滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)

1、 滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì) 摘 要滾動(dòng)軸承是機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)中重要的零部件，是旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)中的重要組成部分之一， 具有承受載荷和傳遞動(dòng)運(yùn)動(dòng)的作用?？墒?，滾動(dòng)軸承是機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)主要故障來源之一，有數(shù)據(jù)結(jié)果分析表明：旋轉(zhuǎn)機(jī)器中有 35%的故障都與軸承的失效相關(guān)，軸承能夠使用多久和可靠性的大小直接影響到機(jī)器系統(tǒng)的整體性能。為此在對(duì)軸承的加速老化試驗(yàn)和加速壽命試驗(yàn)，對(duì)于研究軸承的故障演變規(guī)律和失效原理有著很重要的意義。本課題的主要設(shè)計(jì)內(nèi)容是：根據(jù)滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)的功能及特點(diǎn)， 初步確定整體設(shè)計(jì)方案；繪制滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)的各部分結(jié)構(gòu)草圖， 并分析其結(jié)構(gòu)合理性；根據(jù)滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)的實(shí)際

2、工況，對(duì)主要結(jié) 構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，確定各部分具體尺寸；修改、豐富各部分結(jié)構(gòu)；本文完成了總體方案的設(shè)計(jì)；分析設(shè)計(jì)方案的可行性、安全性和經(jīng)濟(jì)性；工況的設(shè)計(jì)；調(diào)速電機(jī)的選型；單級(jí)斜齒輪減速機(jī)的設(shè)計(jì)，齒輪的選擇及強(qiáng)度校核， 軸的選擇及強(qiáng)度校核；試驗(yàn)主軸的設(shè)計(jì)和校核；圓錐滾子軸承壽命計(jì)算；液壓加載系統(tǒng)原理的設(shè)計(jì)及其液壓元件的選擇；建立試驗(yàn)平臺(tái)和各個(gè)零部件的三維建模并裝配。本文設(shè)計(jì)的試驗(yàn)機(jī)可以較好地模擬實(shí)際工況，對(duì)監(jiān)測(cè)滾動(dòng)軸承故障有一定的參考價(jià)值。關(guān)鍵詞：滾動(dòng)軸承；故障模擬；液壓加載；模擬試驗(yàn)機(jī)IVABSTRACTRolling bearings are important components in th

3、e operation of the machine and one of the important components in the rotating structure. They have the function of bearing loads and transmitting dynamic motion. However, rolling bearings are one of the main sources of faults when the machine is running. The analysis of the data results shows that

4、35% of the faults in rotating machines are related to the failure of the bearing. How long the bearing can be used and the size of the reliability directly affect the overall system of the machine. performance. For this reason, the accelerated aging test and accelerated life test of the bearing are

5、of great significance for studying the law of failure evolution and the principle of failure of the bearing.The main design content of this subject is：according to the functions and characteristics of the design of the rolling bearing fault simulation testing machine, the overall design scheme is in

6、itially determined; the structural sketches of each part of the design of the rolling bearing fault simulation testing machine are drawn and the structural rationality is analyzed; according to the rolling bearing fault simulation The actual working conditions of the design of the test machine, the

7、strength calculation of the main structure, determine the specific size of each part; modify and enrich the structure of each part;This article completes the design of the overall plan; analyzes the feasibility, safety and economy of the design plan; the design of the working conditions; the selecti

8、on of the speed regulating motor; the design of the single-stage helical gear reducer, the selection of the gear and the strength check, Shaft selection and strength verification; design and verification of test spindle; life calculation of tapered roller bearings; design of hydraulic loading system

9、 principles and selection of hydraulic components; establishment of test platform and 3D modeling and assembly of various components.The test machine designed in this paper can better simulate the actual working conditions and has certain reference value for monitoring the rolling bearing faults.Key

10、words:Rolling bearing；Fault simulation；Hydraulic loading；Simulation testing machine目 錄摘 要IABSTRACT . II 目 錄 .III 第 1 章 緒 論 . 1 課題的背景及意義1 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀分析2 軸承試驗(yàn)機(jī)常用技術(shù)2 試驗(yàn)機(jī)主體2 試驗(yàn)臺(tái)介紹3 本文研究的主要設(shè)計(jì)內(nèi)容3第 2 章 總體方案的設(shè)計(jì) . 5 5.1. 軸承概況55.2. 設(shè)計(jì)要求55.3. 總體的設(shè)計(jì)方案5 方案一6 方案二75.4. 方案可行性、安全性和經(jīng)濟(jì)性分析75.5. 本章小結(jié)8第 3 章 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì). 9 3.1. 引言

11、93.2. 工況的設(shè)計(jì)93.3. 電動(dòng)機(jī)的選型9 電動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算：9 電動(dòng)機(jī)的選型103.4. 減速機(jī)的設(shè)計(jì)10 傳動(dòng)比的計(jì)算10 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)11 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算12 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算163.5. 實(shí)驗(yàn)主軸的主要設(shè)計(jì)內(nèi)容19 軸的材料選擇20 各軸段的直徑、長(zhǎng)度的確定20 校核主軸的強(qiáng)度213.6. 圓錐滾子軸承壽命計(jì)算233.7. 本章小結(jié)25第 4 章 加載系統(tǒng)的設(shè)計(jì) .26 4.1 引言26(1) 液壓加載系統(tǒng)的原理26(2) 液壓元件的選擇27(3) 本章小結(jié)29第 5 章 各個(gè)零部件的設(shè)計(jì).30 5.1 引言305.1. 徑向加載臺(tái)的設(shè)計(jì)305.2. 軸承座的設(shè)計(jì)315.3. 軸

12、向液壓缸加載臺(tái)的設(shè)計(jì)345.4. 軸向液壓缸支架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)355.5. 試驗(yàn)機(jī)平臺(tái)的設(shè)計(jì)365.6. 本章總結(jié)36第 6 章 總結(jié)與展望 .37 6.1 總結(jié)376.2 展望37參考文獻(xiàn)39致 謝 .40 附錄一.41 附錄二.56 IV第 1 章 緒 論3.2 課題的背景及意義滾動(dòng)軸承是機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)中重要的零部件，是旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)中的重要組成部分之一， 具有承受載荷和傳遞動(dòng)運(yùn)動(dòng)的作用?？墒?，滾動(dòng)軸承是機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)主要故障來源之一，有數(shù)據(jù)結(jié)果分析表明：旋轉(zhuǎn)機(jī)器中有 35%的故障都與軸承的失效相關(guān)，軸承能夠使用多久和可靠性的大小直接影響到機(jī)器系統(tǒng)的整體性能。為此在對(duì)軸承的加速老化試驗(yàn)和加速壽命試驗(yàn)，對(duì)于研究

13、軸承的故障演變規(guī)律和失效原理有著很重要的意義1。在 20 世紀(jì)前期，Lundberg 和 Palmgren 對(duì) 5210 的滾動(dòng)軸承做了很多試驗(yàn)， 根據(jù) 1400 多套滾子軸承、球軸承的壽命試驗(yàn)結(jié)果，在 Weibull 分布理論的基礎(chǔ)上，通過研究得到了壽命與負(fù)載的方程式，稱為 L-P 公式2。伴隨我國(guó)軸承制造技術(shù)的不斷發(fā)展，軸承的幾何結(jié)構(gòu)和制造精度得到了相當(dāng)高的提升和改進(jìn)。目前， 在市場(chǎng)上有幾百種不一樣型號(hào)的滾動(dòng)軸承?，F(xiàn)在的 5210 軸承鋼的材料和制造精度比以前的要好，而且現(xiàn)在在材料的選擇上己近不局限于軸承鋼?，F(xiàn)在生產(chǎn)軸承的原料包括合金鋼，陶瓷，軸承鋼和塑料等。為此，為了評(píng)估新材料的處理工藝

14、， 新材料和新幾何結(jié)構(gòu)的滾動(dòng)軸承的磨損壽命，還得對(duì)滾動(dòng)軸承做疲勞壽命試驗(yàn)。另外由于加工技術(shù)的提高和材料科學(xué)的發(fā)展，使用時(shí)潤(rùn)滑條件的改善，軸承能夠使用的時(shí)間越來越長(zhǎng)。來自工業(yè)和武器等方面的需求也助推了滾動(dòng)軸承箱相當(dāng)好的方向發(fā)展。比如發(fā)電設(shè)備，排水設(shè)備等要求軸承工作時(shí)間連續(xù)不間斷的十幾二十幾的小時(shí)不間斷的無故障運(yùn)行 10000-20000 個(gè)小時(shí)，折算一下相當(dāng)于與連續(xù)工作 11-22 年并且中間沒有出現(xiàn)任何故障，即使是電動(dòng)工具、一般機(jī)械和家用電器等對(duì)壽命的要求相對(duì)較低的使用場(chǎng)景也要求軸承無故障的間斷或不間斷的工作 4000-8000 小時(shí)。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(yàn)

15、方法來獲得軸承在高應(yīng)力的疲勞壽命，并且通過加速實(shí)驗(yàn)的結(jié)果來估計(jì)不一樣應(yīng)力水平下的疲勞壽命，以減少試驗(yàn)時(shí)的成本和時(shí)間。44滾動(dòng)軸承是機(jī)械的關(guān)節(jié)，在工業(yè)中運(yùn)用廣泛，所以對(duì)配套件的要求較高。軸承制造業(yè)中軸承精度為 0.001mm，其精度要求高，然而要求不高的設(shè)備中制造公差僅為 0.01mm4。電機(jī)中產(chǎn)生的不明噪聲以及反常振動(dòng)與滾動(dòng)軸承有很大關(guān)系，高制造精度設(shè)備中試驗(yàn)主軸的溫度升高和擺差也是與軸承的性能和質(zhì)量密不可分。通訊衛(wèi)星的通訊情況與旋轉(zhuǎn)設(shè)備中軸承直接相關(guān)，對(duì)國(guó)民經(jīng)濟(jì)眾多部門有影響的航天航空行業(yè)，其重要部件中承擔(dān)關(guān)鍵作用的軸承質(zhì)量不過關(guān)，就會(huì)產(chǎn)生嚴(yán)重事故。交通運(yùn)輸、紡織、家用電器、醫(yī)藥設(shè)備、農(nóng)業(yè)、

16、建筑等行業(yè)，其旋轉(zhuǎn)設(shè)備的功能特性、正常運(yùn)作的壽命、精度等眾多因素都和軸承息息相關(guān)，同時(shí)我國(guó)器械的出口情況和核心技術(shù)設(shè)備的制造能力也深受工業(yè)軸承發(fā)展的影響，國(guó)防科技力量及國(guó)民經(jīng)濟(jì)實(shí)力等諸多領(lǐng)域中滾動(dòng)軸承都擔(dān)當(dāng)重要角色5。3.3 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀分析目前，軸承試驗(yàn)的種類有以下幾種：軸承壽命試驗(yàn)、軸承性能試驗(yàn)、軸承零部件試驗(yàn)、軸承材料試驗(yàn)、軸承設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)、強(qiáng)化試驗(yàn)等。軸承壽命試驗(yàn)是確定軸承疲勞壽命的試驗(yàn)。軸承性能試驗(yàn)是考核軸承的某種特殊性能，例如極限轉(zhuǎn)速試驗(yàn)、載荷試驗(yàn)、潤(rùn)滑性能試驗(yàn)、溫升試驗(yàn)、高溫試驗(yàn)、低溫試驗(yàn)等。軸承零部件試驗(yàn)是對(duì)軸承的鋼球、滾子、密封圈零部件進(jìn)行的試驗(yàn)。軸承強(qiáng)化試驗(yàn)是一種壽命試驗(yàn)

17、，也就是給定試驗(yàn)軸承載荷比較大，能夠達(dá)額定載荷的 0.5 倍以上。通過這種方法來縮短試驗(yàn)時(shí)間。軸承設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)是根據(jù)軸承實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，例如溫升、振動(dòng)、噪音等，提出改進(jìn)意見6。3.4 軸承試驗(yàn)機(jī)常用技術(shù) 試驗(yàn)機(jī)主體試驗(yàn)軸承、軸系及支撐部分構(gòu)成了試驗(yàn)機(jī)的主體部分，試驗(yàn)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速和所能過承受的最大載荷由這些結(jié)構(gòu)的優(yōu)劣決定的，軸系的精度也決定了試驗(yàn)機(jī)的精度，進(jìn)而決定了試驗(yàn)機(jī)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確度。所有試驗(yàn)機(jī)試驗(yàn)的軸承大小都是有一定范圍的，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的主要目的是解決轉(zhuǎn)速、載荷和軸承尺寸范圍的矛盾7。橋式結(jié)構(gòu)：主要用于軸承壽命實(shí)驗(yàn)機(jī)、試驗(yàn)角接觸軸承和圓錐滾子軸承。其特點(diǎn)為加工精度高，適用于高轉(zhuǎn)速軸承試驗(yàn)。懸臂結(jié)構(gòu)：

18、每次只能試驗(yàn)一套軸承，拆裝和測(cè)試都很方便，通常用于潤(rùn)滑油潤(rùn)滑狀態(tài)測(cè)試、潤(rùn)滑油油膜厚度測(cè)試以及內(nèi)圓溫度測(cè)試等，主要用于軸承的性能試驗(yàn)。組合式結(jié)構(gòu)：這是橋式結(jié)構(gòu)的一種，在方箱內(nèi)有三個(gè)活動(dòng)的方塊，在一定范圍內(nèi)試驗(yàn)軸承的跨距都可以調(diào)節(jié)。其結(jié)構(gòu)緊湊，試驗(yàn)范圍較大。因?yàn)闆]有固定支撐試驗(yàn)軸承的襯套，故轉(zhuǎn)速較低。當(dāng)轉(zhuǎn)速過高后，試驗(yàn)機(jī)振動(dòng)會(huì)很大，進(jìn)而影響試驗(yàn)機(jī)試驗(yàn)效果8。 試驗(yàn)臺(tái)介紹通過查閱資料，了解了 ZCS-II 液體動(dòng)壓軸承試驗(yàn)機(jī)的結(jié)構(gòu)。實(shí)驗(yàn)儀器的部件主要有電機(jī)、皮帶、摩擦力傳感器、壓力傳感器、軸瓦、加載傳感器、主軸、油槽、底座、面板以及調(diào)速旋鈕組成9。如圖 1.1圖 1.1 ZCS-II 液體動(dòng)壓軸承試

19、驗(yàn)機(jī)ZCS-II 液體動(dòng)壓軸承試驗(yàn)機(jī)主要用于機(jī)械設(shè)計(jì)中液體動(dòng)壓滑動(dòng)軸承實(shí)驗(yàn)，主要用它來觀察滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)、測(cè)量其徑向、軸向油膜壓力分布、測(cè)定其摩擦特性曲線。1.4 本文研究的主要設(shè)計(jì)內(nèi)容本次設(shè)計(jì)中依據(jù)滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)的功能特性，找到實(shí)現(xiàn)機(jī)械部分特性的方式，根據(jù)工業(yè)中實(shí)際工況設(shè)計(jì)出其設(shè)備的結(jié)構(gòu)，具體內(nèi)容如下所示：（1）第 1 章為緒論，本章介紹了查閱的相關(guān)資料，了解滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)的應(yīng)用范圍，國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀，寫文獻(xiàn)綜述，并提出研究的課題。（2）第 2 章為總體方案的設(shè)計(jì)，試驗(yàn)機(jī)由輸入機(jī)構(gòu)、軸承、加載裝置等組成，滾動(dòng)軸承作為承載部件，一般與加載裝置和輸入機(jī)構(gòu)一起工作，根據(jù)其功能特性

20、和實(shí)際工況，確定滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)的總體設(shè)計(jì)方案，最后分析設(shè)計(jì)方案的合理性。（3）第 3 章為滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)的各個(gè)零件的選型以及設(shè)計(jì)計(jì)算， 要完成了設(shè)備機(jī)械傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì)，包括試驗(yàn)工況的設(shè)計(jì)；電動(dòng)機(jī)的選型；單級(jí)斜齒輪減速機(jī)的設(shè)計(jì)，齒輪的選擇及強(qiáng)度校核，軸的選擇及強(qiáng)度校核；主軸的設(shè)計(jì)和校核；軸承的選用以及圓錐滾子軸承壽命的校核。（4）第 4 章中設(shè)計(jì)加載系統(tǒng)，該系統(tǒng)能完成能量傳遞和轉(zhuǎn)換，在試驗(yàn)機(jī)的實(shí)際工況之下，要求建立穩(wěn)定而安全的液壓加載系統(tǒng)以確保液壓加載系統(tǒng)的技術(shù)指標(biāo)，在試驗(yàn)時(shí)，保持穩(wěn)定的加載力還能夠自動(dòng)調(diào)節(jié)，保證試驗(yàn)的安全和準(zhǔn)確性；（5）第 5 章試驗(yàn)機(jī)平臺(tái)和各個(gè)零部件的設(shè)計(jì)，根

21、據(jù)其相應(yīng)的位置和實(shí)際的需要設(shè)計(jì)其具體的外形和結(jié)構(gòu)，并對(duì)其進(jìn)行 solidworks 三維模型構(gòu)建。（6）第 6 章為總結(jié)，總結(jié)本次設(shè)計(jì)遇到的問題，主要研究工作，以及從中所得的收獲和提出更深層次的研究方向。 第 2 章 總體方案的設(shè)計(jì)2.1. 軸承概況滾動(dòng)軸承通常包括外圈、內(nèi)圈、滾動(dòng)體及保持架。在特殊情況時(shí)，可以沒有外圈和內(nèi)圈，由其他相應(yīng)的零部件替代。為了需要，有的軸承裝有防塵套、安設(shè)調(diào)節(jié)用的緊定套和密封圈。軸承的內(nèi)圈一般裝配在軸上和軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)。軸承外圈一般裝在機(jī)或軸承座內(nèi)起支撐作用，有些軸承是內(nèi)圈固定起支撐作用，外圈轉(zhuǎn)動(dòng)，如汽車輪毅軸承。滾動(dòng)軸承中滾動(dòng)體是絕對(duì)少不了的零件，只有通過滾動(dòng)體才能形

22、成滾動(dòng)摩擦。滾動(dòng)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(zhǎng)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(shù)量及體積能夠影響到軸承的承載能力10。保持架的功用是將軸承里面的滾動(dòng)體依次按比例的分離，使?jié)L動(dòng)體與內(nèi)圈或外圈獨(dú)立組成組合件，使?jié)L動(dòng)體在軌道上的運(yùn)動(dòng)時(shí)是正確的，能夠提高軸承里面的潤(rùn)滑和載荷分配能力。附帶保持架的軸承摩擦小，更多用于高速旋轉(zhuǎn)的情況下。2.2. 設(shè)計(jì)要求結(jié)合本次設(shè)計(jì)提出的要求，以下對(duì)本試驗(yàn)臺(tái)所需要的功能特性和設(shè)計(jì)要求進(jìn)行總結(jié)：（1）滾動(dòng)軸承試驗(yàn)臺(tái)應(yīng)該包括機(jī)械系統(tǒng)、傳動(dòng)系統(tǒng)、加載系統(tǒng)及輔助設(shè)備。（2）可以簡(jiǎn)便快速地

23、模擬出滾動(dòng)軸承在軸向和徑向加載時(shí)的故障特征。（3）可以進(jìn)行無極調(diào)速，并有速度負(fù)反饋的自動(dòng)調(diào)節(jié)體系。（4）利用摩擦帶傳動(dòng)的過載保護(hù)。（5）可以一定程度上降低實(shí)驗(yàn)員的工作量，同時(shí)保證操作者的人身安全。2.3. 總體的設(shè)計(jì)方案根據(jù)上述所提出的本試驗(yàn)機(jī)所需要具備的功能特性并依據(jù)實(shí)際的條件，現(xiàn)在提出對(duì)本試驗(yàn)機(jī)方案的總體設(shè)計(jì)方案：（1）將選用調(diào)速電機(jī)，可以實(shí)現(xiàn)無極調(diào)速；（2）將采用液壓加載，可以同時(shí)對(duì)試驗(yàn)軸承進(jìn)行軸向和徑向加載。液壓加載系統(tǒng)的的動(dòng)力元件是液壓泵，故將輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為壓力能輸出；其執(zhí)行元件是液壓缸，能夠?qū)毫δ苻D(zhuǎn)換為機(jī)械能；控制調(diào)節(jié)元件選用的是各種液壓缸， 可以控制液壓油的壓力和流量的大小

24、，以及流動(dòng)的方向，用來帶動(dòng)液壓缸做不同方向的運(yùn)動(dòng)，以及有區(qū)別的行程。液壓加載的好處：依據(jù)試驗(yàn)軸承在不同工況下的要求，在轉(zhuǎn)變液壓缸加載力的同時(shí)，改變主軸的轉(zhuǎn)速，模擬試驗(yàn)軸承多種工況； 由于基本采用液壓油作傳動(dòng)介質(zhì)，故液壓元件可以自我潤(rùn)滑，使用壽命較長(zhǎng)；可以實(shí)現(xiàn)無間隙傳動(dòng)，同時(shí)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)；其裝置重量輕，體積小，動(dòng)態(tài)性能好10。（3）選用單級(jí)斜齒輪減速機(jī)，降低轉(zhuǎn)速，增大轉(zhuǎn)矩，傳動(dòng)平穩(wěn)。（4）本試驗(yàn)臺(tái)將采取將傳動(dòng)系統(tǒng)封裝的方式，可在一定程度上保證操作者的操作安全，并且可以在一定程度上避免外界灰塵以及雜質(zhì)的干擾。（5）實(shí)驗(yàn)軸承選用單列圓錐滾子軸承，它主要只適用于經(jīng)受以徑向載荷為主的徑向和軸向聯(lián)合載荷。表

25、2-1 常用滾動(dòng)軸承的工作特性名稱調(diào)心球軸承調(diào)心滾子軸承單列圓錐滾子軸承推力球軸承深溝球軸承角接觸球軸承雙列圓柱滾子軸承滾針軸承承載能力軸向載荷差中良良差良無無軸向載荷方向雙向雙向單向單雙向皆可雙向單向無無 方案一圖 2.6 方案一試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖1、電機(jī)2、試驗(yàn)主軸3、聯(lián)軸器4、支撐軸承5、轉(zhuǎn)子6、試驗(yàn)軸承F1、徑向加載力F2、軸向加載力根據(jù)設(shè)計(jì)的方案，試驗(yàn)主軸是靠?jī)蓚€(gè)滾動(dòng)軸承支撐的，支撐軸承左端與聯(lián)軸器相連，試驗(yàn)軸承左端與轉(zhuǎn)子相連，軸承右端施加軸向載荷，試驗(yàn)主軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，試驗(yàn)軸承外的剖分式軸承座上施加徑向載荷，試驗(yàn)軸承的左端設(shè)置有用于調(diào)節(jié)質(zhì)量平衡的轉(zhuǎn)子。通過分析試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)可知，要頻繁的更換

26、轉(zhuǎn)軸上轉(zhuǎn)子的配重， 需要反復(fù)的拆裝實(shí)驗(yàn)裝置，從而影響轉(zhuǎn)配精度，還會(huì)不利于試驗(yàn)的正常運(yùn)行，所以上述方案不合理。 方案二圖 2.7 方案二試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖1、電機(jī) 2、減速機(jī) 3、試驗(yàn)主軸 4、支撐軸承5、F1、軸向加載力 6、試驗(yàn)軸承 7、F2、徑向加載力根據(jù)設(shè)計(jì)的方案，電動(dòng)機(jī)選用了臥式安裝，試驗(yàn)主軸是靠?jī)蓚€(gè)滾動(dòng)軸承支撐的，試驗(yàn)主軸和電機(jī)是靠帶來傳遞動(dòng)力的，電機(jī)軸和減速機(jī)輸入軸的連接以及試驗(yàn)主軸和減速機(jī)的輸出軸連接是通過鍵，電機(jī)軸和減速機(jī)連接，從而降低速度， 增加扭矩，以此來傳遞運(yùn)動(dòng)，并能夠?qū)崿F(xiàn)過載保護(hù)，通過液壓缸施加軸向和徑向載荷，把壓力施加軸承上，模擬實(shí)際工況。2.4. 方案可行性、安全性和經(jīng)

27、濟(jì)性分析試驗(yàn)機(jī)將采用方案二進(jìn)行，它采用調(diào)速電機(jī)和運(yùn)用液壓缸進(jìn)行軸向和徑向加載，根據(jù)試驗(yàn)軸承在不同工況下的要求，在改變液壓缸的輸加載力的同時(shí)，改變主軸的轉(zhuǎn)速，模擬試驗(yàn)軸承的不同工況；由于基本采用液壓油作傳動(dòng)介質(zhì)，故液壓元件能自我潤(rùn)滑，使用壽命較長(zhǎng)；液壓加載可以實(shí)現(xiàn)無間隙傳動(dòng)，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)； 液壓裝置重量輕，體積小，動(dòng)態(tài)性能好。采用帶傳動(dòng)，構(gòu)造簡(jiǎn)單，價(jià)格低廉，緩沖吸振，有過載保護(hù)的功能，用保護(hù)殼對(duì)帶傳動(dòng)部分進(jìn)行保護(hù)并確保安全性；選用單列圓錐滾子軸承，其本身結(jié)構(gòu)能夠較好經(jīng)受徑向和軸向的聯(lián)合載荷。綜上可知，該方案具有較好的經(jīng)濟(jì)型和安全性，故方案二可行。2.5. 本章小結(jié)滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)是整個(gè)故障模擬

28、系統(tǒng)的核心部分，為后面的故障診斷信號(hào)分析打下基礎(chǔ)。通過對(duì)目前較為成熟的試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行分析和探索， 得出本試驗(yàn)機(jī)所需要具有的功能特性和設(shè)計(jì)要求，因此計(jì)劃出了本試驗(yàn)機(jī)設(shè)計(jì)的兩個(gè)方案。最后通過對(duì)方案一和方案二的性能分析與合理化的判斷，最終確定本次設(shè)計(jì)選擇方案二。第 3 章 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 引言滾動(dòng)軸承故障模擬試驗(yàn)機(jī)主要應(yīng)用于模擬軸承故障，對(duì)其監(jiān)測(cè)，本章結(jié)合試驗(yàn)機(jī)的工況對(duì)其零部件進(jìn)行選擇和設(shè)計(jì)計(jì)算，其結(jié)構(gòu)主要由調(diào)速電機(jī)、減速機(jī)、試驗(yàn)主軸、滾動(dòng)軸承、軸向和徑向液壓加載裝置、剖分式軸承座、試驗(yàn)機(jī)平臺(tái)和其他一些輔助設(shè)備組成。 工況的設(shè)計(jì)（1）試驗(yàn)機(jī)工作環(huán)境：室內(nèi)、正常室溫、正常濕度，有少許塵土；（2）試驗(yàn)

29、機(jī)動(dòng)力來源：能夠調(diào)速的電機(jī)；（3）試驗(yàn)機(jī)所承受的徑向力和軸向力均為 4000N，徑向載荷和軸向載荷均為 5Mp；（4）試驗(yàn)主軸的線速度 V=1m/s；（5）減速器傳動(dòng)效率h1 = 0.97 ，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)）h2 = 0.99 ，所以總動(dòng)效率：h =h1 ·h2 = 0.96(3.1) 電動(dòng)機(jī)的選型根據(jù)設(shè)計(jì)的方案可知，電動(dòng)機(jī)選擇臥式安裝，同時(shí)根據(jù)試機(jī)械的負(fù)載性質(zhì)和生產(chǎn)工藝對(duì)電動(dòng)機(jī)的啟動(dòng)、調(diào)速的要求，同時(shí)根據(jù)使用場(chǎng)合的環(huán)境條件（室內(nèi)、正常室溫、濕度，有少許塵土），查閱4后，選擇 YCT 系列電磁調(diào)速三相異步電動(dòng)機(jī)11。 電動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算：P0 = Fv / 1000hF = F

30、1(3.2)(3.3)其中，v = 1m / s ， F1 = F2= 4000N 。計(jì)算得， P0 = 4KW試驗(yàn)機(jī)受到的軸向力和徑向力均為 4000N，試驗(yàn)主軸的線速度為v = 1m / s 。一般需要的拖動(dòng)電機(jī)功率為 1.5 P0 ，故計(jì)算出所需要的電磁調(diào)速電機(jī)的拖動(dòng)電機(jī)功率為 6KW。 電動(dòng)機(jī)的選型通過查閱12后選擇型號(hào)為.YCT200-4B 的 YCT 系列電磁調(diào)速三相異步電動(dòng)機(jī)，其中 D = 38mm。圖 3.1 YCT 系列電磁調(diào)速三相異步電動(dòng)機(jī)臥式安裝示意圖表 3-2YCT 系列電磁調(diào)速三相異步電動(dòng)機(jī)臥式安裝尺寸及外形尺寸型號(hào)安裝尺寸外形尺寸HAA/2WBWCDEFGKABAD

31、MDLYCT200-4B200318159356503880103920308545其中，YCT200-4B 電動(dòng)機(jī)的安裝尺寸 H = 200mm 。表 3-3YCT 系列電磁調(diào)速三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)型號(hào)拖動(dòng)電機(jī)功率/kw額定轉(zhuǎn)矩/N·m調(diào)速范圍/r·𝑚𝑖𝑛1電源YCT200- 4B7.547.71250125三相交流50Hz 380V3.4 減速機(jī)的設(shè)計(jì)3.4.1 傳動(dòng)比的計(jì)算主軸的轉(zhuǎn)速的計(jì)算公式為：n = 60 · v1pD(3.4)計(jì)算得， n1 = 191.1r / min則減速機(jī)的減速比為i = nmn1

32、(3.5)其中， nm 為電磁調(diào)速電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速， nm = 1250計(jì)算得， i = 6.543.4.2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)電磁調(diào)速電機(jī)輸出軸為 0 軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為：n = nm= 1250r/ min各軸輸入功率：n0n =i= 12506.54= 191.1r/ min(3.6)P= T · n= 47.7 · 12506.24kW095509550P =P0h1 = 6.24 ´ 0.99= 6.18kW(3.7)P =P1h2h3= 6.18 ´ 0.98 ´ 0.98= 5.94kW其中，h1 為彈性聯(lián)軸器效

33、率，h 2 為軸承效率，h 3 為齒輪傳動(dòng)效率；h1 =0.99 ；h2 =0.98 ；h3 =0.98 ；各軸輸入轉(zhuǎn)矩： T =P9550 n= 9550 ´ 6.181250= 47.2N × mT =P9550n= 9550 ´5.94191.1= 296.9N × m(3.8)各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)如表 3.4。表 3.4 各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)電動(dòng)機(jī)輸出軸高速軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min）12501250191.1功率（kW）6.246.185.94轉(zhuǎn)矩（N·M）47.747.2296.93.4.3 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算由上可知，小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=

34、47.2N6 m ，小齒輪轉(zhuǎn)速n1= 1250r/ min ，傳動(dòng)比i= 6.54 。（1）選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選 8 級(jí)精度（GB10095-88）13選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS；大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者硬度差為 40HBS。（2）確定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則由于該減速器為閉式齒輪傳動(dòng)，且兩齒輪硬度均為軟齒面，齒面點(diǎn)蝕是主要的失效形式。應(yīng)先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后按彎曲疲勞強(qiáng)度校核。（3）初選齒數(shù)選小齒輪齒數(shù)z1 =24 ：大齒輪齒數(shù)z2 =

35、i × z1= 6.54 ´ 24= 156.96(3.9)取z2 =156 ，齒數(shù)比為 6.5初選取螺旋角 b = 14°32KtT1u + 1fd×u(Z H Z e Z b Z Es H )2（4）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(10-21）試算，即d 1t³(3.10)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt = 1.5選取區(qū)域系數(shù) Z H計(jì)算端面重合度= 2.433éæ 11 öùea計(jì)算軸面重合度= ê1.88ë- 3.2çè z1±÷ú

36、;z1 øû= 1.75(3.11)取e b = 1e b =0.318fdz1 tan b1(3.12)小齒輪傳遞的傳矩T1 計(jì)算重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)= 47.2N4 - e a3ze =zb =(1) m(1- e bcosb) + e be a= 0.98= 0.76(3.13)(3.14)選取齒寬系數(shù)F d = 1查得材料彈性影響系數(shù)Z E = 189.8 。按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限s H lim1 = 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限s H lim 2= 400MPa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N 1 =60 × n1 × j(2)

37、 Lh =60 ´ 1250 ´ 1 ´ (2 ´ 8 ´ 365 ´ 15) =6.57 ´ 109(3.15)N 2 = N 1i1= 6.57 ´ 1096.5= 1.528 ´ 108查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN 1= 0.94,K HN 2= 1.04 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式(10-12)得計(jì)算s H 1s H 2= K HN 1= K HN 2(3) s H lim 1S(4) s H lim 2S= 0.94 ´ 6001= 1.04 &#

38、180; 5501MPa MPa= 564MPa;= 572MPa(3.16)試算小齒輪分度圓直徑d1t ，由計(jì)算公式得d 1t=³3 12 ´ 1.5 ´ 47.2 ´ 106.5 + 13´6.5´ çèæ 2.433 ´ 0.76 ´ 0.98 ´ 189.8 ö2564÷ø mmmm(3.17)取d1t= 48mm（5）確定主要參數(shù)計(jì)算圓周速度v = p d1t n1= p ´ 48 ´ 1250 m s= 3.14

39、m s60 ´ 1000齒寬 b、法面模數(shù) mnt60 ´ 1000(3.18)b = Fd d1= 1.0 ´ 48mm= 48mmm nt= d1tcos bz1= 48 ´ cos 14o mm24= 1.95mm(3.19)計(jì)算縱向重合度e be b =0.318Fd z1 tan b= 0.318 ´ 1 ´ 20 ´ tan 14 o= 1.59(3.20)計(jì)算載荷系數(shù) K 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表 10-2 查得使用系數(shù) K A = 1，根據(jù)v=1.37m/s、7 級(jí)精度，由圖 10-8 查得動(dòng)載系數(shù) Kv = 1.0

40、3；由表 10-4 查得 K Hb 的值與直齒輪的相同，故 KHb = 1.321 ，因 K AFt / b = 1´509.135/(93.514/ 2)/ 93.514 = 116.442N / mm > 100N / mm表 10-3 查得 K Ha= K Fa= 1.2 ；圖 10-13 查得 KFb = 1.28 故載荷系數(shù)：K = K A × KV × KHa × KHb= 1´1.03´1.2 ´1.321= 1.633按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得取d1 =d148mm=

41、 d1t1.633K3Kt´=39.33 mm1.6= 39.6mm(3.21)計(jì)算法面模數(shù)m n= d1 cos bz1= 48 ´ cos 14o mm24= 1.95mm(3.22)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)： m =確定中心距為2mmn( 1a =Z+ Z 2 )m= (24 + 156) ´ 2 mm= 185.52 mm2 cos b將中心距圓整為 185mm2 ´ cos 14o(3.23)按圓整后的中心距修正螺旋角 (Z+ Z )m (24 + 156) ´ 2b1 =arccos12n2a= arccos2 ´ 185= 13.36&

42、#176;(3.24)（6）計(jì)算主要尺寸。分度圓直徑為d1 = mn z1/ cos b =2 ´ 24cos13.36°mm = 49.34(3.25)d2 = mn z2齒寬/ cos b =2 ´156cos13.36°mm = 320.68(3.26)b1 = b2 + 5 = 48 + 5 = 53b2 = b = 48(3.27)(3.28)（7）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv 1z=z11cos3 b=z2=24cos3 13.36o=156= 26.06= 168.381v 2cos3 bcos3 13.36o(3.29)查取齒形系

43、數(shù)得YFa1 = 2.60,YFa 2 = 2.18查取應(yīng)力校正系數(shù)得YSa1 = 1.595,YSa 2 = 1.79查取彎曲疲勞許用應(yīng)力，得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限s FE 1 =齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限s FE 2 = 160MPa420MPa ；大查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1= 0.84,K FN 2= 0.88取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.3，則s F 1s f 2彎曲應(yīng)力為= K FN 1= K FN 2 s FE 1S s FE 2S= 0.86 ´ 5001.3= 0.88 ´ 3801.4= 300MPa= 238.857MPa(3.30)s = 2KT1

44、 YY YeY1b1 bm2 zF Sb= 2 ´1.48´ 47200´ 2.52´1.625´ 0.68´ 0.88MPa 53´ 22 ´ 24= 95.1MPa(3.31)s =sYF 2YS 2= 95.1´ 2.17 ´1.8 M P=90.7Mpa(3.32)b2Y Y2.52 ´1.6 2 5b1 F1 S1因s b1s b 1,s b2s b 2 , 故齒根彎曲強(qiáng)度合適。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級(jí)小齒輪采用左旋，低速級(jí)大齒輪采用右旋。3

45、.4.4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算表 3-5 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（ r / min ）高速軸功率（ kw ）轉(zhuǎn)矩 T（ N × m ）12506.1847.2（1）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力。1材料為 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。許用彎曲應(yīng)力s - = 55MPa 14。（2）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，取A0 =于是得:115 ,d minP= A0 3 n6.18=´=1153 19.6mm1250(3.33)考慮到軸要安裝聯(lián)軸器，會(huì)有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3%5%，取為 20.220.58。初選標(biāo)準(zhǔn)直徑為 20mm。 （3）軸

46、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 圖 3.2 軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸段-的直徑最小，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)， 需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。選用星形彈性聯(lián)軸器，其與電機(jī)軸連接部分孔徑為38mm，與減速器連接部分孔徑為 20mm，軸的最小直徑與聯(lián)軸器孔徑相符，故取 20mm。初步選擇滾動(dòng)軸承15。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d-=22.5mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承 32205，其尺寸為 d×D× T=25mm &

47、#215; 52mm × 19.25mm ， 故 d - =d - =25mm ； 而 L - =B+21=19.25+30=49.25mm，L-=30mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得 30307 軸承的定位軸肩高度 h=6.5mm，因此，套筒左端高度為 6.5mm，d-=38mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑 d-=30mm，取 L-=53mm 齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為 30.5mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，故取 L-=40mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3）軸上零件的軸向定位聯(lián)軸器與軸的周

48、向定位選用平鍵 6mm×6mm×45mm，聯(lián)軸器與軸的配合為r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵 10mm×8mm×43mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m616。 （4）計(jì)算輸出軸上斜齒輪受力2TFt = d= 2 ´ 47.230 ´ 10-3= 3146.7NFr =Ft tan ancos b= 3146.7 ´tan20° cos 13.36°= 1177.2 NFa =Ft tan

49、b= 3146.7 ´ tan13.36°= 747.32 N(3.34)（5）強(qiáng)度校核1、軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 2、計(jì)算支撐反力HAF= Ft 4 · L2 = 3146.7 ´ 56 =1762.5 L1 + L244 + 56FHB = Ft 4 - FHA = 3146.7 -1762.5 = 1384.2F= Fr 4 · L2 = 1177.2´56 = 659.23 VAL + L44 + 56123、畫彎矩圖FVB = Fr 4 - FVA = 1177.2 - 659.23 = 517.97

50、MHA = FHA · L1 =1762.5´ 44 = 77550N · mm(3.35)合成彎矩圖MVB = FVB · L2 = 517.97´ 56 = 29006N · mmM 2 HB + M 2VBM B =(3.36)=775502 + 2900624、轉(zhuǎn)矩圖= 82797N · mmT = 47200N · mm(3.37)(3.38)根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出剖面 A 是軸的危險(xiǎn)截面。減速器取a = 0.6，則M 2 + (aT )2sca=82797 2 + (0.6 ´ 47200 )2W0.1 ´ 303MPa= 32MPa(3.39)s ca已選定軸的材料為 45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得s -1 = 70MPa 。因此< s -1 ，故安全。圖 3.3 軸的受力和彎矩圖5.1 實(shí)驗(yàn)主軸的主要設(shè)計(jì)內(nèi)容由于在試驗(yàn)機(jī)總體的設(shè)計(jì)方案中已經(jīng)確定了選擇單列圓錐滾子軸承，因?yàn)槠渲饕贿m用于經(jīng)