双盘接触疲劳试验装置设计-毕业论文

1、本科毕业设计（论文）题 目 _双盘接触疲劳试验 装置设计_姓 名 专 业 学 号 指导教师 xx大学xx学院 二一九年五月目 录摘 要IAbstractII前 言10.1 研究目的和意义10.2 相关研究现状1第一章 双盘接触疲劳试验装置设计方案31.1 双盘接触疲劳试验装置设计要求31.2 双盘接触疲劳试验装置方案设计31.3 设计原理4第二章 双盘接触疲劳试验装置动力源的选择62.1 电动机的类型选用62.2 三相异步电动机的选择62.3 伺服电机功率的确定8第三章 蜗杆蜗轮的设计93.1 传动比的确定93.2 传动装置各参数的计算93.3 蜗轮蜗杆材料及其类型选择103.3.1 选择蜗杆

2、传动类型103.3.2 材料选择103.4 蜗轮蜗杆设计计算103.4.1 确定蜗杆蜗轮模数103.4.2 蜗杆与蜗轮主要参数113.4.3 校核齿根弯曲疲劳强度123.4.4 验算效率133.4.5 热平衡计算133.4.6 主要设计结论14第四章 轴系零件的结构设计及计算154.1 安装蜗轮轴的设计计算154.1.1 确定轴的最小直径154.1.2 作用在蜗轮上的力154.1.3 蜗轮轴的设计154.1.4 零件的周向定位164.1.5 校核轴的强度174.2 蜗杆轴的设计计算194.2.1 按扭矩初算轴最小直径194.2.2 求蜗杆的受力204.2.3 蜗杆轴结构设计204.2.4 校核

3、蜗杆轴的强度214.3 滚动轴承选择和计算244.3.1 蜗轮轴上安装的滚动轴承的计算244.3.2 蜗杆轴上安装的滚动轴承的计算254.4 键的选择和计算274.4.1 蜗杆轴上的键的选择和校核274.4.2 蜗轮轴上与蜗轮配合的键的选择和校核27第五章 其它零部件设计295.1 蜗杆减速器箱体结构尺寸设计295.2 弹簧的设计计算305.3 施力板的设计315.4 加载试验台的设计315.5 主动试件传动部分设计33结 论37致 谢38参考文献39双盘接触疲劳试验装置设计双盘接触疲劳试验装置设计摘 要摩擦学是一门研究相对运动构件之间摩擦、磨损及润滑的一门科学。统计分析表明，导致及其失效的主

4、要原因是动联接和机件在摩擦力作用下的磨损。滚动摩擦是一种非常常见的摩擦形式，对减小构建之间的摩擦力起了很大的作用。研究滚动摩擦，需要一些实验设备。磨擦学测试仪器和测试技术的应用及研究，从静态研究发展到动态研究，从而达到弄清机理、控制摩擦磨损的目的。本设计运用参数化建模方法，运用机械工程相关知识设计了一台滚动摩擦磨损试验机。各种典型机械运动在不同介质作用下的摩擦学特性不同，本设计针对滚动摩擦在不同载荷、不同转速下，摩擦系数的变化情况。本次设计的滚动摩擦磨损试验机设计在参考原有各种试验机的基础上进行了一系列的改进创新，特点是本设计装置的功能相对单一，用来进行滚动摩擦磨损试验，测试具有更加专业化的特

5、点；能够满足在不同载荷、不同材料的试验要求；试验力加载方式独特，采用螺旋传动压缩弹簧加载；试件易于制作，便于安装，夹紧可靠，无松缓、卡死等现象；本设计构造简单，成本低，使用方便。关键词：滚动摩擦；疲劳试验；设计；双盘接触DESIGN OF DOUBLE-DISC CONTACT FATIGUE TESTING DEVICEAbstractTribology is a science that studies friction, wear, and lubrication between relatively moving components. Statistical analysis sho

6、ws that the main cause of failure and its failure is the wear of dynamic couplings and mechanical parts under friction. Rolling friction is a very common form of friction and plays a significant role in reducing friction between builds. Studying rolling friction requires some experimental equipment.

7、 The application and research of friction test equipment and test technology has progressed from static research to dynamic research, so as to clarify the mechanism and control friction and wear. This design uses a parametric modeling method and uses a knowledge of mechanical engineering to design a

8、 rolling friction and wear testing machine. The tribological characteristics of various typical mechanical motions under different media are different. This design is based on the variation of friction coefficient of rolling friction under different loads and different rotation speeds. The design of

9、 the rolling friction and wear tester designed on the basis of the original variety of test machines has undergone a series of improvement and innovation. The feature is that the design of the device is relatively single-function, used to carry out rolling friction and wear test, the test has more S

10、pecialized characteristics: It can meet the test requirements of different loads and materials; The test force is loaded in a unique way, and it is loaded with screw-driven compression springs; the test piece is easy to manufacture, easy to install, reliable clamping, no loosening, etc. This design

11、has a simple structure, low cost and easy to use.Keywords: Rolling friction; Fatigue test; Design; Double disk contactII双盘接触疲劳试验装置设计前 言0.1 研究目的和意义双盘接触疲劳试验装置在工业、航天、国防等领域应用广泛，双盘接触是一种滚动摩擦过程，如滚动轴承、凸轮等接触零件在运转过程中，工件表面在接触应力循环反复作用下会在局部区域产生裂纹或小块金属剥落，形成麻点或凹坑，使振动增大、噪音增加、温度升高，统称为滚动接触疲劳失效。滚动接触疲劳是一个复杂的问题，至今还未能建立起

12、明确的数学模型， 一般情况下是应用滚动接触疲劳试验机进行的滚动接触疲劳试验获取材料的疲劳性能数据，它可为零件的设计、选材、制定冷热加工工艺提供依据。在航空航天和高新工程等复杂装备领域，以高低温、高速和重载为代表的极端苛刻环境对材料的滚动接触疲劳特性提出了更高要求。 通过材料的滚动接触疲劳试验获取的材料疲劳性能数据，可以在使用该材料进行零部件设计时减小其安全系数，从而达到节约材料，减轻重量的目的，同时可确保材料的使用安全防止滚动接触疲劳破坏和安全事故的发生。目前常用的材料滚动接触疲劳试验方法主要分为模拟性台架试验和实际使用性试验。实际使用性试验虽然数据真实且可靠性更好，但试验过程不易控制，因此模

13、拟性台架试验更适合作为检验和优选材料的方法。模拟性台架试验通过使用模型试验机完成， 模型试验机是依据实际使用条件进行设计的， 即依据实际滚动接触摩擦副特点，在试验材料质量、使用工况与实际使用条件保持一致的前提下进行滚动接触疲劳试验。因此本文旨在设计一台高速球盘式接触疲劳试验机，使其既能满足现行国标要求的滚动接触疲劳试验，又能用于开展航空轴承材料、特种工艺、复合涂层、表面强化、润滑材料等新技术的筛选试验，具有十分重要的研究意义。0.2 相关研究现状材料的滚动接触疲劳试验是一项重要基础研究内容，通常情况下，滚动接触疲劳试验在滚动接触疲劳试验机上进行并获取不同工况条件下材料滚动接触疲劳性能参数，这些

14、参数为极限设计、精准制造、演示验证和可靠性应用提供指导。M.Kalin基于自由旋转式的球-盘测试原理设计了一种CTD-ROL滚动接触疲劳试验机。该试验机用来模拟滚动点接触摩擦副，试验机工况设置载荷、速度可在大范围内连续调整设置，被测试样结构简单，容易试样上施加多种表面条件进行滚动接触疲劳试验研究。日本的Masahiro Fujii等研制了双辊试验机模拟滚动线接触摩擦副，双辊试验机采用两台电机分别为两个滚子提供动力，简化了传动机构设计并使试验机结构更加紧凑，双辊试验机在模拟纯滚动接触状态上初步实现。印度 V.Manoj等基于齿轮失效机制研制出三辊滚动接触疲劳试验机。试验机模拟滚动接触表面线接触摩

15、擦副，测试辊在中间，左侧加载辊施加载荷右侧驱动辊提供动力。测试辊转动一圈滚动接触两次，通过调整测试辊与驱动辊径向尺寸可实现较高的速度的运转，对比双棍试验机试验的时间可缩短一半。燕山大学杨育林等基于推力轴承滚动接触形式研制了YS-1型球盘式滚动接触疲劳试验机。该试验机模拟滚动点接触摩擦副，比较接近纯滚动接触工况，同时点接触能获得较高的接触应力。哈尔滨工业大学宋宝玉等研制了一种新型球柱式高速滚动接触疲劳试验机，球与柱为几何点接触摩擦副，在压力足够大时，最大赫兹接触应力能够达到 4GPa。试验机中试样为圆柱棒，工作时圆柱试样旋转钢球绕试样做星星运动，每分钟最多接触次数1.8×104次，这样

16、在试样表面产生循环接触应力，当应力循环到达一定次数后试样发生疲劳失效，试验机采用加速度传感器捕捉振动信号监测滚动接触疲劳失效的发生。上海大学曹珍等在上述试验机的基础上，依据疲劳寿命加速理论设计和研制了一款加速型球柱式滚动接触疲劳试验机。哈尔滨工业大学金永福等研制和改造了一种四球疲劳试验机，该试验机模拟滚动点接触摩擦副，可轴承球进行滚动接触疲劳试验从而获取轴承求的接触疲劳寿命及性能考核结果。北京航空材料研究院和北京航空精密机械研究所李旭东等人研制了RCTF600滚动接触疲劳试验机，该试验机与三辊试验机相似，模拟滚动线接触摩擦副，左右两个惰轮对中间圆柱形试样进行精密接触位置和加载压力控制，可快速对

17、圆柱试件表面进行区域确定，进行设置循环周期下的滚动线疲劳试验。40第一章 双盘接触疲劳试验装置设计方案1.1 双盘接触疲劳试验装置设计要求查阅相关书籍资料，本设计满足的要求如下：1、试验条件灵活，容易调整，加载实验力范围。2、操作安全，工作情况稳定。3、易于操作，维护方便。1.2 双盘接触疲劳试验装置方案设计本试验机为测试双盘的接触磨损，初步设计的双盘位置关系如图1所示：图1-1 初始双盘接触设计方案此设计方案的位置关系使得更换试件不方便，因此改进方案如如图1-2所示：图1-2 修改后双盘接触的设计方案1.3 设计原理当双盘接触时，假设垂直方向的载荷为N，摩擦力为F，摩擦力矩为M，下试验试件的

18、半径是r。则摩擦系数是 （1-1）根据设计原理，设计机构应有压力传感器、扭矩传感器类电子元件，压力传感器用来测量加载实验力，扭矩传感器用来测试实验时的摩擦力矩4，至于试件半径r，可以用游标卡尺来测量。考虑设计要求，加载实验力大小易于设置，决定采用弹簧加载结构。但是，对于普通电动机，对于50赫兹的交流电，转速多达3000r/min，这对实验力的控制极为不利。虽然每增加一磁极对数，转速会下降，但是一味地增加磁极对数，不但电动机结构会增大很多，成本也会很高。因此，采用减速机器来降速，是个很好的选择。常见的减变速机器种类有齿轮传动减速器，蜗轮减速器等。因为本设计最大加载实验力为500N，而且需要一个传

19、动比比较大的减速器，因此，采用蜗杆减速器非常合适。 根据以上判断，拟定总的设计方案简图如图1-3所示：图1-3 设计方案简图图中个标号的意义：1是伺服电机，2是联轴器，3是扭矩传感器，4是轴承，5是试验用的试件，6是加载实验力的试验台，7是压力传感器，8是圆柱压缩弹簧，9是蜗杆简图，10是蜗轮。至此，本设计的整体方案确定完毕。接下来，需要进行零部件的设计，选用，以及对总的设计方案进行完善与补充。第二章 双盘接触疲劳试验装置动力源的选择2.1 电动机的类型选用本设计采用的方案是一个圆盘为主动盘，即提供圆盘转动的动力，而另一个动力则提供圆盘的正压力，即按照第一章中所述，作为弹簧的加载力。由于试验机

20、为位置相对固定的机械，不像汽车等运输类机械，所以动力源选择电动机。电动机类型众多，特点各不相同，考虑的问题有输出转矩大小，控制精度调速容易程度，噪音大小，响应特性，能耗特征，使用寿命等等。综合考虑以后，加载实验力的动力源选择三相异步电动机，圆盘转动的动力源采用伺服电机。2.2 三相异步电动机的选择根据设计目标，最大加载实验力为500N，压缩弹簧的传动机构为螺旋传动，查阅主编为陈定方的机械设计师手册上册表4.3-5，相关参数计算如下：对于梯形螺纹，螺杆中径： （2-1）式中：F是轴向载荷（N），取；值可根据螺母形式选定，整体式螺母，取；p是许用比压（MPa），查本书表4.3.8，对于钢材螺杆螺母

21、，许用比压为，取；将以上各值代入式2-1，得；考虑蜗杆刚度等因素，取；螺母高度，取；查该书表4.3-4，螺纹摩擦力矩为： （2-2）式中： 螺旋传动的轴向载荷； 螺纹中径； 螺旋线升角； 当量摩擦角；螺旋线升角： （2-3）当量摩擦角： （2-4）取导程，则螺旋线升角：查阅该书表4.3-6，螺杆材料为钢材，螺母材料为耐磨铸铁，当钢对耐磨铸铁时，摩擦系数，取。螺纹牙型角，将以上各值代入式2-3，得当量摩擦角：将计算结果代入到式2-2，得摩擦力矩：输出功率： （2-5）输入功率： （2-6）预计减速器减速后，转速；为螺纹效率，按表4.3-5中公式计算： （2-7）为轴向的支撑面效率，为径向的支撑面

22、效率， ，对滚动轴承，取大值：对滑动轴承，取小值，代入计算得：依据设计情况，取 ，将各值分别代入式2-4、2-5，得：凸缘联轴器的传动效率；减速器中每一对轴承的传动效率；单头蜗杆与蜗轮的传动效率；所以减速机构的传动总效率；需要的电动机功率：电动机的额定功率为，按来选取电动机型号，查机械设计课程设计表17-7，选择的电动机的型号为Y80M1-4，主要参数为：额定功率，满载转速=1390r/min。2.3 伺服电机功率的确定由于双盘滚动摩擦时，摩擦力较小，且试件半径不大，预计摩擦力矩的范围为，由此，查阅相关网页，了解相关参数，最终确定伺服电机的功率，额定扭矩。第三章 蜗杆蜗轮的设计减速器类型已经确

23、定为蜗杆减速器，蜗杆减速器是一种传递动力的机构，将电机的回转数减少到所需要的回转数，并且得到较大的回转数。目前，此类减速器得到极其广泛的应用，从汽车、船舶等交通工具到机械加工工具以及日常生活中常见的家电、钟表等等。它具有减速增加扭矩的功能，因此非常适合本设计传动的需要。为了提高机械效率，常用特殊材料像有色金属做蜗轮，采用大硬度的钢材生产蜗杆，由于在运行过程中会产生较高的热量，使减速机的各个零件和密封件之间热膨胀，因此在设计过程中应进行温度升高的计算。3.1 传动比的确定蜗轮蜗杆传动有多种不同的形式，如圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动和锥蜗杆传动。不同传动类型，成本，传动比大小，传动效率，转动速度范围

24、限制等各不相同。依据设计情况，选择圆柱蜗杆传动。传动比i通常为，考虑承载能力，传动比大小对弹簧加载机构的影响等，取。根据图1-3的设计方案可知，传动模块有一部分是单级蜗轮蜗杆传动，即蜗杆传动比等于总传动比，i蜗=i=60。取蜗杆的设计头数z1=1，则蜗轮的设计齿数z2=60。3.2 传动装置各参数的计算1、各轴的转速蜗杆转速：蜗轮轴的转速：2、每根轴的输入功率蜗杆轴1的输入功率：蜗轮轴2输入功率：3、每根轴的输入转矩蜗杆1轴的输入转矩：蜗轮2轴的输入转矩：3.3 蜗轮蜗杆材料及其类型选择3.3.1 选择蜗杆传动类型根据 ，选择的蜗杆类型为。3.3.2 材料选择适合做蜗轮蜗杆的材料较少，蜗杆压力

25、大，需要硬质钢。常用低碳钢如AISI 1020、1117、8620和4320，并经淬火和渗碳是硬度达到58到62HRC。中碳钢如AISI 4140或4150也常常被使用，经过感应淬火硬度可达58到62HRC。这些蜗杆需要磨削，或者抛光达到表面粗糙度的要求。如果蜗轮蜗杆传动时相对速度较大，蜗轮需要有足够软且柔顺的材料，来顺应与高硬度蜗杆的跑合。砂型铸造、冷铸，离心铸是蜗杆加工的最常用方法。磷青铜或锡青铜适合于高功率蜗杆，锰青铜适合于低功率低速蜗杆。铸铁、低碳钢及塑料经常用于低速轻载蜗杆。蜗杆传动的功率不大，速度较小，故蜗杆材料选择45钢。查于慧力、冯新敏主编的现代机械设计零部件手册表6.5-34

26、，蜗轮选用10-1锡青铜，牌号为ZCuSn10P1,采用金属模铸造方法。3.4 蜗轮蜗杆设计计算3.4.1 确定蜗杆蜗轮模数按齿面接触疲劳强度设计计算，设计计算公式为： （3-1）确定蜗轮上的转矩1、确定载荷系数K根据工作情况和要求，参考机械设计查表11-5，取使用系数KA=1，齿向载荷分布系数K=1，动载系数Kv=1.1。所以载荷系数。2、确定许用接触应力根据所选择的材料，强度极限。 (3-2)式中为接触强度的寿命系数： 应力循环次数：寿命系数；许用应力：把计算结果代入式（3-1）得：m2d1138.28MPa，z1=1查机械设计表11-2，得：分度圆导程角： 3.4.2 蜗杆与蜗轮主要参数

27、1、中心距：2、蜗杆头数：模数：分度圆直径：轴向齿距：直径系数：齿顶圆直径：齿根圆直径：分度圆导程角： 轴向齿厚： 。3、蜗轮蜗轮齿数：模数：蜗轮分度圆直径： 蜗轮喉圆直径： 蜗轮齿根圆直径： 3.4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 （3-3）当量齿数：根据当量齿数：从机械设计图11-17中可查得齿形系数：螺旋角系数：许用弯曲应力：从机械设计表11-8得由ZCuSn10P1砂模铸造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数：许用应力：实际应力：因为,所以齿根弯曲疲劳强度满足要求。3.4.4 验算效率 (3-4)已知=3.224°，,与相对滑动速度有关：从机械设计表11-18中用插值法查取并计算得，代

28、入计算式中，=0.75，大于原来的估计的取值，因此不必再算一遍。3.4.5 热平衡计算估算散热面积验算油的温度t：室温取20，散热系数取，效率，功率，油温：t80，所以油温没超过限制。3.4.6 主要设计结论表3-1 蜗杆蜗轮轴参数参数齿数模数中心距宽度材料蜗杆12mm80mm50mm45钢蜗轮622mm80mm50mmZCuSn10P1蜗杆与轴作为一体，某些尺寸暂未确定。蜗轮设计完毕，用CATIA作出它们的三维模型，如图3-1。图3-1 蜗轮三维模型第四章 轴系零件的结构设计及计算4.1 安装蜗轮轴的设计计算4.1.1 确定轴的最小直径涡轮轴的材料为45钢，进行调质处理。由机械设计式15-3

29、，取A0=110，于是得：轴末端有螺纹，取。4.1.2 作用在蜗轮上的力已知蜗轮分度圆直径d2=330mm，得轴向力：圆周力：径向力：4.1.3 蜗轮轴的设计蜗轮轴的设计是本设计中一个关键的零件设计，需要考率的因素众多，轴的设计既要考虑应力的情况，又要考虑发生变形。变形往往是重要因素，因为过大的变形会导致支撑零件的快速磨损。结合设计、传动情况，在轴的末端设计了螺纹，用来传递压缩弹簧的力。在轴的设计过程中，滚动轴承的配置是一个不得不重视的问题。此前进行减速器课程设计时，就忽略了温度升高对轴的轴向伸长的影响，从而出现了错误配置的情况。参考以往的图册，发现大多数蜗杆减速器的蜗杆都是采用单支点双向固定

30、的方案，我也打算采用这种方案。后来在机械设计手册上看到，当跨距小于200mm时，可以用双支点各单向固定的方案。综合考虑之后，我的轴的跨距确实小于200m,所以采用两个圆锥滚子轴承支撑。关于正装还是反装的问题，两种安装方案各有各的特点。正装相对跨距较小，可以增加支撑刚度，所以最后采用正装的方案。下面结合草图，进行设计校核。图4-1 蜗轮轴的设计如图4-1所示，将蜗轮轴分为7段，第1段安装轴承，第2段用作定位，第3段安装蜗轮，第4段安装轴承与套筒，第5段安装端盖，第6段与第7段轴径大小相同，第7段有螺纹。对于第1段，初选轴承30207，查现代机械零部件设计手册表7.2-23，该轴承基本尺寸 ，取，

31、。对于第2段，查阅轴承的安装尺寸，取，考虑空间位置，取。对于第3段，蜗轮轮毂宽，为了压紧蜗轮，取，依据蜗轮结构特征，取。 对于第4段，安装轴承30207，取，还要安装套筒，取。对于第5段，依据减速器箱体结构、轴结构特征，取，。 对于第6、7两段，考虑设计的实验力范围，弹簧加载行程等因素，取，螺纹长度。 蜗轮轴各轴段的设计结果如下表4-1所示：表4-1 蜗轮轴参数编号1234567直径d35464035323030长度l202648406040804.1.4 零件的周向定位为保证对中性满足要求，蜗轮与轴选用型键联接，查机械设计课程设计表14-26，根据第4段轴的直径，选择的键的型号为，根据第4段

32、轴的长度，从键的长度系列选择键的长度。4.1.5 校核轴的强度根据轴的结构用AutoCAD分别做出蜗轮轴在空间中、水平面与竖直面的受力如图所示，简支梁跨距间的距离。实际设计中，蜗轮轴是竖直布置的，为了分析方便，将蜗轮轴水平放置进行受力分析。在图4-2中，D端与施力板相接，受到摩擦力矩T的作用，B点处的是蜗轮的简图。图4-2 蜗轮轴在空间中的受力简图图4-3 蜗轮轴在面的受力简图 图4-4 蜗轮轴在面的受力简图在水平面内，有,，解得截面处的弯矩在竖直面内，图中对点列力矩方程，即：解得：FV2=700.3N处右截面弯矩较大，较大的弯矩为：蜗轮末端受到的扭矩：T=617800 用AutoCAD分别作

33、出蜗轮轴在水平面、竖直面内的弯矩图和蜗轮轴的扭矩图，如图4-5所示。从图中可以看出，截面是危险截面，下面校核截面是否安全。截面处的总弯矩：扭矩：扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，蜗轮轴的计算应力：查机械设计表15-1得 因为，故安全。图4-5 蜗轮轴的受力弯矩图和扭矩图4.2 蜗杆轴的设计计算蜗杆轴上的功率,转速，转矩T1=3.74N·m。4.2.1 按扭矩初算轴最小直径蜗杆材料选用钢，热处理工艺选择调质。查机械设计表15-3，取，则蜗杆轴最小处有键槽，所以：4.2.2 求蜗杆的受力蜗杆轴受到的力与蜗轮上受到的力互为反作用力，所以在数值上大小相等、方向相异。轴向力的大小：周向力的

34、大小： 径向力的大小：4.2.3 蜗杆轴结构设计由于蜗杆传动部分轴径较小，因此蜗杆与轴设计成一体的。最小直径已经确定，拟定蜗杆的结构如下。图4-6 蜗杆轴的结构如图4-6所示，将蜗杆轴分为段并编号，第段与联轴器联接，第2段安装轴承，第3段定位，第、 段为蜗杆轴段，第7段为定位段，第8段安装轴承。对于第1段，由于电机伸出端直径为19mm，查机械设计课程设计17-1，选取型号为型的凸缘联轴器，轴孔长度 ，考虑到安装端盖，所以取,为了提高刚度，稍大些，取。对于第2段，初选轴承30205，其基本尺寸，故取，取。 对于第3段，查机械设计课程设计表15-4，代号为30205的轴承适合本设计，其安装尺寸，。

35、对于第5段，蜗杆的轴向齿宽。 对于第4和第6段，一方面考虑是蜗杆对称，另一方面考虑蜗轮直径，防止跨距太小使轴承孔座与蜗轮干涉。综合考虑之后，取，。对于第7段，取，。 对于第8段，取，。蜗杆轴设计结果如表4-1：表4-1 蜗杆轴参数编号12345678直径d2025322639.5263225长度l752064150416204.2.4 校核蜗杆轴的强度根据蜗杆轴的结构，将蜗杆轴轴简化为一个简支梁，简支梁的跨距。由前面的计算结果可知：轴向力的大小：周向力的大小： 径向力的大小：用AutoCAD分别作出蜗杆轴在空间中、水平面和铅面内的受力简图，如下图所示：图4-7 蜗杆轴在空间中的受力简图图4-8

36、 蜗杆轴在水平面内的受力简图图4-9蜗杆轴在竖直面内的受力简图在水平面内：，解得： 截面的弯矩蜗杆对称，故： 在竖直面内，图中对点列力矩平衡方程，即解出。C截面处左侧弯矩较大，取较大的进行计算：蜗杆受到的扭矩作出蜗杆轴在水平面、竖直面内的弯矩图和蜗杆轴的扭矩图，如图4-10所示。图4-10 蜗杆轴的受力弯矩图和扭矩图由图4-10可知，截面C是危险截面，所以需要校核C截面是否安全。从图中可以看出，截面C是危险截面，下面校核截面C是否安全。截面C处的总弯矩：扭矩：扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，蜗轮轴的计算应力：查表，得-1=60MPa因为ca -1,所以蜗杆轴的强度满足条件。至此，蜗杆轴设

37、计完毕。用CATIA一步一步作出它的三维模型，蜗杆设计采用参数化方法，如图4-11。图4-11 蜗杆三维模型4.3 滚动轴承选择和计算4.3.1 蜗轮轴上安装的滚动轴承的计算在蜗轮轴设计时选择的轴承的型号是30207，查机械设计课程设计表，该轴承的计算需要的系数，。根据前面蜗轮轴的设计计算结果，可知蜗轮两个轴承受到的径向力分别是：两个轴承的派生轴向力分别是：外载轴向力：Fa2=210.7N，因为,所以左端的轴承被压紧，右端的轴承被放松。轴承受到的轴向力分别是：因为：所以：，；，。由于是一般载荷，取=1.2。两个轴承的当量载荷分别是：查机械设计课程设计表15-4，型号为30207的轴承的基本额定

38、动载荷Cr=54.2kN,由于轴承2的当量载荷大于轴承1，所以只需校核轴承2即可。轴承寿命的计算公式为：(4-1)代入数据，得轴承寿命为：蜗杆减速器的预期寿命为：因为,所以选择的轴承的有效工作时间满足要求。4.3.2 蜗杆轴上安装的滚动轴承的计算在蜗杆轴设计时选择的轴承的型号是30205，查机械设计课程设计表15-4，该轴承的计算系数e=0.37，Y=1.6。根据前面蜗杆的设计计算结果，可知蜗杆轴上两个轴承受到的径向力分别是：两个轴承的派生轴向力分别是：外载轴向力：因为，所以左端的轴承1被压紧，右端的轴承2被放松。轴承受到的轴向力分别是：因为：所以X1=0.4，Y1=1.6；X2=1，Y2=0

39、。由于是一般载荷，取=1.2。两个轴承的当量载荷分别是：查机械设计课程设计表15-4，型号为30205的轴承的基本额定动载荷,由于轴承1的当量载荷大于轴承2，所以只需校核轴承即可。轴承寿命的计算公式为：(4-2)代入数据，得：本设计中减速器的预期寿命为：,故轴承寿命满足要求。4.4 键的选择和计算4.4.1 蜗杆轴上的键的选择和校核键是一种常见的用在轴上的标准件，用来连接两个轴上零件，使它们一起转动，同时还具有定位的作用。键的失效将会直接导致机器的故障，更换将会花费额外的功夫。所以，对键的强度必须进行校核，确保设计安全。蜗杆轴上第段上的键与半联轴器配合， 。查机械设计课程设计表14-26，d1

40、在mm之间，所以选择的键的尺寸。键的长度系列中选择键长。键应满足的强度条件为： (4-3)上式中蜗杆的扭矩，键高，键宽，键长，代入公式，得键、轴和轮毂材料都是钢，由机械设计表6-2查得：,取。因为，所以该键工作期间不会被压溃。4.4.2 蜗轮轴上与蜗轮配合的键的选择和校核蜗轮轴上第段上的键与蜗轮配合，。查机械设计课程设计表14-26，d3在3844mm之间，所以选择的键的尺寸b×h=12×8。蜗轮轴第3段长度，所以从键的长度系列中选择键长 。键应满足的强度条件为：上式中蜗轮的扭矩T2=156.5N，键高h=8mm，键宽b=12mm，键长l=Lb=40-12mm=28mm，d

41、=40mm，代入公式，得：键、轴和轮毂材料都是钢，由机械设计表6-2查得,取。因为，所以该键工作期间质量不会出问题。第五章 其它零部件设计5.1 蜗杆减速器箱体结构尺寸设计箱体对于减速器而言，看似不那么重要，实际非常重要，尤其是箱体的刚度，对减速器的寿命有这重要的影响。箱体的刚度若不满足要求，会加剧轴承磨损，导致减速器早早地报废。若果担心刚度不够而过分增大箱体的尺寸，又会造成材料的未充分利用以及减速器结构的笨重，因此可以考虑合理布置加强筋。这样，既可以减少材料的使用，又可以增加箱体的支撑刚度。箱体有铸造式、焊接式等，本设计箱体采用铸造的方法。箱体在设计过程中，应充分考虑加工制造的工艺性是否良好

42、，制造成本贵贱等等。还有，扳手空间、螺栓空间都应充分考虑，以免给装配、维修造成极大的不便。由前面的设计结果，中心距a=80mm,查阅有关书籍，计算出蜗杆减速器箱体的尺寸。由于减速器只是本设计的一部分，所以箱体设计还要考虑其他构件的位置关系。综合前面设计的蜗杆蜗轮尺寸，进行箱体结构尺寸的设计计算。箱座壁厚，箱座厚度要大于8mm,取为15mm。箱盖壁厚；地脚螺栓直径，取；地脚螺栓数目；箱座与上面的箱盖连接螺栓的公称直径，取。轴承盖螺钉直径，取。df、d2至外箱壁的距离c1，df、d2至凸缘边的距离c2。查机械设计课程设计表5-3，c1、c2的尺寸关系如下：dfc122mm，取dfc1=24mmd2

43、c113mm，取d2c1=14mmdfc220mm，取dfc2=20mmd2c216mm，取d2c2=16mm蜗轮外圆与内箱壁距离2，取2=16mm5.2 弹簧的设计计算弹簧是一种用途十分广泛的弹性元件，依据本次设计情况，选择圆柱螺旋压缩弹簧。下面进行设计计算。预计弹簧使用次数为次，按第2类弹簧来设计。按力学性能将及载荷特点将弹簧钢丝分为：SL、SM、DM、SH、DH，这里碳素弹簧钢丝选取DM型。轴径末端螺杆直径20mm,因此弹簧中径，初选弹簧钢丝直径，查机械设计表16-3，暂选抗拉强度，则根据表16-2，可知。当弹簧指数时，弹簧制造困难，时，弹簧会发生屈曲变形且在量产时容易缠绕。暂且选取弹簧

44、指数，则：根据机械设计式16-10得：查机械设计表16-6，取弹簧中径D=38mm,由表16-2，取切变模量，弹簧刚度取 ，则有效圈数显然，有效圈数不合理。查阅现代机械设计师手册，了解了单圈刚度与有效圈数的关系，经过多次尝试取值计算，最终将弹簧有关参数确定完毕，取簧丝直径,中径,弹簧刚度,有效圈数 。弹簧节距，取p=24mm。弹簧自由高度，由机械设计表16-6，取。压缩弹簧如同压杆受载，如果弹簧过于细长，则可能屈曲。弹簧的长细比，两端自由转动，故应进行稳定性计算。查机械设计表16-11，取不稳定系数，稳定时的载荷：因为，所以弹簧不会失稳。5.3 施力板的设计施力板一方面应满足传递运动，将压力传

45、给弹簧，另一方面起导向作用，防止弹簧发生偏斜。所以，在施力板的中部设计有螺纹，用来传动。上面设计有凸缘，不仅起弹簧安装时的定位作用，而且能够提高弹簧刚度。为了给施力板加导向轨，施力板的两侧设计有安装导轨的螺纹孔。设计时，考虑施力板与减速器盖子的良好配合性，利用CATIA装配设计，将尺寸经过不断改进，确定后作出施力板的三维模型，如图5-1。图5-1 施力板三维模型5.4 加载试验台的设计加载试验台应能够灵活控制加载的实验力，因此先需要知道加载的实验力的大小，选用压力传感器来测量。压力传感器将测得的实验力的值传递到控制系统，与给定值比较，从而确定电动机是否需要继续转动。开始时设计的加载试验台简图如

46、图，下面的试件台可以上下移动，控制加载实验力。防止试件台随意转动，应该加一个键确定周向位置。但是，这样做仍然不够稳定。在老师的指导下，增加导轨套，改为双轴，稳定性得到了极大提升。经过多处修改，将各部分零件设计完毕，为了便于区分各个零件，用CATIA进行渲染，重新装配，完成改进后的设计如图。改进前后相比，改进后支撑试件的轴承安装更加方便，双轴做导轨，上下移动稳定性好。试件采用螺母压紧，不仅更换方便，而且在试验过程中不会松动，保证了试验的顺利进行。图5-2 试验台初始三维模型图5-3 改进后试验台模型5.5 主动试件传动部分设计依据开始的设计简图，摩擦副从动件的传动加载系统设计完毕。接下来该进行主

47、动件的传动部分设计。前面电动机已选择伺服电机，为了使结构紧凑，考虑主动件与电动机采用联轴器来传递动力。进行试验时，主动件的阻力来自从动件，当实验稳定后试件匀速转动，依据理论力学的知识知道，摩擦力矩的大小与主动件受到扭矩大小相等。这样，成功地把不易测量的摩擦力矩转化为易于测量的扭矩。搜集了扭矩传感器的资料进行了解后，发现有的扭矩传动器还具有测速功能，顺便解决了速度测量的问题。了解了扭矩传感器的使用与安装方法之后，决定把扭矩传感器安装在伺服电机与主动件传动轴之间。用CATIA进行更进一步的装配设计，完善设计细节，把没有确定的相关设计尺寸确定下来。整体装配完成，再对零件进行渲染，使零件易于区分及理解设计意图。装配图如图5-4。图5-4 整体装配图用AutoCAD作出零件的二维装配图三视图，分别如图5-5、5-6、5-7所示：图5-5 主视图图5-6 左视图图5-7 俯视图结 论相对于滑动摩擦，滚动摩擦具有减小摩擦阻力