直线往复运动摩擦磨损试验机的改造设计方案

1 直线往复运动摩擦磨损试验机的改造 设计方案 第 1 章 绪 论 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。 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（ 著的 摩擦磨损装置 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 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 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 2 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 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与同步记录。 北京机械工业管理学院的 崔周平 、 宋期 等 6对 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 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 可以提供 410度在 02800 r/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 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。 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。 3 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 。 4 第 2 章 总体设计 验背景 为了减小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 以将原有实验机改造成转动式磨摩擦磨损试验机。 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。 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。 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 示 。 图 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。 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 示。实际稳定辊的轴瓦长度为 60虑到现实实验台的尺寸大小，将轴套长度缩短为 20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 人字槽 （图 。 工作机的 装配图如图 示。 5 图 套、轴瓦的尺寸 图 字槽 图 作机的装配图 图 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 6 轴承支座上。 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 127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。 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 试验机附加部分装配图。 图 擦磨损试验机装配图（左视图） 7 图 擦磨损试验机装配图（ 俯 视图） 图 擦磨损试验机装配图（轴侧 图 ） 8 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。 定电动机的功率 电动机功率选得合适与否，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。 算工作机所需功率 图 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 20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 镀锌 锌锅 中三辊 对稳定辊受力分析如图 水平受力 ： (3垂直受力 ： F3+T=G+T+ (3 9 对（ 3形得： +F3 (3图 定 辊的受力分析 其中 T 为带钢拉力， G 为稳定辊 重力 ， F3为浮力， 支反力 。 r= (3其中 S 为上推量，其值为 10/20/30/40垂 距 离 。 330 稳定辊重量为 185 其重力为 G=851813 N (3稳定辊材料为 316L 不锈钢。密度 1=g/体积为 V=1M = (3锌液密度为 2=g/稳定辊浮力为 F3=2 (3当带钢拉力 T=20 ，得表 3 表 3作机受力 序号 S/mm r N N N 1 10 144 20 328 30 511 40 654表 3 便于计算，所以取 2400N，则稳定辊 单 端 轴承 受力为 1200 N。 实际轴套宽度为 60 线载荷 为 20 N/而转动对磨 试 10 验机所用的轴瓦长度为 20 以其受力为 2020=400 N。 工作机所需功率 应由机器的工作阻力和运动参数确定。 9550(3其中 工作机的转矩， Nm； 工作机的转速， r/ W 为工作机的效率，取 W = 稳定辊轴套直径为 45 00m= m (3带钢速度为 80120m/取最大转速。 则轴套转速为 n= 02 2 0=r/ (3代入（ 3 算电动机所需功率 动机所需功率由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式计算 (3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其中 1为联轴器传动效率， 1=2为滚动轴承传动效率， 2=3为减速器传动效率， 3=入（ 3 =得 定电动机的额定功率 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 0，即 动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 (3代入数值得 定电动机的转速 设计中常选用同步转速为 1500 r/ 1000 r/电动机，由于工作机转 11 速为 335 r/选用转速相接近的 1000 r/动机 。 定电动机型号 根 据 W、 n =1000 r/查表确定电动机型号为 。 表 36 型电动机的技术数据 型号 额定功率 /载转速 /(r/ 10 章小结 本章通过对 稳定辊 工况的分析，计算得出了 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 。 12 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。 择减速器的类型 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 工作机转速 可以计算出传动装置的总传动比。 i=故总传动比 i=335910=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。 图 级圆柱齿轮减速器传动形式、特点及应用 动装置的运动和动力参数 如图 示，令高速轴为 I 轴，低速轴为 。 则各轴转速 nI=10 r/ (435 r/ (4各轴功率为 d 1=w (4I 2=w (4式中 1为联轴器传动效率 ； 2为 减速器 的传动效率。 13 各轴转矩为 9550=9550m (4550550m (4表 4的参数 轴 转速 /(r/功率 矩 (Nm) I 910 I 335 式直齿圆柱齿轮传动的设计 定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）按图 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用减速器选用 7 级精度。 表 4类机器所用齿轮传动的精度等级范围 （ 3）材料选择。由表 4择小齿轮材料为 40质），齿面硬度 280齿轮材料为 45 钢（调质），齿面 硬度 240 （ 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，以齿数多一些为好。小齿轮的齿数可取为 0 40。选小齿轮齿数 0，大齿轮齿数 z2=0 2。 齿面接触疲劳强度设计 （ 1）由式（ 4算小齿轮分度圆直径，即 321 12 (4 14 表 4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 表 4 03 N 由表 4取齿宽系数 d =1。 由图 得区域系数 由表 4得材料的弹性影响系数 。 由式（ 4算接触疲劳强度用重合度系数 34 (4 15 a1=(ha) (4a2=(ha) (4= z1() + z2() 2 (4将 =20、 4 4得 再带入（ 4得 =入（ 4 表 4柱齿轮的齿宽系数 d 图 点区域系数 a=20） 计算接触疲劳许用应力 H。 由图 得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 0050 16 图 质处理钢的 4性影响系数 式（ 4算应力循环次数 17 009101(2830015)=09 (41 u=09 (82 30)=010 (4由图 得接触疲劳寿命系数 取失效概率为 1、安全系数 S=1，由式（ 4 H1=1 40H2=1 23 (4取 H1和 H2较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H =H1=523）试算小齿轮分度圆直径 321 12 = 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=100060 1 nd t=m/s (4 齿宽 b。 b= (42) 计算实际载荷系数 由表 4得使用系数 。 根据 v=m/s， 7 级精度，由图 得动载系数 齿轮的圆周力。 03 = (4b=1 100 N/ (4查表 4齿间载荷分配系数 由表 4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 此，得到实际载荷系数为 18 图 触疲劳寿命系数 H= (43）由式（ 4可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1= (4及相应的齿轮模数 m=30= (4齿根弯曲疲劳强度设计 （ 1）由式（ 4算模数，即 3 2112 F (41) 确定公式中各参数值 19 表 4用系数 载系数 20 表 4间载荷分配系数 齿轮齿形系数 试选载荷系数 由式（ 4算弯曲疲劳强度用重合度系数。 (4 计算 21 由图 得齿形系数 由图 得应 力修正系数 图 齿轮应力修正系数 图 得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 00 80 由图 得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数 S=式（ 4 H1=H2= (4 0 1 3 3 1 F Y (4 22 图 质处理钢的 曲疲劳寿命系数 0 1 6 8 2 F Y (4 23 因为大齿轮的 于小齿轮，所以取 2 22F Y=）试算模数 3 2112 F (4= 323 =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=0 (4v = 1 0 0 060 9 1 09 2 0 060 11 nd tm/s=m/s (4 齿宽 b。 b= (4 宽高比 b h。 h=(2h (21+ (4b h= (42）计算实际载荷系数 根据 v=m/s， 7 级精度，由图 得动载系数 由 03 =， b=1 100 N/表 4齿间载荷分配系数 由表 4插值法查得 合 b h =查图 载荷系数为 A 1） 由式（ 4可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m=3 (4 24 表 4触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数 曲强度计算的齿向载荷分布系数 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 ， 25 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=并就近圆整为标准值 m=1 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 计算出小齿轮齿数 z1=m= 取 2，则大齿轮齿数 z2=2= 7， 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。 何尺寸的计算 (1)计算分度圆直径 d1=z1 m=321=32 d2=z2 m=871=87 (4(2)齿根圆直径 ( 2ha) m=29.5 mm ( 2ha) m=84.5 (4(3)齿顶圆直径 ha)m=34 mm ha)m=89 (4(4)计算中心距 =(d1+ 2=(32+87) 2=59.5 (4采用变位法将中心距就近圆整至 =60 要设计结论 表 4轮设计结论 参数 齿数 z 模数/度圆直径d/根圆直径 顶圆直径 宽b/动比 i 中心距/齿轮 32 1 32 4 37 0 大齿轮 87 87 9 32 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。 入轴的设计 26 1. 输入轴的功率 速 1。 查表 4 10 r/m 2. 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 2 圆周力 122 N= (4径向力 t n = (4轴向力 t 0 N (43. 初步确定轴的最小直径 按 式（ 4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 12，于是得 0 3111123 (4表 4常用几种材料的 T 及 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 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 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 ， I段右端需制出一轴肩 。 27 图 入轴的结构方案 取 的直径 20 左端用轴端挡圈定位 ， 按轴端直 径取挡圈 内孔直径 D= 20 联轴器与轴配合的毂孔长度 52 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 I的长度应比 短一些 ， 现取I = 40 (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 20 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 6204， 其尺寸为 d D B =20 7 4 故 d d 20 而 16 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 = 1因此 ， 取 d 24 (3) 取安装齿轮处的轴段 的直径 d V = 24 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 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 V = 34 轮的右端采用轴肩定位 ，轴肩高度 h d， 取 h = 1 则轴环处的直径 d V - 26 轴环宽度b取 L V - 2 (4) 轴承端盖的总宽度为 15 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 故取 L 16 (5) 取齿轮距箱体内壁之距离 a =11 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 已知滚动轴承宽度 B = 14 齿轮轮毂长 L = 32 则 L B + s + a + (34 - 32) = (14 + 2 + 11 + 2) 29 (4 L + c + a + s L V - (32 + 20 + 11 + 2 - 2) 63 (4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 28 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按 d b h = 5 5 T 10951979)， 键槽用键槽铣刀加工 ， 长为 30 准键长见 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 同样 ,半联轴器与轴的联接 ,选用平键为 5 5 30 半联轴器与轴的配合为 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 4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 4取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径见图 4 表 4件倒角 C 与圆角半径 R 的推荐值 出轴的设计 1. 输入轴的功率 速 2。 查表 4 35 r/m 2. 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 7 圆周力 227 N= (4径向力 t n = (4轴向力 t 0 N (43. 初步确定轴的最小直径 按式（ 4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 12，于是得 0 3221123 (4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 24 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 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 29 图 出轴的结构方案 (1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求 ， I段右端需制 出一轴肩 ， 故取 的直径 d 28 联轴器与轴配合的毂孔长度 L = 52 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 I的长度应比 L 略短一些 ， 现取 L I 34 (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 28 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 2 6故 d d 30 而 L 29 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 = 1因此 ，取 d 32 (3) 取安装齿轮处的轴段 V 的直径 d V = 32 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 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 V =25 轮的右端采用轴肩定位 ，轴肩高度 h d， 取 h = 1 则轴环处的直径 d V - 36 环宽度 b 1.4 h， 取 L V - 13 (4) 轴承端盖的总宽度为 11 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 故取 L 23 (5) 取齿轮距箱体内壁之距离 a =11 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 已 知滚动轴承宽度 B=14 轮轮毂长 L=87 则 L B + s + a + (34 - 32) = (14 + 2 + 11 + 2)m m = 29 (4 L + c + a + s - (32 + 20 + 11 + 2 - 2) m m =63 (4 30 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 V 由手册查得平键截面 b h = 108 979)， 键槽用键槽铣刀加工 ， 长为 22准键长见 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/同样 ， 半联轴器与轴的联接 ， 选用平键为 6 6 20 半联轴器与轴的配合为 H7/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 4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 4取轴端倒角为 定轴的尺寸 主动轴： 图 动轴 从动轴： 图 动轴 章小结 31 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 最后减速器装配图。 图 速器装配图 32 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。 的结构尺寸设计 择材料，确定许用应力 材料选用 45 钢，正火处理。查表 5料强度极限 b=600 称循环状态下许用应力 55 表 5的常用材料及其主要力学性能 步确