毕业设计-万能试验机(附cad图).doc

47 摘 要 万能试验机也叫万能材料试验机，是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。在对新材料及结构等领域的开发研究，试验机起到了至关重要的作用。本文首先概述了试验机的基本定义、研究背景及意义、分类与国内外试验机的现状。紧接着论述了锥齿轮传动方案与链轮传动方案，并进行对比分析，最后选择锥齿轮传动方案作为本文的设计对象。然后就是本设计的重点，即试验机的主要传动系统的各零部件进行选型、设计与计算校核，包括丝杆、齿轮（锥齿轮与蜗轮蜗杆）、电动机、轴、无级变速器等，最后是对本次毕业设计的总结。关键词：试验机 锥齿轮传动 传动系统目 录1 概述41.1 课题研究的背景及意义41.2 国内外实验机研究现状51.2.1 国内万能试验机的现状51.2.2 国外材料试验机的现状51.3 课题的研究目的及主要内容62 万能材料试验机总体设计62.1 主要设计要求62.2 加载方式72.3 传动方案设计与选择72.4 总体结构83 运动动力设计与验算93. 1 滚珠丝杠传动的设计与校核93.1.1 材料选择93.1.2 工作压强计算93.1.3 静载荷计算113.1.4 螺杆的强度计算123.1.5 寿命计算123.2 电动机的选择153.3 传动装置总传动比的计算及其分配163.4 蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核173.4.1 选择蜗杆传动类型173.4.2 选择材料173.4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计173.5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸183.5.5 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度193.5.6 验算效率203.5.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定203.5.8 按照上述设计与校核画出蜗轮二维图203.5.9 主要设计结论213.6 锥齿轮的传动设计与校核213.6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数213.6.2 按齿面接触疲劳强度设计223.6.3 根据齿根弯曲疲劳强度设计243.6.4. 几何尺寸计算273.6.4 结构设计及绘制齿轮零件图283.6.5 主要设计结论283.7 工作主轴的设计与校核283.7.1 计算工作主轴283.7.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度293.7.3 轴上的周向定位303.7.4 确定轴上圆角和倒角尺寸313.7.5 工作主轴的校核313.8 蜗轮轴383.8.1 计算工作主轴383.8.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度393.8.3 轴上的周向定位403.8.4 确定轴上圆角和倒角尺寸403.8.5 蜗杆轴的校核403.9 无极变速器的选用434 横梁设计444.1 材料选择444.2 横梁截面的选择444.3 横梁强度的验算454.4 挠度与转角的验算465 设计总结47参 考 文 献481概述1.1课题研究的背景及意义 万能试验机也叫万能材料试验机，是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。在对新材料及结构等领域的开发研究，试验机起到了至关重要的作用。万能试验机的应用相当广泛，尤其在航空航天，冶金，机械，建筑和交通运输等工业部门与大专院校、科研院所的相关实验室。在工业生产设计与科研工作中，能准确的获得材料机械性能数据，从而在有效使用材料、改进工艺、提高产品质量、提高经济效益、产品安全可靠性等都具有重要作用。因此，万能试验机的应用及发展对航空航天，冶金，机械，建筑和交通运输等工业部门，在对合理设计工程材料及结构，提高材料应用率，提高产品质量，改进工艺和提高经济效益方面具有重要的意义。1.2国内外实验机研究现状1.2.1 国内万能试验机的现状国内万能试验机是在新中国后，在各级相关部门单位的重视及大力支持下，发展并取得较大成就。在五十多年的发展下，国内万能试验机的生产制造，具有了能生产静负荷试验机（如拉、压万能试验机、扭转试验机、松弛试验机、持久强渡试验机、蠕变试验机、复合应力试验机等）和动负荷试验机（如冲击试验机和疲劳试验机等）的能力，有效地促进了国民经济建设和国家工业能力的发展。国内万能试验机市场已初具规模，部分产品凭着良好的性价比出口到国外市场，在同类产品中，具有较强的竞争能力。国内试验机产品的朝着智能化、大型化、动静态功能复合化的方向发展。1.2.2国外材料试验机的现状国外生产的万能试验机，随着新技术的开发与应用，其性能不断地提高，应用范围也相应地扩大。相应的试验机除了能对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转等表态试验外，还可以做蠕变和松弛等试验，甚至能够做动态试验，测出材料的疲劳极限。国外生产的万能试验机，主要可以分为机械式，电子式和液压式。近年来电液伺服系统万能试验机后来居上。此外，有时又按其他特征分为高温、低温、大型、微型和自动试验机等。机械式万能试验机的加荷机械和测力机械一般采用机械传动装置。这种试验机具有足够的精度和稳定性。但负荷能力受到一定限制，最大负荷多在10吨以下。因测力机械的惯性较大，加荷速度受到一定限制。所以国外一些主要生产厂已经不再生产，有的仅放在次要的地位。液压万能试验机，应用液压传动加荷。范围一般为10-200吨。最大负荷高达5500吨。与机械万能试验机相比较，除负荷较大外，加荷平衡，加荷速度可自由调节。电子材料试验机的特点是能够实现应力、应变、位移的闭环控制；试验中无须选择量程,可实行全过程自动控制；用户可直接由PC 存储试验数据、处理测试结果和打印试验报告。计算机控制整个试验过程，保证了试验的质量。1.3课题的研究目的及主要内容机械式万能试验机是应用较久的一种万能试验机。其研究的具体内容：一是明确试验机的改造思路；二是硬件部分设计；三是软件部分设计。本论文主要研究万能试验机的机械传动部分。试验机装置包括机身、横梁、丝杆、齿轮、电动机、轴、夹具等。试验机的重要零部件，如齿轮（锥齿轮与蜗轮蜗杆）、轴、电动机等是设计的重点，而机身与横梁只需满足强度、刚度和稳定性要求即可。因此在研究设计的过程中重点对试验机内传动机构的传动设计与各零部件的设计及校核。综合各方面要素以及计算设计出一款实用、精度适中、效率较高、经济的万能试验机。2 万能材料试验机总体设计2.1主要设计要求 最大试用力120KN； 横梁最大设计速度为240mm/min； 机器外形尺寸（长宽高）：1200mm110mm1950mm；2.2加载方式 万能试验机的加载方式有机械式和液压式，它们各有优缺点。 采用液压式加载时，功率时液压装置体积小、质量轻且手动容易，同时易于实现大的力值，加荷平衡，加荷速度可自由调节。 液压元件精度高，造价高并难于实现自动控制，微小距离难于实现，,液压传动一旦出现故障时不易追查原因，不易迅速排除，工作介质泄露易造成环境污染。机械式加载方式易于实现自动控制，造价相对较低，元件精度要求较低且无污染。 大力值难于实现，一般仅适用于小于1000kN的力，工作时有噪声、振动冲击较大。 对比上面两种加载方式，结合本设计的设计要求，故决定采用机械式加载方式。2.3传动方案设计与选择 本文主要考虑的传动方案有两种，即锥齿轮传动，链轮传动，对比两种万能材料试验机传动方案的特点，分析优缺点，从而在这两种方案中选取最佳的那个方案为本论文的研究方案。 锥齿轮传动方案：电动机产生动力后通过无级变速器，再经过蜗轮蜗杆传动，带动锥齿轮运动，再由由锥齿轮带动丝杠转动。横梁则通过与丝杆螺母与丝杆配合，从而实现上下运动。上夹具固定在上横梁上，至此完成试验。如图1所示：图1 锥齿轮传动示意图 链轮传动方案：电动机产生动力后通过无级变速器，再经过蜗轮蜗杆传动，带动链传动传递到丝杠。横梁则通过与丝杆螺母与丝杆配合，从而实现上下运动。上夹具固定在上横梁上，至此完成试验。如图2所示： 图2 链传动示意图 传动方案对比： 锥齿轮传动：传动精度高，运动平稳，无爬行现象，可以实现丝杆自锁，有可逆性 ，但成本高，对部件加工精度要求较高。链轮传动：传动精度高，运动平稳，无爬行现象，链传动的制造与安装精度要求较低，有可逆性，但不能自锁，能保持恒定的瞬时传动比，有噪声，振动冲击。综合以上分析，选择锥齿轮传动传方案。2.4总体结构经过各方面的考虑初步确定试验机传动部分的总体结构如下图3所示： 图3 万能试验机总体结构示意图 如果为了成本等方面的因素，可采用双电机工作方式，即其一为异步电机，其二为步进电机。考虑到精度等方面的因素，可采取单电机工作方式，即伺服电机。虽然成本稍高，但综合更简单的结构和更高的精度，决定采取单电机工作方式。 通常，万能试验机大多是落地双立柱立式，因此本次设计也选择落地双立柱立式。3 运动动力设计与验算3. 1 滚珠丝杠传动的设计与校核3.1.1材料选择 查表，选择滚珠丝杆的材料为，热处理为整淬；螺母的材料为，热处理为淬火。3.1.2工作压强计算（1）螺母的轴向位移： 式中： 令该螺纹为单线螺纹。则x1 由试验机的设计要求整体高度为1950mm，故取丝杠带动横梁的移动距离为1200mm，考虑留下一定的余量，可取螺纹长度L1500mm；设计使螺纹移动时，手轮转动120圈，即 由此可知： （2）螺纹中径应满足： 螺纹中径： ， 其中， 式中：是螺母形式参数，整体式螺母取1.22.5，分体式螺母取2.53.5,取，是螺纹副许用应力，N/mm2,可取； 带入数据，有 查表可知，取公称直径 ，（3）螺母高度： （4）旋和圈数： ，螺纹工作圈数不超过10，符合要求（5）基本牙型高度：（6）工作压强：工作压强满足要求。（7）查表得其摩擦系数f为0.080.10为了保证自锁，螺纹升角 （8）螺纹牙根部的宽度：3.1.3 静载荷计算由基本额定静载荷特性值K0计算公式：式中为接触点处钢球和滚道表面的主要曲率 式中：钢球直径，取； 螺杆滚道曲率半径，取； 接触角，取； 滚动螺旋公称直径，取。基本额定静载荷 静载荷条件 载荷系数 查表，=，取= 静载荷硬度影响系数 查表， 条件满足，故合格。3.1.4螺杆的强度计算根据第四强度理论：螺杆最大弯曲应力，查表可知 故螺杆强度合格。3.1.5寿命计算（1）其计算公式为：1）确定上式参数如下：1、载荷系数：查表，取=2、动载荷硬度影响系数 ：查表，3、寿命系数：4、转速系数： 5、短行程系数 查表，6、寿命条件： 故满足条件合格。 采用滚珠与丝杆采用固定式内循环如图4所示，为内循环示意图，图5为滚珠丝杆副的组成图4 固定式内循环示意图1-滚珠；2-丝杆；3-反向器；4-螺母图5 滚珠丝杆副的组成接触角： 钢球直径： mm螺纹滚道曲率半径： mm偏心距： mm螺纹升角： 螺杆大径： mm螺杆小径： 螺杆接触点直径： 螺杆牙顶圆角半径： 螺母螺纹大径： 螺母小径： 3.2 电动机的选择由设计要求可得，试验机横梁运动的最大速度为240mm/min，试验机的最大试验力为120KN。故 式中：F试验机输出力，N；V丝杠速度，m/s；P有效功率。 因为功率传递过程中有一部分的损失。查机械设计课程设计手册可得，各个零部件传动的传动效率为：丝杠与丝杠螺母取为0.9，锥齿轮传动为0.99，蜗轮蜗杆为0.8，无级变速器为0.95，其他联结件为0.9。故故 上式中 P 试验机有效功率； 试验机总效率；试验机所需功率。查表，取电机的安全系数k=1.4，电动机功率，查表结合实际情况，取电动机额定功率为。为使试验机有合理的传动比，初步选择电动机同步转速为1000r/min和1500r/min两种，则电动机的型号为：Y90L-6或Y90S-4，其技术参数如表1所示： 表1 电动机参数额定功率 满载转速 堵转转矩最大转矩重量额定转矩额定转矩kWr/min倍倍kgY90L-61.19102.02.225Y90S-41.114002.32.322上述两方案中,Y90S-4型电动机启动转矩与最大转矩较大，过载能力也强,因此选定电动机的型号为Y90S-4。 3.3 传动装置总传动比的计算及其分配已知横梁的最大速度为240mm/min，则求得此时的丝杠转速 式中： V丝杠速度，mm/min； P丝杠螺距，mm。由Y90S-4型电动机，并按照电动机的满载转速及试验机丝杆转速，可计算出传动系统的总传动比。 再按照各种传动的传动比表及常用传动机构性能及适用范围表，初步选择各个传动部分传动比如下：。 3.4蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核 蜗轮输入功率 蜗杆的最大转速 蜗轮的最大转速 传动比 预期寿命 15000h3.4.1 选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1998的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI传动）。3.4.2选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，选择蜗杆材料为45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故将其淬火至45-55HRC。蜗轮材料为铸锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造。3.4.3按齿面接触疲劳强度进行设计（1）根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。查机械设计，得到按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为： 1） 确定上式的各个参数：1、确定作用在蜗轮上的转矩 取2、确定载荷系数 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；查表查得：；由于转速不高，传动较平稳，冲击不大，可取动载系数；则 3、确定弹性影响系数因选取铸锡磷青铜蜗轮和45钢蜗杆配合，故取材料的弹性影响系数。4、确定蜗轮齿数 5、确定许用接触应力 根据蜗轮与蜗杆的材料，查表，得蜗轮的基本许用应力。 应力循环次数 其中为蜗轮每转一转每个轮齿啮合的次数，为蜗轮转速，为工作寿命。 则接触强度的寿命系数 则 2）计算值 mm 按，故查表，取取模数mm,蜗杆分度圆直径。3.5.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）中心距 （2）蜗杆 轴向齿距：mm； 直径系数：mm； 齿顶圆直径：mm； 齿根圆直径：mm； 分度圆导程角：； 蜗杆轴向齿厚：mm；（3）蜗轮 蜗轮分度圆直径： 蜗轮喉圆直径： 蜗轮齿根圆直径： 蜗轮咽喉母圆半径：3.5.5.校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度（1）其计算公式如下： 1）确定上式各个参数如下：1、确定当量齿数 ： 则在机械设计中可查图，查得蜗轮的齿形系数。2、螺旋角系数： 3、许用弯曲应力： 从表11-8中由蜗轮的材料，查得基本许用弯曲应力。 寿命系数 弯曲强度是满足的。3.5.6 验算效率 已知；与相对滑动速度有关。 从机械设计中，查表用插值法查得 ；代入式中得，大于原估计值，因此不用重算。3.5.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定 从圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为,标注为 。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 由于蜗杆滑动速度较低，产生热量较少，故可以不进行温度验算。试验机利用频率较低，故可以不润滑，或者偶尔喷油润滑即可。3.5.8绘制工作图按照上述设计与校核画出蜗轮二维图如图所示： 图6 蜗轮结构图3.5.9 主要设计结论 模数m=4mm，蜗杆直径，蜗杆头数，蜗轮齿数，齿面淬火；蜗轮材料为铸锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造。3.6 锥齿轮的传动设计与校核 锥齿轮最大的输入功率： 锥齿轮最大的输入转速 传动比 预期寿命 15000h3.6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为.（2）查表，选用7级精度。（3）材料选择。查表，选择小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料为45钢（调质）；（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数； 3.6.2 按齿面接触疲劳强度设计（1）由设计计算公式进行试算，即1）确定公式内的各参数值1、试选2、计算小齿轮传递的转矩 3、查表，选取齿宽系数4、表查得材料的弹性影响系数5、查图得区域系数6、计算接触疲劳许用应力。 查得小齿轮与大齿轮的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 查图取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取 和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2）试算小齿轮分度圆直径， （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1、圆周速度 2、当量齿轮的齿宽系数 2）计算实际载荷系数1、查表得使用系数2、根据，8级精度，查图得动载系数3、直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数4、查表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数 3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿数模数3.6.3. 根据齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数，即 1）确定上式各参数值：1、试选2、计算。 由分锥角，和， 可得当量齿数 ， 查图得齿形系数 查图得应力修正系数 查图得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 ； 查图取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取。2）试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备1、圆周速度 2、齿宽 2）计算实际载荷系数1、 根据，8级精度，查图得动载系数2、 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数3、 查表用插值法，得，查图，得。由此，得到载荷系数3）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 按照齿根弯曲疲劳强度计算，就近选择标准模数,按接触疲劳强度算得的分度圆直径，得小齿轮齿数。取，则大齿轮数，为了使两齿轮的齿数互为质数，取。3.6.4. 几何尺寸计算（1）分度圆直径 mm mm（2）计算分锥角 （3）计算齿轮宽度 取3.6.4结构设计及绘制齿轮零件图锥轮的装配图如图7所示：图7 锥轮装配图3.6.5主要设计结论 齿数，模数，压力角，变位系数均为0，分锥角，齿宽。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。3.7 工作主轴的设计与校核3.7.1 计算工作主轴（1）求轴上的功率、转速和转矩 （2） 考虑到轴与其它零件的配合，设计传动轴的结构如图8所示：（3） 图8 工作主轴的大体结构（3）根据扭转强度计算轴的直径： 先初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢（调质），查机械设计表15-3得A0=126103，取，得 而此轴上有三个键槽和较多突变，轴径应加大35%，算得,取3.7.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）、段轴与锥齿轮配合，取最小直径，由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为，为使轴端挡圈只压在锥齿轮上而不压在轴的端面上，取；（2）为了满足锥齿轮的轴向定位，轴段右端与轴段左端需制出一轴肩，轴肩的高度一般取为，故取、段的直径，、为过渡段，取；（3）初步选择滚动轴承。轴承受有径向力和轴向力，选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，则可得，为使轴套可靠地压紧轴承，段应略短于轴承宽度，故取；（4）轴承的轴向定位采用轴肩进行定位，由机械设计课程设计表15-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取；（5）轴段与蜗轮配合，由于蜗轮的齿宽，取与处的轴肩为，则，蜗轮的轮毂取1.2B，即36mm，为了使套筒端面可靠压紧齿轮，故取；（6）轴段为轴环，轴环宽度，取轴肩，则，取，所以；（7）由于设计要求中要求机器外形尺寸（长宽高）：1200mm1100mm1950mm，故选取3.7.3轴上的周向定位 直锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm。蜗轮的周向定位采用的是平键连接，按可由机械设计表6-1查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm。同时为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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差 为m6。3.7.4确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，轴肩圆角半径见图8。 3.7.5 工作主轴的校核（1）按弯扭合成强度校核轴的强度：首先分析轴的受力情况：图9 工作主轴的受力分析 对于左右锥齿轮：已知圆锥齿轮的分度圆半径为，则其平均分度圆直径： 而 对于蜗轮： 对于中间两组轴承： 由 ，可得 表2 轴上载荷表载荷水平面H垂直面V轴承支反力FB(D)、C截面弯矩M B（D）、C截面总弯矩扭矩T 则此轴弯矩图如图10所示：图10 工作主轴弯矩图而此轴的转矩图如图11所示：图11工作主轴转矩图（2）显然B(D)、C截面危险面 根据轴的弯扭合成强度计算公式： 根据上表中的数据，取，轴的计算应力，而 由轴的材料，查机械设计表15-1得，均符合强度要求，故轴安全。（3）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面B不仅与A、D、E截面受相同大小的转矩，而所受应力最大，因此B截面的左侧为危险截面。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面C的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上弯矩最大。因此截面C同样为危险截面。截面B左截面抗弯截面系数: 抗扭截面系数: 截面的弯矩M为： 截面扭矩为： 截面上的弯曲应力: 截面上的扭转切应力: 轴的材料为45钢，调质处理。可由机械设计附表3-2表15-1查得 。 理论应力集中系数及可查图。因，经插值后查得 又由机械设计附图3-1可得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数为 由机械设计附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。 磨削加工的轴，查得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值 故可知安全。截面C右侧抗弯截面系数: 抗扭截面系数: 截面的弯矩M为： 截面扭矩为： 截面上的弯曲应力: 截面上的扭转切应力: 轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表15-1查得。 理论应力集中系数及可查取。因，经插值后查得。又由机械设计附图3-1可得轴的材料敏性系数为 故有效应力集中系数为 由机械设计附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。磨削加工的轴，由图得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取碳钢的特性系数 计算安全系数值 故可知安全。综上所述，该轴符合强度要求。轴的形状如下： 图12 工作主轴的形状及其尺寸3.8 蜗杆轴3.8.1 计算工作主轴（1）求轴上的功率、转速和转矩 （2） 考虑到轴与其它零件的配合，设计传动轴的结构如下图所示：图13 蜗杆轴大体结构（3）根据扭转强度计算轴的直径： 先初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢（调质），表机械设计15-3查得A0=126103，取，得 蜗杆轴的最小直径是安装联轴器处的轴直径应与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查表，取，则 查表，选用GY2型联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度。 3.8.2 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，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径，轴段的长度，为了轴承端盖的装拆及对轴承添加润滑脂，取。（2）初步选择滚动轴承。轴承受有径向力和轴向力，故选用0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6305，其尺寸为，为使轴套可靠地压紧轴承，段应略短于轴承宽度，故取；（3）轴段为轴环，轴环宽度，由机械设计课程设计表15-1查得30305型轴承的定位轴肩高度，则，取，因此取，；（4）轴段为蜗杆，齿顶圆直径mm,蜗杆的齿宽，故取与，；（5）、为过渡段，轴段左端与轴段右端为轴环，故取、段的直径，、为过渡段，取；3.8.3轴上的周向定位联轴器周向定位采用平键连接，可按由查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，为保证联轴器与轴配合良好的对中性，选择联轴器毂孔与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。3.8.4确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，轴肩圆角半径r取1.0mm及参考图14。综上所述，设计轴的形状如下图所示：图14 轴的形状及其尺寸3.8.5 蜗杆轴的校核（1）按弯扭合成强度校核轴的强度；首先分析轴的受力情况：图15 蜗杆轴的受力分析 对于蜗杆：由于蜗轮的受力，得 由受力分析可，方向相反。对于中间两组轴承：受力分析可得， 表3 蜗杆轴上载荷载荷水平面H垂直面V轴承支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T 则此轴弯矩图与转矩图如图所示：图16 蜗杆轴的弯矩与转矩图（2）抗弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据轴的弯扭合成强度计算公式：根据上表中的数据，取，轴的计算应力，而 由轴的材料为45钢（调质），查机械设计表15-1得，符合强度要求，故安全。3.9无极变速器的选用无极变速器可分为恒功率型，恒转矩型，变转矩，变转速型，根据万能试验机的设计要求，选用恒功率型，查机械无极变速器设计与选用指南，可选KOOP-B,FU,宽V带式无极变速器等。查询机械传动设计手册结合设计要求,选择钢球外锥轮式无级变速器，其主要传动特性.其机械特性如下图。图17 钢球外锥轮式无级变速器的机械特性图18 无级变速器（koop-k型） 1、11-输入、输出轴 2、10-加压装置 3、9-主、从锥轮 4-传动钢球 5-调速涡轮 6-调速蜗杆 7-外环 8-传动钢球 12、13-端盖4横梁设计4.1材料选择查表，取横梁材料为Q345钢，则其许用应力为202.9Mpa，4.2横梁截面的选择如图，工字型梁与箱型梁,由抗弯截面系数，查表，,而，带入数据，显然箱型梁对z轴与y轴的抗弯截面系数要大，从强度的角度，箱型梁要比工型梁要大，而箱型梁也会用更多的材料，也相对较重，综合以上，选择箱型梁截面作为横梁的截面。 图19工字型截面 图20箱型截面4.3横梁强度的验算横梁在加载的过程中的受力变形，可简化为两端固定，而中心受力的简支梁结构其简化图如下。图21 横梁受力简化图P最大载荷，P=120000Nl梁的跨距，L=953mmE材料的弹性模量，E=210GpaI梁截面的惯性矩： 最大弯矩；截面的抗弯截面系数横梁的强度：故横梁强度满足条件。 图22 横梁弯矩图 4.4挠度与转角的验算查表，得挠度与转角公式P最大载荷，P=120000Nl梁的跨距，L=953mmE材料的弹性模量，E=210GpaI梁截面的惯性矩， 故 校核刚度横梁的许用挠度和许用转角为：而故主轴满足刚度条件。5 设计总结在老师的指导帮助下，我选择了万能试验机设计作为我的毕业设计题目。在设计的过程中，先是大量阅读有关试验机的书籍期刊及机械传动设计的相关资料，根据设计要求，确定了本次设计的重点，即试验机的主要传动系统的各零部件进行选型、设计与计算校核，包括丝杆、齿轮（锥齿轮与蜗轮蜗杆）、电动机、轴、无级变速器等，最后完成零件图及装配图。通过此次毕业设计，可以把机械专业所学的学科知识得到很好回顾运用与总结，同时，掌握了设计思路与方法，如怎样快速查找相应的资料等，可以说是对所学知识的一次很有效果的实践。毕业设计既是一次充满挑战的考察，更是一个学习与总结的机会。诚然，实践经验匮乏，虽然有理论知识的指导，可想而知，要完成一个未经历的设计，是比较困难的，在这里要感谢刘老师每周的悉心指导。同时，这次毕业设计也暴露自己知识短板的地方，能利用这次机会补充自己的知识体系，再如cad制图等知识技能能得到巩固和提升，这在以后的工作中是有帮助的。 总之，这次毕业设计有不少挑战，但是通过老师指导和自己点努力，保证设计按时的完成。参 考 文 献1 成大先，机械设计手册M.北京：化学工业出版社，2002.2 朱孝录，机械传动设计手册M.北京：电子工业出版社，2007.3 扬乐民等，脆性材料实验机机械传动机构设计，机械工程师，2008.4 李晓杰，CSS-2200系列电子万能试验机，试验技术与试验机，1996.5 孙恒，陈作模.机械原理M.北京：高等教育出版社，2006.6 濮良贵，纪明钢.机械设计.北京：高等教育出版社，2006.7 吴何畏.材料试验机升级改造的方法与实例J.机床与液压,2007.8 徐中明，黄勤练.拉力试验机控制系统改造设计J.机床电器，2001.9 吴宗泽，罗圣国，机械设计课程设计手册（第三版）， 北京：高等教育出版社，2006.10 杨晓辉.机械实用手册M.北京：科学出版社，2006.11 阮忠唐.机械无极变速器设计与选用指南M.北京：化学工业出版社，1999.Design on Universal testing machineXxx(ooooUniversity, oo, oo,oo)Abstract：Universal testing machine, also called universal material testing machine is under various conditions and environment in determination of metal materials, metal materials, machinery parts, engineering structure mechanical properties, process performance, internal defects and checking