卧式推力轴承实验台；液压系统；电气控制系统；测试系统

摘要随着水轮机组的发展，推力轴承的安全性能越来越重要，尤其是水资源的缺乏的今天。而本实验台的目的在于对推力轴承模拟真机的工作环境状态，对其性能进行危机测试，然后得出它的性能参数，以便于使用于水轮机组上。卧式推力轴承实验台是一个比较综合性的项目，实验台主要包括了机械结构设计、液压系统设计、润滑系统设计、电气控制系统设计及其测试系统。实验台的工作原理是利用实验台主电机旋转，通过柱销联轴器拖动主轴旋转。因为主轴与镜板提供键连接，从而可以带动镜板同步运动。由静压推力轴承与推力板间的油膜进行加载。由于推力板与轴瓦之间有相对滑动，而且其中的润滑油是可以流动的，并且具有一定的粘度，因而能使推力板与动压推力轴承间形成油膜，并且这样的油膜具有一定的承载能力。通过溢流阀的调压作用和主电机的调速性能，我们就能测得在不同的工况下的动压推力轴承摆动瓦的油膜厚度、温升和压力等参数，再利用数据采集和数据处理系统，对各个传感器的信号进行综合处理，就能得到可靠的数据。关键词：卧式推力轴承实验台；液压系统；电气控制系统；测试系统AbstractFollowtheexpansionofthehydroelectricgenerator.Thescantyopacityofthrustbearingisimportantmoreandmore.Wesetupthisplatformthatwecanoperationasifwasinatrulyenvironmentastationandwecangainitseveryfactorbyourmicroprocessoracquisitionsystem.Wecanusethesefactorsinapplications.Phonethrustbearingexperimentplatformisacomprehensiveproject.Itincludesmechanisticsystem,lubricatingsystem,hydroelectriccontrolsystem,electriccontrolsystemandsoon.Lubricatingoilisbetweentheunloadedbearingandthethrustbearing.Thisoilmembranehasthicknessandpresser.Theunloadedbearingisfollowingtheaxisrotating.Butthethrustbearingdoesnotmove.Sotheunloadedbearingmovesrelativelythebearing.Andthelubricatingoilhasviscosityanditisfollowing.Sothethrustbearinghascapacityloaded.Thisistheoperationtheoryofthisexperimentplatform.Wecanchangetheoperatingstationbyadjustedthepressureoftheoverflowingvideoradjustedtherotationcalculationsofthemainaxis.Wetesteveryfactorindifferencestation.Thesensorcansenddifferencesignalindifferencestation.Wecanusethemicroprocessordatacollectionandcanalizationsystemtodealwiththesesignals.Andwecangainthefactorsorpresser、thicknessandtemperatureofthelubricatingoilmembrane.Keywords：Pronethrustbearingexperimentplatformdesign;Hydraulicpressuresystem;Electriccontrolsystem;Testsystem;0目录摘要 IAbstract II第1章绪论 21.1课题背景 21.2设计内容 2第2章试验台结构设计 32.1总体设计方案 32.1.1设计任务 32.1.2实验台设计方案 42.1.3加载方式 42.1.4左右导向轴承的形式 42.1.5主轴的拖动形式及调速方法的选择 42.2材料的选用 52.3轴的计算 52.4主轴的校核 62.4.1轴上零件的装配方案 62.4.2轴径的确定 62.5摆动瓦动压轴承的设计计算 72.5.1摆动瓦推力轴承设计计算 72.5.2摆动瓦的结构形式 102.5.3轴瓦的技术要求 112.5.4镜板的设计 112.5.5推力瓦支撑的设计 112.6静压推力轴承设计 122.6.1静压推力轴承概述 122.6.2静压轴承结构设计 132.6.3设计计算 132.7节流器的设计计算 162.8同步齿形带的设计 182.8.1同步带的设计计算 182.8.2同步带轮的设计计算 202.9键的校核 22本章小结 22第3章液压系统的设计 233.1加载和顶起的系统设计 233.2静压推力轴承供油系统设计 243.4回油及冷却系统设计 25本章小结 26第4章电气控制系统的设计 264.1主回路的设计 264.2主机M1的控制回路设计 274.3静压轴承供油泵电机M2控制电路 284.4加载和顶起油泵电动机M3的电器控制控制线路 284.5润滑泵电动机M4的控制线路 294.6回油泵电机M5的控制线路 304.7主电机的选择 304.8冷却系统的设计选择 31本章小结 31第5章系统的测试技术设计与应用 315.1系统的设计条件 315.2测试系统设计 325.3测量实验需要的工具说明 325.4数据处理 32本章小结 33结论 33致谢 错误!未定义书签。参考文献 错误!未定义书签。附录1译文 错误!未定义书签。附录2英文参考资料 错误!未定义书签。第1章绪论1.1课题背景我国处于生产力高度发展的阶段，解决好能源问题是生产力发展的重要保证。我国水利资源丰富，蕴藏着6.8亿千瓦左右的电能。因此利用水能发电是解决能源问题的一条重要途径，水轮发电机是我国正大力发展的项目，用以解决我国能源短缺的问题。推力轴承是水轮机组的重要部件，是机组安全可靠运行的关键之一。随着水能不断增加和科学技术的不断发展，需要高度发展的水能机组，水轮机的重量、转速、负荷增加了许多，使推力轴承的工况越来越恶劣。而且，推力轴承能否安全可靠的运行，出了必要的理论分析和计算依据外，其机构、制造、安装等因素有复杂的影响。因此，推力轴承的研究是一个综合性的问题。推力轴承的研究不外乎从理论和实践两发面进行。由于电子计算机技术的高速发展，使理论研究日益深入。在实验方面，可以到水电站进行真机状态实测，但其困难程度和局限性都很大。在这种情况下，国内两大电机厂相继有两座千吨的大型推力轴承实验台建成并投入运行。建立大型的推力轴承实验台，对水能发电机设备的生产厂家来说，能进行更接近真机状态的实验。但是在大实验台进行一次实验，其周期长，人力物力消耗大。因此就有必要建立小型推力实验台。为建立一座实验台，对推力轴承进行模拟真机的工作环境、状态进行测试，测出一系列推力轴承的性能参数，有机器运行中得到的测试结果进行分析。得出我们所需要的参数、结果。该实验台的建立，将对我们进行的润滑处理论分析，进行验证，同时也可以深入探讨润滑机制和规律，研究模拟实验理论和实践，以及结构、材料或者其他因素对润滑性能的影响。可为大型推力轴承实验台提供一定的实验依据。当然，这种小型推力轴承实验台的建立，还可以为研究化工、船舶等其他机械设备中应用的推力轴承服务创造条件。1.2设计内容本次毕业设计是对实验台进行主体性设计，其中包括：试验台结构设计；润滑系统设计；冷却系统设计；加载和顶起设计；液压静压系统设计；电气控制系统设计；第2章试验台结构设计试验台的结构包括很多方面所受的外界因素有包括很多，其中承载力大小具有很大程度上的限制这都取决于设计总要求的轴承占地面积大小来横梁，其中试验台主机的加载形式选择也很有必要。2.1总体设计方案2.1.1设计任务设计推力轴承实验台，最大推力负荷为20吨，主轴最高转速为1500r/pm，润滑为浸油式润滑，冷却方式为外循环水冷却。2.1.2实验台设计方案实验台形式包括卧式和立式两种。卧式轴承占地面积较大，安装方便，调试容易。立式轴承占地面积较小，但安装复杂，高度大，调试也不方便。综合此实验台设计要求，宜选择卧式。2.1.3加载方式实验台主机加载形式分为液压加载和电磁加载。电磁加载靠电磁吸力进行加载，它的主体具体结构简单，但体积大，操作不便，发热量大，线圈易烧毁，升温快，不利于润滑，为保证不影响承载能力，必须加强冷却，带来诸多不便。液压加载主要由液压油进行加载，液压加载需要一整套液压系统，结构复杂，但它加载稳定，操作方便。使用寿命长，发热量小，对润滑温升影响小。所以，选择液压加载作为本实验台的加载方法符合要求。液压加载按部位分为中部加载和端部加载。中部加载是由环形中空油缸套在主轴上，将压力加到主轴上。在这种情况下，主轴将受到拉伸作用，对轴的强度要求高，环形油缸结构复杂，加工困难，由于需要卸瓦，需一个顶起油缸。这样，既增加了实验台总体尺寸，安装也不方便。端部加载时在主轴端部用圆柱形油缸的运动来加载，圆柱形油缸运动，通过柱塞和中间部件把载荷加到镜板上，是主轴受益轴向压力，由于主轴设计为可移轴向滑动，故主轴轴向基本不受力，只因与镜板通过键联接，轴受扭矩作用。顶起油缸和加载油缸可做在一起，使主体结构紧凑，尺寸小，圆柱形柱塞缸的加工和安装方便。综上所述，本实验台选择液压端部加载。2.1.4左右导向轴承的形式实验台主机的主轴进行旋转，在主轴的两端必须有导向轴承，保证主轴旋转精度，因为主轴可以滑动，所以导向轴承的轴承套必须是滑动的，这样就容易产生间隙，影响主轴的旋转精度，为了消除这种影响，可在轴承套的滑动面间安装滚珠体，以滚珠来调节，消除间隙的影响，这样可保证主轴的旋转精度和滑动要求。本实验台的导向轴承选用滚动轴承，滚动轴承的安装、更换方便，虽然转换精度不如滑动轴承，但在小型主机上运行情况良好。本实验台为20吨负载，且为卧式，所以可采用滚动轴承为导向轴承，本实验台选用双向向心推力球轴承。2.1.5主轴的拖动形式及调速方法的选择本实验台是由电机通过联轴器直接拖动主轴旋转，由于本实验台要测试不同转速下轴承的性能参数，所以选择直流电机。联轴器选用弹性柱销联轴器。这种联轴器通过蛹状的弹性套来传递转矩，故可缓冲、减震。弹性套的材料用耐油橡胶。电机选用Z3系列直流电动机，它具有飞轮转速小，调速范围宽等特点，并且能适应可控硅电源的需要。为了提高调速精度，选用可控硅调速系统为调速方式。用可控硅进行调速，要有一定的反馈量，通过调速系统，对转速中出现的偏差进行调节，它的反应速度快，效率高。2.2材料的选用本实验台的主轴用以旋转镜板，要求承受一定的转矩，同时主轴可以滑动，基本不受轴向载荷，故对其强度要求较高，而韧性要求不太高，故可以用45＃调质钢。经过热处理，可以显著提高材料的机械性能；提高耐磨强度和抗疲劳强度等；加强切削加工性能，提高加工表面精度；减小淬火时的变形和开裂；获得良好的综合机械性能；2.3轴的计算由于主轴只受扭矩，弯矩对主轴的影响较小，则可以按扭矩计算轴径。另外，考虑到颈截面偏转角度超过限度，将使滑动轴承和轴颈发生边缘接触，造成不均匀磨损和过度发热，所以同时考虑偏转角θ≤[θ].1．按扭矩计算轴径：(2-1)因为A=118，P=22KW，n=1500r/min所以d=118×=28.88mm由于最小尺寸联轴器处有两个键，轴应增大7%～15%。所以d=31.19mm圆整为：d32mm。2．按偏转角θ计算轴径：极惯性矩θ=×(2-2)得出EQ。取=48mm为主轴的最小直径。2.4主轴的校核此实验中主轴主要受扭转作用，应在最小径处校剪应力和最大扭转角。联轴器处主轴的直径最小，所以此处1．剪应力查表所以合格。2．最大扭转角(2-3)对于45号钢所以主轴安全。2.4.1轴上零件的装配方案选取轴与镜板联接处轴直径为90mm。镜板右侧直接连接推力瓦。左侧由静压推力轴承承受推力，推力瓦由平衡缸支撑，平衡缸右侧连接支撑底盘，向平衡缸送油。静压推力轴承左侧由导向轴承外圈定位。导向轴承左侧由小圆螺母来定位和调整，主轴的外伸出端由导向键和联轴器相连。2.4.2轴径的确定镜板的右侧直接与轴瓦相连，没有其他元件定位，只能用轴肩定位，初定为110mm。环右侧必须由轴肩定位，初定为83mm，左侧的轴承内圈也用d=83mm这段轴肩来定位。选择这段轴径为70mm，小圆螺母（左侧）宜选M65×2，小圆螺母于轴承的轴径应留一段空间，以便调整。平衡缸支撑底盘用型密封圈进行密封。初取d=120mm。轴承选择内径为60mm的双向向心推力球轴承。轴承左侧为减小轴承尺寸，轴承与支撑底盘间有一段轴承过度，取d=75mm。d=75mm的轴肩定位，右侧用M52×1.5的小螺母定位。最右端外升部即d=48mm的轴与联轴器相连。各段轴向长度由后面各个零件设计时确定。2.5摆动瓦动压轴承的设计计算为了在滑动面间形成液压油膜，以便于得到必要的承载能力，在轴承和轴瓦之间必须做出楔形间隙。构成油膜办法有：1.将轴瓦表面制成斜面或阶梯面；2.使轴瓦能绕某轴线自由摆动，即摆动瓦推力轴承；液压推力轴承属于多油楔轴承，承载能力为各个单油膜楔承载之和。本实验台所使用轴瓦为扇形摆动瓦。固定瓦轴承因瓦面斜率的固定，所以这种轴承不适合工况变动较大的机器，阶梯瓦适用于轻载轴承，摆动瓦的支撑除应满足要求外，还应力求工艺简单和安装调整容易。此外，由于摆动瓦推力轴承的瓦面斜率能随工况的变动而自动调节，且在全部工作范围维持设计状态，所以选用摆动瓦对实验台较为合适。2.5.1摆动瓦推力轴承设计计算1．轴承内外径和填充系数K取轴承内径大于轴径，内径取，cm。根据机械零件设计手册：查得为轴承载荷；为许用压强MPa;为填充系数，是瓦块平均周长之和与轴承平均圆周长之比，过大，由一块排出热油移进入下一块，使瓦温和进油温度提高，影响承载能力。初取=0.7。一般轴承内，外径比常取1.5～2.5，D由结构决定。稍大于轴径，初取；（2-4）则核算偏大。在修正，代入得d=300mm。核算，在1.5～2.5之间，合适。2．瓦面数和宽长比瓦面数Z一般最小取3块，常为6-12块，块数增多增加安装困难，调整也不方便，同时也降低承载能力，一般为偶数块，宽长比为获得较高承载能力或较大的最小油膜厚度，要使宽长比,受载后瓦面延瓦长L方向的少量挠曲（指瓦面中部凸起，凸度不超过0.5-1倍，最小油膜厚度时）以提高轴承的承载能力，而沿瓦宽B方向的挠曲要降低承载能力，所以从瓦面受载变形出发，使B小于L比较有利，当温升较高时，宜取＞1,常用的宽长比。为减少挠曲变形的影响，应使瓦块总厚度大于（0.25-0.5）B。希望油膜厚度较厚和摩擦系数较低时宜取，或稍大于1。瓦面宽：（2-5）其中B为瓦面宽（cm）；D为轴瓦外径；为瓦内径；瓦面数：（2-6）得代入：瓦面长：宽长比：3．瓦面包角θ：θ（2-7）代入得：θ4．温压力△t△t（2-8）其中为无量纲，由图查取；为摆动瓦端泄露比，由查取；为摆动瓦进油量系数，无量纲。轴承的平均工作温度，将上式改写为（2-9）将称为温升系数见图平均取，则（2-10）从图中：按最优条件曲线中EQ的情况。支点位置系数在查图查相应温升系数：平均压强：满足在28～30之间的要求所以合适。平均温度：5．最小油膜厚度考虑到制造工艺和安全性运转的需要，建议取最小油膜厚度前者适用于中等尺寸轴承，后者适用于大型轴承。润滑油用30号汽轮机油，查表11-22中，平均调速轴承特性系数查表与=0.6对应的最小油膜厚度系数：最小油膜厚度所以合格。6．功耗和流量查得所以摩擦系数功耗查得摆动瓦进油量系数总供油量2.5.2摆动瓦的结构形式水轮机组中使用普通摆动瓦结构，因此本实验台也选用普通扇形结构。在铸造的钢坯表面上作出燕尾形沟，然后浇铸轴承合金，钢背和巴氏合金材料的结合，用于高压力、高转速及冲击载荷中，轴承合金的减磨性超过了其他所有减磨材料，但在机械强度方面却比青铜、铸铁低很多。2.5.3轴瓦的技术要求对于具有燕尾的槽的普通瓦表面光洁度就达到要求接触点达到每平方米4-5个，瓦周围修出2R圆角。进油边修出楔形斜形，有利于启动进油膜的形成，为了减小轴瓦浸油和出油的流体阻力，一般在外径右上角和内径的右下角切出一块，然后修成圆弧形或双曲线形。2.5.4镜板的设计镜板（见图2-1）是推力轴承的关键部件，当主轴带动镜板旋转时，油膜厚度只有0.03-0.07mm，因此要求镜板有较高的光洁度和精度，如果表面光洁度不高，则带来较高的磨损损耗，如果镜板表面有伤痕或硬点，特别是镜面表面有伤痕和硬点，则会造成油膜破坏甚至烧坏。镜板上下表面是平面，其平行度影响实验台安装后的精度和调整，以及运转平稳度。图2-1镜板镜板材质：45＃锻钢设计要求：1．要求机械性能和化学性能必须符合国家标准；2．检验此锻体时，应检测平面硬度，其值约为180-230HB，上下镜面的硬度不超过30HB。2.5.5推力瓦支撑的设计常见的支撑结构有很多种，如径向背棱刚性支撑、钢球式刚性支撑、弹性瓦、橡皮垫支撑、弹簧支撑、平衡缸支撑等多种多样，对各种支撑方式进行分析比较。综合考虑，采用平衡缸支撑符合本实验台的要求。平衡缸支撑每块瓦放在一个小的平衡缸油塞上，油缸内充满油并与油管相连，当外载荷出现变化时，活塞位移变化，油压传递后，使各缸出现新的平衡，制造工艺简单，油缸和活塞之间用形密封圈，并配一套泄露报警系统和补油装置，油缸底面积小，高度只有5-10mm，当出现新的泄露时，不会致使高度急剧变化。平衡缸设计油缸由带一定曲率半径的头部来顶起轴瓦，使轴瓦处于平衡状态。初取活塞头部曲率半径R=10mm计算活塞头部的接触应力（2-11）其中F为活塞负荷；E为钢的弹性模量，取为活塞直径的确定每个平衡缸分别由推力计算做功，可以认为是各油缸的合力支撑负荷。初取油缸内平均工作压力为P=8MPa（2-12）其中D为活塞直径（m）；为活塞支持力（N）；P为平衡缸工作压力（）；代入数值平衡缸活塞用密封很好的形密封圈，此密封圈为标准件，因此应圆整的方法圆整活塞直径D=70mm。由式（2-3）平衡缸实际工作压力：2.6静压推力轴承设计2.6.1静压推力轴承概述为适应低速重载或往复运动的摩擦副保持运转灵活且摩擦小，应采用流体静压轴承支撑是依靠外界供给一定的压力油而形成负载油膜。不论在极低速，还是高速情况下，均能保证被支撑件和支撑件处于完全液体摩擦状态，不会有干摩擦产生。按供油方式不同，静压轴承分恒压供油和恒流量供油两种。恒压供油静压轴承供油系统主要由三部分组成：轴承部分、节流部分和供油装置。常用的节流器有固定节流器和变节流器。此实验台采用定压供油方式。静压支撑两项主要性能指标是承载能力和支撑刚度。所谓承载能力是指在一定油膜厚度下和被支撑件之间处于摩擦状态。所谓支撑刚度是指油膜抵抗载荷变化的能力。其他性能指标还包括流量、油泵功率以及油温升等。2.6.2静压轴承结构设计平面推力静压轴承结构特点和应用：环形油腔式它结构简单、加工方便，但只能承受轴向中心载荷，抗倾覆力矩能力差。主要用于倾覆力矩由径向轴承承受的一般推力轴承。多腔式结构复杂、加工困难，但受轴向偏心载荷大，抗倾覆力矩能力好，主要用于大型推力轴承。油腔数目：由于加工等方面造成的误差，止推轴承还要受负载引起的较大的倾覆力矩，可以使用带径向回油槽的轴承，油腔数目越多，抗倾覆力矩的能力越好，但超过6个，抗倾覆能力的调高不明显。为了得到较大的抗倾覆能力，不论油腔数目的多少，应使它所受的压力中心位于较大的半径上。油腔径向宽度可减小，而增加同向弧形长度，得到较大有效承载面积。总体来说，轴承较大又有负载时，以6个油腔为宜（见图2-2）。2.6.3设计计算已知：1．有效承载面积2．支撑流量系数3．最大载荷系数；初定=0.54．压力比初定=0.55．压力比系数a6．阀控制系数：使用双面薄膜节流器。7．供油压力圆整取=1208．最大位移率初取0.1，则9．设计间隙=（1.1-1.2），取=0.04mm。10．最大位移量11．最小位移率12．径向油腔系数因为实验台为平面油腔，所以13．油膜压力14．承载能力15．运动速度16．摩擦面积17．设计平均温度因为此实验台速度较大，适取18．润滑油牌号：选用30号汽轮机油在下，压强为19．油腔流量20．泵功耗21．摩擦力22．摩擦功耗23．计算功耗比k校核：所以正确。图2-2静压推力轴承2.7节流器的设计计算定压供油式静压支撑的节流器，按其液阻在支撑工作过程中是否随载荷变化而变化的特点，可分为固定节流器和可变节流器。常用的可变节流器有毛细管节流器和小孔节流器。常用的可变节流器有薄膜节流器、滑阀节流器、锥型阀门节流器、牛板节流器以及扭盘节流器，内部节流器，阶梯节流器等。可变节流器中流动状态为层流，液阻随着载荷的变化而做相反的变化。以达到反馈作用，油膜承载压力差依靠油膜出油液阻以及节流器液阻联合变化，节流器结构复杂，使用调整节流器比较容易，薄膜节流器适用于各种精度要求高的大型机床，滑阀节流器用于载荷变化较大的大型或重型机床，内部节流器用于节流安装有困难的中小型机床。本实验台采用双面薄膜节流器。它是依靠由直径的圆台构成的环形面积与厚度为T的弹性薄膜片间的间隙h实验节流，按同一薄膜控制油腔数目，分为单面薄膜节流器和双面薄膜节流器。膜结构上的特点决定了节流器的性能。薄膜节流器是利用载荷变动时引起弹性薄膜的变化，从而改变节流器的液阻进一步加大油腔压力差平衡载荷，并使轴恢复到原位的趋势。1.结构尺寸的确定薄膜直径：圆台外径：圆台内径：2．薄膜面积3．薄膜面积中间隙4．薄膜最大变形5．薄膜刚度6．薄膜厚度t7．节流比和滚组比压力，且EQ。所以。又因为，所以。8．流量9．设计状态液阻受载腔：背载腔：10．验算流态条件：应满足代值运算所以满足条件。2.8同步齿形带的设计因为需要测速，所以应用一定的转送装置将转速转到测速装置。本实验台选用同步齿形带，它综合了带传动和链传动的优点。同步齿形带安装时，中心距要求严格，主要应用于传动比要求准确的中小功率传动。为了总体上减小实验台的尺寸，以及使结构简化，将主动轮直接加工在联轴器的主动端。同步齿形带的优点是瞬时传动比不变。2.8.1同步带的设计计算1．计算功率此实验台进行测速，由同步带将转速传到测速电动机，取较小的P值，初取P=0.2KW为工况系数（2-13）查书，取=1.0。2．模数的确定因为同步带将转速传递到测速电机，所以带的传动比为1，带轮转速为1500r/pm为提高带的挠曲线增加啮合齿数，应选择较小的模数值。根据在联轴器的制动端加工带轮，所以只选带轮主动端的直径为带轮齿顶园的最大直径。半联轴器主动端的直径为D=80mm则其中为带线到齿根距离；由得取。所以4．模数的确定因为所以5．带转速所以合适（m=1.5,）。6．初定中心距，根据实验台结构，初取中心距7．带长及齿数查得标准长。齿数z=140。8．实际中心距：为了保持带的张紧力，次传动副的中心距应为可调整的，则（2-14）代入得：9．带轮啮合齿数所以合适。10．单位宽度的离心拉力（2-15）其中q为带的单位宽度上的线密度kg/mm；查手册q=1.8kg/mm11．带宽（2-16）其中啮合齿数系数，；为传动比系数，查手册，。所以得为了传动平稳，准确，查手册取标准值12．作用在轴上的力2.8.2同步带轮的设计计算同步齿形的设计出发点是限制单位带宽上的推力，啮合齿数很少时，还需要考虑到带宽的剪断和压馈。选择同步齿形带的齿形为阶梯为保证带与带轮的正确啮合，两者节距和齿形角应相同，轮齿应以切出直线轮廓的刀具。也可以用标准渐开线齿轮刀具（8号齿轮铣刀、滚刀）加工，此时径向间隙为c+0.4mm（8号齿轮铣刀）或c+0.45mm(滚刀)和由刀具决定。带轮中影响传动性能的主要因素是节距误差，为保证其精度，宜用滚切加工方法。齿形公差和粗糙度：齿顶圆：；径向跳动：；锥度偏差：每毫米轮齿宽不超过；周节累积误差的公差：齿形角误差：；轴孔直径偏差：取H7；齿顶圆和齿面粗糙度：取即；同步齿形带个相关参数见表2-1。表2-1同步齿形带中个相关参数计算项目符号计算公式结果齿形角α节距ＰP=4.17节圆直径ｄ79.5顶圆直径78.75顶圆齿距Pa4.67齿侧间隙J查表10-31j=0.40.4径向间隙C查表10-310.55续表顶圆齿槽宽2.56齿槽深H1.45根圆直径75.85根圆齿槽宽1.5根圆角半径0.5顶圆角半径0.225轮齿宽BB=b+(3-10)mm202.9键的校核此试验台的主轴转动通过键接到传动镜板上，要求键联接的对中性较好，键处于轴中部，联接于轴上的镜板不需要沿轴移动，对轴上的零件不起轴向固定作用。综上所述，采用平键联接。为此平键要满足镜板厚度的影响，所以不能按标准选取，应特殊制造。考虑到平键的强度和抗扭矩的影响力，采用双键在同一轮毂处相隔了布置，考虑到载荷分布的不均匀性，双键的强度按1.5个键校核。此平键所传递的扭矩为：其中为键传递的扭矩；N为键联接所需传递的功率（W）；n为轴的转速；对于单键，按工作面的平均挤压应力计算：其中为许用挤压应力查表8-3，取=120MPa。k为键与轮毂的接触高度=；l为键的工作长度；d为轴的直径；h为键的高度；所以本章小结本章主要对卧式推力轴承试验台的总体方案进行拟定。根据设计任务，选择设计方案。对其加载方式、导向轴承的形式、调速方法等进行选择和确定。并且对试验台的结构设计。包括材料、装配方案以及轴、轴径、摆动瓦动压轴承等的计算，还有摆动瓦的结构形式，技术要求，镜板的设计，推力瓦支撑的设计，静压推力轴承的设计计算等。第3章液压系统的设计试验台主要为液压操控系统，为满足各实验需要，我们应将试验台进行液压方面设计，包括完成相应各动作之间的相互协调配合。3.1加载和顶起的系统设计本实验台为往复驱动，所以选用30号汽轮机油，汽轮机油在高温下有抗空气氧化性，与混入的水分能迅速完全分离，有较高的抗氧化性，比机械油纯净。在此系统前加一滤油器，以提高油的纯度，防止外界杂质混入。因为此实验台加载和顶起油缸混作在一起，所以可用一个三位四通电磁阀来实现两种状态的变化（见图3-1）。图3-1顶起和加载油路系统1.精滤油器2.变量泵3.电动机4.三位四通电磁阀5.溢流阀6.调速阀7.单向阀8.行程开关9.压力表阀的状态为中性时，起卸荷作用；当另两个位态转换时，实现加载和顶起的环节，在本实验中，加载不能过大，所以应用溢流阀来调节控制最大的加载载荷，使回路安全可靠。实验台的加载速度也不可以过大，利用调速阀来实现，以防止回路产生冲击。用压力表来显示加载压力，便于观察、调节。3.2静压推力轴承供油系统设计要求保证在一定复杂工作温度范围内，提供所需压力和流量的润滑油，要求压力脉动不能太大，常为3%左右；要有一定的安全保护措施，防止出现某些意外因素造成油路故障，而损坏推力静压轴承；良好的散热和控温；确保润滑油清洁无杂物；占地面积尽量小。图3-3润滑油及平衡缸供油油路系统1.粗滤油器2.油泵3.电动机4.溢流阀5.二位二通电磁阀6.单向阀7.调速阀8.压力表9.精滤油器10.节流阀供油速度不能过大，以防止有较大的冲击力，同静压止推轴承类似。此系统由于需要很高的润滑油清洁度，所以需加精滤油器。在平衡缸供油系统中，使用一个二位二通电磁阀。此时电磁阀不得电，油路中断；当主机工作需供油时，电磁阀得电，油路接通，向平衡缸供油。加一个调速阀控制平衡缸活塞不要顶起过快（见图3-3）。3.4回油及冷却系统设计实验台需要两个油箱，一个主油箱，一个回油箱，在从回油箱回到主油箱的过程中，要通过一个冷却器，使油的温度降低，防止油过热，破坏轴承，一般回油箱的杂质较多，所以用精滤油器过滤（见图3-4）。图3-4回油及冷却供油油路系统1.回油箱2.粗滤油器3.油泵4.电动机5.电动机冷却器6.主油箱本章小结对主轴进行加载，使载荷传到推力轴上，需求加载稳定，不产生冲击力，而且载荷应能调节；因为此实验台是对推力轴承进行测试，所以需要经常换瓦，因此要将主轴和镜板托起一段，要求；为静压推力轴承供油，要求一定的压力值；用来支撑的平衡缸的液压油有泄露的可能，所以需要及时向其补油，使其保持应有的承载力；向推力轴承提供润滑油。第4章电气控制系统的设计试验台电气控制系统设计需要具有主回路电气原理图以及相应负载力的电机原理图，本章主要为阐述各电机电气原理部分。4.1主回路的设计此实验台控制系统中，特别是液压系统中有许多电磁阀来控制油路的通闭，相应的有一个电气控制系统电磁阀的开闭顺序，包括加载、顶起、提供润滑油、向静压轴承供油、向平衡缸供油等。主拖动电机、静压泵电机、加载和顶起泵电机的供油压力和载荷应有过载保护；因主机需在不同载荷、不同转速下试验，所以主拖动电机需进行无级调速，采用可控硅直流调速系统；进行热保护。主电机静压泵电机加载和顶起电机润滑泵电机回油泵电机图4-1主回路系统本系统用热继电器FR1、FR2、FR3、FR4、FR5分别对M1、M2、M3、M4、M5进行过载保护，用FU1、FU2、FU3、FU4、FU5对五个电机进行热保护，由电源QS引入电流，由接触器开关KM1、KM2、KM3、KM4、KM5分别控制电机的开闭（见图4-1）。4.2主机M1的控制回路设计开机时，主电机必须在M2、M3启动后才能启动；停机时，主机必须在加载卸荷后才能停机1SB-1、2SB-2分别控制主电机的起停。接触器KM1与控制按钮组成了起停控制线路。中间继电器常闭触头K4对主机的停机进行互锁，只有停止加载K4失电，主电机才能关闭。常开的接触器触头K1、K2对已知的启动进行互锁，只有润滑泵电机、静压泵电机以及平衡缸共有本电机启动以后，主机才能启动（见图4-2）。操作过程：当静压泵工作，轴承供油和润滑供油后，按下1SB-2，KM1线圈得电，接触器常开触头闭合，M1启动：当加载卸荷后，按下1SB-1，接触KM1线圈失电，常开触头KM1打开，M1停机。图4-2主机M1的控制回路系统4.3静压轴承供油泵电机M2控制电路只有主电机M1停止时，才能关闭静压泵电机M2；静压轴承应能进行点动控制，使人们可以试验前进行检查。电动机的启动、停止分别由常开常闭按钮开关2SB-1、2SB-2控制接触器KM2与控制按钮组成自锁的起停控制线路。1SB-3来控制电磁阀得电，1SB-3得电由中间继电器K1将信号传递到电磁阀开关1DT。中间继电器KM1也和控制按钮组成控制线路。1SB-4对静压轴承供油进行点动控制。接触器KM1的常开触头对KM2停止进行互锁（见图4-3）。操作过程：按下按钮2SB-2电路接通。接触器KM2得电，常开触头KM2闭合，对电动机开启进行互锁，M2启动，油泵起动。按下1SB-3中间继电器K1的常开触头闭合，一方面对K1进行互锁，另一方面使1DT得电，电磁阀接触，向静压轴承供油。按下1SB-4对1DT进行点动控制，1DT得电，松开1SB-4，1DT失电，当主电机停转后，按下2SB-1，KM2失电，电动机M2失电停止。图4-3静压轴承供油泵电机M2控制回路系统4.4加载和顶起油泵电动机M3的电器控制控制线路当主轴达到一定的转速时，才能开始加载；顶起泵只能在其他泵停止工作后才能进入工作；加载和顶起油缸应能分别进行点动控制。图4-4加载和顶起供油泵电机M3控制回路系统电动机M3的起停由按钮开关5SB-1、5SB-2控制。接触器KM3与控制按钮组成自锁的起停控制线路。按钮开关4SB-3控制电磁阀的换位，中间继电器K4将信号传递给4DT，K4也与控制按钮组成自锁控制线路。4SB-4对加载进行点动控制。接触器KM2、KM4的常闭触头对顶起进行互锁控制。停止顶起也有行程开关ST3控制，6SB-1控制顶起线路的开闭，由中间继电器K5来传递信号。6SB-2对其进行点动控制（见图4-4）。操作说明：按下5SB-2，接触器KM3常开触头闭合，电动机启动，当主轴达到一定的位置时，压下行程开关ST3，K5失电，K5的常开触点断开，5DT失电，顶起线路断开，按下5SB-1，电机M3停机。4SB-4、6SB-2分别对加载和顶起进行点动控制。4.5润滑泵电动机M4的控制线路只有当主电机停转之后，才能关闭润滑泵电机M4；润滑泵供油应能进行点动控制；向平衡缸供油时，应停止加载。电动机起停按钮开关3SB-1、3SB-2来控制接触器KM4与控制按钮组成自锁控制线路。控制按钮2SB-3控制电磁阀得电，有中间继电器KM4的常开开关对缸进行互锁。KM1的常闭触头也对润滑泵电机的停止进行互锁（见图4-5）。操作过程：按下3SB-2，接触器KM4得电，KM4常开触头闭合，M4得电，按下2SB-3，中间继电器K2得电，将信号传递给3DT，3DT得电，向平衡缸供油。当主电机停止时，才能按下3SB-1，使润滑电机停止。图4-5润滑泵电机M4控制回路系统4.6回油泵电机M5的控制线路回油泵应可手动或自动控制；当主油箱油面达到最低时，油泵起动，油面升高时，油泵停止。行程开关ST1、ST2来控制油泵的自动起停，按钮开关4SB-1、4SB-2来控制油泵的手泵起停，KM5与行程开关和按钮开关组成自锁起停控制回路（见图4-6）。操作说明：按下4SB-2、KM5得电，KM5常开触点闭合，回油泵电机启动。按下4SB-1，KM5失电，停止供油。当油面处于最低位置时，ST2被压下，KM5得电，电机启动。当油面处于最高位置时，行程开关ST1被压下，供油停止。图4-6回油泵电机M5控制回路系统4.7主电机的选择本实验台测试在不同载荷，不同转速下油膜的厚度、油膜压力等参数，需要对主电机提供的转速进行变速，以满足对转速的要求。主电机可选用三相交流异步电动机或直流异步电动机，交流异步电动机结构简单，工作运行可靠，价格低廉，对于调速性能设备，系统复杂，投资大，它的调速性能很好。本实验台对调速性能要求较高，所以选择直流电动机。主电机需要为扇形摆动瓦和静压推力轴承提供一定的功率。根据前面的计算，电动机的功率=摆动瓦的功率+静压轴承的功耗=9.63+11.2=20.83KW选择Z3T系列小型直流电动机，为适应可控硅电源的需要选择440V的直流电动机。三相可控硅整流电路的闭环控制直流调速系统中的转速反馈调速系统。4.8冷却系统的设计选择本试验台选用浸油式，外循环冷却方式，为减小主机尺寸，把冷却器设置在主机之外。主油箱和回油箱之间，所有的润滑油从回油管回油箱，再由回油箱回到冷却器，以达到冷却降温的目的。从回油管回到油箱的油温，一般不超过,在高压下工作的液压传动系统，为避免过分漏油，其允许油温为。本试验台选用多管式冷却器：采用强制对流的方式散热效率较高、结构紧凑。选用GLL3-4散热器。其传动系数可达。本章小结本章主要是电气控制系统的设计。包括主回路、主机M1的控制回路、静压轴承供油泵电机M2控制电路、加载和顶起电机等的控制回路设计。第5章系统的测试技术设计与应用本章主要介绍最后的试验台测试工具设计，各传感器之间的相互配合测试结果要求精度高，改良密度大要求最终的数据处理得以自动化控制。5.1系统的设计条件在之前我们所有的实验参数以及数据都是在保持特定情况下进行的设计计算，通过代入公式等算法进行实验设计，而对于接下来的一系列的测试设计都要保证各个方面都相对于接近完善，例如：油膜压力、轴瓦温度以及主轴的转速等等，另外不可忽略的步骤还有测试实验所用的试验台所受的静压力