滑动轴承试验台设计全解

1、目录摘要：-1-Abstract:-2-1 绪论-3-1.1 选题的背景和意义-3-1.2 滑动轴承试验台的研究现状-4-1.3 设计的主要内容及要求-6-1.3.1 被测轴承的尺寸-6-1.3.2 测试条件-6-1.3.3 测试对象-6-2 滑动轴承的作用机理及相关参数估算-7-2.1 滑动轴承动压形成的基本原理-7-2.2 滑动轴承试验台相关参数的估算-8-2.2.1燃油泵滑动轴承的相关参数估算-8-2.2.2 试验台摩擦转矩的估算-9-3 滑动轴承试验台的设计-10-3.1 试验台总体布局及设计-10-3.1.1 驱动系统-11-3.1.2 润滑系统-11-3.1.3 加载系统-12-3

2、.1.4 测量系统-12-3.2 试验台主体台架及相关零件的设计-12-3.2.1 支撑轴承座的设计-13-3.2.2 主轴的设计-14-3.2.3 联轴器的设计-17-3.2.4 油封设计：-17-3.3 驱动系统设计-18-3.3.1 变频电机的选择-18-3.3.2 变频器的选择-20-3.3.3 增速齿轮箱的设计-20-3.3.4 联轴器的选择-22-3.4 润滑系统设计-23-3.3.1 燃油泵中滑动轴承的润滑机理-23-3.3.2 润滑系统原理-24-3.3.3 润滑系统液压泵的设计和选型-26-3.3.4 液压泵驱动电机的选择-27-3.3.5 比例溢流阀的选择-27-3.3.6

3、 比例流量阀的选择-28-3.4加载系统设计-29-3.4.1 加载方案的选择-29-3.4.2 液压加载系统的原理-30-3.4.3 液压系统主要元件的设计-32-3.4.4 加载系统机构的设计-36-3.5测量系统设计-37-3.5.1 油膜压力分布的测量-37-3.5.2 油膜温度分布的测量-40-3.5.3 轴心轨迹测量-41-3.5.4 摩擦力矩测量-42-3.5.5 集流器的设计-42-总结-44-致谢-45-参考文献-46-2燃油泵滑动轴承试验台设计摘要：滑动轴承试验台通过模拟滑动轴承的工作情况，测试滑动轴承的各项性能参数，为分析影响滑动轴承润滑性能的因素，改善滑动轴承的润滑条件

4、，优化轴承设计和延长轴承寿命等有重要作用。滑动轴承试验台大体上可分为机械部分、控制部分和信号采集及处理部分其中控制部分和信号采集及处理部分在很多情况下是可以通用的，机械部分由于被测轴承的外形、功能和工作环境不同，往往对滑动轴承试验台的要求也不一样，因此很多滑动轴承的测试，需要设计专门的轴承试验台。本文以燃油泵中的滑动轴承为测试对象，通过对滑动轴承润滑机理的认识，根据对被测轴承工作环境的分析和相关参数的计算，对滑动轴承试验台的机械系统进行较为完整的设计。滑动轴承的机械系统包括试验台主体台架、驱动系统、加载系统、润滑系统和测量系统，本文将以先总体后部分的结构，对滑动轴承试验台的设计进行详细介绍。根

5、据设计的一般过程，本文先对滑动轴承的润滑机理做一般性的介绍，并根据燃油泵的基本工作原理、工作环境和被测轴承的尺寸，对滑动轴承的相关参数进行估算，然后再根据算得的参数进行滑动轴承试验台设计。在设计时，先对试验台进行总体设计和布局，再分成各个独立的系统分别设计，设计内容包括提出设计方案、阐释功能实现的原理、进行设计计算、对重要零部件选型、查阅各零部件的尺寸和安装形式，并对关键零部件进行疲劳强度校核，最后根据设计内容和查阅的各零部件的尺寸及安装形式，画出设计图。完成设计工作后，对本设计进行分析和评估，并作设计总结。关键词：设计、滑动轴承试验台、燃油泵。-6-Abstract:Tosimulateth

6、eworkingconditionsofslidingbearingsinthetestingbeds,parameterscanbetestedwhichareimportanttoanalyzethefactorsthatinfluencetheslidingproperties,improvetheslidingconditions,optimizingthedesignofbearingsandextendthedurations.Thetestingbedsincludethreepartsingeneral:mechanics,controlling&signalrecei

7、vingandprocessingparts.Thebedsforcontrollingandsignalreceiving&processingpartsareinterchangeableinmanycases.Butformechanicsparts,theyareusuallyuniqueduetodivergentshapes,functionsandworkingenvironments.Astheconsequence,forsomeslidingbearings,exclusivetestingbedsarerequiredtobedesigned.Thisprojec

8、taimstotestslidingbearingsinfuelpumps,tocompletethedesignofmechanicspartsinslidingbearingtestingbedsthroughtheknow-howandanalyzingorcomputingtherelevantparameters.Themechanicspartsincludingthemainbodies,drivingsystems,loadingsystems,lubricatingsystemsandmeasuringsystems.Thedesignofthemwillbeintroduc

9、edexplicitlybyorder.Thispaperwillexplainthegeneraltheoryoflubricatingupongeneraldesignprogress,thentoestimatetheparametersinbearingbyworkingprinciples,workingenvironmentsandsizes,finallytodesignwiththefactorsmentionedabove.Duringthestageofdesigning,firstly,todesignthewholepartsingeneral.Thentothesep

10、arateproportionsrespectivelywhichincludesproposalofdesign,explanationofprinciples,procedureofdesign,choosingkeycomponents,checkingparametersofcomponents,installationandintensityexamination.Atlast,finishthedrawinguponcheckingsizesandinstallingmethods.Afterfinishingthewholedesign,appriseofthisworkwill

11、befollowed.Keywords:design;test-bed;hydrodynamicbearing;fuelpump.1 绪论1.1 选题的背景和意义自从人类进入到工业社会以后，轴承就一直受到专家和学者们得高度重视。现在，轴承已广泛应用于各种机械设备中。伴随着工业的飞速发展，轴承的形式和种类越来越多，性能也越来越好，但是现在工业对轴承的要求也越来越高。滑动轴承作为轴承中重要的一种，由于其本身具有一些独特的优点，使它在工作转速特高、特大冲击与振动、径向空间尺寸受到限制等场合占有十分重要的地位。由于滑动轴承往往是在大负荷、高转速的工况下运转的，其性能和工作可靠性将直接影响到机械设备的性

12、能和可靠性。因而，如何提高滑动轴承的性能和使用寿命一直是人们所关注的问题，国内外的轴承企业和学者对此进行了大量的研究。为了对滑动轴承进行系统的理论与实验研究，对滑动轴承进行试验并测量轴承运行时的参数是必不可少的。通过滑动轴承试验，对其数据进行分析和研究，可为滑动轴承的优化设计提供重要的理论依据。建国以来，经过一代人的艰苦奋斗，我国的航空工业飞速发展，尤其是近十年来的发展尤为瞩目。但在取得成绩的同时，更要看到差距，我国的工业基础仍然十分薄弱，绝大部分技术与国外有较大差距，很多关键技术还没有实现零的突破。航空发动机技术被称为工业上的明珠，代表着一个国家工业水平的最高标准，发动机上的每一个零件不仅关

13、系到整个飞机的性能，还影响着飞机的安全性，因此每个零件都必须要求有很高的可靠性。航空发动机燃油泵上的滑动轴承支撑着一对泵油齿轮，齿轮转速非常快，受到的载荷非常大，润滑条件比较恶劣，如果一旦在工作过程中滑动轴承发生严重磨损甚至是由于润滑不足而导致轴承卡死，将会造成发动机供油不足甚至是停止供油，进而导致飞机动力不足，严重时可能会发生安全事故。因此必须对燃油泵滑动轴承进行反复试验，分析其性能和工作可靠性，为滑动轴承的优化设计和提高工作可靠性提供理论依据。本课题以航空发动机燃油泵上的滑动轴承为测试对象，设计一台可测试油膜压力分布、温度分布、轴心轨迹和摩擦转矩的滑动轴承试验台。随着航空工业大发展，对航空

14、发动机燃油泵滑动轴承性能的研究受到广大专家和学者的重视，但是由于工作环境比较特殊，一般的滑动轴承试验台无法满足其测试要求。在此背景下，本文将根据航空发动机燃油泵工作的实际情况，设计出能满足其测试要求的滑动轴承试验台的机械部分。该滑动轴承试验台最大转速为15000r/min，最大载荷15000N，能在不同的润滑条件下测量出滑动轴承的油膜压力分布、温度分布、轴心轨迹等参数，为航空发动机燃油泵滑动轴承性能的研究和改进提供依据，具有重要的现实意义。1.2 滑动轴承试验台的研究现状随着现代工业技术的发展，尤其是计算机技术、控制技术、测量技术和微电子技术的迅速发展，各种试验系统也向着智能化、高精度方向发展

15、。传统的滑动轴承试验系统中普遍采用机械加载，仪表测量，需要人工读取数据，具有人为误差大，数据处理工作量大的缺点。现在的新型滑动轴承试验台一般用液压加载，集成控制系统，采用计算机辅助试验(CAT)技术，具有友好的人机界面，能从试验中直接提取信息并进行数据处理的。它不仅能完成试验数据的采集工作，还能进行试验数据的分析处理并在PC机上实时显示摩擦系数与滑动轴承特性系数曲线、油膜压力分布曲线、油膜承载能力曲线。此类滑动轴承试验台种类很多，功能也有所不同，如图1.1所示的为湖南嘉锐科教仪有限公司生成的滑动轴承试验台。图1.1新型滑动轴承试验台滑动轴承试验台用于机械计课程中的液体动压轴承实验时，主要利用它

16、来观察滑动轴承的结构，测量其径向和轴向油膜压力分布和摩擦特性曲线。哈尔滨第七O三研究所的胡朝阳、常山设计了一台大型滑动轴承试验台，其结构如图1.2所示。试验台采用了径向试验轴承和推力试验轴承组合形式，为卧式结构。在试验时只需更换试验组件和试验的主轴，就可以进行不同项目的试验。即当试验推力轴承时，使用推力试验轴承组件与带推力盘的试验主轴；当试验径向轴承时，改用径向试验轴承组件和径向试验主轴。两种试验共用一个驱动电机、增速齿轮箱、联轴器和润滑供油系统。试验台主要由本体部分、液压传动与供油系统、数据检测与处理系统、电力拖动与电气控制系统等4部分组成。图1.2大型滑动轴承试验台有关圆锥滑动轴承的研究，

17、传统的分析设计中往往采用一些近似算法，对锥角较小的圆锥轴承近似为具有平均直径的圆柱轴承，对锥角较大的轴承按近似的推力轴承来对待。而对其动特性的试验，目前均采用二维数学模型，由于其油膜是典型的三维油膜，因此应用二维型显然是有误差的。刘建中，岑少起，张少林等人从三维方法入手，对圆锥轴承动特性、试验原理进行研究。试验台如图1.3所示。1支撑轴承2.支撑轴承套3.轴承座4.x,y,z方向绝对位移传感器5.x,y,z方向相对位移传感器6.试验轴承体7.螺母&锥套9.静态加载装置10.激振器图1.3三维滑动轴承试验台1.3 设计的主要内容及要求本设计要求设计一台滑动轴承试验台，并使之可对航空燃油泵

18、滑动轴承在不同的转速和润滑条件下的油膜压力分布、温度分布、轴心轨迹和摩擦力矩进行测试。1.3.1 被测轴承的尺寸轴承内径d=32mm、轴承外径D=41mm、轴承宽度B=42mm；1.3.2 测试条件最大载荷F=15000N、最大转速n=15000r/min；1.3.3 测试对象（1）油膜压力分布；（2）温度分布；（3）轴心轨迹；（4）摩擦力矩。2 滑动轴承的作用机理及相关参数估算2.1 滑动轴承动压形成的基本原理关于动压润滑的油楔效应首先由托尔发现的，这种现象是研究动压滑动轴承的关键。英国的物理学家雷诺对托尔所揭示的现象进行了研究，发现在滑动轴承中由于轴径的转动在油膜中产生了剪应力，它把润滑油

19、带入轴颈和轴承之间的收敛间隙，从而产生了油膜压力，并导出了油膜压力分布的微分方程，奠定了流体动压润滑理论的原始基础。动压形成的基本原理如图2.1所示：轴和轴承两固体表面具有楔形间隙，间隙中充满粘性润滑液体，此粘性液体能吸附于两固体表面，两固体表面的相运动带动润滑液体由间隙大端向间隙小端运动。如果润滑膜中没有压力，则无论在间隙大端1和间隙小端2处，流体的速度沿膜厚的分布都将成为虚线所示的三角分布，于是单位时间内流体经过截面1（设固体垂直图面的宽度为1）,流入截面1、2之间所包围的质量为ph卩/2,1由该空间经截面2流出的质量为ph卩/2。此时显然流出量大于流入量，因此截2面1、2之间所包含的空间

20、内必然有高于入口和出口处的压力产生，从而使流经截面1的速度小于内凹曲线，流经截面2的速度分布增大为外凸的曲线，达到流量平衡，这就是动压形成的原理。12hA图2.1动压形成原理2.2 滑动轴承试验台相关参数的估算2.2.1 燃油泵滑动轴承的相关参数估算为了使设计的试验台能够满足被测试的滑动轴承的工况要求，更加真实的接近被测滑动轴承的实际工作环境，需要根据经验公式和已知条件估算出滑动轴承的基本参数。已知条件：最大工作载荷F=15000N,最大转速n=15000r/min,滑动轴承内径d=32mm，滑动轴承宽度B=42mm。(1) 宽径比：B/d=43mm/32mm=1.3125兀dncl.(2)

21、轴颈的圆周速度：°=25-13r/min60x1000F(3) 轴承的最大工作压力：p=11160714.29Pa=11.6MPadB(4) 查得航空煤油40°C时：动力粘度耳=1.08x10-3Pa-s,40密度p=808kg/m3(5) 计算相对间隙：屮沁("/60)4/9=4.18x10-3=0.004181031/9(6) 计算直径间隙：A=屮d=0.13mm(7) 计算承载量系数；C=114.96p2quB(8) 轴承偏心率咒=0.99(9) 计算轴承与轴颈的摩擦系数：f=+0.55屮E=2.41x10-3=0.00241屮P(10)润滑油流量系数一=0

22、.06屮°Bd(11)计算润滑油温升：查得航空煤油40C时：密度p=808kg/m3，比热c=2090J/(kg-K)假设轴承的表面传热系数«=50W/(m2-K)S则有：CP（qJs屮uBd屮u=0.042°C(12)计算润滑油入口温度：t二t-At/2二39.979Cim2.2.2试验台摩擦转矩的估算在设计滑动轴承试验台时的驱动系统时，所选则的电机必须满足能够拖动试验台进行试验，且具有良好的功能性和经济性。因此必须考虑试验台的摩擦阻力，对试验台相关部位的摩擦力矩按摩擦力最大的情况进行估算。已知条件： 滑动轴承：摩擦系数f=0.00241，载荷F=7500N,轴

23、颈直径d=32mm。1 滚动轴承：摩擦系数f=0.002，载荷F=15000N,轴颈直径d=55mm。2(1)滑动轴承的摩擦转矩估算：摩擦力F=F-f=18.075N摩擦摩擦转矩M=F-dx2=1156.8N-mm1 摩擦1(2)滚动轴承的摩擦转矩估算：摩擦力F=F-f=30N摩擦摩擦转矩M=F-d=1650N-mm2 摩擦2(3)试验台主题的总摩擦力矩为：M=M+M=2806.8N-mm12-10-3 滑动轴承试验台的设计滑动轴承试验台是一个比较复杂的机械装置，对于不同的试验条件和试验要求，试验台也有所不同。但是一般情况下滑动轴承试验台分为试验台主体、驱动系统、润滑系统、加载系统、测量系统和

24、信号处理与分析系统。本设计要求根据已知条件和设计要求对试验台的驱动系统、润滑系统、加载系统和测量系统进行设计，使之能够完成规定的测试工作，并且各部分之间要相互匹配、相互协调，成为一个完整的机器装置。为使设计更加简单，先对试验台进行总体布局设计，然后分别对各个系统进行设计，最后再整体协调和完善。3.1试验台总体布局及设计试验台的总体设计应根据被测滑动轴承的基本尺寸、基本功能需求、需要测量的参数以及试验台本身各部分的结构和功能等因素，合理设计和布局滑动轴承试验台，并使各个部分相互配合、相互协调。为了更加接近燃油泵上滑动轴承在受载时的真实情况，本试验台采用与燃油泵滑动轴承相似的布置形式，即一对滑动轴

25、承对称布置，作为整个试验台转动部分的支撑。驱动系统通过联轴器与试验主轴连接，带动主轴高速旋转。加载机构通过装在主轴上的滚动轴承对转动主轴施加载荷，再通过主轴将载荷传递到作为支撑轴承的滑动轴承上去。在作为支撑的一对滑动轴承中，选取一个作为被测试验对象，加装相关传感器，对其油膜压力分布、温度分布、轴心轨迹和摩擦力矩进行测量。为便于传感器的安装和布置，选择右边的滑动轴承作为试验轴承。试验台的润滑系统单独进行设计，滑动轴承的润滑系统的进油压力、进油温度和进油流量必须可调，作为加载机构一部分的滚动轴承也应采取合理的润滑方式。滑动轴承的总体设计布局如图3.1所示，其中的零件名称见表1-1。图3.1滑动轴承

26、试验台总体布局表3-1滑动轴承试验台零件名称1变频电机2联轴器3增速齿轮箱4联轴器5应变片6滑动轴承座（支撑轴承）7滚动轴承座8滑动轴承座（测试轴承）9位移传感器支座10集流器11底座12驱动系统支座13液体密封端盖14试验台主体15液压缸16集流器支座3.1.1驱动系统驱动系统是试验台的动力部分，既要为试验台提供动力，也要根据需要改变输出转速。本课题要求转速较高，能够无级变速，且动力输出稳定，因此本设计采用变频电机1提供动力，通过变频器调节可实现无级变速，然后通过增速齿轮箱3增速后传递给试验台主体。3.1.2 润滑系统润滑系统主要为试验台上的轴承提供润滑。试验台上有一对滑动轴承和一个滚动轴承

27、需要润滑。滚动轴承可采用脂润滑形式润滑，滑动轴承既是试验台主轴的支撑轴承，也是被测试的对象，因此润滑系统既要为其提供润滑，也要能根据要求改变润滑条件。本设计采用稀油压力连续润滑，用液压泵将润滑油泵出，电磁比例溢流阀和比例流量阀控制油压和流量，用水冷却器和加热器控制油温。润滑系统通过管道与滑动轴承座6、8的润滑油孔连接，为轴承提供一定压力、流量和温度的润滑油。试验台主体为箱体结构，底部的排油孔与回油过滤器连接，润滑过的润滑油经回油过滤器过滤后重新送回到油箱里。3.1.3 加载系统采用液压加载，液压系统由液压缸、液压泵和控制阀组成。在控制阀的控制下，液压泵将一定压力的高压油输入到液压缸15中，推动

28、活塞上下运动。活塞受到的液压力经过加载力传递装置，传递给滚动轴承座7内的滚动轴承，在经过滚动轴承传递给主轴，再通过主轴传递给滑动轴承。根据液压缸内的油压和活塞的面积，可算出加载力的大小。这样设计的加载系统可实现较大的加载力，且在规定范围内载荷大小可无级变化，滑动轴承受载方式与实际工作时比较接近。3.1.4 测量系统本试验台要求测试滑动轴承的油膜压力、油膜温度、轴心轨迹和摩擦转矩。通过安装在主轴上的应变片5将测得的信号通过集流器10传递给仪器，可测出主轴受到的扭矩，从而推算出轴承的摩擦转矩。压力传感器安装在主轴上，主轴为空心轴，压力传感器安装在与滑动轴承相接处的主轴上，压力探头与润滑油膜接触，传

29、感器的信号线通过主轴的中心孔与集流器10上的接线盘相连，在经过集流器上的滑环和电刷，将信号传递给信号分析仪器。集流器10自带测速机构，可测量主轴的转速。油膜温度由安装在滑动轴承座上的一组温度传感器测量，轴心轨迹由一组安装在位移传感器支座9上的位移传感器进行测量。3.2 试验台主体台架及相关零件的设计本试验台主体部分主要包括主体台架、支撑轴承座和主轴三个部分。台架为箱体结构，主要起支撑试验台各部分和对各零部件定位的作用，同时也可将润滑过的润滑油收集起来重新送回油箱中。因为试验台右边的滑动轴承既是支撑轴承又是试验轴承，因此滑动轴承座必须保证一定的性能。主轴是试验台功能的执行部分之一，既要高速旋转，

30、又要传递加载系统施加的载荷。联轴器连接驱动系统增速齿轮箱和主轴。试验台主体部分的结构如图3.2，其中的相关零件如表3-2所示。12345678910图3.2试验台主体结构图表3-2试验台主体零件表1主轴2液体密封端盖3试验台主体盖4滑动轴承座（支撑轴承）5滚动轴承座6进油管孔7滑动轴承座（测试轴承）8位移传感器支座9位移传感器10传感器接线孔11液体密封端盖12加载力传递装置13液压缸14试验台主体台架15排油孔16底座3.2.1 支撑轴承座的设计根据被测滑动轴承的形式和相关尺寸，同时考虑到方便测试传感器的安装选择整体式滑动轴承座。轴承座上有润滑油孔，在轴套上开有油孔，并在轴套内表面开有油槽润

31、滑油可通过油孔和油槽对滑动轴承进行润滑。设计的滑动轴承座外形及安装形式如图3.3所示，轴承座尺寸如表3-3所示。图3.3滑动轴承座外形及安装形式表3-3滑动轴承座尺寸dDRBbLLHhhddC1112324132423615411474372018.5M1023.2.2 主轴的设计为了更加方便的布置测量元件，将主轴设计成空心轴。轴是本试验台一个非常重要的零件，不仅要高速旋转，还要承受较大载荷，所以在对轴的尺寸设计完了之后，还要对轴进行校核。3.2.2.1 根据各零部件的安装形式和尺寸，对轴的外形设计如图3.4所示：一153一.47.一68,5-一86一一314ECr-JC-.!I1LDkzzz

32、zzzzzzzzzz图3.4主轴的外形及尺寸3.2.2.2 对轴的疲劳强度进行校核：本设计采用专用软件机械设计手册软件版本轴进行校核，其结果图3.5所示。设计结果输岀-21-设计单位：合肥工业大学设计者：蒋廷松设计时间：23:56:12名称数值零件名称圆形截面阶梯轴轴的转速15000.02传递功率3.5传递转距2228.33轴的转向方式单向脉动工作条件淡水，无应力集中有无内孔有内孔材料20CrMnTi渗碳，悴火，回火单位r/iriinkWN*irirri许用剪应力范围40-52K值100內外径比值0.28最小直径计算值6.17圆整后的最小直径标淮值MPairariirariirnri轴的总长轴

33、的段数载荷数量坐标垂直力(F/N;M/N*irirri)-?K平力(F/N;M/N*irirri)扭矩/H*irari载荷1载荷2支撑数量76.BiranF=O;M=OF=O;M=O22275nnriF=15000;M=0F二二0222坐标垂直力(F/N5M/N*irm)术平力(F/NsM/N*iriri)san174nmF=-79E&.l;I=0F-0J=0薯血F=-70IXEE.I=0淫曲应力ti核.通过危险脏面战坐标STS危检戡面旳岂桎5®危眈哉面旳誉抚y的隔北.朝卮险莊面的扭矩T44$札66战面的廿耳工作应力ninnmN*俯N*EK-疲劳强度校核危险截面的x坐标危险截

34、面的直径危险截面的弯矩M危险截面的扭矩T应力集中系数（弯曲）应力集中系数扭转）截面的计算安全系数许用安全系数扭转刚度校核圆轴扭转角许用扭转变形弯曲刚度校核许用挠度系数许用挠度值最大挠度临界转速计算当量直径dv轴的截面惯性矩支承间距与轴的总长的比值轴的重力支座形式系数轴的一阶临界转速轴设计完通过27555806596.084456.662.051. 552. 451. 9通过0.0250.65通过0.00352. 6425-0.02111138.51107296.60.2935012.154402.91图3.5轴的校核结果irariirariN*rrariN*rrari)/m)inrriirmi

35、inrriirmi4r/iriin3.2.3 联轴器的设计增速齿轮箱与主轴采用联轴器连接。根据设计需要，选择套筒刚性联轴器可满足设计要求。其结构形式如图3.6，相关尺寸如表3-3所示。图3.6刚性套筒联轴器表3-4刚性套筒联轴器相关尺寸轴直径d(H7)许用转矩(Nm)DOL1C紧定螺钉平键281704580201.0M8x128x323.2.4 油封设计：为了防止润滑油从轴孔泄露，实验台主体上必须设置油封。本设计采用径向迷宫液体密封，即可满足设计要求。油封的结构如图3.7，尺寸如3-5所示。图3.7径向迷宫密封表3-5径向迷宫密封尺寸轴颈d(mm)环形密封槽迷宫密封槽Rtdanef28/301

36、.54.5d+1nt+R30.213.3 驱动系统设计本试验台要求最大转速为15000r/min，且转速能在015000r/min范围内变动。本设计经过对各种驱动方案的比较，最终采取变频调速法，用变频器、变频电机、增速齿轮箱来实现轴承试验台的驱动。变频调速技术的基本原理是根据电机转速与工作电源的输入频率成正比的关系n二60f（1-s），其中n为转速、f为频率、P为电机磁极对数、s为电机转差率。通过改变电源频率f来调节电机的转速。变频调速法结构简单，输出转速稳定，能实现无级变速，具有较好的调速性能，是现代交流调速法中一种具有重要意义的调速方法。3.3.1 变频电机的选择滑动轴承试验台主题的摩擦转

37、矩估计为2.2Nm，考虑增速齿轮箱的增速比和摩擦损失，现预选取额定转速为2920r/min，额定转矩为17.5Nm的ABB变频电机。3.3.1.1 ABB变频电机的技术性能：*工作方式：S1；*电压：三相380伏（50赫兹）*变频调速范围：5-100赫兹无级调速；*50赫兹以下为恒转矩调速，50赫兹以上为恒功率调速；*能通过变频装置的电压提升，保证电机在5赫兹时输出额定转矩而不使电机因发热而烧毁；*低转速时转矩平滑，无爬行现象；*电机能承受额定转矩的160%过载，历时1分钟；*装有传动比可变的齿轮传动电机（摩擦轮）；*绝缘等级：F级；*防护等级：电机IP55、轴流风机IP55；*电机冷却方式：

38、IC416。3.3.1.2所选ABB变频电机的参数如表3-6所示：表3-6ABB变频电机参数型号标称功额定电流额定转矩额定转最大转矩/转动惯量重量QABP率KWANm速r/min额定转矩kgm2kg132S2A5.511.217.529202.80.01241643.3.1.3所选电机的外形及安装形式如图3.8，相关尺寸如表3-7所示。图3.8ABB变频电机表3-7ABB电机尺寸型号级数AAAABACBBBCEHAHDKLLD132S221655270265140205898018335125301693.3.1.4 验证所选电机是否可行：所选电机的变频范围为0100HZ，根据公式n=60f(

39、1-s)可知，电源每变化1HZ，相应变化转速An=58.4r/min，最小P转速n=292r/min，最大转速n二5840r/min。因为电机在550HZ为恒转minmax矩调速，即电机转速在2920r/min以下时，转矩为17.5Nm，电机在50100HZP内为恒功率调速，已知电机的额定功率为5.5kW，根据公式T=9550计算得，n电机在达到最大转速5840r/min时，转矩T沁9N-m。若设计变速齿轮箱的增速比为1:3，则电机的转矩至少应大于8.4Nm。综上所述，所选电机的最小转速为292r/min，最大转速为5840r/min，最小转矩为9Nm。当设计增速齿轮箱的增速比为1:3时，驱动

40、系统输出的最小转速为876r/min，最大转速为17520r/min，最小转矩为3Nm，所设计的驱动系统可实现87617520r/min的转速范围内无级变速，满足试验台的设计要求。3.3.2 变频器的选择所选变频器为上海爱建生产的MF9,其最小的调频单位为1HZ,驱动系统的最小变速单位为175.2r/min。3.3.3增速齿轮箱的设计因为本滑动轴试验台要求输出的转动稳定,齿轮箱工作可靠,因此采用设计软件机械设计手册新编软件版对齿轮进行设计和校核。设计的齿轮采用闭式渐开线圆柱齿轮,现摘要设计报告的设计参数、布置形式、材料及热处理和齿轮基本参数如下：(1)设计参数传递功率P=5.50(kW)传递转

41、矩T=8.99(Nm)齿轮1转速n1=5840(r/min)齿轮2转速n2=17200(r/min)传动比i=0.34原动机载荷特性SF=轻微振动工作机载荷特性WF二均匀平稳预定寿命H=10000(小时)(2) 布置与结构结构形式ConS二闭式齿轮1布置形式ConSl二对称布置齿轮2布置形式ConS2=对称布置(3) 材料及热处理齿面啮合类型GFace二硬齿面热处理质量级别Q=ML齿轮1材料及热处理Metl=45表面淬火齿轮1硬度取值范围HBSP1=4550齿轮1硬度HBS1=48齿轮1材料类别MetN1=0齿轮1极限应力类别MetType1=11齿轮2材料及热处理Met2=45表面淬火齿轮2

42、硬度取值范围HBSP2=4550齿轮2硬度HBS2=48齿轮2材料类别MetN2=0齿轮2极限应力类别MetType2=114)齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=3(mm)端面模数Mt=3.00000(mm)螺旋角p=0.000000(度)基圆柱螺旋角pb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=60齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=25.00(mm)齿轮1齿宽系数0dl=0.139齿轮2齿数Z2=20齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=20.00(mm)齿轮2齿宽系数0d2=0.333总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=120.00000(mm)实际中心距A=12

43、0.00000(mm)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数yt=0.00000齿数比U=0.33333端面重合度£a=1.67078纵向重合度£p=0.00000总重合度£=1.67078齿轮1分度圆直径d1=180.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=186.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=172.50000(mm)齿轮1基圆直径db1=169.14467(mm)齿轮1齿顶高ha1=3.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=3.75000(mm)齿轮1全齿高h1=6.75000(mm)齿轮1齿顶压力角aat1=24.580194(度)齿

44、轮2分度圆直径d2=60.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=66.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=52.50000(mm)齿轮2基圆直径db2=56.38156(mm)齿轮2齿顶高ha2=3.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=3.75000(mm)齿轮2全齿高h2=6.75000(mm)齿轮2齿顶压力角aat2=31.321258(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=4.71185(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=3.03084(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=4.16114(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=2.24267(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=7齿轮1公法线长度Wk1

45、=60.08756(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=4.70755(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=3.09248(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=4.16114(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=2.24267(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=3齿轮2公法线长度Wk2=22.98132(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角a*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角a*t=20.0000000(度)端面啮合角at'=20.0000001(度)3.3.4联轴器的选择因为所设计的电机转速就是变速齿轮箱输入轴的转速，

46、所以电机与变速齿轮箱之间采用联轴器连接。根据所选电机，额定功率为5.5kW，额定转矩为17.5Nm，轴伸长度为80mm，轴伸直径为40mm，采用平键定位。因此选用套筒式刚性联轴器可满足设计要求。套筒刚性联轴器结构简单，制造容易，径向尺寸小，成本低，工作效率高，一般用于工作平稳的小功率传动轴系。本设计选用的联轴器的结构形式如图3.9，尺寸如表3-8所示：图3.9刚性联轴器表3-8刚性联轴器尺寸轴直径d(H7)许用转矩(Nm)D0L1C紧定螺钉平键4045060120251.2M8x1212x503.4 润滑系统设计作为一台滑动轴承试验台，必须能对不同工况和不同润滑条件下滑动轴承的性能进行测试。因

47、此，滑动轴承试验台上润滑系统的设计不同于一般机器上润滑系统的设计。一般润滑系统是针对比较固定的工况设计最优的润滑系统，以满足机器的使用性能和良好的经济型。但是试验台上的润滑系统不是性能和经济型的最优设计，而是根据被测滑动轴承的实际润滑情况，设计进油压力、温度、流量可调节的润滑系统。3.3.1 燃油泵中滑动轴承的润滑机理燃油泵上滑动轴承的润滑不同于一般滑动轴承的润滑。一是润滑剂不同：普通轴承的润滑剂为专用润滑剂，而燃油泵上的滑动轴承使用燃油进行润滑；二是润滑方式不同：普通滑动轴承采用装用润滑系统进行润滑，而燃油泵上的滑动轴承为避免污染燃油，利用轴承两端的压力差和轴承自身的特殊结构进行自吸式润滑。

48、目前高压燃油泵中的滑动轴承一般采用压油润滑和吸油润滑。压油润滑是利用齿轮泵闭死容积的困油现象，当闭死容积从大到小时，要挤出油液，把这部分油液注入轴承，从轴承座圈后面流出，并汇入到压油腔，见图3.10(a)。齿轮泵每转过一齿，就对轴承脉冲供油一次，使轴承得到良好的润滑和冷却件。同样道理，吸油润滑时利用闭死容积的吸空现象。当闭死容积从小变大时，产生吸空，吸油腔的油液从轴承座圈后面流到轴承中，进入到闭死容积，当齿轮啮合脱开后，闭死容积中的油液和吸油腔油液汇合，带到压油腔中去，见图3.10(b)。燃油泵工况不同，滑动轴承的润滑条件就有所区别。一般来说，转速越快，进油压力越大、流量越大越大、温度越高，随

49、着工作时间的延长，由于散热条件的限制，进油温度也会相应提高(a)压油润滑轴承(b)吸油润滑轴承图3.10齿轮泵滑动轴承的润滑原理3.3.2 润滑系统原理为求测试数据更加接近实际，在轴承试验台上滑动轴承的布置采用与滑动轴承在实际工作的燃油泵中相似的布置形式，并且要实现进油压力、流量、温度可调，因此采用分集中连续压力润滑系统，模拟实际燃油泵中的润滑条件进行润滑。本设计的润滑系统如图3.11，其中的原件如表3-9所示。润滑油输岀单元温度控制元图3.11润滑系统原理表3-9润滑系统中所用的原件元件表1油箱6液压泵压力表14水冷却器2液位计7比例溢流阀11压力传感器15加热器3空气滤清器8比例流量阀温度

50、传感器4电机9管路过滤器12回油过滤器5吸油过滤器10流量计13电磁水阀3.3.2.1 润滑系统的组成本试验台设计的润滑系统滑系统由供油部分和回油部分组成（1）供油部分：液压泵6通过吸油过滤器5将润滑油由油箱1泵出，经电液比例溢流阀7、比例流量阀8、管路过滤器9、流量计10、温度传感器和压力传感器11，然后由管路输送到润滑点处。（2）回油部分：润滑油润滑过后，被收集起来，经过回油过滤器12重新送回到邮箱中。3.3.2.2 润滑系统控制部分设计（1）压力控制：电液比例溢流阀预先设定压力值，通过与压力传感器准确测量的压力值进行比较，可以稳定润滑系统中的压力。改变电液比例溢流阀中的预设值，可以改变润

51、滑系统的压力。（2）流量阀：润滑油的流量由比例流量阀控制。根据流量计中的数值，调节比例流量阀，可改变润滑油的流量。（3）温度的控制：通过温度传感器测得的温度值，调节加热器和水冷却器，可改变润滑油的温度。-28-3.3.3 润滑系统液压泵的设计和选型燃油泵利用困油现象造成的压力差来进行自吸式润滑，润滑系统要求进油压力范围0.45MPa，进油流量范围503000L/h，即为0.850L/min。可选择单作用叶片泵可满足设计要求。3.3.3.1 叶片泵的特点：结构紧凑，外形尺寸小，运动平稳，流量均匀，噪声小，寿命长，但是对油液污染比较敏感，结构比较复杂。单作用叶片泵有一个排油口和一个吸油口，转子每转

52、一周，每两片间的容积各吸、排油一次。3.3.3.2叶片泵的选型：根据设计要求，可选择YB1-63型叶片泵。YB1-63型叶片泵额定压力为6.3MPa，额定流量60.48L/min。其具体参数如下：(1) YB1-63型叶片泵的参数如表3-10所示。表3-10液压泵的参数YB1-63型叶片泵额定压力(MPa)6.3排量(L/min)60.48转速(r/min)960容积效率±0.90总效率±0.80驱动功率(kW)102)YB1-63型叶片泵的外形及安装形式如图3.12，其中的尺寸如表3-11所示。图3.12单作用叶片泵L1L2BZ1YB1-63型单级叶片泵(mm)214D1

53、屮90f7118D屮17549d屮30h650d1屮1330c5200t33150b8Z1(1/4)Z2Z13.3.4 液压泵驱动电机的选择根据液压泵要求，选择Y60L-6型电机，其具体参数如下(1) Y60L-6型电机的参数如表3-12所示。表3-12Y60L-6型电机的参数型号功率电流转速堵转电流堵转转矩最大转矩重量kWAr/min额定电流额定转矩额定转矩kgY160L-61124.69706.52.02.0140(2)Y60L-6型电机的外形和安装形式如图3.13，其中的尺寸如表3-13所示。图3.13Y60L-6型电机表3-13Y60L-6型电机的尺寸机座号安装尺寸(mm)外形尺寸(mm)ABCDEKABACADHDL160M25421010842120153303352653856053.3.5 比例溢流阀的选择选择YD(E)F3-10B型电磁溢流阀可满足设计要求，具体参数如下:1)电磁比例溢流阀的参数如表3-14所示。表3-14YD(E)F3-10B型电磁比例溢流阀的参数型号YD(E)F3-10B通径(mm)10