滚动轴承疲劳寿命试验台的设计

1、第1章绪论1.1课题研究的目的和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%勺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。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

2、载的方程式，称为L-P公式。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已近 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，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

3、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。1.2国内疲劳试验台的现状国内最早的疲劳寿命试验平台产品都是从前苏联引进，采用剖分式试验主体，在国内 称之为第一种机型。经过改造，在我国重要的轴承

4、试验台生产厂先后制造出了名为ZS系列的轴承寿命试验台，以满足当下我国轴承生产公司对轴承使用时间的要求，以此，同时 为刚刚开始不久的我国轴承疲劳寿命试验累积了一定的试验参考依据。第一个试验台机型结构包括径向加载油缸、轴、中承载体、2个端承载体和试验主轴。试验台的主要结构拼接后安装在主体被剖分了的底座内，试验主轴由联轴器和传动主轴连 接，传动主轴的动力经过带轮靠电机带动变速传动。竖向和横向的施加载荷的油缸依次同 手动加压缸结合，利用扭转促使手动加压缸活塞得到不一样的压力。这种试验台在我国使 用比较广泛，为轴承制造业的进步发挥了很大的作用。这种试验台的优点在于：容易保障试验精度，结构简单；传动结构是

5、皮带传动，由带 轮来改变速度，结构单一；加载是手动加压缸增加压力，能量消耗少；试验主轴和传动主 轴由联轴器连接在一起，布局正当，容易获得高速转动，可是不好的地方：载荷和转速的 调整，温度数据的采录和检测振动都是要人工操作，试验员工作量较大；传动结构的皮带 易打滑易发热而造成危险；加压油缸在试验时容易泄露从而引起压力不足或发热引起压力 变高时必须人为的更改，小轴承试验支撑之间的距离比较大，不能实现较大载荷实验。1.3我校实验室的试验台情况之前设计的试验台如图1-1，这个试验台结构包括主实验结构、固定框架、径向加压 结构和驱动电机，驱动电机安装在固定的机架下面，主结构安装于机架的上面。主实验结 构

6、由主轴、被测轴承和支撑轴承构成。支撑轴承安置在主轴的中心位置，试验轴承安置在 主轴的一端，驱动电机由同步带带着主轴旋转，径向加载依靠液压泵提供载荷，安装在支 架的底下。通过控制液压泵对被测轴承施加径向压力。这个试验台采用的是液压加载，有 利于加载载荷大小的控制，主轴和电动机通过带传动，能够实现过载保护，主轴和被测轴 承之间用锥形结构连接，一边实现轴承的快换。图1-1滚动轴承试验台1、驱动电机2、同步带3、主轴4、支撑轴承的安装位 5、支撑轴承6、支撑轴承的安装位 7、螺栓 &轴套9、温度传感器10、加速度传感器11、被测轴承座12、被测轴承13、锥型套14、轴承端盖15、 固定框架16

7、、液压缸17、上输油管18、下输油管19、二通阀20、压力表21、液压泵22、支撑轴承图1-2试验台布局图如上图在实验的过程中，由于受力不平衡造成了一个弯矩使支撑轴承出现偏移，支撑轴承的外圈出现过度磨损。这可能是由于布局的不规范和设计的不合理导致试验台的寿命 过短，没有起到很大的实际作用，而且又要长时间的不间断工作，导致液压加载系统漏油, 不能施加稳定的载荷，是实验的结果得不到很好的保证。1.4本文研究的内容本文主要研究内容如下：（1）研究并确定轴承试验台的总体设计思路。（2）试验台结构设计：包括支撑轴承的选用，主轴设计、传动轴设计、带及带轮的设计并完成试验台的 PRO/E三维造型。（3）加载

8、方式设计：确定施加载荷的形式、设计施加载荷方案、绘制原 理图。（4）建立主轴的力学模型，来校验试验台的设计是不是合理，满足设计的要求。42第2章 试验台总体方案设计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。机械系统由试 验部分、支撑部分及传动部分组成。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。2.1.1 套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壳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。比如汽车轮

9、毂轴承。如图2-1所示图2-1轴承内外圈2.1.2滚动体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。图 2-2是滚动轴承的滚动体。a）钢球c）球面滚子d ）圆锥滚子图2-2滚动体2.1.3保持架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，

10、更多用于高速旋转的情况下。保持架有两种，一种是实体保持架，另一种是冲压保持架。实体保持架通常用压铸、 车制、注塑等方法制成。冲压保持架通过金属板材的冲压形成，结构有冠形、浪形、和窗 形。保持架的原料一般有铜铝合金、铸铁、钢和工程塑料等。图2-3为普通滚动体保持架图2-3保持架2.1.4密封圈和防尘盖密封圈的作用是将轴承内部和外界隔离开来，对滚动体、滚道和保持架形成封闭的环 形罩。一部分可以装配在轴承的支撑部位上，另一部分固定在垫圈或套圈上，也可以直接 装配在轴承上。结构有两类，一类是接触式，另一类是非接触式密封。接触式密封的轴承和密封圈接 触，封闭效果良好，但是摩擦力矩比较大，温度升高较快；非

11、接触式密封采用的是小缝隙 的封闭方式，摩擦小，因此温度升高较慢而且没有磨损，比较适合于高速转动。密封圈的 取材一般为橡胶。2.2被测轴承的参数被测轴承参数表如下表2-1所示。被测轴承模型如图2-4。表2-1 6205滚动轴承参数表内径mm外径mm宽度mm基本额定动载荷/KN基本额定静载荷/KN最大工作转速 r /min25521514.07.8812000图2-4 6205 滚动轴承2.3实验室电机参数实验室电机数据表如下表2-2所示。电机模型如图2-5表2-2 Y系列电动机技术数据电动机型号额定功率/KW满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩同步转速 3000r/m

12、in，2极Y80M1-20.7528252.22.316图 2-5 Y80M1-2 电机2.4试验台方案设计及选用轴承试验台的机械部分重要组成结构包括：试验台支架、加载结构、传动体系、实验 主轴等其他辅助设备等。轴承试验台方案一如下图2-6所示：1、试验轴承2、试验轴2、支撑轴承 4、支撑轴承 5、联轴器6、电机图2-6试验台方案一由图2-6所示，试验台选用了卧式的布局，主轴由两个滚动轴承支撑，左端装上被测 的实验轴承，右端与联轴器连接，联轴器和电机连接。主轴只做旋转运动，不直接加载任 何压力，载荷加载在试验轴承的外圈上，试验轴承可以更换。动力由电机通过联轴器传递 给主轴。加载方式通过杠杆施加

13、径向载荷。受力分析如下图2-7所示：试验主轴左端受向下的径向力，由两个支撑轴承提供两个 相反的支反力。由于电机转动，试验主轴同时也受到由联轴器传过来的扭矩。通过分析可 知，试验主轴受到的弯矩不平衡，试验主轴有向左下方倾斜的趋势，这不利于试验正常的 运行，会缩短试验台的寿命，使试验结果得不到很好的保证，所以此方案不过合理。FF1F2图2-7试验主轴受力分析图轴承试验台方案二如下图2-8所示：h试验轴承2、试验主轴 丸4, 6,久支撑轴承5.联轴器7、传动轴8, 11、带轮10、传动带12、电机图2-8 试验台方案如上图所示，试验台采用的也是卧式结构，主要由试验部分和传动部分构成。试验主 轴被两个

14、滚动轴承支撑，左右两端各装配了一个试验轴承。试验主轴和传动轴通过联轴器 连接来传递运动，传动轴也由一对滚动轴承支撑着，中间通过键槽装配一个带轮，带轮经 由皮带与电动机上的带轮相连，从而传递运动。试验主轴和传动轴没有直接施加任何压力, 压力通过杠杆加载在试验轴承的外圈上，载荷为径向载荷，试验轴承能够替换。试验主轴图2-9 试验主轴受力图由上试验主轴受力图可知，试验主轴两端受到相同的向下的压力，中间由一对滚动轴 承提供了两个支反力。试验主轴由于通过传动轴来获得动力，所以所受扭矩主要由传动轴 来承受，试验主轴几乎不受任何扭矩影响。所以方案二的有点在于：试验主轴受力分布较 合理，没有向任何方向倾斜的趋

15、势，带轮传动能够起到良好的过载保护。经过反复研究和讨论，选用第二类方案。PRO/E三维造型如下图2-10所示。图2-10试验台传动结构模型2.5试验台的测试系统试验台的测试结构由数据收集部分和数据分析部分组成。数据收集部分由加速传感器 和温度传感器两部分构成；加速度传感器和温度传感器安装在试验轴承箱上，通过数据线 将加速度传感器和温度传感器分别与加速度和温度数据采集系统相连接，通过数据线将加 速度和温度数据采集系统和电脑计算机输入接口连接，从而获得加速度信号和温度信号。2.6加载结构的确定滚动轴承试验台的实际要求是要完成在被试轴承施加径向压力4KN，径向压力的方向竖直向下，压力稳定不变。试验台

16、的加载种类有三种可以选择，分别是电加载、机械加载、和液压加载，一般都 能满足试验要求，不一样的加载方法的好处和坏处不一样，性能要求也不一样，需要采取 哪种加载方法必须根据实际的情况来抉择。2.6.1 电加载大多数情况下电加载的原理是电动机的旋转运动经过带轮传动或者齿轮传动等传到 被试验轴承的表面，电加载的方式振动大，噪声大，试验的转速受到了约束并且可靠性不 行。现在的电加载形式主要是采用中频交流电来驱动试验主轴进行加载，这样电机轴就变 成了一台转速高、功率大、刚度强、可靠度强、精度高中频电动机。电加载有下面一些优 占：八、(1) 较高的转动速度这样的电机轴转速可以达到每分钟十几万转，这个特点尤

17、其明显。(2) 较高的传动精度电机轴的传动精度高、噪声小，只是向试验主轴传输转矩，如果使用的是高弹性式联 轴器，那么就能够消除试验主轴和电机轴之间同轴度误差和振动的互相传递带来的不好的 影响。(3) 容易实现自动监控利用计算机来控制电机的输出频率，可以使得电机轴的转速成为有节奏的周期性改变。能够测试出电机轴的转动速度，向电机进行反馈以便保证电机轴转速和试验要求一样（4）较高的传动效率电机轴和试验主轴的轴承连接或者是连接为一体，它们之间没有其他任何的装置能够 消耗功率。（5）安装比较方便根据实际需求，一般将电机轴装成为立式或卧式或者和试验主轴连为一体。电加载一般用在需要持续回转加载的情况下，它的

18、不好在于加载结构的体积庞大，当给轴 承试验台加载时电机处于堵转状态，由考虑电机的散热情况，这种加载方式不适合长期工 作。262液压加载液压加载的动力来源于电机，经过液压泵把机械能转化为压力。通过掌控各个阀门来 掌管液压油的流动方向，从而来带动液压缸做出有区别的行程和不一样方向的运动，以便 完成不同工作下的需要，液压加载有以下优点：（1）可以随便设置试验轴承的速度特性，从而获得不同工作情况下的不同性能；（2）液压系统的伺服刚度很大，在有很大的冲击或者后坐力的情况下，如果不使用液 压系统，也许会造成是试验台结构的变形更厉害的会损坏。为了确保试验的不变性和安全 性，有必要使用液压伺服系统；（3）在恶

19、劣的工作情况下，液压系统的真实性比较强；（4）在一样的功率情况下，液压系统的体积小、重量轻。液压系统的缺点：（1）液压系统容易漏油，不能提供稳定不变的压力；（2）液压系统的油液具有易燃性，容易引起安全问题；（3）油液的粘度受温度影响较大，导致供油和运动速率不平稳。 依照本试验台的工作情况和需求，不适合采用液压加载方式。2.6.3杠杆加载杠杆加载的长处：杠杆操操纵简单，能将载荷等比例增加且载荷值稳定不变，如果结 构变形，载荷也可以保持恒定，特别是对于要施加长期载荷的试验，这种加载方式是很不错的选择，尤其是集中应力。鉴于本实验台的工作情况和要求选择的加载方式为杠杆加载加载原理示意图和模型图如下图

20、2-11和图2-121、轴承加载套2、被试轴承3、杠杆机构图2-11加载结构图2-12加载结构模型图2.7总方案的模型图最终设计方案模型如下图2-13图2-13总方案设计模型图2.8本章小结滚动轴承试验台关键部分有机械结构、传动结构、加载结构及辅助设备构成。本章重要介绍了轴承的种类、实验室电机参数、实验台方案的设定及测试体系、加载结构的选择,并画出了试验台、加载结构、总方案的 PRO/E三维模型，最后确定了试验台的设计方案。第3章试验台的设计滚动轴承试验台的机械部分由试验台支架、轴向加载装置、试验主轴、传动轴、电机、带轮等其他辅助设备。本章重要介绍了实验轴承相关参数的计算、支撑轴承的选用、试验

21、 主轴的设计及校核、联轴器的选择、传动轴的设计及校核、带及带轮的设计、加载装置的 设计及机架的设计。3.1试验轴承相关参数的计算试验轴承型号为6205的深沟球轴承，额定寿命计算公式:Li0h-(-)60n P(3-1)公式中 Lioh 额定寿命（h）；c额定动载荷；n轴承转速；P当量动载荷；寿命指数，球轴承；=3。轴承采用脂润滑，极限转速为 n=120006000r/min,取极限转速为12000r/min被试轴承选取轴承的极限转速的40%60%，选取极限转速的40%，所以试验轴承的转速为：n=12000 40% r/min = 4800 r/min由于L10h计算比较麻烦，通常是在10030

22、0小时范围内选择L10h的值。轴承的内径大于60mm时，选择较大的数值，当实验轴承的内径小于60mm时，可以选择较小的或者中间的数值，所以选择L10h=150 h03.1.1试验载荷的计算试验时，加载在轴承上的力为计算的当量动载荷。依据选择的Lh和试验转速n,按P =照下列公式求解。(3-2)公式中 fn 转速系数;fL 寿命系数。依据选择的试验转速查滚动轴承测试技术表 7-6速度系数fn=0.191,查滚动轴承测试技术表7-7寿命系数fL =0.670。f0 191P n C =14 ： 3.991 KNfL0.670向心轴承只受径向压力Fr，试验加载的径向压力与计算的当量载荷相等。即：Fr

23、 = P = 4 KN 3.1.2 额定静载荷的验算之前计算的Fr是按照额定动载荷求得的，是否也满足滚动轴承的额定静载荷要求， 那也应该验算。验算的办法依据：将Fr代入静载荷公式（3-3），假如算得的静载荷P。比 额定的静载荷C。要小，那么就满足设计要求。在轴承手册上能够查到轴承的额定静 载荷C。静载荷P0计算公式为：R =X°Fr Y°Fa（ 3-3）公式中 R 计算静载荷（N）;X。一一额定径向静载荷系数；丫0 额定轴向静载荷系数;Fa 轴向载荷。额定轴向静载荷系数丫0和额定径向静载荷系数X。由滚动轴承测试技术表 7-11 可以查到：X0=0.6应为试验轴没有受到任何方

24、向的轴向力，所以Fa = 0。F0 =X°Fr YoFa = 0.64 = 2.4 KNPoCo试验载荷满足额定静载荷的要求。3.2支撑轴承的选用支撑轴承是本试验台的重要部件，合理的选择能够保证试验台和主轴系统的精度和寿 命。支撑结构的设计一般是对被试验轴承和支撑轴承进行规范的格局分配，支撑轴承一般 有滚动轴承和滑动轴承两种。滑动轴承使用在具有大冲击和震动、高转速的情况下，径向 的大小受到局限并且要分开安装；滚动轴承优点在于摩擦系数小，转动时的阻力也小，而 且已经是国标化的，选择，维护、润滑都很方便。所以为了使支撑结构变的简单，还是采 用滚动轴承来支撑轴比较适合。试验台的支撑轴承所受

25、的力来自试验轴承所受的径向载荷，由于轴承是对称成分布， 从受力分析图上可得知最大径向的支反力 4KN ;试验台主轴的最高转动速度为4800r/min， 即要求支撑轴承的额定转速应该大于 4800r/min支撑轴承的寿命应大于被试验轴承，轴承 的设计应以他的疲劳寿命为设计基准，综合以上内容参考下表3-1,选择的轴承为N210E型 圆柱滚子轴承，建模如下图3-1。尺寸参数为：内径'150mm、外径90mm、厚度20mm。图3-1支撑轴承模型表3-1支撑轴承特性的对比轴承类型一般特性深沟球轴承1、承载能力小2、能承受较小的轴向压力， 但主要承受径向 压力。在轴承的径向移动量变多时，能够起 到

26、角接触轴承的效果，能够承载很大的轴向 压力3、可以有一些的轴向位移，但轴向位移受到 轴向移动量范围的限制4、摩擦较小，极限转速较咼角接触轴承1、承受载荷的能力大2、极限转速咼3、能够冋时承受轴向和径向载荷4、 只能够承受片面的轴向压力，一般同时使用两个，有承受径向压力的情况下会造成附加的轴向力圆柱滚子轴承1、外圈能够分开，安装时能够调整轴承的移 动量2、极限转速高，能够承受很大的压力3、 可承受轴向压力和径向压力，一般成对使 用3.3试验主轴的设计及校核轴按照轴上的受力种类可以总结为心轴、转轴、传动轴三种。心轴仅传递弯矩不可以 传递转矩；转轴既能传递动力也能支撑传动部件，既能传递转矩也能承受弯

27、矩；传动轴仅 可以传递转矩不可以受弯矩，通常仅可以承受很小的弯矩。本试验台主轴即承受弯矩又承 受部分的转矩，能够视为转轴。空心轴由于在运动中受力比较复杂，所以试验主轴采用实 心。模型图如下3-2图3-2试验主轴模型3.3.1试验主轴材料的选择试验主轴是实验台的重要零件之一，具有较高的组装和加工精度，和支撑轴承以及被 测轴承之间的配合精度直接影响轴承的静特性和动特性以及回转精度，考虑加工方式为单 件加工，所以应该选择强度和刚度比较高的材料。主轴材料一般有45号钢、40Cr和30CrMo，这几种材料的力学性能如下表 3-2。表3-2力学性能对照表材料牌号热处理硬度(HB)抗拉强度极限%屈服强度极限

28、弯曲疲劳极限扭转疲劳极限许用弯曲应力45正火162-2175702852451355540Cr调制220-2596804883451907230CrMo调制187-36998583543121075综合上述，考虑到试验台主轴的作用，最终选取轴材料为40Cr3.3.2试验主轴的结构设计设计轴时应该注意：（1）设计的主轴应该具有较好的装配工艺性和加工工艺性；（2）设计时，应该确定轴承和键槽的种类和大小，轴和轴上的零件要有正确的工作位 置；（3）设计时，为了确保轴端挡圈和弹性垫圈等轴向定位零件的功用，装配处的轴段长 度应该较零件的轮毂端2-3mm（4） 设计时，轴上的定位轴肩h通常选用（0.07-0

29、.1）d，d是和零件相配处的轴的直 径；（5）改善应力分布，减少应力集中。根据轴上要装配的零件及考虑到定位，所设计的轴的结构图如下图3-1图3-3试验主轴试验主轴从左到右共8段轴，第1,7段装配着被试验轴承以及用于定位被试验轴承的 零件，被试验轴承内径为25mm所以这段轴径也为25mm长度30mm第2段轴不装配任 何东西仅起一个过渡作用和作为被试验轴承的定位轴肩，按照被试验轴承的装配要求，这 段轴的直径取32mm长度为10mm第3,5段用于装配支撑轴承，支撑轴承内径 50mn所以 这段轴的直径也为50mm长度为60；第4段轴也起着定位轴肩的作用，直径为 60mm长 度为100mm第8段是和联轴

30、器连接的轴直径18mm长度为40mm3.3.3试验主轴的强度校核根据实验轴承上装配的零件和位置以及所施加的载荷，实验主轴的受力图如下图3-4所示。c）扭矩图图3-4试验主轴受力分析图轴的最大弯矩出现在支撑轴承的作用点上，弯矩公式：M = F L（ 3-4）求得弯矩:M = 40.675 = 2.7 KN m 轴承所经受的扭矩来自轴承的转动，扭矩公式(3-5)PT 二 9549- n公式中：p_ 一电机功率 （KW）n 轴承转速（r/min）T = 9549 0.75 = 1.49 N m4800计算出试验轴的扭矩和弯矩后，由于最危险的截面出现在轴直径最小的地方，针对这 个截面要求做校核，校验该

31、段危险截面的弯矩和扭矩的合成强度，按照第三强度公式计算 应力，第三强度理论公式：(3-6)一般情况下由于弯矩造成的弯曲应力 二是对称循环变应力，而通过扭矩造成的扭转 切应力T 一般不是对称的循环变应力。综合考虑这两个应力之间循环特性影响的不同， 加入折合系数a，那么计算应力的公式变为：丄十2 *（）2（3-7）公式中弯曲应力是对称的循环应力。在扭转切应力是静应力情形下，a取0.3 ；在扭转切应力是脉动循环变应力的情形下，a取0.6 ；若是扭转切应力同样为对称循环变应力， 那么:-取 1。当截面为圆形时，扭转切应力T ，弯曲应力为 M，将t和a代入公Wr 2WW式（3-7），于是轴的弯曲扭转合成

32、强度公式为：ca12W丿(3-8)公式中：二ca 轴的计算应力，M Pa；T 轴的扭矩，Nmm；M 轴的弯矩，Nmm;W 轴的抗弯截面系数，mm3圆轴的抗弯截面系数计算公式为：(3-9)闵3W 32试验轴所受的扭转切应力是静应力，弯曲应力是对称循环变应力，所以取«=0.3，由公式（3-9 ）求得截面的抗弯及屋面系数：W=0.1 d3 =1562.5 mm3 （d 为截面直径）将所求得的结果全部代入公式（3-8），求出弯曲扭转合成强度计算应力。计算过程如 下：=66.5MPV(2.7 106)2 (0.3 1.49 103)21562.5t4l为许用弯曲应力，使用轴的材料的许用弯曲用力

33、为70MPa，计算应力小于许用应力，该轴的危险截面满足设计要求，所以该轴的设计较合理，能够满足实验的需求。3.4联轴器的选用联轴器在机械结构中很常见，属于常用部件。它的功能主要是用来连接轴和回转零件 或轴与轴的连接，用来传递转矩或者运动；在独特情况下，也可够起到安全装置的功效。 依据联轴器的工作特性能够分为 3大类：1、联轴器的功用是把两个轴衔接在一起，机器在转动时两个轴不能够分开，当机器 停止转动时，才能将它们分开。2、安全联轴器在在机器征程工作时，在转矩超过额定数值的情况下，这种联轴器会自动断开，以此来保护机器中主要的零部件不会因为过载造成损坏。3、具有特殊用途的联轴器用在一些具有特殊要求

34、的工作条件下，比如在设定的某一回转方向或者到达了设定的某一转速，联轴器会自动的分离或连接。由于机器的工作情况各不相同，以此对联轴器提出个很多不同的要求，比如转速高低、 扭矩打下、体积大小、具有某些特殊功能等，为了满足这些不同的需求，不同类型的联轴 器应运而生，很多新产品也在陆续的出现。341选择联轴器应该考虑的因素（1）载荷的类型由于联轴器的原料和构造不一样，用在各机器产品的联轴器能够承受的压力差别很 大，压力的类别紧要是对于工作时载荷的振动、正反转、冲击、启动频繁等不同缘故所形 成的不一样的载荷。为了方便采用和计算，将传动系统的载荷分为下列四种，如表3-3所示。表3-3载荷种类载何种类123

35、4载荷情况载荷均匀，工作稳定中等载荷冲击高冲击，正反转频繁特大冲击，正反转频繁工作情况系数11.51.52.52.52.75>2.75传动系统的载荷种类是选取联轴器种类的依据，如果是有振动、冲击以及工作载荷的变化很大，应该选取一些具有弹性元件的联轴器，用来减少振动、缓解冲击、抵偿轴的偏移和提高传动体系的工作机能。正反转、经常启动、开机时的转矩是一般情况下工作时的 好几倍，在这种工作条件下，会使得联轴器的弹性元件的使用时间变短。联轴器通常只容 许短时间的超载，超载时转矩不可以大于公称转矩的 23倍。在低速工作的情况下应该避免只选取小功率的联轴器，比如台轮式联轴器、弹性套柱 销联轴器；如果是

36、需要起过载保护的轴或回转件中，较适合选用安全联轴器；工作时载荷 变化比较大而且还有振动、冲击的轴或回转件，应该选择具有缓冲和减振元件的弹性联轴 器，弹性元件材料为金属的比不是金属的联轴器承载本领强，弹性元件受挤压强度比受剪 切强度咼。(2) 联轴器的许用转速依据联轴器所选用的原料的最大外缘大小和容许的线速度计算出联轴器的许用转速， 不一样的规格、原料和种类的联轴器的许用转速的限度不一样，通过变换联轴器的原料可 以变换联轴器转速的许用范围，原料如果选取钢材比选取铸件的许用速度的范围更大，如 果联轴器的转速大于 5000r/min，务必考虑弹性元件变形和联轴器外缘的离心力等影响成 分，并且做合理的

37、调整。在高速转动时不应当采用没有弹性元件的联轴器，应为在高速转 动时弹性元件容易发生形变，应该采用高精度的挠性联轴器。(3) 联轴器连接轴的相对位移因为两连接轴的安装误差、建造误差、基座变形、轴受力造成的变形、轴承受损、温 度转变等很多因素影响而造成相对位移。通常，两轴的相对位移是不可能逃避的，但在不 一样的工况下轴转动所造成的偏移量的多少是不一样的，仅有挠性联轴器具有抵偿相对位 移的功能，在现实选用中大多数采用挠性联轴器，刚性联轴器没有位移抵偿功能，能够使 用的范围受到局限，所以选用很少。(4) 联轴器的传动精度传递运动和小转矩的轴类传动，对传动精度具有非常高的要求，应该使用金属元件作 为弹

38、性元件的挠性联轴器；较大转矩的轴类传动，对传动精度的要求也非常高，早高速转 动时，不应该选用非金属弹性元件和可以移动元件之间有间隙的挠性联轴器，应该选用的 联轴器是膜片联轴器。(5) 联轴器的大小，安装和保养联轴器的大小，应该在机器的允许安装空间范围内，应该选择不用维护保养，拆装简 单，维护保养时间长的或者保养维护较为方便，更换损坏元件容易的联轴器。在较大的机 器中两轴的对中比较难。对于那些工作时间连续而且长期的工作场合，目前一般选用齿式 联轴器，虽然齿式联轴器的理论转矩大，但应为要求的工作环境较高，维护保养要求高， 工作量大而不选用。（6）工作环境一般情况下联轴器和其他装配零件一起使用，周边

39、的工作环境比较复杂，像湿度，酸、碱。水、腐蚀性物质等情况，这些都是选用联轴器时应该考虑的因素之一。对于高温、强 酸、碱的工作环境不该选用有橡胶材料的联轴器。（7）经济性因为不一样的种类、规格、型式的的联轴器的大小、原料、构造和精度不一样，它的 造价出入都非常大。精度要求高的联轴器造价都高于精度要求低的联轴器；特殊材料的联 轴器比一般材料的联轴器造价也高；金属联轴器成本高于非金属联轴器，所以在采用联轴 器时造价是务必思考的成分之一。如果是在正常的工作环境下，就没有规定必须选用昂贵 的联轴器，按照现实的工作情况和需求选取。根据试验台的要求和实际的工作情况以及上面所说的本试验台所选择的联轴器为：GY

40、H1凸缘联轴器丫18 42。驱动端：Y型轴孔、A型键槽、轴直径18mm、长度42mm； J.18X30从动端：J1型轴孔、A型键槽、轴直径18mm、长度30mm。联轴器实体图如下3-5所示。图3-5 联轴器3.4传动轴的设计及校核轴按照轴上的受力类型可以分为心轴、转轴、传动轴三种。心轴仅传递弯矩不可以传 递转矩；转轴不仅可以传递动力也可以支撑传动部件，不仅可以传递转矩而且可以承受弯 矩；传动轴尽可以传递转矩不可以承受弯矩或只可以承受很小弯矩。本试验台主轴即承受 弯矩又承受部分的转矩，能够视为转轴。空心轴由于在运动中受力比较复杂，所以传动轴 采 用 实 心。 模 型 图 如 下 图 3-6图3-

41、6传动轴模型3.4.1试验主轴材料的选择综合上述考虑传动轴的性能，最终选取主轴原料为40Cr。3.4.2传动轴的结构设计设计轴时应该注意：（1）设计的主轴应该具有较好的装配工艺性和加工工艺性；（2）设计时，应该确定轴承和键槽的类型和大小，轴和轴上的零件要有无误的工作位置；（3）设计时，为了保证轴端挡圈和弹性垫圈等轴向定位零件的作用，装配处的轴段长度应该较零件的轮毂端2-3mm（4） 设计时，轴上的定位轴肩h通常选用（0.07-0.1）d，d是和零件相配处的轴的直 径;(6)改善应力分布，减少应力集中。根据轴上要装配的零件及考虑到定位，所设计的轴的结构图如下图3-6图3-7传动轴试验主轴从左到右

42、共5段轴，第1,3段用于装配支撑轴承，支撑轴承内径 50mm所以 这段轴的直径也为50mm,长度为70mm；第2段轴也起着定位轴肩的作用，直径为60mm, 长度为160mm；第4段轴起过度作用直径30mm,长度10mm；第5段是和联轴器连接的 轴直径18mm，长度为50mm。3.4.3传动轴的强度校核按照传动轴的工作情况，下面是它的受力分析 3-8所示：F"Fl" F2a) 受力图b） 弯矩图c）扭矩图图3-8传动轴的受力分析图轴的最大弯矩出现在支撑轴承的作用点上，利用弯矩公式（3-4）:求得弯矩：M = 40.180 = 0.72 KN m 轴承所承受的扭矩来自带轮的转动

43、，根据扭矩公式（3-5）求得:0.75T = 9549= 1.49 N m4800计算出传动轴的扭矩和弯矩后，由于危险截面出现在轴径最小的地方，针对这个危险 截面要求做校核，校核该段截面的弯矩和扭矩的合成强度，按照第三强度公式计算应力， 第三强度理论公式：二 ca =亍 * 4 一般情况下由于弯矩造成的弯曲应力 匚是对称循环变应力，而通过扭矩造成的扭转 切应力T通常不是对称的循环变应力。综合考虑这两个应力之间循环特性影响的不同， 加入折合系数a，那么计算应力的公式变为：二ca24（：）2WT当截面为圆形时，扭转切应力.二丄吻，弯曲应力为一 W '将和a代入公式（3-7），于是轴的弯曲扭

44、转合成强度公式为:caW212W丿公式中：二ca 轴的计算应力，M Pa；T轴的扭矩，Nmm；M 轴的弯矩，Nmm;W轴的抗弯截面系数,3 mm 。圆轴的抗弯截面系数计算公式为:二d3W =32a =0.3 由空卫工卫亠曲=33.3 MP 打2 1600试验轴所受的扭转切应力是静应力，弯曲应力是对称循环变应力，所以取 公式（3-9）求得截面的抗弯及屋面系数:W=0.1 d3=21600mm3 （d 为截面直径）将所算到的结果全部代入公式（3-8）,得到弯曲扭转合成强度计算应力。计算过程如 下：为许用弯曲应力，使用轴的材料的许用弯曲用力为 70MP,计算应力小于许用应力，该轴的危险截面满足设计要

45、求，所以该轴的设计较合理，能够满足实验的需求。3.5 V带和带轮的设计带的转动是一种挠性转动，带传动的结构有：主动轮、从动轮和V带。原理是利用带和带轮之间的啮合或者摩擦作用来传动动力。带传动的特点有：制造价格便宜、结构设计在现在的机械传动简单、运动平稳，能够起到缓解冲击和减少振动和以及过载保护作用 中应用较为普遍。V带和带轮模型如下图（3-9）。(3-10)(3-11)3.5.1 V带的设计已知电机的功率为0.75KW，V带的计算功率公式Pea* P查文献4表8-7工作情况系数Ka= 1.1，因此计算功率为:Pea = KaP = 1.10.75 = 0.825 KW根据转速n和计算功率Pea

46、，查文献4图8-11选用Z型带查 文献4表8-6和表8-8,选择小带轮直径dd1 = 100mm。带速公式:兀dnv =60 1 000V = 25.12m/s5m/s V30m/s，带的速度合适。大带轮的直径dd2 = i dd1 = 1.7 100 = 170mm。传动比:i = m / 匕=4800/2830 = 1.69V带的中心距初选a0=5OOmm基准长度公式:通过计算得：LdO2a0 (ddlLdo= 1596 mmdd2)2(dd2 ddi)4a°(3-12)查表机械设计表 8-2选带的基准长度Ld=1600mm实际中心距：a、a0 土旦=502mm2验算小带轮的包角 宀:宀=1800 - dd2 -dd1 57.3 = 1720 > 1200a计算带的根数：按照小带轮的直径dd1和转速m查 文献4表8-4a可查到带轮的基本额定功率P0 = 0.96KW。依据转速m和传动比i查文献4表8-4b可知额定功率增量 F0=0.04KW。同样查机械设计表8-4和表8-5查得：Ka=0.9、心=0.87,因此由公式（3-1