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1、目錄 摘要： - 1 - Abstract: - 2 - 1 緒論 - 3 - 1.1 選題的背景和意義 - 3 - 1.2 滑動軸承試驗臺的研究現(xiàn)狀 - 4 - 1.3 設計的主要內(nèi)容及要求 - 6 - 1.3.1 被測軸承的尺寸 - 6 - 1.3.2 測試條件 - 6 - 1.3.3 測試對象 - 6 - 2 滑動軸承的作用機理及相關參數(shù)估算 - 7 - 2.1 滑動軸承動壓形成的基本原理 - 7 - 2.2 滑動軸承試驗臺相關參數(shù)的估算 - 8 - 2.2.1 燃油泵滑動軸承的相關參數(shù)估算 - 8 - 2.

2、2.2 試驗臺摩擦轉(zhuǎn)矩的估算 - 9 - 3 滑動軸承試驗臺的設計 - 10 - 3.1 試驗臺總體布局及設計 - 10 - 3.1.1 驅(qū)動系統(tǒng) - 11 - 3.1.2 潤滑系統(tǒng) - 11 - 3.1.3 加載系統(tǒng) - 12 - 3.1.4 測量系統(tǒng) - 12 - 3.2 試驗臺主體臺架及相關零件的設計 - 12 - 3.2.1 支撐軸承座的設計 - 13 - 3.2.2 主軸的設計 - 14 - 3.2.3 聯(lián)軸器的設計 - 17 - 3.2.4 油封設計： - 17 - 3.3 驅(qū)動系統(tǒng)設計 - 18 - 3

3、.3.1 變頻電機的選擇 - 18 - 3.3.2 變頻器的選擇 - 20 - 3.3.3 增速齒輪箱的設計 - 20 - 3.3.4 聯(lián)軸器的選擇 - 22 - 3.4 潤滑系統(tǒng)設計 - 23 - 3.4.1 燃油泵中滑動軸承的潤滑機理 - 23 - 3.4.2 潤滑系統(tǒng)原理 - 24 - 3.4.3 潤滑系統(tǒng)液壓泵的設計和選型 - 26 - 3.4.4 液壓泵驅(qū)動電機的選擇 - 27 - 3.4.5 比例溢流閥的選擇 - 27 - 3.4.6 比例流量閥的選擇 - 28 - 3.5 加載系統(tǒng)設計 - 29 - 3.5.

4、1 加載方案的選擇 - 29 - 3.5.2 液壓加載系統(tǒng)的原理 - 30 - 3.5.3 液壓系統(tǒng)主要元件的設計 - 32 - 3.5.4 加載系統(tǒng)機構(gòu)的設計 - 36 - 3.6 測量系統(tǒng)設計 - 37 - 3.6.1 油膜壓力分布的測量 - 37 - 3.6.2 油膜溫度分布的測量 - 40 - 3.6.3 軸心軌跡測量 - 41 - 3.6.4 摩擦力矩測量 - 42 - 3.6.5 集流器的設計 - 42 - 總結(jié) - 44 - 致謝 - 45 - [參考文獻 ] - 46 - 2 燃油泵滑動軸承試驗

5、臺設計 摘要： 滑動軸承試驗臺通過模擬滑動軸承的工作情況，測試滑動軸承的各項性能 參數(shù)，為分析影響滑動軸承潤滑性能的因素，改善滑動軸承的潤滑條件， 優(yōu)化軸承設計和延長軸承壽命等有重要作用。 滑動軸承試驗臺大體上可分為機械部分、 控制部分和信號采集及處理部分。 其中控制部分和信號采集及處理部分在很多情況下是可以通用的，機械部 分由于被測軸承的外形、功能和工作環(huán)境不同，往往對滑動軸承試驗臺的 要求也不一樣，因此很多滑動軸承的測試，需要設計專門的軸承試驗臺。 本文以燃油泵中的滑動軸承為測試對象， 通過對滑動軸承潤滑機理的認識， 根據(jù)對被測軸承工作環(huán)境的分析和相關參數(shù)的計算，對滑動軸承

6、試驗臺的 機械系統(tǒng)進行較為完整的設計。 滑動軸承的機械系統(tǒng)包括試驗臺主體臺架、驅(qū)動系統(tǒng)、加載系統(tǒng)、潤滑系 統(tǒng)和測量系統(tǒng)，本文將以先總體后部分的結(jié)構(gòu)，對滑動軸承試驗臺的設計 進行詳細介紹。根據(jù)設計的一般過程，本文先對滑動軸承的潤滑機理做一 般性的介紹， 并根據(jù)燃油泵的基本工作原理、 工作環(huán)境和被測軸承的尺寸， 對滑動軸承的相關參數(shù)進行估算，然后再根據(jù)算得的參數(shù)進行滑動軸承試 驗臺設計。在設計時，先對試驗臺進行總體設計和布局，再分成各個獨立 的系統(tǒng)分別設計，設計內(nèi)容包括提出設計方案、闡釋功能實現(xiàn)的原理、進 行設計計算、對重要零部件選型、查閱各零部件的尺寸和安裝形式，并對 關鍵零

7、部件進行疲勞強度校核，最后根據(jù)設計內(nèi)容和查閱的各零部件的尺 寸及安裝形式， 畫出設計圖。 完成設計工作后， 對本設計進行分析和評估， 并作設計總結(jié)。 關鍵詞： 設計、滑動軸承試驗臺、燃油泵。 - 3 - Abstract: To simulate the working conditions of sliding bearings in the testing beds, parameters can be tested which are important to analyze the factors that influence the sliding propertie

8、s, improve the sliding conditions, optimizing the design of bearings and extend the durations. The testing beds include three parts in general: mechanics, controlling & signal receiving and processing parts. The beds for controlling and signal receiving & processing parts are interchangeable in man

9、y cases. But for mechanics parts, they are usually unique due to divergent shapes, functions and working environments. As the consequence, for some sliding bearings, exclusive testing beds are required to be designed. This project aims to test sliding bearings in fuel pumps, to complete the design o

10、f mechanics parts in sliding bearing testing beds through the know-how and analyzing or computing the relevant parameters. The mechanics parts including the main bodies, driving systems, loading systems, lubricating systems and measuring systems. The design of them will be introduced explicitly by

11、order. This paper will explain the general theory of lubricating upon general design progress, then to estimate the parameters in bearing by working principles, working environments and sizes, finally to design with the factors mentioned above. During the stage of designing, firstly, to design the w

12、hole parts in general. Then to the separate proportions respectively which includes proposal of design, explanation of principles, procedure of design, choosing key components, checking parameters of components, installation and intensity examination. At last, finish the drawing upon checking sizes

13、and installing methods. After finishing the whole design, apprise of this work will be followed. Keywords: design; test-bed; hydrodynamic bearing; fuel pump. 1 緒論 1.1 選題的背景和意義 自從人類進入到工業(yè)社會以后，軸承就一直受到專家和學者們得高度重視。 現(xiàn)在， 軸承已廣泛應用于各種機械設備中。 伴隨著工業(yè)的飛速發(fā)展， 軸承的形式 和種類越來越多， 性能也越來越好， 但是現(xiàn)在工業(yè)對軸承的要求也越來越高。 滑 動軸承作為

14、軸承中重要的一種， 由于其本身具有一些獨特的優(yōu)點， 使它在工作轉(zhuǎn) 速特高、特大沖擊與振動、徑向空間尺寸受到限制等場合占有十分重要的地位。 由于滑動軸承往往是在大負荷、 高轉(zhuǎn)速的工況下運轉(zhuǎn)的， 其性能和工作可靠 性將直接影響到機械設備的性能和可靠性。 因而， 如何提高滑動軸承的性能和使 用壽命一直是人們所關注的問題， 國內(nèi)外的軸承企業(yè)和學者對此進行了大量的研 究。 為了對滑動軸承進行系統(tǒng)的理論與實驗研究， 對滑動軸承進行試驗并測量軸 承運行時的參數(shù)是必不可少的。通過滑動軸承試驗，對其數(shù)據(jù)進行分析和研究， 可為滑動軸承的優(yōu)化設計提供重要的理論依據(jù)。 建國以來， 經(jīng)過一代人的艱苦奮斗

15、， 我國的航空工業(yè)飛速發(fā)展， 尤其是近十 年來的發(fā)展尤為矚目。 但在取得成績的同時， 更要看到差距， 我國的工業(yè)基礎仍 然十分薄弱， 絕大部分技術與國外有較大差距， 很多關鍵技術還沒有實現(xiàn)零的突 破。 航空發(fā)動機技術被稱為工業(yè)上的明珠， 代表著一個國家工業(yè)水平的最高標準， 發(fā)動機上的每一個零件不僅關系到整個飛機的性能， 還影響著飛機的安全性， 因 此每個零件都必須要求有很高的可靠性。 航空發(fā)動機燃油泵上的滑動軸承支撐著 一對泵油齒輪，齒輪轉(zhuǎn)速非常快，受到的載荷非常大，潤滑條件比較惡劣，如果 一旦在工作過程中滑動軸承發(fā)生嚴重磨損甚至是由于潤滑不足而導致軸承卡死， 將會造成發(fā)動機供

16、油不足甚至是停止供油， 進而導致飛機動力不足， 嚴重時可能 會發(fā)生安全事故。 因此必須對燃油泵滑動軸承進行反復試驗， 分析其性能和工作 可靠性，為滑動軸承的優(yōu)化設計和提高工作可靠性提供理論依據(jù)。 本課題以航空發(fā)動機燃油泵上的滑動軸承為測試對象， 設計一臺可測試油膜 壓力分布、 溫度分布、 軸心軌跡和摩擦轉(zhuǎn)矩的滑動軸承試驗臺。 隨著航空工業(yè)大 發(fā)展， 對航空發(fā)動機燃油泵滑動軸承性能的研究受到廣大專家和學者的重視， 但 是由于工作環(huán)境比較特殊， 一般的滑動軸承試驗臺無法滿足其測試要求。 在此背 景下， 本文將根據(jù)航空發(fā)動機燃油泵工作的實際情況， 設計出能滿足其測試要求 的滑動軸承試

17、驗臺的機械部分。該滑動軸承試驗臺最大轉(zhuǎn)速為 15000r/min,最 大載荷15000 N,能在不同的潤滑條件下測量出滑動軸承的油膜壓力分布、 溫度分 布、軸心軌跡等參數(shù)，為航空發(fā)動機燃油泵滑動軸承性能的研究和改進提供依據(jù)， 具有重要的現(xiàn)實意義。 1.2 滑動軸承試驗臺的研究現(xiàn)狀 隨著現(xiàn)代工業(yè)技術的發(fā)展，尤其是計算機技術、控制技術、測量技術和微電 子技術的迅速發(fā)展，各種試驗系統(tǒng)也向著智能化、高精度方向發(fā)展。傳統(tǒng)的滑動 軸承試驗系統(tǒng)中普遍采用機械加載， 儀表測量，需要人工讀取數(shù)據(jù)，具有人為誤 差大，數(shù)據(jù)處理工作量大的缺點。 現(xiàn)在的新型滑動軸承試驗臺一般用液壓加載， 集成控制系統(tǒng)，采用計

18、算機輔 助試驗(CAT)技術，具有友好的人機界面，能從試驗中直接提取信息并進行數(shù)據(jù) 處理的。它不僅能完成試驗數(shù)據(jù)的采集工作，還能進行試驗數(shù)據(jù)的分析處理并在 PC機上實時顯示摩擦系數(shù)與滑動軸承特性系數(shù)曲線、油膜壓力分布曲線、油膜 承載能力曲線。此類滑動軸承試驗臺種類很多，功能也有所不同，如圖1.1所示 的為湖南嘉銳科教儀有限公司生成的滑動軸承試驗臺。 圖1.1 新型滑動軸承試驗臺 滑動軸承試驗臺用于機械計課程中的液體動壓軸承實驗時， 主要利用它來觀 察滑動軸承的結(jié)構(gòu)，測量其徑向和軸向油膜壓力分布和摩擦特性曲線。哈爾濱第 七O三研究所的胡朝陽、常山設計了一臺大型滑動軸承試驗臺，其結(jié)

19、構(gòu)如圖 1.2 所示。試驗臺采用了徑向試驗軸承和推力試驗軸承組合形式， 為臥式結(jié)構(gòu)。在試 驗時只需更換試驗組件和試驗的主軸， 就可以進行不同項目的試驗。即當試驗推 力軸承時，使用推力試驗軸承組件與帶推力盤的試驗主軸；當試驗徑向軸承時， 改用徑向試驗軸承組件和徑向試驗主軸。兩種試驗共用一個驅(qū)動電機、增速齒輪 箱、聯(lián)軸器和潤滑供油系統(tǒng)。試驗臺主要由本體部分、液壓傳動與供油系統(tǒng)、數(shù) 據(jù)檢測與處理系統(tǒng)、電力拖動與電氣控制系統(tǒng)等 4部分組成。 圖1.2 大型滑動軸承試驗臺 有關圓錐滑動軸承的研究，傳統(tǒng)的分析設計中往往采用一些近似算法， 對錐 角較小的圓錐軸承近似為具有平均直徑的圓柱軸承，

20、對錐角較大的軸承按近似的 推力軸承來對待。而對其動特性的試驗，目前均采用二維數(shù)學模型，由于其油膜 是典型的三維油膜，因此應用二維型顯然是有誤差的。劉建中，岑少起，張少林 等人從三維方法入手，對圓錐軸承動特性、試驗原理進行研究。試驗臺如圖 1.3 所示。 1.支撐軸承工支撐軸承套生軸承座4.x,山重方向蛆對位移傳感器 5.右y* 方向相對位移-傳梅器6.試驗軸承體工螺母 8.錐套9.價態(tài)加載裝置1鞏激振器 圖1.3三維滑動軸承試驗臺 1.3 設計的主要內(nèi)容及要求 本設計要求設計一臺滑動軸承試驗臺，并使之可對航空燃油泵滑動軸承在不 同的轉(zhuǎn)速和潤滑條件下的油膜壓力分布、溫度分布、

21、軸心軌跡和摩擦力矩進行測 試。 1.3.1 被測軸承的尺寸 軸承內(nèi)徑d =32mm、軸承外徑D=41mm、軸承寬度B = 42mm ； 1.3.2 測試條件 最大載荷F =15000N、最大轉(zhuǎn)速n=15000r/min ； 1.3.3 測試對象 (1)油膜壓力分布； (2)溫度分布； (3)軸心軌跡； (4)摩擦力矩。 - 11 - 2滑動軸承的作用機理及相關參數(shù)估算 2.1 滑動軸承動壓形成的基本原理 關于動壓潤滑的油楔效應首先由托爾發(fā)現(xiàn)的， 這種現(xiàn)象是研究動壓滑動軸承 的關鍵。英國的物理學家雷諾對托爾所揭示的現(xiàn)象進行了研究， 發(fā)現(xiàn)在滑動軸承 中由于軸徑的轉(zhuǎn)動

22、在油膜中產(chǎn)生了剪應力， 它把潤滑油帶入軸頸和軸承之間的收 斂間隙，從而產(chǎn)生了油膜壓力，并導出了油膜壓力分布的微分方程， 奠定了流體 動壓潤滑理論的原始基礎。動壓形成的基本原理如圖 2.1所示： 軸和軸承兩固體表面具有楔形間隙，間隙中充滿粘性潤滑液體，此粘性液體 能吸附于兩固體表面，兩固體表面的相運動帶動潤滑液體由間隙大端向間隙小端 運動。如果潤滑膜中沒有壓力，則無論在間隙大端1和間隙小端2處，流體的速 度沿膜厚的分布都將成為虛線所示的三角分布，于是單位時間內(nèi)流體經(jīng)過截面 1（設固體垂直圖面的寬度為1）,流入截面1、2之間所包圍的質(zhì)量為P%N/2, 由該空間經(jīng)截面2流出的質(zhì)量為Ph2^/2O此

23、時顯然流出量大于流入量，因此截 面1、2之間所包含的空間內(nèi)必然有高于入口和出口處的壓力產(chǎn)生，從而使流經(jīng) 截面1的速度小于內(nèi)凹曲線，流經(jīng)截面2的速度分布增大為外凸的曲線，達到流 量平衡，這就是動壓形成的原理。  2.2 滑動軸承試驗臺相關參數(shù)的估算 2.2.1 燃油泵滑動軸承的相關參數(shù)估算 為了使設計的試驗臺能夠滿足被測試的滑動軸承的工況要求， 更加真實的接 近被測滑動軸承的實際工作環(huán)境，需要根據(jù)經(jīng)驗公式和已知條件估算出滑動軸承 的基本參數(shù)。 已知條件：最大工作載荷 F =15000N ,最大轉(zhuǎn)速n =15000r/min , 滑動軸承內(nèi)徑d =32mm,滑動軸承寬度

24、B=42mm。 (1)寬徑比：B/d =43mm/32mm =1.3125 二 dn (2)軸頸的圓周速度：~ = 25.13 r / min 60 1000 (3)軸承的最大工作壓力：p =工=11160714.29 Pa =11.6MPa dB (4)查得航空煤油40 C時：動力粘度"40 =1.08父10」Pa s, 密度 d = 808kg / m3 (5)計算相對間隙：中 ，■ (^0)942 =418 10 — 0.00418 10 (6)計算直徑間隙：A=Wd=0.13mm (7)計算承載量系數(shù); cp F1- 2 2 B = 114.9

25、6 (8)軸承偏心率 工=0.99 (9)計算軸承與軸頸的摩擦系數(shù): f =——0.55- = 2.41 10-3 = 0.00241 (10)潤滑油流量系數(shù) —q—=0.06 Bd (11)計算潤滑油溫升： 查得航空煤油40 c時：密度P = 808kg/m3,比熱c = 2090J/(kg K ) 假設軸承的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)：飛=50W/(m2 K) 則有：At =——(f ")P——=0.042 C ”(q )二:飛 Bd (12)計算潤滑油入口溫度：ti =tm -At/2 = 39.979 C 2.2.2 試驗臺摩擦轉(zhuǎn)矩的估算

26、在設計滑動軸承試驗臺時的驅(qū)動系統(tǒng)時， 所選則的電機必須滿足能夠拖動試 驗臺進行試驗，且具有良好的功能性和經(jīng)濟性。因此必須考慮試驗臺的摩擦阻力, 對試驗臺相關部位的摩擦力矩按摩擦力最大的情況進行估算。 已知條件： ①滑動軸承：摩擦系數(shù)f =0.00241 ,載荷F =7500N , 軸頸直徑d1 =32mm。 ②滾動軸承：摩擦系數(shù)f =0.002 ,載荷F =15000N , 軸頸直徑d2 = 55mm。 (1)滑動軸承的摩擦轉(zhuǎn)矩估算： 摩擦力F摩擦=F f =18.075N 摩擦轉(zhuǎn)矩M1 =F摩擦d1x2 = 1156.8N mm 1 /等?口爾 1 (2)滾動軸承的摩擦轉(zhuǎn)矩

27、估算： 摩擦力F摩擦=F f =30N 摩擦轉(zhuǎn)矩M2 = F摩擦d2 =1650N mm (3)試驗臺主題的總摩擦力矩為： M =M1+M2 =2806.8N mm 3 滑動軸承試驗臺的設計 滑動軸承試驗臺是一個比較復雜的機械裝置， 對于不同的試驗條件和試驗要 求， 試驗臺也有所不同。 但是一般情況下滑動軸承試驗臺分為試驗臺主體、 驅(qū)動 系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、加載系統(tǒng)、測量系統(tǒng)和信號處理與分析系統(tǒng)。本設計要求根據(jù) 已知條件和設計要求對試驗臺的驅(qū)動系統(tǒng)、 潤滑系統(tǒng)、 加載系統(tǒng)和測量系統(tǒng)進行 設計，使之能夠完成規(guī)定的測試工作，并且各部分之間要相互匹配、相互協(xié)調(diào)， 成為一個完整的機器裝

28、置。 為使設計更加簡單， 先對試驗臺進行總體布局設計， 然后分別對各個系統(tǒng)進 行設計，最后再整體協(xié)調(diào)和完善。 3.1 試驗臺總體布局及設計 試驗臺的總體設計應根據(jù)被測滑動軸承的基本尺寸、 基本功能需求、 需要測 量的參數(shù)以及試驗臺本身各部分的結(jié)構(gòu)和功能等因素， 合理設計和布局滑動軸承 試驗臺，并使各個部分相互配合、相互協(xié)調(diào)。 為了更加接近燃油泵上滑動軸承在受載時的真實情況， 本試驗臺采用與燃油 泵滑動軸承相似的布置形式， 即一對滑動軸承對稱布置， 作為整個試驗臺轉(zhuǎn)動部 分的支撐。 驅(qū)動系統(tǒng)通過聯(lián)軸器與試驗主軸連接， 帶動主軸高速旋轉(zhuǎn)。 加載機構(gòu) 通過裝在主軸上的滾動軸承對轉(zhuǎn)

29、動主軸施加載荷， 再通過主軸將載荷傳遞到作為 支撐軸承的滑動軸承上去。 在作為支撐的一對滑動軸承中， 選取一個作為被測試 驗對象，加裝相關傳感器，對其油膜壓力分布、溫度分布、軸心軌跡和摩擦力矩 進行測量。 為便于傳感器的安裝和布置， 選擇右邊的滑動軸承作為試驗軸承。 試 驗臺的潤滑系統(tǒng)單獨進行設計， 滑動軸承的潤滑系統(tǒng)的進油壓力、 進油溫度和進 油流量必須可調(diào)， 作為加載機構(gòu)一部分的滾動軸承也應采取合理的潤滑方式。 滑 動軸承的總體設計布局如圖 3.1 所示，其中的零件名稱見表 1-1 。 表3-1 滑動軸承試驗臺零件名稱 1 變頻電機 2 聯(lián)軸器 3

30、增速齒輪箱 4 聯(lián)軸器 5 應發(fā)片 6 滑動軸承座（支撐軸承） 7 滾動軸承座 8 滑動軸承座（測試軸承） 9 位移傳感器支座 10 集標 11 底座 12 驅(qū)動系統(tǒng)支座 13 液體密封端蓋 14 試驗臺主體 15 液壓缸 16 集流器支座 3.1.1 驅(qū)動系統(tǒng) 驅(qū)動系統(tǒng)是試驗臺的動力部分，既要為試驗臺提供動力，也要根據(jù)需要改變 輸出轉(zhuǎn)速。本課題要求轉(zhuǎn)速較高，能夠無級變速，且動力輸出穩(wěn)定，因此本設計 采用變頻電機1提供動力，通過變頻器調(diào)節(jié)可實現(xiàn)無級變速，然后通過增速齒輪 箱3增速后傳遞給試驗臺主體。 3.1.2 潤滑系統(tǒng) 潤滑系

31、統(tǒng)主要為試驗臺上的軸承提供潤滑。 試驗臺上有一對滑動軸承和 一個滾動軸承需要潤滑。滾動軸承可采用脂潤滑形式潤滑，滑動軸承既是試驗臺 主軸的支撐軸承，也是被測試的對象，因此潤滑系統(tǒng)既要為其提供潤滑， 也要能 根據(jù)要求改變潤滑條件。本設計采用稀油壓力連續(xù)潤滑，用液壓泵將潤滑油泵出， 電磁比例溢流閥和比例流量閥控制油壓和流量，用水冷卻器和加熱器控制油溫。 潤滑系統(tǒng)通過管道與滑動軸承座 6、 8 的潤滑油孔連接，為軸承提供一定壓力、 流量和溫度的潤滑油。 試驗臺主體為箱體結(jié)構(gòu)， 底部的排油孔與回油過濾器連接， 潤滑過的潤滑油經(jīng)回油過濾器過濾后重新送回到油箱里。 3.1.3 加載系統(tǒng) 采用液壓

32、加載， 液壓系統(tǒng)由液壓缸、 液壓泵和控制閥組成。 在控制閥的 控制下，液壓泵將一定壓力的高壓油輸入到液壓缸 15 中，推動活塞上下運動。 活塞受到的液壓力經(jīng)過加載力傳遞裝置， 傳遞給滾動軸承座 7 內(nèi)的滾動軸承， 在 經(jīng)過滾動軸承傳遞給主軸， 再通過主軸傳遞給滑動軸承。 根據(jù)液壓缸內(nèi)的油壓和 活塞的面積，可算出加載力的大小。這樣設計的加載系統(tǒng)可實現(xiàn)較大的加載力， 且在規(guī)定范圍內(nèi)載荷大小可無級變化，滑動軸承受載方式與實際工作時比較接 近。 3.1.4 測量系統(tǒng) 本試驗臺要求測試滑動軸承的油膜壓力、油膜溫度、軸心軌跡和摩擦轉(zhuǎn)矩。 通過安裝在主軸上的應變片 5 將測得的信號通過集流

33、器 10 傳遞給儀器，可測出 主軸受到的扭矩， 從而推算出軸承的摩擦轉(zhuǎn)矩。 壓力傳感器安裝在主軸上， 主軸 為空心軸， 壓力傳感器安裝在與滑動軸承相接處的主軸上， 壓力探頭與潤滑油膜 接觸，傳感器的信號線通過主軸的中心孔與集流器 10 上的接線盤相連，在經(jīng)過 集流器上的滑環(huán)和電刷， 將信號傳遞給信號分析儀器。 集流器 10 自帶測速機構(gòu)， 可測量主軸的轉(zhuǎn)速。 油膜溫度由安裝在滑動軸承座上的一組溫度傳感器測量， 軸 心軌跡由一組安裝在位移傳感器支座 9 上的位移傳感器進行測量。 3.2 試驗臺主體臺架及相關零件的設計 本試驗臺主體部分主要包括主體臺架、 支撐軸承座和主軸三個部分。

34、 臺架為 箱體結(jié)構(gòu)， 主要起支撐試驗臺各部分和對各零部件定位的作用， 同時也可將潤滑 過的潤滑油收集起來重新送回油箱中。 因為試驗臺右邊的滑動軸承既是支撐軸承 又是試驗軸承， 因此滑動軸承座必須保證一定的性能。 主軸是試驗臺功能的執(zhí)行 部分之一， 既要高速旋轉(zhuǎn)， 又要傳遞加載系統(tǒng)施加的載荷。 聯(lián)軸器連接驅(qū)動系統(tǒng) 增速齒輪箱和主軸。試驗臺主體部分的結(jié)構(gòu)如圖 3.2 ，其中的相關零件如表 3-2 所示。 表3-2 試驗臺主體零件表 1 主軸 2 液體密封端蓋 3 試驗曰主體蠱 4 滑動軸承座（支撐軸承） 5 滾動軸承座 6 進油管孔 7 滑動軸承座（測試

35、軸承） 8 位移傳感器支座 9 位移傳感器 10 傳感器接線孔 11 液體密封端蓋 12 加載力傳遞裝置 13 液壓缸 14 試驗臺主體臺架 15 排油孔 16 底座 12 3 4 5 6 7 8 9 10 圖3.2 試驗臺主體結(jié)構(gòu)圖 3.2.1 支撐軸承座的設計 根據(jù)被測滑動軸承的形式和相關尺寸，同時考慮到方便測試傳感器的安裝, 選擇整體式滑動軸承座。軸承座上有潤滑油孔，在軸套上開有油孔，并在軸套內(nèi) 表面開有油槽潤滑油可通過油孔和油槽對滑動軸承進行潤滑。 設計的滑動軸承座 外形及安裝形式如圖3.3所示，軸承座尺寸如表3-3所示。

36、 圖3.3 滑動軸承座外形及安裝形式 表3-3 滑動軸承座尺寸 d D R B b L Li H h h1 d1 d2 C 32 41 32 42 36 154 114 74 37 20 18.5 M10 2 3.2.2 主軸的設計 為了更加方便的布置測量元件，將主軸設計成空心軸。軸是本試驗臺一個非 常重要的零件，不僅要高速旋轉(zhuǎn)，還要承受較大載荷，所以在對軸的尺寸設計完 了之后，還要對軸進行校核。 3.2.2.1 根據(jù)各零部件的安裝形式和尺寸，對軸的外形設計如圖 3.4所示: 圖3.4 主軸的外形及尺寸

37、3.2.2.2 對軸的疲勞強度進行校核：本設計采用專用軟件機械設計手 冊軟件版本軸進行校核，其結(jié)果圖 3.5所示。 設計結(jié)果輸出 設計單位：合肥工業(yè)大學 設計者；蔣廷松 設計時間：23:56:12 名稱 數(shù)值 單位 零件名郵 畫形放面階梯粘 軸的轉(zhuǎn)速 15000.02 r/iBLn 傳遞功率 3,5 kN 傳逋轉(zhuǎn)距 2228. 33 N * iron 軸的轉(zhuǎn)回方式 單向呼動 工作條件 淡水,無應力集中 有無內(nèi)孔 有內(nèi)孔 材料 ZOCrlbiT堆圜滓火，回火 許用剪應力范圍 40-52 NPa A值 100

38、 內(nèi)外法比值 0. 2S 最小直徑計算值 6.17 cnm 圓落后的量小直徑標段值 T nnn 軸的總長 755 nun 軸的段數(shù) 5 載荷效量 2 坐標 垂直力$掰H/N ?J 水平力(F/Nf H/N ? mo)扭矩/N ? m 載荷1 T6.5m FR/=。 齊氏K=0 22 載荷2 275um F=15000;H=C F=O;N=O 22 支撐熱量 2 坐標 垂直力〔F/Nr M/M *加 水平力（FTN： H/N* im〕 - 15 - 文曲 支修工 3如國 F=-701X88;l=0 F

39、-0.>>0 彎曲應力校屬. 通過 危險做翻的上坐標 275 g 氈酸拈面的盛柱 55 危!左院面的芭樂X 鰭 N*m> 危的筮苴的出姓T M瓠. 依面的廿K工作應力 4E. 7E 許用廢將應力 291 * 疲勞強度校核 通過 危險威面的T坐標 275 nun 危睡鼓面的直桂 55 inin 危險截面的彎爐M 即55g氏08 N* nm 危險截面的招矩T 可必僅 66 N * urn 應力集中系藪（彎曲：』 立05 應力集中系數(shù)（扭特） L55

40、 鼠面的計算安全系為 2.45 許用安全系數(shù) 1.9 扭轉(zhuǎn)剛度位核 通過 回粕扭轉(zhuǎn)角 0.025 「） 許用扭轉(zhuǎn)姚 8 65 (0 /m) 彎曲剛度校核 通過 許用饒度系券 0, 0035 許片杭耀值 Z 6425 nnii 最大撓度 -0.021111 m 臨界轉(zhuǎn)速計算 當量直徑如 5S. 51 rnm 柏的截面慣性斑 107296, 6 mm 4 支承間距與軸的總長的比值 . 29 軸的重力 350 N 克座型式系射 12.1

41、5 軸的一階臨界轉(zhuǎn)速 4492. 91 r/min 軸設計完  表3-4 剛性套筒聯(lián)軸器相關尺寸 軸直徑d(H7) 許用轉(zhuǎn)矩(N?m) D0 L 1 C 緊定螺釘 平鍵 28 170 45 80 20 1.0 M8M12 8M 32 3.2.3聯(lián)軸器的設計 增速齒輪箱與主軸采用聯(lián)軸器連接 根據(jù)設計需要，選擇套筒剛性聯(lián)軸器可 滿足設計要求。其結(jié)構(gòu)形式如圖 3.6 ,相關尺寸如表3-3所示 圖3.6 剛性套筒聯(lián)軸器 3.2.4 油封設計: 為了防止?jié)櫥蛷妮S孔泄露，實驗臺主體上必須設置油封。本設計采 用徑

42、向迷宮液體密封，即可滿足設計要求。油封的結(jié)構(gòu)如圖 3.7 ,尺寸如 3-5所示。 圖3.7 徑向迷宮密封 表3-5 徑向迷宮密封尺寸 軸頸d (mm) 環(huán)形密封槽 迷宮密封槽 R t d1 amin n e f 1 28/30 1.5 4.5 d+1 nt+R 3 0.2 1 3.3 驅(qū)動系統(tǒng)設計 本試驗臺要求最大轉(zhuǎn)速為15000r/min ,且轉(zhuǎn)速能在0 ~ 15000r/min范圍內(nèi) 變動。本設計經(jīng)過對各種驅(qū)動方案的比較，最終采取變頻調(diào)速法，用變頻器、變 頻電機、增速齒輪箱來實現(xiàn)軸承試驗臺的驅(qū)動。 變頻調(diào)速技術的基本原理是根據(jù)電機轉(zhuǎn)速與工

43、作電源的輸入頻率成正比的 關系n =60f（1-s）,其中n為轉(zhuǎn)速、f為頻率、P為電機磁極對數(shù)、s為電機轉(zhuǎn) P 差率。通過改變電源頻率f來調(diào)節(jié)電機的轉(zhuǎn)速。變頻調(diào)速法結(jié)構(gòu)簡單，輸出轉(zhuǎn)速 穩(wěn)定，能實現(xiàn)無級變速，具有較好的調(diào)速性能，是現(xiàn)代交流調(diào)速法中一種具有重 要意義的調(diào)速方法。 3.3.1 變頻電機的選擇 滑動軸承試驗臺主題的摩擦轉(zhuǎn)矩估計為 2.2N m,考慮增速齒輪箱的增速比 和摩擦損失，現(xiàn)預選取額定轉(zhuǎn)速為2920r/min ,額定轉(zhuǎn)矩為17.5N.m的AB眩頻 電機。 3.3.1.1 ABB變頻電機的技術性能： * 工作方式：S1; * 電壓：三相380伏（50赫茲） * 變頻

44、調(diào)速范圍：5-100赫茲無級調(diào)速； * 50赫茲以下為恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速，50赫茲以上為恒功率調(diào)速； * 能通過變頻裝置的電壓提升，保證電機在5赫茲時輸出額定轉(zhuǎn)矩而不 使電機因發(fā)熱而燒毀； * 低轉(zhuǎn)速時轉(zhuǎn)矩平滑，無爬行現(xiàn)象； * 電機能承受額定轉(zhuǎn)矩的160%t載，歷時1分鐘； * 裝有傳動比可變的齒輪傳動電機（摩擦輪）； * 絕緣等級：F級； * 防護等級：電機IP55、軸流風機IP55; * 電機冷卻方式：IC4 16。 3.3.1.2 所選ABB變頻電機的參數(shù)如表3-6所示： 表3-6 ABB變頻電機參數(shù) 型號 標稱功 額定電流 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn) 最大轉(zhuǎn)矩/ 轉(zhuǎn)

45、動慣量 重量 QABP 率KW A N m 速 r/min 額定轉(zhuǎn)矩 , ~2 kg m kg 132S2A 5.5 11.2 17.5 2920 2.8 0.01241 64 3.3.1.3 所選電機的外形及安裝形式如圖 3.8,相關尺寸如表3-7所示 圖3.8 ABB變頻電機 表3-7 ABB電機尺寸 型號 級數(shù) A AA AB AC B BB C E HA HD K L LD 132S 2 216 55 270 265 140 205 89 80 18 335 12 530

46、 169 3.3.1.4 驗證所選電機是否可行：所選電機的變頻范圍為 0~ 100Hz ,根據(jù) 公式n =601 (1-s)可知 電源每變化1HZ ,相應變化轉(zhuǎn)速An=58.4r/min ,最小 P 轉(zhuǎn)速 M訪=292r/min ,最大轉(zhuǎn)速nmax =5840r/min。因為電機在5~ 50HZ為恒轉(zhuǎn) 矩調(diào)速，即電機轉(zhuǎn)速在2920r/min以下時，轉(zhuǎn)矩為17.5N m ,電機在50 ~ 100Hz 內(nèi)為恒功率調(diào)速，已知電機的額定功率為 5.5kW ,根據(jù)公式T =9550上計算得， n 電機在達到最大轉(zhuǎn)速5840r/min時，轉(zhuǎn)矩T之9N -m 0若設計變速齒輪箱的增速 比為1

47、:3 ,則電機的轉(zhuǎn)矩至少應大于8.4N m 0 綜上所述，所選電機的最小轉(zhuǎn)速為 292r/min ,最大轉(zhuǎn)速為5840r/min ,最 小轉(zhuǎn)矩為9N m0當設計增速齒輪箱的增速比為1:3時，驅(qū)動系統(tǒng)輸出的最小轉(zhuǎn) 速為876r/min ,最大轉(zhuǎn)速為17520r/min ,最小轉(zhuǎn)矩為3N m ,所設計的驅(qū)動系 統(tǒng)可實現(xiàn)876 ~ 17520r/min的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)無級變速，滿足試驗臺的設計要求。 - 19 - 3.3.2 變頻器的選擇 所選變頻器為上海愛建生產(chǎn)的 MF9其最小的調(diào)頻單位為1HZ ,驅(qū)動系統(tǒng)的 最小變速單位為 175.2r / min 。 3.3.3 增速齒輪箱的設計

48、 因為本滑動軸試驗臺要求輸出的轉(zhuǎn)動穩(wěn)定， 齒輪箱工作可靠， 因此采用設計 軟件機械設計手冊新編軟件版對齒輪進行設計和校核。 設計的齒輪采用閉式漸開 線圓柱齒輪， 現(xiàn)摘要設計報告的設計參數(shù)、 布置形式、 材料及熱處理和齒輪基本 參數(shù)如下： ( 1)設計參數(shù) 傳遞功率 P=5.50(kW) 傳遞轉(zhuǎn)矩T=8.99(N - m) 齒輪 1 轉(zhuǎn)速 n1=5840(r/min) 齒輪 2 轉(zhuǎn)速 n2=17200(r/min) 傳動比 i=0.34 原動機載荷特性$5=輕微振動 工作機載荷特性WF=^勻平穩(wěn) 預定壽命H=10000(小時) ( 2)布置與結(jié)構(gòu) 結(jié)構(gòu)形式ConS=^

49、HS； 齒輪1布置形式ConSI卻稱布置 齒輪2布置形式ConS2卻稱布置 ( 3)材料及熱處理 齒面嚙合類型GFace領齒面 熱處理質(zhì)量級別 Q=ML 齒輪1材料及熱處理乂611=45＜表面淬火＞ 齒輪1硬度取值范圍HBSP1=45- 50 齒輪 1 硬度 HBS1=48 齒輪 1 材料類別 MetN1=0 齒輪 1 極限應力類別 MetType1=11 齒輪2材料及熱處理乂612=45＜表面淬火＞ 齒輪2硬度取值范圍HBSP2=45- 50 齒輪 2 硬度 HBS2=48 齒輪 2 材料類別 MetN2=0 齒輪 2 極限應力類別 MetType2=11 4

50、)齒輪基本參數(shù) 模數(shù) ( 法面模數(shù) ) Mn=3(mm) 端面模數(shù) Mt=3.00000(mm) 螺旋角B =0.000000(度) 基圓柱螺旋角 B b=0.0000000(度) 齒輪 1 齒數(shù) Z1=60 齒輪 1 變位系數(shù) X1=0.00 齒輪 1 齒寬 B1=25.00(mm) 齒輪1齒寬系數(shù)①d1=0.139 齒輪 2 齒數(shù) Z2=20 齒輪 2 變位系數(shù) X2=0.00 齒輪 2 齒寬 B2=20.00(mm) 齒輪2齒寬系數(shù) ①d2=0.333 總變位系數(shù) Xsum=0.000 標準中心距 A0=120.00000(mm) 實際中心距 A=120.0

51、0000(mm) 中心距變動系數(shù) yt=0.00000 齒高變動系數(shù) △ yt=0.00000 齒數(shù)比 U=0.33333 端面重合度 e a =1.67078 縱向重合度 e 0=0.00000 總重合度 =1.67078 齒輪 1 分度圓直徑 d1=180.00000(mm) 齒輪 1 齒頂圓直徑 da1=186.00000(mm) 齒輪 1 齒根圓直徑 df1=172.50000(mm) 齒輪 1 基圓直徑 db1=169.14467(mm) 齒輪 1 齒頂高 ha1=3.00000(mm) 齒輪 1 齒根高 hf1=3.75000(mm) 齒輪 1 全齒高

52、h1=6.75000(mm) 齒輪1齒頂壓力角 a at1=24.580194(度) 齒輪 2 分度圓直徑 d2=60.00000(mm) 齒輪 2 齒頂圓直徑 da2=66.00000(mm) 齒輪 2 齒根圓直徑 df2=52.50000(mm) 齒輪 2 基圓直徑 db2=56.38156(mm) 齒輪 2 齒頂高 ha2=3.00000(mm) 齒輪 2 齒根高 hf2=3.75000(mm) 齒輪 2 全齒高 h2=6.75000(mm) 齒輪2齒頂壓力角 a at2=31.321258(度) 齒輪 1 分度圓弦齒厚 sh1=4.71185(mm) 齒輪 1 分

53、度圓弦齒高 hh1=3.03084(mm) 齒輪 1 固定弦齒厚 sch1=4.16114(mm) 齒輪 1 固定弦齒高 hch1=2.24267(mm) 齒輪 1 公法線跨齒數(shù) K1=7 齒輪 1 公法線長度 Wk1=60.08756(mm) 齒輪 2 分度圓弦齒厚 sh2=4.70755(mm) 齒輪 2 分度圓弦齒高 hh2=3.09248(mm) 齒輪 2 固定弦齒厚 sch2=4.16114(mm) 齒輪 2 固定弦齒高 hch2=2.24267(mm) 齒輪 2 公法線跨齒數(shù) K2=3 齒輪 2 公法線長度 Wk2=22.98132(mm) 齒頂高系數(shù) ha*

54、=1.00 頂隙系數(shù) c*=0.25 壓力角a *=20(度) 端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.00000 端面頂隙系數(shù) c*t=0.25000 端面壓力角 a *t=20.0000000(度) 端面嚙合角 at=20.0000001(度) 3.3.4 聯(lián)軸器的選擇 所以電機與變速齒輪 因為所設計的電機轉(zhuǎn)速就是變速齒輪箱輸入軸的轉(zhuǎn)速， - 22 - 箱之間采用聯(lián)軸器連接。根據(jù)所選電機，額定功率為5.5kW,額定轉(zhuǎn)矩為17.5N m ,軸伸長度為80mm ,軸伸直徑為40mm ,采用平鍵定位。因此選用套筒式剛性 聯(lián)軸器可滿足設計要求。套筒剛性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，徑向

55、尺寸小，成 本低，工作效率高，一般用于工作平穩(wěn)的小功率傳動軸系。 本設計選用的聯(lián)軸器 的結(jié)構(gòu)形式如圖3.9,尺寸如表3-8所示： 圖3.9 剛性聯(lián)軸器 表3-8 剛性聯(lián)軸器尺寸 軸直徑d(H7) 許用轉(zhuǎn)矩(N?m) D0 L 1 C 緊定螺釘 平鍵 40 450 60 120 25 1.2 M8M12 12x50 3.4 潤滑系統(tǒng)設計 作為一臺滑動軸承試驗臺，必須能對不同工況和不同潤滑條件下滑動軸承的 性能進行測試。因此，滑動軸承試驗臺上潤滑系統(tǒng)的設計不同于一般機器上潤滑 系統(tǒng)的設計。一般潤滑系統(tǒng)是針對比較固定的工況設計最優(yōu)的潤滑系統(tǒng)，

56、 以滿足 機器的使用性能和良好的經(jīng)濟型。但是試驗臺上的潤滑系統(tǒng)不是性能和經(jīng)濟型的 最優(yōu)設計，而是根據(jù)被測滑動軸承的實際潤滑情況，設計進油壓力、溫度、流量 可調(diào)節(jié)的潤滑系統(tǒng)。 3.4.1 燃油泵中滑動軸承的潤滑機理 燃油泵上滑動軸承的潤滑不同于一般滑動軸承的潤滑。一是潤滑劑不同：普 通軸承的潤滑劑為專用潤滑劑，而燃油泵上的滑動軸承使用燃油進行潤滑； 二是 潤滑方式不同：普通滑動軸承采用裝用潤滑系統(tǒng)進行潤滑， 而燃油泵上的滑動軸 承為避免污染燃油，利用軸承兩端的壓力差和軸承自身的特殊結(jié)構(gòu)進行自吸式潤 滑。 目前高壓燃油泵中的滑動軸承一般采用壓油潤滑和吸油潤滑。 壓油潤滑是利用齒輪泵閉死

57、容積的困油現(xiàn)象，當閉死容積從大到小時，要擠出油液，把這部分 油液注入軸承，從軸承座圈后面流出，并匯入到壓油腔，見圖 3.10(a)。齒輪泵 每轉(zhuǎn)過一齒，就對軸承脈沖供油一次，使軸承得到良好的潤滑和冷卻件。 同樣道 理，吸油潤滑時利用閉死容積的吸空現(xiàn)象。當閉死容積從小變大時，產(chǎn)生吸空， 吸油腔的油液從軸承座圈后面流到軸承中， 進入到閉死容積，當齒輪嚙合脫開后， 閉死容積中的油液和吸油腔油液匯合，帶到壓油腔中去，見圖 3.10(b)。 燃油泵工況不同，滑動軸承的潤滑條件就有所區(qū)別。一般來說，轉(zhuǎn)速越快， 進油壓力越大、流量越大越大、溫度越高，隨著工作時間的延長，由于散熱條件 的限制，進油溫度也會相

58、應提高 ㈤壓油潤滑軸承 (b)吸油潤滑軸承 圖3.10 齒輪泵滑動軸承的潤滑原理 3.3.2潤滑系統(tǒng)原理 為求測試數(shù)據(jù)更加接近實際，在軸承試驗臺上滑動軸承的布置采用與滑動軸 承在實際工作的燃油泵中相似的布置形式，并且要實現(xiàn)進油壓力、流量、溫度可 調(diào)，因此采用分集中連續(xù)壓力潤滑系統(tǒng)，模擬實際燃油泵中的潤滑條件進行潤滑。 本設計的潤滑系統(tǒng)如圖3.11,其中的原件如表3-9所示。  表3-9 潤滑系統(tǒng)中所用的原件 元件表 1 油箱 6 液壓泵 壓力表 14 水冷卻器 2 液位計 7 比例溢流閥 11 壓力傳感器 15 加熱器 3 空氣濾消器

59、 8 比例流量閥 溫度傳感器 4 電機 9 管路過濾器 12 回油過濾器 5 吸油過濾器 10 流量計 13 電磁水閥 1潤滑油糟出單元 溫度控制單元 圖3.11 潤滑系統(tǒng)原理 3.3.2.1 潤滑系統(tǒng)的組成 本試驗臺設計的潤滑系統(tǒng)滑系統(tǒng)由供油部分和回油部分組成 (1)供油部分：液壓泵6通過吸油過濾器5將潤滑油由油箱1泵出，經(jīng)電 液比例溢流閥7、比例流量閥8、管路過濾器9、流量計10、溫度傳感器和壓力 傳感器11,然后由管路輸送到潤滑點處。 (2)回油部分：潤滑油潤滑過后，被收集起來，經(jīng)過回油過濾器 12重新送 回

60、到郵箱中。 3.3.2.2 潤滑系統(tǒng)控制部分設計 (1)壓力控制：電液比例溢流閥預先設定壓力值，通過與壓力傳感器準確 測量的壓力值進行比較，可以穩(wěn)定潤滑系統(tǒng)中的壓力。改變電液比例溢流閥中的 預設值，可以改變潤滑系統(tǒng)的壓力。 (2)流量閥：潤滑油的流量由比例流量閥控制。根據(jù)流量計中的數(shù)值，調(diào) 節(jié)比例流量閥，可改變潤滑油的流量。 調(diào)節(jié)加熱器和水冷卻器, (3)溫度的控制：通過溫度傳感器測得的溫度值， 可改變潤滑油的溫度 - 25 - 3.3.3潤滑系統(tǒng)液壓泵的設計和選型 燃油泵利用困油現(xiàn)象造成的壓力差來進行自吸式潤滑， 潤滑系統(tǒng)要求進油壓 力范圍0.4~5MPa,進油流量范圍

61、50~ 3000L/h,即為0.8 ~ 50L/min?？蛇x擇 單作用葉片泵可滿足設計要求。 3.3.3.1 葉片泵的特點：結(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸小，運動平穩(wěn)，流量均勻，噪 聲小，壽命長，但是對油液污染比較敏感，結(jié)構(gòu)比較復雜。單作用葉片泵有一個 排油口和一個吸油口，轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一周，每兩片間的容積各吸、排油一次。 3.3.3.2 葉片泵的選型：根據(jù)設計要求，可選擇 YB1-63型葉片泵。YB1-63 型葉片泵額定壓力為6.3MPa,額定流量60.48L/min。其具體參數(shù)如下： (1) YB1-63型葉片泵的參數(shù)如表 3-10所示。 表3-10 液壓泵的參數(shù) 額定壓力(MPa) 排量(L/m

62、in) 轉(zhuǎn)速(r/min) 容積效率 總效率 驅(qū)動功率(kW) YB1-63型葉片泵 6.3 60.48 960 >0.90 >0.80 10 (2) YB1-63型葉片泵的外形及安裝形式如圖 3.12,其中的尺寸如表3-11 所示。 表3-11 單作用葉片泵的尺寸 -26 - 圖3.12 單作用葉片泵 YB1-63型單級葉片泵(mm) L 214 D 小 90f7 L1 118 D2 小175 L2 49 d 小 30h6 B 50 d1 小13 B1 30 c 5 H 200 t 33 S 15

63、0 b 8 Z1 Z1(1/4) Z2 Z1 3.3.4液壓泵驅(qū)動電機的選擇 根據(jù)液壓泵要求，選擇 Y60L-6型電機，其具體參數(shù)如下: (1) Y60L-6型電機的參數(shù)如表3-12所示。 表3-12 Y60L-6 型電機的參數(shù) 型號 功率 電流 轉(zhuǎn)速 堵轉(zhuǎn)電流 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 重量 kW A r/min 額定電流 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 kg Y160L-6 11 24.6 970 6.5 2.0 2.0 140 (2) Y60L-6型電機的外形和安裝形式如圖 3.13,其中的尺寸如表3-13所 |一，中

64、AC 圖3.13 Y60L-6 型電機 表3-13 Y60L-6 型電機的尺寸 機座號 安裝尺寸(mm 外形尺寸(mm) A B C D E K AB AC AD HD L 160M 254 210 108 42 120 15 330 335 265 385 605 3.3.5比例溢流閥的選擇 選才? YD(E)F3-10B型電磁溢流閥可滿足設計要求，具體參數(shù)如下: (2)電磁閥的外形和安裝形式如圖 圖 3.14 YD(E)F3-10B (1)電磁比例溢流閥的參數(shù)如表 3-14所示 型號 YD(E)F3-10B

65、通徑(mm) 10 額定流量(L/min) 63 調(diào)壓范圍(MPa) 0.4 ?6.3 額定電壓(V/交流) 220 重量(kg) 3.2 表3-14 YD(E)F3-10B 型電磁比例溢流閥的參數(shù) 3.14,其尺寸如表3-15所示 型電磁比例溢流閥 表3-15 YD(E)F3-10B 型電磁比例溢流閥的尺寸 通徑 10 H 154 L 77 B 77 C 53.8 單位 mm D 53.8 E 11.6 F 80 G 17 3.3.6比例流量閥的選擇 根據(jù)設計要求，選擇 DYBQX 16型電液比例流量閥，其具體參數(shù)

66、如表 3-16 所示。 表3-16 DYBQ- X 16型電液比例流量閥的參數(shù) 型號 公稱通徑 額定壓力 額定流量 線性度 重復精度 取低壓差 (mm) (MPa) (L/min) (MPa) DYBQ X16 16 10 63 7.5% 1% 1.0 3.4加載系統(tǒng)設計 加載系統(tǒng)是滑動軸承試驗臺重要的系統(tǒng)之一。為便于測試滑動軸承在不同載 荷時的性能，加載系統(tǒng)一般設計成加載載荷可無級調(diào)節(jié)的形式。在實際工作時， 滑動軸承的載荷形式是非常復雜的，不僅受到來著機器本身工況和振動情況及脈 動的影響，還往往受到外界環(huán)境的影響，因此很難在試驗臺上完全再現(xiàn)出滑動軸 承實際的載荷形式。但是在大多數(shù)情況下，可以化繁為簡，找到影響滑動軸承性 能的最主要載荷形式，如靜載荷、脈動型載荷、連續(xù)變動型載荷等。 (1)本試驗臺加載系統(tǒng)設計要求： ①加載力0 ~ 15000N可變，載荷類型為靜載荷； ②載荷能長時間穩(wěn)定在一確定數(shù)值上； ③加載的直接工作行程很小，可近似忽略不計。 (2)加載動作對液壓系統(tǒng)的要求： 根據(jù)設計要求，加載機構(gòu)的頂桿與液壓缸