油田抽油機設計課程設計說明書

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1、 機械原理機械設計 課程設計計算說明書 設計題目 油田抽油機 天津大學 機械工程 學院 機械設計制造及自動化專業 1 班級 設 計 人 指導教師 目 錄 一、 設計題目……………………………………………………….1 二、 系統總體方案的確定………………………………………….1 三、 設計原始數據…………………

2、…………………………………2 四、 電動機的選擇……………………………………………………3 五、 傳動比的分配……………………………………………………4 六、 執行機構尺寸計算………………………………………………5 七、 機構運動分析……………………………………………………6 八、 V帶設計………………………………………………………..15 九、 傳動裝置的運動和動力參數……………………………..17 十、 齒輪的傳動計算…………………………………………..18 十一、 減速器機體的尺寸設計……………………………………31 十二、 軸的設計………………………………………………

3、……32 十三、 鍵的選擇及強度較核………………………………………33 十四、 軸承壽命計算及靜強度……………………………………35 十五、 軸的強度較核………………………………………………37 十六、 參考文獻……………………………………………………41 計 算 及 說 明 主 要 結 果 一、 設計題目：油田抽油機 二、 系統總體方案的確定： 系統總體方案：電動機→傳動系統→執行機構； 初選三種傳動方案，如下： (a)二級圓柱齒輪傳動 (b)為渦輪渦桿減速器 (c)為二級圓柱圓錐減速器 系統方案總體評價： （）方案為整體布局

4、最小，傳動平穩，而且可以實現較大的傳動比，但是抽油機要求長時間的工作，由于渦桿傳動效率低，功率損失大，很不經濟。圖c方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數的錐輪，所以一般不采用。圖a布局一般，傳動效率好，加工比較方便，且適合長期的工作環境。 最終方案確定：電動機→傳動系統→執行機構（如下圖） 三、 設計原始數據： 每日抽油量 12．3 沖程 0．4 搖桿長度 1．5 1 許用壓力角 32 行程速比系數 1．08 平衡重 840 泵筒和活塞的直徑 0．038

5、 下泵深度 300 抽 油 桿 直徑 不同直徑抽油桿連接長度 四、 電動機的選擇： 1． 每日抽油量的計算： 其中， ,, ,； 則，那么； 2． 抽油機最大負荷的計算： 式中，為液柱質量負荷： 其中，為抽油桿的總長度（單位：），等于下井深度300； 為抽油桿質量負荷： 其中，、和、分別為不同直徑抽油桿的每米長質量及連接長度，由原始數據查??； ，，； 則， 3． 電動機所需功率： 式中，為傳動裝置的總效率，為曲柄軸轉速，為曲柄軸上的最大轉矩，可由下式計算： 代入數據可得： 又知，帶傳動

6、效率，軸承傳動效率，齒輪傳動效率，聯軸器傳動效率，則 傳動裝置總效率： 那么， 綜上，選擇電動機，額定功率，額定轉速； 五、 傳動比分配： 電動機滿載轉速； 那么，機構總傳動比； 取帶傳動傳動比； 則高速齒輪傳動比與低速齒輪傳動比為 又因為 則，，； 六、 執行機構尺寸計算： 執行機構如下圖： 根據原始數據有：，； 行程速比系數； 則， 由于，則點位于圓內，如下圖： ，其中； 其中，由于，則： 解得：，；

7、 七、 機構運動分析： 1.數學模型 如圖所示，取以A點為原點、軸與AD線一致的直角坐標系，標出向量和轉角，由封閉向量多邊形ABCD可得 即 擺角分析：由式的實部和虛部分別相等可得 經計算解得 速度分析： 將式對時間求導可得 實部和虛部分別相等可得 解得 加速度分析：將式對時間求二階導可得 實部和虛部分別相等可得 解得 2.框圖設計 3.程序和計算結果 Visual C++ 程序 #include "stdio.h" #include "math.h"

8、 void main() {float ab=0.1437893,bc=1.2614775,cd=1.5,ad=1.41093,pi=3.141593,w1=21.894,w2,w3,e1,e2,e3,r,k,a,b,c,p1,p2,p3,t,t1,t2,t3; r=(bc*bc-cd*cd-(ad-ab)*(ad-ab))/(2*cd*(ad-ab)); p3=atan(sqrt(1-r*r)/r); if(p3<0)p3=p3+pi; for(p1=0;p1<=2*pi;p1+=pi/18) {t=ad*ad+cd*cd+ab*ab-bc*bc; a=-sin(p1);

9、b=ad/ab-cos(p1); c=t/(2*ab*cd)-ad/cd*cos(p1); t1=2*atan((a+sqrt(a*a+b*b-c*c))/(b-c)); t2=2*atan((a-sqrt(a*a+b*b-c*c))/(b-c)); if(fabs(t1-p3)

10、(cd*sin(p3-p2)); e2=(ab*w1*w1*cos(p1-p3)+bc*w2*w2*cos(p3-p2)-cd*w3*w3)/(bc*sin(p3-p2)); e3=(ab*w1*w1*cos(p1-p2)+bc*w2*w2-cd*w3*w3*cos(p3-p2))/(cd*sin(p3-p2)); k=180/pi; printf("p1=%f\n",p1*k); printf("p2=%f\tp3=%f\tw2=%f\n",p2*k,p3*k,w2); printf("w3=%f\t e2=%f\t e3=%f\n",w3,e2,e3); printf("\n

11、"); } } 計算結果: p1=0.000000 p2=72.769769 p3=126.559019 w2=-2.484431 w3=-2.484430 e2=-44.913513 e3=18.783482 p1=10.000000 p2=71.561406 p3=125.466243 w2=-2.788365 w3=-2.283908 e2=-31.081923 e3=31.369448 p1=20.000000 p2=70.240175 p3=124.487245 w2=-2.977327 w3=-1.988032

12、e2=-16.251381 e3=42.553314 p1=30.000001 p2=68.859739 p3=123.662513 w2=-3.047687 w3=-1.611395 e2=-1.497938 e3=51.513309 p1=40.000001 p2=67.473545 p3=123.024492 w2=-3.003909 w3=-1.174145 e2=12.248639 e3=57.694626 p1=50.000001 p2=66.131434 p3=122.595624 w2=-2.856885 w3=-

13、0.699570 e2=24.318151 e3=60.866100 p1=60.000001 p2=64.877241 p3=122.387481 w2=-2.621666 w3=-0.211548 e2=34.337162 e3=61.103199 p1=69.999998 p2=63.747411 p3=122.401019 w2=-2.315181 w3=0.267644 e2=42.199192 e3=58.717686 p1=79.999995 p2=62.770612 p3=122.627699 w2=-1.9543

14、67 w3=0.718851 e2=47.994850 e3=54.165222 p1=89.999992 p2=61.967983 p3=123.051075 w2=-1.554923 w3=1.126829 e2=51.930908 e3=47.958050 p1=99.999988 p2=61.353963 p3=123.648744 w2=-1.130682 w3=1.480411 e2=54.258965 e3=40.598618 p1=109.999985 p2=60.937083 p3=124.394013 w2=

15、-0.693467 w3=1.772254 e2=55.223969 e3=32.538250 p1=119.999989 p2=60.720928 p3=125.257649 w2=-0.253286 w3=1.998339 e2=55.033478 e3=24.157602 p1=129.999986 p2=60.884558 p3=126.209258 w2=0.181308 w3=2.157377 e2=53.844452 e3=15.762409 p1=139.999982 p2=60.884558 p3=127.218

16、323 w2=0.602811 w3=2.250238 e2=51.762512 e3=7.587976 p1=149.999979 p2=61.252480 p3=128.255132 w2=1.004373 w3=2.279408 e2=48.848763 e3=-0.192447 p1=159.999976 p2=61.798014 p3=129.291394 w2=1.379493 w3=2.248540 e2=45.130581 e3=-7.458399 p1=169.999973 p2=62.507637 p3=13

17、0.300691 w2=1.721789 w3=2.162068 e2=40.613712 e3=-14.133546 p1=179.999969 p2=63.364887 p3=131.258707 w2=2.024881 w3=2.024882 e2=35.293896 e3=-20.177828 p1=189.999966 p2=64.350401 p3=132.143449 w2=2.282351 w3=1.842072 e2=29.167301 e3=-25.579956 p1=199.999963 p2=65.4418

18、72 p3=132.935245 w2=2.487778 w3=1.618731 e2=22.239269 e3=-30.349710 p1=209.999960 p2=66.614082 p3=133.616734 w2=2.634848 w3=1.359815 e2=14.531854 e3=-34.509365 p1=219.999957 p2=67.838974 p3=134.172739 w2=2.717513 w3=1.070087 e2=6.090695 e3=-38.083851 p1=229.999953 p2

19、=69.085859 p3=134.590268 w2=2.730206 w3=0.754137 e2=-3.007465 e3=-41.089523 p1=239.999950 p2=70.321611 p3=134.858339 w2=2.668124 w3=0.416499 e2=-12.645886 e3=-43.521774 p1=249.999947 p2=71.511211 p3=134.968142 w2=2.527592 w3=0.061872 e2=-22.656265 e3=-45.342010 p1=259.999

20、944 p2=72.618276 p3=134.913063 w2=2.306530 w3=-0.304562 e2=-32.805012 e3=-46.465389 p1=269.999941 p2=73.605948 p3=134.689046 w2=2.005025 w3=-0.676726 e2=-42.778381 e3=-46.751263 p1=279.999937 p2=74.438029 p3=134.295122 w2=1.626032 w3=-1.047187 e2=-52.170135 e3=-45.999

21、798 p1=289.999934 p2=75.080490 p3=133.734104 w2=1.176126 w3=-1.406700 e2=-60.478020 e3=-43.959549 p1=299.999931 p2=75.503258 p3=133.013506 w2=0.666233 w3=-1.743886 e2=-67.117485 e3=-40.351479 p1=309.999928 p2=75.682339 p3=132.146536 w2=0.112142 w3=-2.045174 e2=-71.462

22、173 e3=-34.914249 p1=319.999924 p2=75.602091 p3=131.153044 w2=-0.465430 w3=-2.295195 e2=-72.917244 e3=-27.471275 p1=329.999921 p2=75.257385 p3=130.060160 w2=-1.041487 w3=-2.477780 e2=-71.022743 e3=-18.011518 p1=339.999918 p2=74.655161 p3=128.902238 w2=-1.588289 w3=-2.

23、577586 e2=-65.569252 e3=-6.764577 p1=349.999915 p2=73.815239 p3=127.720069 w2=-2.077758 w3=-2.582217 e2=-56.693272 e3=5.758087 p1=359.999912 p2=72.769783 p3=126.559032 w2=-2.484429 w3=-2.484431 e2=-44.913578 e3=18.783415 角度： 速度： 加速度： 程序標識符的說明: 程序中的符號 公式中的符號 說

24、 明 AB 桿1的長度 BC 桿2的長度 CD 桿3的長度 AD 機架4的長度 W1 桿1的角速度 PI 圓周率 R R P3 桿3的轉角 A A 公式中間變量 B B 公式中間變量 C C 公式中間變量 P1 桿1的轉角 P2 桿1的轉角 W2 桿2的角速度 W3 桿3的角速度 E2 桿2的角加速度 E3 桿3的角加速度 八、 帶設計： 1.普通帶型號 查表17-4，得 按式（17-15） ， 根據和,由圖17-11 選取B型帶 2.帶輪基準直徑

25、由圖17-11并參照表17-5選取 3.帶速 4.中心距、帶長及包角 根據式（17-18） 初步確定中心距 根據式（17-19）初步計算帶的基準長度 由表17-9，選帶的基準長度 按式（17-21）計算實際中心距 ，圓整取 根據式（17-22）驗算小輪包角 5.帶的根數 按式（17-23） 由表17-3，查得 由表17-7，查得 由表17-8，查得 由表17-9，查得 取根 6.初拉力 按式（17-24） 由表17-1查得 7.作用在軸上的載荷 按式（17-25） 九、 傳動裝置的運動和動力參數：

26、 1. 各軸轉速 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 2. 各軸輸入功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 曲柄轉盤則為： Ⅰ-Ⅲ軸的輸出功率則分別是輸入功率乘軸承效率； 3. 各軸輸入轉矩 電動機的輸出轉矩： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 曲柄轉盤 Ⅰ-Ⅲ軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率； 運動和動力參數計算結果整理于下表：

27、 , , 電動機

28、

29、

30、

31、 軸名 效率 轉矩 轉速 傳動比 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 2.58358 25.70 960 4.00 0.96 Ⅰ軸 2.48024 2.44304 98.688 97.208 240 3.70167 0.95545 Ⅱ軸 2.36974 2.33419 349.036 343.801 64.8356 2.96134 0.95545 Ⅲ軸 2.26417 2.230

32、21 987.566 972.753 21.8940 1.00 0.95545 曲柄轉軸 2.20790 2.17478 963.025 948.580 21.8940 十、 齒輪的傳動計算 Ⅰ.高速級齒輪 （一）選擇材料，確定許用應力 1． 材料 大，小齒輪均采用選用40Cr表面淬火，齒面硬度為48-55HRC，平均取齒面硬度50HRC。 2． 確定許用彎曲應力 (1) 總共作用時間 由已知，總共作用時間 (2) 壽命系數YN 由式（18-17）及表18-10，彎曲應力循環次數 由圖18-25，取壽命系數 (3) 彎曲疲勞極限 由圖18

33、－8，取極限應力 (4)尺寸系數 估計模數，由圖18-26,取尺寸系數 (5)安全因數 參照表18-11，取安全因數 (6)計算許用彎曲應力 由式(18-21),顯然故 3.確定許用接觸應力 (1)壽命系數 接觸應力循環次數 ， 由圖18-21，取接觸強度計算的壽命系數， (2)接觸疲勞極限 由圖18-4 ，取極限應力 (3)安全因數 參照表18-11，取安全因數 (4)許用接觸應力 由式(18-16)及，許用接觸應力 （二）選擇齒數，齒寬系數及精度等級 （1）初取齒數 初取小齒輪齒數,則大齒輪齒數 圓整取 （2）選擇齒寬系數及精度等級

34、 取齒寬系數，初估小齒輪直徑， 則齒寬 取大齒輪齒寬 齒輪圓周速度 選6級精度等級 （三）確定載荷系數 （1）使用系數 由表18-7，取 （2）動載系數 由表18-14，取 （3）齒向載荷分布系數 由圖18-16，取 （4）齒間載荷分配系數 由齒輪切向力 及條件 查表18-8，取 （5）計算 由式(18-8)及式(18-9)，載荷系數 （四）重合度計算 初估螺旋角，依據式（18-29）及表8-5中公式可求得 （1）端面重合度 （2）縱向重合度 （3）總重合度 （五）齒根抗彎疲勞強度計算 （1）齒形系數 當量齒數 查圖18-

35、23，取 （2）應力修正系數 由圖18-24，取 （3）重合度系數 端面壓力角 基圓螺旋角 由式（18-33）可得當量齒輪端面重合度 于是，由式（18-32）可得重合度系數 （4）螺旋角系數 查圖18-28，取 （5）由齒根抗彎疲勞強度條件求模數 由于 故由式（18-31），為滿足齒根抗彎疲勞強度條件，則需使模數 取標準模數 （六）確定主要參數 （1）中心距 初算中心距 圓整取 （2）螺旋角 滿足幾何條件的螺旋角 與初取相差較大。改取，則螺旋角 （3）驗算傳動比誤差 實際齒數比 傳動比誤差 滿足使用要求 （4）計算分度圓

36、直徑 與初估相差不大 （5）齒輪寬度 取大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 （七）齒面接觸疲勞強度驗算 （1）彈性系數 查表18-9， （2）節點區域系數 查圖18-20，取 （3）重合度系數 由式（18-28） （4）螺旋角系數 由式（18-27）， （5）校核齒面接觸疲勞強度 由式（18-26），齒面接觸應力 故，齒面接觸疲勞強度足夠； （八）齒面靜強度驗算 （1）確定許用接觸應力 參照表18-11，取靜強度安全因數；由圖18-21，取壽命系數；于是由式（18-22），許用接觸應力 （2）校核齒面靜強度 根據過載條件，由式（18-22），齒面最大接觸應力

37、 齒面靜強度足夠 （九）齒根抗彎靜強度驗算 （1）確定許用接觸應力 參照表18-11，取靜強度安全因數；由圖18-25，取壽命系數；于是由式（18-23），許用接觸應力 （2）計算齒根彎曲應力 由式（18-18），及 （3）求最大彎曲應力并校核強度 由式（18-22），最大彎曲應力 靜強度滿足要求 Ⅱ.低速級齒輪 （一）選擇材料，確定許用應力 1． 材料 大，小齒輪均采用選用40Cr表面淬火，齒面硬度為48-55HRC，平均取齒面硬度50HRC。 2． 確定許用彎曲應力 (1) 總共作時間 由已知，總共作時 (2) 壽命系數YN 由式（18-

38、17）及表18-10，彎曲應力循環次數 由圖18-25，取壽命系數 (3) 彎曲疲勞極限 由圖18－8，取極限應力 (4)尺寸系數 估計模數，由圖18-26,取尺寸系數 (5)安全因數 參照表18-11，取安全因數 (6)計算許用彎曲應力 由式(18-21),顯然故 3.確定許用接觸應力 (1)壽命系數 接觸應力循環次數 ， 由圖18-21，取接觸強度計算的壽命系數 ，； (2)接觸疲勞極限 由圖18-4 ，取極限應力 (3)安全因數 參照表18-11，取安全因數 (4)許用接觸應力 由式(18-16)及，許用接觸應力 （二）選擇齒數，齒

39、寬系數及精度等級 （1）初取齒數 初取小齒輪齒數,則大齒輪齒數 圓整取 （2）選擇齒寬系數及精度等級 取齒寬系數，初估小齒輪直徑，則齒寬 取大齒輪齒寬 齒輪圓周速度 選6級精度等級 （三）確定載荷系數 （1）使用系數 由表18-7，取 （2）動載系數 由表18-14，取 （3）齒向載荷分布系數 由圖18-16，取 （4）齒間載荷分配系數 由齒輪切向力 及條件 查表18-8，取 （5）計算 由式(18-8)及式(18-9)，載荷系數 （四）重合度計算 初估螺旋角，依據式（18-29）及表8-5中公式可求得 （1）端面重合度 （2）縱向重合度

40、 （3）總重合度 （五）齒根抗彎疲勞強度計算 （1）齒形系數 當量齒數 查圖18-23，取 （2）應力修正系數 由圖18-24，取 （3）重合度系數 端面壓力角 基圓螺旋角 由式（18-33）可得當量齒輪端面重合度 于是，由式（18-32）可得重合度系數 （4）螺旋角系數 查圖18-28，取 （5）由齒根抗彎疲勞強度條件求模數 由于 故由式（18-31），為滿足齒根抗彎疲勞強度條件，則需使模數 取標準模數 （六）確定主要參數 （1）中心距 初算中心距 圓整取 （2）螺旋角 滿足幾何條件的螺旋角 （3）驗算傳動比誤差

41、 實際齒數比 傳動比誤差 滿足使用要求 （4）計算分度圓直徑 與初估相差不大 （5）齒輪寬度 取大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 （七）齒面接觸疲勞強度驗算 （1）彈性系數 查表18-9， （2）節點區域系數 查圖18-20，取 （3）重合度系數 由式（18-28） （4）螺旋角系數 由式（18-27）， （5）校核齒面接觸疲勞強度 由式（18-26），齒面接觸應力 齒面接觸疲勞強度足夠 （八）齒面靜強度驗算 （1）確定許用接觸應力 參照表18-11，取靜強度安全因數；由圖18-21，取壽命系數；于是由式（18-22），許用接觸應力 （2）校核

42、齒面靜強度 根據過載條件，由式（18-22），齒面最大接觸應力 齒面靜強度足夠 （九）齒根抗彎靜強度驗算 （1）確定許用接觸應力 參照表18-11，取靜強度安全因數；由圖18-25，取壽命系數；于是由式（18-23），許用接觸應力 （2）計算齒根彎曲應力 由式（18-18），及 （3）求最大彎曲應力并校核強度 由式（18-22），最大彎曲應力 靜強度滿足要求 十一、 減速器機體的尺寸設計 機座壁厚度： 機蓋壁厚度： 機座凸緣厚度： 機蓋凸緣厚度： 機座底凸緣厚度： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數目： 軸承旁聯接螺栓直徑： 機蓋與機座

43、聯接螺栓直徑： 聯接螺栓間距： 軸承端蓋螺釘直徑： 窺視孔蓋螺釘直徑： 定位銷直徑： 至外壁距離： 至凸緣邊緣距離： 軸承旁凸臺半徑： 軸承旁凸臺高度： 外機壁至軸承座端面距離： 大齒頂圓與內機壁距離： 齒輪端面與內機壁距離： 機蓋機座肋板厚度： 地腳沉頭座直徑：40mm 十二、 軸的設計 由式（20-2）各軸的直徑 ， 查表20-3，對于40Cr材料的軸C=106-98。軸上有鍵槽時，會削弱軸的強度。對于直徑的軸，單鍵時軸徑增大5%-7%，雙鍵時增大10%-15%，故 中間軸各軸段設計： 1 2 3

44、 4 5 1.各段軸的直徑 軸段1為軸承徑，其直徑應符合軸承內徑標準，且，由此選定。因此，軸承代號為32007。 軸段2與齒輪配合，且便于安裝，取其標準系列 軸段3為定位軸肩，軸肩高度 取，則 軸段4與齒輪配合， 軸段5為軸承徑，直徑與相同 2.各段軸的長度 軸段2的長度取決與輪轂寬度。輪轂寬度l=62mm，取軸段2的長度略小于輪轂寬度 軸段1的長度由軸承寬度，和實際位置尺寸確定： 軸段3為兩軸間位置取 軸段5的長度由軸承寬度，和實際位置尺寸確定： 軸段4的長度取決與輪轂寬度。輪轂寬度l=44mm，取軸段4的長度略小于輪轂寬度 十三、 鍵的選擇及強度

45、校核 （一）連接帶輪處 1.確定鍵的類型和尺寸 帶輪要求一定的對中性。由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由設計手冊查得當軸徑時，鍵取為。參照帶輪輪轂寬度，及普通平鍵的長度系列，取鍵長。 2.強度驗算 因是靜連接，故只驗算擠壓強度，由式（15-1） 式中 由表15-1查取許用擠壓應力為 故，滿足強度要求 （二）.Ⅱ軸大輪處 1.確定鍵的類型和尺寸 6級精度的齒輪要求一定的對中性。由于是靜連接，選用A型普通雙平鍵。由設計手冊查得當軸徑時，鍵取為。參照齒輪輪轂寬度，及普通平鍵的長度系列，取鍵長。 2.強度驗算 因是靜連接，故只驗算擠壓強度，由式（15-

46、1） 式中 由表15-1查取許用擠壓應力為，此處用雙平鍵，按1.5倍強度計算 故，滿足強度要求 （二）.Ⅲ軸大輪處 1.確定鍵的類型和尺寸 6級精度的齒輪要求一定的對中性。由于是靜連接，選用A型普通雙平鍵。由設計手冊查得當軸徑時，鍵取為。參照齒輪輪轂寬度，及普通平鍵的長度系列，取鍵長。 2.強度驗算 因是靜連接，故只驗算擠壓強度，由式（15-1） 式中 由表15-1查取許用擠壓應力為，此處用雙平鍵，按1.5倍強度計算 故，滿足強度要求 十四、 軸承壽命計算及靜強度 由于中間軸有兩個齒輪，所受動載荷比較大，所以這里只需要校

47、核中間軸二軸承的壽命。 （一）兩軸承所受徑向載荷 由上，軸強度的計算知 1 .軸垂直面支反力 2.軸水平面支反力 3.兩軸承所受的徑向載荷即合成后的支反力 （二）計算軸承所受的軸向載荷 1.計算內部軸向力 軸承型號32009，為圓錐滾子軸承，由標準查得性能參數為 由表21-11，圓錐滾子軸承的內部軸向力，則 2.計算軸承所受的軸向載荷 軸上個軸向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出 取兩者中較大者 取兩者中較大者 （三）計算當量動載荷 由式（21-5）

48、，由表21-8取沖擊載荷因數。系數X，Y與判斷因子e有關，由手冊中查的32009軸承， 軸承Ⅰ 故,則 軸承Ⅱ 故,則 (四)壽命計算 因,且兩軸承型號相同，故只按Ⅰ軸承計算壽命即可。取由式（21-7）有 壽命高于43800 ，故滿足壽命要求。 （五）靜強度計算 1.計算軸承靜載荷 由式（21-13），當量靜載荷,由表21-13，32009型圓錐滾子軸承,故 2 .驗算靜強度 因,且兩軸承型號相同，故只按Ⅰ軸承計算壽命即可。取。由表21-14，取靜強度安全因數。由式（21-14） 故滿足靜強度要求。 十五、 軸的強度校核 1．畫軸的空

49、間受力圖 將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上； 2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖，求出作用于軸上的載荷 齒輪Ⅰ切向力： 徑向力： 軸向力： 齒輪II切向力： 徑向力： 軸向力： 在垂直平面受力： 在水平平面受力： 3．作出垂直平面彎矩和水平平面彎矩圖 垂直平面彎矩： 截面I： 截面II： 水平平面彎矩： 截面I： 截面II： 4．求合成彎矩M及作出合成彎矩陣圖 5．作出轉矩陣圖 根據條件，取轉矩 6.作出當量

50、彎矩圖，并確定可能的危險截面 已知材料為40Cr鋼調質，由表20—1查得用插值法由表20-4查得[]，由已知條件，軸的轉矩可按脈動循環考慮，即 則 截面I： 7．校核軸徑 截面Ⅰ有雙鍵，最小軸徑應增大15%； 結論：按當量彎矩法校核，軸的強度足夠??！ 十六、 參考文獻 《機械原理與機械設計》上冊、下冊 主編：張策 副主編：陳樹昌 孟彩芳 機械工業出版社 《新編機械設計課程設計圖冊》 主編：陳鐵鳴 高等教育出版社 《機械設計課程設計指導書

51、》（第二版） 主編：龔桂義 高等教育出版社 《機械設計手冊》 40Cr

52、 接觸疲勞強度足夠 靜強度滿足要求 40Cr ，

53、 疲勞強度足夠

54、 40mm A型普通平鍵 A型普通雙平鍵 A型普通雙平鍵 滿足靜強度要求