智能化复合材料齿轮验台设计说明书

- 1 -目录目录 .11 前言 .22 设计方案与原理 .43 结构设计 .94 结 论 .23参 考 文 献 .24- 2 -1 前言1.1 研究的目的与意义齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动，齿轮传动是工程中应用十分广泛的一种传动形式，它具有以下优点：工作可靠、效率高、速度范围广、传递功率范围大、结构紧凑、能保证恒定的传动比、使用寿命长等。例如 传 递 功 率 可 以 从 几 瓦 至 几 十 万 千 瓦 ； 速 度 最 高 可 达 到 300m/s； 而 齿 轮 的 直 径可 以 从 几 毫 米 至 二 十 多 米 ， 以 满 足 不 同 情 况 下 的 传 动 。 齿轮作为一种重要的传动零件，广泛应用于机床、船舶、汽车、仪器仪表及各种机械传动中，其中，齿轮的外形尺寸精确性会直接影响产品的装配以及传动的平稳性，从而影响整机的成本、周期及工作效率等。齿轮工作中，齿面通过接触传递动力。两齿面在相对运动中，既有滑动、又有滚动，因此齿轮的表面会受到脉动接触应力及磨擦力的作用，齿轮的齿根部则会受到脉动弯曲应力的作用。另外，由于运转过程中存在过载、加工、安装或齿轮、轴、箱体的变形等引起的齿面接触不良，以及外来灰尘和硬质点的侵入等因素，这些都对齿轮的传动和使用寿命有很大影响。齿轮在工作中，主要的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合、塑性变形及轮齿折断，齿轮的失效将直接影响整个机械的使用。齿轮的性能优劣和承载能力，很大程度上决定了机械产品的质量和水平，机械设备中齿轮的摩擦磨损性能是由材料、工作参数( 载荷、速度、功率等) 、几何接触和环境条件( 温度、湿度等) 等因素决定的。因此， 研究齿轮的摩擦磨损性能,对于保证机械产品的质量有着重要的意义。1.2 国内外研究现状高分子复合材料的飞速发展正在开始推动复合材料齿轮传动技术在汽车和其他工程中的应用。高分子复合材料机械零件将在开发低成本，高效率的新能源运输工具中（例如城市用的汽车，Nano和电动车辆）扮演重要的角色。与金属齿轮相比，高分子复合材料齿轮具有独特的优势：成本低，重量轻，高效率，安静的运行，运作无需外部润滑等等。 如果复合材料齿轮可用于高功率传输，这将对汽车和航空航天工程产生重大影响。在高分子复合材料齿轮设计中，尽管有一些国家标准和商业设计方法，如美国和英国的标准以及企业的设计方法（如Polypenco） 。然而，几乎没有任何标准和设计方法被实践验证。实践中发现这些标准和设计方法与实验结果相差很远。这是由于这些标准和设计方法制定原于金属齿轮实践中，即评价一个齿取决于要么抗弯强度或表面耐用性，通常被称为磨损。为此开发设计智能化复合材料齿轮实验台，以便于高分子复合材- 3 -料齿轮动力传输和失效机理的分析，为复合材料齿轮设计制造提供理论依据和试验数据。试验台设计目的是要经常不断地测量负载条件下的齿面磨损情况。传统的疲劳磨损试验机加载采用杠杆加载方式，不仅精度较差，而且试验过程中不能变载；测量磨损量的方法采用称重法、形状比较法、光谱分析法等，不仅工作量大，而且运转过程中的不断启停及试件拆装都会破坏磨损运转的连续性，因此无法测出连续过程的磨损曲线；而主要缺陷是在试验过程中无法对摩擦系数等过程参数作出定量连续的检测，而且试验参数值通过观测指针式仪表获得，人为误差影响较大。高分子复合齿轮可以有两种失效方式：一是通过疲劳，另一个是通过磨损。疲劳可以直接通过测量寿命试验得出，但磨损需要不断记录。为此，采用了一种传感器技术，计算机控制技术等，实现多参数实时动态检测、显示、记录和数据采集，动态存储。1.3 研究的内容与方法本试验台设计是通过电热丝的加热系统将试样温度加热到设定值，再通过悬臂砝码加载系统加上试验所需的载荷值，使得试验装置产生一定倾角，同时驱动样试验齿轮啮合传动，在一定温度及载荷下，进行齿轮的连续磨损的测量，由计算机实时检测出材料的试验扭矩、温度、倾斜角等数据。主要设计内容为：机体结构设计、传动系统设计、悬臂加载系统设计、加热系统设计和检测系统设计。1、控制调节参数温度（0400 ）、时间、加载范围（50500N）和转速(主轴为无级变速，01500rpm，) 2、实验机具有足够的机械稳定性和调节试件和实验参数的能力3、实验机应调整方便，实验结果分散度小，重复性好，实验精度高- 4 -2 设计方案与原理2.1 试验台设计试验台设计目的是要经常不断地测量负载条件下的齿面磨损。高分子复合齿轮的测试在很大程度上与金属齿轮一样，采用了背对背测试配置中的齿轮的扭矩在一定水平上加载。变速箱包含一对相同的金属齿轮，它不需要更换，同时对聚合物的测试设备反向设置。电机驱动的安排需要克服系统中齿轮滑动和摩擦磨损的损失。早期实验表明，该标准安排不能令人满意，因为作为聚合物齿轮经过大量的磨损，其内置的扭矩不能测试出来。为了克服这种局限，在连接试验齿轮的轴承座处,向枢纽和齿轮力臂和可调重量加载。这种方式使得一个恒定的扭矩加载到测试齿轮上,从而忽略了齿的磨损的影响。2.1.1 基本结构如图 2.1 所示，齿轮箱 3 的中心距为 60mm，两测试齿轮通过枢轴块组装箱 8 支撑。测试齿轮 10 的中心距可以通过中间的间隙来调整，连接齿轮箱和两测试齿轮之间的两轴 5、6 包含了两万向联轴器 7，当测试时，它可以可以使两枢轴块旋转。电动机 1 带动轴旋转，再通过带 2 传动，传到齿轮箱 3。最初的枢轴块组装箱的位置可以通过离合器 4 来调整。- 5 -1-电机 2-皮带 3-齿轮箱 4-离合器 5-轴 6-轴 7-万向联轴器 8-枢轴块组装箱 9-电容位移传感器 10-测试齿轮 11-桥式放大器 12 -A/D 转换器 13-计算机 14-电热丝加热装置 15-加载杆 16-砝码加载图 2.1 齿轮实验台设计整体图通过电热丝 14 加热到设定的试验温度，齿轮加载通过加载杆 15 和砝码 16 来进行。枢轴块通过滚动轴承来支撑，再通过横梁安装到底座上的门式框架上。这样的加载方法允许有较大的磨损量，而它对施加扭矩不会产生较大的影响，它是一种功能独特的试验台结构。电容位移传感器 9 来测量试验中枢轴块的旋转，从而间接测量测试齿轮的磨损状况。2.1.2 试验台设计参数齿轮节圆距： mm016轴直径： 18mm 测试齿轮转速： 300-1500r/min加载范围： 1-35Nm 功率范围： 0-1kw试验环境温度： 20oC最大磨损量： 3mm2.1.3 中心距的调整方式为获得两测验齿轮的中心距，枢轴块组装箱做成两部分，之间放置四个垫片，来调整所需要的距离。测试齿轮节圆直径，无侧隙：dp=da （2.1） 2N两节圆距离可通过下式估算：e= （2.2） sinOZ2.2 加载方式如图 2.2 所示，假定轴承无摩擦，则力矩平衡等于自重扭矩加上对两轴施加的扭矩，即：WL=T1+T2 （2.3） 其中，W 在枢轴块终端的所有等效力L在 W 方向上距枢轴块的水平距离- 6 -T1主动轴上的扭矩T2从动轴上的扭矩T1=T+DT （2.4）T2=T-DT （2.5）其中 T测试齿轮上的扭矩DT轴承上的摩擦力矩将式子 2.4 和 2.5 代入式子 2.3 中，自重力矩和测试齿轮上的力矩关系为：WL=2L （2.6）图 2.2 力的加载及磨损量测量2.3 磨损测试原理在测试齿轮安装到试验台之前，枢轴块可绕旋钮自动旋转。在测试齿轮安装完后，枢轴块的旋转通过啮合齿轮来停止。- 7 -在测试中，当齿轮轮齿表面发生磨损时，自重会导致枢轴块发生旋转，这样可以保持轮齿始终接触。测量旋转角度，再转换为对磨损量的计算。当轮齿磨损时，在轮齿啮合中的相关运动包含一工作量。这个量等于齿轮接触应力乘以轮齿啮合的磨损深度即：U=Fn2W1 （2.7）这个量由枢轴块在自重扭矩方向上的旋转产生：U=WL （2.8） 为了平衡力矩，二者相等，即：Fn2W1=WL （2.9）用扭矩 T 来代替式 2.9 中的 WL 可得：Fn2W1=2T （2.10）接触应力用扭矩表示为：Fn= （2.11）cosPd则：W1= （2.12） 2p这就是间接通过枢轴块的旋转角度 得到的磨损量的转换公式。2.4 磨损测量方法要获得齿轮磨损的磨损量,仅需要测量枢轴箱的旋转角度。有两种测量旋转角度的方法：一种是直接测量，另一种是间接测量。第一种有一定的局限性，因为枢轴块的旋转角度范围很小，而测量角度精度要求很高，高精度测量角度的传感器很难制造并且成本高。更为经济方便的测量旋转角度的方法是测量枢轴块上某个特定点的水平位移，如图 2.2 所示枢轴块的旋转角度通过下式得到：（2.13）hd/将 代入式得：（2.14） pW2cos作为一个参照，枢轴块的旋转运动测量采用了千分表，然而对于齿轮表面的磨损量的测量，不可能仅通过千分表产生一个完整的记录，所以用一个实时测量系统来代替千分表的读数。千分表是用来校准系统的传感器的。这里的实时测量系统和千分表的精确度都很高。- 8 -2.5 测试过程（1）选择试验所需要的扭矩和适于齿轮的转速。（2）检查节圆直径，调整两节圆的距离。（3）检查所有螺栓是否紧固在实验台上。（4）检查实施监测系统的连接是否正常。（5）安装齿轮并轴向固定。（6）校准电容位移传感器。（7）将枢轴块组装箱提升至水平线以上接近 3 度的位置，按住传动皮带，使离 合器片绕椎旋转，用楔子垫组装在此位置， 最后拧紧离合器。（8）安装测试齿轮。（9）移走楔子块，让枢轴块组装箱轻轻靠近试验位置并开动电机。（10）从电机开始运转，记录数据。- 9 -3 结构设计3.1 选择电动机选择电动机类型 试验台无特殊要求，选择 Y 系列三相异步电动机，选择安装方式为卧式。选择电动机的功率测试齿轮工作的功率给定为 1KW，传动效率很高，则选择的电动机的功率应稍大于工作机所需要的功率，因此选择电动机额定功率为 1.1KW。选择电动机的转速由主轴转速为无级变速,且变动范围为 300-1500r/min，传动机构为带传动，选择带的传动比为 i=1.5，则选用变频调速电动机，且转速范围为：n=inw=1.51500=2250r/min由上，可以确定选择电动机型号为 Y802-2，额定功率为 1.1KW，满载转速为2825r/min，同步转速为 3000r/min。3.2 带的设计确定计算功率 p ca由表 8-7 查得工作情况系数 Ka=1.0p ca =KaP=1.01.1=1.1(KW) (3.1) 选择 V 带带型根据 p ca ， n1 由图 8-11 选用 Z 型确定带轮基准直径 dd 并验算带速 v（1） 初选小带轮基准直径 dd 由表 8-6, 8-8 取 dd1 =71mm（2） 验算带速 v 按式 8-13 V= = =8.36(m/s) (3.2)106dn106725- 10 -因为 5 m/s v 30 m/s 故带速合适（3） 计算大带轮基准直径 取传动比 i=1.5 根据式 8-15add2=idd1=1.571=106.5 (mm) (3.3)根据表 8-8，圆整为 dd2=112mm 确定 V 带中心距 a,基准长度 Ld（1）根据式 8-20，初定中心距 a0=240mm（2）由式 8-22 计算所需基准长度Ld0=2a0+ （d d1+dd2）+20214)(d=2240+ (71+112)+ 7=769.06(mm) (3.4)由表 8-2 选带的基准长度 Ld=800(mm)(3)按式 8-23 计算实际中心距 aa=a0+ =240+ 255mm (3.5)20d206.798amin=a-0.015Ld=243mm amax=a+0.03Ld=279mm则中心距变化范围为 243mm-279mm 验算小带轮上包角1=180o-(dd2-dd1) = 180o-(112-71) 170.8o90 o (3.6)a3.57253.7计算带根数（1）计算单根 V 带额定功率 Pr由 dd1=71mm n1=2250r/min 查表 8-4a 得 Po=0.4kw根据 n1=2250rpm i=1.5 和 Z 型带 查表 8-4b p o=0.03kw查表 8-5 得 K =0.98 表 8-2 得 KL=1.00Pr=(Po+po) KKL=（0.4+0.03）0.981.00=0.421(kw) (3.7 )（2）计算 V 带根数 ZZ= = =2.61 (3.8)rcaP421.0取 3 根计算单根 V 带初拉力的最小值 Fmin由表 8-3 得 Z 型带单位长度质量 q= 0.06kg/m 所以Fmin=500 =500 =30.92(N) (3.9)ZvKPca)5.2(36.89.01)52(- 11 -应使带的实际初拉力 FFmin 计算压轴力 FpFpmin=2Z Fminsin =2330.92sin =184.92(N) (3.10)228.170o 带轮结构设计:见图纸 带轮材料两带轮均选择 HT1503.3 齿轮的校核3.3.1 校核齿轮接触疲劳强度 （3.11）ubdKFtZEH15.2H计算齿轮传递的扭矩T1= = =31800（Nmm） （3.12）190np30T2= = =6300（Nmm） （3.13）2551由图 10-21d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim=600（MPa）由式 10-13 计算应力循环次数,可选定为: N=60n1jLh=6015001（2830015 ）=6.48109 （3.14）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KN1=KN2=0.95 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式 10-12 得H=0.95600=570（MPa） （3.15）去弹性影响系数配对齿轮材料选取锻钢由表 10-6 查得 ZE=189.8MP计算圆周速度 VV= = =4.71（m/s） （3.16）106ndt0156计算齿宽 b，由表 10-7 选取齿宽系数 =1db= d1t=160=60（mm） （3.17） d计算齿宽与尺高之比 h- 12 -模数 mt= = =2zd306齿轮 h=2.25mt=2.252=4.5则 = =13.3 （3.18）hb5.4计算载荷系数根据 V=4.71m/s 7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.14 直齿轮 KH=KF=1由表 10-2 查得使用系数 KA=1由表 10-4 用插值法查得 7 级精度齿轮相对支承对称布置时 KH=1.309K=KAKVKHKH=11.1411.309=1.49 （3.19）两轮齿廓曲率半径之比 u=1则 Ft= = =1060（N ） （3.20）12dT6038则将上述数据代入公式（3.11）ubdKFtZEH5.2=2.5189.8 16049.=444.47MPa570MPa （3.21）可知，齿轮疲劳强度在允许范围内，安全。3.3.2 校核齿根弯曲疲劳强度（3.22）2231FdSaFFzmYKT由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳极限 FE1=FE2=380(MPa)由图 10-18 取齿轮的弯曲疲劳寿命系数 KFN1=KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得=238.86MPa （3.23） SFENF1214.380计算载荷系数 K由 =13.3 KH =1.309 查图 10-13 得 KF =1.3，故载荷系数hbK= KAKVKFKF=11.1411.3=1.482 (3.24)查取齿形系数，由表 10-5 查得 YFa1=YFa2=2.28- 13 -查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1=YSa2=1.73 则231zmYKTdSaFF2373.18048.=51.64MPa238.86 MPa （3.25）可知，齿根弯曲疲劳强度在允许范围内，安全。3.4 齿轮箱的设计3.4.1 轴的结构设计选取轴的材料为 45 钢，调质处理。初步确定轴的最小直径先按式 15-2 初步估算轴的最小直径根据表 15-3，取 A0=120mmdmin= =17.9（mm） （3.26）33012np因此，选取最小直径为 18mm。图 3.1 齿轮箱传动轴 1 由于轴左端接带轮，由带轮宽 B=27mm取 1-2 段长度 L1-2=40mm 取直径 d1-2=18mm取 2-3 段直径 d2-3=20mm初选滚动轴承，它可以轴承受径向力和轴向力作用。选单列圆锥滚子轴承，选 0基本游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承 30204。其尺寸为：dDT=20mm47mm15.25mm- 14 -故 d2-3=d6-7=20mm (3.27)由于轴承挡圈的选取，总宽度为 17mm 则L2-317+15.25=32.25mm 取 L2-3=35mm 由轴承 30204 安装知 da26mm,取右端 3-4 段 d3-4=26mm,取安装齿轮处轴段 5-6 的直径 d5-6=25mm.齿轮左端轴肩定位轴肩高度 h0.07d 取 h=2.5mm,轴环宽 b1.4h,取 b=5mm.已知齿轮轮毂宽度为 60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段应略短于轮毂宽度，取 L5-6=58mm齿轮右端与轴承之间采用套筒定位，轴承端盖总宽度为 17mm,轴承宽 15.25mm，取 L6-7=55mm,套筒长 L=2+11+5=18mm (3.28)由于轴承 30204 安装知 da26mm,取套筒直径为 d=30mm取 d7-8=18mm，由此段安装安装离合器，取 L7-8=35mm取齿轮箱内壁之间距离 a=11mm,在确定轴承位置时应距箱体内壁一段距离 s 取s=5mm,轴承宽度为 T=15.25mm,齿轮宽 L=60mm则 L3-4=a+(s-5)=5+(11-5)=11mmL6-7=s+a+T+m+2+e+5=5+11+15+10+2+7+5=55mm (3.29)同理第二个轴，无 1-2 段只需保证安装轴承段 2-3 长度取 L2-3=16mm.其他结构与上相同,轴 2 如图所示图 3.2 齿轮箱传动轴 23.4.2 轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接由 d1-2=18mm L1-2=40mm 查表得平键公称尺寸bh=6mm6mm (3.30)键槽长为 32mm,为保证带轮与轴的配合有良好对中性，选择轮毂与轴的配合为。67nH齿轮与轴的周向定位采用平键连接- 15 -由 d5-6=25mm,L5-6=58mm,查表得平键公称尺寸bh=8mm7mm (3.31)键槽长为 50mm,为保证齿轮与轴的配合有良好对中性，选择轮毂与轴的配合为 。67nH滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合此处选轴的直径尺寸公差为 m6.确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2 取轴端倒角为 145o，各轴肩处圆角半径 R=1mm3.4.3 轴的校核 轴上功率、转速、转矩P=1KWn=300r/min-1500r/minT=9550000 得nPT=637Nmm-31800Nmm (3.32) 求作用在齿轮上的力齿轮的分度圆直径为 d=60mm，而周向力 Ft 径向力 Fr 轴向力 Fa 的大小为：Ft= = N=1060NdT260318Fr=Ft =1060 =390Ncostanocs20tanFa=Fttan=1060tan8o=149N (3.33)周向力 Ft 径向力 Fr 轴向力 Fa 的方向如图所示- 16 -图 3.3 轴的载荷分析图 求轴上载荷首先做出轴的计算简图，确定轴承的支点位置，从手册中查取 a 值。对于30204 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=11mm.因此，作为简支梁的轴制成的跨距为 L2+L3=49mm+51mm=100mm。根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图。从轴的结构图和弯矩图，扭矩图中可以得出截面 C 是危险截面。将计算出的截面 C 处的 MH、M V、及 M 值列于表 3.1 中表 3.1 轴上弯矩扭矩载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F(N) FNH1=540.6FNH2=579.4FNV1=243.6FNV2=146.4弯矩 M(Nmm) MH=26489.4 MV1=11936.4MV2=7466.4- 17 -总弯矩(Nmm) M1= =29054.5224.1936.648M2= =26594.47扭矩 T(Nmm) T=31800.按弯矩合成应力校核轴的强度校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩的截面，即危险截面 C 的强度。根据式 15-5 及上表中的数据，取 =0.6，则轴的计算应力为ca= = MPa=2.22MPa (3.34)WTM21)(32251.0)806(94由轴的材料为 45 钢，调制处理，由表 15-1，查得 -1=60MPa因此 ca -1.精确校核轴的疲劳强度(1) 判断危险截面由于轴的最小直径是按轴的扭矩强度确定的, 而键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中对轴的疲劳轻度影响较小，所以截面 A,2,3,7,B 无需校核。从应力集中看，截面 5，6 处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载情况看,截面 C 的应力最大。截面 5，6 应力集中的影响相似,但截面 5 的轴径较大,故不必校核。截面 C 虽然应力最大，但应力集中不大且轴的直径最大，故不必校核。截面 3，4 不必校核。因此只需校核截面 6 的左右两侧即可。(2)截面 6 右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1203=8000mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2203=16000mm3 (3.35) 截面 6 右侧的弯矩 M 为 M=2954.5 =15011.5Nmm (3.36)6029截面 6 上的扭矩 T 为 T=31800Nmm截面上的弯曲应力1.876 MPa (3.37) MPab805.1截面上的扭矩切应力T= = =1.99 MPa (3.38) W163轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得B=640MPa -1=275MPa -1=155MPa- 18 -截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ， 按附表 3-2 查取。因 经查值后查得 =1.74， =1.3605.21dr25.1dD又由附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为 q =0.82，q =0.85故有效应力集中系数按式为K=1+ q （ 1）=1+0.82（1.74-1 ）=1.61K=1+ q（ 1）=1+0.85（1.36-1）=1.51 (3.39) 由附图 3-2 的尺寸系数 =0.67， =0.97轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 = =0.92取 q=1，按式 3-12，3-12a 得综合系数为K= =2.491K= =1.39 (3.40) 又由碳钢的特性系数取 =0.1， =0.05于是，计算安全系数 Sca 值，按式 15-6 15-7 15-8 得S= = =58.86 (3.41)maK1 01.876.4925S= = =12.36 (3.42) a1 24.3.Sca= =12.1S=1.5 (3.43)s2故可知其安全。(3)截面 6 左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1253=15625mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2253=31250mm3 (3.44) 截面 6 左侧的弯矩 M 为 M=2954.5 =15011.5Nmm (3.45) 6029截面 6 上的扭矩 T 为 T=31800Nmm截面上的弯曲应力0.96 MPa (3.46) MPab1562.截面上的扭矩切应力- 19 -T= = =1.02 MPa (3.47) WMPa312508过盈配合处的 由附表 3-8 用插值法得k=2.4 =0.8 =1.92kk轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 = =0.92取 q=1，按式 3-12，3-12a 得综合系数为K= =2.491K= =2.01 (3.48) 计算安全系数 Sca 值，按式 15-6 ，15-7， 15-8 得S= = =115.04 (3.49)ma1 01.964.275S= = =10.8 (3.50) aK1 24.0.则 Sca= =32.68S=1.5 (3.51)s2故可知其安全。3.5 轴承的校核查表可知圆锥滚子轴承 30204 的基本额定动载荷 C=28200N，基本额定动载荷C0=30500N，由表 13-3 取预期寿命为 Lh=8000h，计算系数为 e=0.35 ，Y = 1.7求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面，由分析可知Fr1V= = =101.7N 51492daer103493Fr2V= Fre-Fr1V=390-101.7=288.3N (3.52)Fr1H= Fte=519.4N0Fr2H= Fte- Fr1H=540.6N (3.53)Fr1= =529.26N21HrVr- 20 -Fr1= =612.67N (3.54)22HrVr求两轴承的计算轴向力查表得轴承派生轴向力 Fd= ，则YFd1= =155.67Nr21Fd2= =180.2N (3.55)Fa1=Fae+Fd2=329.2NFa1=Fd2=180.2N (3.56)求轴承当量动载荷 =0.622e =0.294e1ra2raF由表 13-5 分别进行查表计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 X1=0.40 Y1=1.7对轴承 2 X2=1 Y2=0按表 13-6，f p=1.0-1.2 取 fp=1.0P1=fp（X 1Fr1+Y1Fa1）=771.34NP2=fp（X 2Fr2+Y2Fa2）=612.67N (3.57).验算轴承寿命因为 P1 P 2，所以按轴承 1 的受力大小验算Lh= = =542962.94hL h (3.58)(60Cn36)4.7280(5故所选轴承满足寿命要求。3.6 离合器的选择由于梯形牙嵌式离合器的强度高，且能传递较大的扭矩，能自动补偿牙的磨损与间隙，减少冲击，故选取梯形牙嵌式离合器，用手动接合和脱开，d=18mm,齿数Z=7，D=40mm,h=4mm,h 1=5mm3.7 万向联轴器的选择由负载的扭矩范围可查表，选择万向联轴器型号为 WSD4。其公称转矩为 Tn=45Nm，内径为 d=18mm，外径为 D=32mm。选择 J1 型号联轴器，则主动轴，从动轴深入联轴器内径的距离为 L=30mm,总长度为 Lo=82mm.3.8 枢轴块组装箱的设计- 21 -3.8.1 轴的结构设计取轴的最小直径为 18mm，即 d1-2=18mm(1)1-2 段接测试齿轮，取 L1-2=60mm(2)选取 0 基本游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承，型号选取 30204。其尺寸 为 dDT=20mm47mm15.25mm(3)由安装轴承 da 26mm ，则取 d3-4=26mm(4)5-6 段接万向联轴器，取 d5-6=18mm 取 L5-6=35mm图 3.4 枢轴块组装箱轴3.8.2 轴的周向定位及倒角圆角(1)测试齿轮与轴的周向定位采取平键连接，由 d1-2=18mm，齿轮宽 17mm,查表得平键公称尺寸为 bh=6mm6mm,长为 14mm。为保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为 。67nH(2)滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(3)取轴端倒角为 145o 各轴肩处圆角半径为 R=1mm 3.8.3 加载加载杆直径选取为 d=20mm，长为 510mm，伸入枢轴箱端与门式框架的轴垂直位置放置，留一定调整间隙，并轴向固定好。在加载杆终端为砝码加载，由于加载范围为 50-500N，应在此范围选择砝码，以满足试验需求。如图 3.5 所示- 22 -图 3.5 枢轴块组装箱3.8.4 中心距调整设计枢轴箱由两部分组成，通过调节两箱体的距离进而进行试验。如图 3.6 所示。紧固装置：螺栓四个，四个角设置，选取 M8mm 六头角螺栓。连接装置：销孔两个，对角设置。d=10mm,销长度为 L=40mm。中心距调整装置：螺纹孔两个，对角设置。选取 M10mm 六头角螺栓调整。图 3.6 枢轴箱3.9 加热装置设计测试齿轮采用电阻丝加热，加热范围为 0o-400o C，外用绝缘层隔离，以保持试验设定的温度值，并用温度传感器来检测以协助控制温度。- 23 -3.10 测量装置如图 3.6 所示，倾角的测量采取在枢轴块组装箱壁外设置电容位移传感器，作为一个参照，枢轴块的旋转运动测量采用了千分表，千分表是用来校准系统的传感器的。然而对于齿轮表面的磨损量的测量，不可能仅通过千分表产生一个完整的记录，所以用旁边的一个实时测量系统来代替千分表的读数。读数输出后经处理与计算机相联系，从而实现动态检测、显示、记录和数据采集、处理。4 结 论（1）试验台磨损量的测量采取了测量倾角的方法，并采用位移传感器，实现了连续实时测量，使得测量的磨损曲线更为精确。- 24 -（2）加载方法为砝码加载，力的加载均匀且明确，使得便于控制力的大小，而且操作简便。（3）中心距的调整为六角螺栓拧动调整，保证了小距离的调整的准确度，使得结果更为准确。（4）倾角与磨损量的关系式为： dhpW2cos其中，dp 为测试齿轮的节圆直径， 为两测试齿轮传动中的啮合角，d 为测量点与箱体壁的距离，h 为测量点与枢轴箱旋转点的距离。（5）由于安装轴及轴承等，以及调