1、第1章緒論1.1 課題研究的目的和意義滾動軸承是機器運轉中重要的零部件，是旋轉結構中的重要組成部分之一，具有承受 載荷和傳遞動運動的作用。可是，滾動軸承是機器運轉時主要故障來源之一，有數據結果 分析表明：旋轉機器中有 35%勺故障都與軸承的失效相關，軸承能夠使用多久和可靠性的 大小直接影響到機器系統的整體性能。為此在對軸承的加速老化試驗和加速壽命試驗，對 于研究軸承的故障演變規律和失效原理有著很重要的意義。在20世紀前期，Lundberg和Palmgren對5210的滾動軸承做了很多試驗，根據 1400 多套滾子軸承、球軸承的壽命試驗結果，在 Weibull分布理論的基礎上，通過研究得到了 壽

2、命與負載的方程式，稱為L-P公式。伴隨我國軸承制造技術的不斷發展，軸承的幾何結 構和制造精度得到了相當高的提升和改進。目前，在市場上有幾百種不一樣型號的滾動軸 承。現在的5210軸承鋼的材料和制造精度比以前的要好，而且現在在材料的選擇上已近 不局限于軸承鋼。現在生產軸承的原料包括合金鋼，陶瓷，軸承鋼和塑料等。為此，為了 評估新材料的處理工藝，新材料和新幾何結構的滾動軸承的磨損壽命，還得對滾動軸承做 疲勞壽命試驗。另外由于加工技術的提高和材料科學的發展，使用時潤滑條件的改善，軸 承能夠使用的時間越來越長。來自工業和武器等方面的需求也助推了滾動軸承箱相當好的 方向發展。比如發電設備，排水設備等要求

3、軸承工作時間連續不間斷的十幾二十幾的小時 不間斷的無故障運行10000-20000個小時，折算一下相當于與連續工作 11-22年并且中間 沒有出現任何故障，即使是電動工具、一般機械和家用電器等對壽命的要求相對較低的使 用場景也要求軸承無故障的間斷或不間斷的工作 4000-8000小時。因此，在很多情況下， 研究軸承的壽命必須利用加速疲勞壽命試驗方法來獲得軸承在高應力的疲勞壽命，并且通 過加速實驗的結果來估計不一樣應力水平下的疲勞壽命，以減少試驗時的成本和時間。1.2 國內疲勞試驗臺的現狀國內最早的疲勞壽命試驗平臺產品都是從前蘇聯引進，采用剖分式試驗主體，在國內 稱之為第一種機型。經過改造，在我

4、國重要的軸承試驗臺生產廠先后制造出了名為ZS系列的軸承壽命試驗臺，以滿足當下我國軸承生產公司對軸承使用時間的要求，以此，同時 為剛剛開始不久的我國軸承疲勞壽命試驗累積了一定的試驗參考依據。第一個試驗臺機型結構包括徑向加載油缸、軸、中承載體、2個端承載體和試驗主軸。試驗臺的主要結構拼接后安裝在主體被剖分了的底座內，試驗主軸由聯軸器和傳動主軸連 接，傳動主軸的動力經過帶輪靠電機帶動變速傳動。豎向和橫向的施加載荷的油缸依次同 手動加壓缸結合，利用扭轉促使手動加壓缸活塞得到不一樣的壓力。這種試驗臺在我國使 用比較廣泛，為軸承制造業的進步發揮了很大的作用。這種試驗臺的優點在于：容易保障試驗精度，結構簡單

5、；傳動結構是皮帶傳動，由帶 輪來改變速度，結構單一；加載是手動加壓缸增加壓力，能量消耗少；試驗主軸和傳動主 軸由聯軸器連接在一起，布局正當，容易獲得高速轉動，可是不好的地方：載荷和轉速的 調整，溫度數據的采錄和檢測振動都是要人工操作，試驗員工作量較大；傳動結構的皮帶 易打滑易發熱而造成危險；加壓油缸在試驗時容易泄露從而引起壓力不足或發熱引起壓力 變高時必須人為的更改，小軸承試驗支撐之間的距離比較大，不能實現較大載荷實驗。1.3 我校實驗室的試驗臺情況之前設計的試驗臺如圖1-1 ,這個試驗臺結構包括主實驗結構、固定框架、徑向加壓 結構和驅動電機，驅動電機安裝在固定的機架下面，主結構安裝于機架的上

6、面。主實驗結 構由主軸、被測軸承和支撐軸承構成。支撐軸承安置在主軸的中心位置，試驗軸承安置在 主軸的一端，驅動電機由同步帶帶著主軸旋轉，徑向加載依靠液壓泵提供載荷，安裝在支 架的底下。通過控制液壓泵對被測軸承施加徑向壓力。這個試驗臺采用的是液壓加載，有 利于加載載荷大小的控制，主軸和電動機通過帶傳動，能夠實現過載保護，主軸和被測軸 承之間用錐形結構連接，一邊實現軸承的快換。圖1-1滾動軸承試驗臺1、驅動電機2、同步帶3、主軸4、支撐軸承的安裝位5、支撐軸承6、支撐軸承的安裝位7、螺栓8、軸套9、溫度傳感器10、加速度傳感器11、被測軸承座12、被測軸承13、錐型套14、軸承端蓋15、 固定框架

7、16、液壓缸17、上輸油管18、下輸油管19、二通閥20、壓力表21、液壓泵22、支撐軸承圖1-2試驗臺布局圖如上圖在實驗的過程中，由于受力不平衡造成了一個彎矩使支撐軸承出現偏移，支撐 軸承的外圈出現過度磨損。這可能是由于布局的不規范和設計的不合理導致試驗臺的壽命過短，沒有起到很大的實際作用，而且又要長時間的不間斷工作，導致液壓加載系統漏油, 不能施加穩定的載荷，是實驗的結果得不到很好的保證。1.4 本文研究的內容本文主要研究內容如下：(1)研究并確定軸承試驗臺的總體設計思路。(2)試驗臺結構設計：包括支撐軸承的選用，主軸設計、傳動軸設計、帶及帶輪的設計并完成試驗臺的 PRO/E三維造型。(3

8、)加載方式設計：確定施加載荷的形式、設計施加載荷方案、繪制原理圖。(4)建立主軸的力學模型，來校驗試驗臺的設計是不是合理，滿足設計的要求。37第2章 試驗臺總體方案設計滾動軸承試驗臺應該包括機械系統、傳動系統、加載系統及輔助設備。機械系統由試 驗部分、支撐部分及傳動部分組成。2.1軸承概況滾動軸承通常包括外圈、內圈、滾動體及保持架。在特殊情況時，可以沒有外圈和內 圈，由其他相應的零部件替代。為了需要，有的軸承裝有防塵套、安設調節用的緊定套和 密封圈。2.1.1 套圈軸承的內圈一般裝配在軸上，和軸一起轉動。軸承外圈一般裝在機殼或軸承座內起支撐作用，有些軸承是內圈固定起支撐作用， 外圈轉動。比如汽

9、車輪轂軸承。如圖2-1所示。a）深溝球軸承內圈圖2-1軸承內外圈2.1.2滾動體滾動軸承中滾動體是絕對少不了的零件，只有通過滾動體才能形成滾動摩擦。滾動體的類型有圓柱滾子、鋼球、圓錐滾子、滾針和球面滾子。圓柱滾子可以分為空心圓柱滾子、 長圓柱滾子和端圓柱滾子；球面滾子可以分為非球面滾子和球面滾子。滾頂體是數量及體 積能夠影響到軸承的承載能力。圖 2-2是滾動軸承的滾動體。a）鋼球b）圓柱滾子和滾針c）球面滾子d）圓錐滾子圖2-2滾動體2.1.3保持架保持架的功用是將軸承里面的滾動體依次按比例的分離，使滾動體與內圈或外圈獨立 組成組合件，使滾動體在軌道上的運動時是正確的，能夠提高軸承里面的潤滑和

10、載荷分配 能力。附帶保持架的軸承摩擦小，更多用于高速旋轉的情況下。保持架有兩種，一種是實體保持架，另一種是沖壓保持架。實體保持架通常用壓鑄、 車制、注塑等方法制成。沖壓保持架通過金屬板材的沖壓形成，結構有冠形、浪形、和窗 形。保持架的原料一般有銅鋁合金、鑄鐵、鋼和工程塑料等。圖2-3為普通滾動體保持架2.1.4密封圈和防塵蓋密封圈的作用是將軸承內部和外界隔離開來，對滾動體、滾道和保持架形成封閉的環 形罩。一部分可以裝配在軸承的支撐部位上，另一部分固定在墊圈或套圈上，也可以直接 裝配在軸承上。結構有兩類，一類是接觸式，另一類是非接觸式密封。接觸式密封的軸承和密封圈接 觸，封閉效果良好，但是摩擦力

11、矩比較大，溫度升高較快；非接觸式密封采用的是小縫隙 的封閉方式，摩擦小，因此溫度升高較慢而且沒有磨損，比較適合于高速轉動。密封圈的 取材一般為橡膠。2.2 被測軸承的參數被測軸承參數表如下表2-1所示。被測軸承模型如圖2-4。表2-1 6205滾動軸承參數表內徑mm外徑mm寬度mm基本額定動載荷/KN基本額定靜載荷/KN最大工作轉速 r /min25521514.07.8812000圖2-4 6205 滾動軸承2.3 實驗室電機參數實驗室電機數據表如下表2-2所示。電機模型如圖2-5表2-2 Y系列電動機技術數據電動機型號額定功率/KW滿載轉速(r / min )堵轉轉矩最大轉矩質量/kg額定

12、轉矩額定轉矩同步轉速 3000r/min , 2極Y80M1-20.7528252.22.316圖 2-5 Y80M1-2 電機2.4 試驗臺方案設計及選用軸承試驗臺的機械部分重要組成結構包括：試驗臺支架、加載結構、傳動體系、實驗 主軸等其他輔助設備等。軸承試驗臺方案一如下圖2-6所示：圖2-6試驗臺方案一由圖2-6所示，試驗臺選用了臥式的布局，主軸由兩個滾動軸承支撐，左端裝上被測 的實驗軸承，右端與聯軸器連接，聯軸器和電機連接。主軸只做旋轉運動，不直接加載任 何壓力，載荷加載在試驗軸承的外圈上，試驗軸承可以更換。動力由電機通過聯軸器傳遞 給主軸。加載方式通過杠桿施加徑向載荷。受力分析如下圖2

13、-7所示：試驗主軸左端受向下的徑向力，由兩個支撐軸承提供兩個 相反的支反力。由于電機轉動，試驗主軸同時也受到由聯軸器傳過來的扭矩。通過分析可 知，試驗主軸受到的彎矩不平衡，試驗主軸有向左下方傾斜的趨勢，這不利于試驗正常的 運行，會縮短試驗臺的壽命，使試驗結果得不到很好的保證，所以此方案不過合理。FF1F2圖2-7 試驗主軸受力分析圖軸承試驗臺方案二如下圖2-8所示： 12345 6781, 1入試臉軸承2、試驗主軸3, 4, 6, 9、支撐軸承 式聯軸器7、傳動軸S, 1K帶輪10、傳動帶12、電機圖2-8 試驗臺方案如上圖所示，試驗臺采用的也是臥式結構，主要由試驗部分和傳動部分構成。試驗主

14、軸被兩個滾動軸承支撐，左右兩端各裝配了一個試驗軸承。試驗主軸和傳動軸通過聯軸器 連接來傳遞運動，傳動軸也由一對滾動軸承支撐著，中間通過鍵槽裝配一個帶輪，帶輪經 由皮帶與電動機上的帶輪相連，從而傳遞運動。試驗主軸和傳動軸沒有直接施加任何壓力, 壓力通過杠桿加載在試驗軸承的外圈上，載荷為徑向載荷，試驗軸承能夠替換。試驗主軸 受力如下圖2-9所示：FFF1F2圖2-9試驗主軸受力圖由上試驗主軸受力圖可知，試驗主軸兩端受到相同的向下的壓力，中間由一對滾動軸 承提供了兩個支反力。試驗主軸由于通過傳動軸來獲得動力，所以所受扭矩主要由傳動軸 來承受，試驗主軸幾乎不受任何扭矩影響。所以方案二的有點在于：試驗主

15、軸受力分布較 合理，沒有向任何方向傾斜的趨勢，帶輪傳動能夠起到良好的過載保護。經過反復研究和討論，選用第二類方案。PRO/E三維造型如下圖2-10所示圖2-10試驗臺傳動結構模型92.5 試驗臺的測試系統試驗臺的測試結構由數據收集部分和數據分析部分組成。數據收集部分由加速傳感器 和溫度傳感器兩部分構成；加速度傳感器和溫度傳感器安裝在試驗軸承箱上，通過數據線 將加速度傳感器和溫度傳感器分別與加速度和溫度數據采集系統相連接，通過數據線將加 速度和溫度數據采集系統和電腦計算機輸入接口連接，從而獲得加速度信號和溫度信號。2.6 加載結構的確定滾動軸承試驗臺的實際要求是要完成在被試軸承施加徑向壓力4KN

16、,徑向壓力的方向豎直向下，壓力穩定不變。試驗臺的加載種類有三種可以選擇，分別是電加載、機械加載、和液壓加載，一般都 能滿足試驗要求，不一樣的加載方法的好處和壞處不一樣，性能要求也不一樣，需要采取 哪種加載方法必須根據實際的情況來抉擇。2.6.1 電加載大多數情況下電加載的原理是電動機的旋轉運動經過帶輪傳動或者齒輪傳動等傳到 被試驗軸承的表面，電加載的方式振動大，噪聲大，試驗的轉速受到了約束并且可靠性不 行。現在的電加載形式主要是采用中頻交流電來驅動試驗主軸進行加載，這樣電機軸就變 成了一臺轉速高、功率大、剛度強、可靠度強、精度高中頻電動機。電加載有下面一些優 點' 八、(1)較高的轉動

17、速度這樣的電機軸轉速可以達到每分鐘十幾萬轉，這個特點尤其明顯。(2)較高的傳動精度電機軸的傳動精度高、噪聲小，只是向試驗主軸傳輸轉矩，如果使用的是高彈性式聯 軸器，那么就能夠消除試驗主軸和電機軸之間同軸度誤差和振動的互相傳遞帶來的不好的 影響。(3)容易實現自動監控利用計算機來控制電機的輸出頻率，可以使得電機軸的轉速成為有節奏的周期性改變。能夠測試出電機軸的轉動速度，向電機進行反饋以便保證電機軸轉速和試驗要求一樣(4)較高的傳動效率電機軸和試驗主軸的軸承連接或者是連接為一體，它們之間沒有其他任何的裝置能夠 消耗功率。(5)安裝比較方便根據實際需求，一般將電機軸裝成為立式或臥式或者和試驗主軸連為

18、一體。電加載一般用在需要持續回轉加載的情況下，它的不好在于加載結構的體積龐大，當給軸 承試驗臺加載時電機處于堵轉狀態，由考慮電機的散熱情況，這種加載方式不適合長期工 作。2.6.2 液壓加載液壓加載的動力來源于電機，經過液壓泵把機械能轉化為壓力。通過掌控各個閥門來 掌管液壓油的流動方向，從而來帶動液壓缸做出有區別的行程和不一樣方向的運動，以便 完成不同工作下的需要，液壓加載有以下優點：(1)可以隨便設置試驗軸承的速度特性，從而獲得不同工作情況下的不同性能；(2)液壓系統的伺服剛度很大，在有很大的沖擊或者后坐力的情況下，如果不使用液 壓系統，也許會造成是試驗臺結構的變形更厲害的會損壞。為了確保試

19、驗的不變性和安全 性，有必要使用液壓伺服系統；(3)在惡劣的工作情況下，液壓系統的真實性比較強；(4)在一樣的功率情況下，液壓系統的體積小、重量輕。液壓系統的缺點：(1)液壓系統容易漏油，不能提供穩定不變的壓力；(2)液壓系統的油液具有易燃性，容易引起安全問題；(3)油液的粘度受溫度影響較大，導致供油和運動速率不平穩。依照本試驗臺的工作情況和需求，不適合采用液壓加載方式。2.6.3 杠桿加載杠桿加載的長處：杠桿操操縱簡單，能將載荷等比例增加且載荷值穩定不變，如果結 構變形，載荷也可以保持恒定，特別是對于要施加長期載荷的試驗，這種加載方式是很不錯的選擇，尤其是集中應力。鑒于本實驗臺的工作情況和要

20、求選擇的加載方式為杠桿加載加載原理示意圖和模型圖如下圖 2-11和圖2-121、軸承加載套2、被試軸承3、杠桿機構圖2-11加載結構圖2-12加載結構模型圖2.7 總方案的模型圖最終設計方案模型如下圖2-13圖2-13總方案設計模型圖2.8 本章小結滾動軸承試驗臺關鍵部分有機械結構、傳動結構、加載結構及輔助設備構成。本章重 要介紹了軸承的種類、實驗室電機參數、實驗臺方案的設定及測試體系、加載結構的選擇, 并畫出了試驗臺、加載結構、總方案的 PRO/E三維模型，最后確定了試驗臺的設計方案。1317第3章試驗臺的設計滾動軸承試驗臺的機械部分由試驗臺支架、 軸向加載裝置、試驗主軸、傳動軸、電機、 帶

21、輪等其他輔助設備。本章重要介紹了實驗軸承相關參數的計算、支撐軸承的選用、試驗 主軸的設計及校核、聯軸器的選擇、傳動軸的設計及校核、帶及帶輪的設計、加載裝置的 設計及機架的設計。3.1試驗軸承相關參數的計算試驗軸承型號為6205的深溝球軸承，額定壽命計算公式:(3-1)106 CL10h 嬴(P)公式中L0h額定壽命（h）；C額定動載荷；n軸承轉速；P當量動載荷；壽命指數，球軸承 3。軸承采用脂潤滑，極限轉速為 n=120006000r/min,取極限轉速為12000r/min被試軸承選取軸承的極限轉速的40%60%,選取極限轉速的40%,所以試驗軸承的轉速為：n=12000 40% r/min

22、 = 4800 r/min由于L0h計算比較麻煩，通常是在 100300小時范圍內選擇L10h的值。軸承的內徑大于60mm時，選擇較大的數值，當實驗軸承的內徑小于60mm時，可以選擇較小的或者中間的數值，所以選擇L0h=150 h01.1.1 試驗載荷的計算試驗時，加載在軸承上的力為計算的當量動載荷。依據選擇的I.和試驗轉速n,按照下列公式求解。P fn C(3-2)fL公式中 fn 轉速系數；fL 壽命系數。依據選擇的試驗轉速查滾動軸承測試技術表 7-6速度系數fn =0.191,查滾動 軸承測試技術表7-7壽命系數fL =0.670。fc0 191P fn C=019- 14 3.991

23、KNfL0.670向心軸承只受徑向壓力 匕，試驗加載的徑向壓力與計算的當量載荷相等。即：Fr = P = 4 KN1.1.2 額定靜載荷的驗算之前計算的Fr是按照額定動載荷求得的，是否也滿足滾動軸承的額定靜載荷要求， 那也應該驗算。驗算的辦法依據：將Fr代入靜載荷公式(3-3),假如算得的靜載荷P0比 額定的靜載荷C。要小，那么就滿足設計要求。在軸承手冊上能夠查到軸承的額定靜 載荷C0。靜載荷F0計算公式為：P0 X°Fr Y°Fa(3-3)公式中 R 計算靜載荷(N);Xo額定徑向靜載荷系數；Y)額定軸向靜載荷系數；Fa 軸向載荷。額定軸向靜載荷系數Yo和額定徑向靜載荷系

24、數X0由滾動軸承測試技術表 7-11 可以查到：X0=0.6應為試驗軸沒有受到任何方向的軸向力，所以Fa = 00P0 X0Fr Y0Fa = 0.64 = 2.4 KNPoCo試驗載荷滿足額定靜載荷的要求。3.2 支撐軸承的選用支撐軸承是本試驗臺的重要部件，合理的選擇能夠保證試驗臺和主軸系統的精度和壽 命。支撐結構的設計一般是對被試驗軸承和支撐軸承進行規范的格局分配，支撐軸承一般 有滾動軸承和滑動軸承兩種。滑動軸承使用在具有大沖擊和震動、高轉速的情況下，徑向 的大小受到局限并且要分開安裝；滾動軸承優點在于摩擦系數小，轉動時的阻力也小，而 且已經是國標化的，選擇，維護、潤滑都很方便。所以為了使

25、支撐結構變的簡單，還是采 用滾動軸承來支撐軸比較適合。試驗臺的支撐軸承所受的力來自試驗軸承所受的徑向載荷，由于軸承是對稱成分布， 從受力分析圖上可得知最大徑向的支反力 4KN ;試驗臺主軸的最高轉動速度為4800r/min, 即要求支撐軸承的額定轉速應該大于 4800r/min支撐軸承的壽命應大于被試驗軸承，軸承 的設計應以他的疲勞壽命為設計基準，綜合以上內容參考下表3-1,選擇的軸承為N210E型 圓柱滾子軸承，建模如下圖3-1。尺寸參數為：內徑 150mm、外徑 90mm、厚度20mm。圖3-1支撐軸承模型表3-1支撐軸承特性的對比軸承類型一般特性深溝球軸承1、承載能力小2、能承受較小的軸

26、向壓力， 但主要承受徑向 壓力。在軸承的徑向移動量變多時，能夠起到角接觸軸承的效果，能夠承載很大的軸向 壓力3、可以有一些的軸向位移，但軸向位移受到 軸向移動量范圍的限制4、摩擦較小，極限轉速較高角接觸軸承1、承受載荷的能力大2、極限轉速高3、能夠同時承受軸向和徑向載荷4、只能夠承受片面的軸向壓力， 一般同時使用兩個，有承受徑向壓力的情況下會造成附加的軸向力圓柱滾子軸承1、外圈能夠分開，安裝時能夠調整軸承的移動量2、極限轉速高，能夠承受很大的壓力3、可承受軸向壓力和徑向壓力，一般成對使用3.3 試驗主軸的設計及校核軸按照軸上的受力種類可以總結為心軸、轉軸、傳動軸三種。心軸僅傳遞彎矩不可以 傳遞

27、轉矩；轉軸既能傳遞動力也能支撐傳動部件，既能傳遞轉矩也能承受彎矩；傳動軸僅 可以傳遞轉矩不可以受彎矩，通常僅可以承受很小的彎矩。本試驗臺主軸即承受彎矩又承 受部分的轉矩，能夠視為轉軸。空心軸由于在運動中受力比較復雜，所以試驗主軸采用實 心。模型圖如下3-2圖3-2試驗主軸模型3.3.1 試驗主軸材料的選擇試驗主軸是實驗臺的重要零件之一，具有較高的組裝和加工精度，和支撐軸承以及被 測軸承之間的配合精度直接影響軸承的靜特性和動特性以及回轉精度，考慮加工方式為單 件加工，所以應該選擇強度和剛度比較高的材料。主軸材料一般有45號鋼、40Cr和30CrMo ,這幾種材料的力學性能如下表 3-2。表3-2

28、力學性能對照表材料牌號熱處理硬度(HB)抗拉強度極限b屈服強度極限s彎曲疲勞極限1扭轉疲勞極限1許用彎曲應力145正火162-2175702852451355540Cr調制220-2596804883451907230CrMo調制187-369985835431210750綜合上述，考慮到試驗臺主軸的作用，最終選取軸材料為40Cr 。3.3.2 試驗主軸的結構設計設計軸時應該注意：(1)設計的主軸應該具有較好的裝配工藝性和加工工藝性；(2)設計時，應該確定軸承和鍵槽的種類和大小，軸和軸上的零件要有正確的工作位置；(3)設計時，為了確保軸端擋圈和彈性墊圈等軸向定位零件的功用，裝配處的軸段長度應該

29、較零件的輪轂端2-3mm(4)設計時，軸上的定位軸肩h通常選用(0.07-0.1 ) d, d是和零件相配處的軸的直 徑；(5)改善應力分布，減少應力集中。圖3-3試驗主軸根據軸上要裝配的零件及考慮到定位，所設計的軸的結構圖如下圖3-1試驗主軸從左到右共8段軸，第1,7段裝配著被試驗軸承以及用于定位被試驗軸承的 零件，被試驗軸承內徑為25mm所以這段軸徑也為25mm長度30mm第2段軸不裝配任 何東西僅起一個過渡作用和作為被試驗軸承的定位軸肩，按照被試驗軸承的裝配要求，這 段軸的直徑取32mm長度為10mm第3,5段用于裝配支撐軸承，支撐軸承內徑 50mmf以 這段軸的直徑也為50mm長度為6

30、0;第4段軸也起著定位軸肩的作用，直徑為 60mm長 度為100mm第8段是和聯軸器連接的軸直徑18mm長度為40mm3-43.3.3 試驗主軸的強度校核根據實驗軸承上裝配的零件和位置以及所施加的載荷，實驗主軸的受力圖如下圖所示。c）扭矩圖21(3-4)圖3-4試驗主軸受力分析圖軸的最大彎矩出現在支撐軸承的作用點上，彎矩公式:求得彎矩:M = 40.675 = 2.7 KN m -軸承所經受的扭矩來自軸承的轉動，扭矩公式；(3-5)PT 9549 n公式中：P 電機功率 （KW）n 軸承轉速（r/min）0.75, s 2T = 9549 4goo = 1.49 N m計算出試驗軸的扭矩和彎矩

31、后，由于最危險的截面出現在軸直徑最小的地方，針對這 個截面要求做校核，校驗該段危險截面的彎矩和扭矩的合成強度，按照第三強度公式計算 應力，第三強度理論公式：ca(3-6)一般情況下由于彎矩造成的彎曲應力是對稱循環變應力，而通過扭矩造成的扭轉切應力T 一般不是對稱的循環變應力。綜合考慮這兩個應力之間循環特性影響的不同， 加入折合系數a，那么計算應力的公式變為：ca2 4()2(3-7)公式中彎曲應力是對稱的循環應力。在扭轉切應力是靜應力情形下，a取0.3；在扭轉切應力是脈動循環變應力的情形下，a取0.6 ；若是扭轉切應力同樣為對稱循環變應力， 那么 取1。當截面為圓形時，扭轉切應力,彎曲應力為,

32、將p和a代入公Wt 2WW式（3-7）,于是軸的彎曲扭轉合成強度公式為:(3-8)M 2 4 T 2 M2 T 2 ca W 2WW公式中：ca 軸的計算應力，M Pa;T軸的扭矩，Nmm；M軸的彎矩，Nmm；W 軸的抗彎截面系數，mm3。d332圓軸的抗彎截面系數計算公式為：(3-9)試驗軸所受的扭轉切應力是靜應力，彎曲應力是對稱循環變應力，所以取«=0.3,由公式（3-9）求得截面的抗彎及屋面系數：W=0.1 d3 =1562.5 mm3 （d 為截面直徑）將所求得的結果全部代入公式（3-8）,求出彎曲扭轉合成強度計算應力。計算過程如 下：=66.5MPC(2.7 106)2 (

33、0.3 1.49 103)21562.51為許用彎曲應力，使用軸的材料的許用彎曲用力為70MPa,計算應力小于許用應力，該軸的危險截面滿足設計要求，所以該軸的設計較合理，能夠滿足實驗的需求。3.4 聯軸器的選用聯軸器在機械結構中很常見，屬于常用部件。它的功能主要是用來連接軸和回轉零件 或軸與軸的連接，用來傳遞轉矩或者運動；在獨特情況下，也可夠起到安全裝置的功效。依據聯軸器的工作特性能夠分為 3大類：1、聯軸器的功用是把兩個軸銜接在一起，機器在轉動時兩個軸不能夠分開，當機器 停止轉動時，才能將它們分開。2、安全聯軸器在在機器征程工作時，在轉矩超過額定數值的情況下，這種聯軸器會 自動斷開，以此來保

34、護機器中主要的零部件不會因為過載造成損壞。3、具有特殊用途的聯軸器用在一些具有特殊要求的工作條件下，比如在設定的某一 回轉方向或者到達了設定的某一轉速，聯軸器會自動的分離或連接。由于機器的工作情況各不相同，以此對聯軸器提出個很多不同的要求，比如轉速高低、 扭矩打下、體積大小、具有某些特殊功能等，為了滿足這些不同的需求，不同類型的聯軸 器應運而生，很多新產品也在陸續的出現。3.4.1 選擇聯軸器應該考慮的因素(1)載荷的類型由于聯軸器的原料和構造不一樣，用在各機器產品的聯軸器能夠承受的壓力差別很 大，壓力的類別緊要是對于工作時載荷的振動、正反轉、沖擊、啟動頻繁等不同緣故所形 成的不一樣的載荷。為

35、了方便采用和計算，將傳動系統的載荷分為下列四種，如表 3-3所表3-3載荷種類載荷不性1234載荷情況載荷均勻，工作穩定中等載荷沖擊高沖擊，正反轉頻繁特大沖擊，正反轉頻繁工作情況系數11.51.52.52.52.75>2.75傳動系統的載荷種類是選取聯軸器種類的依據，如果是有振動、沖擊以及工作載荷的 變化很大，應該選取一些具有彈性元件的聯軸器，用來減少振動、緩解沖擊、抵償軸的偏 移和提高傳動體系的工作機能。正反轉、經常啟動、開機時的轉矩是一般情況下工作時的好幾倍，在這種工作條件下，會使得聯軸器的彈性元件的使用時間變短。聯軸器通常只容 許短時間的超載，超載時轉矩不可以大于公稱轉矩的23倍。

36、在低速工作的情況下應該避免只選取小功率的聯軸器，比如臺輪式聯軸器、彈性套柱 銷聯軸器；如果是需要起過載保護的軸或回轉件中，較適合選用安全聯軸器；工作時載荷 變化比較大而且還有振動、沖擊的軸或回轉件，應該選擇具有緩沖和減振元件的彈性聯軸 器，彈性元件材料為金屬的比不是金屬的聯軸器承載本領強，彈性元件受擠壓強度比受剪 切強度高。(2)聯軸器的許用轉速依據聯軸器所選用的原料的最大外緣大小和容許的線速度計算出聯軸器的許用轉速， 不一樣的規格、原料和種類的聯軸器的許用轉速的限度不一樣，通過變換聯軸器的原料可 以變換聯軸器轉速的許用范圍，原料如果選取鋼材比選取鑄件的許用速度的范圍更大，如 果聯軸器的轉速大

37、于 5000r/min,務必考慮彈性元件變形和聯軸器外緣的離心力等影響成 分，并且做合理的調整。在高速轉動時不應當采用沒有彈性元件的聯軸器，應為在高速轉 動時彈性元件容易發生形變，應該采用高精度的撓性聯軸器。(3)聯軸器連接軸的相對位移因為兩連接軸的安裝誤差、建造誤差、基座變形、軸受力造成的變形、軸承受損、溫 度轉變等很多因素影響而造成相對位移。通常，兩軸的相對位移是不可能逃避的，但在不 一樣的工況下軸轉動所造成的偏移量的多少是不一樣的，僅有撓性聯軸器具有抵償相對位 移的功能，在現實選用中大多數采用撓性聯軸器，剛性聯軸器沒有位移抵償功能，能夠使 用的范圍受到局限，所以選用很少。(4)聯軸器的傳

38、動精度傳遞運動和小轉矩的軸類傳動，對傳動精度具有非常高的要求，應該使用金屬元件作 為彈性元件的撓性聯軸器；較大轉矩的軸類傳動，對傳動精度的要求也非常高，早高速轉 動時，不應該選用非金屬彈性元件和可以移動元件之間有間隙的撓性聯軸器，應該選用的 聯軸器是膜片聯軸器。(5)聯軸器的大小，安裝和保養聯軸器的大小，應該在機器的允許安裝空間范圍內，應該選擇不用維護保養，拆裝簡 單，維護保養時間長的或者保養維護較為方便，更換損壞元件容易的聯軸器。在較大的機 對中兩軸的對中比較難。對于那些工作時間連續而且長期的工作場合，目前一般選用齒式25聯軸器，雖然齒式聯軸器的理論轉矩大，但應為要求的工作環境較高，維護保養

39、要求高， 工作量大而不選用。(6)工作環境一般情況下聯軸器和其他裝配零件一起使用，周邊的工作環境比較復雜，像濕度，酸、堿。水、腐蝕性物質等情況，這些都是選用聯軸器時應該考慮的因素之一。對于高溫、強 酸、堿的工作環境不該選用有橡膠材料的聯軸器。(7)經濟性因為不一樣的種類、規格、型式的的聯軸器的大小、原料、構造和精度不一樣，它的 造價出入都非常大。精度要求高的聯軸器造價都高于精度要求低的聯軸器；特殊材料的聯 軸器比一般材料的聯軸器造價也高；金屬聯軸器成本高于非金屬聯軸器，所以在采用聯軸 器時造價是務必思考的成分之一。如果是在正常的工作環境下，就沒有規定必須選用昂貴 的聯軸器，按照現實的工作情況和

40、需求選取。根據試驗臺的要求和實際的工作情況以及上面所說的本試驗臺所選擇的聯軸器為：GYH1凸緣聯軸器Y18 42 。驅動端：Y型軸孔、A型鍵槽、軸直徑18mm、長度42mm；J118 30從動端：Ji型軸孔、A型鍵槽、軸直徑18mm、長度30mm。聯軸器實體圖如下3-5所示。圖3-5 聯軸器253.4 傳動軸的設計及校核軸按照軸上的受力類型可以分為心軸、轉軸、傳動軸三種。心軸僅傳遞彎矩不可以傳 遞轉矩；轉軸不僅可以傳遞動力也可以支撐傳動部件，不僅可以傳遞轉矩而且可以承受彎 矩；傳動軸盡可以傳遞轉矩不可以承受彎矩或只可以承受很小彎矩。本試驗臺主軸即承受 彎矩又承受部分的轉矩，能夠視為轉軸。空心軸

41、由于在運動中受力比較復雜，所以傳動軸 采 用 實 心。 模 型 圖 如 下 圖 3-6圖3-6傳動軸模型3.4.1 試驗主軸材料的選擇綜合上述考慮傳動軸的性能，最終選取主軸原料為40Cr。3.4.2 傳動軸的結構設計設計軸時應該注意：(1)設計的主軸應該具有較好的裝配工藝性和加工工藝性；(2)設計時，應該確定軸承和鍵槽的類型和大小，軸和軸上的零件要有無誤的工作位 置；(3)設計時，為了保證軸端擋圈和彈性墊圈等軸向定位零件的作用，裝配處的軸段長度應該較零件的輪轂端2-3mm(4)設計時，軸上的定位軸肩h通常選用(0.07-0.1) d, d是和零件相配處的軸的直徑;(6)改善應力分布，減少應力集

42、中。根據軸上要裝配的零件及考慮到定位，所設計的軸的結構圖如下圖3-6圖3-7傳動軸29a) 受力圖試驗主軸從左到右共5段軸，第1,3段用于裝配支撐軸承，支撐軸承內徑 50mm所以 這段軸的直徑也為50mm,長度為70mm；第2段軸也起著定位軸肩的作用，直徑為60mm, 長度為160mm；第4段軸起過度作用直徑30mm,長度10mm；第5段是和聯軸器連接的 軸直徑18mm,長度為50mm。3.4.3 傳動軸的強度校核按照傳動軸的工作情況，下面是它的受力分析3-8所示:F1F2b） 彎矩圖c）扭矩圖圖3-8傳動軸的受力分析圖軸的最大彎矩出現在支撐軸承的作用點上，利用彎矩公式（3-4）:求得彎矩：M

43、 = 40.180 = 0.72 KN m -軸承所承受的扭矩來自帶輪的轉動，根據扭矩公式（3-5）求得:0.75T = 9549= 1.49 N m計算出傳動軸的扭矩和彎矩后，由于危險截面出現在軸徑最小的地方，針對這個危險 截面要求做校核，校核該段截面的彎矩和扭矩的合成強度，按照第三強度公式計算應力， 第三強度理論公式：ca一般情況下由于彎矩造成的彎曲應力是對稱循環變應力，而通過扭矩造成的扭轉切應力P通常不是對稱的循環變應力。綜合考慮這兩個應力之間循環特性影響的不同， 加入折合系數a，那么計算應力的公式變為：ca2 4()2當截面為圓形時，扭轉切應力工工，彎曲應力為W 2WM,將p和a代入公

44、式（3-7）, W于是軸的彎曲扭轉合成強度公式為:M 2 4 T 2,M2 T 2ca W 2WW公式中：ca 軸的計算應力，M Pa;T軸的扭矩，Nmm；M軸的彎矩，Nmm；3 mm 。W軸的抗彎截面系數， 圓軸的抗彎截面系數計算公式為：d332試驗軸所受的扭轉切應力是靜應力，彎曲應力是對稱循環變應力，所以取 a =0.3由公式（3-9）求得截面的抗彎及屋面系數：W=0.1 d3=21600mm3 （d 為截面直徑）將所算到的結果全部代入公式（3-8）,得到彎曲扭轉合成強度計算應力。計算過程如下：=33.3 MP <(0.72 106)2 (0.3 1.49 103)2216001為許

45、用彎曲應力，使用軸的材料的許用彎曲用力為 70MP,計算應力小于許用應力，該軸的危險截面滿足設計要求，所以該軸的設計較合理，能夠滿足實驗的需求。3.5 V帶和帶輪的設計帶的轉動是一種撓性轉動，帶傳動的結構有：主動輪、從動輪和V帶。原理是利用帶和帶輪之間的嚙合或者摩擦作用來傳動動力。帶傳動的特點有：制造價格便宜、結構設計在現在的機械傳動簡單、運動平穩，能夠起到緩解沖擊和減少振動和以及過載保護作用。 中應用較為普遍。V帶和帶輪模型如下圖（3-9）。3(3-10)(3-11)3.5.1 V帶的設計已知電機的功率為0.75KW, V帶的計算功率公式；PCa = KA P查文獻4表8-7工作情況系數Ka

46、= 1.1,因此計算功率為：Pca= Ka P = 1.10.75 = 0.825 KW根據轉速n和計算功率PCa ,查文獻4圖8-11選用Z型帶。查 文獻4表8-6和表8-8,選擇小帶輪直徑dd1 = 100mm。帶速公式：dnv 60 1000V = 25.12m/s5m/s V 30m/s,帶的速度合適。大帶輪的直徑dd2 = i dd1 = 1.7 100 = 170mm。傳動比：i = nI / e=4800/2830 = 1.69V帶的中心距初選a0=500mm。 2基準長度公式：Ldo 2a0 (ddi dd2)(dd2一5)-(3-12)24a°通過計算得：Ld°= 1596 mm查表機械設計表 8-2選帶的基準長度Ld =1600mm實際中心距：a a0 -Ld一處 =502mm2驗算小帶輪的包角 i :i = 1800dd2 ddi 57.3 = 1720 > 1200a計算帶的根數：按照小帶輪的直徑dd1和轉速 總查 文獻4表8-4a可查到帶輪的基本額定功率p0 =0.96KW。依據轉速總和傳動比i查文獻4表8-4b可知額定功率增量P0=0.04KW。同