双圆弧齿轮减速器设计

本科生毕业设计（论文） 题 目： 抽油机 用 53 型 双圆弧齿轮 减速器设计 学生姓名： xxx 系 别： 机电工程系 专业年级： 2007级机械设计制造及其自动化 指导教师： xxx 2011 年 6 月 16 日中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 摘要 本文 在对 我国 油田抽油机用减速器 现状及发展趋势 充分调研的基础上 ， 完成了对游梁式抽油机 53 型双圆弧齿轮减速器的设计计算，其中包括驱动装置的选择、总传动比的设定及各级传动比的分配、 各轴动力参数的计算 齿轮传动设计和各级传动轴的设计计算，并结合设计对系统进行了动态校正和强度校核。用 CAXA绘制二维装配图 ,Autodesk Inventor 绘制三维图 ,最终设计出符合要求的齿轮减速器 关键字： 双圆弧齿轮；减速器；强度校核； 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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. 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 目录 第 1 章 概述 . 1 1.1 减速器研究的目的和意义 . 1 1.2 齿轮减速器的现状及发展趋势 . 1 1.3 课题研究的内容 . 3 1.4 进度安排 . 3 第 2 章 传动方案的拟定 . 5 2.1 传动方案的选择 . 5 2.2 电动机的选择 . 7 2.3 总传动比确定及各级传动比分配 . 9 2.4 计算传动装置的运动和动力参数 . 9 第 3 章 齿轮传动设计及计算 . 11 3.1 高速级齿轮传动设计 . 11 3.2 低速 级 齿轮传动设计 . 18 第 4 章 轴及其辅助零件的设计与计算 . 25 4.1 轴的设计 . 25 4.2 轴承的选择与校核 . 33 4.3 键连接的选择与校核计算 . 35 4.4 减速器附件设计及润滑密封 . 37 第 5 章 减速器的二维装配图与三维设计图 . 40 第 6 章 结论 . 48 总 结 . 49 致谢 . 51 参考文献 . 52 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 1 第 1章 概述 1.1 减速器研究的目的和意义 A 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固，深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题，解决问题的能力。 B 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件，机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 C 对所学技能的训练，例如：计算 绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。 D 学会运用多种手段工具解决问题，如：在本 设计中可选择 CAD 等制图工具。 通过设计，提高分析问题解决问题的能力。通过设计加深了对所学知识的认识和理解，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼了动手动脑的能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理。 1.2 齿轮减速器的现状及发展趋势 减速器是用于原动机和工作机之间的独立的传动装置。用来降低转速和增大扭矩，以满足工作的需要。在现代机械中应用很广泛。具有品种多，批量小更新换代快的特点。圆柱齿轮减速器具有体积小，重量轻，承载能力大，传动平稳，效率高，所配电机范围广等特点，可广泛用于各行业需要减速的设备 上。当今的减速器正向大功率，大传动比，小体积，高机械效率以及使用寿命长的方向发展。我国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高 二低，二化方面发展。六高既高承载能力，高齿面硬度，搞速度，搞精度。高可靠性和高传动效率。二低是低噪声，低成本；二化是标准化多样化，在现在机械中应用极为广泛。 20 世纪 70 年代末以来，减速器技术有了很大发展。产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声和高可靠性；技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 2 到 80 年代，国外硬齿面技术已日趋成熟。采用优质合金钢锻件、渗碳淬 火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于 ISO1328-1975 的 6 级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的3 4 倍，为软齿面齿轮的 4 5 倍。一个中等规格的硬齿面减速器的重量仅为中硬齿面减速器的 1/3 左右，且噪声低、效率高、可靠性高。 对通用减速器而言，除普遍采用硬齿面技术外，模块化设计技术已成为其发展的一个主要方向。它旨在追求高性能的同时，即可能减少零部件及毛坯的品种规格和数量，以便于组织生产，形成批量，降低成本，获得规模效益。同时，利用基本零件，增加产品的型式和花样，尽可能多地开发使用地变型设计或派生系列产品，如由一 个通用系列派生出多个专用系列；摆脱了传统单一有底座实心轴输出安装方式，增添了空心轴输出的无底座悬挂式、多方位安装面等不同型式，扩大了使用范围。 改革开放以来，我国陆续引进先进加工装备，通过引进、吸收国外先进技术和科研攻关，开始掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量级齿轮加工精度都有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可以从 JB179 60 的 8 9级提高到 GB10095 88 的 6 级，高速齿轮的制造精度可稳定在 4 5 级。目前我国已可设计制造 2800kW 的水泥磨减速器、 1700mm 轧钢机各种 齿轮减速器。各种棒、线材轧机用减速器已全部采用硬齿面。我国自行设计制造的高速齿轮装置的功率已达44000kW，齿轮圆周速度达 168m/s。 80 年代末至 90 年代初，我国相继制订了近 100 个齿轮和蜗杆减速器的标准，研制了许多新型减速器，大体上实现了通用减速器的更新换代。许多产品达到了 80 年代的国际水平。部分减速器采用硬齿面厚，体积和重量明显减小，承载能力用寿命、传动效率和可靠性有了大幅度提高，对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用，为发展我国的机械产品做出了贡献。 进入 90 年代中后期，国外又陆续推出了更新换 代的减速器，不但更突出了模块化设计的杰特点，而且，在承载能力、总体水平，外观质量方面又有明显提高。研究、开发、推广成本较低而承载能力又能接近硬齿面的中硬齿面滚齿的新齿形和新结构。国内多年来使用行之有效的双圆弧齿轮、三环减速器和已成功应用的点线捏合齿轮等技术、应不断完善，大力推广 10。 随着齿轮的几何形状，材质和加工过工艺的改变，使得齿轮不断发展。目前，齿中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 3 轮传动仍是各类机械中应用最为广乏的渐 开线齿轮传递的功率已经达到十几万马力，齿轮的圆周速度达 200m/s,最大直径可达数十米。随着生产的发展，对重在高速 大功率的齿轮提出了更高的要求，而外啮合的渐开线齿轮由于传动是凸齿廓对凹齿廓，要降低接触应力就必须增大齿面的曲率半径，势必要增大齿轮的直径，很难达到体积小的要求。再则渐开线齿轮的传动效率不够高看看，这对于建构紧凑的大功率，高效能传动在散热问题上造成很大的困难。因此双圆弧齿轮得到应用来降低齿面接触应力，提高传动效率。 1956 年诺维科夫提出了圆弧齿轮。圆弧齿轮沿齿长方向齿面的相对曲率半径很大，在同样的参数条件下，当齿轮 的螺旋角 35 10 时，圆弧齿轮的齿面相对曲率半径比渐 开线斜齿轮大十几倍到二百多倍。圆弧齿轮齿面由初始的点接触，到饱和后的线接触，当其受载变形后，又变为局部的面接触。因此，齿面接触应力大幅度地降低，齿面承载能力大为提高。 1.3 课题研究的内容 减速器的设计包括： （ 1）传动方案的分析和拟定，选择正确合理的传动方案； （ 2）电动机的选择，选择电动机的类型和结构形式，确定电动机的容量，电动机的转速 （ 3）传动装置的运动和动力参数的计算 -计算各轴的转速功率以及扭矩； （ 4）传动零件的设计计算 -外部传动零件和内部传动零件的设计和计算； （ 5）轴的设计计算 及校核，轴承连接件润滑密封的选择和校核； （ 6）箱体的结构设计和计算； 1.4 进度安排 3月 1号 -3月 18号 搜集阅读参考资料，确定传动方案，画图传动方案简图，熟悉制图软件，提交开题报告； 3月 19号 -3月 29号 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算； 4月 1号 -5月 1号 传动系统中的传动零件设计计算； 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 4 5月 2号 -5月 10号 绘制减速器装配图草图和装配图； 5月 11号 -5月 25号 绘制减速器箱体零件图、齿轮及轴的零件图及三维实体图； 5月 25号 -6月 15号 检查论文，准备答辩； 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 5 第 2 章 传动方案的拟定 2.1 传动方案的选择 抽油机减速器是一种承受重复交变载荷、长期连续运转的减速装置。减速器常用的分布方案有展开式，同轴式，分流式以及对称分流式，现分别对四种方案加以对比分析。 （ 1） 对称分流式 （图 2-1） 图 2-1传动方案 1示意图 该方案结构复杂，由于齿轮相对于轴承对称布置，与展开式相比载荷沿齿宽分布较均匀，轴承受载较均匀。中间轴危险截面上的转矩只想当于轴所传递转矩的一半，使用与变载荷的场合。与分流式相比，输出轴危险截面上的转矩是轴所传递转矩的一半。 （ 2） 分流式 （图 2-2） 图 2-2传动方案 2示意图 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 6 该方案结构复杂，由于齿轮相对于轴承对称布置，与展开式相比载荷沿齿宽分布较均匀，轴承受载较均匀。中间轴危险截面上的转矩只想当于轴所传递转矩的一半，使用与变载荷的场合。 （ 3） 展开式 （图 2-3） 图 2-3 传动方案 3 示意图 该 方案结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不固定，因此要求轴有交大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和在载荷作用下产生的弯曲变形可部分互相抵消，以减缓沿齿宽分布不均匀的现象。用于载荷比较平衡 的场合。 （ 4） 同轴式 （ 2-4） 图 2-4 传动方案 4 示意图 该方案减速器的横向尺寸较小，两对齿轮侵入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长，刚度差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用。 抽油机减速器是一种承受重复交变载荷、长期连续运转的减速装置。抽油机由电动机驱动，电动机 1 皮带 2 将动力传入减速器 3，在输出端带动曲柄工作。由于抽油机工作时的载荷变化大，传动系统中采用两级对称分流式双圆弧圆柱齿轮减速器结构，中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 7 高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级 均为人字齿双圆弧圆柱齿轮传动。通过比较知选择传动方案 1 如图 2-1； 2.2 电动机的选择 2.2.1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机 2.2.2 选择电动机的容量 （ 1）减速器输出功率wP wP= w6Tn9.55 10出 （2 -1） 由公式（ 2-1）得 wP= 27.749kw 抽油机输出转速wn等于抽油机的冲程 wn=5r/min （ 2） 电动机至减速器之间传动装置的总效率为 321 2 3 （ 2-2） 1 ， 2 ， 3 分别为皮带 ，轴承及齿轮传动的效率， 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） 确定电动机的额定功率edP wd Pp （ 2-3） 电动机的输出功率dP 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 8 可由公式 （ 2-3） 得到： 3 3 .3dP K W 选定电动机的额定功 率 37edP KW 2.2.3 选择电动机的转速 抽油机的冲程 5wn r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表 18-1 推荐传动比为23i ii=8 60，则总传动比可取 8 至 60 之间 则电动机转速的可选范围为 1dn =8 wn =8 57.32=458.56r/min 2dn =60 wn =60 57.32=3439.2r/min 可见同步转速为 1000r/min,1500r/min,3000r/min 的电动机都符合 ,这里初选同步转速为 1000r/min,1500r/min,3000r/min 的三种电动机进行比较 ,由参考文献 1中表 16-1 查得： 表 2-11 方案 电动机型号 额定 功率 （ KW） 电动机转速n/(r/min) 堵 转 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩 质量/kg 同步 转速 满载 转速 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 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即 选定方案 4 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 9 2.3 总传动比确定及各级传动比分配 2.3.1 计算总传动比 由参考文献 1中表 16-1 查得： 满载转速 740mn r/min 总传动比 /mwi n n=740/5=148 r/min 2.3.2 分配各级传动比 查阅参考文献 1机械设计课程设计中表 2-3 分配各级传动比； 取高速级的圆柱齿轮传动比23(1 .2 1 .3 )ii =6.10，则低速级的圆柱齿轮的传动比为3i4.78 2.4 计算传动装置的运动和动力参数 2.4.1 各轴转速 电动机轴为电机轴 0，减速器高速级轴为轴 1，中速轴为轴 2 低速级轴为轴 3，则 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 按电动机额定功率edP计算各轴输入功率 11 3 3 . 3 0 . 9 6 3 1 . 9 7dP P K W 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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 各轴转矩 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 将轴的运动参数汇总于下表以备查用 ： 表 2-3 各轴动力参数 轴名 功率 P（ kw） 转矩 T（ N.mm） 转速 n（ r/min） 传动比 i 效率 电机轴 33.30 60.43 10 740 5.0 0.96 输入轴 31.97 2.10 610 145.78 6.10 0.94 中间轴 30.68 12.26 610 23.89 4.78 0.94 输出轴 28.30 53.9 610 5.00 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 11 第 3 章 齿轮传动设计及计算 3.1 高速级齿轮传动设计 3.1.1 选择材料、精度及参数 （ 1） 按图 2-1 所示传动方案，选用圆弧圆柱齿轮传动 ； （ 2）抽油机为一般工作机器，速度不高，故选 用 7 级精度 ； （ 3） 材料选择。选择 大 小齿轮材料为 45（调制） ； （ 4） 初选小齿轮齿数1 18Z ，则大齿轮齿数2Z6.10 18=109.8 取2 110；Z ； 采用人字齿；暂定 25 ；选取齿宽系数 0.5d ； 3.1.2 按抗弯曲疲劳强度初步确定齿轮模数 （ 1）抽油机减速器属于中等振 动 暂取 K=1.7； （ 2）根据材料种类及硬度确定齿轮的疲劳极限 由图 3-39b1查得 ： 小齿轮 li m 1 525F M P a 由图 3-39h1查得 ： 大齿轮 li m 2 410F M P a 由图 3-40b1查得 ：li m 1 860H M P a 由图 3-40h查得 ：li m 2 700H M P a v 3ZZ=cos （3 -1） -螺旋角 Z-齿数 由公式（ 3-1）得 ： 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 12 1v1 31ZZ = = 1 8 / 0 . 7 4 4 2 4 . 1 8c o s 查图 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 时查 图 F2Y =1.82 查图 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 计算式应取（ 11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入计算 12 t a n()22a ZZ （3 -3） -单侧齿宽的纵向重合度 a-齿宽系数 由公式（ 3-3）得 ： 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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 齿 端 修 薄 总的纵向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷 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 确定齿轮传动参数 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 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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 验算齿根弯曲疲劳强度 查表 3-121，抽油机工作中等振动， 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 查图 3-311 vK = 1 . 0 27 级 精 度 时 ， ； 查图 3-321，d11b 1 0 0= = = 1 . 0 2 / K = 1 . 1 0d 9 8 . 4 3 6 ms ，； 查表 3-131，按七级精度，F2K =1.10； 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 15 查图 3-36b1，u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 时 ， ； 查图 3-37b1， = 2 3 . 8 9 5 Y = 0 . 7 6 5 ， ； 查图 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，锻钢 -球墨铸铁 0 . 1 4EE n dY = 2 . 5 0 3 M P aY = 1 K = 0齿 端 修 薄 ， ， ； 小齿轮的齿根应力 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 数 VK 动 载 系 数 1 EK 载 荷 分 配 系 数 Y 弯 曲 弹 性 系 数 u FY 弯 曲 齿 数 比 系 数 Y 齿 形 系 数 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 大齿轮的齿根应力 为： 22111 . 8 2 51 6 4 1 4 0 . 52 . 1 3FFF FY M P aY 小齿轮的应力循环次数 ： 7116 0 6 0 1 4 5 . 7 8 3 6 5 2 4 2 0 1 5 3 1 0N n t 大齿轮的应力循环次数 ： 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 16 7 7121 5 3 1 0 2 5 . 1 1 06 . 1 0NN u 查图 3-41a1， 6N 1 N 13 1 0 Y = Y =N ， 1 ； nX3 - 4 2 b 1 m 5 Y = 1查 图 ， ， ； 安全系数 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 齿根弯曲疲劳强度安全。 3.1.5 验算齿面接触疲劳强度 查表 3-131，2 1 . 3 9 ( )HK 按 七 级 精 度 ； 查表 3-141，锻钢 -球墨铸铁， 0 . 2 7EZ = 3 1 . 3 4 6 M P a ； 查图 3-36b1，uu = 6 . 1 0 Z = 1 . 0 4 5， ； 查图 3-37b1，当 = 2 3 . 8 9 5 Z = 0 . 5 8 ， ； 查图 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， ， ；， ， ； 齿面接触应力 ： a0 . 7 3A V 1 H 2H2 . 1 91Z Z Z ZT K K K K= ( )2 Eu nK z m （3 -12） 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 17 ZE -接触弹性系数 Zu -接触齿数比系数 Z -接触螺旋角系数 ZA -接触弧长系数 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 查图 3-41b1， 7N 5 1 0 1 ；N， Z 查图 3-431，采用 320 号极压工业齿轮油 240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ；Lv m m s Z 查图 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 安全系数 H l i m L VHHZ Z ZS= N （3 -13） ZN -接触寿命系数 Zl -润滑剂系数 ZV -速度系数 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 齿面接触疲劳强度安全。 3.1.6 齿轮的几何尺寸计算 法向模数n 1 2m = 5 Z = 1 8 Z = 1 1 0 = . 8 ；mm ， 齿 数 ， ， 螺 旋 角 2 3 9 5 o 由公式得 小齿轮分度圆直径 ： 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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； 小齿轮齿顶圆直径 ： a 1 1 ad = d + 2 h = 9 8 . 4 3 6 + 2 0 . 9 5 = 1 0 5 . 6 4 6 mm； 小齿轮齿根圆直径 ： f 1 1d = d 2 h = 9 8 . 4 3 6 2 1 . 1 5 = 8 7 . 4 4 6f mm ； 大齿轮的分度圆直径 ： 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； 大齿轮齿顶圆直径 ： 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； 大齿轮齿根圆直径 ： 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； 齿宽 100b mm 3.2 低速机齿轮传动设计 3.2.1 选择材料、精度及参数 （ 1） 按图（ 2-1）所示传动方案，选用人字齿圆柱齿轮传动 （ 2） 抽油机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88） （ 3） 材料选择。查图表（ P191 表 10-1），选择 大 小齿轮材料为 45 号钢（调质） 。 （ 4） 初选小齿轮齿 数3 18Z ，则大齿轮齿数4 6 . 7 8 1 8 8 6 ；Z 取4 86Z ， 采用人字齿 ， 暂定 30 ， 选取齿宽系数 0.5d； 单侧重合度 由公式（ 3-3）得 ： 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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 按抗弯曲疲劳强度初步确定齿轮模数 （ 1）抽油机减速器属于中等振动 暂取 K=1.7； （ 2）根据材料种类及硬度确定齿轮的疲劳极限 由 有参考文献 1图 3-39b 查得 小齿轮 li m 1 525F M P a 由图 3-39h 查得 ： 大齿轮 li m 2 410F M P a 由图 3-40b 查得 ： li m 1 860H M P a 由图 3-40h 查得 ： li m 2 700H M P a 由公式（ 3-1）得 ： 当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 时，F2Y =1.83； 查图 3-36b 当 = 2 3 .8 9 / 4 .7 8 5 ， 1.025Y ； 查表 3-14 2.053EY ； 查表 3-37b 当 30 o ， Y =0.805； 由公式（ 3-2）得 ： 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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 计算式应取（ 11/F FPY ）（ 22/F FPY ）中之大值代入计算 单侧齿宽的纵向重合度 ， 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 齿 端 修 薄 总的纵向重合度 2 = 2 . 3 7 5 2 = 4 . 7 5 ； 人字齿单侧齿宽承担二分之一的载荷 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 确定齿轮传动参数 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 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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 验算齿根弯曲疲劳强度 查表 3-12，抽油机工作中等振动， 1.5AK ； 由公式（ 3-9）得 ： 查图 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 ； 查图 3-32，当d13b 1 2 0= = = 0 . 7 2 2 K = 1 . 0 6d 1 6 6 . 1 4 7 时 ，； vK = 1 . 0 07 级 精 度 时 ， ； 查表 3-13，按七级精度，F2K =1.10； 查图 3-36b，当u1 4 5 . 7 8u = = 6 . 1 0 Y = 1 . 0 2 32 3 . 8 9 时 ， ； 查图 3-37b，当 = 2 9 . 9 2 6 Y = 0 . 8 0 时 ， ； 由公式（ 3-1）得 ： 查图 3-35b，当3V3 331 8 1 8Z = 2 7 . 6 4 9 ,c o s ( 0 . 8 6 6 ) 0 . 6 5 1z F1Y =2.06； 当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，锻钢 -球墨铸铁 0 . 1 4EE n dY = 2 . 5 0 3 M P aY = 1 K = 0齿 端 修 薄 ， ， ； 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 22 小齿轮的齿根应力 ， 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 大齿轮的齿根应力 为 44331 . 8 2 31 6 4 1 9 02 . 0 6FFF FY M P aY 小齿轮的应力循环次数 ： 7326 0 6 0 2 3 . 8 9 9 3 6 5 2 4 2 0 2 5 1 0N n t 大齿轮的应力循环次数 ： 7 7342 5 1 0 5 . 3 1 04 . 7 8NN u 查图 3-41a，当 6N 1 N 13 1 0 Y = Y =N 时 ， 1 ； nX3 - 4 2 b m 8 5 Y = 0 . 9 5查 图 ， 当 时 ， ； 安全系数 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 齿根弯曲疲劳强度安全。 3.2.5 验算齿面接触疲劳强度 查表 3-13，2 1 . 3 9 ( )HK 按 七 级 精 度 ； 查表 3-14，锻钢 -球墨铸铁， 0 . 2 7EZ = 3 0 . 5 8 4 M P a ； 查图 3-36b，uu = 4 . 7 8 Z = 1 . 0 5 5当 时 ， ； 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 23 查图 3-37b，当 = 2 9 . 9 2 6 Z = 0 . 6 6 时 ， ； 查图 3-38b，当 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， 时 ， ；， 时 ， ； a 1 a 2aZ + ZZ = = 0 . 9 7 9 ；2 齿面接触应力 ， 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 查图 3-41b， 7N 5 1 0 1 ；N， Z 查图 3-43，采用 320 号极压工业齿轮油 240 3 2 0 / , 1 . 0 8 5 ；Lv m m s Z 查图 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 安全系数 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 齿面接触疲劳强度安全。 3.2.6 齿轮的几何尺寸计算 法向模数n 1 2m = 8 Z = 1 8 Z = 8 6 = 2 9 . 9 2 6， 齿 数 ， ， 螺 旋 角 。o 由公式得 小齿轮分度圆直径 ： 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 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 24 小齿轮齿顶圆直径 ： 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 小齿轮齿根圆直径 ： f 3 3d = d 2 h = 1 6 6 . 1 4 7 2 1 . 1 8 = 1 4 8 . 5 4 7 ；f mm 大齿轮的分度圆直径 ： 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 大齿轮齿顶圆直径 ： 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 ； 大齿轮齿根圆直径 ： 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； 齿宽 2 2 1 0 0b m m ； 空刀槽 40 ；l mm 小齿轮 3 采用齿轮轴结构 ， 小 齿轮 4 采用孔板式结构 ； 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 25 第 4 章 轴及其辅助零件的设计与计算 4.1 轴的设计 4.1.1 输入轴的设计 （ 1）已知数据 如下： 1P=31.97 kw ，1n=145.78r/min ，1T=2100Nm 1 /2TT=1050Nm （ 2）求作用在齿轮 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 图 4-1 高速轴齿轮受力图 （ 3）初步确定轴的最小直径 30 PdAn （ 4-1） 式中： P-功率 单位（ kw） n-转速 单位（ r/min） 根据公式（ 4-1） ， 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 26 取 0A =112，得 ,131 m i n1PdAn112 63 2.10 10145.78mm=67.40mm 该轴直径 d 100mm，有一个键槽，轴颈增大 3% 4%,安全起见，取轴颈增大 5% 则1 m i n 1 m i n1 . 0 5 1 . 0 5 6 7 . 4 0 7 0 . 7 7d d m m ，圆整后取 d1=70mm。 输入轴的最小直径是安装带轮处的直径。 （ 4） 轴的结构设计 a 拟定轴上零件的装配方案。 经分析比较，选用如图所示的装配方案。 图4 -2 高速轴装配方案 b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)联轴器采用轴肩定位， I-II 段12d=70mm ，由式 h=（ 0.07-0.1） d ，取23d=72mm 。 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承 . 2)根据23d=72mm，查 GB276-89 初步取 0 组游隙， 0 级公差的深沟球 轴承 6015，其尺寸为 d D B=75mm 130mm 25mm ，故3 4 9 1 0 75d d m m 定位轴肩处，取45d=85，4 5 8 9 30l l m m，67 280l mm 3)由指导书表 4-1 知箱体内壁到轴承座孔端面的距离1L =80mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为 68mm，到带轮的距离为 80mm，则23 165l mm ，取小齿轮距箱体内壁的距离为1a=20mm，大齿轮 2 和 2， 与齿轮 3 之间的距离 c=30mm，滚动轴中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 27 承 端 面 距 箱 体 内 壁1S =10mm则3 4 1 2 5 1 0 2 0 5 5 m ml B S a ；4 5 8 9 30llmm c.轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用普通 C 型平键连接，按12 70d mm ，1- 2L = 200 m m， 查图表（ P 表 6-1）选用键 b h l=20mm 12mm 100mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为 m6 d.确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 C2，各轴肩处圆角半径为 R2 4.2.1 中速轴的设计 （ 1）已知数据 如下： 已知2 3 0 .6 3P K W，2 12260T N m，3 2 3 .8 9 / m i nnr （ 2）求作用在齿轮上的力 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 轴上力的方向如下图 4-3所示 图 4-3 中间轴受力图 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 28 （ 3）初步确定轴的最小直径 根据式（ 4-1）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取0A=112 ，得 332 m i n3 0 . 6 81 1 2 1 1 2 1 2 52 3 . 8 9pd m mn 该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为2mind=130mm， （ 4） 轴的结构设计 a.拟定轴上的传动方案 图4 -4 中间轴的装配方案 b.确定轴的各段直径和长度 1）根据 2 m in 130d m m ， 取12 130d mm ，轴承与齿轮 2 之间采用套筒定位，取2 3 5 6 140d d m m，齿轮 2 与齿轮 3 之间用轴肩定位 h=5mm，取3- 4d =150mm，34 30l mm ， 齿轮 3 采用轴肩定位，则45 30d mm ,由于轴环宽度 b 1.4h 轴 II 设计 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）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴 II 相对于机座固定，则 III 轴应两端游动支承，选取外 圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取 0 组游隙， 0 级公差的 N 系列轴承N206，其尺寸为 d D B=130mm 230mm 40mm 。由于轴承内圈不受轴向力，轴中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 29 端不受力， 选用凸缘式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为 60mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接 按3-4d =140mm ；2 -3d =80mm；2 80 ；B mm 查图表（ P 表 6-1）取各键的尺寸为 II-III 段： b h L=25mm 14mm 70mm（使用一对） 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为 m6 4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 C2， 各轴肩处的圆角半径为 R2。 4.3.1 低速轴的设计 （ 1）已知数据 如下： 已知3 28.30p kw ， 33 5 3 . 9 1 0 N mT ，3 5n r/min （ 2）求作用在轴上的力 43128ttF F K N 43 5 3 . 5rrF F K N （ 3）初步确定轴的最小直径 按式（ 4-1）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢调质处理。取0 112A ，于是得 3mind 112 3 2 8 .3 0 1985 mm 。该轴的最小直径为安装曲柄的直径。 则轴的最小直径3 m in 2 0 0 .d m m （ 4）轴的结构设计 a拟定轴上零件的装配方案。 选取如下图 4-5 所示的 方案 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 30 图4 -5 输出轴装配方案 b 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取12 200d mm ，为了满足曲柄的轴向定位要求，采用轴肩定位，由 h=（ 0.07-0.1）d，取23 220d mm ，曲柄挡圈紧固 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用 0 组游隙， 0 级公差的深沟球轴承 6348，其尺寸为 d D B=240mm 360mm 56mm 故3 - 4 6 - 7d = d 2 4 0 mm 3）轴承采用轴肩定位，取45d 2 7 0mm ，12 300l mm 4）根据轴颈查图表（ P 表 15-2，指导书表 13-21）取安装齿轮处轴段67 300d mm ，齿轮采用轴肩定位，根据 h=（ 0.07-0.1） d，取 h=10mm，则56d 3 2 0mm ，轴环宽度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）根据轴 II，轴 III 的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离 3S =10mm，则23l 3 2 2S a B c =100mm 56l 100mm c 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据67 300d mm ，中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 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 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为 m6 d 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角尺寸为 C2， 轴上圆角 R2。 （ 5）求轴上的载荷 轴的计算简图如下图（ 4-6）所示，深沟球轴承 6248， 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出 Ft 作用处是危险截面， 将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 ： 表 4-1 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力F 12NH NHFF=26.75KN 12NV NVFF=64KN 弯矩 HM=8025N.m VM=21903 .Nm 总弯矩M M =23748 .Nm 扭矩 T 2 6 .5T KN m 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 32 图4 -6 弯矩及扭矩图 （ 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的 计算应力 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 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查教科书 45 钢 1=60MPa，因此ca 1 ， 故轴安全 。 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 33 4.2 轴承的选择与校核 4.2.1 输入轴轴承的选择与 校核 （ 1）由 输入轴的设计知，初步选用深沟球轴承 6015，由于受力对称，只需要计算一个。 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 ，转速 n=145.78r/min 已知轴承的预计寿命为 hL=8760h （ 2）查轴承的当量载荷 查 滚动轴承样本（指导书表 15-3）知深沟球轴承 6015 的基本额定 动载荷 C=66KN，基本额定静载荷0C=49.5KN （ 3）求轴承当量动载荷 P 因为aF=0， 径向载荷系数 X=1， 轴向载荷系数 Y=0， 因工作情况平稳，按课本（ 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）验算轴承寿命 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 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6015 中国石油大学胜利学院毕业设计（论文） 34 4.2.2 中间轴上轴承的校核与计算 （ 1）计算轴承所有载荷 由轴 2的设计已知，初步选深沟球轴承 6226，由于受力对称，故只需要校核一个。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）查轴承的当量动载荷 （指导书表 15-5）知 6226的基本额定动载荷 C 基本额定静载荷0C （ 3）求轴承当量动载荷 P 因为 0aF，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳， 由公式（ 4-4）得 P=pf（ XrF+YaF） =48KN （ 4）验算轴承寿命 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 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6226。 4.2.3 输出轴上的轴承选择与计算 （ 1）计算轴承所受载荷 由输出轴的设计知，初步选用深沟球轴承 6248，由于受力对称