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滚动摩擦磨损试验机设计含20张CAD图,滚动,摩擦,磨损,试验,设计,20,CAD
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滚动摩擦磨损试验机设计摘 要摩擦学是一门研究相对运动构件之间摩擦、磨损及润滑的一门科学。统计分析表明，导致及其失效的主要原因是动联接和机件在摩擦力作用下的磨损。滚动摩擦是一种非常常见的摩擦形式，对减小构建之间的摩擦力起了很大的作用。研究滚动摩擦，需要一些实验设备。磨擦学测试仪器和测试技术的应用及研究，从静态研究发展到动态研究，从而达到弄清机理、控制摩擦磨损的目的。本设计运用参数化建模方法，运用机械工程相关知识设计了一台滚动摩擦磨损试验机。各种典型机械运动在不同介质作用下的摩擦学特性不同，本设计针对滚动摩擦在不同载荷、不同转速下，摩擦系数的变化情况。本次设计的滚动摩擦磨损试验机设计在参考原有各种试验机的基础上进行了一系列的改进创新，特点是本设计装置的功能相对单一，用来进行滚动摩擦磨损试验，测试具有更加专业化的特点；能够满足在不同载荷、不同材料的试验要求；试验力加载方式独特，采用螺旋传动压缩弹簧加载；试件易于制作，便于安装，夹紧可靠，无松缓、卡死等现象；本设计构造简单，成本低，使用方便。关键词：滚动摩擦 摩擦磨损试验机 设计AbstractTribology is a science that studies friction, wear, and lubrication between relatively moving components. Statistical analysis shows that the main cause of failure and its failure is the wear of dynamic couplings and mechanical parts under friction. Rolling friction is a very common form of friction and plays a significant role in reducing friction between builds. Studying rolling friction requires some experimental equipment. The application and research of friction test equipment and test technology has progressed from static research to dynamic research, so as to clarify the mechanism and control friction and wear. This design uses a parametric modeling method and uses a knowledge of mechanical engineering to design a rolling friction and wear testing machine. The tribological characteristics of various typical mechanical motions under different media are different. This design is based on the variation of friction coefficient of rolling friction under different loads and different rotation speeds. The design of the rolling friction and wear tester designed on the basis of the original variety of test machines has undergone a series of improvement and innovation. The feature is that the design of the device is relatively single-function, used to carry out rolling friction and wear test, the test has more Specialized characteristics: It can meet the test requirements of different loads and materials; The test force is loaded in a unique way, and it is loaded with screw-driven compression springs; the test piece is easy to manufacture, easy to install, reliable clamping, no loosening, etc. This design has a simple structure, low cost and easy to use.Keywords: rolling friction friction and wear tester design目 录引 言1第一章 滚动摩擦磨损试验机设计方案的确定21.1滚动摩擦磨损试验机设计要求21.2滚动摩擦副设计21.3设计原理3第二章 滚动摩擦试验机动力源的选择42.1 电动机的类型选用42.1.1 三相异步电动机的选择52.1.2伺服电机功率的确定7第三章 蜗杆蜗轮的设计73.1传动比的确定73.2传动装置各参数的计算83.3蜗轮蜗杆材料及其类型选择83.3.1选择蜗杆传动类型83.3.2材料选择83.4蜗轮蜗杆设计计算93.4.1确定蜗杆蜗轮模数93.4.2蜗杆与蜗轮主要参数103.4.3校核齿根弯曲疲劳强度113.4.4 验算效率123.4.5热平衡计算123.4.6主要设计结论12第四章 轴系零件的结构设计及计算144.1安装蜗轮的轴设计计算144.1.1确定轴的最小直径144.1.2求作用在蜗轮上的力144.1.3蜗轮轴的设计144.1.4 零件的周向定位164.1.5校核轴的强度164.2蜗杆轴的设计计算194.2.1按扭矩初算轴最小直径194.2.2求蜗杆的受力194.2.3蜗杆轴结构设计204.2.4 校核蜗杆轴的强度214.3滚动轴承选择和计算244.3.1蜗轮轴上安装的滚动轴承的计算244.3.2蜗杆轴上安装的滚动轴承的计算264.4键的选择和计算274.4.1 蜗杆轴上的键的选择和校核274.4.2蜗轮轴上与蜗轮配合的键的选择和校核28第五章 其它零部件设计295.1 蜗杆减速器箱体结构尺寸设计295.2弹簧的设计计算305.3施力板的设计315.5主动试件传动部分设计33结 论38参考文献39谢 辞40 引 言1、摩擦学研究现状摩擦与磨损体现在我们生活的方方面面，是一种具有极其重要影响的现象。摩擦现象被作为一门科学研究对象，始于15世纪达芬奇对于摩擦领域的卓越贡献。长期以来，人们都是从力学或者物理学角度对摩擦、磨损及润滑分割开地进行研究，发展缓慢。随后，摩擦学综合成一门独立的学科及计算机技术的发展，摩擦磨损研究开始快速发展。摩擦学的发展，反过来对机械设计方法进行了补充。工程师在设计机器时，必须考虑摩擦磨损情况，力求机器寿命、效率等得到稳定的提升。以机床为例，某些关键零部件没有进行摩擦学设计，导致了零部件频繁磨损失效，破使机床的停机修理。不仅需要维修人员的维护，还耽误了工业生产的效率。所以，当今摩擦学的研究受到了各国的重视。2、摩擦学重要研究方向的发展摩擦现象是一种十分常见又复杂的现象，目前被发现的与摩擦有关的影响的因素多达几十个。一个在技术领域的重要课题就是摩擦问题。摩擦学的主要研究方向有流体润滑理论、纳米摩擦学、摩擦学设计和耐磨材料。最近几十年，人们发现了薄膜润滑状态，并在薄膜润滑性能取得了重要研究。现代机械学科的发展趋于超精密化，很多装置中的摩擦副间隙常处于纳米量级。因此，纳米摩擦学发展不仅是摩擦学深入发展的趋势，也是当下科技发展的需要。摩擦学设计从设计源头开始关注摩擦磨损问题，通过一系列方式减轻磨损。通过理论及实验类比预测并避免可能发生的故障。 1耐磨材料的成功研制对摩擦磨损的问题的解决提供了一种相对有效的途径。我相信耐磨材料的研发会受到格外的重视。3、研究滚动摩擦试验机的意义如前所述，摩擦学研究的经济与工程意义都是重大的。研究需要良好的设备来辅助研究人员分析与发现新的摩擦理论，从而推动科技的发展。滚动摩擦磨损试验机的研究，对了解材料的摩擦系数、耐磨性能具有直接的作用2。润滑油及耐磨涂层的开发均需要测试，一台设计良好的滚动摩擦磨损试验机对准确掌握开发的新材料、润滑油及涂层有关键的作用。对摩擦学研究人员来说，滚动摩擦磨损试验机是一个必不可少的辅助工具。第一章 滚动摩擦磨损试验机设计方案的确定1.1滚动摩擦磨损试验机设计要求查阅相关书籍资料，确定本设计应满足的要求如下：1、能够准确地测出材料的摩擦系数。2、试验条件灵活，容易调整，加载实验力范围。 3、操作安全，工作情况稳定。4、易于操作，维护方便。1.2滚动摩擦副设计滚动摩擦形式有很多，按照接触形式有点、线、面接触的形式，摩擦副试件的形状有球、圆柱形、平面块状、锥形、环形、圆盘形等3。本设计采用的试件为圆盘形。开始采取的摩擦试件位置关系如图1-1所示：图1-1 初始摩擦副设计方案考虑到这样设计的位置关系最大的问题是更换试件极其不方便，所以对原始设计方案进行了改，更改后的试件设计位置关系如图1-2所示：图1-2 修改后的摩擦副设计方案1.3设计原理当试件接触形式为圆盘状时，假设竖直的载荷为N，摩擦力为F，摩擦力矩为M，下试验试件的半径是r。则摩擦系数是 （1-1）根据设计原理，设计机构应有压力传感器、扭矩传感器类电子元件，压力传感器用来测量加载实验力，扭矩传感器用来测试实验时的摩擦力矩4，至于试件半径r，可以用游标卡尺来测量。考虑设计要求，加载实验力大小易于设置，决定采用弹簧加载结构。但是，对于普通电动机，对于50赫兹的交流电，转速多达3000r/min，这对实验力的控制极为不利。虽然每增加一磁极对数，转速会下降，但是一味地增加磁极对数，不但电动机结构会增大很多，成本也会很高。因此，采用减速机器来降速，是个很好的选择。常见的减变速机器种类有齿轮传动减速器，蜗轮减速器等。因为本设计最大加载实验力为500N，而且需要一个传动比比较大的减速器，因此，采用蜗杆减速器非常合适。 根据以上判断，拟定总的设计方案简图如图1-3所示5：图1-3 设计方案简图图中个标号的意义：1是伺服电机，2是联轴器，3是扭矩传感器，4是轴承，5是试验用的试件，6是加载实验力的试验台，7是压力传感器，8是圆柱压缩弹簧，9是蜗杆简图，10是蜗轮。至此，本设计的整体方案确定完毕。接下来，需要进行零部件的设计，选用，以及对总的设计方案进行完善与补充。第二章 滚动摩擦试验机动力源的选择2.1 电动机的类型选用本设计有两个动力源，一个是试验试件的动力源，另一个是弹簧加载的动力源。由于试验机为位置相对固定的机械，不像汽车等运输类机械，所以动力源选择电动机。电动机类型众多，特点各不相同，考虑的问题有输出转矩大小，控制精度调速容易程度，噪音大小，响应特性，能耗特征，使用寿命等等。综合考虑以后，加载实验力的动力源选择三相异步电动机，试验试件的动力源采用伺服电机6。2.1.1 三相异步电动机的选择根据设计目标，最大加载实验力为500N，压缩弹簧的传动机构为螺旋传动，查阅主编为陈定方的机械设计师手册上册表4.3-5，相关参数计算如下：对于梯形螺纹，螺杆中径 （2-1）F是轴向载荷（N），取 值可根据螺母形式选定，整体式螺母 ，取 p是许用比压（MPa）,查本书表4.3.8，对于钢材螺杆螺母，许用比压为，取 将以上各值代入式2-1，得 考虑蜗杆刚度等因素，取 螺母高度 ，取 查该书表4.3-4，螺纹摩擦力矩为 （2-2） -螺旋传动的轴向载荷 -螺纹中精 -螺旋线升角 -当量摩擦角螺旋线升角 （2-3）当量摩擦角 （2-4）取导程 ，则螺旋线升角 查阅该书表4.3-6，螺杆材料为钢材，螺母材料为耐磨铸铁，当钢对耐磨铸铁时，摩擦系数 ，取 螺纹牙型角 ，将以上各值代入式2-3，得当量摩擦角 将计算结果代到式2-2，得摩擦力矩 输出功率 （2-5）输入功率 （2-6）预计减速器减速后，转速 为螺纹效率，按表4.3-5中公式计算， （2-7） 为轴向的支撑面效率， 为径向的支撑面效率， ，对滚动轴承，取大值：对滑动轴承，取小值代入计算得 依据设计情况，取 ，将各值分别代入式2-4、2-5，得凸缘联轴器的传动效率 减速器中每一对轴承的传动效率 单头蜗杆与蜗轮的传动效率 所以减速机构的传动总效率 需要的电动机功率 电动机的额定功率按来选取电动机型号，查机械设计课程设计表17-7，选择的电动机的型号为Y80M1-4，主要参数为：额定功率，满载转速=1390r/min。2.1.2伺服电机功率的确定由于试件滚动摩擦时，摩擦力较小，且试件半径不大，预计摩擦力矩的范围为，由此，查阅相关网页，了解相关参数，最终确定伺服电机的功率，额定扭矩。第三章 蜗杆蜗轮的设计减速器类型已经确定为蜗杆减速器，蜗杆减速器是一种传递动力的机构，将电机的回转数减少到所需要的回转数，并且得到较大的回转数。目前，此类减速器得到极其广泛的应用，从汽车、船舶等交通工具到机械加工工具以及日常生活中常见的家电、钟表等等。它具有减速增加扭矩的功能，因此非常适合本设计传动的需要。为了提高机械效率，常用特殊材料像有色金属做蜗轮，采用大硬度的钢材生产蜗杆，由于在运行过程中会产生较高的热量，使减速机的各个零件和密封件之间热膨胀，因此在设计过程中应进行温度升高的计算。3.1传动比的确定蜗轮蜗杆传动有多种不同的形式，如圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动和锥蜗杆传动。不同传动类型，成本，传动比大小，传动效率，转动速度范围限制等各不相同。依据设计情况，选择圆柱蜗杆传动。传动比 通常为，考虑承载能力，传动比大小对弹簧加载机构的影响等，取。根据图1-3的设计方案可知，传动模块有一部分是单级蜗轮蜗杆传动，也就是说，蜗杆传动比等于总传动比，i蜗=i=60。取蜗杆的设计头数z1=1，则蜗轮的设计齿数z2=60。3.2传动装置各参数的计算1、各轴的转速 蜗杆转速蜗轮轴的转速 2.每根轴的输入功率 蜗杆轴1的输入功率 蜗轮轴2输入功率 3.每根轴的输入转矩蜗杆1轴的输入转矩 蜗轮2轴的输入转矩 3.3蜗轮蜗杆材料及其类型选择3.3.1选择蜗杆传动类型根据 ，选择的蜗杆类型为。3.3.2材料选择适合做蜗轮蜗杆的材料较少，蜗杆压力大，需要硬质钢。常用低碳钢如AISI 1020、1117、8620和4320，并经淬火和渗碳是硬度达到58到62HRC。中碳钢如AISI 4140或4150也常常被使用，经过感应淬火硬度可达58到62HRC。这些蜗杆需要磨削，或者抛光达到表面粗糙度的要求。如果蜗轮蜗杆传动时相对速度较大，蜗轮需要有足够软且柔顺的材料，来顺应与高硬度蜗杆的跑合。砂型铸造、冷铸，离心铸是蜗杆加工的最常用方法。磷青铜或锡青铜适合于高功率蜗杆，锰青铜适合于低功率低速蜗杆。铸铁、低碳钢及塑料经常用于低速轻载蜗杆。7蜗杆传动的功率不大，速度较小，故蜗杆材料选择45钢。查于慧力、冯新敏主编的现代机械设计零部件手册表6.5-34，蜗轮选用10-1锡青铜，牌号为ZCuSn10P1,采用金属模铸造方法。3.4蜗轮蜗杆设计计算3.4.1确定蜗杆蜗轮模数按齿面接触疲劳强度设计计算，设计计算公式为 （3-1）确定蜗轮上的转矩1.确定载荷系数K根据工作情况和要求，参考机械设计查表11-5，取使用系数KA=1，齿向载荷分布系数K=1，动载系数Kv=1.1。所以载荷系数 2.确定许用接触应力 根据所选择的材料，强度极限。 (3-2)式中为接触强度的寿命系数 应力循环次数寿命系数 许用应力 把计算结果代入式（3-1）得m2d1138.28MPa，z1=1查机械设计表11-2，得分度圆导程角 3.4.2蜗杆与蜗轮主要参数1.中心距 2.蜗杆头数 模数 分度圆直径 轴向齿距 直径系数 ，齿顶圆直径齿根圆直径分度圆导程角 轴向齿厚 。3.蜗轮蜗轮齿数模数蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 3.4.3校核齿根弯曲疲劳强度 （3-3）当量齿数根据当量齿数从机械设计图11-17中可查得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力从机械设计表11-8得由ZCuSn10P1砂模铸造的蜗轮的基本许用弯曲应力 寿命系数 许用应力实际应力 因为 ,所以齿根弯曲疲劳强度满足要求。3.4.4 验算效率 (3-4)已知=3.224，,与相对滑动速度有关， 从机械设计表11-18中用插值法查取并计算得 ， ，代入计算式中，=0.75，大于原来的估计的取值，因此不必再算一遍。3.4.5热平衡计算估算散热面积验算油的温度t 室温取20，散热系数取 效率，功率 油温t80，所以油温没超过限制。3.4.6主要设计结论表3-1 蜗杆蜗轮轴参数参数齿数模数中心距宽度材料蜗杆12mm80mm50mm45钢蜗轮622mm80mm50mmZCuSn10P1 蜗杆与轴作为一体，某些尺寸暂未确定，先留着。蜗轮设计完毕，用CATIA作出它们的三维模型8，如图3-1。图3-1 蜗轮三维模型第四章 轴系零件的结构设计及计算4.1安装蜗轮的轴设计计算 4.1.1确定轴的最小直径轴的选材为45钢，调质处理。由机械设计式15-3，取A0=110，于是得 轴末端有螺纹，取 4.1.2求作用在蜗轮上的力已知蜗轮分度圆直径d2=330mm，得轴向力圆周力 径向力 4.1.3蜗轮轴的设计蜗轮轴的设计是本设计中一个关键的零件设计，需要考率的因素众多，轴的设计既要考虑应力的情况，又要考虑发生变形。变形往往是重要因素，因为过大的变形会导致支撑零件的快速磨损。结合设计、传动情况，在轴的末端设计了螺纹，用来传递压缩弹簧的力。在轴的设计过程中，滚动轴承的配置是一个不得不重视的问题。此前进行减速器课程设计时，就忽略了温度升高对轴的轴向伸长的影响，从而出现了错误配置的情况。参考以往的图册，发现大多数蜗杆减速器的蜗杆都是采用单支点双向固定的方案，我也打算采用这种方案。后来在机械设计手册上看到，当跨距小于200mm时，可以用双支点各单向固定的方案。综合考虑之后，我的轴的跨距确实小于200m,所以采用两个圆锥滚子轴承支撑。关于正装还是反装的问题，两种安装方案各有各的特点。正装相对跨距较小，可以增加支撑刚度，所以最后采用正装的方案。下面结合草图，进行设计校核。图4-1 蜗轮轴的设计如图2所示，将蜗轮轴分为7段，第1段安装轴承，第2段用作定位，第3段安装蜗轮，第4段安装轴承与套筒，第5段安装端盖，第6段与第7段轴径大小相同，第7段有螺纹。对于第1段，初选轴承30207，查现代机械零部件设计手册表7.2-23，该轴承基本尺寸 ，取，。对于第2段，查阅轴承的安装尺寸，取，考虑空间位置，取。 对于第3段，蜗轮轮毂宽，为了压紧蜗轮，取，依据蜗轮结构特征，取。 对于第4段，安装轴承30207，取，还要安装套筒，取。对于第5段，依据减速器箱体结构、轴结构特征，取，。 对于第6、7两段，考虑设计的实验力范围，弹簧加载行程等因素，取，螺纹长度。 蜗轮轴各轴段设计结果如下表：表4-1 蜗轮轴参数编号1234567直径d35464035323030长度l202648406040804.1.4 零件的周向定位为保证对中性满足要求，蜗轮与轴选用型键联接，查机械设计课程设计表14-26，根据第4段轴的直径，选择的键的型号为，根据第4段轴的长度，从键的长度系列选择键的长度。4.1.5校核轴的强度根据轴的结构用AutoCAD分别做出蜗轮轴在空间中、水平面与竖直面的受力如图所示，简支梁跨距间的距离。实际设计中，蜗轮轴是竖直布置的，为了分析方便，将蜗轮轴水平放置进行受力分析。在图4-2中，D端与施力板相接，受到摩擦力矩T的作用，B点处的是蜗轮的简图。图4-2 蜗轮轴在空间中的受力简图图4-3 蜗轮轴在面的受力简图 图4-4 蜗轮轴在面的受力简图在水平面内，有,，解得 截面处的弯矩 在竖直面内，图中对点列力矩方程，即解得FV2=700.3N处右截面弯矩较大，较大的弯矩为蜗轮末端受到的扭矩T=617800 用AutoCAD分别作出蜗轮轴在水平面、竖直面内的弯矩图和蜗轮轴的扭矩图，如图4-5所示。图4-5 蜗轮轴的受力弯矩图和扭矩图从图中可以看出，截面是危险截面，下面校核截面是否安全。截面处的总弯矩扭矩扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，蜗轮轴的计算应力查机械设计表15-1得 因为，故安全9。4.2蜗杆轴的设计计算蜗杆轴上的功率,转速，转矩T1=3.74Nm4.2.1按扭矩初算轴最小直径蜗杆材料选用钢，热处理工艺选择调质。查机械设计表15-3，取，则蜗杆轴最小处有键槽，所以 4.2.2求蜗杆的受力蜗杆轴受到的力与蜗轮上受到的力互为反作用力，所以在数值上大小相等、方向相异。轴向力的大小周向力的大小 径向力的大小4.2.3蜗杆轴结构设计由于蜗杆传动部分轴径较小，因此蜗杆与轴设计成一体的。最小直径已经确定，拟定蜗杆的结构如下。图4-6 蜗杆轴的结构如图4-6所示，将蜗杆轴分为段并编号，第段与联轴器联接，第2段安装轴承，第3段定位，第、 段为蜗杆轴段，第7段为定位段，第8段安装轴承。对于第1段，由于电机伸出端直径为19mm，查机械设计课程设计17-1，选取型号为型的凸缘联轴器，轴孔长度 ，考虑到安装端盖，所以取,为了提高刚度，稍大些，取。对于第2段，初选轴承30205，其基本尺寸，故取，取。 对于第3段，查机械设计课程设计表15-4，代号为30205的轴承适合本设计，其安装尺寸，。对于第5段，蜗杆的轴向齿宽。 对于第4和第6段，一方面考虑是蜗杆对称，另一方面考虑蜗轮直径，防止跨距太小使轴承孔座与蜗轮干涉。综合考虑之后，取，。对于第7段，取，。 对于第8段，取，。蜗杆轴设计结果如表4-1：表4-1 蜗杆轴参数编号12345678直径d2025322639.5263225长度l752064150416204.2.4 校核蜗杆轴的强度根据蜗杆轴的结构，将蜗杆轴轴简化为一个简支梁，简支梁的跨距 由前面的计算结果可知：轴向力的大小周向力的大小 径向力的大小用AutoCAD分别作出蜗杆轴在空间中、水平面和铅面内的受力简图，如下图所示10：图4-7 蜗杆轴在空间中的受力简图图4-8 蜗杆轴在水平面内的受力简图图4-9蜗杆轴在竖直面内的受力简图在水平面内，有，解得 截面的弯矩蜗杆对称，故 在竖直面内，图中对点列力矩平衡方程，即解出 C截面处左侧弯矩较大，取较大的进行计算蜗杆受到的扭矩 作出蜗杆轴在水平面、竖直面内的弯矩图和蜗杆轴的扭矩图，如图4-10所示。图4-10 蜗杆轴的受力弯矩图和扭矩图由图11可知，截面C是危险截面，所以需要校核C截面是否安全。从图中可以看出，截面C是危险截面，下面校核截面C是否安全。截面C处的总弯矩扭矩扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，蜗轮轴的计算应力查表，得-1=60MPa因为ca -1,所以蜗杆轴的强度满足条件。至此，蜗杆轴设计完毕。用CATIA一步一步作出它的三维模型，蜗杆设计采用参数化方法，如图4-11。图4-11 蜗杆三维模型4.3滚动轴承选择和计算4.3.1蜗轮轴上安装的滚动轴承的计算在蜗轮轴设计时选择的轴承的型号是30207，查机械设计课程设计表，该轴承的计算需要的系数，。根据前面蜗轮轴的设计计算结果，可知蜗轮两个轴承受到的径向力分别是两个轴承的派生轴向力分别是外载轴向力Fa2=210.7N，因为,所以左端的轴承被压紧，右端的轴承 被放松。轴承受到的轴向力分别是 因为， 所以，；，。由于是一般载荷，取=1.2。两个轴承的当量载荷分别是查机械设计课程设计表15-4，型号为30207的轴承的基本额定动载荷Cr=54.2kN,由于轴承2的当量载荷大于轴承1，所以只需校核轴承2即可。轴承寿命的计算公式为(4-1)代入数据，得轴承寿命为蜗杆减速器的预期寿命为因为,所以选择的轴承的有效工作时间满足要求。4.3.2蜗杆轴上安装的滚动轴承的计算在蜗杆轴设计时选择的轴承的型号是30205，查机械设计课程设计表15-4，该轴承的计算系数e=0.37，Y=1.6。根据前面蜗杆的设计计算结果，可知蜗杆轴上两个轴承受到的径向力分别是两个轴承的派生轴向力分别是外载轴向力因为，所以左端的轴承1被压紧，右端的轴承2被放松。轴承受到的轴向力分别是因为， 所以X1=0.4，Y1=1.6；X2=1，Y2=0。由于是一般载荷，取=1.2。两个轴承的当量载荷分别是查机械设计课程设计表15-4，型号为30205的轴承的基本额定动载荷,由于轴承1的当量载荷大于轴承2，所以只需校核轴承即可。轴承寿命的计算公式为(4-2)代入数据，得本设计中减速器的预期寿命为,故轴承寿命满足要求。4.4键的选择和计算4.4.1 蜗杆轴上的键的选择和校核键是一种常见的用在轴上的标准件，用来连接两个轴上零件，使它们一起转动，同时还具有定位的作用。键的失效将会直接导致机器的故障，更换将会花费额外的功夫。所以，对键的强度必须进行校核，确保设计安全。蜗杆轴上第段上的键与半联轴器配合， 。查机械设计课程设计表14-26，d1在mm之间，所以选择的键的尺寸。键的长度系列中选择键长。键应满足的强度条件为(4-3)上式中蜗杆的扭矩 ，键高，键宽，键长，代入公式，得键、轴和轮毂材料都是钢，由机械设计表6-2查得,取。因为，所以该键工作期间不会被压溃。4.4.2蜗轮轴上与蜗轮配合的键的选择和校核蜗轮轴上第段上的键与蜗轮配合，。查机械设计课程设计表14-26，d3在3844mm之间，所以选择的键的尺寸bh=128。蜗轮轴第3段长度，所以从键的长度系列中选择键长 。键应满足的强度条件为上式中蜗轮的扭矩T2=156.5N，键高h=8mm，键宽b=12mm，键长l=Lb=40-12mm=28mm，d=40mm，代入公式，得键、轴和轮毂材料都是钢，由机械设计表6-2查得,取。因为，所以该键工作期间质量不会出问题。第五章 其它零部件设计5.1 蜗杆减速器箱体结构尺寸设计箱体对于减速器而言，看似不那么重要，实际非常重要，尤其是箱体的刚度，对减速器的寿命有这重要的影响。箱体的刚度若不满足要求，会加剧轴承磨损，导致减速器早早地报废。若果担心刚度不够而过分增大箱体的尺寸，又会造成材料的未充分利用以及减速器结构的笨重，因此可以考虑合理布置加强筋。这样，既可以减少材料的使用，又可以增加箱体的支撑刚度。箱体有铸造式、焊接式等，本设计箱体采用铸造的方法。箱体在设计过程中，应充分考虑加工制造的工艺性是否良好，制造成本贵贱等等。还有，扳手空间、螺栓空间都应充分考虑，以免给装配、维修造成极大的不便。由前面的设计结果，中心距a=80mm,查阅有关书籍，计算出蜗杆减速器箱体的尺寸。由于减速器只是本设计的一部分，所以箱体设计还要考虑其他构件的位置关系。综合前面设计的蜗杆蜗轮尺寸，进行箱体结构尺寸的设计计算。箱座壁厚，箱座厚度要大于8mm,取为15mm。箱盖壁厚 地脚螺栓直径，取 地脚螺栓数目 箱座与上面的箱盖连接螺栓的公称直径，取。轴承盖螺钉直径，取。df、d2至外箱壁的距离c1，df、d2至凸缘边的距离c2。查机械设计课程设计表5-3，c1、c2的尺寸关系如下：dfc122mm，取dfc1=24mmd2c113mm，取d2c1=14mmdfc220mm，取dfc2=20mmd2c216mm，取d2c2=16mm蜗轮外圆与内箱壁距离2，取2=16mm5.2弹簧的设计计算弹簧是一种用途十分广泛的弹性元件，依据本次设计情况，选择圆柱螺旋压缩弹簧。下面进行设计计算。 预计弹簧使用次数为次，按第2类弹簧来设计。按力学性能将及载荷特点将弹簧钢丝分为：SL、SM、DM、SH、DH，这里碳素弹簧钢丝选取DM型。轴径末端螺杆直径20mm,因此弹簧中径，初选弹簧钢丝直径，查机械设计表16-3，暂选抗拉强度，则根据表16-2，可知。当弹簧指数时，弹簧制造困难，时，弹簧会发生屈曲变形且在量产时容易缠绕。暂且选取弹簧指数，则 根据机械设计式16-10得 查机械设计表16-6，取弹簧中径D=38mm,由表16-2，取切变模量，弹簧刚度取 ，则有效圈数 显然，有效圈数不合理。查阅现代机械设计师手册，了解了单圈刚度与有效圈数的关系，经过多次尝试取值计算，最终将弹簧有关参数确定完毕，取簧丝直径,中径,弹簧刚度,有效圈数 。弹簧节距，取p=24mm。弹簧自由高度，由机械设计表16-6，取。 压缩弹簧如同压杆受载，如果弹簧过于细长，则可能屈曲。弹簧的长细比，两端自由转动，故应进行稳定性计算。查机械设计表16-11，取不稳定系数，稳定时的载荷因为，所以弹簧不会失稳。5.3施力板的设计施力板一方面应满足传递运动，将压力传给弹簧，另一方面起导向作用，防止弹簧发生偏斜。所以，在施力板的中部设计有螺纹，用来传动。上面设计有凸缘，不仅起弹簧安装时的定位作用，而且能够提高弹簧刚度。为了给施力板加导向轨，施力板的两侧设计有安装导轨的螺纹孔。设计时，考虑施力板与减速器盖子的良好配合性，利用CATIA装配设计，将尺寸经过不断改进，确定后作出施力板的三维模型，如图5-1。图5-1 施力板三维模型5.4加载试验台的设计 加载试验台应能够灵活控制加载的实验力，因此先需要知道加载的实验力的大小，选用压力传感器来测量。压力传感器将测得的实验力的值传递到控制系统，与给定值比较，从而确定电动机是否需要继续转动。开始时设计的加载试验台简图如图，下面的试件台可以上下移动，控制加载实验力。防止试件台随意转动，应该加一个键确定周向位置。但是，这样做仍然不够稳定。在老师的指导下，增加导轨套，改为双轴，稳定性得到了极大提升。经过多处修改，将各部分零件设计完毕，为了便于区分各个零件，用CATIA进行渲染，重新装配，完成改进后的设计如图。改进前后相比，改进后支撑试件的轴承安装更加方便，双轴做导轨，上下移动稳定性好。试件采用螺母压紧，不仅更换方便，而且在试验过程中不会松动，保证了试验的顺利进行。图5-2 试验台初始三维模型图5-3 改进后试验台模型5.5主动试件传动部分设计依据开始的设计简图，摩擦副从动件的传动加载系统设计完毕。接下来该进行主动件的传动部分设计。前面电动机已选择伺服电机，为了使结构紧凑，考虑主动件与电动机采用联轴器来传递动力。进行试验时，主动件的阻力来自从动件，当实验稳定后试件匀速转动，依据理论力学的知识知道，摩擦力矩的大小与主动件受到扭矩大小相等。这样，成功地把不易测量的摩擦力矩转化为易于测量的扭矩。搜集了扭矩传感器的资料进行了解后，发现有的扭矩传动器还具有测速功能，顺便解决了速度测量的问题。了解了扭矩传感器的使用与安装方法之后，决定把扭矩传感器安装在伺服电机与主动件传动轴之间。至此，设计数据逐步完善，很多结构已经确定。因此，打算用CATIA进行更进一步的装配设计，完善设计细节，把没有确定的相关设计尺寸确定下来。设计中有大量的螺钉、螺栓需要画出，如果按照以前的设计方法，肯定会极大影响设计进度。我想，对于此类问题前人早已遇到过了，应该有良好的解决方法。我自己对CATIA学习的深度不够，因此上网及图书馆寻找解决方法。最后，发现了参数化设计方法，参考CATIA机械零件参数化设计进行了螺钉设计。在绘图过程中，了解了零部件的各个参数之间的关系，按照书上的步骤一步一步操作。开始时，特别害怕出错，因为经验不足，很多问题难以解决。后来，遇到的错误多了，渐渐学会了解决方法，即自己思考错误原因，明白错误所在后可以直接解决，想不明白的可以上网页看看别人的解决方案，逐个尝试，基本上都能解决。螺钉画完之后，发现命名也是个问题，采用直径加拼音的命名方法来区分不同部位安装的螺钉。在设计过程中，发现了CATIA的一个优点是可以把一部分零件先装配起来，然后在进行周围零件的设计，这个优点使得零件设计是少了许多干涉，而且便于确定零件上某些孔的位置。发现零件有错误，直接进入零件设计模块进行更改，如此反复，边装配边修改，不断尝试，最终完成了装配设计11。整体装配完成，再对零件进行渲染，使零件易于区分及理解设计意图。装配图如图5-4。图5-4 整体装配图用AutoCAD作出零件的二维装配图三视图，分别如图5-5、5-6、5-7所示：图5-5 主视图图5-6 左视图图5-7 俯视图结 论 相对于滑动摩擦，滚动摩擦具有减小摩擦阻力的作用。在机械结构设计领域，存在着很多把滑动转化为滚动的设计实例。滚动摩擦磨损试验机的设计，对我们更准确地理解滚动摩擦磨损机理，发现新的摩擦理论起到很大的帮助。此外，滚动
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