万能材料试验机毕业论文

1、摘 要 试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。在研究探索新材料、新工艺、新技术和新结构的过程中，试验机是一种不可缺少的重要测试仪器。 本文首先概述了试验机的基本定义、研究背景及意义、分类与国内外一些重要生产商的成果。第二部分论述了滚珠丝杠-锥齿轮、滚珠丝杠-链传动、滚珠丝杠-直齿轮和液压驱动四种传动方案，并进行对比分析，最后选择滚珠丝杠-锥齿轮传动系统作为本文的设计对象。第三部分对试验机的主要机械

2、传动部分，如电动机、滚珠丝杠传动系统、锥齿轮传动系统、减速器、轴以及轴承、无级变速器等各部分进行选择、详细设计与计算，经过校核后所有设计均符合要求。在文章的最后简明的介绍了做本次毕业设计的一些心得体会。关键词: 试验机 滚珠丝杆 锥齿轮 蜗轮蜗杆目 录1 绪论41.1 研究背景及意义41.2 国内外研究现状41.2.1 国内材料试验机的现状41.2.2 国外材料试验机的现状71.3 本论文研究内容82 万能材料试验机机械传动部分设计方案92.1 方案简述92.1.1 方案一 ：锥齿轮传动92.1.2 方案二：圆柱齿轮传动92.1.3 方案三：丝杠传动102.1.4 方案四：液压传动112.2

3、各种方案分析113 万能材料试验机传动部分设计133.1 万能材料试验机传动部分总体结构133.2 传动部件的设计与校核133.2.1 电动机的选择133.2.2 传动装置总传动比的计算及其分配153.2.3 蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核153.2.4 锥齿轮的传动设计与校核203.2.5 工作主轴的设计与校核273.2.6 滚珠丝杠传动的设计与校核373.2.7 无级变速器设计与校核424 总结58参 考 文 献59Abstract60致 谢611 绪论1.1 研究背景及意义材料试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零

4、部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。在研究探索新材料、新工艺、新技术和新结构的过程中，试验机是一种不可缺少的重要测试仪器。广泛应用于机械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通运输、等工业部门以及大专院校、科研院所的相关实验室。对有效使用材料、改进工艺、提高产品质量、降低成本、保证产品安全可靠等都具有重要作用。材料试验机的种类很多，有多种不同的分类方法。按加荷方法分类: 静负荷试验机(静态)和动负荷试验机(动态)。其中静态试验机一个主要组成部分。万能试验机又可分为机械万能试验机、液压万能试验机、

5、电液伺服万能试验机和电子万能试验机。1.2 国内外研究现状1.2.1 国内材料试验机的现状图1-1 电子万能试验机我国计量检测事业的历史悠久，但试验机制造行业在旧中国是空白，中华人民共和国成立后，党和政府十分重视计量检测技术的发展，采取了许多重要措施来发展仪器仪表工业。经过五十多年的努力，我国万能材料试验机的制造，从无到有、从小到大，从单参数到多参数，从静态到动态，逐步发展成初具规模，具有能生产静负荷试验机（如拉、压万能试验机、扭转试验机、松弛试验机、持久强渡试验机、蠕变试验机、复合应力试验机等）和动负荷试验机（如冲击试验机和疲劳试验机等）的能力，有效地促进了国民经济建设和国防建设的发展。我国

6、万能材料试验机市场已形成一定的规模，试验机产品的发展日趋大型化、智能化、动静态功能复合化，有的试验机产品已出口到国外，远销到亚洲和欧美市场，具有一定的竞争能力。上图1-1所示为电子万能材料试验机(双柱落地式)，它主要用于金属、非金属材料的拉伸、压缩、弯曲等力学性能测试和分析研究。可自动求取ReH、ReL、Rp0.2、Fm、Rt0.5、Rt0.6、Rt0.65、Rt0.7、Rm、E等试验参数，并可根据GB、ISO、DIN、ASTM、JIS等国际标准进行试验和提供数据。电子万能试验机(双柱落地式)性能特点：电子万能试验机(双柱落地式)采用高强度光杠固定在上横梁和工作台面，使之构成高刚性的门式框架结

7、构。采用伺服电机驱动,伺服电机通过传动机构带动移动横梁上下移动,实现试验加载过程.分为单空间和双空间两种机型。主本机采用先进的DSCC-1全数字闭环控制系统进行控制及测量，采用计算机进行试验过程及试验曲线的动态显示，并进行数据处理，试验结束后可通过图形处理模块对曲线放大进行数据再分析编辑，产品性能达到国际先进水平。图1-2 液压万能试验机上图1-2所示为液压万能试验机WAW-100型，它的程序采用开放的数据库结构定义，符合标准GB22887、GB/T2282002、GB7314-87等试验方法，也可恨据用户要求定制特殊的试验方法。测量方式采用的是高精度压力传感器、高精度位移传感器、高线性低杂信

8、的信号处理及放大模块，人机交互方式分析计算测试材料的机械性能指标，试验结束时自动计算弹性模量、屈服强度、非比例延伸应力等，在自动分析的基础上，还可以人工修正分析结果提高分析的准确性。液压万能试验机可配置专用于材料试验机的闭环控制和数据采集的电液控制器(可以根据客户要求配置进口控制器，如：DOLI)，它具备强大的功能，叉兼有十分优异的性能价格比。适用于科研单位、大专院校、质监部门及检测中心进行检测、科研、仲裁及特殊试验的需要。一、液压万能试验机WAW-100型的特点：1、控制模式：等速率活塞行程控制、等速率力控制、等速率应力控制、等速率应变控制、力保持控制、定应力转定应变控制。2、试验力量程自动

9、转换功能：若达到容量的90%自动转换到较大容量3、自动夹持：采用液压自动夹紧，夹持可靠，不打滑4、多重保护：具有软件、硬件过载和位置保护5、自动校准：负荷、变形、位移可按标准值自动校准6、自动停机：实验结束后活塞自动停止工作图1-3 电液伺服万能试验机 上图1-3所示为电液伺服万能试验机WAW-600L，它主要用于预应力混凝土钢绞线的拉伸试验，适用于冶金、建筑、轻工、航空、航天、材料、大专院校、科研单位等领域。试验操作和数据处理符合GB/T5224-1995预应力混凝土钢绞线的要求。1.2.2 国外材料试验机的现状产品详细介绍 下图1-4所示为AG-IC系列立式电子万能试验机，它是日本岛津苏州

10、工厂组装的最先进的电子万能试验机，现已在国内的机械、电子、大学、研究院所等行业得到广泛的应用。该系列立式电子万能试验机已经取得国际CE认证。 一电子万能试验机的特点1.简便直观的中文试验软件。2.具有2.5ms采样间隔的高速度数据采集，适合各种特性材料的测试数据的真实性。3.高速返回原点功能，缩短下次试验的准备时间，提高试验效率。4.拥有多种完善的试验夹具，适合多种样品的试验要求。二电子万能试验机的用途1各种金属材料、非金属材料、复合材料的拉伸试验、压缩、弯曲试验2机械部件、电子部件的拉伸、剥离、焊接强度试验3控制或循环试验4应力松弛或蠕变试验 图1-4 电子万能试验机下图1-5所示为岛津液压

11、万能试验机UH-I系列，它是以电子控制液压驱动的伺服式万能试验机，试验载荷采用高精度压力传感器，被广泛的应用在钢铁、建材等行业。1 岛津液压万能试验机的用途1 各种金属材料的拉伸试验、压缩、弯曲试验2 木材、纤维板的压缩、弯曲试验3 上述材料的载荷保持试验4 沥青、混凝土的压缩试验2 岛津液压万能试验机的特点1. 采用大形LCD轻触屏，可以显示试验曲线，操作方便、可视性好。2. 丰富的自动控制程序为标准配置。3. 可以选择模拟指针式度盘显示器。4. 通过试验软件，实现高速数据采集。图1-5 液压万能试验机1.3 本论文研究内容以往，国内外生产的万能试验机主要包括:机械式、液压式和电子式三种。七

12、十年代初期又发展了电液伺服万能试验机。机械式万能试验机是应用较久的一种万能试验机。其研究的具体内容：一是明确材料试验机的改造思路；二是硬件部分设计；三是软件部分设计。本论文主要研究万能材料试验机的机械传动部分。材料试验机装置包括机身、横梁、齿轮、电动机、传动轴、夹具等。其中机身、横梁及支撑装置只需满足强度、刚度和稳定性要求即可, 而齿轮、传动轴、电动机等则是试验机的关键装置和部件。因此在设计的过程中应尽量解决试验机内机构之间的传动，材料方面的选择，加工精度等诸多科学问题。通过各方面的考虑以及计算设计出一款实用、精度适中、效率较高、经济的万能材料试验机的传动部分。2 万能材料试验机机械传动部分设

13、计方案 本章主要描述四种万能材料试验机的传动方案，以及每个方案的特点，从而在这四种方案中选取最佳的那个方案为本论文的研究方案。2.1 方案简述 2.1.1 方案一 ：锥齿轮传动 电动机产生动力后通过减速箱，再经过涡轮蜗杆的传动，带动圆锥齿轮运动，由圆锥齿轮的转动带动丝杠转动。与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动上横梁上下运动。上夹具固定在上横梁上，而下夹具则是通过离合器与减速箱电动机连在一起产生扭转运动，至此完成试验。如图2-1所示： 图2-1 方案一示意图2.1.2 方案二：链轮传动电动机产生动力后输出到减速器，然后进入涡轮蜗杆传动系统，进一步减速并改变运动旋转方向后，通过链传动系统传递到丝杠

14、。由链轮的转动带动丝杠转动。与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动上横梁上下运动，上夹具固定在上横梁上，下夹具则通过离合器与减速箱电动机连在一起产生扭转运动，至此完成试验。如图2-2所示：图2-2 方案二示意图2.1.3 方案三：丝杠传动电动机产生动力后输出到减速器，然后由涡轮带动丝杠转动。丝杠转动同时两个丝杠螺母同步背向或相向运动，两个连杆同时远离或靠近。这就使下夹具所在试验台向上或向下运动。上面横梁可以固定，也可以在液压、丝杠等外力驱动下上下运动，至此完成试验。如图2-3所示：图2-3 方案三示意图2.1.4 方案四：液压传动本方案与上述三种文件有所不同，本方案是由油泵驱动油缸里的活塞提供外部

15、试验力。油泵输出油经进油管达到液压缸，然后经回油管路流回回油缸再次利用。液压系统带动上横梁上下运动。下夹具通过离合器与减速箱电动机连在一起产生扭转运动，而上夹具则是固定在上横梁上。此方案要求液压系统要有较精确的控制阀的配合才能实现试验目的。如图2-4所示： 图2-4 方案四示意图2.2 各种方案分析各种方案的特点如下：方案一：（1）传动精度高，运动平稳，无爬行现象 滚动丝杠传动基本上是滚动摩擦，摩擦阻力小，摩擦阻力的大小几乎与运动速度完全无关，这样就可以保证运动的平稳性，且不会出现爬行现象（其静摩擦系数与动摩擦系数相差极小）；（2）有可逆性 滚珠丝杠摩擦损失小，可以从旋转运动转换为直线运动，也

16、可以从直线运动转换为旋转运动；（3）但是采用了蜗杆传动和圆锥齿轮传动，可以实现丝杆自锁（蜗杆传动有两个输出轴，并且转向相同，所以丝杆螺纹旋向要相反，才能使丝杆螺母运动方向一致）； （4）成本高 滚珠丝杠和螺母等元件的加工精度要求较高，光洁度要求也较高，故制造成本高。方案二：（1）传动精度高，运动平稳，无爬行现象 滚动丝杠传动基本上是滚动摩擦，摩擦阻力小，摩擦阻力的大小几乎与运动速度完全无关，这样就可以保证运动的平稳性，且不会出现爬行现象（其静摩擦系数与动摩擦系数相差极小）；（2）有可逆性 滚珠丝杠摩擦损失小，可以从旋转运动转换为直线运动，也可以从直线运动转换为旋转运动； （3）成本高 滚珠丝杠

17、和螺母等元件的加工精度要求较高，光洁度要求也较高，故制造成本高； （4）不能自锁 特别是垂直丝杠，由于自重惯性力的关系，运动部件在运动停止后不能自锁，需加制动装置；（5）链传动的制造与安装精度要求较低，成本也低。远距离传动时，其结构比齿轮传动轻便得多；（6）只能实现平行轴间链轮的同向传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比；（7）磨损后易发生调齿；工作时有噪声、振动冲击。方案三：（1）丝杠水平放置利于自锁。水平状态下不受自重惯性力，故运动停止较为容易；（2）采用涡轮驱动丝杠，由于涡轮尤其是单头涡轮传动效率低，传动精确度也较差。同时涡轮一般采用较为贵重的减摩材料（如青铜）制造，从而增加了制造成本；（

18、3）工作台有两个连杆驱动所承受力较小。在较大试验力时，连杆安全性降低，必须增大连杆尺寸，这就使得试验机所需较大的外功率来驱动。方案四：由于采用了液压驱动，故有以下特点：（1）液压传动能够实现无级变速，工作平稳；同功率时液压装置体积小、质量轻；（2）液体为工作介质易泄露，造成污染；油液可压缩故传动比不准确；传动过程中损失较大，效率较低；（3）液压传动对油温和负载变化极为敏感，对外部环境要求较高；（4）液压元件精度高，造价高；（5）液压传动一旦出现故障时不易追查原因，不易迅速排除。综合上述四种方案的优缺点以及目前市场上主流试验机形式，最后决定选择第一种方案为本设计所采取的最终方案。3 万能材料试验

19、机传动部分设计 本章主要确定万能材料试验机传动部分的总体结构，把涉及到传动部分的相关零件（电动机、锥齿轮、蜗轮蜗杆、滚珠丝杆、无级变速器、工作主轴等）设计出来，并校核。3.1 万能材料试验机传动部分总体结构 经过各方面的考虑初步确定试验机传动部分的总体结构如下图3-1所示：图3-1 传动部分总体结构示意图3.2 传动部件的设计与校核3.2.1 电动机的选择 由设计要求可知，试验机横梁最大设计速度为500mm/min，试验机所施加的最大试验力为100KN。故 式中：F试验机输出力，N；V丝杠速度，m/s；P有效功率。 电机功率在传递过程中必然有一定的损失。参阅机械设计手册可知，丝杠与丝杠螺母间传

20、动效率（0.850.95，在这里取0.9）为0.9，锥齿轮之间传动（8级精度一般齿轮传动）效率为0.94，涡轮蜗杆间（单头蜗杆传动）传动效率为0.9，无级变速器的传动效率为0.8，其他联结件传动效率为0.9。故故 上式中 P 试验机有效功率； 试验机总效率；试验机所需功率。查阅电机手册结合实际情况选择选择电动机额定功率。为了试验机的传动比不至于太大，故选择初步选择同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，所以电动机的型号为：Y100L-6或Y90L-4，其技术参数如表1所示：表1 电动机参数型 号额定功率 额定电流 转速 效率 功率因数 堵转转矩堵转电流最大转矩

21、噪声振动速度 重量额定转矩额定电流额定转矩1级2级kWAr/min%COS倍倍倍dB(A)mm/skgY100L-61.5494077.50.72.06.02.262671.835Y90L-41.53.7140079.00.792.36.52.362671.826两方案均可行,但方案1500r/min的传动比适中,电动机尺寸小，且电动机启动转矩与最大转矩都较大，过载能力也强,因此采用方案1500r/min,选定电动机的型号为Y90L-4。如下图3-2所示 图3-2 所选电机Y100L1-4三维示意图3.2.2 传动装置总传动比的计算及其分配查询机械设计手册，选择螺距为10mm的普通丝杆已知横梁

22、的最大速度为500mm/min，则求得此时的丝杠转速 式中： V丝杠速度，mm/min； P丝杠螺距，mm。根据上面所选定的电动机，按照电动机的满载转速及试验机工作部分转速，可计算出传动装置的总传动比。 再按照常用传动机构性能及适用范围，初步选择各个传动部分传动比如下：。3.2.3 蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核由设计要求可以知，蜗轮输入功率 蜗杆的最大转速 蜗轮的最大转速 传动比 预期寿命 15000h3.2.3.1 选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1998的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI传动）。3.2.3.2 涡轮蜗杆材料的选择 考虑到蜗杆速度不大，选择蜗杆材料为45钢；因希望效率高

23、些，耐磨性好些，故将其淬火至45-55HRC。涡轮材料为铸造锡青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造。3.2.3.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。查询机械设计，得到按涡轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为：确定上式的各个参数：(1)确定作用在蜗轮上的转矩(2)确定载荷系数。其中为使用系数，在表11-5中查得：；因工作载荷较稳定，载荷分布不均现象将在由于工作表面良好的磨合而得到改善，故取齿向载荷分布系数；由于转速不高，传动较平稳，冲击不大，可取动载系数；则 (3)确定弹性影响系数因选取铸锡青铜蜗轮和45钢蜗杆配合，故取材料

24、的弹性影响系数。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图11-18中可查得：接触系数。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为采用ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆采用45号刚淬火，齿面硬度 45HRC，可从表11-7查得蜗轮的基本许用应力。应力循环次数 其中为蜗轮每转一转每个轮齿啮合的次数，为蜗轮转速，为工作寿命。则接触强度的寿命系数 则 (6)计算中心距 mm根据表11-2，取中心距,因，按，故从表11-2中取模数mm,蜗杆分度圆直径。这时，从图11-18中可查询接触系数，因为，因此以上计算结果可用。2蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)蜗杆 轴向齿距：mm；直径系数

25、：mm；齿顶圆直径：mm；齿根圆直径：mm；分度圆导程角：；蜗杆轴向齿厚：mm；蜗杆齿宽：mm,取b1=50mm。(2)蜗轮蜗轮齿数：；变位系数：；验算传动比：，这时传动比误差为，是允许的；蜗轮分度圆直径： mm；蜗轮喉圆直径： mm；蜗轮齿根圆直径 ： mm；蜗轮咽喉母圆半径： mm；蜗轮顶圆直径： ，取=132mm；蜗轮齿宽： mm,取B=30mm。3.2.3.4 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度 其计算公式如下： 确定上式各个参数如下：（1）、确定当量齿数 ： 根据，从机械设计图11-19中可查得蜗轮的齿形系数。（2）螺旋角系数： （3）许用弯曲应力： 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造

26、的蜗轮的基本许用弯曲应力。寿命系数 弯曲强度是满足的。3.2.3.5 验算效率 已知；与相对滑动速度有关。 从机械设计表11-18中用插值法查得 ；代入式中得，大于原估计值，因此不用重算。3.2.3.6 精度等级公差和表面粗糙度的确定从圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为,标注为 。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。由于蜗杆滑动速度较低，产生热量较少，故可以不进行温度验算。试验机利用频率较低，故可以不润滑，或者偶尔喷油润滑即可。按照上述设计与校核画出蜗轮二维图如图3-3所示：图3-3 蜗轮二维示意图3.2.4 锥齿轮的传动设计与校核由设计要求可以知，锥齿轮最大的输入功率：

27、锥齿轮最大的输入转速 传动比 预期寿命 15000h说明锥齿轮的传动设计的这部分全参照实用机械设计，下面涉及的就不再说明了。3.2.4.1 选材、热处理、选齿数1注意事项(1)大小齿轮选材，热处理不同，小齿轮比大齿轮齿面硬度高；(2)一般用锻钢毛坯，尺寸太大可用铸钢；(3)软尺面适用中载中速；(4)尽可能用优质碳素钢；(5)热处理后切齿，精度可达级左右； 2由机械设计表10-1、表10-4及相关资料查得 小齿轮45钢，调质217HBS255HBS，取中间值236HBS；大齿轮45钢，正火163HBS217HBS,取中间值190HBS，8级精度。 3确定齿数z,校核计算公式为：由于是闭式传动，小

28、齿轮齿数在20-40之间，为了保证不使同一对轮齿固定啮合，小齿轮齿数尽量为奇数，选小圆锥齿轮齿数 (1)选，取； (2)计算； (3)。3.2.4.2 按接触强度计算由设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值 1计算 mm 2计算载荷系数 计算公式为： 其中为使用系数、为动载系数、为齿间载荷分配系数、为齿向载荷分布系数。（齿间载荷分配系数是一个从定义到计算方法都尚不十分明了的问题。在近代齿轮强度计算方法中,唯有西德标准DIN399070中存在这一系数。）。 (1)由表10-2选取使用系数 (2)动载系数跟制造精度及圆周速度有关，现试选动载荷系数记试选(3)齿间载荷分配系数可取为1(4)查

29、机械设计表10-9得轴承系数，则齿向载荷分布系数： (5)计算因（试选）,所以： 3由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 4节点系数由最新中外齿轮强度标准文集查得5.由机械设计图10-21按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限6.计算应力循环次数 7.由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数8.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得 9. 选齿宽系数值（一般），值，则 10. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值3.2.4.3 校核 因试选，可能与实际不符 1模数取标准值 取 2按几何关系计算： mm mm 3圆周速度 (1) 由机械设计图10-8查得 4校对

30、与相差不大，勿须重算。3.2.4.4 根据齿根弯曲强度校核 1计算公式 确定上式各参数值：2计算当量齿数 (1) 、 、 (2)、 3由当量齿数由机械设计表10-5查得齿形系数、，查得4-56得齿根应力校正系数、。 4确定 (1) 由机械设计图10-20c查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限；(2) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数 (3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 (4)比较与 值 小齿轮： 大齿轮： 故取大齿轮代入计算 这说明m=3符合齿根弯曲疲劳强度条件 5校核弯曲强度 而按接触强度计算的，故取大者为模数。3.2.4.5 几何尺寸计算 1分度圆直径 mm mm

31、2节锥角 3节锥距 4圆整并确定齿宽、取整 5齿顶高mm 6齿根高mm 7.齿顶圆直径 mm mm 根据上述设计与校核画出大锥齿轮的二维图如下图3-4所示：图3-4 大锥齿轮二维示意图3.2.5 工作主轴的设计与校核3.2.5.1 计算工作主轴1.求轴上的功率、转速和转矩 2. 考虑到轴与其它零件的配合，设计传动轴的结构如下图3-5所示：图3-5 工作主轴的大体结构3、 根据扭转强度计算轴的直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计表15-3查得A0=126103，取，得而此轴上有三个键槽和较多突变，轴径应加大35%，算得,取4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直

32、径和长度1) 、段轴与锥齿轮配合，取最小直径，由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取；2) 为了满足锥齿轮的轴向定位，轴段右端与轴段左端需制出一轴肩，轴肩的高度一般取为，故取、段的直径，、为过渡段，取；3) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用双列深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表15-1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61110，其尺寸为，为使轴套可靠地压紧轴承，段应略短于轴承宽度，故取；4) 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表15-1查得61110型轴承的定位轴肩高度，因此取；5) 轴段与蜗轮配

33、合，由于蜗轮的齿宽，取与处的轴肩为，则，；6) 轴段为轴环，轴环宽度，取轴肩，则，取，所以；7) 由于设计要求中要求机器外形尺寸（长×宽×高）：1520mm×840mm×2125mm，故选取5.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，蜗轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。6.确定轴上圆角和倒角

34、尺寸取轴端倒角为 ，轴肩圆角半径r取2.0mm。 综上所述，设计轴的形状如下图所示：图3-6 工作主轴的形状及其尺寸3.2.5.2 工作主轴的校核1、按弯扭合成强度校核轴的强度：首先分析轴的受力情况：图3-7 工作主轴的受力分析 对于左右锥齿轮：已知圆锥齿轮的分度圆半径为，则其平均分度圆直径：而mm对于蜗轮：对于中间两组轴承：表2 轴上载荷载荷水平面H垂直面V轴承支反力FB、C截面弯矩M B、C截面总弯矩扭矩T则此轴弯矩图如图3-8所示：图3-8 工作主轴的弯矩图而此轴的转矩图如图3-9所示：图3-9 工作主轴的转矩图2.很显然B、C截面危险面根据轴的弯扭合成强度计算公式：根据上表中的数据及轴

35、的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力而 前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计表15-1查得，均符合强度要求，故安全。2、精确校核轴的疲劳强度（1) 判断危险截面 A、B、D、E截面均受到相同大小的转矩，而截面B所受应力最大，因此B截面的左侧为危险截面。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面C的键槽与轴用弹性挡圈槽引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上弯矩最大。因此截面C同样为危险截面。（2）截面B左截面抗弯截面系数:抗扭截面系数: 截面的弯矩M为：截面扭矩为：截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力: 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。截面上由

36、于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计附图3-1可得轴的材料敏性系数为故有效应力集中系数为由机械设计附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。（3）截面C右侧抗弯截面系数:抗扭截面系数: 截面的弯矩M为：截面扭矩为：截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力: 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计附图3-1

37、可得轴的材料敏性系数为故有效应力集中系数为由机械设计附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。综上所述，该轴符合强度要求。根据上述设计与校核画出工作主轴的二维图如图3-10所示：图3-10 工作主轴二维示意图3.2.6 滚珠丝杠传动的设计与校核3.2.6.1 工作压强计算1.螺母的轴向位移：式中：令该螺纹为单线螺纹。则x1由于试验机的整体高度为2125mm，故取丝杠带动横梁的移动距离为1200mm，又要留下一定的余量，可令螺纹长度L1500mm；设计使螺纹移动时，手轮转动

38、120圈，即由此可知：2. 查询滚动螺旋传动设计基础，螺纹中径应满足：螺纹中径： ， 其中 式中： 是螺母形式参数，整体式螺母取1.22.5，分体式螺母取2.53.5,取=2pp是螺纹副许用压强，N/mm2,可取pp =10；带入数据，有 由表可知，取 ，根据滚动螺旋传动设计基础表1-5选择滚珠丝杆的材料为，热处理为整淬；螺母的材料为，热处理为淬火。3.螺母高度： 4.旋和圈数： ，符合要求5.基本牙型高度：6.工作压强：工作压强满足要求。7.查表得其摩擦系数f为0.080.10为了保证自锁，螺纹升角 8.螺纹牙根部的宽度：3.2.6.2 静载荷计算查滚动螺旋传动设计基础知基本额定静载荷特性值

39、K0计算公式：式中为接触点处钢球和滚道表面的主要曲率式中：钢球直径，取；螺杆滚道曲率半径，取；接触角，取；滚动螺旋公称直径，取。基本额定静载荷 静载荷条件 条件满足，故合格。3.2.6.3螺杆的强度计算则根据第四强度理论：螺杆最大弯曲应力，查表可知 故螺杆强度合格。3.2.6.4寿命计算其计算公式为：确定上式参数如下：1.螺母接触系数：2.螺杆接触系数：3.寿命系数：4.转速系数： 5.寿命条件： 式中： 载荷系数； 硬度影响系数； 短行程系数； F试验机工作力，N。故满足条件合格。采用固定式内循环如图3-11所示，为内循环示意图、图3-12为滚珠丝杆副的组成图3-11 固定式内循环示意图1-

40、滚珠；2-丝杆；3-反向器；4-螺母图3-12 滚珠丝杆副的组成接触角：钢球直径：mm螺纹滚道曲率半径： mm偏心距： mm螺纹升角： 螺杆大径：螺杆小径：螺杆接触点直径：螺杆牙顶圆角半径：螺母螺纹大径：螺母小径：根据上述设计与校核画出滚珠丝杆与螺母的二维图如图3-13所示：图3-13 滚珠丝杆与螺母二维示意图3.2.7 无级变速器设计与校核3.2.7.1 选择无级变速器的类型1. 查询机械传动设计手册知：钢球外锥轮式无级变速器符合题目要求。其结构示意图如图3-14所示。动力由轴1输入，通过自动加压装置2，带动主动轮3同速转动，经过一组（38）钢球4利用摩擦力驱动输出轴11，最后将运动输出。传

41、动钢球的支承轴8的两端，嵌装在壳体两端盖12和13的径向弧行倒槽内，并穿过调速涡轮5的曲线槽；调速时，通过蜗杆6和蜗轮5转动，由于曲线槽的作用使钢球轴线的倾斜角发生变化，导致钢球与两锥轮的工作半径改变，输出轴转速得到调节。其动力范围为：Rn=9，Imax=1/Imin，P11 kw ，4% ，0.800.92 。此种变速器应用广泛。从动调速齿轮5的端面分布一组曲线槽，曲线槽数目与钢球数相同。曲线槽可用阿基米德螺旋线，也可用圆弧。当转动主动齿轮6使从动齿轮5转动时，从动齿轮的曲线槽迫使传动钢球轴8绕钢球4的轴心线摆动，传动轮3以及从动轮9与钢球4的接触半径发生变化，实现无级调速。 图3-14 钢

42、球外推式无级变速器1,11-输入，输出轴 2，10-加压装置 3，9-主，从动锥轮 4-传动钢球5-调速蜗轮 6-调速蜗杆 7-外环 8-传动钢球轴 12，13-端盖 3.2.7.2 钢球与主从动锥齿轮的设计与计算 试确定传动件的主要尺寸 1. 选材料：查询机械传动设计手册选钢球，锥轮，外环及加压盘均用Gr15，表面硬度HR61，摩擦系数f=0.04，许用接触应力，传动件：；加压元件：。 2. 预选有关参数为：查询机械传动设计手册锥齿轮锥顶半角，传动钢球个数为Z=6，加压钢球数m=8，锥齿轮与钢球，。 3.有关运动参数的计算 由，所以。 钢球支撑轴承的极限转角： 增速方向： 减速方向： 4.

43、计算确定传动钢球的直径 按手册由查得，带入公式 根据机械无极变速器设计与选用指南按钢球规格圆整取 锥齿轮直径 圆整取则 验算接触应力 应此在许用接触应力范围内，故可用。5. 计算尺寸 钢球中心圆直径 钢球侧隙 外环内径 由公式 外环轴向截面圆弧半径R 应此，取 锥齿轮工作圆之间的轴向距离B 6. 几何尺寸计算 经过查手册我设计了锥轮的齿数为，由得锥齿轮的模数 取 分度圆直径 节锥角 节锥距 圆整并确定齿宽、取整 齿顶高mm 齿根高mm 齿顶圆直径 3.2.7.3 加压盘的设计与计算1.钢球式自动加压装置它由加压盘4，加压钢球3，保持架2，调整垫圈7，蝶形弹簧6和摩擦轮与加压盘相对端面上各有的几

44、条均布的V行槽。每个槽内有一个钢球，中间以保持架2保持钢球的相对位置。摩擦轮与加压盘之间还有预压碟行弹簧并衬以调整垫圈。改变调整垫圈的厚度，即可调整弹簧的变形量及预压力。如图3-15所示。图3-15 钢球V行槽式加压装置1. 加压装置的主要参数确定 加压盘作用直径 式中锥齿轮直径。 加压盘V行槽的槽倾角 式中 锥轮锥顶半角； f 锥轮与钢球的摩擦系数。 应此 取加压盘V行槽倾角 取 加压钢球按经验公式取得 按接触强度验算，强度符合。3.2.7.4 调速齿轮上变速曲线槽的设计与计算1. 调速涡轮槽型曲线及传动钢球的尺寸如下图3-16所示 图3-16 调速涡轮的槽型曲线 整个调速过程通常在涡轮转角

45、的范围内完成，大多数取。槽型曲线可以为阿基米德螺旋线，也可以用圆弧代替，选用圆弧方法，变速槽中心线必须通过A,B,C三点，它们的极坐标分别为： 定出A,B,C三点后，用作图法作出A,B，C三点的圆弧半径R及圆心 传动比与涡轮转角呈线性变化，则槽型曲线为： 与呈线性变化，故有边界条件有 即 （A） （B） （C）联立解式（A）和（C）得 故 设计的是对称调速， 所以 即调速涡轮转角3/4用于升速调速，而1/4用于降速调速，所以采用单头蜗杆，以增强自索性，避免自动变速。在制造时，涡轮上的z条槽要保证其圆周不等分性不超过。否则会造成钢球的转速不一，支撑轴与曲线槽的侧隙为0.03mm。3.2.7.5

46、输入轴的设计与计算1. 轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向东相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置所以我采用定位轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和螺母等来保证。 由前面设计知道，输入功率P=1.5kw，转速n=1400r/min1.初步确定轴的最小轴径 其示意图如下图3-17所示图3-17 输入轴危险截面示意图先按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调制处理。根据表中数据，取，于是得：输入轴 输出轴 由于轴上有键槽，且此为试验机，对传动部件要求较高，因此取输入，输出轴端最小轴径相同，同为35mm，根据最小轴径根

47、据公式。查机械设计表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械实用手册表6-8，选LT2型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为16000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为35mm。故 2.为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径,轴承端盖的总宽度为96mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，故取3.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械实用手册表2.20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61109，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定

48、位，由机械实用手册表2.20查得61106型轴承的定位轴肩高度，因此取 4.安装齿轮处的轴段6-7采用等距曲线的型面连接，虚拟圆的直径；为使挡油环可靠地压紧 轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取。 5.由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为，加压盘的伸长距离，取。 6. 7.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表6-1查得1-2轴段处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm，2-3轴段处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（1） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩出的圆角8. 输出轴的设计 输出轴与输入轴的设计相同。轴的最终设计如下图3-18所示：图3-18 输入轴二维图3.2.7.6 调速机构的设计与计算采用的是涡轮，蜗杆调速机构，简图如3-19： 图3-19 kopp-B型变速器调速机构计算用简图 设调速机构调速槽是半径为R的圆弧，由图可以得出其下几何关系： 其中 因此 考虑到 ；解得