本科生畢業設計（論文） 題 目： 抽油機 用 53 型 雙圓弧齒輪 減速器設計 學生姓名： xxx 系 別： 機電工程系 專業年級： 2007級機械設計制造及其自動化 指導教師： xxx 2011 年 6 月 16 日中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 摘要 本文 在對 我國 油田抽油機用減速器 現狀及發展趨勢 充分調研的基礎上 ， 完成了對游梁式抽油機 53 型雙圓弧齒輪減速器的設計計算，其中包括驅動裝置的選擇、總傳動比的設定及各級傳動比的分配、 各軸動力參數的計算 齒輪傳動設計和各級傳動軸的設計計算，并結合設計對系統進行了動態校正和強度校核。用 CAXA繪制二維裝配圖 ,Autodesk Inventor 繪制三維圖 ,最終設計出符合要求的齒輪減速器 關鍵字： 雙圓弧齒輪；減速器；強度校核； 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） ABSTRACT This paper expounds the present situation and development of gear reducer trend .Focusing on the beam pumping unit double-arced gear reducer 53 type design calculation, including drives choice total ratio setting and the distribution of transmission ratio at all levels, gear transmission design and various design and calculation of the drive shaft ,and according to the design of the system dynamic correction and strength check. Using CAXA Autodesk Inventor assembly drawing two-dinensionnal drawing drawing three-dimensional graph, finally designed to meet the requirements of gear reducer. key words: Double-arc gears； Reducer； Strength check. 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 目錄 第 1 章 概述 . 1 1.1 減速器研究的目的和意義 . 1 1.2 齒輪減速器的現狀及發展趨勢 . 1 1.3 課題研究的內容 . 3 1.4 進度安排 . 3 第 2 章 傳動方案的擬定 . 5 2.1 傳動方案的選擇 . 5 2.2 電動機的選擇 . 7 2.3 總傳動比確定及各級傳動比分配 . 9 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數 . 9 第 3 章 齒輪傳動設計及計算 . 11 3.1 高速級齒輪傳動設計 . 11 3.2 低速 級 齒輪傳動設計 . 18 第 4 章 軸及其輔助零件的設計與計算 . 25 4.1 軸的設計 . 25 4.2 軸承的選擇與校核 . 33 4.3 鍵連接的選擇與校核計算 . 35 4.4 減速器附件設計及潤滑密封 . 37 第 5 章 減速器的二維裝配圖與三維設計圖 . 40 第 6 章 結論 . 48 總 結 . 49 致謝 . 51 參考文獻 . 52 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 1 第 1章 概述 1.1 減速器研究的目的和意義 A 通過設計熟悉機器的具體操作，增強感性認識和社會適應能力，進一步鞏固，深化已學過的理論知識，提高綜合運用所學知識發現問題，解決問題的能力。 B 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 C 對所學技能的訓練，例如：計算 繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規范等。 D 學會運用多種手段工具解決問題，如：在本 設計中可選擇 CAD 等制圖工具。 通過設計，提高分析問題解決問題的能力。通過設計加深了對所學知識的認識和理解，為進一步開拓專業知識創造條件，鍛煉了動手動腦的能力，通過實踐運用鞏固了所學知識，加深了解其基本原理。 1.2 齒輪減速器的現狀及發展趨勢 減速器是用于原動機和工作機之間的獨立的傳動裝置。用來降低轉速和增大扭矩，以滿足工作的需要。在現代機械中應用很廣泛。具有品種多，批量小更新換代快的特點。圓柱齒輪減速器具有體積小，重量輕，承載能力大，傳動平穩，效率高，所配電機范圍廣等特點，可廣泛用于各行業需要減速的設備 上。當今的減速器正向大功率，大傳動比，小體積，高機械效率以及使用壽命長的方向發展。我國減速器及齒輪技術發展總趨勢是向六高 二低，二化方面發展。六高既高承載能力，高齒面硬度，搞速度，搞精度。高可靠性和高傳動效率。二低是低噪聲，低成本；二化是標準化多樣化，在現在機械中應用極為廣泛。 20 世紀 70 年代末以來，減速器技術有了很大發展。產品發展的總趨勢是小型化、高速化、低噪聲和高可靠性；技術發展中最引人注目的是硬齒面技術、功率分支技術和模塊化設計技術。 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 2 到 80 年代，國外硬齒面技術已日趨成熟。采用優質合金鋼鍛件、滲碳淬 火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于 ISO1328-1975 的 6 級，綜合承載能力為中硬齒面調質齒輪的3 4 倍，為軟齒面齒輪的 4 5 倍。一個中等規格的硬齒面減速器的重量僅為中硬齒面減速器的 1/3 左右，且噪聲低、效率高、可靠性高。 對通用減速器而言，除普遍采用硬齒面技術外，模塊化設計技術已成為其發展的一個主要方向。它旨在追求高性能的同時，即可能減少零部件及毛坯的品種規格和數量，以便于組織生產，形成批量，降低成本，獲得規模效益。同時，利用基本零件，增加產品的型式和花樣，盡可能多地開發使用地變型設計或派生系列產品，如由一 個通用系列派生出多個專用系列；擺脫了傳統單一有底座實心軸輸出安裝方式，增添了空心軸輸出的無底座懸掛式、多方位安裝面等不同型式，擴大了使用范圍。 改革開放以來，我國陸續引進先進加工裝備，通過引進、吸收國外先進技術和科研攻關，開始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設計制造技術。材料和熱處理質量級齒輪加工精度都有較大提高，通用圓柱齒輪的制造精度可以從 JB179 60 的 8 9級提高到 GB10095 88 的 6 級，高速齒輪的制造精度可穩定在 4 5 級。目前我國已可設計制造 2800kW 的水泥磨減速器、 1700mm 軋鋼機各種 齒輪減速器。各種棒、線材軋機用減速器已全部采用硬齒面。我國自行設計制造的高速齒輪裝置的功率已達44000kW，齒輪圓周速度達 168m/s。 80 年代末至 90 年代初，我國相繼制訂了近 100 個齒輪和蝸桿減速器的標準，研制了許多新型減速器，大體上實現了通用減速器的更新換代。許多產品達到了 80 年代的國際水平。部分減速器采用硬齒面厚，體積和重量明顯減小，承載能力用壽命、傳動效率和可靠性有了大幅度提高，對節能和提高主機的總體水平起到明顯的作用，為發展我國的機械產品做出了貢獻。 進入 90 年代中后期，國外又陸續推出了更新換 代的減速器，不但更突出了模塊化設計的杰特點，而且，在承載能力、總體水平，外觀質量方面又有明顯提高。研究、開發、推廣成本較低而承載能力又能接近硬齒面的中硬齒面滾齒的新齒形和新結構。國內多年來使用行之有效的雙圓弧齒輪、三環減速器和已成功應用的點線捏合齒輪等技術、應不斷完善，大力推廣 10。 隨著齒輪的幾何形狀，材質和加工過工藝的改變，使得齒輪不斷發展。目前，齒中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 3 輪傳動仍是各類機械中應用最為廣乏的漸 開線齒輪傳遞的功率已經達到十幾萬馬力，齒輪的圓周速度達 200m/s,最大直徑可達數十米。隨著生產的發展，對重在高速 大功率的齒輪提出了更高的要求，而外嚙合的漸開線齒輪由于傳動是凸齒廓對凹齒廓，要降低接觸應力就必須增大齒面的曲率半徑，勢必要增大齒輪的直徑，很難達到體積小的要求。再則漸開線齒輪的傳動效率不夠高看看，這對于建構緊湊的大功率，高效能傳動在散熱問題上造成很大的困難。因此雙圓弧齒輪得到應用來降低齒面接觸應力，提高傳動效率。 1956 年諾維科夫提出了圓弧齒輪。圓弧齒輪沿齒長方向齒面的相對曲率半徑很大，在同樣的參數條件下，當齒輪 的螺旋角 35 10 時，圓弧齒輪的齒面相對曲率半徑比漸 開線斜齒輪大十幾倍到二百多倍。圓弧齒輪齒面由初始的點接觸，到飽和后的線接觸，當其受載變形后，又變為局部的面接觸。因此，齒面接觸應力大幅度地降低，齒面承載能力大為提高。 1.3 課題研究的內容 減速器的設計包括： （ 1）傳動方案的分析和擬定，選擇正確合理的傳動方案； （ 2）電動機的選擇，選擇電動機的類型和結構形式，確定電動機的容量，電動機的轉速 （ 3）傳動裝置的運動和動力參數的計算 -計算各軸的轉速功率以及扭矩； （ 4）傳動零件的設計計算 -外部傳動零件和內部傳動零件的設計和計算； （ 5）軸的設計計算 及校核，軸承連接件潤滑密封的選擇和校核； （ 6）箱體的結構設計和計算； 1.4 進度安排 3月 1號 -3月 18號 搜集閱讀參考資料，確定傳動方案，畫圖傳動方案簡圖，熟悉制圖軟件，提交開題報告； 3月 19號 -3月 29號 選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計算； 4月 1號 -5月 1號 傳動系統中的傳動零件設計計算； 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 4 5月 2號 -5月 10號 繪制減速器裝配圖草圖和裝配圖； 5月 11號 -5月 25號 繪制減速器箱體零件圖、齒輪及軸的零件圖及三維實體圖； 5月 25號 -6月 15號 檢查論文，準備答辯； 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 5 第 2 章 傳動方案的擬定 2.1 傳動方案的選擇 抽油機減速器是一種承受重復交變載荷、長期連續運轉的減速裝置。減速器常用的分布方案有展開式，同軸式，分流式以及對稱分流式，現分別對四種方案加以對比分析。 （ 1） 對稱分流式 （圖 2-1） 圖 2-1傳動方案 1示意圖 該方案結構復雜，由于齒輪相對于軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬分布較均勻，軸承受載較均勻。中間軸危險截面上的轉矩只想當于軸所傳遞轉矩的一半，使用與變載荷的場合。與分流式相比，輸出軸危險截面上的轉矩是軸所傳遞轉矩的一半。 （ 2） 分流式 （圖 2-2） 圖 2-2傳動方案 2示意圖 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 6 該方案結構復雜，由于齒輪相對于軸承對稱布置，與展開式相比載荷沿齒寬分布較均勻，軸承受載較均勻。中間軸危險截面上的轉矩只想當于軸所傳遞轉矩的一半，使用與變載荷的場合。 （ 3） 展開式 （圖 2-3） 圖 2-3 傳動方案 3 示意圖 該 方案結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不固定，因此要求軸有交大的剛度。高速級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和在載荷作用下產生的彎曲變形可部分互相抵消，以減緩沿齒寬分布不均勻的現象。用于載荷比較平衡 的場合。 （ 4） 同軸式 （ 2-4） 圖 2-4 傳動方案 4 示意圖 該方案減速器的橫向尺寸較小，兩對齒輪侵入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大，且中間軸較長，剛度差，沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難于充分利用。 抽油機減速器是一種承受重復交變載荷、長期連續運轉的減速裝置。抽油機由電動機驅動，電動機 1 皮帶 2 將動力傳入減速器 3，在輸出端帶動曲柄工作。由于抽油機工作時的載荷變化大，傳動系統中采用兩級對稱分流式雙圓弧圓柱齒輪減速器結構，中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 7 高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級 均為人字齒雙圓弧圓柱齒輪傳動。通過比較知選擇傳動方案 1 如圖 2-1； 2.2 電動機的選擇 2.2.1 選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用 Y 系列一般用途的三相異步電動機 2.2.2 選擇電動機的容量 （ 1）減速器輸出功率wP wP= w6Tn9.55 10出 （2 -1） 由公式（ 2-1）得 wP= 27.749kw 抽油機輸出轉速wn等于抽油機的沖程 wn=5r/min （ 2） 電動機至減速器之間傳動裝置的總效率為 321 2 3 （ 2-2） 1 ， 2 ， 3 分別為皮帶 ，軸承及齒輪傳動的效率， 1 2 30 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 7 ； ， ， 由公式（ 2-2）得 3 2 3 21 2 3 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 6 = 0 . 8 3 2 7 （ 3） 確定電動機的額定功率edP wd Pp （ 2-3） 電動機的輸出功率dP 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 8 可由公式 （ 2-3） 得到： 3 3 .3dP K W 選定電動機的額定功 率 37edP KW 2.2.3 選擇電動機的轉速 抽油機的沖程 5wn r/min 該傳動系統為分流式圓柱齒輪傳動，查閱教材表 18-1 推薦傳動比為23i ii=8 60，則總傳動比可取 8 至 60 之間 則電動機轉速的可選范圍為 1dn =8 wn =8 57.32=458.56r/min 2dn =60 wn =60 57.32=3439.2r/min 可見同步轉速為 1000r/min,1500r/min,3000r/min 的電動機都符合 ,這里初選同步轉速為 1000r/min,1500r/min,3000r/min 的三種電動機進行比較 ,由參考文獻 1中表 16-1 查得： 表 2-11 方案 電動機型號 額定 功率 （ KW） 電動機轉速n/(r/min) 堵 轉 轉 矩額 定 轉 矩 最 大 轉 矩額 定 轉 矩 質量/kg 同步 轉速 滿載 轉速 1 Y160M-2 37 3000 2930 2.0 2.2 200 2 Y160M-4 37 1500 1460 2.2 2.2 230 3 Y160L-6 37 1000 970 2.0 2.0 200 4 Y180L-8 37 750 740 1.7 2.0 220 由表中數據，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比，即 選定方案 4 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 9 2.3 總傳動比確定及各級傳動比分配 2.3.1 計算總傳動比 由參考文獻 1中表 16-1 查得： 滿載轉速 740mn r/min 總傳動比 /mwi n n=740/5=148 r/min 2.3.2 分配各級傳動比 查閱參考文獻 1機械設計課程設計中表 2-3 分配各級傳動比； 取高速級的圓柱齒輪傳動比23(1 .2 1 .3 )ii =6.10，則低速級的圓柱齒輪的傳動比為3i4.78 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數 2.4.1 各軸轉速 電動機軸為電機軸 0，減速器高速級軸為軸 1，中速軸為軸 2 低速級軸為軸 3，則 0n= 740 r/min 011740 1 4 5 . 7 85 . 0 7 6nn i r/min 1222 3 .8 9nn i r/min 2335nn ir/min 2.4.2 按電動機額定功率edP計算各軸輸入功率 11 3 3 . 3 0 . 9 6 3 1 . 9 7dP P K W 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 10 2 1 2 3 3 0 . 6 8P P K W 3 2 2 3 2 8 . 3 0P P K W 2.4.3 各軸轉矩 9550 PT n （ 2-4） 由公式（ 2-4）得 31113 1 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 2 . 0 9 4 1 01 4 5 . 7 8PT N mn 22 9550 2PT n 30.68/23.89 =12.26 310Nm 33339 5 5 0 9 5 5 0 ( 2 8 . 3 0 / 5 ) 5 3 . 9 1 0PT N mN 將軸的運動參數匯總于下表以備查用 ： 表 2-3 各軸動力參數 軸名 功率 P（ kw） 轉矩 T（ N.mm） 轉速 n（ r/min） 傳動比 i 效率 電機軸 33.30 60.43 10 740 5.0 0.96 輸入軸 31.97 2.10 610 145.78 6.10 0.94 中間軸 30.68 12.26 610 23.89 4.78 0.94 輸出軸 28.30 53.9 610 5.00 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 11 第 3 章 齒輪傳動設計及計算 3.1 高速級齒輪傳動設計 3.1.1 選擇材料、精度及參數 （ 1） 按圖 2-1 所示傳動方案，選用圓弧圓柱齒輪傳動 ； （ 2）抽油機為一般工作機器，速度不高，故選 用 7 級精度 ； （ 3） 材料選擇。選擇 大 小齒輪材料為 45（調制） ； （ 4） 初選小齒輪齒數1 18Z ，則大齒輪齒數2Z6.10 18=109.8 取2 110；Z ； 采用人字齒；暫定 25 ；選取齒寬系數 0.5d ； 3.1.2 按抗彎曲疲勞強度初步確定齒輪模數 （ 1）抽油機減速器屬于中等振 動 暫取 K=1.7； （ 2）根據材料種類及硬度確定齒輪的疲勞極限 由圖 3-39b1查得 ： 小齒輪 li m 1 525F M P a 由圖 3-39h1查得 ： 大齒輪 li m 2 410F M P a 由圖 3-40b1查得 ：li m 1 860H M P a 由圖 3-40h查得 ：li m 2 700H M P a v 3ZZ=cos （3 -1） -螺旋角 Z-齒數 由公式（ 3-1）得 ： 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 12 1v1 31ZZ = = 1 8 / 0 . 7 4 4 2 4 . 1 8c o s 查圖 3-35b1 F1Y =2.11 由公式（ 3-1）得 ： 2v2 3ZZ = = 1 1 0 / 0 . 7 4 4 1 4 7 . 7 7c o s3 3 5 b 時查 圖 F2Y =1.82 查圖 3-36b1 = 1 4 5 . 7 8 / 2 3 . 8 9 6 . 1 0 , 1 . 0 2 3Y 查表 3-141 2.053EY 查表 3-37b1 25Y =0.775 F li m N XFPF m i nYY= n （3 -2） 由公式（ 3-2）得 ： F l i m 1 N 1 X 1F P 1F m i nF l i m 2 N 2 X 2F P 2F m i nYY= = 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8nYY= = 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6nM P aM P a 計算式應取（ 11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入計算 12 t a n()22a ZZ （3 -3） -單側齒寬的縱向重合度 a-齒寬系數 由公式（ 3-3）得 ： 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 13 12t a n t a n( ) ( 0 . 5 / 2 ) ( 1 8 1 1 0 ) 2 . 3 7 5 ；2 2 6 . 2 82 , 0 . 3 7 5 , K = 0 ；a ZZ 因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 人字齒單側齒寬承擔二分之一的載荷 3 31T 2 . 1 0 1 0T = = N . m = 1 . 0 5 1 0 N . m22 113 2 . 5 8n1m ( ) ( )2 E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ （3 -4） 由公式（ 3-4）得 113 2 . 5 8n11132 . 5 83nm ( ) ( )21 0 5 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 7 5 1 . 8 3 1()2 2 0 1 8 2 5 64 . 4m = 5E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ 取 3.1.3 確定齒輪傳動參數 122 c o snm z za （ 3-5） 由公式（ 3-5）得 ： 12 4 1 8 1 1 0 3 5 3 . 0 8 4 ；2 c o s 2 c o s 2 5nm z za o 取 a=350mm 12a r c c o s 2nm z za （3 -6） 由公式（ 3-6）得 12 5 1 2 8a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 52 7 0 0nm z za 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 14 cos nzmd （3 -7） 由公式（ 3-7）得 11 1 8 5 9 0 / 0 . 9 1 4 3 9 8 . 4 3 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m 22 1 1 0 5 5 5 0 / 0 . 9 1 4 3 6 0 1 . 5 5 3c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m o sin nmb （3 -8） 由公式（ 3-8）得 2 . 3 7 5 3 . 1 4 1 5 2 9 . 8 4 4 9 2 . 1 1s i n s i n 2 3 . 8 9 5 0 . 4 0 5 0nmb m m o 取 b=100mm 3.1.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 查表 3-121，抽油機工作中等振動， 1.5AK ； 60 1000dnv （3 -9） 由公式（ 3-9）得 11 3 . 1 4 1 9 8 . 4 3 6 1 4 5 . 7 8 0 . 7 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 查圖 3-311 vK = 1 . 0 27 級 精 度 時 ， ； 查圖 3-321，d11b 1 0 0= = = 1 . 0 2 / K = 1 . 1 0d 9 8 . 4 3 6 ms ，； 查表 3-131，按七級精度，F2K =1.10； 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 15 查圖 3-36b1，u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 時 ， ； 查圖 3-37b1， = 2 3 . 8 9 5 Y = 0 . 7 6 5 ， ； 查圖 3-35b1，1V1 331 8 1 8Z = 2 3 . 5 6c o s ( 0 . 9 1 4 3 ) 0 . 7 6 4z ； F1Y =2.13 2V2 331 1 0 1 1 0Z = 1 4 3 . 9 8c o s ( 0 . 9 1 4 3 ) 0 . 7 6 4z ； F2Y =1.825 查表 3-141，鍛鋼 -球墨鑄鐵 0 . 1 4EE n dY = 2 . 5 0 3 M P aY = 1 K = 0齒 端 修 薄 ， ， ； 小齒輪的齒根應力 10 . 8 6A V 1 2F2 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m （3 -10） AK 使 用 系 數 VK 動 載 系 數 1 EK 載 荷 分 配 系 數 Y 彎 曲 彈 性 系 數 u FY 彎 曲 齒 數 比 系 數 Y 齒 形 系 數 由公式（ 3-10）得 10 . 8 6A V 1 2F12 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m 0 . 8 632 . 5 81 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 1 0 2 . 0 5 3 1 . 0 2 3 0 . 7 6 5 2 . 1 3 1 1 6 4 ；2 3 0 1 8 5 M P a 大齒輪的齒根應力 為： 22111 . 8 2 51 6 4 1 4 0 . 52 . 1 3FFF FY M P aY 小齒輪的應力循環次數 ： 7116 0 6 0 1 4 5 . 7 8 3 6 5 2 4 2 0 1 5 3 1 0N n t 大齒輪的應力循環次數 ： 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 16 7 7121 5 3 1 0 2 5 . 1 1 06 . 1 0NN u 查圖 3-41a1， 6N 1 N 13 1 0 Y = Y =N ， 1 ； nX3 - 4 2 b 1 m 5 Y = 1查 圖 ， ， ； 安全系數 F limFS= NXFYY （3 -11） 由公式（ 3-11）得 F l i m 1 1 1F11525S = 3 . 2164NXFYY F l i m 1 2 2F22410S = 2 . 9 21 4 0 . 5NXFYY 齒根彎曲疲勞強度安全。 3.1.5 驗算齒面接觸疲勞強度 查表 3-131，2 1 . 3 9 ( )HK 按 七 級 精 度 ； 查表 3-141，鍛鋼 -球墨鑄鐵， 0 . 2 7EZ = 3 1 . 3 4 6 M P a ； 查圖 3-36b1，uu = 6 . 1 0 Z = 1 . 0 4 5， ； 查圖 3-37b1，當 = 2 3 . 8 9 5 Z = 0 . 5 8 ， ； 查圖 3-38b1得到： V 1 n a 1V 2 n a 2a 1 a 2aZ = 2 3 . 5 6 m = 5 Z = 0 . 9 9 2Z = 1 4 3 . 9 8 m = 5 Z = 0 . 9 6 3Z + ZZ = = 0 . 9 7 8 ；2， ， ；， ， ； 齒面接觸應力 ： a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m （3 -12） 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 17 ZE -接觸彈性系數 Zu -接觸齒數比系數 Z -接觸螺旋角系數 ZA -接觸弧長系數 由公式（ 3-12）得 ： a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m 0 . 7 332 . 1 91 0 5 0 1 0 1 . 5 1 . 0 2 1 . 1 0 1 . 3 9 3 1 . 3 4 6 1 . 0 4 5 0 . 5 8 0 . 9 7 82 3 0 1 8 5 4= 1 . 2 5 1 0 0 . 0 3 = 3 7 5 M P a 查圖 3-41b1， 7N 5 1 0 1 ；N， Z 查圖 3-431，采用 320 號極壓工業齒輪油 240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ；Lv m m s Z 查圖 3-441， 0 . 7 5 0 . 7 5 1 . 6 9 / 0 . 7 62 3 . 8 9 5 0 . 4 4 3 0gVvv m st g t g ， Z 安全系數 H l i m L VHHZ Z ZS= N （3 -13） ZN -接觸壽命系數 Zl -潤滑劑系數 ZV -速度系數 由公式（ 3-13）得 ： H l i m 1 1 L VH1HZ Z Z 8 6 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S = = 1 . 8 9375N H l i m 2 2 L VH2HZ Z Z 7 0 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 6S = = 1 . 5 4375N 齒面接觸疲勞強度安全。 3.1.6 齒輪的幾何尺寸計算 法向模數n 1 2m = 5 Z = 1 8 Z = 1 1 0 = . 8 ；mm ， 齒 數 ， ， 螺 旋 角 2 3 9 5 o 由公式得 小齒輪分度圓直徑 ： 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 18 1n1 Zm 1 8 5 9 0d = = = = 9 8 . 4 3 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3 mm o； 小齒輪齒頂圓直徑 ： a 1 1 ad = d + 2 h = 9 8 . 4 3 6 + 2 0 . 9 5 = 1 0 5 . 6 4 6 mm； 小齒輪齒根圓直徑 ： f 1 1d = d 2 h = 9 8 . 4 3 6 2 1 . 1 5 = 8 7 . 4 4 6f mm ； 大齒輪的分度圓直徑 ： 2n2 Zm 1 1 0 5 5 5 0d = = = = 6 0 1 . 6 1 9 m mc o s c o s 2 3 . 8 9 5 0 . 9 1 4 3 o； 大齒輪齒頂圓直徑 ： a 2 2 2d = d + 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 + 2 0 . 9 5 = 6 0 8 . 8 1 9 m m； 大齒輪齒根圓直徑 ： f 2 2d = d 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 2 1 . 1 5 = 5 9 2 . 8 1 9f mm ； 中心矩 12 5 1 8 1 1 0 3502 c o s 2 c o s 2 3 . 8 9 5nm z za m m o； 齒寬 100b mm 3.2 低速機齒輪傳動設計 3.2.1 選擇材料、精度及參數 （ 1） 按圖（ 2-1）所示傳動方案，選用人字齒圓柱齒輪傳動 （ 2） 抽油機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（ GB10095-88） （ 3） 材料選擇。查圖表（ P191 表 10-1），選擇 大 小齒輪材料為 45 號鋼（調質） 。 （ 4） 初選小齒輪齒 數3 18Z ，則大齒輪齒數4 6 . 7 8 1 8 8 6 ；Z 取4 86Z ， 采用人字齒 ， 暫定 30 ， 選取齒寬系數 0.5d； 單側重合度 由公式（ 3-3）得 ： 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 19 12 0 . 5 3 01 8 8 6 2 . 3 9 2 , = 2 . 4 02 2 2 2 3 . 1 4 1a t g t gZZ o 取 3.2.2 按抗彎曲疲勞強度初步確定齒輪模數 （ 1）抽油機減速器屬于中等振動 暫取 K=1.7； （ 2）根據材料種類及硬度確定齒輪的疲勞極限 由 有參考文獻 1圖 3-39b 查得 小齒輪 li m 1 525F M P a 由圖 3-39h 查得 ： 大齒輪 li m 2 410F M P a 由圖 3-40b 查得 ： li m 1 860H M P a 由圖 3-40h 查得 ： li m 2 700H M P a 由公式（ 3-1）得 ： 當3v1 3ZZ = = 1 8 / 0 . 6 4 9 2 7 . 7 3c o s ，F1Y =2.06； 4v2 3ZZ = = 8 6 / 0 . 6 4 9 1 3 2 . 4c o s 時，F2Y =1.83； 查圖 3-36b 當 = 2 3 .8 9 / 4 .7 8 5 ， 1.025Y ； 查表 3-14 2.053EY ； 查表 3-37b 當 30 o ， Y =0.805； 由公式（ 3-2）得 ： 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 20 F l i m 3 N 3 X 3F P 3F m i nF l i m 4 N 4 X 4F P 4F m i nYY= = 5 2 5 1 1 / 1 . 6 3 2 8nYY= = 4 1 0 1 1 / 1 . 6 2 5 6nM P aM P a 計算式應取（ 11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入計算 單側齒寬的縱向重合度 ， 由公式（ 3-3）得 ： 34t a n t a n( ) ( 0 . 5 / 2 ) ( 1 8 8 6 ) 3 . 3 7 5 , 3 , 0 . 3 7 52 2 6 . 2 8K = 0a ZZ 因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 ； 人字齒單側齒寬承擔二分之一的載荷 故 3 32T 1 2 . 2 6 1 0T = = N m = 6 . 1 3 1 0 N m22 由公式（ 3-4）得 113 2 . 5 8n11132 . 5 83nm ( ) ( )26 1 3 0 1 0 1 . 7 2 . 0 5 3 1 . 0 2 5 0 . 8 0 5 1 . 8 3 1( ) 8 . 32 3 0 1 8 2 5 6m = 8E u F E n dFPY Y Y Y YTkkZ 取 3.2.3 確定齒輪傳動參數 中心距 由公式（ 3-5）得 34 5 1 8 8 6 4 8 0 . 3 7 02 c o s 2 c o s 3 0nm z za 取 a=480mm 由公式（ 3-6）得 34 5 1 0 4a r c c o s a r c c o s 2 9 . 9 2 62 9 6 0nm z za 由公式（ 3-7）得 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 21 33 1 8 8 1 4 4 / 0 . 8 6 6 7 1 6 6 . 1 4 7c o s c o s 2 9 . 9 2 6 4nzmd m m o 44 8 6 8 6 8 8 / 0 . 8 6 6 7 7 9 3 . 8 1 6c o s c o s 2 3 . 8 9 5nzmd m m o 由公式（ 3-8）得 ： 2 . 3 9 3 . 1 4 1 8 6 0 . 0 6 1 2 0 . 3 3 8s i n s i n 2 9 . 9 2 6 0 . 4 9 8 9nmb m m o 取 b=100mm 3.2.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 查表 3-12，抽油機工作中等振動， 1.5AK ； 由公式（ 3-9）得 ： 查圖 3-31， 31 3 . 1 4 1 1 6 6 . 1 4 7 0 . 2 0 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s ； 查圖 3-32，當d13b 1 2 0= = = 0 . 7 2 2 K = 1 . 0 6d 1 6 6 . 1 4 7 時 ，； vK = 1 . 0 07 級 精 度 時 ， ； 查表 3-13，按七級精度，F2K =1.10； 查圖 3-36b，當u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 時 ， ； 查圖 3-37b，當 = 2 9 . 9 2 6 Y = 0 . 8 0 時 ， ； 由公式（ 3-1）得 ： 查圖 3-35b，當3V3 331 8 1 8Z = 2 7 . 6 4 9 ,c o s ( 0 . 8 6 6 ) 0 . 6 5 1z F1Y =2.06； 當4V4 338 6 1 1 0Z = 1 3 2 . 1 0 4 ,c o s ( 0 . 8 6 6 ) 0 . 6 5 1z ； F2Y =1.83； 查表 3-14，鍛鋼 -球墨鑄鐵 0 . 1 4EE n dY = 2 . 5 0 3 M P aY = 1 K = 0齒 端 修 薄 ， ， ； 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 22 小齒輪的齒根應力 ， 由公式（ 3-10）得 ： 10 . 8 6A V 1 2F32 . 8 51T K K K K= ( )2 E u F E n dF nY Y Y Y YK z m 0 . 8 632 . 5 86 1 3 0 1 0 1 . 5 1 . 0 0 1 . 0 6 1 . 1 0 2 . 0 5 3 1 . 0 2 5 0 . 8 0 2 . 0 6 1 2142 3 0 1 8 8 M P a 大齒輪的齒根應力 為 44331 . 8 2 31 6 4 1 9 02 . 0 6FFF FY M P aY 小齒輪的應力循環次數 ： 7326 0 6 0 2 3 . 8 9 9 3 6 5 2 4 2 0 2 5 1 0N n t 大齒輪的應力循環次數 ： 7 7342 5 1 0 5 . 3 1 04 . 7 8NN u 查圖 3-41a，當 6N 1 N 13 1 0 Y = Y =N 時 ， 1 ； nX3 - 4 2 b m 8 5 Y = 0 . 9 5查 圖 ， 當 時 ， ； 安全系數 由公式（ 3-11）得 ： F l i m 3 1 1F335 2 5 1 0 . 9 5S = 2 . 3 3 ；214NXFYY F l i m 3 2 2F444 1 0 0 . 9 5 1S = 2 . 0 5190NXFYY 齒根彎曲疲勞強度安全。 3.2.5 驗算齒面接觸疲勞強度 查表 3-13，2 1 . 3 9 ( )HK 按 七 級 精 度 ； 查表 3-14，鍛鋼 -球墨鑄鐵， 0 . 2 7EZ = 3 0 . 5 8 4 M P a ； 查圖 3-36b，uu = 4 . 7 8 Z = 1 . 0 5 5當 時 ， ； 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 23 查圖 3-37b，當 = 2 9 . 9 2 6 Z = 0 . 6 6 時 ， ； 查圖 3-38b，當 V 1 n a 1V 2 n a 2Z = 2 7 . 6 4 9 m = 8 m m Z = 0 . 9 9 6Z = 1 3 2 . 1 0 4 m = 8 m m Z = 0 . 9 6 2， 時 ， ；， 時 ， ； a 1 a 2aZ + ZZ = = 0 . 9 7 9 ；2 齒面接觸應力 ， 由公式（ 3-12）得 a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m 0 . 7 332 . 1 96 1 3 0 1 0 1 . 5 1 . 0 5 1 . 0 6 1 . 3 9 3 0 . 5 8 4 1 . 0 5 5 0 . 6 6 0 . 9 7 9 5842 3 0 1 8 8 M P a 查圖 3-41b， 7N 5 1 0 1 ；N， Z 查圖 3-43，采用 320 號極壓工業齒輪油 240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ；Lv m m s Z 查圖 3-44， 0 . 2 0 7 7 0 . 2 0 7 7 0 . 3 6 1 / 0 . 7 7 ；2 9 . 9 2 6 0 . 5 7 6gVvv m st g t g ， Z 安全系數 由公式（ 3-13）得 H l i m 1 1 L VH1HZ Z Z 8 6 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 7S = = 1 . 3 ；5 4 8 . 5N H l i m 2 2 L VH2HZ Z Z 7 0 0 1 1 . 0 8 5 0 . 7 7S = = 1 . 2 ；5 4 8 . 5N 齒面接觸疲勞強度安全。 3.2.6 齒輪的幾何尺寸計算 法向模數n 1 2m = 8 Z = 1 8 Z = 8 6 = 2 9 . 9 2 6， 齒 數 ， ， 螺 旋 角 。o 由公式得 小齒輪分度圓直徑 ： 3n3 Zm 1 8 8 1 4 4d = = = = 1 6 6 . 1 4 7 m m ；c o s c o s 2 3 .9 2 6 0 . 8 6 6 7 o 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 24 小齒輪齒頂圓直徑 ： a 3 3 ad = d + 2 h = 1 6 6 . 1 4 7 + 2 0 . 9 8 = 1 6 6 . 1 4 7 + 1 4 . 4 = 1 8 0 . 5 4 7 mm 小齒輪齒根圓直徑 ： f 3 3d = d 2 h = 1 6 6 . 1 4 7 2 1 . 1 8 = 1 4 8 . 5 4 7 ；f mm 大齒輪的分度圓直徑 ： 4n4 Zm 8 6 5 4 3 0d = = = = 7 9 3 . 8 1 5 m m ；c o s c o s 2 9 . 9 2 6 0 . 8 6 6 7 o 大齒輪齒頂圓直徑 ： a 4 4 2d = d + 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 + 2 0 . 9 8 = 8 0 8 . 2 1 5 m m ； 大齒輪齒根圓直徑 ： f 4 4d = d 2 h = 6 0 1 . 6 1 9 2 1 . 1 8 = 7 7 6 . 2 1 5 ；f mm 中心矩 34 5 1 8 8 6 4802 c o s 2 c o s 2 9 . 9 2 6nm z za m m o； 齒寬 2 2 1 0 0b m m ； 空刀槽 40 ；l mm 小齒輪 3 采用齒輪軸結構 ， 小 齒輪 4 采用孔板式結構 ； 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 25 第 4 章 軸及其輔助零件的設計與計算 4.1 軸的設計 4.1.1 輸入軸的設計 （ 1）已知數據 如下： 1P=31.97 kw ，1n=145.78r/min ，1T=2100Nm 1 /2TT=1050Nm （ 2）求作用在齒輪 1 上的力 3 4112 c o s 2 1 . 0 5 1 0 c o s 2 3 . 8 9 5 1 . 9 5 1 09 8 . 4 4 6tTFNd 4 311t a n 1 . 9 5 1 0 t a n 2 0 7 . 7 6 1 0c o s 0 . 9 1 4 3tnrF 4311 c o s 1 . 9 5 1 0 0 . 4 4 3 0 8 . 6 4 1 0atF F N 圖 4-1 高速軸齒輪受力圖 （ 3）初步確定軸的最小直徑 30 PdAn （ 4-1） 式中： P-功率 單位（ kw） n-轉速 單位（ r/min） 根據公式（ 4-1） ， 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼，調質處理。中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 26 取 0A =112，得 ,131 m i n1PdAn112 63 2.10 10145.78mm=67.40mm 該軸直徑 d 100mm，有一個鍵槽，軸頸增大 3% 4%,安全起見，取軸頸增大 5% 則1 m i n 1 m i n1 . 0 5 1 . 0 5 6 7 . 4 0 7 0 . 7 7d d m m ，圓整后取 d1=70mm。 輸入軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑。 （ 4） 軸的結構設計 a 擬定軸上零件的裝配方案。 經分析比較，選用如圖所示的裝配方案。 圖4 -2 高速軸裝配方案 b.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)聯軸器采用軸肩定位， I-II 段12d=70mm ，由式 h=（ 0.07-0.1） d ，取23d=72mm 。 初步選擇滾動軸承。該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承 . 2)根據23d=72mm，查 GB276-89 初步取 0 組游隙， 0 級公差的深溝球 軸承 6015，其尺寸為 d D B=75mm 130mm 25mm ，故3 4 9 1 0 75d d m m 定位軸肩處，取45d=85，4 5 8 9 30l l m m，67 280l mm 3)由指導書表 4-1 知箱體內壁到軸承座孔端面的距離1L =80mm，采用凸緣式軸承蓋，取軸承蓋的總寬度為 68mm，到帶輪的距離為 80mm，則23 165l mm ，取小齒輪距箱體內壁的距離為1a=20mm，大齒輪 2 和 2， 與齒輪 3 之間的距離 c=30mm，滾動軸中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 27 承 端 面 距 箱 體 內 壁1S =10mm則3 4 1 2 5 1 0 2 0 5 5 m ml B S a ；4 5 8 9 30llmm c.軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位采用普通 C 型平鍵連接，按12 70d mm ，1- 2L = 200 m m， 查圖表（ P 表 6-1）選用鍵 b h l=20mm 12mm 100mm 。滾動軸承與軸的周向定位采用過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為 m6 d.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 C2，各軸肩處圓角半徑為 R2 4.2.1 中速軸的設計 （ 1）已知數據 如下： 已知2 3 0 .6 3P K W，2 12260T N m，3 2 3 .8 9 / m i nnr （ 2）求作用在齒輪上的力 21ttFF=19KN ，21rrFF0.77KN，21aaFF8KN 23 332 c o s 2 1 2 2 6 0 c o s 2 9 . 9 2 6 1281 6 6 . 1 4 7 1 0tTF K Nd 33 t a n 1 2 8 t a n 2 0 4 6 . 6 5 3 . 5c o s c o s 2 9 . 9 2 6 0 . 8 6tnr FF K N K N 軸上力的方向如下圖 4-3所示 圖 4-3 中間軸受力圖 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 28 （ 3）初步確定軸的最小直徑 根據式（ 4-1）初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。取0A=112 ，得 332 m i n3 0 . 6 81 1 2 1 1 2 1 2 52 3 . 8 9pd m mn 該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，取為2mind=130mm， （ 4） 軸的結構設計 a.擬定軸上的傳動方案 圖4 -4 中間軸的裝配方案 b.確定軸的各段直徑和長度 1）根據 2 m in 130d m m ， 取12 130d mm ，軸承與齒輪 2 之間采用套筒定位，取2 3 5 6 140d d m m，齒輪 2 與齒輪 3 之間用軸肩定位 h=5mm，取3- 4d =150mm，34 30l mm ， 齒輪 3 采用軸肩定位，則45 30d mm ,由于軸環寬度 b 1.4h 軸 II 設計 3 240B mm 2280B B m m 2 -3 = 240m ml ； 2 3 2 3 3 4 2 8 0 3 0 2 4 0 2 3 0 2 1 0 8l B c B l ， 5 - 6 = 8 0 -2 = 7 8 m ml ； 2）初步選擇滾動軸承 由于配對的斜齒輪相當于人字齒，軸 II 相對于機座固定，則 III 軸應兩端游動支承，選取外 圈無擋邊圓柱滾子軸承，初步選取 0 組游隙， 0 級公差的 N 系列軸承N206，其尺寸為 d D B=130mm 230mm 40mm 。由于軸承內圈不受軸向力，軸中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 29 端不受力， 選用凸緣式軸承蓋，取軸承端蓋的總寬度為 60mm 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按3-4d =140mm ；2 -3d =80mm；2 80 ；B mm 查圖表（ P 表 6-1）取各鍵的尺寸為 II-III 段： b h L=25mm 14mm 70mm（使用一對） 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為 m6 4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 C2， 各軸肩處的圓角半徑為 R2。 4.3.1 低速軸的設計 （ 1）已知數據 如下： 已知3 28.30p kw ， 33 5 3 . 9 1 0 N mT ，3 5n r/min （ 2）求作用在軸上的力 43128ttF F K N 43 5 3 . 5rrF F K N （ 3）初步確定軸的最小直徑 按式（ 4-1）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼調質處理。取0 112A ，于是得 3mind 112 3 2 8 .3 0 1985 mm 。該軸的最小直徑為安裝曲柄的直徑。 則軸的最小直徑3 m in 2 0 0 .d m m （ 4）軸的結構設計 a擬定軸上零件的裝配方案。 選取如下圖 4-5 所示的 方案 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 30 圖4 -5 輸出軸裝配方案 b 根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1）取12 200d mm ，為了滿足曲柄的軸向定位要求，采用軸肩定位，由 h=（ 0.07-0.1）d，取23 220d mm ，曲柄擋圈緊固 2）初步選擇滾動軸承 根據軸上受力及軸頸，初步選用 0 組游隙， 0 級公差的深溝球軸承 6348，其尺寸為 d D B=240mm 360mm 56mm 故3 - 4 6 - 7d = d 2 4 0 mm 3）軸承采用軸肩定位，取45d 2 7 0mm ，12 300l mm 4）根據軸頸查圖表（ P 表 15-2，指導書表 13-21）取安裝齒輪處軸段67 300d mm ，齒輪采用軸肩定位，根據 h=（ 0.07-0.1） d，取 h=10mm，則56d 3 2 0mm ，軸環寬度b 1.4h=20mm，取56 20l mm 5）已知4 216B mm；取78 270d mm ， 78 164l mm （ S=4mm） 其他同上 6）根據軸 II，軸 III 的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離 3S =10mm，則23l 3 2 2S a B c =100mm 56l 100mm c 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據67 300d mm ，中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 31 67 220l mm ；12 200d mm ；12 300l mm ； 6-7 段： b h L=56mm 32mm 140mm 1-2 段： b h L=45mm 25mm 180m 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為 m6 d 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角尺寸為 C2， 軸上圓角 R2。 （ 5）求軸上的載荷 軸的計算簡圖如下圖（ 4-6）所示，深溝球軸承 6248， 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖（見下圖）可以看出 Ft 作用處是危險截面， 將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 ： 表 4-1 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F 12NH NHFF=26.75KN 12NV NVFF=64KN 彎矩 HM=8025N.m VM=21903 .Nm 總彎矩M M =23748 .Nm 扭矩 T 2 6 .5T KN m 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 32 圖4 -6 彎矩及扭矩圖 （ 6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取 =0.6，軸的 計算應力 22caMTW （4 -2） 由公式（ 4-2）得 2 2 2232 8 3 4 4 0 . 6 2 6 5 0 0363 . 1 4 0 . 232caMTM P aW 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，查教科書 45 鋼 1=60MPa，因此ca 1 ， 故軸安全 。 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 33 4.2 軸承的選擇與校核 4.2.1 輸入軸軸承的選擇與 校核 （ 1）由 輸入軸的設計知，初步選用深溝球軸承 6015，由于受力對稱，只需要計算一個。 2211r r tF F F （ 4-3） 其受力由公式（ 4-3）得 rF= 2 2 2 211 7 . 7 6 1 9 . 5 2 0 . 5rtF F K N aF=0， =3 ，轉速 n=145.78r/min 已知軸承的預計壽命為 hL=8760h （ 2）查軸承的當量載荷 查 滾動軸承樣本（指導書表 15-3）知深溝球軸承 6015 的基本額定 動載荷 C=66KN，基本額定靜載荷0C=49.5KN （ 3）求軸承當量動載荷 P 因為aF=0， 徑向載荷系數 X=1， 軸向載荷系數 Y=0， 因工作情況平穩，按課本（ P 表 13-6），取pf=1.0 P X F Y Fp r af（ ） （ 4-4） 由公式（ 4-4）得 P X F Y F 1 . 0 1 . 0 2 0 . 5 0 2 0 . 5p r af K N （ ） （ 4）驗算軸承壽命 61060hCLnP （ 4-5） 由公式（ 4-5）得 3661 0 1 0 6 6 0 0 06 0 6 0 1 4 5 . 7 8 2 0 5 0 0hhCLLnP 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承 6015 中國石油大學勝利學院畢業設計（論文） 34 4.2.2 中間軸上軸承的校核與計算 （ 1）計算軸承所有載荷 由軸 2的設計已知，初步選深溝球軸承 6226，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力由公式（ 4-3）得 rF= 2 2 2 21 8 . 5 4 5 4 8rtF F K N 合 合 aF=0， =10/3， n=23.89r/min （ 2）查軸承的當量動載荷 （指導書表 15-5）知 6226的基本額定動載荷 C 基本額定靜載荷0C （ 3）求軸承當量動載荷 P 因為 0aF，徑向載荷系數 X=1，軸向載荷系數 Y=0，因工作情況平穩， 由公式（ 4-4）得 P=pf（ XrF+YaF） =48KN （ 4）驗算軸承壽命 由公式（ 4-5）得 3661 0 1 0 2 7 0 0 06 0 6 0 8 7 . 4 3 7 0 6 . 4 6hCLnP h =73714h hL=72000h 故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承 6226。 4.2.3 輸出軸上的軸承選擇與計算 （ 1）計算軸承所受載荷 由輸出軸的設計知，初步選用深溝球軸承 6248，由于受力對稱