带式无极变速器的设计

1、金陵科技学院学士学位论文目录 毕 业 设 计（论 文） 设计(论文)题目： 带式无级变速器的设计 学生姓名： 潘冬 指导教师： 王珺 二级学院： 机电工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 班级： 11机械（2）班 学 号： 1104101046 提交日期：2015年5月11日 答辩日期：2015年5月15日 目 录摘 要.Abstract.1绪 论.11.1引言.11.2机械无级变速器的介绍.11.3机械无级变速器的发展与应用.21.4计息无级变速器的分类.21.5设计任务.32带式无级变速器的介绍.42.1基本组成和工作原理.42.2基本类型和调速方式.42.3机械特性.53带传动无级变

2、速器的结构设计.63.1调速方式的选择.63.2结构组成.63.3工作原理.74带轮与锥体的设计.84.1带传动的参数设计.84.2锥体以及分体的设计.94.3带传动的相关计算.94.4带轮结构.125轴和轴承的设计.135.1轴的设计.135.2轴承的设计与校核.135.3轴向尺寸的确定.155.4轴的校核.15结论.19参考文献.20致谢.21金陵科技学院学士学位论文摘要带式无级变速器的设计 摘 要从上个世纪90年代开始，有关无级变速技术的钻研和开发在汽车行业领域愈发的受到重视，特别是在小型汽车中，其关键技术就是无级变速。它是利用主、从动带轮直径的变化相互配合从而改变传动带在其带轮的工作直

3、径，来实现传功比的连续变化，进而得到发动机通过传动系统的连续变速。即使无级变速技术在汽车行业上的发展与应用的时间并不是很长，但是其相比较于其他传统的手动或自动变速器更具优势。机械行业中常用的机械摩擦无级变速器，一般都是通过应用带传动来实现无级变速的，也就是我们所说的带式无级变速器。如今，随着机械电气技术一体化的使用和发展，带式无级变速器其简单优化的结构能够满足机械性获得很大提高的要求。关键词：带式传动；无级变速器III金陵科技学院学士学位论文AbstractThe design of the belt type stepless transmissionAbstractInto the 90

4、s, the automotive industry for CVT technology research and development more and more attention, especially in small cars, its key technology is stepless variable speed. It is the use of the main, driven belt wheel diameter change to cooperate with each other and transform the work of the belt on the

5、 pulley diameter, to implement the work than continuous change, the continuous variable speed engine through the transmission system is obtained. Even if the infinitely variable speed technology in the automotive industry development and the application of time is not long, but compared with other t

6、raditional manual or automatic transmission. Mechanical friction stepless transmission is commonly used in machinery industry, are generally through the application of belt transmission to realize the stepless speed change, also is what we call belt type stepless.Key words: Belt drive; Stepless tran

7、smissiIV金陵科技学院学士学位论文第1章 绪论1绪 论1.1引言源于无级变速器(Continuously Variable Transmission)可以满足机器在运转过程中即工作情况经常改变或运转速度连续变化的要求,所以它可以广泛的应用于各类行业当中，例如服装、食品、造纸、橡胶等轻工行业,而且还应用于工作机床、船舶运输、石油化工等一些重工业的各种机械设备中,尤其是这些年来人们成功的将无级变速器应用于汽车上的变速，更让人觉得很有前景。带式无级变速器在汽车上的应用大大的提高了其经济性，优化汽车的动力性能意味着无级变速器具有可观的发展方向，其主要部件是金属带。由于我国无级变速器起步与发展较晚

8、，所以在机械无级变速器传动行业上，我们与国外在生产和技术等方面存在着比较大的差距，使得我国目前生产的主要是胶带式无级变速器，为此了解金属带式无级变速器的构造原理以及对其现状的研究，让我们对带式无级变速器的设计具有很大的实践意义。当工作系统在某种操作装置的作用下，让其输出的转速能够在两个极限的转速范围内满足速度发生连续改变的传动方式，即为无级变速传动。无级变速器是可以连续改变工作机器的输出转速，来使工作机器在获得最佳工作情况下所需要的调速装置，也就是所谓的无级变速传动。它与普通用的固定传动比传动以及有级传动相比较，能够按照工作情况的需要使速度在一定范围内发生连续的变化，以满足输出的转速与外界负载

9、变化的需求等优点，同时还可以满足工作情况变化的工作，而且传动方案较简单优越，还能够减少能源的消耗和降低环境污染等。1.2机械无级变速器的介绍机械无级变速器是有变速传动机构、调速机构以及输出机构组成的一种传动装置。它主要作用是:在不改变输入转速的情况下,能够在一定范围内实现输出轴的转速发生连续变化,来解决在各种不同工作情况下机器或生产系统能够完成运转的要求。由于它是通过小量改变主动轮和从动轮的工作半径，让输出轴的转速可以再一定范围内获得无级的变化，所以一般的机械无级变速器的变速范围不大。机械无级变速器的承载能力与输入转速有着很大的关系。当输入转速低于变速器的额定转速时，变速器的承载能力就会下降；

10、而当输入转速超过额定转速时，变速器的承载能力就会增加。但是由于受到许用速度、轴承、振动等一些因素的限制，不允许输入的转速过高。当传动系统要求恒定功率传动时，为了充分发挥变速器的承载能力，应该把它安排在传动链的高速段部分；但当要求恒扭矩传动1金陵科技学院学士学位论文第3章 带式无级变速器的结构设计时，变速器的位置不受限制。它可以与减速器传动配合提高变速范围与输出转矩,对提升产品的产量以及顺应产品变换需要,降低能源消耗,实现整个系统的机械化、自动化等方面具备明显的优势。因此无级变速器如今已成为一种常用的传动元件,在一些工业行业已经得到普遍的使用。早在1870年左右就有了机械无级变速器,但因局限于那

11、时的材料与工艺条件,所以从上个世纪七十年代后才开始有了较快的发展。一方面是因为发达的工业冶炼和热处理技术,并涌现出精加工技术和数控机床以及牵引传动理论,解决了开发和生产无级变速器的局限因素;另外方面是因为,生产工艺实现了机械化、自动化的流程以及对机械工作性能改进的要求,是的无级变速器得到了大量的应用。所以在这些趋势下,机械无级变速器得到了迅猛和有效的发展。1.3机械无级变速器的发展与应用 机械无级变速器是对于如今的生产工艺机械化、自动化流程的发展以及改进机械运转性能的一种常用的传动装置。它的研制在国外已经有一百多年的历史了，刚开始阶段由于一些条件的限制，发展较缓慢。但是从上世纪50年代之后开始

12、有着较快的发展，一方面是由于科学技术的迅猛发展，局限于材质、工艺和润滑方面的因素获得了较好的处理，另外方面是由于飞快增长的经济，使用的大量增加，从而有效的增加了机械无级变速器的开发和生产，进而让各种类型的产品得到了很好的发展和应用。 机械无级变速器相比较来说有着广阔的使用空间，有的在牵引功率不发生改变的情况下，因其变化的工作阻力而需要调整转速来产生所需的驱动力矩的（例如，化学工业中的搅拌机械，即要求根据搅拌物料的粘度、阻力变大而需要减缓搅拌速度）：有的由于工作情况的要求需要调整速度的（例如，食品以及制药机械中的烤干机要能够满足随温度变化来进行运行速度的调节）；有的是为了满足所有体系中各种工况、

13、工位、加工程序或单元的各种要求而必须改变运转速度和配合自动控制的（例如，所有半自动或自动类型的生产、操作和装配流水线）；还有的就是为了节约能源而需要进行调速的（例如，风机、水泵等）；除此之外，就是按照各种有规律或无规律的变化要求，从而进行速度调节来实现自动或程序控制的。1.4机械无级变速器的分类机械无级变速器主要有带式、链式、脉动式以及摩擦式四种类型。1）摩擦式无级变速器变速传动的机制主要是由主、从动件在接触的位置产生的摩擦力来进行传动的，并通过改变接触位置的工作直径来完成无级变速的。2）脉动式无级变速器变速传动装置主要是有35个连杆机构组成，或者是连杆与凸轮、齿轮等机构组成的，其工作机制和连

14、杆机构一样，这里需要配置输出机构是为了让输出轴可以获得连续的旋转运动。3）链式无级变速器 变速传功装置主要是由主、从动链轮以及套在上面的刚质挠性链所组成，让链左右两侧面与作为链轮的两锥盘接触部分所产生的摩擦力进行传动，并通过改变两锥盘在轴向的间距来调整它们与链的接触位置和工作半径，从而完成无级变速。4）带式无级变速器和链式无级变速器差不多，它的变速传动部分主要有主动带轮上的两对锥盘以及紧张在其上面的传动带组成。其变速机制也是经过传动左右两侧与锥盘所接触产生的摩擦力来进行传动，并经过调整两个锥盘间在轴向的间距来改变它们和传动带的接触部位和工作直径，从而完成无级变速的。1.5设计任务传递功率：0.

15、6KW输入转速：1400r/min输出轴转速：7503000r/min变速比：4每日工作20小时，轻载无冲击2带式无级变速器的介绍2.1基本组成和工作原理 带式无级变速器的主要组成元件以及传动原理和带传动差不多相同，如图2.1所示。带式无级变速器主要是由主动锥轮1、从动锥轮3和张紧在两个锥轮上的传动带2和用来调改速度的操纵机构（没有在图里给出）等组成的。当主动轮工作运转时，经过张紧的传动带与带轮之间的摩擦力，将运动和动力从主动轮传递到从动轮上，并且通过操纵部件改变传动带在锥形带轮上的工作部位，从而让主、从动带轮的工作直径能发生连续的变化，来完成无级变速的。图2.1带式无级变速器原理图2.2基本

16、类型和调速方式按照不同形状的传动带我们将带式传动无级变速器分为平带无级变速器和V带无级变速器两类。平带的无级变速器中，一般是圆锥形状的带轮，是经过改变平带在带轮的轴向位置来完成变速的，但是该变速形式变速范围相对较小，传递功率小而且变速器外形尺寸较大。V带式无级变速器中，通常是由圆锥盘组成的带轮，在轴向方向上改变圆锥盘的相对位置来改变V带槽的宽度，因此使得V带在不同的工作直径处运转来实现无级变速的。有如下四种变速方式:1)调节中心距变速方式该变速方式的一个带轮是由两个可以作轴向的移动圆锥盘组成，并安装有弹簧压紧装置，所以此带轮又可以叫做变速带轮，另一个则是常用的工作直径固定的普通带轮。利用传动带

17、的张紧力与弹簧的压紧力相互作用，将两个带轮的中心距改变，可以让变速带轮的两个圆锥盘在轴向作相对移动，因此传动带在圆锥盘上的接触位置发生改变使得其工作直径也放生相应的变化，从而完成变速的要求。2)双带轮变速方式该变速方式选择了两个带轮的槽宽度都可以调节的带轮，它们分别是安装有压紧装置的变速带轮，以及安装有调节装置的调速带轮，可以改变带轮两锥盘在轴向的相对的间距。它是先使调速带轮的V带槽宽度发生改变，然后变速带轮的带槽宽度通过传动带的张紧力和弹簧的压紧力也随之发生相应的改变。因为其中心距大小是不变，所以使得主、从动带轮的工作直径成反比例关系变化，从而满足能够获得相应的变速范围。这种变速方式机构复杂

18、，成本较高，但是其变速范围大，所以应用较为广泛。3)中间带轮变速方式在输入和输出轴上分别安装的主、从动带轮均为普通带传动中的固定带轮，在主从动带轮之间安装变速带轮装置。变速带轮拥有两个V形槽，带轮外端的两锥盘是固定的，中间的两个锥盘可以在轴向来回移动的。变速带轮一个V形槽的传动带与输入轴上的主动带轮链接，另一个V形槽中的传动带链接输出轴上的从动带轮。调校中间变速带轮与主、从动带轮之间的间距，并由带的张力来改变变速带轮上的两个V形槽的宽度，从而实现无级变速的，而且可以获得较大的变速范围。4)调节带轮轴向位置实现变速的方式通过调整主、从动带轮的圆锥盘在轴向上的相对位置使得槽宽发生，即使带在圆锥盘上

19、的接触位置发生改变，那么其工作直径也就发生了变化，从而完成变速。 2.3机械特性带式无级变速器的机械特性是指输出功率、输出转矩与输出转速之间的变化关系，一般有以下三种类型：1）恒功率特性输出转矩与输出转速成反比关系变化，输出功率保持不变。这种特性能够让其充分体现原动机的功能，提升工作的效率。2）恒转矩特性输出转速变化时输出功率随之变化，输出转矩不变。3）复合特性输出功率和输出转矩都随着输出转速以某种规律而变化。 图2.1带式无级变速器机械特3带传动无级变速器的结构设计3.1调速方式的选择在带式无级变速器中，要想获得输出转速的改变，则就要求使其传动比发生变化，所以我们可以通过改变带轮的工作直径来

20、使其传动比发生相应的变化。一般的带式无级变速器中，通常是把带轮在轴向上分成两半，这样要想实现变速就可以改变两个半带轮在轴向上的间距来使带轮的工作直径发生改变。然而这样的带式无级变速器，带与带轮之间的摩擦非常严重会使带的寿命降低。但是除了通过改变两个半带轮之间在轴向的相对位置来改变V带的工作直径外，还可以由分体式带轮在锥体上的径向运动来改变带轮的工作直径。3.2结构组成1、分体带轮分体带轮，即将带轮分解，是由五个分开的单独带轮分体和锥体组成的带轮。1）带轮分体带轮分体下面设计成燕尾形状，保证其可以沿着锥体上的燕尾槽进行自由的滑动，而且同时还可以被锥体带着一起转动。图3.1分体带轮结构示意图2）锥

21、体在锥体上均等分的开五个燕尾槽，每个带轮分体的底端正好可以配合在燕尾槽中，并且要求其可以沿着燕尾槽自由的滑动使带轮的工作直径发生改变。在锥体的两个端面处有延伸部分，在其上安装推力轴承，便于与操纵机构相互配合，以便于锥体在轴向上的移动。6图3.2锥体3）花键轴保证锥体在轴向的方向上能够左右移动，使得分体带轮在锥体径向上移动从而改变带轮的工作半径。同时锥体对输入或输出扭矩传递动力的作用是通过花键来完成的。2、操纵机构通过操纵机构，进行分体带轮中锥体在轴向走向的调节，以此改变带轮分体在锥体上的位置来改变带的工作直径，最后获得无级变速的。3、V带嵌在带轮的V槽内，主动带轮转动时，通过张紧的传动带与带轮

22、之间产生的摩擦力来带动从动带轮的工作，实现动力传递的功能。4、箱体起到带轮分体的固定作用，来保证运动的完整性。3.3工作原理通过花键轴的转动带动着主动锥体的转动，由于锥体和分体带轮是由燕尾槽相配合的，当支架将锥体在轴向上向右推动时，因为分体带轮在轴向位置是固定的，则带轮的工作半径逐渐增大，那么分体带轮就会沿着锥体上的径向轨道向外扩张，从而带轮的工作直径变大，在同一时间，从动锥体在转动的时候也作轴向移动，进而推动轴向位置固定不变的从动分体带轮沿锥体的径向燕尾槽轨道向内收缩。由于传动带是保持固定的长度，并且拥有一定的弹性，因此使从动带轮的旋转半径减小了，所以才使得主、从动带轮的工作直径产生变化，最

23、后达到无级变速的目的。7金陵科技学院学士学位论文第4章 带轮与锥体的设计4带轮与锥体的设计4.1带传动参数计算对于带轮的设计，首先应该按普通带传动设计步骤来设计计算，在此我们不妨将把带式无级变速看成是传动比连续变化的带传动，所以在某个固定的传动比处还是符合普通带传动的计算。1）确定计算功率PcPc = KA P （3.1） 式中，KA工作情况系数，根据表查得选择值1.2则Pc =1.2x0.6= 0.72 KW 2） 选择V带的型号 已知输出轴的转速范围为7503000r/min，Pc =0.72KW，所以选取带型为普通V带Z型。 3） 确定带轮的基准直径为了增长V带的使用时间，在容许的情况下

24、可以选择较大的基准直径。对于普通V带,应使vmax=2530m/s (3.2)所以为了充分发挥V带的传动性能，应使v取30m/s,则可以得带轮的最大极限尺寸。 V=×dd×n60x1000 (3.3)传动比：i =n入n出=d出d入 （3.4）已知输出轴转速范围是7503000r/min,输入转速1400r/min，所以，i的取值范围是7152815则，传动比为715处的输出转速为3000r/min时 d出max=60×1000×vn=60x1000x303000=191.1mm传动比为715处的输入轴恒定转速为1400r/min时 d入max=60&#

25、215;1000×vn=60×1000×301400=409.5mm传动比为2815处的输出转速为750r/min时 d出max'=60×1000×vn=60×1000×30750=764.3mm传动比为2815处输入轴恒定转速为1400r/min时 d入max'=60×1000×vn=60×1000×301400=409.5mm根据V带的型号可知带轮的最小基准直径dmin=50mm，此处的计算主要是提供后面的带轮计算时选择的直径范围，具体的带轮尺寸将在后计算中给出。4

26、.2锥体以及分体的设计因为带轮的直径大小是由锥体和分体共同决定的，所以设计时应该选择适宜的锥体大小和分体高度。由于每个带轮分体在锥体小端处时离得相对较近，所以为了避免锥体受到损伤，要求每个槽之间保持一个合适距离值。为满足分体带轮能够在锥轮上径向滑动需要开槽，槽的形状选择燕尾槽用于滑动机构。(如图3.2所示)图中的槽的形状选择燕尾槽，燕尾槽口尺寸为8mm，燕尾槽底尺寸为15mm，为了便于计算选择角度60°（标准角度值是55°），燕尾槽的高取为7mm，分体的数量设为5，那么槽数量也为5，则可以取锥体小端的最小直径为50mm。4.3带传动的相关计算1）初定中心距初定中心距a0满足

27、： 0.7×（d1+d2）a02×(d1+d2) (3.5)按传动比为715和2815的两个极限状态时的带轮直径分别进行计算。则，当i=715时，取d1=300mm,d2=d1×i=140mm所以，a0的取值范围为308,880mm当i=2815时，取d1'=150mm，d2'=d1'×i=280mm所以，a0的取值范围为301,860综上所述，选取中心距的值为600mm。2）计算带的基准长度由于在传动过程中传动比是变化的，则在不同的传动比处带的工作长度有所不同，所以可以计算一些特殊位置时的带场。Ld0=2a0+2d1+d2+(d

28、1-d2)24a0 (3.6)传动比为715时的带轮直径分别是300mm和140mm则，Ld0=2a0+2d1+d2+(d1-d2)24a0=1901.5mm传动比为2815时的带轮直径分别为150mm和280mm则，Ld0=2a0+2d1+d2+(d1-d2)24a0=1882.1mm传动比为1时的带轮直径：图4.1传动比为1时的带轮直径计算设变量X, Y, Z, L，如图4.1所示，根据相似三角形可得方程：L-ZL=X75 （3.7）ZL=Y70 （3.8）又因为传动比为1处时的两带轮直径相等所以，2X+150=2Y+140 （3.9）则根据式（3.7），（3.8）和（3.9）得X=417

29、5145，Y=4900145则传动比为1处时的带轮直径为：d1=d2=207.59mm所以，Ld0=2a0+2(d1+d2+d1-d224a0）=1851.8mm根据计算取得的带长度来选取标准带长度，则取Ld=1800mm，所以选取的带的型号是：Z1800（GB/T 13575.11992）实际的轴间距：aa0+Ld+Ld02=600+1800-1901.52=549 mm所以中心距a的变动范围为：amin=a-0.015Ld=(549 - 0.015×4000) mm =499 mmamax=a+0.03Ls=549+0.03*4000mm=669 mm校验小带轮包角：1180&#

30、176;-d2-d1a×57.3°=180°-300-140549×57.3°=163.3°>120°由于带轮直径相差较大的带传动中小带轮包角小，所以应选择直径相差较大的两个带轮来计算。单根V带的基本额定功率传动比为1528的小带轮进行计算：d1=150mm，v=3000r/min,查表知，P0=0.16KWP0=Kbn1(1-1Ki)式中，Kb 弯曲影响系数，i1时不同带型弯曲应力差异的影响； Ki 传动比系数，考虑的影响i1时带绕经两轮的弯曲应力差异对P0的影响。根据表查得，Kb=0.1734×10-3,

31、Ki=1.1202所以P0=0.03KWV带根数Z=Pc(P0+P0)KKL式中，K 包角系数，考虑180°是对传递功率的影响； KL 带长修正因数，考虑带为非特定长度时带长对传递功率的影响。由表查得，K=0.96, KL=1.18由计算得z=0.720.16+0.03×0.96×1.18=3.345,所以取4根带。单根V带的预紧力F0(N)(在传动比为1528处计算，因为此处带最紧)F0=1000Pc2zv(2.5K-1)+qv2 式中，qV带每米的质量（kg/m），根据表选择q=0.06kg/m vd1=300mm时的带速度，v=dd1n160×10

32、00=21.98m/s所以计算得 F0=1000×0.722×4×21.982.50.96-1+0.06×(21.98)2 = 35.56N作用在轴上的压力（因为在传动比为1528处带最紧，所以此处产生轴的压力最大）FQ=2F0sin12FQmax=1.5FQ通过计算求得：FQ=2×35.56×2×sin163.3°2=140.73NFQmax=1.5FQ=211.1N4.4带轮结构经过由前面的尺寸计算确定，分体轮辐采用矩形截面如下图所示：图4.2分体轮辐结构根据刘轮辐带轮轮辐的尺寸公式得：h=2903Pcnza=

33、29030.723000×510.5mm,取整为10mma=0.4h=0.4×10=4mm锥体结构的确定:输入轴上的锥体相关数据：大端半径100mm，小端半径25mm，长度取160mm，锥角的大小为25.115°；输出轴上的锥体相关数据：大端半径95mm。小端半径25mm，长度与输入轴锥体相等，锥角大小为23.629°。分体带轮结构的确定：输出转速为750r/min处输出轴小端带轮为整圆，D=140mm，输出转速为3000r/min处输入轴小端带轮为整圆，D=150mm。13金陵科技学院学士学位论文第5章 轴和轴承的设计5轴和轴承的设计5.1轴的设计由于

34、设计中轴的传递功率较小，选用45钢调质处理，则其有关力学性能数据如下：抗拉强度极限B=637MPa，屈服强度极限S=353MPa，弯曲疲劳极限-1=268MPa，剪切疲劳极限-1=155MPa，许用弯曲应力-1=60MPa。径向尺寸的确定：估算最小轴径 dC3Pn (5.1)式中，C 与轴的材料以及受载情况有关，由表查得C=118107，输出轴转速按750r/min来计算：d（107118）30.6750=（9.910.9）mm考虑到变速器输入与输出通过键槽连接其他机构，故需要将估算的轴径加大3%5%，为了方便计算，取输入与输出轴直径相同，则计算最大的一个的d=10.9×1.05=1

35、1.445mm,所以取15mm作为轴的最小直径,轴长L取400mm。5.2轴承的选择与校核1）滑动轴承和滚动轴承相同，都是轴组件中不可缺少的部件，其工作性能主要有两个方面：一方面是支承轴和轴上的零部件，使轴的旋转精度得以保证；另一方面是可以减小轴在转动时与其固定的支承之间的摩擦和磨损。其主要优点有：（1）面接触，所以承载能力较大；（2）轴承面上的油膜能够起到减振、缓冲和降噪声的效果；（3）处于液体摩擦状态时摩擦系数较小、磨损轻微、寿命长；（4）影响精度的零件数较少，所以可以达到很高的回转精度；（5）重型轴承能够单独生产，成本低；（6）可以做成剖分式，便与装配；（7）能在特殊工作条件下工作。因为

36、变速器在工作过程中是由锥体的轴向移动来实现变速，经过推力轴承使轴向的推力作用在轴上。推力轴承作用位置在锥体两侧的轴肩处。其具有较小的摩擦阻力，劳耗小易启动等优点。2）求当量动载荷P：因为推力轴承只承受轴向载荷，所以当量载荷即为轴承受的轴向力，以最大压轴力进行计算。图5.1带轮机构受力分析图竖直方向受力平衡：FQmax+Fsin=Ncos （5.2）摩擦力：F=fN （5.3） f为摩擦因数，锥体、分体材料均为钢，所以查表得f=0.15由式（5.2）（5.3）得：N=FQmaxcos-fsin (5.4)F=fFQmaxcos-fsin (5.5)水平方向平衡方程：P=Fcos+Nsin (5.

37、6)将式（5.4）（5.5）代入得P = fFQmaxcoscos-fsin + FQmaxsincos-fsin = FQmaxf+tan1-ftan (5.7)根据前面计算所得的两个锥体锥角分别是25.115°和23.629°，取25.115°进行计算，P =FQmaxf+tan1-ftan = 211.1×0.15+tan25.115°1-0.15×tan25.115° = 140.5N计算所需要的径向额定动载荷C：C = PfT(60nLh106)1 (5.8)式中，P当量载荷，有前面计算得140.5N； fT温度系

38、数，由表查得取值为1； n轴承转速； Lh轴承的预期寿命，由表查得Lh=40000h； 寿命指数，对于球轴承=3。所以通过计算得：C = PfT(60nLh106)1 =2713N初选定推力轴承段轴径为25mm，所以查表选51205推力球轴承，Ca=27.8KN，满足要求。5.3轴向尺寸的确定轴上零件的固定是通过轴肩和套筒实现的，套筒可以同时固定两个相隔距离不大的零件，也可以实现轴向定位。为节省材料，将花键轴中键的长度设计成锥体花键孔长度的80%，取花键孔长为160mm。5.4轴的校核因为在设计中两个轴的尺寸和结构是相同的，并且传递的功率和受力情况也是相同的，所以校核其中一根就行了。由于每根轴

39、上的锥体都是轴向移动的，所以轴所受的力是变化的，那么就要求对轴进行两种状态的校核（由于其是对称的则只需校核一种状态，用输入轴进行校核）。1、按弯扭合成强度条件校核轴的强度：1）轴的受力分析：图5.2轴的力学分析由受力分析图得：轴的扭矩：T=9.55×106Pn式中，P传递功率，0.6KW； n轴的转速，以1400r/min计算。 T=9.55×106×0.61400 = 4092.85Nmm支反力： FQmax=F1+F2 F1=F2有前面计算得出FQmax=211.1N则得，F1=F2=105.55N3）画出弯矩、图转矩图：图5.3轴的剪力、弯矩、扭矩图M=F2

40、×200=21110Nmm4）校核轴的强度 计算弯矩： Mca=M2+(T)2式中，因为转矩的变化规律是未知的，所以根据脉动循环变化解决取=0.6 所以，Mca=211102+（0.6×4092.85）2=21252.35Nmm ca=McaW式中，W为材料抗弯截面模数，W=0.1d3 ca=McaW=21252.350.1×203=26.56MPa ca<b-1，b-1=0.6b0查表得59 MPa.满足要求。2、按疲劳强度计算危险截面的安全系数 由于轴径是通过粗略的估算方法得到的，按弯扭合成强度条件校核轴径不会正确的体现出应力集中的状况，所以还需要对轴危

41、险截面进行疲劳强度的校核计算。该设计的轴是单向旋转的转轴，则其安全系数公式由表查得：S= -1(KMW)2+34K+TWT2S式中，-1材料弯曲疲劳极限，取-1=268MPa; K轴弯曲有效应力集中系数，根据表查得，取1.5；W材料的抗弯截面模数； WT材料的抗扭截面系数，WT=d316=800016=1570mm3 K轴剪切有效应力集中系数，根据表选择值为1.4； 轴扭转时将平均应力估算为应力幅的估算系数，根据表选择值为0.1； S按疲劳强度计算的许用安全因数，根据表选择范围1.31.5则计算得： S=-1(KMW)2+34K+TW2 =268(1.5×21110800)2+341

42、.4+0.14092.8515702=20.08则SS,满足要求。3、静强度安全系数校核 校核轴的静强度是为了判定轴对塑性变形的抵抗能力，根据轴在短期过载的所承受的最大瞬时载荷来计算的。 危险截面安全系的数校核公式： Ss=s(MmaxW+FmaxA)2+3TmaxWT2Ss式中，s材料的屈服极限，是由轴的材料决定的s=353 MPa； Mmax轴危险截面上的最大弯矩； W材料的抗弯截面模数； Fmax作用在轴上的最大轴向载荷； A轴危险截面的面积，A=d24=324mm2; Tmax轴危险截面上的最大扭矩； WT轴危险截面的抗扭截面系数； Ss静强度的许用安因系数，根据表选择范围1.41.8。由前面计算得出的数据，其中：Mmax=21110N， A=314mm2，W=800mm2，Tmax=4092.85Nmm，WT=1750mm3，Fmax=140.5N，代入上式计算。 Ss = 353(21110800+140.5314)2+34