滾動軸承故障模擬試驗機設計

1、 滾動軸承故障模擬試驗機設計 摘 要滾動軸承是機器運轉中重要的零部件，是旋轉結構中的重要組成部分之一， 具有承受載荷和傳遞動運動的作用?？墒牵瑵L動軸承是機器運轉時主要故障來源之一，有數據結果分析表明：旋轉機器中有 35%的故障都與軸承的失效相關，軸承能夠使用多久和可靠性的大小直接影響到機器系統(tǒng)的整體性能。為此在對軸承的加速老化試驗和加速壽命試驗，對于研究軸承的故障演變規(guī)律和失效原理有著很重要的意義。本課題的主要設計內容是：根據滾動軸承故障模擬試驗機設計的功能及特點， 初步確定整體設計方案；繪制滾動軸承故障模擬試驗機設計的各部分結構草圖， 并分析其結構合理性；根據滾動軸承故障模擬試驗機設計的實際

2、工況，對主要結 構進行強度計算，確定各部分具體尺寸；修改、豐富各部分結構；本文完成了總體方案的設計；分析設計方案的可行性、安全性和經濟性；工況的設計；調速電機的選型；單級斜齒輪減速機的設計，齒輪的選擇及強度校核， 軸的選擇及強度校核；試驗主軸的設計和校核；圓錐滾子軸承壽命計算；液壓加載系統(tǒng)原理的設計及其液壓元件的選擇；建立試驗平臺和各個零部件的三維建模并裝配。本文設計的試驗機可以較好地模擬實際工況，對監(jiān)測滾動軸承故障有一定的參考價值。關鍵詞：滾動軸承；故障模擬；液壓加載；模擬試驗機IVABSTRACTRolling bearings are important components in th

3、e operation of the machine and one of the important components in the rotating structure. They have the function of bearing loads and transmitting dynamic motion. However, rolling bearings are one of the main sources of faults when the machine is running. The analysis of the data results shows that

4、35% of the faults in rotating machines are related to the failure of the bearing. How long the bearing can be used and the size of the reliability directly affect the overall system of the machine. performance. For this reason, the accelerated aging test and accelerated life test of the bearing are

5、of great significance for studying the law of failure evolution and the principle of failure of the bearing.The main design content of this subject is：according to the functions and characteristics of the design of the rolling bearing fault simulation testing machine, the overall design scheme is in

6、itially determined; the structural sketches of each part of the design of the rolling bearing fault simulation testing machine are drawn and the structural rationality is analyzed; according to the rolling bearing fault simulation The actual working conditions of the design of the test machine, the

7、strength calculation of the main structure, determine the specific size of each part; modify and enrich the structure of each part;This article completes the design of the overall plan; analyzes the feasibility, safety and economy of the design plan; the design of the working conditions; the selecti

8、on of the speed regulating motor; the design of the single-stage helical gear reducer, the selection of the gear and the strength check, Shaft selection and strength verification; design and verification of test spindle; life calculation of tapered roller bearings; design of hydraulic loading system

9、 principles and selection of hydraulic components; establishment of test platform and 3D modeling and assembly of various components.The test machine designed in this paper can better simulate the actual working conditions and has certain reference value for monitoring the rolling bearing faults.Key

10、words:Rolling bearing；Fault simulation；Hydraulic loading；Simulation testing machine目 錄摘 要IABSTRACT . II 目 錄 .III 第 1 章 緒 論 . 1 課題的背景及意義1 國內外研究現(xiàn)狀分析2 軸承試驗機常用技術2 試驗機主體2 試驗臺介紹3 本文研究的主要設計內容3第 2 章 總體方案的設計 . 5 5.1. 軸承概況55.2. 設計要求55.3. 總體的設計方案5 方案一6 方案二75.4. 方案可行性、安全性和經濟性分析75.5. 本章小結8第 3 章 傳動方案設計. 9 3.1. 引言

11、93.2. 工況的設計93.3. 電動機的選型9 電動機功率的計算：9 電動機的選型103.4. 減速機的設計10 傳動比的計算10 運動和動力參數11 齒輪傳動設計計算12 軸的設計計算163.5. 實驗主軸的主要設計內容19 軸的材料選擇20 各軸段的直徑、長度的確定20 校核主軸的強度213.6. 圓錐滾子軸承壽命計算233.7. 本章小結25第 4 章 加載系統(tǒng)的設計 .26 4.1 引言26(1) 液壓加載系統(tǒng)的原理26(2) 液壓元件的選擇27(3) 本章小結29第 5 章 各個零部件的設計.30 5.1 引言305.1. 徑向加載臺的設計305.2. 軸承座的設計315.3. 軸

12、向液壓缸加載臺的設計345.4. 軸向液壓缸支架的結構設計355.5. 試驗機平臺的設計365.6. 本章總結36第 6 章 總結與展望 .37 6.1 總結376.2 展望37參考文獻39致 謝 .40 附錄一.41 附錄二.56 IV第 1 章 緒 論3.2 課題的背景及意義滾動軸承是機器運轉中重要的零部件，是旋轉結構中的重要組成部分之一， 具有承受載荷和傳遞動運動的作用?？墒?，滾動軸承是機器運轉時主要故障來源之一，有數據結果分析表明：旋轉機器中有 35%的故障都與軸承的失效相關，軸承能夠使用多久和可靠性的大小直接影響到機器系統(tǒng)的整體性能。為此在對軸承的加速老化試驗和加速壽命試驗，對于研究

13、軸承的故障演變規(guī)律和失效原理有著很重要的意義1。在 20 世紀前期，Lundberg 和 Palmgren 對 5210 的滾動軸承做了很多試驗， 根據 1400 多套滾子軸承、球軸承的壽命試驗結果，在 Weibull 分布理論的基礎上，通過研究得到了壽命與負載的方程式，稱為 L-P 公式2。伴隨我國軸承制造技術的不斷發(fā)展，軸承的幾何結構和制造精度得到了相當高的提升和改進。目前， 在市場上有幾百種不一樣型號的滾動軸承?，F(xiàn)在的 5210 軸承鋼的材料和制造精度比以前的要好，而且現(xiàn)在在材料的選擇上己近不局限于軸承鋼。現(xiàn)在生產軸承的原料包括合金鋼，陶瓷，軸承鋼和塑料等。為此，為了評估新材料的處理工藝

14、， 新材料和新幾何結構的滾動軸承的磨損壽命，還得對滾動軸承做疲勞壽命試驗。另外由于加工技術的提高和材料科學的發(fā)展，使用時潤滑條件的改善，軸承能夠使用的時間越來越長。來自工業(yè)和武器等方面的需求也助推了滾動軸承箱相當好的方向發(fā)展。比如發(fā)電設備，排水設備等要求軸承工作時間連續(xù)不間斷的十幾二十幾的小時不間斷的無故障運行 10000-20000 個小時，折算一下相當于與連續(xù)工作 11-22 年并且中間沒有出現(xiàn)任何故障，即使是電動工具、一般機械和家用電器等對壽命的要求相對較低的使用場景也要求軸承無故障的間斷或不間斷的工作 4000-8000 小時。因此，在很多情況下，研究軸承的壽命必須利用加速疲勞壽命試驗

15、方法來獲得軸承在高應力的疲勞壽命，并且通過加速實驗的結果來估計不一樣應力水平下的疲勞壽命，以減少試驗時的成本和時間。44滾動軸承是機械的關節(jié)，在工業(yè)中運用廣泛，所以對配套件的要求較高。軸承制造業(yè)中軸承精度為 0.001mm，其精度要求高，然而要求不高的設備中制造公差僅為 0.01mm4。電機中產生的不明噪聲以及反常振動與滾動軸承有很大關系，高制造精度設備中試驗主軸的溫度升高和擺差也是與軸承的性能和質量密不可分。通訊衛(wèi)星的通訊情況與旋轉設備中軸承直接相關，對國民經濟眾多部門有影響的航天航空行業(yè)，其重要部件中承擔關鍵作用的軸承質量不過關，就會產生嚴重事故。交通運輸、紡織、家用電器、醫(yī)藥設備、農業(yè)、

16、建筑等行業(yè)，其旋轉設備的功能特性、正常運作的壽命、精度等眾多因素都和軸承息息相關，同時我國器械的出口情況和核心技術設備的制造能力也深受工業(yè)軸承發(fā)展的影響，國防科技力量及國民經濟實力等諸多領域中滾動軸承都擔當重要角色5。3.3 國內外研究現(xiàn)狀分析目前，軸承試驗的種類有以下幾種：軸承壽命試驗、軸承性能試驗、軸承零部件試驗、軸承材料試驗、軸承設計驗證試驗、強化試驗等。軸承壽命試驗是確定軸承疲勞壽命的試驗。軸承性能試驗是考核軸承的某種特殊性能，例如極限轉速試驗、載荷試驗、潤滑性能試驗、溫升試驗、高溫試驗、低溫試驗等。軸承零部件試驗是對軸承的鋼球、滾子、密封圈零部件進行的試驗。軸承強化試驗是一種壽命試驗

17、，也就是給定試驗軸承載荷比較大，能夠達額定載荷的 0.5 倍以上。通過這種方法來縮短試驗時間。軸承設計驗證試驗是根據軸承實驗數據，例如溫升、振動、噪音等，提出改進意見6。3.4 軸承試驗機常用技術 試驗機主體試驗軸承、軸系及支撐部分構成了試驗機的主體部分，試驗機的最高轉速和所能過承受的最大載荷由這些結構的優(yōu)劣決定的，軸系的精度也決定了試驗機的精度，進而決定了試驗機試驗數據的準確度。所有試驗機試驗的軸承大小都是有一定范圍的，結構設計的主要目的是解決轉速、載荷和軸承尺寸范圍的矛盾7。橋式結構：主要用于軸承壽命實驗機、試驗角接觸軸承和圓錐滾子軸承。其特點為加工精度高，適用于高轉速軸承試驗。懸臂結構：

18、每次只能試驗一套軸承，拆裝和測試都很方便，通常用于潤滑油潤滑狀態(tài)測試、潤滑油油膜厚度測試以及內圓溫度測試等，主要用于軸承的性能試驗。組合式結構：這是橋式結構的一種，在方箱內有三個活動的方塊，在一定范圍內試驗軸承的跨距都可以調節(jié)。其結構緊湊，試驗范圍較大。因為沒有固定支撐試驗軸承的襯套，故轉速較低。當轉速過高后，試驗機振動會很大，進而影響試驗機試驗效果8。 試驗臺介紹通過查閱資料，了解了 ZCS-II 液體動壓軸承試驗機的結構。實驗儀器的部件主要有電機、皮帶、摩擦力傳感器、壓力傳感器、軸瓦、加載傳感器、主軸、油槽、底座、面板以及調速旋鈕組成9。如圖 1.1圖 1.1 ZCS-II 液體動壓軸承試

19、驗機ZCS-II 液體動壓軸承試驗機主要用于機械設計中液體動壓滑動軸承實驗，主要用它來觀察滑動軸承的結構、測量其徑向、軸向油膜壓力分布、測定其摩擦特性曲線。1.4 本文研究的主要設計內容本次設計中依據滾動軸承故障模擬試驗機的功能特性，找到實現(xiàn)機械部分特性的方式，根據工業(yè)中實際工況設計出其設備的結構，具體內容如下所示：（1）第 1 章為緒論，本章介紹了查閱的相關資料，了解滾動軸承故障模擬試驗機設計的應用范圍，國內外發(fā)展現(xiàn)狀，寫文獻綜述，并提出研究的課題。（2）第 2 章為總體方案的設計，試驗機由輸入機構、軸承、加載裝置等組成，滾動軸承作為承載部件，一般與加載裝置和輸入機構一起工作，根據其功能特性

20、和實際工況，確定滾動軸承故障模擬試驗機的總體設計方案，最后分析設計方案的合理性。（3）第 3 章為滾動軸承故障模擬試驗機的各個零件的選型以及設計計算， 要完成了設備機械傳動部分的設計，包括試驗工況的設計；電動機的選型；單級斜齒輪減速機的設計，齒輪的選擇及強度校核，軸的選擇及強度校核；主軸的設計和校核；軸承的選用以及圓錐滾子軸承壽命的校核。（4）第 4 章中設計加載系統(tǒng)，該系統(tǒng)能完成能量傳遞和轉換，在試驗機的實際工況之下，要求建立穩(wěn)定而安全的液壓加載系統(tǒng)以確保液壓加載系統(tǒng)的技術指標，在試驗時，保持穩(wěn)定的加載力還能夠自動調節(jié)，保證試驗的安全和準確性；（5）第 5 章試驗機平臺和各個零部件的設計，根

21、據其相應的位置和實際的需要設計其具體的外形和結構，并對其進行 solidworks 三維模型構建。（6）第 6 章為總結，總結本次設計遇到的問題，主要研究工作，以及從中所得的收獲和提出更深層次的研究方向。 第 2 章 總體方案的設計2.1. 軸承概況滾動軸承通常包括外圈、內圈、滾動體及保持架。在特殊情況時，可以沒有外圈和內圈，由其他相應的零部件替代。為了需要，有的軸承裝有防塵套、安設調節(jié)用的緊定套和密封圈。軸承的內圈一般裝配在軸上和軸一起轉動。軸承外圈一般裝在機或軸承座內起支撐作用，有些軸承是內圈固定起支撐作用，外圈轉動，如汽車輪毅軸承。滾動軸承中滾動體是絕對少不了的零件，只有通過滾動體才能形

22、成滾動摩擦。滾動體的類型有圓柱滾子、鋼球、圓錐滾子、滾針和球面滾子。圓柱滾子可以分 為空心圓柱滾子、長圓柱滾子和端圓柱滾子;球面滾子可以分為非球面滾子和球 面滾子。滾頂體是數量及體積能夠影響到軸承的承載能力10。保持架的功用是將軸承里面的滾動體依次按比例的分離，使?jié)L動體與內圈或外圈獨立組成組合件，使?jié)L動體在軌道上的運動時是正確的，能夠提高軸承里面的潤滑和載荷分配能力。附帶保持架的軸承摩擦小，更多用于高速旋轉的情況下。2.2. 設計要求結合本次設計提出的要求，以下對本試驗臺所需要的功能特性和設計要求進行總結：（1）滾動軸承試驗臺應該包括機械系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、加載系統(tǒng)及輔助設備。（2）可以簡便快速地

23、模擬出滾動軸承在軸向和徑向加載時的故障特征。（3）可以進行無極調速，并有速度負反饋的自動調節(jié)體系。（4）利用摩擦帶傳動的過載保護。（5）可以一定程度上降低實驗員的工作量，同時保證操作者的人身安全。2.3. 總體的設計方案根據上述所提出的本試驗機所需要具備的功能特性并依據實際的條件，現(xiàn)在提出對本試驗機方案的總體設計方案：（1）將選用調速電機，可以實現(xiàn)無極調速；（2）將采用液壓加載，可以同時對試驗軸承進行軸向和徑向加載。液壓加載系統(tǒng)的的動力元件是液壓泵，故將輸入的機械能轉換為壓力能輸出；其執(zhí)行元件是液壓缸，能夠將壓力能轉換為機械能；控制調節(jié)元件選用的是各種液壓缸， 可以控制液壓油的壓力和流量的大小

24、，以及流動的方向，用來帶動液壓缸做不同方向的運動，以及有區(qū)別的行程。液壓加載的好處：依據試驗軸承在不同工況下的要求，在轉變液壓缸加載力的同時，改變主軸的轉速，模擬試驗軸承多種工況； 由于基本采用液壓油作傳動介質，故液壓元件可以自我潤滑，使用壽命較長；可以實現(xiàn)無間隙傳動，同時運動平穩(wěn)；其裝置重量輕，體積小，動態(tài)性能好10。（3）選用單級斜齒輪減速機，降低轉速，增大轉矩，傳動平穩(wěn)。（4）本試驗臺將采取將傳動系統(tǒng)封裝的方式，可在一定程度上保證操作者的操作安全，并且可以在一定程度上避免外界灰塵以及雜質的干擾。（5）實驗軸承選用單列圓錐滾子軸承，它主要只適用于經受以徑向載荷為主的徑向和軸向聯(lián)合載荷。表

25、2-1 常用滾動軸承的工作特性名稱調心球軸承調心滾子軸承單列圓錐滾子軸承推力球軸承深溝球軸承角接觸球軸承雙列圓柱滾子軸承滾針軸承承載能力軸向載荷差中良良差良無無軸向載荷方向雙向雙向單向單雙向皆可雙向單向無無 方案一圖 2.6 方案一試驗臺結構簡圖1、電機2、試驗主軸3、聯(lián)軸器4、支撐軸承5、轉子6、試驗軸承F1、徑向加載力F2、軸向加載力根據設計的方案，試驗主軸是靠兩個滾動軸承支撐的，支撐軸承左端與聯(lián)軸器相連，試驗軸承左端與轉子相連，軸承右端施加軸向載荷，試驗主軸作旋轉運動，試驗軸承外的剖分式軸承座上施加徑向載荷，試驗軸承的左端設置有用于調節(jié)質量平衡的轉子。通過分析試驗臺結構可知，要頻繁的更換

26、轉軸上轉子的配重， 需要反復的拆裝實驗裝置，從而影響轉配精度，還會不利于試驗的正常運行，所以上述方案不合理。 方案二圖 2.7 方案二試驗臺結構簡圖1、電機 2、減速機 3、試驗主軸 4、支撐軸承5、F1、軸向加載力 6、試驗軸承 7、F2、徑向加載力根據設計的方案，電動機選用了臥式安裝，試驗主軸是靠兩個滾動軸承支撐的，試驗主軸和電機是靠帶來傳遞動力的，電機軸和減速機輸入軸的連接以及試驗主軸和減速機的輸出軸連接是通過鍵，電機軸和減速機連接，從而降低速度， 增加扭矩，以此來傳遞運動，并能夠實現(xiàn)過載保護，通過液壓缸施加軸向和徑向載荷，把壓力施加軸承上，模擬實際工況。2.4. 方案可行性、安全性和經

27、濟性分析試驗機將采用方案二進行，它采用調速電機和運用液壓缸進行軸向和徑向加載，根據試驗軸承在不同工況下的要求，在改變液壓缸的輸加載力的同時，改變主軸的轉速，模擬試驗軸承的不同工況；由于基本采用液壓油作傳動介質，故液壓元件能自我潤滑，使用壽命較長；液壓加載可以實現(xiàn)無間隙傳動，運動平穩(wěn)； 液壓裝置重量輕，體積小，動態(tài)性能好。采用帶傳動，構造簡單，價格低廉，緩沖吸振，有過載保護的功能，用保護殼對帶傳動部分進行保護并確保安全性；選用單列圓錐滾子軸承，其本身結構能夠較好經受徑向和軸向的聯(lián)合載荷。綜上可知，該方案具有較好的經濟型和安全性，故方案二可行。2.5. 本章小結滾動軸承故障模擬試驗機是整個故障模擬

28、系統(tǒng)的核心部分，為后面的故障診斷信號分析打下基礎。通過對目前較為成熟的試驗機設計方案進行分析和探索， 得出本試驗機所需要具有的功能特性和設計要求，因此計劃出了本試驗機設計的兩個方案。最后通過對方案一和方案二的性能分析與合理化的判斷，最終確定本次設計選擇方案二。第 3 章 傳動方案設計 引言滾動軸承故障模擬試驗機主要應用于模擬軸承故障，對其監(jiān)測，本章結合試驗機的工況對其零部件進行選擇和設計計算，其結構主要由調速電機、減速機、試驗主軸、滾動軸承、軸向和徑向液壓加載裝置、剖分式軸承座、試驗機平臺和其他一些輔助設備組成。 工況的設計（1）試驗機工作環(huán)境：室內、正常室溫、正常濕度，有少許塵土；（2）試驗

29、機動力來源：能夠調速的電機；（3）試驗機所承受的徑向力和軸向力均為 4000N，徑向載荷和軸向載荷均為 5Mp；（4）試驗主軸的線速度 V=1m/s；（5）減速器傳動效率h1 = 0.97 ，滾動軸承傳動效率（一對）h2 = 0.99 ，所以總動效率：h =h1 ·h2 = 0.96(3.1) 電動機的選型根據設計的方案可知，電動機選擇臥式安裝，同時根據試機械的負載性質和生產工藝對電動機的啟動、調速的要求，同時根據使用場合的環(huán)境條件（室內、正常室溫、濕度，有少許塵土），查閱4后，選擇 YCT 系列電磁調速三相異步電動機11。 電動機功率的計算：P0 = Fv / 1000hF = F

30、1(3.2)(3.3)其中，v = 1m / s ， F1 = F2= 4000N 。計算得， P0 = 4KW試驗機受到的軸向力和徑向力均為 4000N，試驗主軸的線速度為v = 1m / s 。一般需要的拖動電機功率為 1.5 P0 ，故計算出所需要的電磁調速電機的拖動電機功率為 6KW。 電動機的選型通過查閱12后選擇型號為.YCT200-4B 的 YCT 系列電磁調速三相異步電動機，其中 D = 38mm。圖 3.1 YCT 系列電磁調速三相異步電動機臥式安裝示意圖表 3-2YCT 系列電磁調速三相異步電動機臥式安裝尺寸及外形尺寸型號安裝尺寸外形尺寸HAA/2WBWCDEFGKABAD

31、MDLYCT200-4B200318159356503880103920308545其中，YCT200-4B 電動機的安裝尺寸 H = 200mm 。表 3-3YCT 系列電磁調速三相異步電動機技術參數型號拖動電機功率/kw額定轉矩/N·m調速范圍/r·𝑚𝑖𝑛1電源YCT200- 4B7.547.71250125三相交流50Hz 380V3.4 減速機的設計3.4.1 傳動比的計算主軸的轉速的計算公式為：n = 60 · v1pD(3.4)計算得， n1 = 191.1r / min則減速機的減速比為i = nmn1

32、(3.5)其中， nm 為電磁調速電機輸出轉速， nm = 1250計算得， i = 6.543.4.2 運動和動力參數電磁調速電機輸出軸為 0 軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為：n = nm= 1250r/ min各軸輸入功率：n0n =i= 12506.54= 191.1r/ min(3.6)P= T · n= 47.7 · 12506.24kW095509550P =P0h1 = 6.24 ´ 0.99= 6.18kW(3.7)P =P1h2h3= 6.18 ´ 0.98 ´ 0.98= 5.94kW其中，h1 為彈性聯(lián)軸器效

33、率，h 2 為軸承效率，h 3 為齒輪傳動效率；h1 =0.99 ；h2 =0.98 ；h3 =0.98 ；各軸輸入轉矩： T =P9550 n= 9550 ´ 6.181250= 47.2N × mT =P9550n= 9550 ´5.94191.1= 296.9N × m(3.8)各軸的運動和動力參數如表 3.4。表 3.4 各軸運動和動力參數電動機輸出軸高速軸低速軸轉速（r/min）12501250191.1功率（kW）6.246.185.94轉矩（N·M）47.747.2296.93.4.3 齒輪傳動設計計算由上可知，小齒輪轉矩T1=

34、47.2N6 m ，小齒輪轉速n1= 1250r/ min ，傳動比i= 6.54 。（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選 8 級精度（GB10095-88）13選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS；大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者硬度差為 40HBS。（2）確定設計準則由于該減速器為閉式齒輪傳動，且兩齒輪硬度均為軟齒面，齒面點蝕是主要的失效形式。應先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的主要參數和尺寸，然后按彎曲疲勞強度校核。（3）初選齒數選小齒輪齒數z1 =24 ：大齒輪齒數z2 =

35、i × z1= 6.54 ´ 24= 156.96(3.9)取z2 =156 ，齒數比為 6.5初選取螺旋角 b = 14°32KtT1u + 1fd×u(Z H Z e Z b Z Es H )2（4）按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即d 1t³(3.10)確定公式內各計算數值試選載荷系數Kt = 1.5選取區(qū)域系數 Z H計算端面重合度= 2.433éæ 11 öùea計算軸面重合度= ê1.88ë- 3.2çè z1±÷ú

36、;z1 øû= 1.75(3.11)取e b = 1e b =0.318fdz1 tan b1(3.12)小齒輪傳遞的傳矩T1 計算重合度系數螺旋角系數= 47.2N4 - e a3ze =zb =(1) m(1- e bcosb) + e be a= 0.98= 0.76(3.13)(3.14)選取齒寬系數F d = 1查得材料彈性影響系數Z E = 189.8 。按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限s H lim1 = 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限s H lim 2= 400MPa計算應力循環(huán)次數：N 1 =60 × n1 × j(2)

37、 Lh =60 ´ 1250 ´ 1 ´ (2 ´ 8 ´ 365 ´ 15) =6.57 ´ 109(3.15)N 2 = N 1i1= 6.57 ´ 1096.5= 1.528 ´ 108查得接觸疲勞壽命系數K HN 1= 0.94,K HN 2= 1.04 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式(10-12)得計算s H 1s H 2= K HN 1= K HN 2(3) s H lim 1S(4) s H lim 2S= 0.94 ´ 6001= 1.04 &#

38、180; 5501MPa MPa= 564MPa;= 572MPa(3.16)試算小齒輪分度圓直徑d1t ，由計算公式得d 1t=³3 12 ´ 1.5 ´ 47.2 ´ 106.5 + 13´6.5´ çèæ 2.433 ´ 0.76 ´ 0.98 ´ 189.8 ö2564÷ø mmmm(3.17)取d1t= 48mm（5）確定主要參數計算圓周速度v = p d1t n1= p ´ 48 ´ 1250 m s= 3.14

39、m s60 ´ 1000齒寬 b、法面模數 mnt60 ´ 1000(3.18)b = Fd d1= 1.0 ´ 48mm= 48mmm nt= d1tcos bz1= 48 ´ cos 14o mm24= 1.95mm(3.19)計算縱向重合度e be b =0.318Fd z1 tan b= 0.318 ´ 1 ´ 20 ´ tan 14 o= 1.59(3.20)計算載荷系數 K 由機械設計手冊表 10-2 查得使用系數 K A = 1，根據v=1.37m/s、7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 Kv = 1.0

40、3；由表 10-4 查得 K Hb 的值與直齒輪的相同，故 KHb = 1.321 ，因 K AFt / b = 1´509.135/(93.514/ 2)/ 93.514 = 116.442N / mm > 100N / mm表 10-3 查得 K Ha= K Fa= 1.2 ；圖 10-13 查得 KFb = 1.28 故載荷系數：K = K A × KV × KHa × KHb= 1´1.03´1.2 ´1.321= 1.633按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得取d1 =d148mm=

41、 d1t1.633K3Kt´=39.33 mm1.6= 39.6mm(3.21)計算法面模數m n= d1 cos bz1= 48 ´ cos 14o mm24= 1.95mm(3.22)標準模數： m =確定中心距為2mmn( 1a =Z+ Z 2 )m= (24 + 156) ´ 2 mm= 185.52 mm2 cos b將中心距圓整為 185mm2 ´ cos 14o(3.23)按圓整后的中心距修正螺旋角 (Z+ Z )m (24 + 156) ´ 2b1 =arccos12n2a= arccos2 ´ 185= 13.36&

42、#176;(3.24)（6）計算主要尺寸。分度圓直徑為d1 = mn z1/ cos b =2 ´ 24cos13.36°mm = 49.34(3.25)d2 = mn z2齒寬/ cos b =2 ´156cos13.36°mm = 320.68(3.26)b1 = b2 + 5 = 48 + 5 = 53b2 = b = 48(3.27)(3.28)（7）校核齒根彎曲疲勞強度計算當量齒數zv 1z=z11cos3 b=z2=24cos3 13.36o=156= 26.06= 168.381v 2cos3 bcos3 13.36o(3.29)查取齒形系

43、數得YFa1 = 2.60,YFa 2 = 2.18查取應力校正系數得YSa1 = 1.595,YSa 2 = 1.79查取彎曲疲勞許用應力，得小齒輪的彎曲疲勞強度極限s FE 1 =齒輪的彎曲疲勞強度極限s FE 2 = 160MPa420MPa ；大查得彎曲疲勞壽命系數K FN 1= 0.84,K FN 2= 0.88取彎曲疲勞安全系數 S=1.3，則s F 1s f 2彎曲應力為= K FN 1= K FN 2 s FE 1S s FE 2S= 0.86 ´ 5001.3= 0.88 ´ 3801.4= 300MPa= 238.857MPa(3.30)s = 2KT1

44、 YY YeY1b1 bm2 zF Sb= 2 ´1.48´ 47200´ 2.52´1.625´ 0.68´ 0.88MPa 53´ 22 ´ 24= 95.1MPa(3.31)s =sYF 2YS 2= 95.1´ 2.17 ´1.8 M P=90.7Mpa(3.32)b2Y Y2.52 ´1.6 2 5b1 F1 S1因s b1s b 1,s b2s b 2 , 故齒根彎曲強度合適。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，低速級大齒輪采用右旋。3

45、.4.4 軸的設計計算表 3-5 軸上的功率、轉速和轉矩轉速（ r / min ）高速軸功率（ kw ）轉矩 T（ N × m ）12506.1847.2（1）選擇軸的材料，確定許用應力。1材料為 45 鋼并經調質處理。許用彎曲應力s - = 55MPa 14。（2）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。根據機械設計手冊，取A0 =于是得:115 ,d minP= A0 3 n6.18=´=1153 19.6mm1250(3.33)考慮到軸要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3%5%，取為 20.220.58。初選標準直徑為 20mm。 （3）軸

46、的結構設計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 圖 3.2 軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段-的直徑最小，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應， 需同時選取聯(lián)軸器型號。選用星形彈性聯(lián)軸器，其與電機軸連接部分孔徑為38mm，與減速器連接部分孔徑為 20mm，軸的最小直徑與聯(lián)軸器孔徑相符，故取 20mm。初步選擇滾動軸承15。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 d-=22.5mm，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 32205，其尺寸為 d×D× T=25mm &

47、#215; 52mm × 19.25mm ， 故 d - =d - =25mm ； 而 L - =B+21=19.25+30=49.25mm，L-=30mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 30307 軸承的定位軸肩高度 h=6.5mm，因此，套筒左端高度為 6.5mm，d-=38mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑 d-=30mm，取 L-=53mm 齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為 30.5mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，故取 L-=40mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位聯(lián)軸器與軸的周

48、向定位選用平鍵 6mm×6mm×45mm，聯(lián)軸器與軸的配合為r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵 10mm×8mm×43mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m616。 （4）計算輸出軸上斜齒輪受力2TFt = d= 2 ´ 47.230 ´ 10-3= 3146.7NFr =Ft tan ancos b= 3146.7 ´tan20° cos 13.36°= 1177.2 NFa =Ft tan

49、b= 3146.7 ´ tan13.36°= 747.32 N(3.34)（5）強度校核1、軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖, 2、計算支撐反力HAF= Ft 4 · L2 = 3146.7 ´ 56 =1762.5 L1 + L244 + 56FHB = Ft 4 - FHA = 3146.7 -1762.5 = 1384.2F= Fr 4 · L2 = 1177.2´56 = 659.23 VAL + L44 + 56123、畫彎矩圖FVB = Fr 4 - FVA = 1177.2 - 659.23 = 517.97

50、MHA = FHA · L1 =1762.5´ 44 = 77550N · mm(3.35)合成彎矩圖MVB = FVB · L2 = 517.97´ 56 = 29006N · mmM 2 HB + M 2VBM B =(3.36)=775502 + 2900624、轉矩圖= 82797N · mmT = 47200N · mm(3.37)(3.38)根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出剖面 A 是軸的危險截面。減速器取a = 0.6，則M 2 + (aT )2sca=82797 2 + (0.6 ´ 47200 )2W0.1 ´ 303MPa= 32MPa(3.39)s ca已選定軸的材料為 45Cr，調質處理。由表 15-1 查得s -1 = 70MPa 。因此< s -1 ，故安全。圖 3.3 軸的受力和彎矩圖5.1 實驗主軸的主要設計內容由于在試驗機總體的設計方案中已經確定了選擇單列圓錐滾子軸承，因為其主要只適用于經