摘 要摩擦學是一門研究相對運動構件之間摩擦、磨損及潤滑的一門科學。統(tǒng)計分析表明，導致及其失效的主要原因是動聯(lián)接和機件在摩擦力作用下的磨損。滾動摩擦是一種非常常見的摩擦形式，對減小構建之間的摩擦力起了很大的作用。研究滾動摩擦，需要一些實驗設備。磨擦學測試儀器和測試技術的應用及研究，從靜態(tài)研究發(fā)展到動態(tài)研究，從而達到弄清機理、控制摩擦磨損的目的。本設計運用參數(shù)化建模方法，運用機械工程相關知識設計了一臺滾動摩擦磨損試驗機。各種典型機械運動在不同介質作用下的摩擦學特性不同，本設計針對滾動摩擦在不同載荷、不同轉速下，摩擦系數(shù)的變化情況。本次設計的滾動摩擦磨損試驗機設計在參考原有各種試驗機的基礎上進行了一系列的改進創(chuàng)新，特點是本設計裝置的功能相對單一，用來進行滾動摩擦磨損試驗，測試具有更加專業(yè)化的特點；能夠滿足在不同載荷、不同材料的試驗要求；試驗力加載方式獨特，采用螺旋傳動壓縮彈簧加載；試件易于制作，便于安裝，夾緊可靠，無松緩、卡死等現(xiàn)象；本設計構造簡單，成本低，使用方便。關鍵詞：滾動摩擦 摩擦磨損試驗機 設計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 錄引 言 .1第一章 滾動摩擦磨損試驗機設計方案的確定 .21.1 滾動摩擦磨損試驗機設計要求 .21.2 滾動摩擦副設計 .21.3 設計原理 .3第二章 滾動摩擦試驗機動力源的選擇 .42.1 電動機的類型選用 42.1.1 三相異步電動機的選擇 .52.1.2 伺服電機功率的確定 7第三章 蝸桿蝸輪的設計 .73.1 傳動比的確定 .73.2 傳動裝置各參數(shù)的計算 .83.3 蝸輪蝸桿材料及其類型選擇 .83.3.1 選擇蝸桿傳動類型 83.3.2 材料選擇 83.4 蝸輪蝸桿設計計算 .93.4.1 確定蝸桿蝸輪模數(shù) 93.4.2 蝸桿與蝸輪主要參數(shù) 103.4.3 校核齒根彎曲疲勞強度 113.4.4 驗算效率 η 123.4.5 熱平衡計算 123.4.6 主要設計結論 12第四章 軸系零件的結構設計及計算 .144.1 安裝蝸輪的軸設計計算 .144.1.1 確定軸的最小直徑 144.1.2 求作用在蝸輪上的力 144.1.3 蝸輪軸的設計 144.1.4 零件的周向定位 .164.1.5 校核軸的強度 164.2 蝸桿軸的設計計算 .194.2.1 按扭矩初算軸最小直徑 194.2.2 求蝸桿的受力 194.2.3 蝸桿軸結構設計 204.2.4 校核蝸桿軸的強度 .214.3 滾動軸承選擇和計算 .244.3.1 蝸輪軸上安裝的滾動軸承的計算 244.3.2 蝸桿軸上安裝的滾動軸承的計算 264.4 鍵的選擇和計算 .274.4.1 蝸桿軸上的鍵的選擇和校核 .274.4.2 蝸輪軸上與蝸輪配合的鍵的選擇和校核 28第五章 其它零部件設計 .295.1 蝸桿減速器箱體結構尺寸設計 295.2 彈簧的設計計算 .305.3 施力板的設計 .315.5 主動試件傳動部分設計 .33結 論 .38參考文獻 .39謝 辭 .401引 言1、摩擦學研究現(xiàn)狀摩擦與磨損體現(xiàn)在我們生活的方方面面，是一種具有極其重要影響的現(xiàn)象。摩擦現(xiàn)象被作為一門科學研究對象，始于 15 世紀達·芬奇對于摩擦領域的卓越貢獻。長期以來，人們都是從力學或者物理學角度對摩擦、磨損及潤滑分割開地進行研究，發(fā)展緩慢。隨后，摩擦學綜合成一門獨立的學科及計算機技術的發(fā)展，摩擦磨損研究開始快速發(fā)展。摩擦學的發(fā)展，反過來對機械設計方法進行了補充。工程師在設計機器時，必須考慮摩擦磨損情況，力求機器壽命、效率等得到穩(wěn)定的提升。以機床為例，某些關鍵零部件沒有進行摩擦學設計，導致了零部件頻繁磨損失效，破使機床的停機修理。不僅需要維修人員的維護，還耽誤了工業(yè)生產的效率。所以，當今摩擦學的研究受到了各國的重視。2、摩擦學重要研究方向的發(fā)展摩擦現(xiàn)象是一種十分常見又復雜的現(xiàn)象，目前被發(fā)現(xiàn)的與摩擦有關的影響的因素多達幾十個。一個在技術領域的重要課題就是摩擦問題。摩擦學的主要研究方向有流體潤滑理論、納米摩擦學、摩擦學設計和耐磨材料。最近幾十年，人們發(fā)現(xiàn)了薄膜潤滑狀態(tài)，并在薄膜潤滑性能取得了重要研究。現(xiàn)代機械學科的發(fā)展趨于超精密化，很多裝置中的摩擦副間隙常處于納米量級。因此，納米摩擦學發(fā)展不僅是摩擦學深入發(fā)展的趨勢，也是當下科技發(fā)展的需要。摩擦學設計從設計源頭開始關注摩擦磨損問題，通過一系列方式減輕磨損。通過理論及實驗類比預測并避免可能發(fā)生的故障。 [1]耐磨材料的成功研制對摩擦磨損的問題的解決提供了一種相對有效的途徑。我相信耐磨材料的研發(fā)會受到格外的重視。3、研究滾動摩擦試驗機的意義如前所述，摩擦學研究的經濟與工程意義都是重大的。研究需要良好的設備來輔助研究人員分析與發(fā)現(xiàn)新的摩擦理論，從而推動科技的發(fā)展。滾動摩擦磨損試驗機的研究，對了解材料的摩擦系數(shù)、耐磨性能具有直接的作用 [2]。潤滑油及耐磨涂層的開發(fā)均需要測試，一臺設計良好的滾動摩擦磨損試驗機對準確掌握開發(fā)的新材料、潤滑油及涂層有關鍵的作用。對摩擦學研究人員來說，2滾動摩擦磨損試驗機是一個必不可少的輔助工具。第一章 滾動摩擦磨損試驗機設計方案的確定1.1 滾動摩擦磨損試驗機設計要求查閱相關書籍資料，確定本設計應滿足的要求如下：1、能夠準確地測出材料的摩擦系數(shù)。2、試驗條件靈活，容易調整，加載實驗力范圍 。 105N:3、操作安全，工作情況穩(wěn)定。4、易于操作，維護方便。1.2 滾動摩擦副設計滾動摩擦形式有很多，按照接觸形式有點、線、面接觸的形式，摩擦副試件的形狀有球、圓柱形、平面塊狀、錐形、環(huán)形、圓盤形等 [3]。本設計采用的試件為圓盤形。開始采取的摩擦試件位置關系如圖 1-1 所示：圖 1-1 初始摩擦副設計方案考慮到這樣設計的位置關系最大的問題是更換試件極其不方便，所以對原3始設計方案進行了改，更改后的試件設計位置關系如圖 1-2 所示：圖 1-2 修改后的摩擦副設計方案1.3 設計原理當試件接觸形式為圓盤狀時，假設豎直的載荷為 N，摩擦力為 F，摩擦力矩為 M，下試驗試件的半徑是 r。則摩擦系數(shù)是（1-1 ）FMN??根據設計原理，設計機構應有壓力傳感器、扭矩傳感器類電子元件，壓力傳感器用來測量加載實驗力，扭矩傳感器用來測試實驗時的摩擦力矩 [4]，至于試件半徑 r，可以用游標卡尺來測量。考慮設計要求，加載實驗力大小易于設置，決定采用彈簧加載結構。但是，對于普通電動機，對于 50 赫茲的交流電，轉速多達 3000r/min，這對實驗力的控制極為不利。雖然每增加一磁極對數(shù)，轉速會下降，但是一味地增加磁極對數(shù)，不但電動機結構會增大很多，成本也會很高。因此，采用減速機器來降速，是個很好的選擇。常見的減變速機器種類有齒輪傳動減速器，蝸輪減速器等。因為本設計最大加載實驗力為 500N，而且需要一個傳動比比較大的減速器，因此，采用蝸桿減速器非常合適。根據以上判斷，擬定總的設計方案簡圖如圖 1-3 所示 [5]：4圖 1-3 設計方案簡圖圖中個標號的意義：1 是伺服電機，2 是聯(lián)軸器，3 是扭矩傳感器，4 是軸承，5 是試驗用的試件，6 是加載實驗力的試驗臺，7 是壓力傳感器，8 是圓柱壓縮彈簧，9 是蝸桿簡圖，10 是蝸輪。至此，本設計的整體方案確定完畢。接下來，需要進行零部件的設計，選用，以及對總的設計方案進行完善與補充。第二章 滾動摩擦試驗機動力源的選擇2.1 電動機的類型選用本設計有兩個動力源，一個是試驗試件的動力源，另一個是彈簧加載的動力源。由于試驗機為位置相對固定的機械，不像汽車等運輸類機械，所以動力源選擇電動機。電動機類型眾多，特點各不相同，考慮的問題有輸出轉矩大小，5控制精度調速容易程度，噪音大小，響應特性，能耗特征，使用壽命等等。綜合考慮以后，加載實驗力的動力源選擇三相異步電動機，試驗試件的動力源采用伺服電機 [6]。2.1.1 三相異步電動機的選擇根據設計目標，最大加載實驗力為 500N，壓縮彈簧的傳動機構為螺旋傳動，查閱主編為陳定方的《機械設計師手冊》上冊表 4.3-5，相關參數(shù)計算如下：對于梯形螺紋，螺桿中徑 （2-1）20.8Fpd??F 是軸向載荷（N） ，取 5N?值可根據螺母形式選定，整體式螺母 ，取 ?=1.25:=2?p 是許用比壓（MPa）,查本書表 4.3.8，對于鋼材螺桿螺母，許用比壓為，取 7.513MPa:p10Pa將以上各值代入式 2-1，得 24dm?考慮蝸桿剛度等因素，取 6?螺母高度 ，取 2H??13?查該書表 4.3-4，螺紋摩擦力矩為（2-2 ）2tan()vTdF????-螺旋傳動的軸向載荷F-螺紋中精2d-螺旋線升角?-當量摩擦角v?螺旋線升角 （2-3）2=arctnhPd?當量摩擦角 （2-4）vtos????取導程 ，則螺旋線升角 P2hm2=arctn.816?????6查閱該書表 4.3-6，螺桿材料為鋼材，螺母材料為耐磨鑄鐵，當鋼對耐磨鑄鐵時，摩擦系數(shù) ，取 =0.1.2?:=0.1?螺紋牙型角 ，將以上各值代入式 2-3，得3??當量摩擦角 v.arctn6.5os2????將計算結果代到式 2-2，得摩擦力矩 1T650tan(.86.50)17.82 Nm????輸出功率 （ 2-5）1P=9輸入功率 （2-6）213?預計減速器減速后，轉速 n24/mir?為螺紋效率，按表 4.3-5 中公式計算，1（ 2-7）1tan=0.95.()v????:（ ）為軸向的支撐面效率， 為徑向的支撐面效率， ，2?3 23=0.95.??:對滾動軸承，取大值：對滑動軸承，取小值代入計算得 31tan2.8=0.974.10(65)??????依據設計情況，取 ，將各值分別代入式 2-4、2-5，得23=.9?317P.5k0W?32.=0.67498??凸緣聯(lián)軸器的傳動效率 =0.?減速器中每一對軸承的傳動效率 5.單頭蝸桿與蝸輪的傳動效率 672所以減速機構的傳動總效率 =0.98.072=.685??7需要的電動機功率 2dP0.367=k.5368Wk??電動機的額定功率 n按 ≥ 來選取電動機型號，查《機械設計課程設計》表 17-7，選擇的電nPd動機的型號為 Y80M1-4，主要參數(shù)為：額定功率 ，滿載轉速 =1390r/min。0.5nkW?mn2.1.2 伺服電機功率的確定由于試件滾動摩擦時，摩擦力較小，且試件半徑不大，預計摩擦力矩的范圍為 ，由此，查閱相關網頁，了解相關參數(shù)，最終確定伺服電02Nm?:機的功率 ，額定扭矩 。75sPkW?N=2.53m?第三章 蝸桿蝸輪的設計減速器類型已經確定為蝸桿減速器，蝸桿減速器是一種傳遞動力的機構，將電機的回轉數(shù)減少到所需要的回轉數(shù)，并且得到較大的回轉數(shù)。目前，此類減速器得到極其廣泛的應用，從汽車、船舶等交通工具到機械加工工具以及日常生活中常見的家電、鐘表等等。它具有減速增加扭矩的功能，因此非常適合本設計傳動的需要。為了提高機械效率，常用特殊材料像有色金屬做蝸輪，采用大硬度的鋼材生產蝸桿，由于在運行過程中會產生較高的熱量，使減速機的各個零件和密封件之間熱膨脹，因此在設計過程中應進行溫度升高的計算。3.1 傳動比的確定蝸輪蝸桿傳動有多種不同的形式，如圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動。不同傳動類型，成本，傳動比大小，傳動效率，轉動速度范圍限制等各不相同。依據設計情況，選擇圓柱蝸桿傳動。傳動比 通常為 ，考慮i80:8承載能力，傳動比大小對彈簧加載機構的影響等，取 。i60?根據圖 1-3 的設計方案可知，傳動模塊有一部分是單級蝸輪蝸桿傳動，也就是說，蝸桿傳動比等于總傳動比，i 蝸 =i=60。取蝸桿的設計頭數(shù) z1=1，則蝸輪的設計齒數(shù) z2=60。3.2 傳動裝置各參數(shù)的計算1、各軸的轉速 n(/mi)r蝸桿轉速 1390/in?蝸輪軸的轉速 122/i6ri?2.每根軸的輸入功率 P(kW)蝸桿軸 1 的輸入功率 1n4=0.59.45kW??蝸輪軸 2 輸入功率 2256807=.33.每根軸的輸入轉矩蝸桿 1 軸的輸入轉矩 11P.54T=90.4n390Nm?????蝸輪 2 軸的輸入轉矩 22.75156.??3.3 蝸輪蝸桿材料及其類型選擇3.3.1 選擇蝸桿傳動類型根據 ，選擇的蝸桿類型為 。/GBT10859?ZI3.3.2 材料選擇適合做蝸輪蝸桿的材料較少，蝸桿壓力大，需要硬質鋼。常用低碳鋼如9AISI 1020、1117、8620 和 4320，并經淬火和滲碳是硬度達到 58 到 62HRC。中碳鋼如 AISI 4140 或 4150 也常常被使用，經過感應淬火硬度可達 58 到62HRC。這些蝸桿需要磨削，或者拋光達到表面粗糙度的要求。如果蝸輪蝸桿傳動時相對速度較大，蝸輪需要有足夠軟且柔順的材料，來順應與高硬度蝸桿的跑合。砂型鑄造、冷鑄，離心鑄是蝸桿加工的最常用方法。磷青銅或錫青銅適合于高功率蝸桿，錳青銅適合于低功率低速蝸桿。鑄鐵、低碳鋼及塑料經常用于低速輕載蝸桿。 [7]蝸桿傳動的功率不大，速度較小，故蝸桿材料選擇 45 鋼。查于慧力、馮新敏主編的《現(xiàn)代機械設計零部件手冊》表 6.5-34，蝸輪選用 10-1 錫青銅，牌號為 ZCuSn10P1,采用金屬模鑄造方法。3.4 蝸輪蝸桿設計計算3.4.1 確定蝸桿蝸輪模數(shù)按齒面接觸疲勞強度設計計算，設計計算公式為（3-1）??2212480m()HdKTz??確定蝸輪上的轉矩 256.N??1.確定載荷系數(shù) K根據工作情況和要求，參考《機械設計》查表 11-5，取使用系數(shù) KA=1，齒向載荷分布系數(shù) Kβ =1，動載系數(shù) Kv=1.1。所以載荷系數(shù) =1.0.1A????2.確定許用接觸應力 ??H?根據所選擇的材料，強度極限 。B3MPa?(3-2)??'HN=K?式中 為接觸強度的壽命系數(shù) HNK7810?10應力循環(huán)次數(shù) 721390N=60j 21.606HnL????壽命系數(shù) HK.938許用應力 ??51.38MPaa??把計算結果代入式（3-1）得m2d1≥138.28MPa，z 1=1查《機械設計》表 11-2，得135.m?，分度圓導程角 ='28“.4????3.4.2 蝸桿與蝸輪主要參數(shù)1.中心距 1235.62a=79.5dm????2.蝸桿頭數(shù) 1z模數(shù) 2m?分度圓直徑 d35.軸向齒距 aP=1426.8m???直徑系數(shù) ，q7.?齒頂圓直徑 *1d35.1239.5aah???齒根圓直徑 12.07ff m??分度圓導程角 ='8“.4???軸向齒厚 。aS3.2m?3.蝸輪蝸輪齒數(shù) 2Z=611模數(shù) m2?蝸輪分度圓直徑 2d621Zm??蝸輪喉圓直徑 a 6ah??蝸輪齒根圓直徑 22.217.ff??3.4.3 校核齒根彎曲疲勞強度（3-3）??2F1.53KT=FaFYdm????當量齒數(shù) ???2v336Z.98coss.4????根據當量齒數(shù) .95從《機械設計》圖 11-17 中可查得齒形系數(shù) 2Y.5Fa螺旋角系數(shù) 3.24Y10.97401??????許用彎曲應力 ????'FHNFK??從《機械設計》表 11-8 得由 ZCuSn10P1 砂模鑄造的蝸輪的基本許用彎曲應力 ??'56FMPa??壽命系數(shù) 6699710K0.25.1FN???許用應力 ??F=4.8MPa??實際應力 3F1.5326.02.67???因為 ,所以齒根彎曲疲勞強度滿足要求。??F??123.4.4 驗算效率 η(3-4)??tan=0.95.6()v????:已知 γ=3.224°， ,1tf??與相對滑動速度 有關， vfs135.1402.681/60co60cossdnms???????從《機械設計》表 11-18 中用插值法查取并計算得 ，f0.285v?，代入計算式中，η=0.75，大于原來的估計的取值，因此不v1.3???必再算一遍。3.4.5 熱平衡計算估算散熱面積 11.752.759.03(0383S ma??????????）驗算油的溫度 t 室溫 取 20℃，散熱系數(shù)取 0t =17.4?效率 ，功率 =.75?P0.5kW?油溫 01η.50.2269.417483tS??????（ ） ℃t＜80℃，所以油溫 沒超過限制。t3.4.6 主要設計結論13表 3-1 蝸桿蝸輪軸參數(shù)參數(shù) 齒數(shù) 模數(shù) 中心距 寬度 材料蝸桿 1 2mm 80mm 50mm 45 鋼蝸輪 62 2mm 80mm 50mm ZCuSn10P1蝸桿與軸作為一體，某些尺寸暫未確定，先留著。蝸輪設計完畢，用CATIA 作出它們的三維模型 [8]，如圖 3-1。圖 3-1 蝸輪三維模型14第四章 軸系零件的結構設計及計算4.1 安裝蝸輪的軸設計計算4.1.1 確定軸的最小直徑軸的選材為 45 鋼，調質處理。由《機械設計》式 15-3，取 A0=110，于是得33min00.9d128.PAm???軸末端有螺紋，取 mind4.1.2 求作用在蝸輪上的力已知蝸輪分度圓直徑 d2=330mm，得軸向力312.740F1.75aTN???圓周力 326.256.td徑向力 2tan.tan093.8rFN?????4.1.3 蝸輪軸的設計蝸輪軸的設計是本設計中一個關鍵的零件設計，需要考率的因素眾多，軸的設計既要考慮應力的情況，又要考慮發(fā)生變形。變形往往是重要因素，因為過大的變形會導致支撐零件的快速磨損。結合設計、傳動情況，在軸的末端設計了螺紋，用來傳遞壓縮彈簧的力。在軸的設計過程中，滾動軸承的配置是一個不得不重視的問題。此前進行減速器課程設計時，就忽略了溫度升高對軸的軸向伸長的影響，從而出現(xiàn)了錯誤配置的情況。參考以往的圖冊，發(fā)現(xiàn)大多數(shù)15蝸桿減速器的蝸桿都是采用單支點雙向固定的方案，我也打算采用這種方案。后來在機械設計手冊上看到，當跨距小于 200mm 時，可以用雙支點各單向固定的方案。綜合考慮之后，我的軸的跨距確實小于 200m,所以采用兩個圓錐滾子軸承支撐。關于正裝還是反裝的問題，兩種安裝方案各有各的特點。正裝相對跨距較小，可以增加支撐剛度，所以最后采用正裝的方案。下面結合草圖，進行設計校核。圖 4-1 蝸輪軸的設計如圖 2 所示，將蝸輪軸分為 7 段，第 1 段安裝軸承，第 2 段用作定位，第 3段安裝蝸輪，第 4 段安裝軸承與套筒，第 5 段安裝端蓋，第 6 段與第 7 段軸徑大小相同，第 7 段有螺紋。對于第 1 段，初選軸承 30207，查《現(xiàn)代機械零部件設計手冊》表 7.2-23，該軸承基本尺寸 ，取 ， 。D357218.dT???135dm?120l對于第 2 段，查閱軸承的安裝尺寸，取 ，考慮空間位置，取246。 26lm?對于第 3 段，蝸輪輪轂寬 ，為了壓緊蝸輪，取 ，依據蝸輪50m348lm?結構特征，取 。 4d?對于第 4 段，安裝軸承 30207，取 ，還要安裝套筒，取435d?。40lm?對于第 5 段，依據減速器箱體結構、軸結構特征，取 ，532dm?。 56l對于第 6、7 兩段，考慮設計的實驗力范圍，彈簧加載行程等因素，取， ，螺紋長度 。 6730dm?40l?780lm?16蝸輪軸各軸段設計結果如下表：表 4-1 蝸輪軸參數(shù)編號 1 2 3 4 5 6 7直徑 d 35 46 40 35 32 30 30長度 l 20 26 48 40 60 40 804.1.4 零件的周向定位為保證對中性滿足要求，蝸輪與軸選用 型鍵聯(lián)接，查《機械設計課程設A計》表 14-26，根據第 4 段軸的直徑，選擇的鍵的型號為 ，根據第b128h??4 段軸的長度，從鍵的長度系列選擇鍵的長度 。40lm?4.1.5 校核軸的強度根據軸的結構用 AutoCAD 分別做出蝸輪軸在空間中、水平面與豎直面的受力如圖所示，簡支梁跨距間的距離 。實際設計中，蝸輪軸是豎直布10AClm?置的，為了分析方便，將蝸輪軸水平放置進行受力分析。在圖 4-2 中，D 端與施力板相接，受到摩擦力矩 T 的作用，B 點處的是蝸輪的簡圖。圖 4-2 蝸輪軸在空間中的受力簡圖17圖 4-3 蝸輪軸在 面的受力簡圖 H圖 4-4 蝸輪軸在 面的受力簡圖V在水平面 內，有 , ，H0AM??220tABHACFll????解得 2156.FN10Ht??截面 處的彎矩 B136.BHABlm???在豎直面 內，圖中V2·71306.4adMFNm???對 點列力矩方程， ，即A0A?22··rABVCFll??－解得 FV2=700.3N 1293.870.23.5VrVFN?－ －處右截面彎矩較大，較大的彎矩為B2·70. 1.BVCMlmm??????蝸輪末端受到的扭矩 T=617800 用 AutoCAD 分別作出蝸輪軸在水平面、豎直面內的彎矩圖和蝸輪軸的扭矩圖，如圖 4-5 所示。18圖 4-5 蝸輪軸的受力彎矩圖和扭矩圖從圖中可以看出，截面 是危險截面，下面校核截面 是否安全。BB截面 處的總彎矩B192222(6103.71.)68.5HBvBMNm??????扭矩 61780TNm?扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 α=0.6，蝸輪軸的計算應力2222368.5()(0.6178).0BcaTMPaW????????查《機械設計》表 15-1 得 ??1MPa??因為 ，故安全 [9]。??1ca??4.2 蝸桿軸的設計計算蝸桿軸上的功率 ,轉速 ，轉矩 T1=3.74N·m10.54PkW?1390/minnr?4.2.1 按扭矩初算軸最小直徑蝸桿材料選用 鋼，熱處理工藝選擇調質。45查《機械設計》表 15-3，取 ，則01A?1330.54 8.9minPdm??蝸桿軸最小處有鍵槽，所以 min.0(17%).6d???4.2.2 求蝸桿的受力蝸桿軸受到的力與蝸輪上受到的力互為反作用力，所以在數(shù)值上大小相等、方向相異。軸向力的大小 1256.atFN?周向力的大小 07t徑向力的大小 93.8r204.2.3 蝸桿軸結構設計由于蝸桿傳動部分軸徑較小，因此蝸桿與軸設計成一體的。最小直徑已經確定，擬定蝸桿的結構如下。圖 4-6 蝸桿軸的結構如圖 4-6 所示，將蝸桿軸分為 段并編號，第 段與聯(lián)軸器聯(lián)接，第 2 段安81裝軸承，第 3 段定位，第 、 、 段為蝸桿軸段，第 7 段為定位段，第 8 段456安裝軸承。對于第 1 段，由于電機伸出端直徑為 19mm，查《機械設計課程設計》17-1，選取型號為 型的凸緣聯(lián)軸器，軸孔長度 ，考慮到安裝端蓋，2GY38lm?所以取 ,為了提高剛度， 稍大些，取 。175lm?2d20d對于第 2 段，初選軸承 30205，其基本尺寸 ，故取5216.DT??，取 。 d20l對于第 3 段，查《機械設計課程設計》表 15-4，代號為 30205 的軸承適合本設計，其安裝尺寸 ， ， 。min31ad?32dm36l?對于第 5 段，蝸桿的軸向齒寬 。 50l對于第 4 和第 6 段，一方面考慮是蝸桿對稱，另一方面考慮蝸輪直徑，防止跨距太小使軸承孔座與蝸輪干涉。綜合考慮之后，取 ，461lm?。462dm?對于第 7 段，取 ， 。 732dm?736l?對于第 8 段，取 ， 。85820m蝸桿軸設計結果如表 4-1：21表 4-1 蝸桿軸參數(shù)編號 1 2 3 4 5 6 7 8直徑 d 20 25 32 26 39.5 26 32 25長度 l 75 20 6 41 50 41 6 204.2.4 校核蝸桿軸的強度根據蝸桿軸的結構，將蝸桿軸軸簡化為一個簡支梁，簡支梁的跨距164lm?由前面的計算結果可知：軸向力的大小 1256.atFN?周向力的大小 07t徑向力的大小 1293.8r用 AutoCAD 分別作出蝸桿軸在空間中、水平面和鉛面內的受力簡圖，如下圖所示 [10]：圖 4-7 蝸桿軸在空間中的受力簡圖圖 4-8 蝸桿軸在水平面內的受力簡圖22圖 4-9 蝸桿軸在豎直面內的受力簡圖在水平面 內，有 ，H0BM??120tBCNHBDFll????解得 215.4NF截面 的彎矩C2105.4826.CHNCDl m?????蝸桿對稱，故 1在豎直面 內，圖中V1cM93.45.22adFN? ?對 點列力矩平衡方程， ，即B0B??12··rCcNVBDll－ －解出 289.NVF?123.189.74.6r N?－ －C 截面處左側彎矩較大，取較大的進行計算 1·74.605.2CVNBCMFl m???蝸桿受到的扭矩 30Tm?作出蝸桿軸在水平面、豎直面內的彎矩圖和蝸桿軸的扭矩圖，如圖 4-10所示。23圖 4-10 蝸桿軸的受力彎矩圖和扭矩圖由圖 11 可知，截面 C 是危險截面，所以需要校核 C 截面是否安全。從圖中可以看出，截面 C 是危險截面，下面校核截面 C 是否安全。截面 C 處的總彎矩 2222864.539.465.3CHVMNm??????扭矩 3740TNm?24扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 α=0.6，蝸輪軸的計算應力 ??22223465074() 10.1CcaMTMPaW????????查表，得[σ -1]=60MPa因為 σ ca ＜[σ -1],所以蝸桿軸的強度滿足條件。至此，蝸桿軸設計完畢。用 CATIA 一步一步作出它的三維模型，蝸桿設計采用參數(shù)化方法，如圖 4-11。圖 4-11 蝸桿三維模型4.3 滾動軸承選擇和計算4.3.1 蝸輪軸上安裝的滾動軸承的計算在蝸輪軸設計時選擇的軸承的型號是 30207，查《機械設計課程設計》表，該軸承的計算需要的系數(shù) ， 。154?e0.37?1.6Y根據前面蝸輪軸的設計計算結果，可知蝸輪兩個軸承受到的徑向力分別是 2222111507.RNHVF N????252222156.07.314.5RNHVF N?????兩個軸承的派生軸向力分別是 12RdFY?74538.6??外載軸向力 Fa2=210.7N，因為 ,所以左端的軸承 被壓緊，右端的軸承 被放松。21Fad??12軸承受到的軸向力分別是'12153.820.73.4adad N?????' .FN因為 ， '140.275aRe?'25.803174aRFe?所以 ， ； ， 。1X?1Y2X?2Y由于是一般載荷，取 =1.2。fd兩個軸承的當量載荷分別是 ????111'.207.54123dRaPfXFYN???????22'1.8057.4查《機械設計課程設計》表 15-4，型號為 30207 的軸承的基本額定動載荷Cr=54.2kN,由于軸承 2 的當量載荷大于軸承 1，所以只需校核軸承 2 即可。軸承壽命的計算公式為(4-1)10632rpCLnP???????代入數(shù)據，得軸承壽命為 10631054()94627.p h??蝸桿減速器的預期壽命為26'120hL?因為 ,所以選擇的軸承的有效工作時間滿足要求。'phL﹥4.3.2 蝸桿軸上安裝的滾動軸承的計算在蝸桿軸設計時選擇的軸承的型號是 30205，查《機械設計課程設計》表15-4，該軸承的計算系數(shù) e=0.37，Y=1.6。根據前面蝸桿的設計計算結果，可知蝸桿軸上兩個軸承受到的徑向力分別是 222211105.47.65.0RNHVF N?????222189兩個軸承的派生軸向力分別是 175.036RdFY???2N外載軸向力 1256.aFN因為 ，所以左端的軸承 1 被壓緊，右端的軸承 2 被放松。2dd??軸承受到的軸向力分別是 '12156.7263.adaFN????'2dF因為 ， 1'63.5720aRF﹥ e'2.167aRe?所以 X1=0.4，Y 1=1.6；X 2=1，Y 2=0。由于是一般載荷，取 =1.2。fd兩個軸承的當量載荷分別是 ????111'.20475.1263.572.9dRaPfXFY N???????