直线往复运动摩擦磨损试验机的改造

1、精选优质文档-倾情为你奉上安 徽 工 业 大 学毕 业 设 计 设计（论文）题目 ： 直线往复运动摩擦磨损试验机的改造 学生姓名： 姜春桐 学号 ： 专业名称： 机械制造及自动化 指导教师 徐培民 教授 2016 年 6月 6日专心-专注-专业摘 要本文对已有直线往复摩擦磨损试验机进行改造，将往复对磨的运动方式改成转动对磨，使改造后的试验机在满足试验要求的前提下，结构小巧，造价低廉，使用方便。主要设计内容包括以下几个方面。（1）转动对磨摩擦磨损试验机附加部分的整体结构设计。（2）对试验机附加部分的主轴驱动系统进行了详细设计，包括减速器设计、联轴器选择，实验轴设计校核等。（3）加载系统、润滑系统

2、、密封系统及水箱的结构设计。（4）利用SolidWorks和ProE软件对试验机的附加部分进行了三维建模，并对几个关键零部件的强度进行了校核。关键词：摩擦磨损试验机；转动对磨；摩擦磨损量；表面织构AbstractAn existing linear reciprocating friction wear test machine is modified and the manner of motion is changed from reciprocating to rotation. The main content of the design includes the following

3、aspects.(1) The overall structural design of the additional part of the friction and wear testing machine.(2) The main spindle drive system of the test machine is designed in detail, including design of reducer, choice of the coupling, check of the experimental shaft, and so on.(3) Design of the loa

4、ding system, lubrication system, sealing system and water tank structure.(4) Three-dimensional model is established for the additional part of the test machine with ProE and SolidWorks and the strength of several key parts are checked.keywords：Friction and wear testing machine；Rotation of the grindi

5、ng；Friction and wear；Surface texture第1章 绪 论1.1 课题研究的目的与意义运动产生摩擦。由摩擦引起的磨损、润滑、材料与能源消耗等一系列摩擦学问题普遍存在并对社会、经济的发展产生着巨大影响。由于摩擦学科学所涉及的问题，与节约能源、节约材料、减少磨损、提高资源利用率和保护环境等密切相关，成为我国走新型工业化道路和发展循环经济必须面对的科学问题，已受到科技界的高度重视。利用摩擦磨损试验机进行摩擦学相关试验是最简单便捷的测试材料摩擦性能的方法。与实际使用试验相比，试验机测试周期短，成本低，并且可单独控制一些参数进行单项测试，灵活性也很好。所以在摩擦学研究领域，摩

6、擦磨损试验机被广泛应用于机械设计，材料科学等领域进行材料磨损摩擦性能试验，用以评定材料的耐磨性能，也可用于测定摩擦功及材料的摩擦系数等。另外，摩擦磨损试验机能很简单明了地演示摩擦磨损机理，对于摩擦磨损的教学有很好的促进作用，因而摩擦磨损试验机也广泛应用于教学实验室。为了满足轴套、衬套的转动对磨试验的需要，参考我校现有摩擦磨损实验机的基本原理，设计一个结构简单、体积小巧、实用廉价的转动对磨摩擦磨损实验机，结合试验机开展摩擦学试验，对生产实践、摩擦学测试技术以及摩擦学理论研究都具有积极的参考价值。1.2 研究动态1910年第一台磨料磨损试验机问世，1975年美国润滑工程学会（ALSE）编著的“摩擦

7、磨损装置”一书中所公布的不同类型摩擦磨损试验机已有上百种。近几十年来，摩擦磨损试验机和试验方法有了较大发展，但价格都比较昂贵。80年代初美国的Soemantei·S等人1最早从事高温磨损试验机的研究，共研制了三台高温磨料磨损试验机。并在这些试验机上研究了纯铝和纯铜在室温到400范围内大气气氛下磨料磨损的特性。80年代末德国的Fischer·A等人2在总结前人对试验机研究的基础上，研制一台气氛可控的高温三体磨损试验机。该机最大的优点是气氛可控、严格保证试验的主要因素（温度、磨料、载荷等）恒定，实验数据重现性好。主要缺点是：耐高温工作部位未设冷却系统，影响设备精度；同时由于该机

8、未考虑高温氧化对磨损的影响，在该机测定高温氧化与磨损的交互作用时误差较大。90年代西交大的邢建东等人3研制了一台高温磨损试验机。在电阻炉中的磨损室内装有一水平放置的砂轮，砂轮上有一定的松散磨料。实验时试样夹上装有相同成分的3个试样，它们受到作用于表面铺有松散磨料的砂轮上的载荷，由于试样和砂轮及其松散磨料间的相对运动而产生两体和三体混合磨料磨损。该机可严格控制温度。一次3个试样，可减少重复试验次数。但其主要不足是：（1）试样总在同一轨迹上反复磨损，磨屑潜入砂轮间隙，使砂轮研磨能力逐渐下降；（2）气氛不易控制；（3）这种混合磨损与实际工况相差较远。近年来，西交大吴文忠、邢建东等人在Fischer&

9、#183;A的高温氧化磨损试验机的基础上，研制一台高温氧化三体磨损试验机。该机的主要优点是：摩擦学系统设计合理；气氛可控，温度可控；关键部件设有冷却系统。主要不足是：密封还存在一些问题；冷却系统还不够完善；气氛成分不能定量测定等。太原理工大学的杨学军等4研制了一台高温销盘磨损试验机。该机结构简单，操作方便，加热温度可控，能在1000范围内对各种金属材料的摩擦磨损特性进行研究，摩擦速度可调，所加载荷稳定，试验磨损均匀，对试验参数的变化反应敏感。北方交大的李霞等5研制的高速摩擦磨损试验机，其最大滑动速度可达70m/s，可以测量高速状态下的摩擦学参数；可以模拟高速列车制动；可以实现多个测试数据的显示

10、与同步记录。 北京机械工业管理学院的崔周平、宋期等6对MT-1型真空摩擦磨损试验机进行了实际的振动速度测量和频谱分析，得出了有关振动速度值和主要的振动来源。设计出的MT-1型真空摩擦磨损试验机在空载情况下的摩擦盘强迫振动速度值较小。哈工大的宋宝玉等人7研究的SY-I型真空摩擦磨损试验机，可以提供4×10-3Pa的压力环境，速度在02800 r/min范围内可调，并且可以自动进行数据采集和处理。该机可以在真空、不同气候环境、加热及冷却等多种条件下测定材料的摩擦性能。北方交大的徐双满等人8为了研究机车柴油机缸套-活塞环材料的摩擦学性能，研制了一台往复式销块摩擦磨损试验机。该试验机可以在一

11、定范围内实现载荷、速度、润滑脂的单因素控制。但该试验机磨损量的测量采用的是不连续的称重法。1.3 设计内容本课题研究的主要内容是对直线往复摩擦磨损试验机的改造，并使其有利于教学实验。主要研究方法是从摩擦磨损测试的基本原理出发，找出简单易用的传动、调速、加载和测力的结构方案，将往复对磨的运动方式改成转动对磨，并使研制的试验机结构小巧，造价低廉，功能完善。本文主要内容如下：1. 完成对往复对磨摩擦磨损试验机的整体改造设计。2. 完成对试验机的主轴驱动系统、摩擦磨损测定系统、加载系统、润滑系统、密封系统的结构设计。3. 通过计算校核总体结构及关键零部件的强度。第2章 总体设计2.1 实验背景为了减小

12、热镀锌工艺里稳定辊轴套与衬套（轴瓦）之间的磨损，现拟用表面织构技术在轴套表面开槽，通过实验探讨最佳开槽形式，最终提高其摩擦磨损特性。但是现有的实验机为往复式磨摩擦磨损试验机，而这里的实际工况为衬套-轴套之间发生对磨，所以将原有实验机改造成转动式磨摩擦磨损试验机。2.2 设计方案试验机附加部分包括驱动系统、传动系统和加载系统、密封系统四部分组成。2.2.1 驱动系统本课题选用Y系列三相交流异步电动机，根据稳定辊轴承所受实际载荷来估算转动对磨试验机驱动电机的负荷，从而确定电动机的型号。2.2.2 传动系统传动系统是将电动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。本课题传动方案如图2.1所示。图2.1

13、传动方案电动机与联轴器1相连，联轴器1再与减速器相连，通过减速器以得到所需的转速。减速器通过联轴器2与实验轴相连，实验轴连接着工作机部分。2.2.3 加载系统实验轴上装有轴套，轴套用螺栓与实验轴轴肩固定。轴套、轴瓦浸没在水池中，轴瓦上方装有装夹块，装夹块与原试验机的加载系统相连。轴套轴瓦尺寸如图2.2所示。实际稳定辊的轴瓦长度为60mm，考虑到现实实验台的尺寸大小，将轴套长度缩短为20mm，并保证实验轴套的线载荷与实际轴套的相同。实验时在轴套上先试开出0.8mm×0.4mm的人字槽（图2.3）。工作机的装配图如图2.4所示。图2.2 轴套、轴瓦的尺寸图2.3 人字槽图2.4 工作机的

14、装配图图2.4中1为实验轴，2为轴用挡圈，3为轴承，4为套筒，5为轴承座，6为轴承端盖，7为水池壁，8为装夹块，9为轴瓦，10为轴套，11为螺塞，12为固定实验轴与轴套的螺栓，13为O型密封圈，14为固定轴承端盖与轴承座的螺栓。工作时实验机对装夹块施加压力，故在实验轴上安装两个轴承以承担受力，两轴承之间用套筒相连，一个轴承的一端与轴承端盖相接，另一个轴承的一端与轴用挡圈相接，以防止轴承错位。两轴承一个安装在轴承座内壁，另一个安装在轴承支座上。2.2.4 密封系统水池与实验轴用O型密封圈密封，O型密封圈安装在轴承端盖中，轴承端盖用螺栓与水池固定。为了更好地观察实验效果，水池壁采用有机玻璃。为了防

15、止水槽中的水进入轴承，对水池与轴承端盖进行密封。水槽通过玻璃胶粘贴在底座上。由于实验平台最大高度为127mm，故设计水池的高度应低于最大高度。水池安装时先安装水池下半部分，焊接在底座上，再把轴承端盖（含O型密封圈）、轴承、套筒顺序安装。此时将实验轴插入水池，水池排水处用螺塞密封好。最后将水池上部安装在水池下部上，轴承端盖用螺栓与水池固定，在需密封地方涂上水玻璃。需更换轴套时只需旋下螺塞，待水池水排完后卸下固定轴套的螺栓，即可更换轴套。各部件用螺栓与底座相固定。底座直接安放在试验机平台上，并通过紧定螺栓固定在实验台上。2.3 工作方式 实验时接通电动机，电动机通过联轴器带动减速器转动，进减速器减

16、速得到实验所需的转速，减速器再通过联轴器带动实验轴转动，实验轴带动轴套转动。这时对装夹块施加压力，让轴套、轴瓦之间相互摩擦，此时通过试验机上的传感器来测定摩擦系数。通过对摩擦系数的对比从而得出最佳开槽形式。图2.5图2.7为试验机附加部分装配图。图2.5 摩擦磨损试验机装配图（左视图）图2.6摩擦磨损试验机装配图（俯视图）图2.7 摩擦磨损试验机装配图（轴侧图）第3章 动力机选择 动力机是机器中运动和动力的来源，其种类很多，有电动机、内燃机、蒸汽轮机、水轮机、汽轮机等。电动机构造简单、工作可靠、控制方便、维护容易，一般生产机械上大多采用电动机驱动。3.1 确定电动机的功率 电动机功率选得合适与

17、否，对电动机的工作和经济性都有影响。当功率小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早损坏；功率过大则电动机价格高，能量不能充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因素都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。3.1.1 计算工作机所需功率PW如图3.1所示为带钢连续热镀锌生产线上锌锅内的三个被动辊。设生产线加工某种规格时的带钢张力为20kN。下面来计算不同纠正辊上推量时稳定辊轴承的负荷，以此来估算转动对磨试验机驱动电机的负荷。图3.1 热镀锌锌锅中三辊 对稳定辊受力分析如图3.2，得水平受力： F3X=T sinr (3-1)垂直受力： F+T=G+T+F3

18、Y (3-2)对（3-2）变形得：F3Y=T+F-G-T cosr (3-3)图3.2 稳定辊的受力分析其中T为带钢拉力，G为稳定辊重力，F为浮力，F3稳定辊所受支反力。tanr= r=arctan (3-4)其中S为上推量，其值为10/20/30/40mm，L1为稳定辊和纠正辊的铅垂距离。L1 为330 mm。 稳定辊重量为185 kg，故其重力为G=mg=185×9.8 =1813 N (3-5) 稳定辊材料为316L不锈钢。密度1=7.98 g/cm3，其体积为V=23182.96 cm3 (3-6)锌液密度为2=7.14 g/cm3，则稳定辊浮力为F=2vg=1622.16

19、N (3-7)当带钢拉力T=20 KN时，得表3-1。表3-1 工作机受力序号S/mmrF3X /NF3Y /NF3 /N1101°4485.4605.78181.66632.432203°285.81209.90154.301219.713305°1139.91810.71108.861813.984406°5440.42406.6345.682407.06由表3-1取F3的最大值，为便于计算，所以取F3 =2400N，则稳定辊单端轴承受力为1200 N。实际轴套宽度为60 mm，故线载荷为20 N/mm。而转动对磨试验机所用的轴瓦长度为20 mm，所

20、以其受力为20×20=400 N。工作机所需功率PW ( kW )应由机器的工作阻力和运动参数确定。PW= (3-8)其中 TW 为工作机的转矩，N·m； nw 为工作机的转速，r/min； W 为工作机的效率，取W =0.95 。 稳定辊轴套直径为45 mm，故TW =FS=400×0.15×0.0225 N·m= 1.35 N·m (3-9) 带钢速度为80120m/min，取最大转速。则轴套转速为 n=335.06 r/min (3-10) 代入（3-8）得PW=0.332 kW。3.1.2 计算电动机所需功率P0电动机所需功率

21、由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式计算P0= (3-11)其中为由电动机至工作机的传动装置总效率。 传动装置总效率应为组成传动装置的各个运动副效率的乘积，即 =123 (3-12)其中1为联轴器传动效率，1=0.98 2为滚动轴承传动效率，2=0.97 3为减速器传动效率，3=0.9代入（3-12）得=0.856，可得P0=0.338 kW。3.1.3 确定电动机的额定功率Pm 电动机功率主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，只要所选电动机的额定功率Pm等于或略大于所需电动机功率P0，即Pm P0，电动

22、机在工作时就不会过热，因此不必效验发热和启动力矩。 电动机的额定功率通常按下式计算Pm=1.3P0 (3-13) 代入数值得Pm =0.5046kW。3.2 确定电动机的转速 设计中常选用同步转速为1500 r/min或1000 r/min的电动机，由于工作机转速为335 r/min，故选用转速相接近的1000 r/min电动机。3.3 确定电动机型号 根据Pm =0.5046 KW、n =1000 r/min，查表确定电动机型号为Y90S6。表3-2 Y90S6型电动机的技术数据型号额定功率/kW满载转速/(r/min)Y90S60.759103.4 本章小结 本章通过对稳定辊工况的分析，计

23、算得出了稳定辊的载荷，从而求出了电动机所需的功率和转速，进而确定了电动机的型号。电动机型号为Y90S6。第4章 减速器的设计 减速器是位于原动机和工作机之间的封闭式机械传动装置。它由密封在箱体内的齿轮或蜗杆传动所组成，主要用来降低转速、增大转矩或改变运转方向。由于其传递运动准确可靠，结构紧凑，效率高，寿命长，且使用维修方便，得到广泛的应用。4.1 选择减速器的类型4.1.1 传动装置总传动比的计算电动机选定后，根据电动机满载转速nm及工作机转速nW。就可以计算出传动装置的总传动比。i= (4-1) 故总传动比i=2.716 由常用定轴减速器的类型表可得，当传动比小于5时，选用一级圆柱齿轮减速器

24、。图4.1 一级圆柱齿轮减速器传动形式、特点及应用4.1.2 传动装置的运动和动力参数 如图4.1所示，令高速轴为I轴，低速轴为II轴。 则各轴转速nI=nm=910 r/min (4-2)nII=335 r/min (4-3) 各轴功率为PI=Pd 1=0.75×0.98=0.735 Kw (4-4)PII=PI 2=0.735×0.98=0.720 Kw (4-5)式中1为联轴器传动效率； 2为减速器的传动效率。 各轴转矩为TI =9550=9550×=7.713 N·m (4-6)TII=9550=9550×=20.525 N·

25、m (4-7)表4-1 轴的参数轴转速/(r/min)功率Kw转矩(N·m)I9100.7357.713II3350.72020.5254.2 闭式直齿圆柱齿轮传动的设计4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图4.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。（2）根据表4-2，通用减速器选用7级精度。表4-2 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围 （3）材料选择。由表4-3，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4）闭式齿轮传动一般转速较高。为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，

26、以齿数多一些为好。小齿轮的齿数可取为z1=2040。选小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=uz1=30×2.716=81.48，取z2=82。4.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（4-8）试算小齿轮分度圆直径，即d1t (4-8)表4-3 常用齿轮材料及其力学性能1) 确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3。 T1位小齿轮传递的转矩。由表4-1得T1=7.871×103 N·mm。 由表4-4选取齿宽系数d =1。由图4.2查得区域系数ZH =2.5。由表4-5查得材料的弹性影响系数ZE =189.8 MPa1/2。由式（4-9）计算接触疲劳

27、强度用重合度系数Z。Z = (4-9)a1=arccos z1cos(z1+2h) (4-10)a2=arccos z2cos(z2+2h) (4-11)= z1(tan a1-tan ) + z2(tan a1-tan ) 2 (4-12) 将=20°、z1、z2带入（4-4）（4-5），得a1=28.241°，a2=23.463°，再带入（4-12），得=1.741。带入（4-3）得Z=0.868。表4-4 圆柱齿轮的齿宽系数d图4.2 节点区域系数ZH（aa=20°）计算接触疲劳许用应力H。 由图4.3查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim

28、1=600MPa、Hlim2=550MPa。图4.3 调质处理钢的Hlim 表4-5 弹性影响系数 ZE 由式（4-13）计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×910×1×(2×8×300×15)=3.931×109 (4-13)N2=N1u=3.931×109(8230)=1.0745×1010 (4-14) 由图4.4查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9、KHN2=0.95。 取失效概率为1、安全系数S=1，由式（4-15）得H1=MPa=540MPaH2=MPa=523MPa (4-15)取H

29、1和H2较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H =H1=523MPa 2）试算小齿轮分度圆直径d1t = mm = 28.041mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。v=1.336 m/s (4-16)齿宽b。b=dd1t=1×28.041 mm=28.041 mm (4-17)2) 计算实际载荷系数KH由表4-5查得使用系数KA=1。根据v=1.336 m/s，7级精度，由图4.5查得动载系数KV=1.12。齿轮的圆周力。Ft1=2T1d1t=2×7.871×10328.041 N=561.392 N (4-18)K

30、AFt1b=1×561.39228.041 N/mm=20.020 N/mm 100 N/mm (4-19)查表4-6得齿间载荷分配系数KH=1.2。由表4-7用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.415。由此，得到实际载荷系数为图4.4 接触疲劳寿命系数KHN KH=KAKVKHKH=1×1.1×1.2×1.415=1.868 (4-20)3）由式（4-21），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t =28.041× mm=31.643 mm (4-21)及相应的齿轮模数m=d1z1=31.64

31、330=1.055 mm (4-22)4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（4-23）试算模数，即mt (4-23)1) 确定公式中各参数值表4-5 使用系数KA图4.5 动载系数KV 表4-6 齿间载荷分配系数KH 、KF图4.6 外齿轮齿形系数YFa试选载荷系数KFt=1.3。由式（4-24）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y=0.25+=0.25+=0.681 (4-24) 计算。 由图4.6查得齿形系数YFa1=2.63、YFa2=2.21。 由图4.7查得应力修正系数Ysa1=1.56、Ysa2=1.75。图4.7 外齿轮应力修正系数Ysa 由图4.8查得小齿轮和大齿轮的齿根弯

32、曲疲劳极限分别为Flim1=500 MPa、Flim2=380 MPa。由图4.9查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.88。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（4-25）得H1=MPa=303.57 MPaH2=MPa=238.86 MPa (4-25) (4-26)图4.8 调质处理钢的Flim图4.9 弯曲疲劳寿命系数KFN (4-27) 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.0164 2）试算模数mt (4-28) =0.631 mm (2)调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。d1=mtz1=0.631×30 mm=18.920 mm

33、 (4-29)v = m/s=0.902 m/s (4-30) 齿宽b。b=dd1=1×18.920 mm=18.920 mm (4-31) 宽高比bh。h=(2h) mt =(2×1+0.25) ×0.631=1.420 mm (4-32)bh=18.9201.420=13.326 (4-33) 2）计算实际载荷系数KF。 根据v=0.902 m/s，7级精度，由图4.5查得动载系数KV=1.05。 由Ft1=2T1d1=2×7.871×10318.920 N=832.029 N， KAFt1b=1×832.02918.920 N/

34、mm=43.976 N/mm 100 N/mm查表4-6得齿间载荷分配系数KF=1.2。 由表4-7用插值法查得KH=1.413，结合bh =13.326。查图4.10，得KF=1.40。则载荷系数为KF=KA KV KF KF =1×1.1×1.2×1.40=1.8483） 由式（4-34），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=0.631×=0.709 mm (4-34)表4-7 接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH图4.10 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮

35、模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数m=0.709 mm，并就近圆整为标准值m=1 mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=31.643 mm，计算出小齿轮齿数z1=d1m=31.643 mm。 取z1=32，则大齿轮齿数z2=uz1=2.716×32=86.912，取z2=87，z1与z2互为质数。 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，由满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.4 几何尺寸的计算 (1)计算分度圆直径d1=z1 m=32×1=3

36、2d2=z2 m=87×1=87 (4-35) (2)齿根圆直径df1 =(z1 - 2h-2c) m=29.5 mmdf2 =(z2 - 2h-2c) m=84.5 mm (4-36) (3)齿顶圆直径da1=(z1+2h)m=34 mmda2=(z2+2h)m=89 mm (4-37)(4)计算中心距=(d1+d2) 2=(32+87) 2=59.5 mm (4-38) 采用变位法将中心距就近圆整至=60 mm。4.2.5 主要设计结论表4-8 齿轮设计结论参数齿数z模数/mm分度圆直径d/mm齿根圆直径df /mm齿顶圆直径da /mm齿宽b/mm传动比i中心距/mm小齿轮32

37、13229.534372.71660大齿轮878784.589324.3 轴的结构尺寸设计及计算对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。其设计过程需要先估算最小轴径，再根据轴上零件的固定和定位方式，设计轴的结构和尺寸（即轴径和轴各段长度），最后校核轴的强度。4.3.1 输入轴的设计1. 输入轴的功率P1、转速n1和转矩T1。 查表4-1，得P1=0.735 kW，n1=910 r/min，T1=7.713 N·m2. 求作用在齿轮上的力因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为d1=32 mm，则圆周力Ft= N=482.063 N (4-39)径向力Fr

38、=Ft =482.063×tan20°N=175.456 N (4-40)轴向力Fa=Ft tan=482.063×tan0 =0 N (4-41)3. 初步确定轴的最小直径 按式（4-42）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表4-9，取A0=112，于是得dmin=A0 =112× mm=10.430 mm (4-42)表4-9 轴常用几种材料的及A0值 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故取输入轴直径为18 mm。4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案本课题选用图4.1

39、1所示的装配方案。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，III轴段右端需制出一轴肩。图4.11 输入轴的结构方案取IIIII段的直径dIIIII = 20 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈内孔直径D= 20 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 52 mm；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故III段的长度应比L1 略短一些，现取LIII = 40 mm。(2)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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d IIIII = 20 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组

40、、标准精度级的深沟球轴承6204，其尺寸为d × D × B =20 mm×47 mm×14 mm，故d III - IV = d VII - VIII =20 mm；而LVII - VIII = 16 mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6204型轴承的定位轴肩高度h = 1mm，因此，取d VI - VII = 24 mm。(3) 取安装齿轮处的轴段的直径d IV - V = 24 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为32 mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L IV - V =

41、34 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h > 0.07 d，取h = 1 mm，则轴环处的直径d V - VI = 26 mm 。轴环宽度b1.4h，取L V - VI = 2 mm。(4) 轴承端盖的总宽度为15 mm(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及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L = 1 mm，故取L IIIII = 16 mm。(5) 取齿轮距箱体内壁之距离a =11 mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 2 mm，已知滚动轴承宽度B = 14 mm，齿轮轮毂长L =

42、32 mm，则L III - IV = B + s + a + (34 - 32) = (14 + 2 + 11 + 2)mm = 29 mm (4-43)LVI - VII = L + c + a + s L V - VI = (32 + 20 + 11 + 2 - 2) mm =63 mm (4-44)至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d IV - V由手册查得平键截面b× h = 5 mm ×5 mm (GB/ T 10951979)，键槽用键槽铣刀加工，长为30 mm(标准键长见GB/ T 1

43、0961979)；同时为了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H7/ n6；同样,半联轴器与轴的联接,选用平键为5 mm × 5 mm × 30 mm，半联轴器与轴的配合为H7/ k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表4-10，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径见图4-12。表4-10 零件倒角C与圆角半径R的推荐值4.3.2 输出轴的设计1. 输入轴的功率P2、转速n2和转矩T2。 查表4-1，得P2=0.720 kW，n2=335 r/min，T2=20.525 N

44、83;m2. 求作用在齿轮上的力因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为d2=87mm，则圆周力Ft= N=471.839 N (4-45)径向力Fr=Ft =471.839×tan20°N=171.735 N (4-46)轴向力Fa=Ft tan=471.839×tan0 =0 N (4-47)3. 初步确定轴的最小直径按式（4-48）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表4-9，取A0=112，于是得dmin=A0 =112× mm=14.454 mm (4-48)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的

45、孔径相适应，故取输入轴直径为24 mm。4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案本课题选用图4.12所示的装配方案。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度图4.12 输出轴的结构方案(1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，III轴段右端需制出一轴肩，故取II - III段的直径d II - III = 28 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 52 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故III段的长度应比L略短一些，现取L III = 34 mm。(2) 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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d II

46、- III = 28 mm，由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6206，其尺寸为d× D× B = 30 mm×62 mm×16mm，故d III - IV = d VII - VIII =30 mm；而L VII - VIII = 29 mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 1mm，因此，取d VI - VII = 32 mm。(3) 取安装齿轮处的轴段IVV的直径d IV - V = 32 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为87 mm，为了使套筒

47、端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度，故取L IV - V =25 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h > 0.07 d，取h = 1 mm，则轴环处的直径d V - VI = 36 mm。轴环宽度b 1.4 h，取L V - VI = 13 mm。(4) 轴承端盖的总宽度为11 mm(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及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L = 1 mm，故取L II - III = 23mm。(5) 取齿轮距箱体内壁之距离a =11 mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s

48、，取s=2 mm，已知滚动轴承宽度B=14 mm，齿轮轮毂长L=87 mm，则L III - IV = B + s + a + (34 - 32) = (14 + 2 + 11 + 2)m m = 29 mm (4-49)LVI - VII = L + c + a + s - LV - VI = (32 + 20 + 11 + 2 - 2) m m =63 mm (4-50)至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d IV - V 由手册查得平键截面b× h = 10mm ×8 mm (GB/ T10951

49、979)，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm(标准键长见GB/ T 10961979)，同时为了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H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为6 mm × 6 mm × 20 mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表4-10，取轴端倒角为C1。4.3.3 确定轴的尺寸主动轴：图4.13 主动轴从动轴：图4.14 从动轴4.4 本章小结 本章通过分析得出了减速器的类型，从而确定了要算齿轮和轴的数量，进而对闭式直齿圆

50、柱齿轮传动进行计算，确定大小齿轮的各项数据。同时也确定了和大小齿轮相互配合的主动轴、从动轴的尺寸，以及和轴配合的滚动轴承的选择和平键的选择。图4.15为最后减速器装配图。图4.15 减速器装配图第5章 实验轴的设计对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。其设计过程需要先估算最小轴径，再根据轴上零件的固定和定位方式，设计轴的结构和尺寸（即轴径和轴各段长度），最后校核轴的强度。5.1 轴的结构尺寸设计5.1.1 选择材料，确定许用应力材料选用45钢，正火处理。查表5-1，材料强度极限b=600MPa；对称循环状态下许用应力-1b=55MPa。表5-1 轴的常用材料及其主要力学性能5.1.2 初步确定轴的最小直径 按式（5-1）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表4-9，取A0=112，于是得dmin=A0 =112× mm=14.454 m