卧式浸油润滑端磨试验机设计方案.doc

卧式浸油润滑端磨试验机设计方案 1.1摩擦磨损概述摩擦学是一门年轻而又古老的学科，是“研究相互接触、相对运动表面的科学、及相关的实践”。摩擦磨损问题存在于人类物质活动的各个方面。在汽车、发电、冶金、铁道、宇航、电子和农机等各方面的机械都大量存在着摩擦学的问题。据统计计，全世界约有1/21/3的能源以各种形式消耗在摩擦上，如果从摩擦学方面采取的措施，就可以大大节约能源消耗。磨损是机械零部件3种主要的失效形式之一，致的经济损失是巨大的，大约有80%的机械零件由于各种磨损导致失效。特别是物质文明的进步和工业技术现代化的发展，机械设备的开发使用普遍趋于重载、高效率化，如何控制和改善机械的摩擦磨损状况、提高其使用寿命和工作可靠已成为机械工业技术人员必须关注的问题，并促使其研究不断的深入和发展。19666年英国学者H.P.JOSt发表了著名的学术报告系统的阐述了“摩擦学”及其在国民经济中的重大意义并被人们普遍关注，也标志着摩擦学发展一门包括摩擦、磨损和润滑在内的跨学科的科学。摩擦学是研究在摩擦与磨损过程中相对运动表面之间相互作用、变化及其有关的与实践的一门科学。摩擦磨损则是“两个接触表面之间的由于相对运动而发生的作用及物质运动的过程。”摩擦与磨损是自然界中能量守恒和物质守恒两大基本规律的重要环节，因为减少摩擦和磨损从本质上也就是节省能量和提高材料利用率的问题。在机器系统中，机器构件的运动是最基本和最重要的功能。机器构件之间的相对运动和接触作用是通过摩擦副来实现的，同时也在摩擦副两表面之间产生摩擦、磨损滑等物理现象。机器中任何一个摩擦副故障(摩擦学失效)，都将导致机器相关部全部功能的失效。因此，摩擦副的摩擦磨损问题是摩擦学研究的基本问题和及其的课题，也是机器设计的关键技术之一。摩擦学具有两个重要属性:(l)多学科性:摩擦学的研究涉及材料学、化学、机械学、测试技术、物理和力学等多个学科和领域，摩擦学的发展需要多学科的高度交融合和支持;(2)实践性:摩擦学理论分析往往需要大量实验研究成果的支持，用更是直接服务于各种生产实践，因此，试验测试技术的开发研究对摩擦学学科展和工程实际问题的解决具有非常重要的作用，是一基础性工程。机械零件摩擦问题的解决有赖于实验研究方法的进步及其测试技术的开发研究，也有赖于多学的交叉和融合。.1.2 摩擦磨损试验的目的和意义摩擦磨损试验的目的是为了对摩擦磨损现象及其本质进行研究，正确地评价各种素对摩擦磨损性能的影响，从而确定符合使用要求的摩擦副元件的最优参数。摩擦磨损试验研究的内容非常广泛，如探讨摩擦、磨损和润滑机理以及影响摩擦、磨损的因素，对新的耐磨、减磨及摩擦材料和润滑剂进行评定等。由于摩擦磨损现象十分复杂，摩擦磨损条件不同，试验方法和装置种类繁多，如何准确地获取摩擦磨损过程中的参数变化成为一个十分重要的研究课题。为了探索和验证机械工程中摩擦磨损问题的机理以及有关影响因素，在摩擦学研究中开展摩擦磨损测试技术和数据分析研究具有非常重要的作用。1.3文献综述1.3.1 研究现状1910年第一台磨料磨损试验机问世，1975年美国润滑工程师学会(ALSE)编著的“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，仅几十年来，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Soemnatri是等人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一400范围内大气气氛下磨料磨损的特性。80年代末德国的Fisaher A等人在总结前人对试验机研究的基础上，研制了一台气氛可控的高温三体磨损试验机。该机最大优点是气氛可控、严格保证试验的主要因素(温度、磨料、载荷等)恒定，试验数据重现性好。主要缺点是:上试件矩形缺口处未留倒角，磨料不易进入磨面，易发生粘着磨损;耐高温工件部位未设冷却系统，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，在该机上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研制的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。试样夹上相同成分的3个试样受载荷作用于表面铺有松散磨料的砂轮上，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。该机即可严格控制温度，一次3个试样可减少重复试验次数。但其主要不足是:(l)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矿相差较远。近年来，西交大吴文忠、邢建东等人在Fisacher A的高温氧化磨损试验机的基础上，研制的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。太原理工大学研制了的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，试样磨损均匀，对试验参数的变化反应敏感。北方交大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纪录。研制的MT-1型真空摩擦，该机可以提供从大气到Pa的压力环境;测量的参数较多，除了测力和速度等参数外，还可以测量温度和摩擦引起的震动频率等;同时具有较为完善的数据采集和处理系统;只须改变夹具及其附件，便可实现多种接触形势和相对运动形式，以及不同的系统刚度和震动特性，拓宽了试验机的应用范围。哈工大研制的YS一I型真空摩擦磨损试验机，可以提供Pa的压力环境，速度在0-2800r/min范围内可调，并且可以自动进行数据采集和处理。该机可以在真空、不同气体环境、加热及冷却等多种条件下测定材料的摩擦性能。北方交大为了研究机车柴油机缸套一活塞环材料的摩擦学性能研制一台往复式销一块摩擦磨损试验机，该试验机可以在一定范围内实行载荷、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。以上这些摩擦试验机多采用静态选位法观察试件，虽然简单易行，但不能获得摩擦过程的动态信息，更不能对磨损(摩擦)过程进行动态观测及动态数据记录。1.3.2发展趋势随着现代科学技术的进步，摩擦磨损测试技术呈快速发展之势，摩擦磨损试验机呈以下发展趋势。1、以高性能的电机系统取代机械变速系统目前，高性能的电机系统己经比较成熟，调速比可以达到一比几百、几千甚至更高。利用这种系统既可以实现转动，也可以实现摆动和直线运动。由高性能电机直接驱动主轴，不仅能使机械结构大大简化，而且还能降低试验机的摩擦损耗，提高整机的寿命和可靠性。但高性能电机系统价格比较昂贵。2、在摩擦磨损试验机上应用微型计算机微型计算机的价格低廉，操作简单，性能稳定，不仅可以取代以往的二次仪表对试验机进行控制，而且还可以对测试参数进行自动采集和数据处理，因而能使试验机的功能大大加强。3、改进测试手段4、提高稳定性，提高测试精度提高试验机的稳定性，以使试验结果具有更好的重复性和再现性。1.3.3 本课题设计的意义及内容在机械工程及其相关领域不断发展的形势下，摩擦学的研究领域正由宏观转向微观，摩擦学实验也向着微观领域和动态测试方面发展，从而对摩擦学试验数据的精确性与实时性提出了更高的要求。本课题的主要工作正是对端磨摩擦副用摩擦磨损试验机进行研制，设计出一套卧式浸油润滑端磨试验机。本课题的主要内容包括: 卧式浸油润滑端磨试验机机械部分、控制部分。该试验机可以达到的功能如下:（1）可实时动态采集摩擦力。（2）正压力可调:通过改变所加压力，实现摩擦面之间正压力的任意调节;（3）摩擦速度可调:通过变频器的频率调节，可实现摩擦速度的任意调节，方便模拟实际工矿的使用速度;（4）摩擦温度可测:在不同的运行条件和环境条件下，摩擦副之间的温度是不相同的，而温度对摩擦性能是有影响的。本摩擦试验机可实检测温度变化建立磨损量与温度之间的函数关系，为设计和寿命预测提供实验数据。（5）润滑状态为油浴润滑。设计之中可以参考的文献有机械设计机械设计手册实用机械设计材料力学非标准机械设备设计手册公差与测量技术基础公差与技术测量互换性与测量技术基础机械制图机械设计课程设计等有关书籍。2 卧式浸油润滑端磨试验机的主要参数设计和方案论证本章介绍采用设计方法学的方法对摩擦磨损试验机进行设计，建立了摩擦磨损试验机的要求明细表、功能结构图，确定最终设计方案。2.1试验机的技术指标本文设计的卧式浸油润滑端磨试验机的具体设计指标如下:l、载荷范围:小于1000N;2、线速度0.12m/s，无极调速;3、摩擦温度的测量范围: 0300摄氏度;4、润滑状态为油浴润滑2.2试验机的功能分析根据对这台试验机的概述，可以建立它的总功能黑箱图(图2.1)。并且可以将这种复杂的总功能进行分解为如下的分功能:能量试件润滑油控制信号摩擦副摩擦摩擦损耗，热，噪声振，、变形磨损的试件润滑油损耗负载的信息转速的信息摩擦力的信息磨损量的信息摩擦温度的信息摩擦副擦摩图2.1 试验机的功能分析输入能量转换成试件的旋转运动;输入能量转换成进行控制的辅助能量;试件加载;负载调节;自动调节对偶试件的贴合;速度稳定;测量负载;测量转速;测量摩擦力;测量摩擦面温度。至此可以做出这台试验机的功能结构图(图2.2)驱动能量控制信号能量转化为主轴的和液压泵转动主轴转速调节速度反馈测量轴向负载测量主轴转速测量摩擦力测量摩擦温度负载调节试件自动调节试件贴合摩擦副摩擦摩擦损耗，热，噪声振，、变形磨损的试件润滑油损耗控制系统 图2.2 试验机的功能结构图2.3技术经济分析目前，摩擦试验机已经成为现代工业中不可缺少的重要组成部分，其经济性指标有可能影响整个系统的性价比。因此，对摩擦试验机进行经济技术性分析是非常有必要的。1、与现行立式浸油润滑端磨试验机的区别在通常情况下，卧式浸油润滑端磨试验机具有体积小，重量轻以及占地面积小等特点，但是随着现代工业的发展，对端磨试验机的要求也越来越高。要求它在体积更小，重量更轻的情况下，具有更高的效率和较长的使用寿命。另外，在冲击条件下，具有耐疲劳，低噪音的功能。在众多类型的端磨试验机中都存在着各自的特点，大多数类型已在现代工业中发挥着重要的作用。卧式浸油润滑端磨试验的体积小就使得其重量轻，从而节约原材料，降低制造成本。我们设计的卧式浸油润滑端磨试验机主轴及静试样轴是卧式的，结构简单，主轴箱和油浴箱是相连的，节省了材料，加工工艺也比较简单，从而降低了加工成本。卧式浸油润滑端磨试验机由于是卧式的，与现行为的立式摩擦试验机相比，安装简便，占地面积小，可靠性高。2、经济效益分析（1）占地面积小占地仅1230mm825mm，面积小，适用于各种企业及各大院校要求，使用方便。（2）负载控制范围较大，线性好机器采用液压系统加载，采用比例溢流阀控制负载压力的变化。由于比例溢流阀的额定流量及压力控制范围较大,因此该机构可以满足大负载和高运动速度的使用要求。当上述机构用于对试件加载时,只需使比例溢流阀控制电压按线性变化(变化速度取决于被试件的运动速度) ,即可实现负载力的线性变化。同时只需使比例溢流阀控制电压保持恒定,即可实现负载力的恒定,不随被试件的位移变化而变化。比例溢流阀线性变化好，因此可以较好的实现负载力的线性变化。（3）设备费用低设备多采用标准设备，可直接购买，比自己专门加工节省成本。主轴箱及油箱连接在一起，结构简单，节省材料。（4）运输费、维护保养费少由于其占地仅1230mm825mm，面积小，因此, 在远距离运输或转换施地点时运输方便，节省运费。不用时方便存放。（5）通用性好工作头可跟换各种样式，实现多种形式的摩擦试验要求。2.4 浸油润滑端磨试验机设计方案的确定目前市场上使用的试验机都为立式，能够较好的模拟竖直排列的摩擦副的摩擦状况。但在现实的生产生活中，有许多横向排列的摩擦副，如汽车离合器,更因为由于摩擦实验机的吨位比较大，若采用立式则占地占空间较大。卧式浸油润滑端磨试验机能够和好的满足这方面的需要。1、设计方案的确定首先，加载机构有二种方案可以选择，气压加载和液压加载。其中气压加载所加压力不够稳定，而液压能够稳定提供也压力，所以选用液压加载。其次，传动系统也有两种方案可以选择，分别为带轮传动和联轴器传动，明显带轮传动具有较好的吸震作用，故选用带传动。2、摩擦试验机的总体结构布置形式如图2.3所示。试验台的具体机械结构由电动机、主轴、带轮、箱体、支座、静动磨头、控制装置等几个主要部分构成。通过电动机提供动力，带轮连接主轴。带动动试样与静试件摩擦（动静式样均浸在油液中），液压系统提供轴向载荷，测量装置测出试验要求测量的各个参数。图2.3 总体结构布置形式1电动机；2带轮；3动试样；4静试样；5测力传感器；6接触开关；7液压缸摩擦试验机的工作原理是首先主电动机驱动主轴旋转,接着由预先指定压力的液压缸对摩擦元件作正向轴向加压，利用液压缸推动右侧静试样轴向左运动,从而实现动试样和静试样的相互摩擦,产生摩擦力矩。当主轴旋转时，由于摩擦力矩的作用使静试样亦跟着转动，通过绳子连接一测量摩擦力的传感器，它与摩擦力矩纪录仪连接，能将摩擦力矩纪录下来。摩擦温度由安装在静摩块上的热电偶传出,通过变送器进行转换。所加载荷由安装在静试样轴上的测力传感器测量。393 试验机各组成部分的设计与校核3.1机械部分3.1.1试样的设计与安装1.试样尺寸为了使试样在试验后不经机械加工即可进入扫描电子显微镜的样品室，同时也要使样品尽可能的大，以便得到较高的线速度，环状动试样外径选用28毫米，片状下试样外径为40毫米。图3.1 动试样图3.2 静试样2.试样的安装动试样通过销定位固定在主轴上（动试样轴），静试样通过两个销安装在静试样座上，静试样座通过O形密封圈弹性固定于静试样上，如图3.3所示与。图3.3 静试样的安装3.1.2电动机的选择1、电动机类型的选择根据电动机工作环境和电源条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相异步电动机。2、电动机功率的选择（1）工作机所需功率已知动试样上承受的最大载荷为1000N，动试样最大线速度为v=2m/s，试样才量的动摩擦因数为01之间，则动式样所受的最大摩擦力为 所以工作机所需功率为（2）电动机的输出功率由机械设计课程设计中表14-7查得带传动，滚动轴承的效率分别为，则传动装置总效率为则按表22-1确定电动机额定功率为。3、电动机转速的选择动试样直径为28毫米，而线速度要求为0.12m/s，所以动试样轴的转速为 所以选择电动机的同步转速为1500r/min，满载转速为1420r/min。4、电动机型号的确定 选择电动机的型号为Y100L1-4。5、变频器的选择 选择变频器为森兰SB60全能王型号：SB60-G-2.2.额定电流5.5A，额定容量3.6KVA，电压0-380V，过载能力150%，输入电源为三相380V，频率50Hz。3.1.3 传动方式的选择与计算（V带传动计算）该部分的设计主要体现在V带轮的设计上，带轮的结构型式，主要由带轮的基准直径选择。其基准直径又与相连接的电动机的型号有关。根据前面对电动机功率的计算，以及转速的要求，可以采用Y系列的三相异步电动机，其额定功率为2.2KW。型号是Y100L1-4。满载转速1420r/min，额定转速1500r/min。原始数据及设计内容设计V带传动时给定的原始数据为：传递的功率P，传动比i，传动位置要求及工作条件等。已知原始数据为：传递的功率P=2.11kW，转速=1420r/min，传动比i=1。设计内容包括：确定带的截型，长度，根数，传动中心距，带轮基准直径及结构尺寸等。1.确定计算功率计算功率是根据传递功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。由机械设计中公式 （3-1） 式中：计算功率功率，单位为kW P传递的额定功率，单位为kW工作情况系数，见计息设计中表8-6。此处工况为载荷变动较小，软启动，每天工作1016个小时。则2.选择带型根据计算功率和小带轮的转速由机械设计中图8-8或8-9选定带型。选择带型为普通V带A型。3.确定带轮的基准直径和 1）初选小带轮的基准直径 根据V带截型，参考机械设计中表8-3及表8-7选取。为了提高V带的寿命，宜选取交大的直径。选取=100mm。2) 验算带的速度v 根据机械设计中式（8-13） （3-2） 来计算带的速度，并硬实v。对于普通V带=2530m/s。符合要求。3) 计算从动轮的基准直径 传动比i=1，所以=100mm。4.确定中心距a和带的基准长度 根据传动的结构初定中心距 ，取则140400取=380，根据带传动的几何关系，按机械设计（中式8-30）计算所需带的基准长度： （3-3）则根据由表8-2中选取和相近的V带的基准长度，=1120mm。再根据来计算实际中心距。由于V带传动的中心距一般是可以调整的，故可以采用机械设计式（8-21）作近似计算，即 （3-4）则考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：所以取a=400mm。5.验证主动轮上的包角根据机械设计中式（8-6） （3-5） 及对包角的要求，应保证=，满足要求。6.确定带的根数z由机械设计中的公式（8-22） （3-6）式中：考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查机械设计中表8-8;考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数，查机械设计中表8-2;单根V带的基本额定功率查机械设计中表8-5a和8-5c;计入传动比的影响，单根V额定功率的增量，查表8-5b和8-5d。 则 所以取z=3。7.确定带的预紧力由机械设计中式（8-7） （3-7）并考虑离心力的不利影响时，单根V带所需的预紧力为用带入上式，并考虑包角对所需预紧力的影响，可将的计算式改为式中的各符号意义和单位同前。则8.计算带传动作用在轴上的力，由机械设计中式（8-24） （3-8）则式中：z带的根数；单根带的预紧力；主动轮上的包角。9.带轮宽 式中：轮槽数槽间距第一槽对称面至端面的距离由于且，所以 采用腹板式结构带轮。带轮的作用是，是转子在运动中储存一定的动能，避免破碎大块或较硬的物料时，速度损失不致过大和减小电机的尖峰负荷。其结构采用腹板式。 图3.4 腹板式带轮其具体的尺寸可以采用常见的类型。只要较好的实现其功能即可。具体尺寸见附图3.1.4 主轴（动试样轴）的设计通常轴的设计包括两个部分，一个是结构设计，一个是工作能力计算。后者主要是指强度计算。主轴的结构设计根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造、工艺等方面的要求，合理确定出其结构和尺寸，轴的工作能力的计算不仅指轴的强度计算，还有刚度、稳定性等方面的计算，当然大多数情况下，只需要对轴的强度进行计算即可。因为其工作能力一般主要取决于轴的强度。此时只做强度计算，以防止或检验断裂和塑性变形。而对于刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应该进行刚度计算，防止产生过大的线性变形。对于高速运转的轴，还应该进行振动稳定性计算。以防止产生共振破坏。因此，对该端磨试验机的主轴来说，只需进行强度计算。1 轴的材料的选择轴的材料主要是碳素钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件。有的则直接用圆钢。碳素钢比合金钢低廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度的。故采用碳钢制造轴尤为广泛。最常用的是45号钢。2.轴的最小直径和长度的估算各轴段的直径所需要的轴径与轴上的载荷的大小有关。在初步确定其直径的同时，还通常不知道支反力的作用点，不能确定其弯矩的大小及分布情况。因此还不能按轴上的所受的具体载荷及其引起的应力来确定主轴的直径。但是，在对其进行结构设计之前，通常能求出主轴的扭矩。所以，先按轴的扭矩初步估计所要的轴的直径。并记此时所求出的最小直径为。然后再按照主轴的装配方案和定位要求，从处逐一确定各轴段的直径的大小。另外 ，有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径，比如安装轴承的轴段，安装标准件的部位的轴段，都应取为相应的标准直径及所选的配合的公差。按纯扭矩作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为 （3-9）式中：P轴所传递的功率，kW n轴的转速r/minA由州的许用切应力所确定的系数此处轴材料选用45号钢，查表15-3得A=120，则取d=20mm。确定主轴的各段的长度，尽可能使其结构紧凑，同时还要保证，带轮、轴承所需要的装配和调整的空间，也就是说，所确定的轴的各段长度，必须考虑到各零件与主轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的间隙。前面已经通过设计计算，得到带轮的大体尺寸，所以轴的长度也可大致确定了。其简图如上图3.4所示。具体尺寸见附图。图3.5 主轴3 结构设计的合理性检验对于轴的结构必须满足：. 主轴和安装在主轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件便于安装和拆卸、调整。轴应有良好的制造工艺性。轴上零件的安放顺序如下：带轮、轴承、轴承。因为主轴是阶梯轴，根据阶梯轴的特点，并且轴上零件的安装要求也不高，所以上面提到的第二条容易满足。至于第三条：轴的制造工艺性，主要是指便于加工和装配轴上的零件。并且生产率高、成本低。一般来说，结构越简单，工艺性越好。所以应该尽量简化轴的结构。为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出45度倒角。下面仍就轴上零件的定位问题，详细地阐述一下，一些轴向和周向定位零件的使用及特点。先说轴上零件的轴向定位，就以此主轴为例，主要有轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖等，靠这些定位元件来保证的。轴肩主要分为两大类，定位轴肩和非定位轴肩。在该主轴上，轴肩很多，这两大类都包括。虽然利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但是采用轴肩就必然导致一个问题，那就是不可避免的使轴径加大，而且轴肩处将因为截面突变而引起应力集中。另外，轴肩也不利于加工。所以，在考虑轴的设计时，尽量避免过多的轴肩定位。而且，还有一点需要说明，轴肩多用于轴向力比较大的场合。值得注意的是，定位每一个滚动轴承的轴肩，都有两处，且都是定位轴肩。对这种定位轴肩来说，有一个要求：轴肩的高度必须低于轴承内圈端面的高度，以便拆卸轴承。轴肩的高度可查机械设计手册中的轴承安装尺寸。还有，为了使零件能紧靠轴肩而得到准确可靠的定位，轴肩处的过渡圆角半径必须小于与之相配的零件毂孔的端部的圆角半径或倒角尺寸。轴和零件上的倒角和圆角尺寸的常用规范可以查教材下册中的第651页的表。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的。高度没有严格的规定，一般可取为1到2毫米。在该主轴上，还采用了轴承座上下两部分通过螺钉连接来锁定轴承座。而使滚动轴承的外圈得到轴向定位。有时，整个轴的轴向定位也可以靠轴承端盖来实现。再说轴向零件一般也常用到周向定位。周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对运动。在该主轴上，带轮处都采用的是平键连接，其他的常用周向定位元件有，紧定螺钉和过盈配合等。圆盘、带轮都是用平键连接的。按其直径，由手册查平键剖面bh，键槽用键槽铣刀加工的。在初步完成轴的结构设计之后，对上面的草图略加修改，即可进行强度的校核计算了。前面提到过，多数情况下，轴的工作能力一般主要取决于轴的强度。此时只做强度计算，以防止或检验断裂和塑性变形。而对于刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应该进行刚度计算，防止产生过大的线性变形。对于高速运转的轴，还应该进行振动稳定性计算。以防止产生共振破坏。4 校核在进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体载荷和应力情况，采用相应的计算方法，并恰当的选择其许用应力。根据计算原则，对于传动轴（仅仅或主要承受扭矩）按照扭矩强度条件进行计算，对于心轴（只承受弯矩）应该按照弯曲疲劳强度进行计算，对于该主轴，既承受扭矩还承受弯矩，是一个转轴，所以必须进行弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应该进行疲劳强度的精确校核。先按照弯扭合成强度条件进行计算：通过对该主轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上的零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置已经确定。轴上的载荷可以求得，因此可以按弯扭合成强度条件对该主轴进行强度的校核计算，其计算步骤如下：做出轴的计算简图（力学模型）轴上受的载荷是由轴上的零件传来的，所以，计算时，可以将轴上的分布载荷情况简化为集中力。其作用点可以一律简化，取为分布载荷的中点，作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起，通常把当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。在做计算简图时，应该先求出轴上的受力零件的载荷（若为空间力系，再分解为水平分力和垂直分力。然后求出各支承的水平反力和垂直反力），如图4-4所示。做弯矩图根据前面的简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩图，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图上，由于本设计中轴在垂直面上除重力外并不受其他力的作用。古只需画出水平面上的弯矩，即为最后总弯矩。作出扭矩图，如图4-3（b）所示：作出计算弯矩图根据已经作出的弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩。同时写出其计算公式： = （3-10）上式中: 考虑扭矩和弯矩的加载情况以及产生应力的循环特性差异的系数。因为通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计算这种循环特性差异的影响。根据经验:当扭转切应力为静应力时，取 ；当扭转切应力为脉动循环变应力时， ；当扭转切应力为对称循环变应力时，取。校核轴的强度已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而轴的直径可能不足的截面）作强度校核计算。按第三强度理论，计算弯曲应力用机械设计中式（15-5） （3-11）上式中: 轴的抗弯截面系数（）。 轴的许用弯曲应力（）。由表可查 为60 Mpa主轴的载荷分析图如下图3.6所示： 图3.6 主轴的载荷分析图求轴上的支反力及弯矩根据以上确定的结构图可以确定出简支梁的支承距离。据此可以求出下列各值，并列表如下，主要包括，载荷、支反力、弯矩、扭矩、计算弯矩等，相关的计算也往往是考虑最不理想的情况。图中，则：表3.1 计算弯矩的求法载荷F水平面H支反力R， 弯矩 扭矩TT=9550000=14190计算弯矩 综上所述，按照弯扭合成强度条件进行轴的强度校核计算：进行具体的校核计算时，只需要校核轴上的承受的最大弯矩以及扭矩的剖面（即危险剖面）的强度。 按教材中表10.1，对于的碳钢，在承受对称循环变应力时的许用应力。故安全。3.1.5静试样轴的设计静试样轴结构简单，如图3.6所示简图。图3.6 静试样轴静试样轴为细长轴，承受轴向载荷，可能会失去稳定性。故对其稳定性进行校核。轴材料为45号钢。下面确定轴的需用压力。可视轴两端为固定端，长度系数=0.5，惯性矩由材料力学中得 （3-12）轴的柔度为 （3-13）已知45号钢的 E=209GPa，45号钢的a=461MPa,b=2.57MPa, ,计算相应的和为 （3-14） （3-15）其临界载荷为 （3-16）大于最大载荷1000N，安全。为保持其运动的直线性，采用直线轴承支撑。3.1.6 轴承的选择因为轴承，尤其是常用的一些轴承，主要是指一些滚动轴承，绝大数都已标准化，因而，我们需要进行一部分设计内容，根据具体的工作条件，正确选择轴承的类型和尺寸。另外是轴承组合的设计，它包括安装、调整、润滑、密封等一系列内容的设计。1 材料的选择轴承的内圈、外圈、滚动体，一般是用轴承铬钢制造的，热处理后，其硬度一般不低于HRC60。一般这些元件需要150度回火处理，所以其通常的工作温度不高于120度，此时，硬度不会下降。 2 轴承类型的选择轴承的类型有很多种，主要根据其承载情况和调心等要求，进行选择。本设计中我采用的是深沟球轴承承受径向载荷，推力球轴承承受轴向载荷。关节轴承用于静试样座与静试样轴的连接，可减轻震动，更好的实现动静试样的贴合。直线轴承保持静试样轴的运动直线性。深沟球轴承选用6009 GBT/ 276-1994。推力球轴承选用8110 GB301-84。关机轴承选GB9162-88标准的推理关节轴承，轴承公称内径d=10mm，公称外径D=30mm。直线轴承选用LB203245。图3.7 深沟球轴承图3.8 推力球轴承轴承图3.9 关节轴承图3.10 直线轴承轴承在实际工作时，工作前后的温差大，为了适应轴和外壳不同热膨胀的影响，防止轴承卡死。可以使一端的轴承轴向固定，另一端使之可以轴向位移。这样，轴承在内外圈的轴向相对位置有不大的变化时，仍然可以正常工作。也可以使外圆与座孔配合较松，以保证外圆相对于座孔能做轴。3.1.7 箱体结构以及其相关设计一台机器的总重量当中，机座和箱体等零部件的重量占很大的比例。同时在很大程度上影响着机器的工作精度以及抗振性能。所以，正确合理的选择机座和箱体的材料，并且正确合理的选择其结构形式和尺寸，是减小机器质量、节约金属材料。提高工作精度等重要途径。箱体的尺寸按经验设计。根据有关资料，机座（机架和基板等）和箱体（包括机壳等）的形式很多。按构造形式可以分为机座类、机架类等。本次设计试验机的，是固定式机器。而且，机座和箱体的结构简单，刚度要求较高，因此，通常都是铸造。铸造材料常用便于施工而又便宜的铸铁。（包括普通灰铸铁、球墨铸铁等）。3.1.8 键的设计与校核1、选择键连接的类型和尺寸选择圆头普通平键（A型）。根据D=28mm从表 中查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm。有轮毂宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=50mm。2、校核键连接的强度键，轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力=100120，取其平均值，=100。键的工作长度l=L-b=50mm-8mm=42mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由式机械设计中式6-1 （3-17）式中：T传递转矩，单位K键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，单位为mm；L键的工作长度，单位为mm；d轴的直径，单位为mm；键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa，见机械设计中表6-2；键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用压力，单位为MPa，见机械设计中表6-2。其中可得： 合适。键的标记为：键850 GB/1096-1979。3.2 液压系统的设计3.2.1液压缸主要参数的确定本液压系统要求拥有前进和后退两个工步，前进是要求速度=20m/s，后退时要求速度=32m/s。液压缸对工件所加最大载荷为1000N。1.初选液压缸的工作压力根据分析此系统的的负载不大，所以初选液压缸的工作压力为2.0。1)计算液压缸的尺寸按标准取：D=32mm。根据前进和后退的速度比来确定活塞杆的直径：按标准取。则液压缸的有效作用面积为：无杆腔面积有杆腔面积2） 活塞杆的稳定性因为活塞杆的总行程为80mm，而活塞杆的直径为20mm，l/d=80/20=410，无需进行稳定性校核。根据工况及压力需要，液压缸选用轴向底座固定式油缸。3)求液压缸的最大流量前进：后退：表3.2 液压缸各工作阶段的压力流量和功率工况压力流量功率前进1.490.9623.96后退0.00410.940.0643.2.2 液压系统图的拟定图3.11 液压系统图1液压泵2溢流阀3压力表4换向阀5液压阀6比例溢流阀该机构主要由液压泵、电液比例溢流阀、电磁换向阀、液压缸等组成,如图1 所示。由于比例溢流阀的额定流量及压力控制范围较大,因此该机构可以满足大负载和高运动速度的使用要求。当换向阀处在中立位置时,液压缸左右两腔沟通,活塞杆可随意移动,便于与被试件连接。当换向阀1DT通电时,压力油通往液压缸左腔,右腔通回油。左腔压力取决于给比例溢流阀所加的电压高低，此时被试件受到向右的负载力,大小等于压力与活塞面积的乘积;当换向阀2DT 通电时,回程，被试件受到的负载力消失。当上述机构用于对试件加载时,只需使比例溢流阀控制电压按线性变化(变化速度取决于被试件的运动速度) ,即可实现负载力的线性变化。同时只需使比例溢流阀控制电压保持恒定,即可实现负载力的恒定,不随被试件的位移变化而变化。3.2.3液压元件的选择1 确定液压泵的型号及电机功率液压缸在整个工作循环中最大的工作压力为1.49MPa，由于该系统简单，所以取其压力损失所以液压泵的工作压力为若回路中的泄露按10%计算，则泵的总流量应为由于溢流阀最小稳定流量为3，而所需流量为1.056，所以液芽压泵输出流量不得少于4.016。根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用YB-6型单级叶片泵，其额定压力为6.3 MPa；容积效率，总效率，所以驱动该泵的电动机功率可由泵的工作压力1.89 MPa和输出流量（当电动机转速为910r/min）求出查电机产品目录，选用电动机的型号为Y90S-6，功率为750W，额定转速为910r/min。2.选择阀类元件及辅助元件根据系统的工作压力和通过各阀类元件的流量，可选出元件的型号及规格如 所示。表3.3 阀类元件及辅助元件序号名称型号及规格1虑油器XLX-06-802单级叶片泵YB-63溢流阀4比例溢流阀EBG-035三位四通电磁换向阀34EY-H10BT6压力表Y-100T7压力表开关KF3-E3B8电动机Y90S-63.3控制系统的设计3.3.1 测量传感器的选择 测量项目有摩擦力、载荷、试样温度、主轴转速及时间。测量手段均采用传感器测量。1、摩擦力的测量:及摩擦系数的确定摩擦力是通过平衡力测量的 。式中：M摩擦力矩； F试样的摩擦力； 平衡力； R平衡力臂,静试样座半径，为20mm； R试样半径，为14mm。摩擦系数：摩擦系数为摩擦力与法向载荷之比，即式中：摩擦力矩； F摩擦力P法向载荷。最大摩擦力小于1000N，所以选择MCL-S 系列S式拉力传感器，量程为1000N。2、载荷的测量:最大载荷为1000N，且为压力形式，故选择CT15-7型测力传感器，量程为2000N，重量为0.2kg。3、试样温度的测量：测温范围要求为0300摄氏度。故选用无固定式镍铬-镍硅热电偶，型号为WRN-130，量程为0600摄氏度。4、接近开关：选用型号为LJ18A3-5-Z/AX，感应方式为电感式，圆柱形嵌装式。动作距离5mm。3.3.2 电路设计 见附图。3.4零部件上的公差和配合3.4.1一般公差的选择线性尺寸的一般公差是指在车间普通工艺条件下，机床设备一般加工能力可以保证的公差。在正常维护和操作情况下，它代表经济加工精度，所以一般可以不检验。它主要应用于精度比较低的非配合尺寸和功能上允许或大于一般公差的尺寸。国标中有规定，采用一般公差的线性尺寸不单独注出极限偏差，而在图样上、技术文件上做总的说明。在我的零件图上，带轮和主轴的零件图。根据国标中规定的四个公差等级，选用中等级，这个公差等级相当于IT7。所以精度并不是很高，这种尺寸的极限偏差可以从表中查取，主要是根据尺寸分段，另外，倒角和圆角的半径、高度的大小都可以从表中查取。3.4.2形位公差的选择（1）形位公差项目的选择选择形位公差项目要根据要素的几何特征，结构特点以及零件的功能，并要尽量考虑检测方便和经济效益。在形位公差的众多项目中，有单项控制的，有综合控制的。这也很好理解，前者有圆度、平面度、直线度等。后者有圆柱度等，标注形位公差有一个原则，就是：应该充分发挥综合控制的公差项目的职能，原因很明显，一是减少图样上的形位公差项目，二是相应的减小形位误差的检测工作。就拿该主轴零件图为例，对于与滚动轴承内径配合的轴颈，为了保证滚动轴承的装配精度和旋转精度，应规定轴颈的圆柱度公差和轴肩的端面跳动公差。对于轴类零件来说，规定其径向圆跳动或全跳动公差，这样，既能控制零件的圆度或圆柱度误差，又能控制同轴度误差，这是为了检测方便。同理，端面对轴线的垂直度公差可以用端面全跳动公差代替，端面圆跳动在忽略平面度误差时，也可代替端面对轴线的垂直度要求。（2）形位公差值的选择或确定在对形位公差值进行选择时，应考虑的几个问题和原则：形状公差、位置公差、尺寸公差的关系确定形位公差值时，应考虑它们与尺寸公差的协调，其一般原则是：形状公差值大于位置公差值，而位置公差值大于尺寸公差值。对于有配合要求的形位公差与尺寸公差的关系有配合要求并要严格保证其配合性质的要素，应该采用包容要求。一般来说，形状公差通常为尺寸公差的25%到65%。圆度、圆柱度公差一般按同级选取。形状公差与表面粗糙度的关系通常，对于中等尺寸段和中等精度的零件，表面粗糙度的值可以占形状公差的20%到25%。需要考虑零件的结构特点对于刚性较差的零件（比如说细长轴）和具有某种结构特点的要素，因为其工艺性不好，加工精度会受到影响，此时，对主轴来说，就得选取较大的形位公差值。基准的选择选择基准时，主要考虑，要根据设计和使用要求，并兼顾基准统一和结构特征。一般考虑以下几点：应根据设计时要素的功能要求以及要素间的几何关系来选择基准。