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开放式齿轮故障模拟试验台设计9张CAD图,开放式,齿轮,故障,模拟,试验台,设计,CAD
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开放式齿轮故障模拟实验台摘 要齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合来传递空间任意两轴间的动力和运动的机械传动，是机械传动工作中最为重要的一个环节，形式多种多样，应用极其广泛。随着当代机械产业的快速发展，机械设备不断的复杂化，所以机械设备的故障的发生率也越来越高，尤其是在机械设备中经常出现的齿轮传动系统，齿轮故障的检测就显得尤为重要，要保证设备的正常良好运行，就要提高齿轮的可靠性。基于以上考虑，本文设计了一组开放式齿轮试验机，此试验机是由电动机，带传动以及齿轮传动组成，并对其中的轴、齿轮、轴承以及键进行了强度校核和寿命校核，结果表明， 设计的主要零部件均能够满足设计要求。此次开放式齿轮试验机的设计可以对几种典型的齿轮故障进行模拟，在室内试验室的环境下完成各种齿轮故障的重现，例如轮齿折断，齿面点蚀，齿面磨损，齿面胶合等，设备简单方面，便于操作维护。关键词：齿轮；试验机；故障模拟；开放式VABSTRACTGear transmission is mechanical transmission with two gears meshing gear to transfer the space between any two axle power and motion, mechanical transmission in one of the most important, widely used in a variety of forms. With the rapid development of modernmechanical industry, complicated mechanicalequipment constantly, so the incidence offailure of mechanical equipment is also more and more high, especially the gear transmission system often appears in the mechanical equipment, gear fault detection is particularly important, to ensure the normal operation of good, it is necessary to improvethe reliability of the gear.Based on the above considerations, this paper designed a set of open gear test machine,the test machine is composed of motor, belt drive and gear drive, and the shaft, gear,bearing and the key to check the strength andlife, results show that, the design of the mainparts can meet the design requirements.The design of the open type gear test machine can simulate several typical gear faults, to reproduce the complete gear fault in the indoor laboratory environment, such as broken teeth, tooth,surfacepitting, toothwear, tooth,bonding,simple,equipment , convenientoperation and maintenance.,Key words: gear; testing machine; fault simulation; open目录摘 要IABSTRACTII第 1 章 绪论11.1 课题设计背景11.2 课题设计目的11.3 国内外发展现状31.4 课题内容41.5 课题设计意义41.6 齿轮实验设备简介41.6.1 开放式齿轮试验台装置61.6.2 封闭式齿轮试验装置61.7 开放式齿轮试验机的总体方案简图7第 2 章开放式齿轮故障模拟试验台结构设计92.1 电动机的选择92.1.1 电动机类型和结构形式的选择92.1.2 确定电动机功率92.1.3 确定电动机型号92.1.4 确定磁粉制动器型号92.2 传动装置总传动比和各级传动比的分配92.3 传动装置运动及动力参数计算102.3.1 各轴转速102.3.2 各轴功率102.3.3 各轴转矩102.4 带传动的设计与计算102.4.1 确定功率 Pca102.4.2 确定 V 带的带型102.4.3 确定带轮的基准直径 dd ，并验算带速 v102.4.4 确定 V 带的中心距 a0 和基准长度 Ld112.4.5 验算小带轮上的包角 a112.4.6 确定带的根数122.4.7 确定带的最小初拉力 F0122.4.8 计算带传动的压轴力 Fp122.4.9 带轮结构设计122.5 试验机外的传动零件设计齿轮传动的设计计算142.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数142.5.2 按齿面接触强度设计142.5.3 根据齿根弯曲疲劳强度设计162.5.4 各部分尺寸计算172.5.5 齿轮结构设计18第 3 章 轴的设计计算及强度校核203.1 轴的材料及其许用应力的确定203.2 轴的最小直径估算203.2.1 高速轴最小直径203.2.2 低速轴最小直径203.3 高速轴的结构设计与强度校核203.3.1 确定轴上零件的位置与固定方式203.3.2 各轴段直径与长度的确定213.3.3 按弯扭合成应力校验轴的强度223.3.4 根据疲劳强度安全系数校核233.3.5 滚动轴承的校验253.4 低速轴的结构设计与强度校核263.4.1 联轴器的选择263.4.2 轴上零件的位置与固定方式的确定263.4.3 低速轴各轴段直径和长度的确定273.4.4 根据弯扭合成应力校验轴的强度283.4.5 按疲劳强度安全系数校核293.4.6 滚动轴承的校验313.5 键的选择与强度校核323.5.1 高速轴外伸端处323.5.2 高速轴联动齿轮处323.5.3 低速轴外伸端处333.5.4 低速端大齿轮连接处33第 4 章 开放式试验机箱体的设计34第 5 章 润滑与密封365.1 齿轮的润滑365.1.1 齿轮传动的润滑方式365.1.2 润滑剂的选择365.2 滚动轴承的润滑与密封365.2.1 滚动轴承的润滑365.2.2 滚动轴承的密封37结论38参考文献39致谢41 第 1 章 绪论1.1 课题设计背景现代机械设备的日益发展与完备是如今人类社会高速发展所造成的，所以逐渐造成了对劳动力的需求也逐步增大。同时，在机械产业的生产中人们最看重的目标就是机械设备是否能满足生产所需要求。齿轮是机械设备中非常重要的组成部分之一，因为要保证机械设备的正常工作，所以对齿轮性能的研究测试工作尤其的重要。此外，由于机械生产的现场情况十分的复杂，处于工艺的不同，操作各异，维护方法有差别，生产环境更是没办法保证，所以不可能实现在各机械设备进行不同的试验，再说，出于生产利益考虑不能在停产的情况下来提供试验， 所以在正在工作运转中的设备上进行现场试验更是不切实际的。而且从效率与经济方面考虑用实际工作中运用的齿轮来进行试验也是不合适的，所以开展齿轮故障检测的实验室试验势在必行。然而齿轮试验机的出现为实验室试验检测齿轮各种不同不同的性能提供了一个良好的平台，更为齿轮实验室试验的发展奠定了良好的基础，与此同时，出于齿轮的拥有多种不同的性能，为了对其进行更好更全面的检测多种不同的齿轮试验机的研究也在很好的开展1.2 课题设计目的在机械制造工业中齿轮会出现故障及失效，而这些会造成很多机械设备的重大故障而影响生产，然而造成齿轮故障及失效的原因多种多样，有可能是齿轮制造时的工艺质量有问题，也有可能是齿轮工作是载荷过大等等，下面就这个问题来做个简单的介绍。1. 轮齿折断轮齿折断一般发生在齿根部分，因为轮齿受力时齿根弯曲应力最大，而且有应力集中。轮齿因短时意外的严重过载而引起的突然折断，称为过载折断。用淬火钢或铸铁制成的齿轮，容易发生这种折断。在和多次重复的发生下，弯曲应力超过弯曲疲劳极限时，齿根部分会产生疲劳裂纹，裂纹的逐渐扩展，最终将引起轮齿折断，这种折断我们称之为疲劳折断。42若轮齿单侧工作时，根部弯曲应力一侧为拉伸，另一侧位压缩，轮齿脱离啮合时， 弯曲应力应为零，因此就任一侧而言，其应力都是按脉动循环变化的。若齿轮两边一起工作时，则弯曲应力就按对称循环变化。2. 齿面点蚀轮齿工作时，其工作表面上任一点所产生的接触应力系由零（该点未进入啮合时）增加到最大值（该点啮合时），即齿面接触应力是按照脉动循环变化的。若齿面接触应力超出材料的接触疲劳极限时，在载荷多次的重复作用下，齿面表层就会产生细小的疲劳裂纹，裂纹的蔓延扩张使金属微粒剥落下来形成疲劳点蚀， 使齿轮啮合情况恶化而报废。实践表明，疲劳点蚀首先出现在齿根表面靠近节线处。这是因为在该处同时啮合的齿数较少，接触应力比较大。齿面抗点蚀能力主要与齿面硬度有关系，齿面硬度与其抗点蚀能力成正比。软齿面（HBS350）的闭式齿轮传动常因齿面点蚀而失去效果。在开式齿轮传动中，点蚀来不及发生或扩展即被磨掉，所以一般不会出现点蚀现象。3. 齿面胶合在高速重载传动的过程中，齿面之间的压力比较大、相对滑动的速度很高， 由于摩擦发热啮合区的温度升高从而引起润滑失效，导致两齿面金属直接接触工作并相互粘连在一起，而随后的齿面相对运动，较软的齿面沿滑动方向被撕下而形成沟纹，这种现象称为齿面胶合。齿面胶合主要发生在齿顶、齿根等相对速度比较大处。在低速重载传动过程中，因为齿面的润滑油膜不容易形成，所以容易产生损坏。提高齿面硬度和减小粗糙度值能增强抗胶合能力。对于低速传动采用粘度较大的润滑油；对于高速传动，采用抗胶合添加剂的润滑油也很好。4. 齿面磨损齿面磨损通常有磨粒磨损和跑合磨损。由于灰尘、硬屑等进入齿面间而引起的磨粒磨损，在开式齿轮传动中是难以避免的。齿面过度磨损后，齿廓显著变形， 通常会导致噪声过大和振动过大，最后导致传动失败。采用闭式齿轮传动、减小齿面粗糙度值和保持良好的润滑可以防止或减轻这种磨损。新的齿轮副，由于加工后表面就有一定的粗糙度，受载时实际上只有部分峰顶接触。接触处压强很高，因而在开始运转期间，磨损速度和磨损量都较大，磨损到一定程度后，摩擦面逐渐光洁，压强变小、磨损速度变慢，这种磨损被我们称为跑合。人们有意的使新齿轮副在轻载下进行跑合，可为随后的正常磨损创造有利条件。但应注意，跑合结束后，必须清洗和更换润滑油。5. 齿面塑性形变在重载下，比较软的齿面上可能产生局部的塑性形变，使齿廓失去正确的齿形。这种损坏常在过再严重和启动频繁的传动中遇到。1.3 国内外发展现状从过往齿轮发展史来看，在国外，对齿轮的各种性能的研究开始的比较早， 并且也得到了各研究学者的重视，使其得到了良好的发展。1931 年，机械工程师学会（ASME）齿轮强度专门委员会就对不同材料的齿轮表面疲劳特性进行了非常多的试验研究。自 1946 年起还进行了长达 15 年之久的轮齿弯曲疲劳试验研究。做了约 3000 多个齿轮轮齿的试验。试验结果最终被齿轮制造协会（AGMA）所采用。以后，美国国家宇航局（NASA）的 Lewis 研究中心成为重要的齿轮试验研究机构。这个机构研究的内容比较广泛，但是主要研究领域是有关齿轮热特性和热动力学， 因此在齿轮的冷却特性、温度场、齿面温度、热变形等方面的理论研究和试验研究都取得了许多重要的进展。国际上最著名的齿轮研究机构是西德慕尼黑大学的齿轮研究室（FZG）。这个研究室从建立时起就非常重视试验研究，它涉及了著名的 FZG 齿轮试验机，编制了 FZG 齿轮试验规程。由这个研究室提供的大量实验数据，已成为 ISO 齿轮承载能力计算标准的基础。此外，苏联以中央机械制造与工艺研究院的齿轮实验室为中心，同时在一些大学（如德克萨工学院等）和工厂进行了大量的齿轮试验研究工作，这些研究成果在渐开线圆柱齿轮传动的强度计算中得到了充分的应用3 。在国内，我国真正全面开展齿轮试验研究工作起步较晚，1979 年，北京钢铁学院、郑州机械研究所和北京市机电研究院等单位组成齿轮研究小组，用三年时间，运转试验了近 200 多对齿轮，对我国球铁齿轮的承载能力进行了全面的试验研究，这是至今已知的一次较大规模的齿轮试验研究。现在，齿轮的试验研究有较大进展，如各种软硬齿面齿轮极限应力的测定，轮齿的变形和刚度、油膜厚度和齿面瞬时温度的测定都取得初步的成果。一些现代的测试方法，如激光散斑法测定轮齿变形、原子吸收光谱法测定轮齿磨损量，开始在齿轮试验中得到应用。在齿轮试验装置的设计和研制方面也加快了步伐，目前已有多种齿轮试验机，如CL100，JG150 等经鉴定后已投入批量生产。齿轮试验机和试验规程的规范化和标准化已经提到日程上来了。1.4 课题内容本次设计的主要目的是根据过往的开放式齿轮故障模拟试验机的结构，做出设计改进，设计出一款更加简单方便易操作的设备来达到对各种齿轮故障模拟的目的，然后从以下几个方面着手：1、查阅相关资料，了解开放式齿轮实验机的应用范围，国内外发展现状，写文献综述。2、根据开放式齿轮实验机的功能及特点，初步确定整体设计方案；3、绘制开放式齿轮实验机的各部分结构草图，并分析其结构合理性；4、根据功开放式齿轮实验机的的实际工况，对主要结构进行强度计算，确定各部分具体尺寸；修改、丰富各部分结构；5、CAD 图折合 A0 图 2 张以上。6、英文文献翻译（约 5000 汉字以上）1.5 课题设计意义齿轮传动作为很多机械设备中极其重要的传动元件，被广泛应用于许多的行业中，开式齿轮试验机可以模拟多种不同的情况从而研究齿轮的各种性能，开放式齿轮试验机是研究齿轮的研究平台，能够对齿轮传动的性能，各类齿轮的故障及失效分析。而且对各种故障在实际生产中及时发现和修复的实践提供了重要的理论依据。相对于闭式齿轮试验机的繁复来说，我们本次所研究的开式齿轮试验机构成比较简单，有利于制造，而且操作十分简便；装配灵巧多变，在齿轮或者齿轮箱的的中心距、中心高不同的情况下也可以顺利进行试验；开放式齿轮试验机在空载的情况下也可以开启，而且可以随意的改变其载荷在其工作的过程中， 开放式齿轮试验机的这些优点对于齿轮传动的试验都具有重大的影响力。1.6 齿轮实验设备简介齿轮的性能试验测试，包含非常多的方面，除了常规的齿轮轮齿弯曲疲劳强度、静强度、疲劳强度的齿面、齿面磨损、齿面胶合试验等，而且包括影响齿轮正常运转工作的其他参数与性能检测，例如齿面的温度，齿轮箱中的润滑，齿轮动载荷及其噪声，齿的载荷分布，齿轮工作效率测试等。这些检测试验，通常都有为其专门设计的齿轮试验设备，都在这个设备上进行试验。因为不同的实验目的与要求会造成在实验室中所使用的测试方法会有所不同，所以这时就需要大量不同的实验设备。因此这些不同的齿轮试验设备的结构组成、工作方式、加载方法都会有很大的不同。对于上述的这齿轮检测方法与检测设备由许多的相关资料文献可供查阅。评定齿轮承载能力的基本性能指标主要是其静强度，齿轮轮齿弯曲疲劳强度，齿面接触疲劳强度，齿面磨损的抗性和齿轮胶合的抗性。一些学者使用的磁盘仿真试验的齿面接触疲劳强度和齿面磨损，齿轮胶合的模拟检测试验；也有学者采用轮齿模板或齿轮轮齿弯曲静强度和疲劳强度的非运转式试验研究。以上这些方法中，除齿轮静强度外，其他的方法都与齿轮的实时工作状态不同，且在应力状态上也有很大的不同，所得到的实验结果可能往往不尽如人意。所以目前国内外的生产和研究单位，广泛采用运转式的齿轮试验设备进行齿轮的各种载荷能力的试验研究，他们可以得到比较满意的结果。我们通常在专业设计的齿轮试验机上对齿轮进行检测。因为不同的实验目的与要求会造成在实验室中所使用的测试方法会有所不同，所以这时就需要大量不同的实验设备。因此这些不同的齿轮试验设备的结构组成、工作方式、加载方法都会有很大的不同。所以一般可以分成运转与非运转式两类。非运转型，仅指齿轮与齿轮副仅仅能够在全面静止的状态下才能够进行检测试验的设备。例如静态加载齿轮静强度试验设备，脉动加载的轮齿弯曲疲劳试验设备等。运转型齿轮试验，指齿轮可以在一定的转速下进行检测的设备。这类设备一般都是由：驱动装置、传动装置、加载装置、齿轮试件失效监护装置、润滑装置、测试六部分试验装置组成。试验机中最重要的装置就是家在装置，也就是通常我们所说的耗能装置，其种样式种类繁多，各有特点，不同加载装置配置在不同的设备上其表现的性能也有所差异，试验机所体现出来的精度，适用性和功耗也会有所差异。如今在实际应用中有多种齿轮试验机，根据功率流的情况可以分为开放式与封闭式两种。1.6.1 开放式齿轮试验台装置所谓的开放式，就是指电动发出的的功率通过齿轮装置传递，然后此功率会通过该齿轮试验机的每一传动部分，最终传到试验机的加载装置，即耗能装置。其实这种设备与通常所见的试验机基本相同，都是由三个部分组成。只是在这里把我们通常在机器中所见的工作设备替换成了耗能负载装置，所以这类设备一般由驱动电机，被测齿轮箱体与耗能负载装置组成（如图 1-1 所示）。由此可见其功率流是从驱动电机流向耗能装置的，所以这种装置一定是开放式的。图1.1 开放齿轮试验机简图耗能负载装置是功率开放式试验机中最为重要的一部分，对于设备的性能与应用方面耗能负载装置起到了决定性的作用。现在在应用的有很多耗能装置，比如电机消功器式、电磁测功器式、流体制动器式、机械制动器式、涡流消功器等。此类装置构成比较简单，有利于制造，而且操作十分简便；装配灵巧多变，在齿轮或者齿轮箱的的中心距、中心高不同的情况下也可以顺利进行试验。然而，因为已设定加载装置为耗能负载装置，其耗能量比较大，能源消耗，所以在此我们就需要一个拥有较大容量的驱动电机。因此我们主要将其应用在非长期运转、中小载荷的齿轮试验中，就像齿轮的效率、噪声，载荷等的检测试验。1.6.2 封闭式齿轮试验装置功率流封闭式齿轮试验机如图 1-2 所示，该试验机是由电动机、主试齿轮箱、转矩转速传感器、陪试齿轮箱、加载器和弹性扭力轴等所组成的系统。要想使整个封闭系统中的弹性扭力轴出现形变就必须在加载器两端施加一个相对的扭矩， 这样就可以让整个闭环系统包括测试齿轮副总是承受弹性扭力轴所施的负载。在封闭式齿轮试验机工作时其中的主试齿轮箱和陪试齿轮箱都会传递出一定的转速和转矩，此时转矩和转速的乘积就是此系统的功率 P。封闭式系统有一个好处就是其功率可以循环使用，因为在齿轮试验机的工作过程中整个系统中的零件会产生摩擦从而使功率损失，所以电机所产生的能量主要就是供其消耗，这样就会降低电机的功率消耗，因此这种齿轮试验机广泛地应用于实验室中。目前，在国内外齿轮设备中，开放式齿轮试验机与封闭式齿轮试验机都拥有各自的优势与缺陷，所以要根据不同场合和目的来选择齿轮试验机进行试验。在开放式齿轮试验机中机械制动的方式已经逐渐的退出了历史舞台，在功率开放式齿轮试验机中液压制动器与磁粉制动器已经大行其道。图1.2 功率封闭齿轮试验装置组成示意图1.7 开放式齿轮试验机的总体方案简图参考过往开放式齿轮故障模拟试验机的组成以及结构设计，在其设计的基础上加以改良完善，现初步拟定本次设计的开放式齿轮故障模拟试验机的总体方案以及见图，如图 1-3 所示。此齿轮试验机由 1.电动机；2.V 带传动；3.正常齿轮； 4.故障齿轮（多联齿轮）；5.齿轮齿条；6.磁粉制动器；7.拨叉所组成。通过摇动手柄，带动齿轮齿条 5 传动，通过拨叉 7 使故障齿轮（多联齿轮）4 移动，使每一个故障齿轮（多联齿轮）4 都可以与正常齿轮 3 相啮合，由此来实现多种故障模拟的试验。1.电动机；2.带传动；3.正常齿轮；4.故障齿轮（多联齿轮）；5.齿轮齿条传动；6.磁粉制动器；7.拨叉图 1.3 开放式齿轮试验机简图第 2 章 开放式齿轮故障模拟试验台结构设计开放式齿轮故障模拟试验台主要由小功率异步电动机，联轴器，滚动轴承， 轴，带传动和齿轮传动组成，其中通过带传动和齿轮传动传递扭矩和力，通过磁粉制动器加载模拟外部负荷，下面对试验机的主要结构进行设计和选择。2.1 电动机的选择2.1.1 电动机类型和结构形式的选择由设计要求可以根据磁粉制动器的额定转矩和工作条件选用电动机，由此可得 YS 系列三相异步电动机使用本设计。2.1.2 确定电动机功率传动装置的总效率查表机械设计手册（1-13） 16 得：h带 = 0.96 （V 带），h轴承 = 0.985 （滚动轴承），h齿轮 = 0.95 （8 级精度），h联轴器 = 0.99 （弹性联轴器），h电动机 = 0.695 。h总= h联轴器 2 h轴承 3 h带 h齿轮 = 0.99 0.985 0.95 0.95 = 0.845232.1.3 确定电动机型号表 2.1 电动机数据型号功率/W电流/A电压/V频率/Hz转速/（ r min-1 ）频率/%外形尺寸（ 长 宽 高 ）/(mmmmmm)YS71243701.1238050140069.5255145180由表（19-26）查得：电动机的机座中心高： H = 71mm； 电动机的伸出端直径： D = 22 mm； 电动机的伸出端长度： E = 40 mm。2.1.4 确定磁粉制动器型号由电动机的选择可得公称转矩T = 5 Nm,许用同步转速 n =1500 r min-1 的制np动器。2.2 传动装置总传动比和各级传动比的分配按表（1-14）中所给的传动比常用范围，选择 V 带传动比比i齿轮 = 2.1 ，总传动比i总 = 3.78 。2.3 传动装置运动及动力参数计算i带 = 1.8 ，齿轮传动2.3.1 各轴转速2.3.2 各轴功率n0 = nm = n1 = 1400 r/minn2 = n0 / i1 = 1400 /1.8 = 777.78 r/minn3 = n2 / i2 = 777.78 / 2.1 = 370.37 r/minP0 = Pd= 370 W2.3.3 各轴转矩P1 = Pd h电动机 h联轴器 = 370 0.695 0.99 = 254.58 W P2 = P1 h 轴 承 h 带 = 254.58 0.985 0.95 = 238.22 W P3 = P2 h齿轮 h轴承 = 238.22 0.95 0.985 = 222.91 WT0 = 9.55 P0 / n0 = 9.55 370 /1400 = 2.524 NmT1 = 9.55 P1 / n1 = 9.55 254.58 /1400 = 1.737 NmT2 = 9.55 P2 / n2 = 9.55 238.22 / 777.78 = 2.925 NmT3 = 9.55P3 / n3 = 9.55 222.91/ 370.78 = 5.741Nm表 2.2 各轴的运动及动力参数轴名功率 P（w）转速 n(r/min)转矩 T（Nm）传动比效率h037014002.52410.6881254.5814001.7372238.22777.782.9251.80.9363222.91370.785.7412.10.9362.4 带传动的设计与计算2.4.1 确定功率 Pca根据工作条件载荷平稳，由表 5-1,查得 KA =1.2，则Pca = KA P1 = 1.2 0.255 = 0.306 kw（2-1）2.4.2 确定 V 带的带型根据计算功率 Pca = 0.306 kw ,得小带轮的转速nm = n1 = 1400 r/min，由图 5-1 确定选用 Z 型带。2.4.3 确定带轮的基准直径 dd ，并验算带速 v确定小带轮基准直径dd1V 带的带型为 Z 型带，由表 5-2 和表 5-1，可选小带轮的基准直径dd1= 75 mm。验算带速 vv = pdd1 n1 = p 75 1400 = 5.50 m/s（2-2）60 1000Q5 m/s v （F0）min 。2.4.8 计算带传动的压轴力 Fp压轴力的最小值为(F )= 2z( F )sin a1 = 2 2 47.28 sin 168.58 = 188.18N(2-9)P min0 min22下表 2-3 所示为 V 带传动主要参数。表 2.3 V 带传动主要参数带型Z中心距300小带轮直径75包角168.58大带轮直径132带长900带的跟数2初拉力25.15带速5.50压轴力188.182.4.9 带轮结构设计da min带轮材料采用 HT200 6 。由表 5-8 查得： b = 8.5 mm， h= 2.0 mm，h f min = 7.0 mm， e = 12 + 0.3 mm， f min = 7 mm，现取ha = 2.0 mm， f= 8.0 mm，h f = 8.0 mm。1） 小带轮结构设计小带轮采用实心式，由电动机的伸出端直径d = 22 mm，查表 5-9 及表 5-8 可得d11 = (1.8 2)d = (1.8 2) 22 = 25.2 44 mm，取d11 = 44 mmda1 = dd1 + 2ha = 79mm，B1 = (z - 1)e + 2 f = (2 - 1)12 + 2 8 = 28 mm由于 B1 = 28 mm1.5d = 21 mm,所以L1 = (1.5 2)d = (1.5 2) 22 = 33 44 mm，考虑到电动机轴外伸长度为40 mm 和安装轴承的原因，取 L1 = 42 mm。2) 大带轮结构设计大带轮采用腹板式。大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而定，取d = 20 mm。同理，由表 5-9 及表 5-8 可得d12 = (1.8 2)d = (1.8 2) 20 = 36 40 mm，取d12 = 38 mmda 2 = dd 2 + 2ha = 132 + 2 2 = 136 mm， B1 = B2 = 28 mm由于 B2 = 28mm 1.5d = 30mm ，故 L2 = B2 = 28 mmS = 1 1 B = 1 1 28 = 4 7 mm，取 S = 7 mm 27474由表 5-8，可得d= 10 mm。大带轮零件工作图如图 2-2 所示7 。图 2.1 小带轮结构图 2.2 大带轮结构2.5 试验机外的传动零件设计齿轮传动的设计计算2.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 按传动方案选用直齿圆柱齿轮。（2） 磁粉制动器为一般机器，选用 8 级精度。（3） 材料选择。由表 5-20 选择小齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度为 250HBW。大齿轮材料也选择为 45 钢，正火处理，硬度为 200HBW，两者硬度差为 50HBW。（4）选小齿轮齿数 z1 = 19 ，大齿轮齿数 z2 = i齿轮 z1 = 2.119 = 39.9 ，取 z2 = 40 。z40（5）齿数比 u= 2 = 2.11 。19z12.5.2 按齿面接触强度设计d 2.323K T1u 1 2ZE 5(2-10)1tfu s d1）确定各数值以方便代入上式H 试选载荷系数 Kt = 1.3。小齿轮传递的转矩T2 = 9.55 P2/ n2= 9.5 238.22 / 777.78 = 2.925 103 Nmm。由表 5-26 确定取齿宽系数fd = 0.2 。由 5-10d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限sH lim1 = 600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限sH lim 2 = 550 MPa。计算应力循环次数12hN = 60n jL = 60 777.78 1 (16 300 15) = 3.36 1092N = 3.36 109 =1.59 1092.11由图 5-8 得接触疲劳寿命系数 KN1 = 0.9 ； KN 2 = 0.95 。算出接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得许用应力sH 1 = KN1 slim1 = 0.9 600 = 540 MPaSsH 2 = KN2 slim 2 = 0.95 550 = 522.5 MPaS由表 5-25 查得材料的弹性影响系数 ZE =189.82） 计算MPa1/ 2 。试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入sH 中较小的值。K T1 u 1 Z 2E 1.3 2925 3.1 189.8 2 mm= 43.50 mmd1t 2.323 = 2.3230.2fd计算圆周速度 vu sH 2.1 522.5 计算齿宽bv= pd1t n160 1000= p 43.50 777.78 =1.772 m/s60 1000计算齿宽与齿高之比 bhb = fd d1t= 0.2 43.50 = 8.7 mmt模数m = d1t = 43.5 = 2.29 mmz119齿高h = 2.25mt= 2.25 2.29 = 5.153 mmb = 8.7h5.153=1.688计算载荷系数 根据V = 1.772m/s、齿轮 8 级精度，从图 5-6 查得动载荷系数 KV = 1.10 ，从表5-22 查得直齿轮传动齿间载荷分配系数 KHa = KFa = 1 ；由表 5-21 查得齿轮传动使用系数 KA = 1；齿轮 8 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，用插值法查表 5-23得按接触疲劳强度计算齿向载荷分配系数 KHb= 1.423 ；由 bh= 1.688 、KHb= 1.423查图 5-5 得按弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分配系数 KFb = 1.32 ；故载荷系数K = KA KV KHa KHb = 11.111.423 = 1.565根据实际的载荷系数校正所得的分度圆直径计算模数 md1 = d1t= 43.5 = 46.275 mmm = d1 = 46.275 = 2.436 mmz1192.5.3 根据齿根弯曲疲劳强度设计m (2-11)1)确定公式内的各计算数值（1） 由图 5-9c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度sFE1 = 500 Mpa；sFE2 = 380 Mpa。（2） 由图 5-7 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.85 ； KFN 2 = 0.88 。（3） 算出弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 sF 1 = KFN1 sFE1 = 0.85 500 = 303.57 MPaS1.4 sF 2 = KFN 2 sFE 2 = 0.88 380 = 238.86 MPa（4） 计算载荷系数 KS1.4K = KA KV KFa KFb = 11.111.32 = 1.452（5） 查取齿形系数。由表 5-24 查得齿形系数YFa1 = 2.91 ； YFa2 = 2.42（6） 查取应力校正系数。由表 5-24 查得应力校正系数YSa1 = 1.53 ； YSa2 = 1.66 。（7） 计算大、小齿轮的 YFaYSasF YFa1YSa1 = 2.911.53 = 0.014672）计算sF 1YFa2YSa2sF 2303.57= 2.42 1.66 =0.01682238.86mt = 0.7062 mm对比计算结果，弯曲强度所决定的承载能力决定了齿轮模数 m 的大小，取由弯曲疲劳强度算得的模数，由于是开式齿轮，取较大模数按标准圆整 3mm。按实际的载荷系数校正所算得的模数。m = mt= 3 = 3.141mm考虑齿面磨损的影响，应将求出的模数加大 10%20%，则m = 3.141 (1.1 1.2) = 3.455 3.769 mm取m = 4 mm。2.5.4 各部分尺寸计算161. 分度圆直径d1 = z1m = 19 4 = 76 mm d 2 = z2 m = 40 4 = 160 mm 2中心距a = d1 + d 2 / 2 = (76 + 160)/ 2 = 118 mm3齿轮宽度b = fd d1 = 0.2 76 = 15.2 mm取 B2 = 15 mm，而取 B1 = 20 mm。4齿顶圆直径da1 = d1 + 2ha = (z1 + 2h* a )m = (19 + 2 1) 4 = 84 mmda 2 = d 2 + 2ha = (z2 + 2h* a )m = (40 + 2 1) 4 = 168 mm5齿全高h = (2h* a + c* )m = (2 1 + 0.25) 4 = 9 mm 6齿厚S = p = pm = p 4 = 6.283 mm2227齿顶高ah = h* a m = 1 4 = 4 mm 8计算齿根高fh = (h* a + c* )m = (1 + 0.25) 4 = 5 mm9齿根圆直径d f 1 = d1 - 2hf d f 2 = d 2 - 2hf= 76 - 2 5 = 66 mm= 160 - 2 5 = 150 mm2.5.5 齿轮结构设计图 2.3 小齿轮结构图 2.4 大齿轮结构第 3 章 轴的设计计算及强度校核3.1 轴的材料及其许用应力的确定传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，初选轴的材料为 45钢，调质处理。查表 16-1 得：轴材料的硬度为 217255HBW，抗拉强度极限sB = 640 Mpa,屈服强度极限ss = 355 Mpa，弯曲疲劳极限s-1 = 275 Mpa，剪切疲劳极限t-1= 155 Mpa，许用弯曲应力s = 60 Mpa 13 。-13.2 轴的最小直径估算3.2.1 高速轴最小直径单级齿轮试验机的高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接，所以输入端轴径应最小。查表 16-2，取 A0 = 112 ，则高速轴最小直径为：d1min A0=112 = 7.547 mm（3-1）考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴径增大 5%7%，则d1min = 7.547 1.07 = 8.075 mm查表 1-19，取标准尺寸d1min = 10 mm。3.2.2 低速轴最小直径低速轴的输出端与联轴器相连接，所以低速轴输出端轴径应最大。查表 16-2， 取 A0 = 112 ，则低速轴最小直径为：d 2 min A0=112 = 9.44 mm考虑到低速轴最小直径安装联轴器，该轴段截面上设有一个键槽，同理可得d 2 min = 9.44 1.07 = 10.1mm由联轴器孔径系列标准，可得d 2 min = 15 mm。3.3 高速轴的结构设计与强度校核3.3.1 确定轴上零件的位置与固定方式由于轴较短，所以采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。高速轴轴系结构如图 3-1 所示。图 3.1 高速轴轴系结构3.3.2 各轴段直径与长度的确定（1） d11 ：最小直径，安装大带轮外伸轴段，密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求以及定位轴肩的高度h = (0.07 0.1)d11 ,考虑密封圈的标准，故取d11 = 20 mm。该轴的圆周速度：v = pd11 n260 1000= p 20 777.78 = 1.018 4 m/s60 1000故可选用毡圈油封，由表 9-9，选用毡圈 25。d12 ：滚动轴承处轴段，考虑轴承的拆装方便，现取d12 = 25 mm。考虑到轴承承受的是径向力，故选用深沟球轴承。查表 6-5，选取 0 基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承 6005，其基本尺寸为d D B = 25 47 12 mm，其安装尺寸为da = 30 mm。d13 ：根据滚动轴承和齿轮的定位，取d13 = 30 mm。d 14 ： 齿 轮 处 轴 段 ， 小 齿 轮 与 轴 是 花 键 连 接 ， 采 用 外 花 键 形 式 ， 花 键 规 格 是N d D B = 6 28 32 7 ,选用轻系列，小径为 28mm。d15 、d16 ：应与右边对称，故取d15 = 30 mm， d16 = 25 mm。（2） 各轴段长度的确定。L11 ：根据大带轮以及轴承端盖取 L11 = 76 mm。L12 ：根据滚动轴承，根据轴承的大小，故取 L12 = 12 mm。L13 ：根据滚动轴承的定位以及联动齿轮的定位，故取 L13 =14mm。L14 ：小齿轮的宽度为 B1 = 20 ，根据箱体内壁与齿轮端面的距离，综合考虑取L14 = 232 mm。L15 、 L16 ：由于对称，故取 L15 = 14 mm， L16 = 12 mm。高速轴总长度：L1 = 76 + 12 + 14 + 232 + 14 + 12 = 360 mm3.3.3 按弯扭合成应力校验轴的强度绘制高速轴受力简图如图 3-2 所示12 。转矩T2 = 9.55 P2 / n2 = 9.55 238.22 / 777.78 = 2.925 Nm圆周力 F = 2T2 = 115.69 Ndt11径向力 Fr1 = Ft1 tana= 42.11 N高速轴两轴承间的跨距：l AB = 272 mm， lBD = 44 mm， lCD = 180 mm。两支点反力：R= R= Ft1 = 115.69 = 57.845 NA1HB1H22由S M A (F)=0，得 RB1V= 20.68 N， RA1V= 21.43 N。A 点和 B 点的总反力：R=A1R=B1C1 处的水平弯矩：M= R= l A1B1 - 7866.92 Nmm= 61.687N= 61.431NC1 处的垂直弯矩：B1 处的垂直弯矩：C1HMC1VA1H= RA1V2= l A1B12= 2896.8 NmmM B1VC1 处的合成弯矩：= FPlB1D1 = -188.18 44 = -8279.92 NmmMC1 = 8383.31NmmB1 处的合成弯矩：高速轴所受的转矩：M B1 = 8279.92 NmmT1 = 2925 Nmm绘制高速轴弯扭矩受力图如图 3-2 所示。图 3.2 高速轴载荷分析由图 3-2 可知，轴C1 处和 B1 处弯矩大小相近，但 B1 轴段直径较小，所以 B1 处为危险截面。因为回转轴是单向的，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数a= 0.6 ，危险截面 B1 的当量弯矩Me1 =s = Me = 8781.38 Nmm（3-2）2Me1= 3.252 MPacaW0.1d13主动轴材料为 45 钢，调质处理，由表 16-1，查得s-1 =60 MPa ，所以sca P2 ，所以仅要验算轴承 1。轴承在 100温度以下工作，查表 6-16 得温度系数 ft = 1，则106 f C 10610.0 103 3eL = tr = = 5.28 107 h 48000h（3-6）60 n P60 777.78 74.024 所以轴承寿命合格。3.4 低速轴的结构设计与强度校核3.4.1 联轴器的选择因为在此设计中此轴的载荷较平稳，速度较低，基本没有特殊要求，所以选用弹性套柱销联轴器。查表 7-9，联轴器的工作情况系数 K A = 1.5 ，故Tca = KAT3 = 1.5 5.741 = 8.612 Nm（3-7） 查表 7-6 选用 LT1 型，公称转矩 Tn = 16 Nm,故 Tca Tn 。采用 Y 型轴孔，直径d = 12 mm,长度 L = 32 mm。3.4.2 轴上零件的位置与固定方式的确定低速大齿轮位于整个齿轮试验机箱体的中央位置，联轴器位于轴外伸出一端， 联轴器固定在靠轴肩轴向一方。齿轮固定在靠轴环和套筒实现轴向一方。轴承采用两端固定，脂润滑。轴承通过封油环和轴承盖固定，轴系结构如图 3-4 所示。图 3.4 低速轴轴系结构3.4.3 低速轴各轴段直径和长度的确定（1） 各轴段直径的确定14 。d 21 ：最小直径，安装联轴器外伸轴段， d 21 = 14 mm；d 22 ： 密封处轴段。 因为联轴器对轴向定位有要求， 所以定位轴肩为h = (0.07 0.1)d 21 = (0.07 0.1)14 = 0.98 1.4 mm，查表 1-19，参考毡圈油封的标准，取d 22 = 20 mm。该轴段的圆周速度：v = pd 22 n360 1000= p 20 370.78 = 0.388 d 22 ，取d 23 = 25 mm。因为轴只受径向力，所以选用深沟球轴承。查表 6-5，初选取代号 6005 轴承，其基本尺寸为： d D B = 25 47 12 mm，安装尺寸为da = 30 mm。d 24 ：考虑到箱体和联动齿轮的移动，根据经验取d 24 = 30 mm。d 25 ：轴环，此轴段为齿轮定位，定位轴肩高h = (0.07 0.1)d 24 = (0.07 0.1) 30 = 2.1 3 mm，查表 1-19，取标准值d 25 = 31.5 。d 26 ：低速齿轮段安装轴段，取d 26 = 30 mm。d 27 ：套筒和滚动轴承安装轴段，取d 27 = 25 mm。（2） 各轴段长度的确定。L21 ：安装联轴器轴段。因为要保证轴向定位可靠，所以该轴段的长度应比联轴器轴孔的长度短 23mm，可得联轴器轴孔长 32mm，故取 L21 = 30 mm。L26 ：大齿轮配合段。由齿宽 B2 = 15 ，出于定位考虑，同理取 28mm。L22 ：此段长度除不仅与轴上零件有关系，而且与轴承座宽度与轴承端盖等零件有关。根据装配关系可知，取 L22 = 35 mm。L23 ：此轴段安装滚动轴承，根据标准取为 12mm。L24 ：参考联动齿轮的移动和箱体零件的定位，取 L24 = 100 mm。L25 ：轴环宽度。 b 1.4h = 1.4 (d 25 - d 24 )/ 2 = 1.05 ，取 5mm。L27 ：套筒和滚动轴承的安装，取为 58mm。可得低速轴长度：L = L21 + L22 + L23 + L24 + L25 + L26 + L27 = 240 mm 。3.4.4 根据弯扭合成应力校验轴的强度低速轴受力简图如图 3-5 所示。低速齿轮所受转矩T = 5.74 Nm低速齿轮所受圆周力 Ft 2= 2T3d= tana= 71.763 tan 20o = 26.12 N2低速齿轮所受径向力 Fr 2 = Ft 2 t N低速轴两轴承间的跨距： 由以上设计尺寸可计算出其跨距 l A2 B 2 = 110 mm，lE 2 A2 = 40 mm， l A2C 2 = 75 mm。两支点的支反力RA2 H = 22.834NRB 2 H = 48.929NA2 处和 B 2 处的总反力RA2V= 8.305NRB 2V= 17.815NRA2 =C2 处的水平弯矩= 24.297N ，同理 RB 2 = 52.071 NC2 处的垂直弯矩C2 处的合成弯矩MC 2 HMC 2V= RA2 H l A2C 2 = 1712.55 Nmm= RA2V l A2C 2 = 626.25 NmmMC 2 = 1823.463Nmm低速轴所受的转矩T3 = 5741Nmm低速轴弯扭矩受力图如图 3-5 所示。图 3.5 低速轴载荷分析由上述内容可得C2 处所受弯矩最大，是危险截面。因为该轴是单向回转轴， 所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数 0.6，则Me2 =s = Me = 3897.472 NmmMe2= 1.444 MPa26caW0.1d 3因为在前文已经选定主动轴材料为 45 钢，调质处理，根据表 16-1，查得s-1 =60 MPa ，所以sca s-1 ，可得是安全。3.4.5 按疲劳强度安全系数校核经上述分析，对截面上有键槽,为危险截面，对其进行校核校核公式为：S =Ss 仅考虑弯矩作用时的安全系数 SrS=s-1 SoK s +jso as mSt仅考虑扭矩作用时的安全系数S =t-1 StK t +jtt at mSr根据疲劳强度计算的许用安全系数；s-1 、t-1 分别为对称循环应力下的材料弯曲和扭转疲劳极限；sa 、sm 分别为弯曲应力的应力幅和平均应力；ta 、tm 分别为扭转应力的应力幅和平均应力；Ks、 Kt 分别为弯曲和扭转时的有效应力集中系数；b表面质量系数；js、jt分别为材料弯曲和扭转时的平均应力折算系数；es、et 分别为弯曲和扭转时的尺寸影响系数。 因该轴受力为脉冲循，所以sa =M ，s2Wm= sa该轴段上有键槽，所以ta =T2WT，tm= taW = 0.1d 3 = 0.1 303 = 2700TW = 0.2d 3 = 0.2 303 = 5400M、T 分别为轴危险截面上的弯矩和扭矩；W、WT 分别为轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数。查得上述各参数如下：S p = 1.5 ，s-1 = 270MPa ，t-1 = 155MPao = 3887.472 = 0.722 MPaa2 2700sm = 0.722 MPatm = 0.532 MPa查得以下各参数为：ta =5741= 0.532 MPa2 5400Ks = 1.76，Kt = 1.54，b = 0.81，js = 0.75，jt = 0.73，es = 0.34，et = 0.21Ss =270= 1491.76 0.722 + 0.75 0.722St =1551.54 0.532 + 0.73 0.532= 128.35S = 97.25SSr因此该轴截面C2 疲劳强度校核合格。低速轴如图 3-6 所示。图 3.6 低速轴3.4.6 滚动轴承的校验（1）根据表 6-5 得：深沟球轴承 6005 的基本额定动载荷Cr = 10.0 kN，基本额定静载荷C0 = 5.85 kN。预计寿命 Lh = 10 300 2 8 = 48000hA2Fr1 = R= 24.297N ， Fr 2 = R= 52.071 NB2查表 6-14，当试验机受到轻微冲击时，取滚动轴承载荷系数 f p = 1.2 。 Fa / Fr = 0 ，查表 6-15 得深沟球轴承的 e=0.22 ， 故此时 Fa / Fr e ， 径向动载荷系数X1 = X 2 = 1，且轴向动载荷系数Y1 = Y2 = 0 。P1 =f p (X1 Fr1 + Y1 Fa1 ) = 1.2 (1 24.297 + 0) = 29.156 NP2 =f p (X 2 Fr 2 + Y2 Fa 2 ) = 1.2 (52.071 + 0) = 62.485 N P1 48000hP60 n60 370.78 62.485 所以轴承寿命合格。（2）轴承润滑方式的确定。齿轮的圆周速度：v =pd 2 n360 1000= p160 370.78 = 3.106m / s 4m / s60 1000故轴承的润滑采用脂润滑。3.5 键的选择与强度校核3.5.1 高速轴外伸端处11（1） 选择键连接的种类和尺寸15 。主动轴外伸端d= 20mm ，长 76mm，因为键在 轴 中 部 安 装 , 查 表4-27 ， 选 键670GB/T10962003 ，b = 6mm, h = 6mm, L = 70mm 。选择材料为 45 钢,查表 4-28,键静连接时的许用挤压应力s = 100 120MPa,取s = 110MPa 。长度l = L - b = 70 - 6 = 64mm ,键与轮pp毂键槽的接触高度k = 0.5h = 0.5 6 = 3mm 。（2） 校核强度。sp =2T 103kld= 2 2.925 1033 64 20= 1.523MPa s （3-8）p故键的强度合格，选择键 670 GB/T10962003 合适。3.5.2 高速轴联动齿轮处（1） 选 择 键 连 接 的 种 类 和 尺 寸 。 此 处 选 择 的 是 花 键 ， 花 键 规 格 是NdDB=628327, 因为是动连接， 故取 P = 10MPa , 载荷分配不均系数j= 0.75 ，花键的齿数 z=6，齿的工作长度为 l=7mm，花键齿侧面的工作高度为h=2mm，花键的平均直径dm = 30 mm。（2） 校核键连接的强度。2T 103mP = jzhld=2 2.6 1030.75 6 7 2 30= 2.751MPa P = 10MPa（3-9）故键的强度合格。3.5.3 低速轴外伸端处（1） 选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d 21 = 14 mm，长 30mm，因为到键在 轴 中 部 安 装 ， 查 表4-27 ， 选 键528GB/T10962003 ，b = 5mm, h = 5mm, L = 28mm 。选择材料为 45 钢，查表 4-28，键静连接时的许用挤压应力s = 100 120MPa,取s = 110MPa 。长度l = L - b = 28 - 5 = 23mm ,键与pp轮毂键槽的接触高度k = 0.5h = 0.5 5 = 2.5mm 。（2） 校核键连接的强度。o = 2T 103pkld= 2 5.7411033 23 14= 11.886MPa s p故键的强度合格，选择键 528GB/T10962003 合适。3.5.4 低速端大齿轮连接处（1） 选择键连接的种类和尺寸。主动轴向外延伸端d 26 = 30mm ，长 28mm，因为键 要 在 轴 中 部 安 装 ， 查 表 4-27 ， 选 键 825 GB/T10962003 ，b = 8mm, h = 7mm, L = 25mm 。选择材料为 45 钢，查表 4-28，键静连接时的许用挤压应力s = 100 120MPa ,取s = 110MPa 。长度l = L - b = 25 - 8 = 17mm ,键与pp轮毂键槽的接触高度k = 0.5h = 0.5 7 = 3.5mm 。（2） 校核键连接的强度。o = 2T 103pkld= 2 5.7411033.5 17 30= 6433MPa s p故键的强度合格，选择键 825GB/T10962003 合适。第 4 章 开放式试验机箱体的设计参考表机械设计手册（15-1） 16 ，设计一级圆柱齿轮试验机装配工作底图如图 4-1 所示。如表 4-1 所示：表 4.1 试验机箱体的的尺寸名称代号尺寸/mm中心距a137箱座壁厚d8箱盖壁厚d18箱座凸缘厚度b15箱盖凸缘厚度b115地脚螺栓直径d fM10轴承连接螺栓直径d112箱盖与箱座连接螺栓直径d 26地脚螺栓数目n4箱缘直径（扳手空间）C1C23030轴承盖螺钉直径d3M8外箱壁至轴承座端面距离L120定位销直径d6箱盖、箱座肋厚m18.5轴承连接螺栓距离 sS60箱体外壁至轴承座端面距离K40连接螺栓 d2 的间距l120大齿轮与内箱壁距离L1DL120齿轮端面与内箱壁距离DL215试验机装配工作底图如图 4-1 所示：图 4.1 一级圆柱齿轮试验机装配工作底第 5 章 润滑与密封要保证整个齿轮试验机的正常流畅运转，所以要准备合适的的润滑剂。5.1 齿轮的润滑齿轮在运转啮合时，因为相啮合的两齿面间会出现相对滑动，所以就会有一定摩擦和磨损,动力消耗也会增加，传动效率就会相对降低。润滑剂的作用就是避免轮齿直接接触，在一定程度上减少磨损，同时也会起到散热及防锈蚀作用。所以对齿轮传动部分进行润滑是必不可少的一个环节，不仅能大大改善轮齿的工作状况，而且能确保齿轮的运转正常及寿命。5.1.1 齿轮传动的润滑方式因为本设计中的齿轮的圆周速度v 12m/s，所以齿轮采用浸油润滑。浸油润滑就是将齿轮轮齿浸入在油池中。因此在整个设备工作运转时，齿轮转动，油就会到齿轮齿面上进行润滑保护，与此同时也有部分油滴会被甩到齿轮箱壁，也起到了散热的作用。根据齿轮的圆周速度大小可以决定齿轮轮齿浸入油面的深度，在此我们所设计的是一级圆柱齿轮试验机，所以在此可设定浸油面不超过一个齿高，但一般情况下不应 10mm，根据本此齿轮试验机要求在此深度取 15mm。5.1.2 润滑剂的选择润滑油或润滑脂是在齿轮传动中我们常用的润滑剂。因为本设计中齿轮采用浸油润滑，所以选用普通开式齿轮油（SY 1232-85）,68H 号润滑油，运动粘度 60 75cs。5.2 滚动轴承的润滑与密封5.2.1 滚动轴承的润滑对于滚动轴承的润滑不仅可以降低摩擦阻力，还有散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。所以滚动轴承的润滑在机械设计占有十分重要的地位滚动轴承采用脂润滑。脂润滑的结构简单，易于密封。通常对于润滑脂的补充或更换周期为六个月左右。润滑脂的填充量应占轴承空间的 1/31/2，通过轴承座上的注油孔及通道注入。齿轮试验机箱体内侧装有挡油环。其作用就是为了防止箱内的油浸入轴承与润滑脂混合，并防止润滑脂流失，详见装配图。5.2.2 滚动轴承的密封轴承的密封装置是为了防止许多空气中的灰尘杂物等进入轴承，同时在一定程度上组织润滑剂的流失。密封装置分为接触式和非接触式两种。在此我们的设计所使用的是滚动轴承，所以非接触式密封适用于本次设计， 采用接触式密封在接触处会产生滑动摩擦,若使用非接触式密封就不会出现这种现象。本设计中采用隙缝密封。在轴承盖和轴套之间留有一个极窄的缝隙，半径间隙通常为 0.10.3mm.这对使用脂润滑的轴承来说，已具有一定的密封效果。综上所述，开放式故障模拟试验台整体结构的设计已经完成。结论本文的设计方案是在传统开放式齿轮试验机的基础上加以改进和完善，利用电动机提供功率，带传动减速，齿轮传动传递功率以及磁粉制动器提供负载，试验机能在实验室的环境下重现齿轮的典型故障，如轮齿折断，齿面磨损，齿面点蚀，齿形误差。本文主要完成了以下几个方面的工作：(1) 查阅了齿轮故障诊断技术和齿轮试验机的相关知识，并写出了文献综述； (2)根据所给要求确定功率流开放式齿轮试验机的设计方案，并对开放式齿轮试验机的主要零部件进行了设计，确定了各部分的具体尺寸；(3)对开放式齿轮试验机的轴，齿轮以及键结构进行了强度校
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