毕业设计（论文）-轴承球滚动磨损试验设计.docx

SHANGHAI UNIVERSITY毕业设计（论文）UNDERGRADUATE PROJECT (THESIS)装订线题 目: 轴承球滚动磨损试验设计学 院 机电工程与自动化专 业 机械工程及自动化 学 号 学生姓名 指导教师 起讫日期2016年2月22日至6月17日上海大学毕业设计(论文)目录摘 要1Abstract2绪 论3第一章 初步设计61.1试验要求与基本原理61.2 结构设计71.2.1 方案一71.2.2 方案二81.2.3 方案三10第二章 方案分析122.1 方案优缺点分析122.1.1 方案一分析122.1.2 方案二分析132.1.3 方案三分析132.2确定最终方案14第三章 设计计算说明163.1 使用软件介绍163.1.1 UG介绍163.1.2 Auto CAD 介绍163.2 根据钢球赫兹应力计算载荷173.3 标准件选型193.3.1 电主轴选型193.3.2 联轴器选型203.3.3 轴承选型213.4 弹簧设计计算213.5 关键部位零件强度校核23第四章 设计总述26致 谢27参考文献28附录：30装订线轴承球滚动磨损试验设计摘 要轴承球磨损试验机是用来测试轴承球的磨损性能的试验设备，轴承球在实际工作的过程中的摩擦磨损情况比较复杂，我们研究设计磨损试验机是期望能够在试验过程中模拟出轴承球的真实磨损过程。因此，设计一个满足要求的摩擦磨损试验机成为很多人研究的课题。本文中介绍的轴承球磨损试验机模拟了角接触球轴承的工况，通过传感器和计算机辅助软件可以在线测量轴承球的磨损量。由于角接触轴承球在实际工况下不一定是纯滚动状态，因此对设计的试验机就要有滑滚可控的要求，故采用双转盘双电主轴驱动上下转盘相对旋转，通过控制电主轴的转速可以实现对轴承球滑滚状态的控制，除此之外双电主轴反向转动驱动轴承球对单个电主轴的转速要求降低，同时还可以降低保持架公转速度，从而减少保持架对轴承球磨损的影响。关键词：磨损；角接触轴承；试验机全套图纸加扣 3012250582装订线The design of bearing balls wear testAbstract装订线The bearing balls wear test machine is used to test the bearing balls wear properties.In the actual working conditions,the bearing balls friction and wear situation is very complex.We researching and design wear test machine with the expectation of simulating the real process of bearing balls wear during the experiment.Therefore, designing a wear test machine to meet the requirements have become lots of peoples subject.This article introduce a wear machine which simulates the angular contact bearings working conditions.It can measure the amount of wear of the bearing balls online through the sensors and computer-aided software.In the actual working condition,the bearing balls may not be pure rolling state,therefore the test machine has the requirement of controlling the balls sliding and rolling.The test machine has two turntables and they are driven by two motor spindles.Thus the bearing balls sliding and rolling state control can be achieved by controlling the motor spindles speed.In addition, using two spindles which rotate in reverse direction can reduce the speed requirement of spindle and the revolution speed of the holder, in that the infection of holder can be reduced.Keywords: Wear; Angular Contact Bearings; Testing Machine绪 论装订线历经多年的长足发展,轴承试验机已经广泛的应用于与轴承相关的行业中,目前轴承试验机配套试验领域很广涉及航天、航空、铁路、汽车、摩托车、机床、电机等各个领域,试验轴承机试验的轴承尺寸覆盖范围也越来越大有大到几百毫米的大型轴承也有小到几毫米的微型轴承。轴承试验机种类也很多，除常规寿命试验和磨损试验外,还可以进行高温、高速、特殊介质、密封性能主机工况模拟等试验以及轴承零件试验,测控项目齐全，除常规试验参数测试外还可以对轴承旋转套圈温度、保持架转速、油膜厚度、轴承故障等进行监测。轴承球摩擦磨损试验机是用来测试轴承球的磨损性能的试验设备，轴承球在实际工作的过程中的摩擦磨损情况比较复杂，我们期望轴承球摩擦磨损试验机能够在试验过程中模拟出轴承球的真实磨损过程。因此，设计一个满足要求的摩擦磨损试验机成为很多人研究的课题。摩擦磨损试验机的精度、性能特点对有效开展轴承试验，准确进行轴承质量评估等有着重要的现实意义。目前发展较为成熟的试验机主要有：四球试验机、五球试验机、往复式摩擦磨损试验机、球/盘摩擦磨损试验机。传统的轴承滚动磨损试验机大多采用开环控制，缺少对压力和转速等过程参数进行实时的检测，采用手动的杠杆加载方式，控制精度低，在试验过程中不能实现载荷的实时变化以及电机的转向和转速的控制，也无法模拟出真实工况。随着现代的测控技术、虚拟仪器等技术的迅速发展，摩擦磨损试验机有着良好的发展条件。将传统的机械结构设计与现代测控系统相结合是轴承试验机的发展趋势之一。现在的试验机大部分还是一套计算机监控系统控制一台或两台试验机,如果有很多类型相似的试验机,势必会造成一定的浪费(一套计算机系统造价不菲)，所以计算机集群控制、网络控制会是轴承试验机的一个发展方向。随着我国工业的高速发展，各种轴承的应用也越来越广泛，对轴承的性能要求也越来越高，轴承的研究和发展离不开轴承试验，而我国的轴承磨损试验还不完善，相较于制造业发达国家还是有一定的差距，拥有一套科学完善的试验体系成为当务之急。本文的研究课题来源于国家项目，该项目内容是设计轴承球的滚动磨损试验，其目的是研究轴承球滚动磨损规律，而本文主要介绍该试验所用的轴承球磨损试验机的机械结构部分的设计。通过查阅相关的文献资料，了解已有的轴承试验机的结构、功能和原理，在对现有的轴承磨损试验机有一定了解的基础上进行一种新型球轴承试验机的研制。研制的试验机主要功能是通过模拟角接触轴承的工况，研究角接触轴承在工作时其轴承球的磨损规律。通过学习使用相关的计算机辅助软件对设计的方案进行三维建模并生成二维装配工程图，熟悉了产品开发的过程。在设计过程中势必会遇到一些理论难点和技术难点，比如试验轴承球时所需要的转速是20000 r/min，而试验球与试验球之间要有保持架分隔开来避免相互之间有碰撞产生磨损误差，进而影响试验结果，而在这么高的转速下保持架势必会有一个较大的公转速度，保持架与钢球之间也有摩擦，高速状态下也会产生一定量的磨损，这样就不能真实反映试验球的磨损规律。为降低保持架的公转速度，通过借鉴运动的相对性理论，想到用两个电主轴分别驱动压球的上下两个转盘，使它们以相反的速度旋转，采用这种方法不仅使试验球的转速加上去了，保持架的公转速度也得到了有效的降低，大大减小了试验误差。此外，采用两个电主轴相较于采用一个电主轴对单个电主轴的转速和转矩要求有所降低，并且单个电主轴在固定转速下无法调整试验球的滑滚比，而两个电主轴可以在相对速度不变的条件下，通过调整上下转速比来控制试验球的滑滚状态。传统的测量磨损量方法是磨损一定时间后中断试验取下试验球测量其磨损后的直径，从而算出其磨损量，该试验要求动态测量试验球的磨损量，区别于传统的测量方式。为了解决在线测量问题，考虑到试验球一直处于压紧状态，若试验球有磨损量，其直径就会减小，压紧试验球的滚道转盘之间的间距也会减小，于是可以使用位移传感器测量出这个变化量，从而通过电脑辅助软件的分析计算，可以实时监测其磨损状态。试验所选用球的个数也很关键，由于模拟滚道的两个转盘相当于两个面，球与面是点接触形式，而三个点确定一个平面，故至少要三个试验球同时试验，考虑到要使每个试验球受载尽量均匀，因此同时试验的试验球数量不能过多，所以选择采用三个球进行试验。本文介绍了几种可能的方案，通过分析与对比各个方案的优点与缺点选择最符合既定试验要求的方案。对于设计过程中使用到的计算机辅助软件也进行了简单地介绍，最后通过详细的设计计算说明，校核关键部件的强度，完成试验机的设计工作。装订线第一章 初步设计1.1 试验要求与基本原理角接触球轴承在工作时是内圈转动或外圈转动又或是内外圈同时转动，轴承中的轴承球受内外圈的摩擦力也跟着转动，有摩擦就有会有磨损，虽然轴承球在额定转速下磨损量很小，但准确把握其磨损规律在实际生产中显得尤为重要，通过预估其磨损寿命可以在轴承即将失效前进行及时更换，对维护机械设备有重要意义。本课题所设计的试验要求是：1.模拟角接触球轴承中轴承球的工况、2.要求试验转速在20000r/min左右、3.试验球的加载力作用下要使球的表面赫兹接触应力在0.5Gpa、1Gpa、1.5Gpa、2Gpa这四个值时对其磨损情况进行动态检测、4.试验球的滑滚状态要可控。由于要测量角接触球轴承中滚子钢球的磨损量，而角接触轴承是一个半封闭的标准件，如果直接用轴承进行试验，测量磨损量势必有些困难，即使能捕捉到球的直径变化，但由于这种变化很小可能只有几微米，对精度要求极高，不谈有没有如此方便而又高精度的仪器，即使有其采购成本也会很高，不满足经济性要求。于是考虑通过改进机械结构，来降低成本增加可操作性。通过查阅资料与文献，借鉴已有试验机的结构，采用球/盘式结构。球和滚道分离，试验时分别安装，这种结构将角接触球轴承的内外滚道模拟成上下两个转盘，通过挤压试验球来实现对试验球的加载，拟将下转盘顶部与钢球接触部分做成锥形面，锥度根据试验所需模拟的接触角来定，将上转盘底部与钢球接触部分做成截面为圆弧形的凹滚道，圆弧的半径略微大于试验球的半径，这样增加载荷试验时能保证球与两滚道相接触，由于底部是锥面与球是点接触，能保证载荷始终按固定接触角加载到试验球上。角接触球轴承在真实工况下工作时轴承球的运动状态一般是既有滑动又有滚动，因此，为模拟这一滑滚运动状态，带动试验球旋转的两个转盘的速度要可以调节，通过调节上下转盘的转速比来控制试验球的滑滚状态，要调节转盘转速可以通过合理地设计传动系统来实现。1.2 结构设计1.2.1 方案一根据试验要求，拟采用转盘与试验球分离的试验方法来单独试验轴承球的磨损规律。要求两个转盘速度要可以调节，拟采用单个电机驱动，通过传动系统输出两个反向成比例的转动速度。通过参考机械设计教材，发现锥齿轮的特性适合这样的速度输出，变速部分可以增加一级带轮传动，变速时需要更换各个带轮的大小，方案草图如图1-1。图1-1该方案中使用到三个锥齿轮，中间位置的锥齿轮与电机通过键连接，由电机直接驱动，另外两个与轴连接的锥齿轮与其啮合，电机转动时齿轮啮合使上下两根轴产生反向的转动速度，其中锥齿轮与轴之间的连接时固定连接不与轴产生相对运动，类似于齿轮轴。在左侧的两根轴靠近端部部分，分别安装可拆卸的带轮，再通过一级带传动将转速传递给与转盘连接的轴上，由于试验所需要的转速很高，为降低电机的要求，使得左侧带轮大于右侧带轮，使这级带轮传动变成加速级。转盘1与轴之间通过花键进行连接，由于采用弹簧加载，试验球磨损时弹簧会推动转盘1向下位移，而花键连接可以在传递转矩的同时允许转盘1进行轴向位移。该方案加载时需要旋动套筒压缩弹簧，弹簧会给转盘一个加载力，套筒与轴之间是螺纹连接，套筒外与轴承内圈是过渡配合，这样轴承内圈以内的部分可以跟着一起转动，有效减少了弹簧在高速环境下的磨损。测量球的磨损量时，可以通过测量转盘1的下沉量从而间接计算出试验球的磨损量。1.2.2 方案二 要实现两个转盘反向旋转除了使用单电机通过传动系统分路输出外，还可以直接分别使用两个电机进行驱动，要求这两个电机型号完全相同。原则上试验机的设计应奉行结构简单，操作简便，试验测量精度高的理念，既然采用了两个电机驱动，就可以省去传动部分的复杂机构，降低了试验误差，提高了精度，简便了操作与装配。经过思考与设计，提出如图1-2的方案草图。图1-2该方案的试验原理与方案一类似，采用的也是转盘摩擦试验球带动转动，所不同的是转盘与轴之间采用了螺钉固定连接，不再采用花键连接，这样转盘和轴可以看做是一个整体。试验机使用的两个电主轴分别分布在上下两端，上端电主轴经夹紧机构夹紧后通过螺栓连接固定在上方压盖上，上方压盖通过螺栓连接固定在箱体上。该方案加载部分选择自下向上加载，下方压盖通过螺栓与箱体连接，压盖与下方加载弹簧之间有若干垫片，这些垫片的作用是减小压盖与弹簧之间的间隙，达到压缩弹簧的作用，加载时只需增加或减少垫片的数量从而增加或减少垫片的总厚度，弹簧的压缩量改变了，加载力也随之改变了。下方套筒与箱体之间开有导向键槽，其目的是限制套筒的转动，如果套筒转动，会与弹簧产生摩擦，由于轴承内圈的转动速度非常高，套筒若转动，则套筒与箱体、套筒与弹簧之间都会产生剧烈的摩擦磨损，故要限制轴承套筒的转动。1.2.3 方案三从方案二中得到启示，采用两个电主轴驱动可以大大降低机械结构的复杂性，但是加载结构还不够优化，自下而上加载有优点也有缺点，故拟设计一种不同于方案二的机构，其主要区别在于自上而下加载，如图1-3所示。该机构原理与方案二相类似，区别主要在于加载方式处，上方电机也通过夹紧机构固定在上方套筒上，上方套筒与箱体之间也有导向键槽限制套筒的转动，使其只能做上下移动。加载时只需在套筒伸出的圆形平台上安放重物，力就能传递给试验球，测量钢球的磨损量时可以通过测量上方套筒的下沉量计算出球的磨损。电主轴与轴之间的连接可以选用联轴器也可以使用花键与花键轴套相连接。如果选用联轴器，要选择弹性联轴器，因为试验过程和安装过程都需要有少量的轴向位移，如果选择刚性联轴器可能会产生安装不便、测量误差大等问题。图1-3第二章 方案分析2.1 方案优缺点分析2.1.1 方案一分析方案一采用单电机驱动通过传统的机械传动将一路动力分两路输出，其优点是用到的电机少，由于传动系统存在加速级，对电机的转速要求也随之降低，可以起到减少动力成本的作用，这是该方案的优点。该方案的缺点也十分明显，由于用到了二级传动，电机先是通过齿轮传给带轮，带轮再传递给试验转盘，期间用到了四根轴，每根轴都是传动轴都需要用轴承进行支承，对于箱体设计的难度也随之提升，由于用到了许多其他轴承，在高速试验条件下，这些轴承可能会提前发生失效而导致试验中断。即便是其他支承轴承不失效，试验期间势必会发生磨损，磨损后整个机械结构的精度就会降低，由于该试验测量的钢球磨损量本身就很微小，对于误差十分敏感，因此过多的支承是该方案最为明显的缺点，也是不合理之处。由于试验要求可以变速，故该方案采用了带轮调速，带轮调速的优点是可以进行过载保护，在试验时可能出现钢球与转盘卡死的现象，这时如果没有过载保护系统，对电机的伤害是很大的。带传动还能减小振动，降低噪音，传动平稳。试验采用弹簧加载，属于柔性加载，随着钢球磨损，由于其磨损量只要几微米，弹簧的力可以看做是不变的，可以一直使球处于压紧状态，如果采用刚性加载，只要球磨损一点，施加在上面的载荷就会瞬间减少很多，破坏了定量的试验条件，影响了试验的准确性。2.1.2 方案二分析方案二对比于方案一虽然采用了两个电主轴进行驱动，但简化了传动系统，从而减少了支承数量，降低了可能产生的误差，这是该方案的优点。该方案从下向上加载，当载荷为零时会受到1号转盘和1号轴的自重，所以该加载方案不能从零开始加载，是该方案的一个缺点。除此之外，该方案处于半封闭结构，钢球的磨损不能通过外部部件的位移体现出来，因此只能使用位移传感器测量内部摩擦盘的轴向位移，而摩擦转盘本身是在高速运动的，运动过成中会产生振动，对于灵敏的位移传感器会产生很大的干扰，进而影响试验的准确性。该方案的加载是通过增加垫片压缩弹簧实现，当需要加载很大的力时，手动操作会十分不方便，且增加的每个垫片反映到球上的力不确定，需要通过传感器事先标定数值才能进行试验。除此之外，每次更换载荷都需要将整个机械结构拆除重新装配，过程繁琐，浪费大量时间，这是该方案的缺点。该方案在轴承安放的方面也存在一些问题，理论上两个轴承之间不能紧挨着安放，中间应加轴套，上方的轴1的轴向位置没有固定，如果没有转盘2挡着会向下滑动，这就存在一个问题，如果要使试验正常进行，在假设由于轴承球的磨损带来的两个转盘之间的位移差可以被测量的情下，加载的初始力必须大于两个轴承、轴1和转盘1的自重才能保证该机械上方的结构不松动，这也是该方案欠缺的。2.1.3 方案三分析方案三相较于方案二并无多大差别，差别最大的地方是在加载方式上，方案三采用的是从上往下的加载方式，舍弃了弹簧-压盖的加载模式，利用重力通过可滑动的套筒将力传给轴承再由轴承传递给轴，再由轴传递给转盘，最后传递到试验球上。从上向下的加载方式，操作起来比方案二的加载方式简单，只需要在套筒上增加类似于砝码类的重物，就能通过重力进行加载。该方案由于套筒、轴承、电主轴和装夹机构都不是由箱体支承，它们的自重都会传递到试验球上，因此该机构也不能实现从零开始加载，并且由于电主轴的自重较大，可能会超过试验所需的极限载荷，即使不超过极限载荷，其剩余的载荷变动空间也十分小，不适合进行载荷变化范围较大的试验，这是该机构的缺点。2.2确定最终方案通过分析以上三种方案的优缺点，综合各个方案的优点，摒弃各个方案的缺点，经过设计与优化，得出如图2-1最终方案。图2-1该方案采用双电主轴驱动，沿用了方案二和方案三的设计，电主轴与轴之间选择膜片式联轴器联接，膜片式联轴器是一种弹性联轴器，能够允许少量的轴向位移。该方案与方案二相比，轴承与轴承之间都增加了套筒，隔开了轴承，这样可以使轴的支承更平稳。上方轴的内套筒打了三个孔，上方的轴在相应的位置也有螺纹孔，安装好一个轴承后，套上套筒，用螺钉将套筒固定，再安装另一个轴承，这样做可以使得在空载条件下，上方的轴与转盘的重力经过轴承传递给轴承压盖，固定了轴的轴向位置，使得轴承试验球能够从零开始受载，扩大了试验所需的载荷范围。方案二和方案三用于加载的套筒都是靠箱体上的键槽来导向和限制转动的，但这么做存在明显的缺陷，若要使套筒滑动的阻力尽可能地小，套筒与箱体之间必须要间隙配合，间隙配合就会产生间隙，这样对中性就无法保证，故最终确定的方案不采用键槽来限制转动，拟采用导柱加直线轴承的方式来消除配合间隙，由于直线轴承与导柱之间是通过许多的球进行接触，类似于球轴承，因此可以将配合间隙缩小到很小，并且由于是球的滚动代替面与面的滑动，即使是紧一点的配合其摩擦阻力还是很小，对加载力影响较小，使加载精度变高。该方案加载原本计划使用2个小弹簧，但后来分析发现，即使是两个完全相同的弹簧，想要同时控制其压缩量还是非常难的，会导致加载不平衡，故经过修改，拟采用一个大弹簧，尽量减小加载力不平衡的现象。加载时通过垫高加载盘压缩弹簧，如果要求的载荷弹簧无法满足，则可以考虑采用多个弹簧轮换使用，每个弹簧的刚度不同，用来加载时可以根据需要的载荷合理选取弹簧。第三章 设计计算说明3.1 使用软件介绍3.1.1 UG介绍UG（Unigraphics NX）是Siemens PLM Software公司出品的一个产品工程解决方案，它为用户的产品设计及加工过程提供了数字化造型和验证手段。Unigraphics NX针对用户的虚拟产品设计和工艺设计的需求，提供了经过实践验证的解决方案。这是一个交互式CAD/CAM(计算机辅助设计与计算机辅助制造)系统，它功能强大，可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。它在诞生之初主要基于工作站，但随着PC硬件的发展和个人用户的迅速增长，在PC上的应用取得了迅猛的增长，已经成为模具行业三维设计的一个主流应用。3.1.2 Auto CAD 介绍AutoCAD（Autodesk Computer Aided Design）是Autodesk（欧特克）公司首次于1982年开发的自动计算机辅助设计软件，用于二维绘图、详细绘制、设计文档和基本三维设计，现已经成为国际上广为流行的绘图工具。AutoCAD具有良好的用户界面，通过交互菜单或命令行方式便可以进行各种操作。它的多文档设计环境，让非计算机专业人员也能很快地学会使用。在不断实践的过程中更好地掌握它的各种应用和开发技巧，从而不断提高工作效率。AutoCAD具有广泛的适应性，它可以在各种操作系统支持的微型计算机和工作站上运行。AutoCAD软件是由美国欧特克有限公司（Autodesk）出品的一款自动计算机辅助设计软件，可以用于绘制二维制图和基本三维设计，通过它无需懂得编程，即可自动制图，因此它在全球广泛使用，可以用于土木建筑，装饰装潢，工业制图，工程制图，电子工业，服装加工等多方面领域。3.2 根据钢球赫兹应力计算载荷赫兹接触的简化计算，参考Palmgren的计算内圈与球接触应力试验用球数：3个 试验球直径：5mm内圈沟底半径：25mm 外圈滚道截面直径：5.5mm外圈沟底半径：28mm 钢球的曲率： 1=1=15=0.2内圈曲率： 2=0 2=125=0.4曲率和：=0.2+0.2+0+0.4=0.44定义：cos=F=0.2-0.2+0-0.040.44=0.091根据F查赫兹接触系数表3-1并使用线性插值法得ea=0.02514 eaeb=1.75710-3eb=0.02230 e=2.78610-4表3-1接触应力：pmax=1.5Qab=1.5eaeb1E23Q2由于是钢球与钢盘接触取E=1平均赫兹应力：Pm=Pmax1.5若：Pm=0.5Gpa=500Mpa 则每个球受载载荷Q=3.502N 外加总载荷：F总= 3.502cos253=11.592N若：Pm=1Gpa=1000Mpa 则每个球受载载荷Q=28.016N 外加总载荷：F总= 28.016cos253=92.738N若：Pm=1.5Gpa=1500Mpa 则每个球受载载荷Q=94.555N 外加总载荷：F总= 94.555cos253=312.989N若：Pm=2Gpa=2000Mpa 则每个球受载载荷Q=224.130N 外加总载荷：F总= 224.130cos253=741.900N计算钢球与外圈滚道的接触应力钢球曲率：1=1=0.2外圈曲率：2=-15.5=-0.0182 2=-0.036曲率和：=0.2+0.2-0.182-0.036=0.182定义：cos=F=0.2-0.2+-0.182+0.0360.182=0.802根据F查赫兹接触应力系数表3-1并使用线性插值法得ea=0.05440 eaeb=2.19210-3eb=0.01283 平均接触应力：Pm=3Q0.03312.19210-3若Q=3.502N Pm=222.437Mpa若Q=28.016N Pm=444.874Mpa若Q=94.555N Pm=667.314Mpa若Q=224.130N Pm=889.752Mpa结论：经过计算得出加载的范围大致在90N1000N之间，拟采用三个弹簧分段加载。3.3 标准件选型3.3.1 电主轴选型通过查阅洛阳轴研科技股份有限公司的电主轴选型手册，拟选用一只用于中小型机床的铣削用电主轴作为试验用的电主轴。技术参数如下：型号：62D45电流：2.5A转速：45000转/分钟频率：750Hz功率：0.45kw 配变频器：2.2KVA电压：220v夹头：ER11电机参数校核：通过UG的分析与计算得出上方电机所带动的轴、套筒和联轴器对z轴的转动惯量为8.58kgmm2 由公式M=J 取角加速度为40rad/s2 M=8.5810-640=0.00036Nm钢球与滚道表面的摩擦系数为0.002钢球可能受到的最大载荷为840N故球对z轴的摩擦力矩约为8400.0020.04=0.0672Nm合力矩T合=0.0676Nm电机T=9550Pn P=0.45kw n=10000r/min 得T=0.43NmT合T 所以电机的转矩足够下方的电主轴带动的转盘和轴的转动惯量相较于上方机构要小，因为电机时完全相同的，所以下方电机的转矩也是足够的。3.3.2 联轴器选型根据试验需要，考虑到轴与电主轴之间要有联接装置，可考虑的联接方式有皮套联接、联轴器联接和花键轴联接。由于皮套联接不允许有轴向位移，花键轴连接结构复杂加工工艺繁琐，故采用联轴器联接。拟采用膜片式联轴器，膜片式联轴器是由几组膜片即不锈钢薄板用螺栓交错地与两半联轴器联接，每组膜片由数片叠集而成，膜片分为连杆式和不同形状的整片式。膜片联轴器靠膜片的弹性变形来补偿所联两轴的相对位移，是一种高性能的金属强元件挠性联轴器，不用润油，结构较紧凑，强度高，使用寿命长，无旋转间隙，不受温度和油污影响，具有耐酸、耐碱防腐蚀的特点，适用于高温、高速、有腐蚀介质工况环境的轴系传动。根据轴端的直径与电主轴夹头的直径选择联轴器参数如下：型号：CPDW40-16-20外径：40mm左轴孔径d1：16mm右轴孔径d2：20mm3.3.3 轴承选型轴承选择角接触球轴承，根据轴的直径选择轴承参数如下：轴承号：7207BEY 内径d：35mm外径D：72mm宽B：17mm基本额定动载荷C：30.7KN基本额定静载荷C0：20.8KN极限载荷Pu：0.88KN 参考转速：11000r/min极限转速：11000r/min 重量：0.3kg3.4 弹簧设计计算经过软件分析计算，试验机加载部分自重约96N，故弹簧所需要加载的力为11.592+96=107.592N92.738+96=188.738N312.989+96=408.989N741.900+96=837.900N拟采用3个弹簧来满足这个加载区间：弹簧1: 96N243N、弹簧2: 117N413N、弹簧3： 503N840N 。各弹簧参数如下：弹簧1：弹簧中径D：140mm材料直径d：8mm有效圈数n：2圈支承圈数nz：2.5圈自由高度H0：78mm螺距t：31mm展开长度L：1979.2mm 螺旋角：4.0经软件模拟检查结果分析如下：实际最小载荷P1：95.8N实际最大载荷P2：243.22N最小载荷变形量fc：13.00mm最大载荷变形量fn：33.00mm实验载荷变形量fs：46.00mm材料：FDC/TDC极限抗拉强度：1520Mpa许用应力：532Mpa最小切应力：72.09Mpa最大切应力：183.00Mpa弹簧2：弹簧中径D：140mm材料直径d：9mm有效圈数n：2圈支承圈数nz：2.5圈自由高度H0：80mm螺距t：31mm展开长度L：1979.2mm螺旋角：4.0经软件模拟检查结果分析如下：实际最小载荷P1：177.09N实际最大载荷P2：413.20N最小载荷变形量fc：15.00mm最大载荷变形量fn：35.00mm实验载荷变形量fs：44.00mm材料：FDC/TDC极限抗拉强度：1520Mpa许用应力：532Mpa最小切应力：94.49Mpa最大切应力：220.47Mpa弹簧3：弹簧中径D：145mm材料直径d：12mm有效圈数n：2圈支承圈数nz：2.5圈自由高度H0：80mm螺距t：28mm展开长度L：2049.9mm螺旋角：4.0经软件模拟检查结果分析如下：实际最小载荷P1：503.75N实际最大载荷P2：839.59N最小载荷变形量fc：15.00mm最大载荷变形量fn：25.00mm实验载荷变形量fs：32.00mm材料：FDC/TDC极限抗拉强度：1520Mpa许用应力：532Mpa最小切应力：120.41Mpa最大切应力：200.68Mpa3.5 关键部位零件强度校核由于试验机中多处用到了螺纹连接，故有必要对关键部位进行螺栓的强度校核。1. 校核轴1与轴承内套筒之间的螺纹连接该处用到的螺栓标号为GB 29.1-1988，M5螺栓，性能等级为4.6级，抗拉强度极限为400Mpa，小径为4.2mm，屈服强度为0=240Mpa，该处属于紧螺栓连接受变载荷作用，取安全系数为14，该螺栓承受工作剪力，分别按挤压和剪切强度条件进行计算。挤压强度条件： p=Fd0Lmin p 剪切强度条件：=F4d02 合外力：F总=Tr=0.4310317.5=24.57N单个螺栓受剪力F=13F总=1324.57=8.19N许用应力：=s=24014=17.14Mpa =s=24014=17.14Mpap=8.193.54.210-6=0.56Mpa 17.14Mpa 满足强度要求=8.1944.2210-6=0.59Mpa 17.14Mpa 满足强度要求2. 校核上转盘与轴1联接处螺栓强度该处用到的螺栓标号为GB 29.1-1988，M8螺栓，性能等级为4.6级，抗拉强度极限为400Mpa，小径为6.8mm，屈服强度为0=240Mpa，该处属于紧螺栓连接受变载荷作用，取安全系数为14，该螺栓承受工作剪力，分别按挤压和剪切强度条件进行计算。挤压强度条件： p=Fd0Lmin p 剪切强度条件：=F4d02 合外力：F总=Tr=0.4310340=10.75N单个螺栓受剪力F=13F总=1310.75=3.58N许用应力：=s=24014=17.14Mpa =s=24014=17.14Mpap=3.586.84.9210-6=0.107Mpa 17.14Mpa 满足强度要求=3.5846.8210-6=0.099Mpa 17.14Mpa 满足强度要求下转盘处螺栓受载情况与上转盘处类似不重复校核。3.校核上方套筒与1号箱体之间有螺栓联接，由下方传递上来的载荷经过轴承传递给套筒，最后落在该螺纹联接上，故需要对该处进行强度校核。该处用到的螺栓标号为GB 29.1-1988，M8螺栓，性能等级为4.6级，抗拉强度极限为400Mpa，小径为6.8mm，屈服强度为0=240Mpa，该处属于紧螺栓连接受静载荷作用，取安全系数为5，该螺栓承受工作剪力，分别按挤压和剪切强度条件进行计算。=s=2405=48Mpa，弹簧的最大加载力为840N，能传递到该处螺纹联接的力为F总=840-34.5-0.32=805N，单个螺栓所受力F=14F总=201.3N。ca=1.3F4d2=1.39.9646.8210-6=0.357Mpa 满足强度要求下方电主轴带动的转盘2的转动惯量要更小，故电主轴2也满足强度要求。3. 校核轴处的扭转应力轴危险截面处直径为20mm，圆形截面的抗扭截面系数WT=16 d3=TWT=0.43160.023=0.274Mpa ,45#钢的许用应力约为120Mpa ，满足强度要求。第四章 设计总述经过设计与计算，最终确定的方案相较于其余方案有明显的优点。下面对最终方案的装配过程及工作原理进行详细地说明与总结。该试验机的箱体分上、中、下三个部分，三个部分之前通过销的定位来保持对中性，通过螺纹连接来限制轴向位移。装配时，先将轴承套到1号轴上，接着套上带孔的内套筒，用螺钉将轴承内套筒固定，然后套上轴承外套筒，再安放第二个轴承，接着将这个整体自下而上推入上套筒内，上套筒固定在1号箱体上，然后用轴承压盖将轴与轴承的轴向位置固定住，然后安装上转盘和连接电机，这样上方部分就作为一个整体，在更换试验球时可以托住整个1号箱体以上部分从而取出试验球，更换完毕后通过定位销的定位将上半部分放回即可，在更换试验球前，要先松开下方联轴器，然后将下半部分的加载垫圈要全部去除使弹簧卸载，防止下方加载套筒受弹簧力的作用被顶起，并且下半部分的电主轴要在加载完成后才能连接2号轴，防止加载时弹簧压缩量超过膜片式联轴器所允许的轴向位移，同时加载后电主轴安放的高度也需要调节，确保联轴器与轴正常联接。该试验机工作时由于试验球会磨损，下方加载套筒会向上有微量位移，通过合理安置电涡流位移传感器，可以对加载套筒的轴向位移进行非接触式测量，可以达到动态测量试验球磨损量的目的。由于采用两个电主轴反向驱动旋转，上下两个电机和速度可以达到试验要求的20000r/min，并且通过调节转速比可以实现试验球滑滚状态可控。该试验机仍然存在一些不足，比如联接电主轴时空间较小，拧螺栓不方便；更换试验球时操作比较繁琐，对拆卸和装配顺序顺序要求严格。综上所述，该试验机基本上可以满足试验要求，一些细节地方还有改进的空间。致 谢非常感谢陈晓阳教授、韩文韬研究生在我大学的最后学习阶段即毕业设计阶段给自己的指导，从最初的选题，到资料收集，方案的设计，到写作、修改，到论文定稿，他们给了我耐心的指导和无私的帮助。为了指导我们的毕业论文，他们牺牲了自己的休息时间，这种无私奉献的精神令我钦佩，在此我向他们表示我诚挚的谢意。同时，感谢所有任课老师和所有同学在这四年来给自己的指导和帮助，是他们教会了我专业知识，教会了我如何学