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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(yè) 1 班級設 計 人 指導教師目 錄一、 設計題目.1二、 系統(tǒng)總體方案的確定.1三、 設計原始數(shù)據(jù)2四、 電動機的選擇3五、 傳動比的分配4六、 執(zhí)行機構(gòu)尺寸計算5七、 機構(gòu)運動分析6八、 V帶設計.15九、 傳動裝置的運動和動力參數(shù).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(jié) 果一、 設計題目：油田抽油機二、 系統(tǒng)

2、總體方案的確定：系統(tǒng)總體方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)；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(tǒng)方案總體評價：（）方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)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(jīng)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(shù)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(huán)境。最終方案確定：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)（如下圖）三、 設計原始數(shù)據(jù)：每日抽油量123沖程04搖桿長度151許用壓力角32行程速比系數(shù)108平衡重840泵筒

3、和活塞的直徑0038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(zhì)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(zhì)量負荷：其中，、和、分別為不同直徑抽油桿的每米長質(zhì)量及連接長度，由原始數(shù)據(jù)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(zhuǎn)速，為曲柄軸上的最大轉(zhuǎn)矩，可由下式計算：代入數(shù)據(jù)可得：又知，帶傳動效率，軸承傳動效率，齒輪傳動效率，聯(lián)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(zhuǎn)速； 五、 傳動比分配：電動機滿載轉(zhuǎn)速；那

4、么，機構(gòu)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(zhí)行機構(gòu)尺寸計算：執(zhí)行機構(gòu)如下圖：根據(jù)原始數(shù)據(jù)有：，；行程速比系數(shù)；則，由于，則點位于圓內(nèi)，如下圖：，其中；其中，由于，則：解得：，；七、 機構(gòu)運動分析：1.數(shù)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(zhuǎn)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(jīng)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(jié)果Visual C+ 程序#include std

5、io.h#include math.hvoid 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(p30)p3=p3+pi;for(p1=0;p1=2*pi;p1+=pi/18)t=ad*ad+cd*cd+ab*ab-bc*bc;a=-sin(p1);b=ad/

6、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)fabs(t2-p3)p3=t1;elsep3=t2;p2=atan(cd*sin(p3)-ab*sin(p1)/(ad+cd*cos(p3)-ab*cos(p1);w2=-ab*sin(p1-p3)*w1/(bc*sin(p2-p3);w3=ab*sin(p1-p2)*w1/(cd*sin(p3-p2);e2=(ab*w1*w1*cos(p1-p

7、3)+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=%fn,p1*k);printf(p2=%ftp3=%ftw2=%fn,p2*k,p3*k,w2);printf(w3=%ft e2=%ft e3=%fn,w3,e2,e3);printf(n);計算結(jié)果:p1=0.000000p2=72.769769p3=126.559019w2=-2.484431w3=-2.484430e2

8、=-44.913513e3=18.783482p1=10.000000p2=71.561406p3=125.466243w2=-2.788365w3=-2.283908e2=-31.081923e3=31.369448p1=20.000000p2=70.240175p3=124.487245w2=-2.977327w3=-1.988032e2=-16.251381e3=42.553314p1=30.000001p2=68.859739p3=123.662513w2=-3.047687w3=-1.611395e2=-1.497938e3=51.513309p1=40.000001p2=67.47

9、3545p3=123.024492w2=-3.003909w3=-1.174145e2=12.248639e3=57.694626p1=50.000001p2=66.131434p3=122.595624w2=-2.856885w3=-0.699570e2=24.318151e3=60.866100p1=60.000001p2=64.877241p3=122.387481w2=-2.621666w3=-0.211548e2=34.337162e3=61.103199p1=69.999998p2=63.747411p3=122.401019w2=-2.315181w3=0.267644e2=42

10、.199192e3=58.717686p1=79.999995p2=62.770612p3=122.627699w2=-1.954367w3=0.718851e2=47.994850e3=54.165222p1=89.999992p2=61.967983p3=123.051075w2=-1.554923w3=1.126829e2=51.930908e3=47.958050p1=99.999988p2=61.353963p3=123.648744w2=-1.130682w3=1.480411e2=54.258965e3=40.598618p1=109.999985p2=60.937083p3=1

11、24.394013w2=-0.693467w3=1.772254e2=55.223969e3=32.538250p1=119.999989p2=60.720928p3=125.257649w2=-0.253286w3=1.998339e2=55.033478e3=24.157602p1=129.999986p2=60.884558p3=126.209258w2=0.181308w3=2.157377e2=53.844452e3=15.762409p1=139.999982p2=60.884558p3=127.218323w2=0.602811w3=2.250238e2=51.762512e3=

12、7.587976p1=149.999979p2=61.252480p3=128.255132w2=1.004373w3=2.279408e2=48.848763e3=-0.192447p1=159.999976p2=61.798014p3=129.291394w2=1.379493w3=2.248540e2=45.130581e3=-7.458399p1=169.999973p2=62.507637p3=130.300691w2=1.721789w3=2.162068e2=40.613712e3=-14.133546p1=179.999969p2=63.364887p3=131.258707w

13、2=2.024881w3=2.024882e2=35.293896e3=-20.177828p1=189.999966p2=64.350401p3=132.143449w2=2.282351w3=1.842072e2=29.167301e3=-25.579956p1=199.999963p2=65.441872p3=132.935245w2=2.487778w3=1.618731e2=22.239269e3=-30.349710p1=209.999960p2=66.614082p3=133.616734w2=2.634848w3=1.359815e2=14.531854e3=-34.50936

14、5p1=219.999957p2=67.838974p3=134.172739w2=2.717513w3=1.070087e2=6.090695e3=-38.083851p1=229.999953p2=69.085859p3=134.590268w2=2.730206w3=0.754137e2=-3.007465e3=-41.089523p1=239.999950p2=70.321611p3=134.858339w2=2.668124w3=0.416499e2=-12.645886e3=-43.521774p1=249.999947p2=71.511211p3=134.968142w2=2.5

15、27592w3=0.061872e2=-22.656265e3=-45.342010p1=259.999944p2=72.618276p3=134.913063w2=2.306530w3=-0.304562e2=-32.805012e3=-46.465389p1=269.999941p2=73.605948p3=134.689046w2=2.005025w3=-0.676726e2=-42.778381e3=-46.751263p1=279.999937p2=74.438029p3=134.295122w2=1.626032w3=-1.047187e2=-52.170135e3=-45.999

16、798p1=289.999934p2=75.080490p3=133.734104w2=1.176126w3=-1.406700e2=-60.478020e3=-43.959549p1=299.999931p2=75.503258p3=133.013506w2=0.666233w3=-1.743886e2=-67.117485e3=-40.351479p1=309.999928p2=75.682339p3=132.146536w2=0.112142w3=-2.045174e2=-71.462173e3=-34.914249p1=319.999924p2=75.602091p3=131.1530

17、44w2=-0.465430w3=-2.295195e2=-72.917244e3=-27.471275p1=329.999921p2=75.257385p3=130.060160w2=-1.041487w3=-2.477780e2=-71.022743e3=-18.011518p1=339.999918p2=74.655161p3=128.902238w2=-1.588289w3=-2.577586e2=-65.569252e3=-6.764577p1=349.999915p2=73.815239p3=127.720069w2=-2.077758w3=-2.582217e2=-56.6932

18、72e3=5.758087p1=359.999912p2=72.769783p3=126.559032w2=-2.484429w3=-2.484431e2=-44.913578e3=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 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RRP3桿3的轉(zhuǎn)角AA公式中間變量BB公式中間變量CC公式中間變量P1桿1的轉(zhuǎn)角P2桿1的轉(zhuǎn)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(jù)和,由圖17-11

19、 選取B型帶2.帶輪基準直徑由圖17-11并參照表17-5選取3.帶速4.中心距、帶長及包角根據(jù)式（17-18）初步確定中心距根據(jù)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(jù)式（17-22）驗算小輪包角5.帶的根數(shù)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(shù)：1. 各軸轉(zhuǎn)速軸 軸 軸 2. 各軸輸入功率軸 軸 軸 曲柄轉(zhuǎn)盤則為： -軸的輸出功率則分別是輸入功率乘軸承效率；

20、 3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：軸 軸 軸 曲柄轉(zhuǎn)盤 -軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率；運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：,電動機軸名效率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.5835825.709604.000.96軸2.480242.4430498.68897.2082403.701670.95545軸2.369742.33419349.036343.80164.83562.961340.95545軸2.264172.23021987.566972.75321.89401.000.95545曲柄轉(zhuǎn)軸2.207902.17478963.025948.58021.89

21、40十、 齒輪的傳動計算.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(shù)YN 由式（18-17）及表18-10，彎曲應力循環(huán)次數(shù)由圖18-25，取壽命系數(shù)(3) 彎曲疲勞極限 由圖188，取極限應力 (4)尺寸系數(shù) 估計模數(shù)，由圖18-26,取尺寸系數(shù)(5)安全因數(shù) 參照表18-11，取安全因數(shù)(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(shù) 接觸應力循環(huán)次數(shù)，由圖18-21，取接觸強度計算

22、的壽命系數(shù)， (2)接觸疲勞極限 由圖18-4 ，取極限應力(3)安全因數(shù) 參照表18-11，取安全因數(shù)(4)許用接觸應力 由式(18-16)及，許用接觸應力（二）選擇齒數(shù)，齒寬系數(shù)及精度等級（1）初取齒數(shù) 初取小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)圓整?。?）選擇齒寬系數(shù)及精度等級 取齒寬系數(shù)，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(shù)（1）使用系數(shù) 由表18-7，?。?）動載系數(shù) 由表18-14，?。?）齒向載荷分布系數(shù) 由圖18-16，?。?）齒間載荷分配系數(shù) 由齒輪切向力及條件查表18-8，?。?）計算 由式(18-8)及式(18-9)，載荷系數(shù)（四）重合度計算

23、初估螺旋角，依據(jù)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(shù) 當量齒數(shù)查圖18-23，?。?）應力修正系數(shù) 由圖18-24，?。?）重合度系數(shù) 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(shù)（4）螺旋角系數(shù) 查圖18-28，?。?）由齒根抗彎疲勞強度條件求模數(shù) 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(shù)取標準模數(shù)（六）確定主要參數(shù)（1）中心距 初算中心距圓整?。?）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

24、實際齒數(shù)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(shù) 查表18-9，（2）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖18-20，取（3）重合度系數(shù) 由式（18-28）（4）螺旋角系數(shù) 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(shù)；由圖18-21，取壽命系數(shù)；于是由式（18-22），許用接觸應力（2）校核齒面靜強度 根據(jù)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

25、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(shù)；由圖18-25，取壽命系數(shù)；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.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(shù)YN 由式（18-17）及表18-10，彎曲應力循環(huán)次數(shù)由圖18-25，取壽命系數(shù)(3) 彎曲疲勞極限 由圖188，取極限應力 (

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

27、用系數(shù) 由表18-7，取（2）動載系數(shù) 由表18-14，?。?）齒向載荷分布系數(shù) 由圖18-16，?。?）齒間載荷分配系數(shù) 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(shù)（四）重合度計算 初估螺旋角，依據(jù)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(shù) 當量齒數(shù)查圖18-23，?。?）應力修正系數(shù) 由圖18-24，?。?）重合度系數(shù) 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(shù)（4）螺旋角系數(shù) 查圖18-28，?。?）由齒根

28、抗彎疲勞強度條件求模數(shù) 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(shù)取標準模數(shù)（六）確定主要參數(shù)（1）中心距 初算中心距圓整?。?）螺旋角 滿足幾何條件的螺旋角（3）驗算傳動比誤差 實際齒數(shù)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(shù) 查表18-9，（2）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖18-20，?。?）重合度系數(shù) 由式（18-28）（4）螺旋角系數(shù) 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

29、照表18-11，取靜強度安全因數(shù)；由圖18-21，取壽命系數(shù)；于是由式（18-22），許用接觸應力（2）校核齒面靜強度 根據(jù)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(shù)；由圖18-25，取壽命系數(shù)；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(shù)目：軸承旁聯(lián)接螺栓直徑

30、：機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑：聯(lián)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(nèi)機壁距離：齒輪端面與內(nèi)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：123451.各段軸的直徑軸段1為軸承徑，其直徑應符合軸承內(nèi)徑標準，且，由此選定。因此，軸承代號為32007。軸段2與齒輪配合

31、，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

32、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）.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（二）.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

33、。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(nèi)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(shù)為由表21-11，圓錐滾子軸承的內(nèi)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

34、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），由表21-8取沖擊載荷因數(shù)。系數(shù)X，Y與判斷因子e有關(guān)，由手冊中查的32009軸承，軸承 故,則軸承 故,則(四)壽命計算因,且兩軸承型號相同，故只按軸承計算壽命即可。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，故只按軸承計算壽命即可。取。由表21-14，取靜強度安全因數(shù)。由式（21-14） 故滿足靜強度要求。十五、 軸的強度校核1畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為

35、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(zhuǎn)矩陣圖根據(jù)條件，取轉(zhuǎn)矩6.作出當量彎矩圖，并確定可能的危險截面已知材料為40Cr鋼調(diào)質(zhì)，由表201查得用插值法由表20-4查得，由已知條件，軸的轉(zhuǎn)矩可按脈動循環(huán)考慮，即則截面I：7校核軸徑截面有雙鍵，最小軸徑應增大15%；結(jié)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(yè)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（第二版）主編：龔桂義 高等教育出版社機械設計手冊40Cr接觸疲勞強度足夠靜強度滿足要求40Cr，疲勞強度足夠40mmA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