滚动轴承故障模拟试验机设计

1、 滚动轴承故障模拟试验机设计 摘 要滚动轴承是机器运转中重要的零部件，是旋转结构中的重要组成部分之一， 具有承受载荷和传递动运动的作用。可是，滚动轴承是机器运转时主要故障来源之一，有数据结果分析表明：旋转机器中有 35%的故障都与轴承的失效相关，轴承能够使用多久和可靠性的大小直接影响到机器系统的整体性能。为此在对轴承的加速老化试验和加速寿命试验，对于研究轴承的故障演变规律和失效原理有着很重要的意义。本课题的主要设计内容是：根据滚动轴承故障模拟试验机设计的功能及特点， 初步确定整体设计方案；绘制滚动轴承故障模拟试验机设计的各部分结构草图， 并分析其结构合理性；根据滚动轴承故障模拟试验机设计的实际

2、工况，对主要结 构进行强度计算，确定各部分具体尺寸；修改、丰富各部分结构；本文完成了总体方案的设计；分析设计方案的可行性、安全性和经济性；工况的设计；调速电机的选型；单级斜齿轮减速机的设计，齿轮的选择及强度校核， 轴的选择及强度校核；试验主轴的设计和校核；圆锥滚子轴承寿命计算；液压加载系统原理的设计及其液压元件的选择；建立试验平台和各个零部件的三维建模并装配。本文设计的试验机可以较好地模拟实际工况，对监测滚动轴承故障有一定的参考价值。关键词：滚动轴承；故障模拟；液压加载；模拟试验机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 录摘 要IABSTRACT . II 目 录 .III 第 1 章 绪 论 . 1 课题的背景及意义1 国内外研究现状分析2 轴承试验机常用技术2 试验机主体2 试验台介绍3 本文研究的主要设计内容3第 2 章 总体方案的设计 . 5 5.1. 轴承概况55.2. 设计要求55.3. 总体的设计方案5 方案一6 方案二75.4. 方案可行性、安全性和经济性分析75.5. 本章小结8第 3 章 传动方案设计. 9 3.1. 引言

11、93.2. 工况的设计93.3. 电动机的选型9 电动机功率的计算：9 电动机的选型103.4. 减速机的设计10 传动比的计算10 运动和动力参数11 齿轮传动设计计算12 轴的设计计算163.5. 实验主轴的主要设计内容19 轴的材料选择20 各轴段的直径、长度的确定20 校核主轴的强度213.6. 圆锥滚子轴承寿命计算233.7. 本章小结25第 4 章 加载系统的设计 .26 4.1 引言26(1) 液压加载系统的原理26(2) 液压元件的选择27(3) 本章小结29第 5 章 各个零部件的设计.30 5.1 引言305.1. 径向加载台的设计305.2. 轴承座的设计315.3. 轴

12、向液压缸加载台的设计345.4. 轴向液压缸支架的结构设计355.5. 试验机平台的设计365.6. 本章总结36第 6 章 总结与展望 .37 6.1 总结376.2 展望37参考文献39致 谢 .40 附录一.41 附录二.56 IV第 1 章 绪 论3.2 课题的背景及意义滚动轴承是机器运转中重要的零部件，是旋转结构中的重要组成部分之一， 具有承受载荷和传递动运动的作用。可是，滚动轴承是机器运转时主要故障来源之一，有数据结果分析表明：旋转机器中有 35%的故障都与轴承的失效相关，轴承能够使用多久和可靠性的大小直接影响到机器系统的整体性能。为此在对轴承的加速老化试验和加速寿命试验，对于研究

13、轴承的故障演变规律和失效原理有着很重要的意义1。在 20 世纪前期，Lundberg 和 Palmgren 对 5210 的滚动轴承做了很多试验， 根据 1400 多套滚子轴承、球轴承的寿命试验结果，在 Weibull 分布理论的基础上，通过研究得到了寿命与负载的方程式，称为 L-P 公式2。伴随我国轴承制造技术的不断发展，轴承的几何结构和制造精度得到了相当高的提升和改进。目前， 在市场上有几百种不一样型号的滚动轴承。现在的 5210 轴承钢的材料和制造精度比以前的要好，而且现在在材料的选择上己近不局限于轴承钢。现在生产轴承的原料包括合金钢，陶瓷，轴承钢和塑料等。为此，为了评估新材料的处理工艺

14、， 新材料和新几何结构的滚动轴承的磨损寿命，还得对滚动轴承做疲劳寿命试验。另外由于加工技术的提高和材料科学的发展，使用时润滑条件的改善，轴承能够使用的时间越来越长。来自工业和武器等方面的需求也助推了滚动轴承箱相当好的方向发展。比如发电设备，排水设备等要求轴承工作时间连续不间断的十几二十几的小时不间断的无故障运行 10000-20000 个小时，折算一下相当于与连续工作 11-22 年并且中间没有出现任何故障，即使是电动工具、一般机械和家用电器等对寿命的要求相对较低的使用场景也要求轴承无故障的间断或不间断的工作 4000-8000 小时。因此，在很多情况下，研究轴承的寿命必须利用加速疲劳寿命试验

15、方法来获得轴承在高应力的疲劳寿命，并且通过加速实验的结果来估计不一样应力水平下的疲劳寿命，以减少试验时的成本和时间。44滚动轴承是机械的关节，在工业中运用广泛，所以对配套件的要求较高。轴承制造业中轴承精度为 0.001mm，其精度要求高，然而要求不高的设备中制造公差仅为 0.01mm4。电机中产生的不明噪声以及反常振动与滚动轴承有很大关系，高制造精度设备中试验主轴的温度升高和摆差也是与轴承的性能和质量密不可分。通讯卫星的通讯情况与旋转设备中轴承直接相关，对国民经济众多部门有影响的航天航空行业，其重要部件中承担关键作用的轴承质量不过关，就会产生严重事故。交通运输、纺织、家用电器、医药设备、农业、

16、建筑等行业，其旋转设备的功能特性、正常运作的寿命、精度等众多因素都和轴承息息相关，同时我国器械的出口情况和核心技术设备的制造能力也深受工业轴承发展的影响，国防科技力量及国民经济实力等诸多领域中滚动轴承都担当重要角色5。3.3 国内外研究现状分析目前，轴承试验的种类有以下几种：轴承寿命试验、轴承性能试验、轴承零部件试验、轴承材料试验、轴承设计验证试验、强化试验等。轴承寿命试验是确定轴承疲劳寿命的试验。轴承性能试验是考核轴承的某种特殊性能，例如极限转速试验、载荷试验、润滑性能试验、温升试验、高温试验、低温试验等。轴承零部件试验是对轴承的钢球、滚子、密封圈零部件进行的试验。轴承强化试验是一种寿命试验

17、，也就是给定试验轴承载荷比较大，能够达额定载荷的 0.5 倍以上。通过这种方法来缩短试验时间。轴承设计验证试验是根据轴承实验数据，例如温升、振动、噪音等，提出改进意见6。3.4 轴承试验机常用技术 试验机主体试验轴承、轴系及支撑部分构成了试验机的主体部分，试验机的最高转速和所能过承受的最大载荷由这些结构的优劣决定的，轴系的精度也决定了试验机的精度，进而决定了试验机试验数据的准确度。所有试验机试验的轴承大小都是有一定范围的，结构设计的主要目的是解决转速、载荷和轴承尺寸范围的矛盾7。桥式结构：主要用于轴承寿命实验机、试验角接触轴承和圆锥滚子轴承。其特点为加工精度高，适用于高转速轴承试验。悬臂结构：

18、每次只能试验一套轴承，拆装和测试都很方便，通常用于润滑油润滑状态测试、润滑油油膜厚度测试以及内圆温度测试等，主要用于轴承的性能试验。组合式结构：这是桥式结构的一种，在方箱内有三个活动的方块，在一定范围内试验轴承的跨距都可以调节。其结构紧凑，试验范围较大。因为没有固定支撑试验轴承的衬套，故转速较低。当转速过高后，试验机振动会很大，进而影响试验机试验效果8。 试验台介绍通过查阅资料，了解了 ZCS-II 液体动压轴承试验机的结构。实验仪器的部件主要有电机、皮带、摩擦力传感器、压力传感器、轴瓦、加载传感器、主轴、油槽、底座、面板以及调速旋钮组成9。如图 1.1图 1.1 ZCS-II 液体动压轴承试

19、验机ZCS-II 液体动压轴承试验机主要用于机械设计中液体动压滑动轴承实验，主要用它来观察滑动轴承的结构、测量其径向、轴向油膜压力分布、测定其摩擦特性曲线。1.4 本文研究的主要设计内容本次设计中依据滚动轴承故障模拟试验机的功能特性，找到实现机械部分特性的方式，根据工业中实际工况设计出其设备的结构，具体内容如下所示：（1）第 1 章为绪论，本章介绍了查阅的相关资料，了解滚动轴承故障模拟试验机设计的应用范围，国内外发展现状，写文献综述，并提出研究的课题。（2）第 2 章为总体方案的设计，试验机由输入机构、轴承、加载装置等组成，滚动轴承作为承载部件，一般与加载装置和输入机构一起工作，根据其功能特性

20、和实际工况，确定滚动轴承故障模拟试验机的总体设计方案，最后分析设计方案的合理性。（3）第 3 章为滚动轴承故障模拟试验机的各个零件的选型以及设计计算， 要完成了设备机械传动部分的设计，包括试验工况的设计；电动机的选型；单级斜齿轮减速机的设计，齿轮的选择及强度校核，轴的选择及强度校核；主轴的设计和校核；轴承的选用以及圆锥滚子轴承寿命的校核。（4）第 4 章中设计加载系统，该系统能完成能量传递和转换，在试验机的实际工况之下，要求建立稳定而安全的液压加载系统以确保液压加载系统的技术指标，在试验时，保持稳定的加载力还能够自动调节，保证试验的安全和准确性；（5）第 5 章试验机平台和各个零部件的设计，根

21、据其相应的位置和实际的需要设计其具体的外形和结构，并对其进行 solidworks 三维模型构建。（6）第 6 章为总结，总结本次设计遇到的问题，主要研究工作，以及从中所得的收获和提出更深层次的研究方向。 第 2 章 总体方案的设计2.1. 轴承概况滚动轴承通常包括外圈、内圈、滚动体及保持架。在特殊情况时，可以没有外圈和内圈，由其他相应的零部件替代。为了需要，有的轴承装有防尘套、安设调节用的紧定套和密封圈。轴承的内圈一般装配在轴上和轴一起转动。轴承外圈一般装在机或轴承座内起支撑作用，有些轴承是内圈固定起支撑作用，外圈转动，如汽车轮毅轴承。滚动轴承中滚动体是绝对少不了的零件，只有通过滚动体才能形

22、成滚动摩擦。滚动体的类型有圆柱滚子、钢球、圆锥滚子、滚针和球面滚子。圆柱滚子可以分 为空心圆柱滚子、长圆柱滚子和端圆柱滚子;球面滚子可以分为非球面滚子和球 面滚子。滚顶体是数量及体积能够影响到轴承的承载能力10。保持架的功用是将轴承里面的滚动体依次按比例的分离，使滚动体与内圈或外圈独立组成组合件，使滚动体在轨道上的运动时是正确的，能够提高轴承里面的润滑和载荷分配能力。附带保持架的轴承摩擦小，更多用于高速旋转的情况下。2.2. 设计要求结合本次设计提出的要求，以下对本试验台所需要的功能特性和设计要求进行总结：（1）滚动轴承试验台应该包括机械系统、传动系统、加载系统及辅助设备。（2）可以简便快速地

23、模拟出滚动轴承在轴向和径向加载时的故障特征。（3）可以进行无极调速，并有速度负反馈的自动调节体系。（4）利用摩擦带传动的过载保护。（5）可以一定程度上降低实验员的工作量，同时保证操作者的人身安全。2.3. 总体的设计方案根据上述所提出的本试验机所需要具备的功能特性并依据实际的条件，现在提出对本试验机方案的总体设计方案：（1）将选用调速电机，可以实现无极调速；（2）将采用液压加载，可以同时对试验轴承进行轴向和径向加载。液压加载系统的的动力元件是液压泵，故将输入的机械能转换为压力能输出；其执行元件是液压缸，能够将压力能转换为机械能；控制调节元件选用的是各种液压缸， 可以控制液压油的压力和流量的大小

24、，以及流动的方向，用来带动液压缸做不同方向的运动，以及有区别的行程。液压加载的好处：依据试验轴承在不同工况下的要求，在转变液压缸加载力的同时，改变主轴的转速，模拟试验轴承多种工况； 由于基本采用液压油作传动介质，故液压元件可以自我润滑，使用寿命较长；可以实现无间隙传动，同时运动平稳；其装置重量轻，体积小，动态性能好10。（3）选用单级斜齿轮减速机，降低转速，增大转矩，传动平稳。（4）本试验台将采取将传动系统封装的方式，可在一定程度上保证操作者的操作安全，并且可以在一定程度上避免外界灰尘以及杂质的干扰。（5）实验轴承选用单列圆锥滚子轴承，它主要只适用于经受以径向载荷为主的径向和轴向联合载荷。表

25、2-1 常用滚动轴承的工作特性名称调心球轴承调心滚子轴承单列圆锥滚子轴承推力球轴承深沟球轴承角接触球轴承双列圆柱滚子轴承滚针轴承承载能力轴向载荷差中良良差良无无轴向载荷方向双向双向单向单双向皆可双向单向无无 方案一图 2.6 方案一试验台结构简图1、电机2、试验主轴3、联轴器4、支撑轴承5、转子6、试验轴承F1、径向加载力F2、轴向加载力根据设计的方案，试验主轴是靠两个滚动轴承支撑的，支撑轴承左端与联轴器相连，试验轴承左端与转子相连，轴承右端施加轴向载荷，试验主轴作旋转运动，试验轴承外的剖分式轴承座上施加径向载荷，试验轴承的左端设置有用于调节质量平衡的转子。通过分析试验台结构可知，要频繁的更换

26、转轴上转子的配重， 需要反复的拆装实验装置，从而影响转配精度，还会不利于试验的正常运行，所以上述方案不合理。 方案二图 2.7 方案二试验台结构简图1、电机 2、减速机 3、试验主轴 4、支撑轴承5、F1、轴向加载力 6、试验轴承 7、F2、径向加载力根据设计的方案，电动机选用了卧式安装，试验主轴是靠两个滚动轴承支撑的，试验主轴和电机是靠带来传递动力的，电机轴和减速机输入轴的连接以及试验主轴和减速机的输出轴连接是通过键，电机轴和减速机连接，从而降低速度， 增加扭矩，以此来传递运动，并能够实现过载保护，通过液压缸施加轴向和径向载荷，把压力施加轴承上，模拟实际工况。2.4. 方案可行性、安全性和经

27、济性分析试验机将采用方案二进行，它采用调速电机和运用液压缸进行轴向和径向加载，根据试验轴承在不同工况下的要求，在改变液压缸的输加载力的同时，改变主轴的转速，模拟试验轴承的不同工况；由于基本采用液压油作传动介质，故液压元件能自我润滑，使用寿命较长；液压加载可以实现无间隙传动，运动平稳； 液压装置重量轻，体积小，动态性能好。采用带传动，构造简单，价格低廉，缓冲吸振，有过载保护的功能，用保护壳对带传动部分进行保护并确保安全性；选用单列圆锥滚子轴承，其本身结构能够较好经受径向和轴向的联合载荷。综上可知，该方案具有较好的经济型和安全性，故方案二可行。2.5. 本章小结滚动轴承故障模拟试验机是整个故障模拟

28、系统的核心部分，为后面的故障诊断信号分析打下基础。通过对目前较为成熟的试验机设计方案进行分析和探索， 得出本试验机所需要具有的功能特性和设计要求，因此计划出了本试验机设计的两个方案。最后通过对方案一和方案二的性能分析与合理化的判断，最终确定本次设计选择方案二。第 3 章 传动方案设计 引言滚动轴承故障模拟试验机主要应用于模拟轴承故障，对其监测，本章结合试验机的工况对其零部件进行选择和设计计算，其结构主要由调速电机、减速机、试验主轴、滚动轴承、轴向和径向液压加载装置、剖分式轴承座、试验机平台和其他一些辅助设备组成。 工况的设计（1）试验机工作环境：室内、正常室温、正常湿度，有少许尘土；（2）试验

29、机动力来源：能够调速的电机；（3）试验机所承受的径向力和轴向力均为 4000N，径向载荷和轴向载荷均为 5Mp；（4）试验主轴的线速度 V=1m/s；（5）减速器传动效率h1 = 0.97 ，滚动轴承传动效率（一对）h2 = 0.99 ，所以总动效率：h =h1 ·h2 = 0.96(3.1) 电动机的选型根据设计的方案可知，电动机选择卧式安装，同时根据试机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动、调速的要求，同时根据使用场合的环境条件（室内、正常室温、湿度，有少许尘土），查阅4后，选择 YCT 系列电磁调速三相异步电动机11。 电动机功率的计算：P0 = Fv / 1000hF = F

30、1(3.2)(3.3)其中，v = 1m / s ， F1 = F2= 4000N 。计算得， P0 = 4KW试验机受到的轴向力和径向力均为 4000N，试验主轴的线速度为v = 1m / s 。一般需要的拖动电机功率为 1.5 P0 ，故计算出所需要的电磁调速电机的拖动电机功率为 6KW。 电动机的选型通过查阅12后选择型号为.YCT200-4B 的 YCT 系列电磁调速三相异步电动机，其中 D = 38mm。图 3.1 YCT 系列电磁调速三相异步电动机卧式安装示意图表 3-2YCT 系列电磁调速三相异步电动机卧式安装尺寸及外形尺寸型号安装尺寸外形尺寸HAA/2WBWCDEFGKABAD

31、MDLYCT200-4B200318159356503880103920308545其中，YCT200-4B 电动机的安装尺寸 H = 200mm 。表 3-3YCT 系列电磁调速三相异步电动机技术参数型号拖动电机功率/kw额定转矩/N·m调速范围/r·𝑚𝑖𝑛1电源YCT200- 4B7.547.71250125三相交流50Hz 380V3.4 减速机的设计3.4.1 传动比的计算主轴的转速的计算公式为：n = 60 · v1pD(3.4)计算得， n1 = 191.1r / min则减速机的减速比为i = nmn1

32、(3.5)其中， nm 为电磁调速电机输出转速， nm = 1250计算得， i = 6.543.4.2 运动和动力参数电磁调速电机输出轴为 0 轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为：n = nm= 1250r/ min各轴输入功率：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 为弹性联轴器效

33、率，h 2 为轴承效率，h 3 为齿轮传动效率；h1 =0.99 ；h2 =0.98 ；h3 =0.98 ；各轴输入转矩： T =P9550 n= 9550 ´ 6.181250= 47.2N × mT =P9550n= 9550 ´5.94191.1= 296.9N × m(3.8)各轴的运动和动力参数如表 3.4。表 3.4 各轴运动和动力参数电动机输出轴高速轴低速轴转速（r/min）12501250191.1功率（kW）6.246.185.94转矩（N·M）47.747.2296.93.4.3 齿轮传动设计计算由上可知，小齿轮转矩T1=

34、47.2N6 m ，小齿轮转速n1= 1250r/ min ，传动比i= 6.54 。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选 8 级精度（GB10095-88）13选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS。（2）确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮硬度均为软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式。应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后按弯曲疲劳强度校核。（3）初选齿数选小齿轮齿数z1 =24 ：大齿轮齿数z2 =

35、i × z1= 6.54 ´ 24= 156.96(3.9)取z2 =156 ，齿数比为 6.5初选取螺旋角 b = 14°32KtT1u + 1fd×u(Z H Z e Z b Z Es H )2（4）按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即d 1t³(3.10)确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt = 1.5选取区域系数 Z H计算端面重合度= 2.433éæ 11 öùea计算轴面重合度= ê1.88ë- 3.2çè z1±÷ú

36、;z1 øû= 1.75(3.11)取e b = 1e b =0.318fdz1 tan b1(3.12)小齿轮传递的传矩T1 计算重合度系数螺旋角系数= 47.2N4 - e a3ze =zb =(1) m(1- e bcosb) + e be a= 0.98= 0.76(3.13)(3.14)选取齿宽系数F d = 1查得材料弹性影响系数Z E = 189.8 。按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限s H lim1 = 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限s H lim 2= 400MPa计算应力循环次数：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查得接触疲劳寿命系数K HN 1= 0.94,K HN 2= 1.04 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式(10-12)得计算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)试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得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）确定主要参数计算圆周速度v = p d1t n1= p ´ 48 ´ 1250 m s= 3.14

39、m s60 ´ 1000齿宽 b、法面模数 mnt60 ´ 1000(3.18)b = Fd d1= 1.0 ´ 48mm= 48mmm nt= d1tcos bz1= 48 ´ cos 14o mm24= 1.95mm(3.19)计算纵向重合度e be b =0.318Fd z1 tan b= 0.318 ´ 1 ´ 20 ´ tan 14 o= 1.59(3.20)计算载荷系数 K 由机械设计手册表 10-2 查得使用系数 K A = 1，根据v=1.37m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv = 1.0

40、3；由表 10-4 查得 K Hb 的值与直齿轮的相同，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 ；图 10-13 查得 KFb = 1.28 故载荷系数：K = K A × KV × KHa × KHb= 1´1.03´1.2 ´1.321= 1.633按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得取d1 =d148mm=

41、 d1t1.633K3Kt´=39.33 mm1.6= 39.6mm(3.21)计算法面模数m n= d1 cos bz1= 48 ´ cos 14o mm24= 1.95mm(3.22)标准模数： m =确定中心距为2mmn( 1a =Z+ Z 2 )m= (24 + 156) ´ 2 mm= 185.52 mm2 cos b将中心距圆整为 185mm2 ´ cos 14o(3.23)按圆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）计算主要尺寸。分度圆直径为d1 = mn z1/ cos b =2 ´ 24cos13.36°mm = 49.34(3.25)d2 = mn z2齿宽/ cos b =2 ´156cos13.36°mm = 320.68(3.26)b1 = b2 + 5 = 48 + 5 = 53b2 = b = 48(3.27)(3.28)（7）校核齿根弯曲疲劳强度计算当量齿数zv 1z=z11cos3 b=z2=24cos3 13.36o=156= 26.06= 168.381v 2cos3 bcos3 13.36o(3.29)查取齿形系

43、数得YFa1 = 2.60,YFa 2 = 2.18查取应力校正系数得YSa1 = 1.595,YSa 2 = 1.79查取弯曲疲劳许用应力，得小齿轮的弯曲疲劳强度极限s FE 1 =齿轮的弯曲疲劳强度极限s FE 2 = 160MPa420MPa ；大查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1= 0.84,K FN 2= 0.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，则s F 1s f 2弯曲应力为= 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 , 故齿根弯曲强度合适。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，低速级大齿轮采用右旋。3

45、.4.4 轴的设计计算表 3-5 轴上的功率、转速和转矩转速（ r / min ）高速轴功率（ kw ）转矩 T（ N × m ）12506.1847.2（1）选择轴的材料，确定许用应力。1材料为 45 钢并经调质处理。许用弯曲应力s - = 55MPa 14。（2）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计手册，取A0 =于是得:115 ,d minP= A0 3 n6.18=´=1153 19.6mm1250(3.33)考虑到轴要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 3%5%，取为 20.220.58。初选标准直径为 20mm。 （3）轴

46、的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 图 3.2 轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段-的直径最小，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应， 需同时选取联轴器型号。选用星形弹性联轴器，其与电机轴连接部分孔径为38mm，与减速器连接部分孔径为 20mm，轴的最小直径与联轴器孔径相符，故取 20mm。初步选择滚动轴承15。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d-=22.5mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32205，其尺寸为 d×D× T=25mm &

47、#215; 52mm × 19.25mm ， 故 d - =d - =25mm ； 而 L - =B+21=19.25+30=49.25mm，L-=30mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30307 轴承的定位轴肩高度 h=6.5mm，因此，套筒左端高度为 6.5mm，d-=38mm。取安装齿轮的轴段-的直径 d-=30mm，取 L-=53mm 齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为 30.5mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，故取 L-=40mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位联轴器与轴的周

48、向定位选用平键 6mm×6mm×45mm，联轴器与轴的配合为r6；齿轮与轴的周向定位选用平键 10mm×8mm×43mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m616。 （4）计算输出轴上斜齿轮受力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）强度校核1、轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图, 2、计算支撑反力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、画弯矩图FVB = Fr 4 - FVA = 1177.2 - 659.23 = 517.97

50、MHA = FHA · L1 =1762.5´ 44 = 77550N · mm(3.35)合成弯矩图MVB = FVB · L2 = 517.97´ 56 = 29006N · mmM 2 HB + M 2VBM B =(3.36)=775502 + 2900624、转矩图= 82797N · mmT = 47200N · mm(3.37)(3.38)根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出剖面 A 是轴的危险截面。减速器取a = 0.6，则M 2 + (aT )2sca=82797 2 + (0.6 ´ 47200 )2W0.1 ´ 303MPa= 32MPa(3.39)s ca已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得s -1 = 70MPa 。因此< s -1 ，故安全。图 3.3 轴的受力和弯矩图5.1 实验主轴的主要设计内容由于在试验机总体的设计方案中已经确定了选择单列圆锥滚子轴承，因为其主要只适用于经