配傳動比的基本原則是： 1）使各級傳動的承載能力接近相等（一般指齒面接觸強度。） 2）使各級傳動的大齒輪浸入油中的深度大致相等，以使?jié)櫥啽恪? 3）使減速器獲得最小的外形尺寸和重量。 對圓錐圓柱齒輪減速器的傳動比進行分配時，要盡量避免圓錐齒輪尺寸過大、制造困難，因而高速級圓錐齒輪的傳動比i1不宜太大，通常取i1 ＝0.25i，最好使 i1≤3。當(dāng)要求兩級傳動大齒輪的浸油深度大致相等時，也可取 i1＝3.5～4。 3、初定鏈傳動的傳動比：i鏈＝5.1 那么，減速器的傳動比：i減＝i÷i鏈＝54.9762÷5.1＝10.7796 錐齒輪傳動的傳動比：i錐＝0.25×i減＝10.7796×0.25＝2.695 柱齒輪傳動的傳動比：i柱＝i減÷i錐＝10.7796÷2.695＝4.000 4、傳動裝置的玉女動和動力參數(shù)的計算 各軸的轉(zhuǎn)速計算： n2＝n1÷i 各軸的輸入功率計算： P2＝P1× 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算： T＝9550×P÷n 軸號 轉(zhuǎn)速n(r/min) 功率P(kW) 扭矩T(N×m) 傳動比i I 960 2.970 29.55 2.695 II 356.215 2.823 75.684 4.000 III 89.054 2.711 290.723 5.1 IV 89.054 2.657 288.362 1 V 17.462 2.44 1336.28 注：除特別注明外，本說明書所引用的公式和圖標（均特別括號引用注明）均引用自參考書一。下同。 第四、傳動零件的設(shè)計 一，減速器外部傳動零件的設(shè)計――鏈傳動 （一）、鏈傳動的特點 兩輪間以鏈條為中間撓性元件的嚙合來傳遞動力和運動。 運動特性：不平穩(wěn)，噪聲大，且有扇動，i不恒定，不均勻性。 優(yōu)點：①平均速比im準確，無滑動；②結(jié)構(gòu)緊湊，軸上壓力Q??；③傳動效率高η=98%；④承載能力高P=100KW；⑤可傳遞遠距離傳動amax=8mm；⑥成本低。缺點：①瞬時傳動比不恒定i；②傳動不平衡；③傳動時有噪音、沖擊；④對安裝粗度要求較高。 應(yīng)用：適于兩軸相距較遠，工作條件惡劣等，如農(nóng)業(yè)機械、建筑機械、石油機械、采礦、起重、金屬切削機床、摩托車、自行車等。中低速傳動：i≤8(I=2~4)，P≤100KW，V≤12-15m/s，無聲鏈Vmax=40m/s。（不適于在沖擊與急促反向等情況下采用）。 （二）, 鏈傳動的設(shè)計計算 已知：P=2.657kW， n1＝89.054，n2＝17.462 i＝5.1 載荷性質(zhì)：沖擊，工作條件多塵， 求Z1、Z2P，列數(shù)，a，潤滑方式等。 1、選擇鏈輪齒數(shù)Z1、Z2 Z1＝17，Z2＝i×Z1＝5.1×17＝86.7，取Z2＝87 選擇原則： Z1不能過少，Z1應(yīng)為奇數(shù)！ 當(dāng)Z少——外殼尺寸小，重量輕但Z過少——1）傳動不均性和動負荷增大；2）P增大后，角增大，功率損失增加，鏈繞進，出輪磨損加?。?）當(dāng)P一定時，Z少，D小，但Ft（=2T/D）↑加速輪與鏈的破壞 Z2不能過大！Z2過多——外殼尺寸大、重量加大。且Z多，承載力降低，且Z過多容易脫鏈（Z2更大） 2，鏈的節(jié)和排數(shù) 計算功率 Pca=KA.P(KW) (9-18) 工況系數(shù)：KA＝1. （表9-9，中等沖擊3） Pca=KA×P=1.3×2.657=3.454 (KW) 3、鏈節(jié)數(shù)與中心距——LP，a 通常以節(jié)距倍數(shù)來表示鏈長LP 1）初選a0 ∵a過小時則過小（包角）參加嚙合齒數(shù)少，總的LP也少，在一定的V下，鏈節(jié)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增加，壽命下降，但a過大，除不緊湊外，且使鏈松邊顫動。 一般推薦：初選a0=(30~50P)，amax=80P 當(dāng)有張緊鏈裝置時，可選a0>80P amin接i定： 當(dāng)i>3 i≤3時 初取a0=40P 2）算LP（鏈節(jié)數(shù)） （9-19） Lp＝＝135.10 圓整為整數(shù)（最好為偶數(shù)）取Lp＝136 3）確定鏈條節(jié)距 原則： 要求單排鏈傳遞功率 （9-18） KZ——小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 表9-10 當(dāng)工作點在圖9-13曲線頂點左側(cè)時，查表9-10，KZ，先假設(shè)！ 左側(cè)時——表示為鏈板疲勞（主要外板） 當(dāng)工作點在圖9-13曲線頂點右側(cè)時，查表9-10，K'Z 右側(cè)時——表示套筒與滾子沖擊疲勞 KP——多排鏈系數(shù)，表9-11（當(dāng)排數(shù)為2時KP=1.7，當(dāng)排數(shù)為3時KP=2.5） KL——鏈長系數(shù)：曲線1——鏈箱疲勞，主要是考慮載荷集中 曲線2——滾子套筒沖擊疲勞 4）選型： KZ＝（Z1÷19）1.08＝（17÷19）1.08＝0.8868 KL＝（Lp÷100）0.26＝（136÷100）0.26＝1.08 KP＝2.5 （選擇三排） ＝1.442 kW 由P0、n1P 圖9-13定鏈型號12A 其他選型方案比較 方案 排數(shù) KP 功率Pca 型號 節(jié)距P（mm） 滾子外徑d（mm） 1 1 0.9557 3.607 16A 25.40 15.88 2 2 1.628 2.121 16A 25.40 15.88 3 3 2.3943 1.442 12A 19.05 11.91 討論：當(dāng)P↑，結(jié)構(gòu)尺寸↑，如n一定，承載力↑，但運動不平穩(wěn)性，動載、噪音也嚴重。結(jié)論；因此，在滿足一定功率條件下，P越小越好，高速鏈尤其如此。如再考慮經(jīng)濟性時： 當(dāng)功率大（CP），V高時，選節(jié)距（P）小，用多排鏈 當(dāng)a小，i大時選節(jié)距（P）小，用多排鏈 當(dāng)a大，i小時選節(jié)距（P）大，用單列鏈 因此，本設(shè)計選擇了方案三 5）求中心距a'（實際） （9-20） ＝770.88mm 為使安裝后，松邊得到適當(dāng)?shù)拇苟龋? 則 a'實=a-Δa（Δa≥2p），松邊垂度控制在（0.01~0.02）a Δa——松邊長度 Δa=（0.01~0.02）a a'實=a－Δa＝770.88－770.88×（0.01~0.02）=1023.7~1025.79 取整 a＝1025 當(dāng)輪用可調(diào)中心距或張緊輪外，亦可用壓板、托板、張緊當(dāng)兩輪軸線傾斜>60°時，必須張緊，當(dāng)無張緊裝置，而中心距又不可調(diào)時，必須精算中心距a、 6）計算鏈速 ＝0.4807 m/s 4、小鏈輪孔徑dkmax dkmax＝53 （表9-1） 當(dāng)鏈與輪P與Z一定以后，則鏈輪各部分結(jié)構(gòu)尺寸基本已定，據(jù)此由齒側(cè)凸緣最大直徑DH（表9-2）再考慮到鍵槽削弱和輪轂強度的影響，則軸孔最大直徑dkmax即可求出表9-1，P，Zdkmax必大于安裝輪外軸徑（由強度定），若不夠則采用特殊鏈輪結(jié)構(gòu)或重新設(shè)計。增大Z、P值。 5、軸上壓力——Q 工有效圓周力 （N） ＝ ＝5389.3（N） 軸上壓力 按水平布置取壓力軸力系數(shù)：Kp＝1.5 Fp＝Kp×Fe＝Kp×5389.3×1.5＝13473.2 （N） 6，鏈輪設(shè)計 設(shè)計公式：分度圓直徑（公稱直徑） 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 d—滾子直徑 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 小鏈輪 103.6 112.20 100.29 50.62 大鏈輪 527.67 537.61 525.70 50.62 二，減速器內(nèi)部傳動零件的設(shè)計 （一）高速級傳動設(shè)計――錐齒輪傳動 由于圓錐齒輪的強度計算是按（機械原理中當(dāng)量齒輪是按大端背錐展開的，但強度計算時考慮載荷作用于中點）齒寬中點背錐展開的當(dāng)量直齒圓柱齒輪進行的，所以要了解的參數(shù)包括當(dāng)量齒輪的參數(shù) 齒數(shù)比μ，錐頂距R，大端分度圓直徑d1，d2（平均分度圓直徑dm1，dm2），齒數(shù)Z1、Z2，大端模數(shù)m，b—齒寬 1，已知 傳動比：i＝2.695 功率P＝2.970 kW 小齒輪：n1＝960 r/min 扭矩T1=29.55 N×m 大齒輪：n2＝356.215 r/min 扭矩T2=75.68 N×m 2，選材 大小齒輪均選45號鋼 8級精度要求 小齒輪：調(diào)質(zhì)處理 硬度236HBS（可選范圍217～255HBS） 大齒輪：正火處理 硬度190HBS（可選范圍162～217HBS） 大小齒輪硬度差為46HBS，符合要求。 3，接觸疲勞強度設(shè)計 （10-26） 1)、參數(shù)確定 ①T1=29.55 N×m ②初選 Kt＝2 ③彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPA 1/2 (表10－6、直齒輪計算) ④u＝i＝2.695 ⑤ΦR＝0.3，（錐齒輪，ΦR＝0.25～0.35） ⑥許用接觸應(yīng)力[σ]H [σ]H ＝KNσlim /S σHlim1＝680 MPa （圖10-21 d,MQ材料及熱處理質(zhì)量達中等要求） σHlim2＝400 MPa 預(yù)計使用壽命N1＝60×n1×j×Lh＝60×960×1×2×8×300×3＝8.29×108 h N2＝N1÷i ＝8.29×108 h ÷2.695＝3.078×108 h 壽命系數(shù)KN＝KN1＝KN2＝0.95 (圖10-18) 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.3 [σ]H1＝（KN1×σHlim1）÷S＝496.92 Mpa [σ]H2＝（KN2×σHlim2）÷S＝292.31 Mpa [σ]H＝（[σ]H1+[σ]H2）÷2＝394.615 Mpa 2）、計算 ＝＝=83.526mm 傳動尺寸 dm1＝dt1（1－0.5 ）＝83.526×（1－0.5×0.3）＝70.997mm ＝4.198 m/s 3），修正分度圓直徑 載荷系數(shù)：K= KA×KV×Kβ 工作情況系數(shù)KA 初載荷系數(shù)KV＝1.19 （查圖10-8 八級精度） 齒向載荷分布系數(shù)Kβ＝1.5×KHβbe＝1.5×1.25＝1.875 （按表10-9 ，工業(yè)用及一個兩端支承一個懸臂，軸承系數(shù)可得KHβbe＝1.25） K＝1×1.19×1.875＝2.23125 ＝＝86.612 mm 4，選齒數(shù)及計算其他幾何參數(shù) Z1＝29 Z2＝i×Z1＝29×2.695＝78.155 取整 Z2＝78 實際傳動比：i＝Z2÷Z1＝78÷29＝2.690 模數(shù) m＝÷Z1＝86.612÷29＝2.9866 取標準模數(shù)m＝3 分度圓直徑：＝Z1×m＝87mm ＝Z2×m＝261mm 錐頂距＝＝137.0062mm 齒寬 ＝137.00×0.3＝41.10mm，取整b＝42mm 由 可得＝20.395。 ＝69.6145。 齒頂高ha＝m＝3mm 齒根高hf＝1.25m＝3.75mm 圓周力 ＝779.189 N () ＝579.95 徑向分力＝272.647 N 軸向分力 ＝101.367 N 法向力 名稱 代號 參數(shù) 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) Z 17 87 模數(shù) M 3 分錐角 20.395 69.6145 齒頂高 ha 3mm 齒根高 hf 3.75 mm Mm 分度圓直徑 D 87 mm 261 mm 齒頂圓直徑 da 93 mm 267 mm 齒根圓直徑 df 79.5 mm 253.5 mm 錐距 R 137.006mm 頂隙 C 3mm 齒寬 B 42mm 圓周力 Ft 779.189 N 779.189 N 徑向分力 Fr 272.647 N 101.367 N 軸向分力 Fa 101.367 N 272.647 N 5，彎曲疲勞強度校核 [σ]F ＝KNσlim /S 1） 參數(shù)確定 K＝2.23 F1＝T1÷（2×dm）＝29.55×1000÷（2×87×0.85）＝199.70 N 齒形系數(shù)＝2.45 應(yīng)力校正系數(shù)＝1.65 （表10－5） 壽命系數(shù)KN＝KN1＝KN2＝0.9 （圖10-18） 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.3 ＝450MPa ＝310 MPa （圖10－20） 取較小值：310 MPa 2） 計算 ＝168.817 MPa [σ]F ＝KNσFEim /S 199.29 MPa σF <[σ]F 設(shè)計合理 （二）低速級傳動設(shè)計――柱齒輪傳動 已知數(shù)據(jù)： 傳動比 i＝4，功率P＝2.827 kW 小齒輪：n1＝356.215 r/min 扭矩T1= =75.68 N×m 大齒輪：n2＝89.05 r/min 扭矩T2=290.23 N×m 1，選精度等級、材料及齒數(shù) 小齒輪：45號鋼、調(diào)質(zhì)處理、硬度230HBS（可選范圍217～255HBS） 大齒輪：40Cr號鋼、調(diào)質(zhì)處理、硬度270HBS（可選范圍241～286HBS） 8級精度、硬質(zhì)齒輪，斜齒輪，大小齒輪硬度差40HBS 選Z1＝24，Z2＝97，β＝14。 2，按齒面接觸強度設(shè)計：按以下公式設(shè)計法面直徑 （10-21） 1) 參數(shù)的確定 I. 試選Kt＝1.6 II. 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh＝2.433 III. 扭矩T1= =75.68 N×m IV. φd＝0.8（硬齒面） V. 彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPA 1/2 (表10－6) VI. 端面重合度ε (圖10-26，Z1＝24，Z2＝97，β＝14) εa1＝0765，εa2＝085 ε＝εa2+εa1＝1.615 VII. 確定[σ]H σHlim1＝600 MPa σHlim2＝550 MPa （圖10-21 d ,MQ材料及熱處理質(zhì)量達中等要求） 使用壽命：N1＝60×n1×j×Lh＝60×356.215×1×2×8×300×3＝3.078×108 h N2＝N1÷i ＝3.078×108 h ÷4＝7.69×107 h/ 壽命系數(shù)KN1＝0.90、KN2＝0.95 (圖10-18) 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.3 [σ]H1＝（KN1×σHlim1）÷S＝540 Mpa [σ]H2＝（KN2×σHlim2）÷S＝522.5 Mpa [σ]H＝（[σ]H1+[σ]H2）÷2＝531.25 Mpa 2) 計算 ＝ ＝56.19 mm 速度 ＝1.048 m/s 齒寬 B＝φd×dt1=44.952 mm 3） 修正法面分度圓直徑 載荷系數(shù)：K=KA×KV×KHβ×KHα 工作情況系數(shù)KA=1.25 初載荷系數(shù)KV＝1.059 （查圖10-8 八級精度） 齒向載荷分布系數(shù)KHβ， （由表10-4可得：8級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置） KHβ＝1.15+0.18（1+0.6φd2）φd2+0.31×10-3B＝1.323 齒間載荷分配系數(shù) KHα＝1.4（表10-3） K=KA×KV×KHβ×KHα＝1.25×1.059×1.323×1.4＝2.431 修正后分度法面圓直徑：＝＝64.597 mm 3，幾何參數(shù) 模數(shù)m＝d1×cosβ÷Z1＝2.611 取標準模數(shù) 法面模數(shù)mn＝3 d1＝mZ1＝3×24＝72mm d2＝mZ＝3×97＝291mm 中心距a＝＝187.056 mm 取整a＝188mm 修正β＝＝15.110350 分度圓直徑 d1＝mZ1/cosβ＝74.579mm d2＝mZ2/ cosβ＝301.42mm -名稱 代號 參數(shù) 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) Z 24 97 螺旋角 β 150 6/ 37// 基圓柱螺旋角 βb 140 10/ 44// 法面模數(shù) mn 3 端面模數(shù) mT 3.1074 法面壓力角 αn 20 端面壓力角 αt 200 39/ 24/ 法面齒距 pn 9.425 端面齒距 pt 9.763 法面基圓齒距 pbn 8.857 分度圓直徑 d 74.579 301.420 基圓直徑 db 69.784 282.042 齒頂高 ha 3 齒根高 hf 3.75 齒頂圓直徑 da 80.579 307.420 齒根圓直徑 df 67.079 293.542 圓周力 Ft 717.778 1925.75 徑向分力 Fr 270.082 724.613 軸向分力 Fa 188.219 504.978 法向力 Fn 789.668 2118.627 4，按齒根彎曲強度校核 校核公式：＝ 1) 參數(shù)確定 載荷系數(shù)：K＝2.431 （前計算） 圓周力Ft＝2T÷d＝2×75.84×103÷74.579＝2006.90 N 齒形系數(shù)YFa＝2.65 應(yīng)力校正系數(shù)YSa＝1.58 （表10－5） 縱向重合度 εβ＝0.318φdtanβ＝1.649 (參考書一P213) 螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0.815 （表10-28） 壽命系數(shù)KF1＝0.85、KF2＝0.8 (圖10-18) 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.4 σFElim1＝500 MPa σFElim2＝380 MPa （圖10-21 d MQ材料及熱處理質(zhì)量達中等要求） [σ]FE1＝（KF1×σFE lim1）÷S＝303.57 Mpa [σ]FE2＝（KF2×σFE lim2）÷S＝238.86 Mpa [σ] FE＝min（[σ] FE 1+[σ] FE 2）＝238.86 Mpa 2)，計算 ＝142.19 Mpa<[σ] FE＝238.86 Mpa 符合要求 第五，軸系零部件的初步選擇 一、擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸上零件的結(jié)構(gòu)特點，首先要預(yù)定出主要零件的裝配方向、順序和相互關(guān)系，它是軸進行結(jié)構(gòu)設(shè)計的基礎(chǔ)，擬定裝配方案，應(yīng)先考慮幾個方案，進行分析比較后再選優(yōu)。 原則：1）軸的結(jié)構(gòu)越簡單越合理；2）裝配越簡單、方便越合理。 二、軸有關(guān)數(shù)據(jù)的確定 1，選材： 碳素鋼——價廉時應(yīng)力集中不敏感——常用45#，可通過熱處理改善機械性能，一般為正火調(diào)質(zhì) 2，軸最小直徑的確定原則 ①設(shè)計公式： （mm）軸上有鍵槽 放大：3~5%一個鍵槽；7~10%二個鍵槽。取標準植 ——許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（N/mm2）， 表11-3 ——考慮了彎矩的影響 A0——軸的材料系數(shù)，與軸的材料和載荷情況有關(guān)。根據(jù)表15-3可知：材料45號鋼的A0值為107～126，取平均值A(chǔ)0＝114.5 ②如軸上有鍵槽，則d放大：3~5%1個；7~10%2個取整 ③如是輸出軸或者輸入軸，則要考慮聯(lián)軸器的型號；而選擇聯(lián)軸器的型號時需要考慮電動機或者輸出工作機構(gòu)的軸徑。 在本設(shè)計中，由于選擇的電動機的輸出軸直徑為38mm，與之相配的彈性連軸器為TL6型號，其從動軸直徑為35mm，所以確定軸I的最小直徑為35mm；同時雖然軸II初算最小直徑為25.513mm，但通常低速軸不小于高速軸，故確定軸II最小直徑為35mm。 3、零件的定位 軸向定位： 軸肩和軸環(huán)、套筒、軸用圓螺母、軸端檔圈、軸承端蓋、彈性檔圈、 鎖緊檔圈、緊定螺釘或銷8）圓錐面（+檔圈、螺母） 周向定位： 鍵、花鍵、緊定螺釘、銷、過盈配合 4、各軸段直徑確定 a) 按扭矩估算所需的軸段直徑d min； b) 按軸上零件安裝、定位要求確定各段軸徑。 注意：①與標準零件相配合軸徑應(yīng)取標準植；②同一軸徑軸段上不能安裝三個以上零件。 綜上所述，可得各軸的有關(guān)參數(shù)如下： 名稱 代號 軸I 軸II 軸III 功能 輸入軸 中間軸 輸出軸 轉(zhuǎn)速 N（r/min） 960 356.215 89.054 功率 P（kW） 2.970 2.823 2.711 扭矩 T(Nm) 29.55 75.684 290.723 材料 45號鋼 初算最小直徑 D 17.685mm 25.513mm 37.897mm（已考慮鍵槽） 鍵的數(shù)目 2 2 2 聯(lián)軸器 TL6GB4323-84 無 TL6GB4323-84 修正最小直徑 35mm 35 mm 40 mm 主要零件 小錐齒輪 大錐齒輪 小斜柱齒輪 大斜柱齒輪 定位 左 圓螺母+止動墊圈 軸肩 軸肩 右 套筒 套筒 套筒 周向 鍵 鍵 鍵 軸承 圓錐滾子軸承 30208 30207 30209 定位 軸承蓋+套筒 軸承蓋+軸肩/套筒 軸承蓋+軸肩/套筒 周向 過盈配合 過盈配合 過盈配合 軸承蓋 內(nèi)徑 35mm 40？ 72mm 三、軸承的校核’ （一），本設(shè)計的軸承均采用圓錐滾子軸承原因在于 圓錐滾子軸承——3（7）能同時承受徑向載荷和單向Fa，越大，承受Fa能力越大，承載能力高于角接觸球軸承，但極限轉(zhuǎn)速稍低，外圈可分離，一般應(yīng)成對使用，對稱安裝，但安裝調(diào)整比較麻煩。同時考慮到從設(shè)計要求考慮到本設(shè)計的減速器功率較大，轉(zhuǎn)速較低，工作有效作用力比較大。所以本設(shè)計采用圓錐滾子軸承。 （二），軸承的安裝 軸I的軸承反裝（背靠背），軸II和軸III的軸承均采用正裝（面對面） ，其原因在于正裝軸承（面對面）適合于傳動零件位于兩支承之間，軸承反裝（背靠背）適合于傳動零件處于外伸端， 正裝（面對面） 支點距離 L1>L2 反裝（背靠背） （三），校核 在本設(shè)計中，軸I作為輸入軸，轉(zhuǎn)速較高，所以設(shè)計中只是校核軸I的軸承即可 已知軸I及軸承參數(shù) Fr3 Ft3 Ft2 Fr2 Fa1 Fr1 Ft1 L1 L2 已知參數(shù)： 軸承型號：圓錐滾子軸承30208， e＝0.37， C0＝59.8KN ε＝10/3 Ft1＝799.189N Fr1＝272.64N Fa1＝101.367N 轉(zhuǎn)速n=960r/min L1＝44.85mm L2＝103.8mm 1）求徑向力 FV3＝Fr1×L1÷L2＝117.806N FH3＝Ft1×L1÷L2＝345.314N Fr3＝(FV32+ FV32)1/2=364.856N FV2＝FV3+ Fr1=390.453N FH2＝FH3+ Ft1＝1144.494N Fr2＝(FV22+ FV22)1/2=1209.738N 2）求派生軸向力 由派生軸向力Fd＝e×Fr以及表13-7可得 Fd2＝e×Fr2＝0.37×1209.738＝447.603N Fd3＝e×Fr3＝0.37×364.856＝112.798N Fd3 Fd2 Fa1 由于Fa1＋Fd3＝214.165N< Fd2＝447.603N 所以軸承3壓緊，軸承2放松 Fa2＝Fd2＝447.603N Fa3= Fd2－Fa1＝346.24N 3）計算當(dāng)量動載荷 Fa2÷Fr2＝0.37＝e=0.37 Fa3÷Fr＝0.949 > e=0.37 由表13-7可得X2＝1，Y27＝0 X3＝0.4，Y3＝1.6 fp＝1.2～1.8，取fp＝1.5 則P2＝fp×（X2×Fr2+ Y2×Fa2）＝1814.607 N P3＝fp×（X3×Fr3+ Y3×Fa3）＝553.984 N 4）驗算壽命 根據(jù)公式得 ＝＝1.992×106h＝415年>3年 結(jié)論：軸承符合要求 四、軸的強度校核計算 因為各軸的材料一樣，而且直徑相近，輸出軸的轉(zhuǎn)速低，扭矩大，所以軸的校核只需要對輸出軸（軸III）的校核即可。 Ft2 Ft1 Ft3 Fa1 Fr1 Ft1 A L2 B C Fr2 （一）先校核軸承 已知參數(shù)： 軸承型號：圓錐滾子軸承30208， e＝0.4， C0＝64.2KN ε＝10/3 Y＝1.5 Ft1＝1925.75N Fr1＝724.613N Fa1＝504.978N 轉(zhuǎn)速n=89.05 r/min AB＝144.15mm BC＝49.15mm AC＝193.3mm 1）求徑向力 Fv2＝Fr1×BC÷AC＝184.246N FH2＝Ft1×BC÷AC＝489.657N Fr2＝(Fv22+ FH22)1/2=523.174N Fv3＝Fr1×AB÷AC＝540.367N FH3＝Ft1×AB÷AC＝1436.094N Fr3＝(Fv32+ FH32)1/2=1534.393N 2）求派生軸向力 由派生軸向力Fd＝e×Fr以及表13-7可得 Fd2＝e×Fr2＝0.4×523.17＝209.270N Fd3＝e×Fr3＝0.4×1534.393＝613.757N Fd3 Fd2 Fa1 由于Fa1＋Fd3＝1118.735N< Fd2＝209.270N 所以軸承2壓緊，軸承3放松 Fa3＝Fd3＝613.757N Fa2= Fd2+Fa1＝1118.735N 3）計算當(dāng)量動載荷 Fa2÷Fr2＝2.138 > e=0.4 Fa3÷Fr3＝0.4＝e=0.4 由表13-7可得X2＝1，Y2＝0 X3＝0.4，Y3＝1.5 fp＝1.2～1.8，取fp＝1.5 則 P2＝fp×（X2×Fr2+ Y2×Fa2）＝784.761 N P3＝fp×（X3×Fr3+ Y3×Fa3）＝2301.589 N 4）驗算壽命 根據(jù)公式得（用較大的P計算） ＝＝1.239×107h＝2569年>3年 軸承符合要求 （二）校核軸 條件：已知支點、距距，M可求 時 步驟： 1、作軸的空間受力簡圖（將分布看成集中力，）軸的支承看成簡支梁，支點作用于軸承中點將力分解為水平分力和垂直分力 T D Ft3 Ft1 C B Fx22 Ft1 Fa1 Fr1 A C Fy2 Fa2 Fa3- 已知： 軸向 水平方向 垂直方向 Fa1＝504.978N Ft1＝1925.75N Fr1＝724.613N Fa2＝1118.735N Fx2＝489.657N Fy2＝184.264N Fa3＝613.757N Fx3＝1436.094N Fy3＝540.367N T=290.23Nm AB=145.15mm BC=99.15mm CD=148.6mm 本軸采用45號鋼材料，[σ-1]＝60Mpa 2、作水平內(nèi)彎矩圖、垂直平面內(nèi)的彎矩圖、合成彎矩圖、作扭矩圖 其中合成彎矩 ——為將扭矩折算為等效彎矩的折算系數(shù) ∵彎矩引起的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)的變應(yīng)力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力往往為非對稱循環(huán)變應(yīng)力 ∴α與扭矩變化情況有關(guān)，本設(shè)計為扭矩脈動循環(huán)變化，取α＝0.6 水平內(nèi)彎矩極點在B點 MH＝Fx2×AB＝67.557Nmm 水平內(nèi)彎矩極點在B點 MV1＝Fy2×AB＝26.56Nmm MV2＝Fy×BC+FA1×D÷2＝-49.535Nmm（D為斜大齒輪分度圓直徑） MVMax＝MV2＝-49.535 Nmm 合成彎矩＝83.664Nmm 3，校核 校核公式Mpa < [σ-1] (15-5) W——抗彎截面模量 mm3，見表15-4不同截面的W。 因為本軸有一個鍵槽（b＝12，t＝5）而且軸徑D＝40， 故W=＝5364.435mm3 所以＝36.014Mpa< [σ-1]=60Mpa 所以本軸設(shè)計符合要求。 五、鍵的校核 1， 本設(shè)計均采用：普通圓頭平鍵 普通平鍵——用于靜聯(lián)接—即軸與輪轂間無相對軸向移動， 構(gòu)造：兩側(cè)面為工作面，靠鍵與槽的擠壓和鍵的剪切傳遞扭矩 軸上的槽用盤銑刀或指狀銑刀加工 輪轂槽用拉刀或插刀加工。 型式：圓頭—A型（常用）—為防轉(zhuǎn)、鍵（指端銑刀加工）與槽同形、鍵頂上面與轂不接觸有間隙 2， 鍵聯(lián)接的強度校核 本說明書對扭矩較大的輸出軸（軸III）的校核即可 失效形式： 壓潰（鍵、軸、轂中較弱者——靜聯(lián)接） 磨損（動聯(lián)接） 鍵的剪斷（較少） 1） 已知參數(shù)： 軸徑d＝40mm，齒輪輪轂寬度為50mm 扭矩T=290.23Nm 載荷有輕微沖擊 軸、鍵和齒輪的材料均為采用鋼 2) 校核擠壓強度條件為： Mpa (6-2) (kW) ——許用擠壓應(yīng)力 Mpa ，表5-1 P113 T——扭矩（Nmm） k——工作高度 k=h/2 l——工作長度 l=L-b （A型鍵L——公稱長度） d——軸徑（mm） 3）計算 根據(jù)直徑d＝40mm，從表6-1中查得鍵分截面尺寸為b×h＝12mm×8mm， 取鍵長L＝45mm 工作長度為l＝L－b＝33mm 工作高度k=h/2＝4mm 軸、鍵和齒輪的材料均為采用鋼 許用擠壓應(yīng)力[σ]=100~120 Mpa,取其平均值[σp]＝110 Mpa 結(jié)論：符合要求 第六，其余機構(gòu)參數(shù)設(shè)計 一，軸承的選擇和計算（具體見五軸系零部件的初步選擇和表） 軸 軸承 安裝方式 軸I 圓錐滾子軸承30208GB/T297.94 反裝 軸II 圓錐滾子軸承30207GB/T297.94 正裝 軸III 圓錐滾子軸承30209GB/T297.94 正裝 二，聯(lián)軸器的選擇 軸 連軸器 設(shè)計原則 軸I TL6GB4323-84 根據(jù)電動機的輸出軸直徑為38mm而定 軸II 無 軸III TL6GB4323-84 根據(jù)軸III的最小直徑37mm 三，潤滑和密封方式的設(shè)計和選擇 1，本設(shè)計采用油潤滑 原因：潤滑冷卻效果較好，f較小，但供油系統(tǒng)和密封裝置均較復(fù)雜，適于高速場合。 潤滑方式：飛濺潤滑，通過適當(dāng)?shù)挠筒蹃戆延鸵敫鱾€軸承中。 潤滑油選擇：CKC150 GB5903－86 粘度的選擇：12~20cst。1）載荷大，n低，工作溫度高時用粘度大的潤滑油；2）載荷小，dn大，用粘度低的潤滑油，攪油損失小，冷卻效果好 2， 密封方式：U型橡膠油封 橡膠油封（標準件、較常用）——耐油橡膠制唇形密封圈靠彈簧壓緊在軸上，唇向外—防灰法，唇向里—防油流失，組合放置—同時起防灰和防油流失的作用。 四、箱體設(shè)計（mm） 名稱 符號 參數(shù) 設(shè)計原則 箱體壁厚 Δ 10 （0.025～0.03）a+Δ>8 箱蓋壁厚 δ1 10 （0.8～0.85）δ>8 凸緣厚度 箱座 B 15 1.5δ 箱蓋 b1 12 1.5δ1 底座 b2 25 2.5δ 箱座肋厚 M 10 >0.85δ 箱蓋肋厚 m1 10 >0.85δ1 凸臺高度 H 結(jié)構(gòu)而定 凸臺半徑 R 14 = C2 軸承蓋的外徑 D2 D+(5~5.5)d3 (D為軸承外徑) 地腳螺釘 直徑 Df 16 雙級減速器， R+a＝325 數(shù)目 N 4 通孔直徑 df、 20 沉頭座直徑 D0 45 底座凸緣 C1 25 C2 20 聯(lián)接螺釘 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 10 0.75 df 箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑 d2 10 聯(lián)接螺栓直徑 D 10 通孔直徑 d、 11 沉頭座直徑 D 22 凸緣尺寸 C1 18 凸緣尺寸 C2 14 定位銷直徑 D 8 (0.7~0.8)d2 軸承蓋螺釘直徑 d3 10 (0.4~0.5)df 視孔蓋螺釘直徑 D4 6 (0.3~0.4)df 箱體外壁至軸承蓋座端面的距離 L1 40 C1+ C2+(5~8) 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離 Δ1 12 >1.2δ 齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 Δ2 10 >δ(>10~15) 注釋：a：中心距之和，a＝188 Δ：與減速器有關(guān)，兩級減速器，Δ＝3 五，附件設(shè)計 為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。 名稱 規(guī)格或參數(shù) 作用 窺視孔 視孔蓋 140×120 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。圖中檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。 通氣器 通氣罩 M18×1.5 減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。 軸承蓋 凸緣式軸承蓋 六角螺栓固定（M6） 固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調(diào)整軸承方便，但和嵌入式軸承蓋相比，零件數(shù)目較多，尺寸較大，外觀不平整。 定位銷 M8×30 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免錯裝。 油面指示器 油標尺M16 檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器， 放油螺塞 M12×1.5 換油時，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。 啟蓋螺釘 M10×30 為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當(dāng)位置，加工出1～2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。小型減速器也可不設(shè)啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕壜?lián)接螺栓。 起吊裝置 吊耳+吊鉤 當(dāng)減速器重量超過25kg時，為了便于搬運，在箱體設(shè)置起吊裝置，如在箱體上鑄出吊耳或吊鉤等。 六、設(shè)計明細表 序號 名稱 數(shù)目 材料 型號和規(guī)格 1 軸I 1 45 35mm 2 鍵 1 45 鍵10×70GB1096-79 3 軸承蓋 1 HT200 D＝40mm 4 軸承蓋聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M8×35 5 套杯 1 HT150 D＝40mm 6 套杯聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 7 套杯聯(lián)接螺栓彈簧墊圈 6 65Mn 墊圈GB93-87-10 8 油杯 1 A10 GB1154-89 9 箱蓋聯(lián)接螺栓 4 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×40 10 箱蓋聯(lián)接螺母 4 Q235A 螺母GB6170－86－M10 11 箱蓋彈簧墊圈 4 65Mn 墊圈GB93-87-10 12 起蓋螺釘 1 Q235A 螺母GB6170－86－M10×30 13 凸緣聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M12×120 14 凸緣聯(lián)接螺母 6 Q235A 螺母GB6170－86－M12 15 凸緣彈簧墊圈 6 65Mn 墊圈GB93-87-10 16 軸II軸承蓋 1 HT150 40mm 17 軸II軸承蓋聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×40 18 視孔蓋聯(lián)接螺栓 12 Q235A 螺栓GB5782－86－M6×20 19 通氣罩 1 20 視孔蓋 1 Q235A 140×120 21 軸III軸承蓋 1 HT150 72mm 22 軸III軸承蓋聯(lián)接螺栓 162 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 23 油尺 1 Q235A M16 24 螺塞 1 Q235A M20 25 封油墊 1 石棉橡膠紙 26 軸承 2 滾動軸承30209GB/T297.94 27 U形油封 1 工業(yè)用革 U形油封40×65×12.5GB13871－9 28 鍵 1 45 鍵10×45GB1096-79 29 軸III 1 45鋼 40mm 30 調(diào)整墊片 2 08F 31 軸III軸承蓋 1 HT150 72mm 32 軸III軸承蓋聯(lián)接螺栓 162 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 33 密封墊片 2 08F 34 密封墊片 2 08F 35 軸承 2 滾動軸承30207GB/T297.94 36 鍵 1 40 鍵10×40GB1096-79 37 軸II 1 45 Φ35 38 調(diào)整墊片 2 08F 39 軸II軸承蓋 1 HT150 72mm 40 軸II軸承蓋聯(lián)接螺栓 162 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 41 軸套 1 45 Φ45×16 42 大錐齒輪 1 45 M=3,z=78, 43 軸端擋圈 1 Q235A GB892-86-A35 44 鍵 1 45 鍵10×32GB1096-79 45 小錐齒輪 1 45 M=3,z=29, 46 軸套 1 45 Φ80×16 47 墊片 2 08F 48 軸套 1 45 Φ50×16 49 軸承 2 滾動軸承30208GB/T297.94 50 墊片 2 08F 51 止動墊圈 1 Q235A GB858-88-35 52 圓螺母 1 45 螺母GB810-88-M35×1.5 53 U形油封 1 工業(yè)用革 U形油封35×60×12.5GB13871－92 54 箱蓋 1 HT200 55 箱體 1 HT200 56 鍵 1 45 鍵10×36GB1096-79 57 小斜齒輪 1 45 M=3,z=24,β=150 6/ 37// 58 大斜齒輪 1 40Cr M=3,z=96,β=150 6/ 37// 59 軸套 1 45 Φ50×16 60 定位銷 2 45 GB117－86 M8×30 七、技術(shù)說明 1， 技術(shù)特性 輸入功率（kW） 輸入轉(zhuǎn)速r/min 傳動比i 效率 2.977 960 10.87 0.89 圓錐齒輪傳動特性 圓柱齒輪傳動特性 m 齒數(shù) 精度等級 m 齒數(shù) β 精度等級 3 Z1 29 8c GB11365-89 3 Z1 24 150 6/ 37// 8c GB11365-89 Z2 78 8c GB11365-89 Z2 97 8c GB11365-89 2， 技術(shù)要求 1， 支配前，所有零件需要進行清洗，箱體內(nèi)壁涂耐油油漆，外表面涂灰色油漆； 2， 嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗不小于0.16mm，鉛絲直徑不得大于最小側(cè)隙4倍； 3， 齒面接觸斑點沿齒面高度不得小于50％，啞巴齒長不得小于50％； 4， 圓錐滾子軸承的軸向調(diào)整游隙為0.05～0.10mm； 5， 檢查減速器剖分面，各接觸面和密封處均不許漏油；剖分面允許以密封膠或者水玻璃； 6， 減速器安裝后應(yīng)該按逐步加載法進行運轉(zhuǎn)，切不可直接滿載運轉(zhuǎn)，或者按減速器試驗規(guī)程進行試驗。