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1、 摘 要 由于機械裝備在各種類型的腐蝕環(huán)境中服役，腐蝕環(huán)境會加劇機械裝備的腐蝕失效；而且在腐蝕環(huán)境中機械構件往往還要承受各種類型的應力的作用，應力的作用會大大加速金屬構件的腐蝕失效，所以必須對機械裝備在應力和腐蝕介質交互作用下〔力學化學作用〕的腐蝕行為進行研究，這就需要相應的試驗機進行相關的實驗，由此引入了對電化學腐蝕加載試驗機的研究和設計。 金屬材料的力學化學腐蝕研究主要是對金屬的局部塑性變形－電化學溶解的交互效應進行研究，常用的外加載荷類型有靜載荷和動載荷兩種。其中較多的加載方式為使用慢拉伸試驗機加載，慢拉伸試驗機既可以提供指定應變速率的動載荷，也可以提供不同范圍的靜載荷。在研究動

2、載荷對力學化學行為的影響時，應變速率和應變幅是影響材料電化學行為的重要參量，一般應變速率越慢，金屬材料的力學化學效應表現(xiàn)的越明顯，因此通常要求慢拉伸試驗機的應變速率較低，一般使用應變速率范圍為10-5～10-6，本文根據(jù)實際需要設計了在0-3KN的靜載荷拉伸試驗機和0-10KN的慢拉伸試驗機。 關鍵詞：慢拉伸試驗機；靜載荷試驗機；動載荷；力學電化學腐蝕 Abstract As mechanical equipments served in various corrosion environments, corrosive media will

3、aggravate corrosion failure of mechanical equipments, moreover regularly mechanical parts served in corrosion environments sustain various kinds of applied stress, applied stress will greatly enhance the corrosion rate of mechanical part and accelerate its corrosion failure .so it is necessary to in

4、vestigate the corrosion behavior of mechanical parts under interactions of corrosive media and applied stress, so corresponding testing machine is required to carry out interrelated experiments. Research and design of electrochemical corrosion loading testing machine is imported in this thesis. The

5、 research on the mechanochemical corrosion of metals mainly aims on the interactions of electrochemical dissolution and local plastic deformations. In mechanochemical corrosion experiments both dead load and dynamic load are used, but the main load mode is dynamic load acquired through slow strain r

6、ate tension testing machine. Slow strain rate tension machine can provide dynamic load of fixed strain rare and wide-range dead load. Strain rate and strain amplitude are the parameters that can significantly affect the mechanochemical corrosion behavior of metals, ordinarily the slower is the strai

7、n rate, and the more obvious is the mechanochemical interactions. so the strain rate of slow strain rate tension testing machine is set in the range of 10-5～10-6.0-3KN dead load tension testing machine and 0-10KN slow strain rate tension machine are designed in this thesis. Keywords: slow strain

8、rate tension test machine；dead load tension machine；dynamic load；mechanoelectrochemical corrosion 目 錄 第一章 總 論 1 1.1試驗機的開展概況 1 1.1.1試驗機的概述 1 1.1.2試驗機分類 1 1.2電化學腐蝕加載試驗機的引入 2 1.2.1材料腐蝕的研究 2 1.2.2電化學腐蝕加載試驗機的引入 3 1.3課題的內容及意義 3 1.3.1課題內容 3 1.3.2課題意義 4 第二章 靜載荷加載試驗機的設計

9、5 2.1 靜載荷加載試驗機設計要求 5 2.2靜載荷加載試驗機結構及設計方案 5 2.3 靜載荷加載試驗機設計 5 2.3.1基座設計 5 2.3.2拉力傳感器的選用 6 2.3.3夾頭設計 6 2.3.4 匹配部件選用 7 2.4校核 7 2.4.1 螺栓強度校核 7 2.4.2 螺紋強度校核 8 第三章 慢拉伸試驗機的設計 9 3.1 慢拉伸試驗機的設計要求 9 3.2慢拉伸試驗機的設計方案 9 3.3 慢拉伸試驗機的設計步驟 9 第四章 慢拉伸試驗機傳動設備選擇 11 4.1 試驗機參數(shù) 11 4.2 電動機選擇 11 4.3 標準減速器的選擇

10、11 4.3.1 標準減速器1 11 4.3.2 標準減速器2 12 4.4 鏈傳動 12 4.4.1鏈傳動的設計計算 13 4.4.2鏈輪的尺寸及結構 14 4.5 蝸輪-蝸桿傳動 15 4.5.1 蝸桿傳動特點 15 4.5.2 蝸輪-蝸桿傳動計算 16 4.5.3 蝸輪-蝸桿結構傳動的根本幾何尺寸 18 4.5.4 蝸輪-蝸桿結構設計 19 4.6 螺旋傳動 21 4.6.1螺旋傳動特點 21 4.6.2 螺旋傳動的設計計算 21 4.6.3 螺旋傳動的結構 24 4.7 軸的校核 24 4.7.1 蝸桿軸 24 4.7.2 小鏈輪軸的設計計算 30

11、 4.7.3 大鏈輪軸的設計計算 34 4.8軸承校核 36 4.8.1蝸桿兩端軸承 36 4.8.2小鏈輪兩端的軸承 38 4.8.3 蝸輪兩端的軸承 39 4.9聯(lián)軸器的選擇 40 4.9.1電動機-減速器處聯(lián)軸器選擇 40 4.9.2標準減速器間聯(lián)軸器選擇 40 4.9.3 小鏈輪處聯(lián)軸器的選擇 41 4.9.4 蝸桿-大鏈輪處聯(lián)軸器的選擇 41 4.10 鍵的選擇 41 4.10.1電動機輸出端 41 4.10.2大鏈輪軸輸出端 42 4.10.3 蝸輪軸輪轂處 42 第五章 機架及匹配設備的設計和選型 44 5.1 機架設計 44 5.2 電解池 4

12、4 5.3 拉力傳感器 44 5.4 軸承座 45 5.5 其它設備 46 5.6 校核 46 第六章 總結 48 致謝 49 參考文獻 50 第一章 總 論 1.1試驗機的開展概況 試驗機的概述 試驗機是在各種條件、環(huán)境下測定金屬材料、非金屬材料、機械零件、工程結構等的力學性能的精密測試儀器。在研究探索新材料、新工藝、新技術和新結構的過程中，試驗機是一種不可缺少的重要測試儀器。廣泛應用于機械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通運輸、等工業(yè)部門以及大專院校、科研院所的相關實驗室。對合理選材和設計

13、、改良工藝、提高產品質量、降低本錢、保證產品平安可靠等都具有重要作用。 試驗機分類 試驗機的種類繁多，有多種不同的分類方法。 按照傳統(tǒng)分類方法可以分為：金屬材料試驗機、非金屬材料試驗機、動平衡試驗機、振動臺和無損探傷機等五大類。 按用途分類：測定機械性能用試驗機和工藝試驗用試驗機 按加載方法分類:靜負荷試驗機(靜態(tài))和動負荷試驗機(動態(tài)) 靜態(tài)試驗機主要包括： ☆萬能試驗機：液壓萬能試驗機和電子萬能試驗機 ☆壓力試驗機 ☆拉力試驗機 ☆扭轉試驗機 ☆蠕變試驗機 動態(tài)試驗機主要包括：疲勞試驗機、動靜萬能試驗機、單向脈動疲勞試驗機、沖擊試驗機等 。 按測力方式分類：機

14、械測力試驗機和電子測力試驗機 按控制方式分類：手動控制和微機伺服控制試驗機 按油缸位置分類：油缸上置式和油缸下置式試驗機 該畢業(yè)設計涉及到的拉伸腐蝕試驗機屬于拉力試驗機〔也稱拉力機〕，拉力機是用來對材料進行拉伸、壓縮、彎曲、剪切、剝離等力學性能試驗用的機械加力的試驗機，適用于塑料板材、管材、異型材，塑料薄膜及橡膠、電線電纜、防水卷材、金屬絲等材料的各種物理機械性能測試，其使用行業(yè)范圍遍布：科研院所、商檢仲裁機構、大專院校以及橡膠、輪胎、塑料、電線電纜、制鞋、皮革、紡織、包裝、建材、石化、航空等行業(yè)，為材料開發(fā)、物性試驗、教學研究、質量控制、進料檢驗、生產線的隨機檢驗等不可缺少的檢測設備

15、。 1.2電化學腐蝕加載試驗機的引入 1.2.1材料腐蝕的研究 金屬材料是國家建設和社會開展的支柱和重要根底，國家經濟建設、國防建設和高新技術的開展都離不開金屬材料，而金屬材料在使用過程中總是處在腐蝕介質等環(huán)境中，通常很容易發(fā)生腐蝕和失效等問題。材料腐蝕和失效不僅給國家?guī)碇卮蟮慕洕鷵p失和大量資源和能源的消耗，還會給設備、裝備、建筑物及人身平安帶來威脅。因此開展對金屬材料在自然環(huán)境〔大氣、水、土壤〕中的腐蝕試驗，通過長期的觀察與檢測，積累腐蝕數(shù)據(jù)，結合實驗室的分析研究，掌握各類材料在典型自然環(huán)境中的腐蝕規(guī)律，對于控制材料的自然環(huán)境腐蝕，減少經濟損失，為新材料的研究開發(fā)、傳統(tǒng)材料質量與性能

16、的提高，以及防腐蝕標準與標準的制定提供科學依據(jù)，為重點工程的建設和國防建設中的合理選材、科學用材、采用正確的防護措施、保證工程質量和可靠性提供科學依據(jù)具有十分重要的意義。 為了充分的利用腐蝕數(shù)據(jù)庫中所得到的大量數(shù)據(jù)，必須對在加載條件下的金屬自然環(huán)境腐蝕行為進行研究。以往的對金屬在加力條件下的腐蝕行為研究主要集中在應力腐蝕、腐蝕疲勞、氫致開裂和摩耗腐蝕等特定的腐蝕模式，但是金屬在應力作用下的腐蝕行為并不等同于應力腐蝕或者是腐蝕疲勞等特定的腐蝕模式，力學化學效應應該是一種金屬在應力腐蝕環(huán)境作用下的整體效應，這種效應是必然的，這種效應會導致金屬腐蝕行為的加速和腐蝕特征的改變，進而形成應力腐蝕、腐蝕

17、疲勞等特定的腐蝕模式，但是在應力作用時應力腐蝕或腐蝕疲勞等腐蝕模式的出現(xiàn)并不是必然的，只有在特定的條件下才可能出現(xiàn)。國外及近年來國內的一些研究成果證明應力在腐蝕過程中起著不可忽略的作用。為了研究在應力作用下應力對金屬腐蝕行為的影響和判斷在無應力條件下的自然腐蝕數(shù)據(jù)能否推廣到存在應力的環(huán)境下，有必要對金屬腐蝕的力學化學交互行為進行研究。 然而，現(xiàn)在大多實驗數(shù)據(jù)一般都是在無應力作用下〔只有試樣自重的作用，不包括內應力的作用〕的腐蝕數(shù)據(jù)，所以在進行現(xiàn)有的數(shù)據(jù)處理之余，還有一個非?，F(xiàn)實的問題，在日常生活中很多金屬構件是承力構件，這些承力構件在自然條件下的腐蝕危害更加嚴重。顯然金屬在承載不同應力時的自

18、然環(huán)境腐蝕規(guī)律和無應力下的自然環(huán)境腐蝕規(guī)律是不同的，所以在無應力條件下得到的自然環(huán)境腐蝕數(shù)據(jù)是不能直接應用到承載應力條件下的。這就自然發(fā)生如下的問題，應力對腐蝕的機理和表征參量的影響是什么樣的？無應力下的腐蝕數(shù)據(jù)能否在實際受力的狀態(tài)下使用？應該如何充分利用在無應力狀態(tài)下的腐蝕數(shù)據(jù)？如果有影響的話，應該如何進行修正和進一步試驗？如果要對金屬在力學化學作用下的腐蝕行為進行研究就需要一種能夠提供力和腐蝕環(huán)境的加載設備——電化學腐蝕加載試驗機。 1.2.2電化學腐蝕加載試驗機的引入 面對各種新型材料及日趨復雜的腐蝕環(huán)境，需要產生與之相應的試驗機進行相應的實驗，這就引入了對電化學腐蝕加載試驗機的研究

19、。在力學化學研究中，一般主要是對金屬的局部塑性變形－電化學溶解的交互效應進行研究，使用的外加載荷類型有靜載荷和動載荷兩種類型。采用較多的加載方式是拉伸試驗機加載，拉伸試驗機既可以提供動載荷，也可以提供靜載荷。在研究動載荷對力學化學行為的影響時，應變速率和應變幅是影響材料電化學行為的重要參量，一般應變速率越慢，材料的力學化學作用表現(xiàn)的越明顯，而且應變速度不同，金屬可能的斷裂方式也不同。通常使用的應變速率范圍為10-5～10-6。這就需要一個能滿足拉伸速率要求的拉力試驗機。 在電化學腐蝕的研究中主要用到靜載荷和慢拉伸兩種不同類型的加載試驗機。靜載荷加載試驗機不需要專門的動力設備，可通過螺母對工件

20、施加載荷，具有結構簡單、加載方便的特點，但施加載荷不宜過大；慢拉伸試驗機動力是通過電動機提供，通過一系列的減速設備將應變速率降到需要值，以實現(xiàn)指定應變速率下的慢拉伸實驗。 1.3課題的內容及意義 1.3.1課題內容 該課題為電化學腐蝕條件下的拉力試驗機的設計，主要是在一般拉力試驗機的根底上再為被拉伸材料附加一個電化學腐蝕電解池。根據(jù)加載方式的不同設計了靜載荷拉力試驗機和慢應變速率拉伸試驗機。其中靜載荷拉力試驗機是在腐蝕條件下對工件施加一個靜拉力，主要測試的是在恒載荷及腐蝕的聯(lián)合作用下材料的腐蝕行為；慢拉伸試驗機是在腐蝕條件下給工件一個較慢的拉伸應變速度〔約為〕，以測試材料在動載荷下的電化

21、學行為。 本設計中靜載荷拉伸試驗機為一個便攜式拉伸試驗機，示意圖如圖2-1所示。拉伸試驗機的主體由三局部構成：底座、拉力傳感器和電解池。圖2-1中底座上有三塊支撐板，支撐板旁邊用加強筋增大強度，可以承受較大載荷。拉力顯示儀由兩局部構成，一局部是拉壓力傳感器，另一局部是和拉力傳感器相連接的數(shù)字顯示儀。電解池系統(tǒng)由電解池和試樣構成，試樣封裝在電解池中，進行電化學測量時，在電解池中注入腐蝕溶液。電解池由內徑50的有機玻璃管加工而成，上端開口，可以注入腐蝕溶液。拉壓力傳感器和試樣通過螺栓串接起來，兩者具有相同的應力狀態(tài)，試樣承受的拉力可以從與應力傳感器連接的數(shù)字顯示儀中讀出，加載應力結合試樣的橫截面

22、積可以算出實際加載應力的大小，實際應變可以結合在試樣上添加應變片來進行核準。該裝置可以在范圍內自由加載，具有加載靈活和便攜的特點。 慢應變速率拉伸試驗機方面見圖3-1所示，轉速由電動機輸出后，經兩個標準減速器減速后再經過鏈傳動使其與蝸桿相聯(lián)接，而蝸輪-蝸桿那么改變轉速的傳遞方向，最后通過螺旋傳動將旋轉運動轉變成豎直方向的直線運動以實現(xiàn)對工件的拉伸。應力-應變曲線那么通過拉力傳感器測得并由LM-15函數(shù)記錄儀記錄。力學化學作用時采用的慢應變拉伸試驗速率一般為10-5－10-6m/s，設計出的試驗機速率能滿足這一要求。 以上兩款試驗機可以很好的滿足實驗要求，尤其可貴的是其能為實驗提供了一個穩(wěn)定

23、的電化學腐蝕環(huán)境，能很好的模擬相關材料的實際應力腐蝕狀態(tài)。 1.3.2課題意義 隨著生產和科學技術的開展，金屬材料在應力作用下的腐蝕問題嚴重性已經為各國所認識并引起重視，工程結構和設備在使用過程中往往同時遭受應力和環(huán)境的共同作用，從而產生了應力腐蝕。 要對該應力腐蝕行為進行研究普通試驗機無法進行，這就需要一種能為材料提供電化學腐蝕環(huán)境的試驗機，而該課題所設計的試驗機剛好可以滿足該要求，尤其是慢拉伸試驗機拉伸速率僅為10-5-10-6m/s，這樣就可以讓材料處于可控制的應變速率下的對其進行電化學腐蝕試驗，從而為進行金屬材料在力學化學環(huán)境中的腐蝕行為研究提供了設備保障。

24、 第二章 靜載荷加載試驗機的設計 2.1 靜載荷加載試驗機設計要求 1.能在0-3的范圍內自由加載； 2.為工件提供一個電化學腐蝕環(huán)境； 3.具有結構簡單、加載靈活、使用方便的特點。 2.2靜載荷加載試驗機結構及設計方案 1-拉應力傳感器 2-試樣 3-基座 4-有機玻璃電解池 5-加強筋 圖2-1 靜載荷加載試驗機示意圖 靜載荷加載試驗機主要是在額定載荷下對樣件進行拉力實驗的儀器。如圖2-1所示為靜載荷加載試驗機的示意圖。該試驗機的主體由三局部構成：底座、拉力

25、傳感器和電解池。其中底座采用焊接的方式，故要選取焊接性較好的金屬做材料，這樣做既不影響試驗機的整體實驗性能也可以降低加工難度；拉力傳感器可以選用標準儀器；由于實驗用的工件為板狀的故應設計專門的夾具用來夾持，而拉力傳感器那么是用帶螺紋的套筒進行連接，方便易實現(xiàn)。圖2-1中底座上有三塊支撐板，支撐板旁邊用加強筋增大強度，可以承受較大載荷。拉力顯示儀由兩局部構成，一局部是拉壓力傳感器，另一局部是和拉力傳感器相連接的數(shù)字顯示儀。電解池系統(tǒng)由電解池和試樣構成，試樣封裝在電解池中，進行電化學測量時，在電解池中注入腐蝕溶液。電解池由內徑的有機玻璃管加工而成，上端開口，可以注入腐蝕溶液。拉壓力傳感器和試樣通過

26、螺栓串接起來，兩者具有相同的應力狀態(tài)，所以試樣承受的拉力可以從與應力傳感器連接的數(shù)字顯示儀中讀出。應力用螺母旋轉將旋轉運動轉化為軸向運動來進行加載，所得到的載荷為靜載荷，該裝置可以在0-3范圍內自由加載，具有加載靈活和方便的特點。 2.3 靜載荷加載試驗機設計 2.3.1基座設計 試驗機基座有焊接、鑄造及螺栓等多種組合形式。在滿足實驗要求的前提下，考慮到本試驗機為便攜式的，體積較小且制造本錢和加工難度等多種因素，本試驗機采用焊接式基座〔見靜載荷加載試驗機裝配圖〕。力學模態(tài)選用板殼結構，基座材料選用焊接性能較好的結構鋼Q235，而其余局部如夾具、螺栓及套筒等選用強度較高的45號鋼，其屈服點

27、=300。 2.3.2拉力傳感器的選用 選用LLJC2型傳感器，其量程為0～5KN可以滿足試驗機要求。該傳感器采用先進的膜梁結構，結構緊湊，外形小，安裝方便。具有高的可靠性，可以廣泛由于各類工業(yè)稱重及拉力測量中，其結構及參數(shù)見表2-1。 表2-1 拉力傳感器尺寸及技術參數(shù) 技術參數(shù) 外形根本尺寸 2.3.3夾頭設計 夾緊裝置可分為兩大類：產生力源的局部及加緊局部；由于本試驗機是專用來對薄板進行力學化學實驗的，故此夾頭無需將工件夾緊，只需在夾頭上開個孔用螺栓將工件和夾頭聯(lián)接即可滿足，制造簡單方便，試驗時拉伸應力主要由螺栓承受，所以設計完成時應對螺栓的剪切強度進行校核。

28、 夾頭1的根本結構尺寸，如圖２-2所示。 圖2-2 夾頭1 夾頭2的結構及未標尺寸與夾頭1相同，如圖2-3所示。 圖2-3 夾頭2 2.3.4 匹配部件選用 1.套筒用來聯(lián)接傳感器，使其兩端分別與夾頭及軸相聯(lián)〔如圖2-4〕。 圖2-4 套筒 2.夾頭處選用M8×30螺栓，加載螺母選用和螺桿螺紋相匹配的用來加載。 2.4校核 螺栓強度校核[2] 聯(lián)接夾頭和工件的螺栓選用M8×30，校核螺栓的剪切強度 其中：—橫向載荷，取=3000 —螺栓剪切面的直徑，取=8 —剪切面數(shù)量，取=2

29、 —螺栓的許用剪應力，===120 于是 =120 所以，螺栓滿足強度要求。 被聯(lián)接件的孔壁強度校核 其中：、—同上 接觸厚度 計算對象的許用擠壓應力== 那么， 所以，被聯(lián)接件的孔壁強度滿足要求。 螺紋強度校核[5] 由表5-8查得螺紋件材料的屈服極限；該處螺紋承受變載荷，查表5-10取螺紋連接的平安系數(shù)，那么螺紋連接件的許用拉應力為 螺紋所受實際應力為 由于﹥，所以螺紋強度滿足要求。 第三章 慢拉伸試驗機的設計 3.1 慢拉伸試驗機的設計要求

30、1． 在0~10的范圍內自由加載； 2． 提供較低的拉伸速率約為：； 3． 各局部設計符合機械設計的根本原那么，匹配設備選擇合理； 4． 在能滿足要求的前提下，應本著節(jié)約本錢、安裝方便的原那么。 3.2慢拉伸試驗機的設計方案 慢拉伸試驗機的傳動局部〔減速局部〕設計方案如圖3—1所示。 蝸輪6輸出的轉速經螺旋傳動將旋轉運動轉變成豎直方向上的直線運動，而螺桿與夾頭相聯(lián)，使其與螺桿一起做直線運動，這樣即可對試驗機上工件進行拉伸試驗。 １—電動機 2—聯(lián)軸器 3—標準減速器 4—鏈傳動 5—蝸桿 6—蝸輪 7—支承座 圖3—1 3.3 慢拉伸試

31、驗機的設計步驟 1．查閱文獻，了解慢拉伸試驗機的根本工作原理及開展狀況。 2．根據(jù)要求確定方案〔如圖2—1〕。 3．根據(jù)方案，完成各局部的設計計算及相關設備的選擇。 ①．確定傳動方案及整體的傳動比。 ②．根據(jù)負載對電動機進行選擇。 ③．選擇減速器，本試驗機選用兩個標準減速器。 ④．鏈傳動計算，其中高速級與第二個減速器相聯(lián)，低速級與蝸桿相聯(lián)。 ⑤．用一個蝸輪蝸桿傳動進一步減速并且改變傳遞方向，使其有一個豎直方向的傳動。 ⑥．最后通過螺旋傳動將旋轉運動轉變成直線運動以實現(xiàn)對工件的拉伸。 ⑦．試驗機機身的設計。 4．繪出裝配圖及各局部零件圖。

32、 第四章 慢拉伸試驗機傳動設備選擇 4.1 試驗機參數(shù) 拉力=10 拉伸速度 4.2 電動機選擇［６］ 試驗機工作時所需的最大功率： 所需電動機的功率：= 式中：=為電動機到試驗機總的傳遞效率 其中：為每個聯(lián)軸器的效率，取=0.99 為標準減速器的效率，取=0.93 為標準減速器的效率，取=0.93 為每對軸承的效率，取=0.98 為鏈傳動的效率，取=0.97

33、 為蝸輪蝸桿的傳動效率，取=0.7 為螺旋傳動的效率，取=0.42 那么：= 所以， = 由?機械設計手冊?知，選Y90S-6型的電動機，其額定功率，滿載轉速，同步轉速為 4.3 標準減速器的選擇［６］ 4.3.1 標準減速器1 試選用型號為ZDY80的減速器，其公稱輸入功率,傳動比，公稱輸入轉速；驗證該減速器是否可行。 1．選用減速器的額定功率 拉力試驗機載荷均勻，能夠保持二十四小時內連續(xù)加載，查表15-2-8得 選取啟動系數(shù)和可靠系數(shù)，查表15-2-10得=1.12，=1.56；載荷功率為 == 按式〔15-2-8〕計算，得出計算功率

34、為 == 所選減速器的公稱輸入功率=7。 ＜,滿足要求 2．校核熱平衡許用功率 查表15-2-11～表15-2-13查得：環(huán)境溫度系數(shù)—；載荷系數(shù)—；由于非常小，可以取較大值=5。 按式〔15-2-2〕計算，得出熱平衡許用功率為 == 對于ZDY80型減速器=12～25,＜,故滿足條件。 所以該減速器可以選用。 標準減速器2 對第二個減速器也選用上述型號，驗證該減速器是否可行。 1．選用減速器的額定功率 拉力試驗機載荷均勻，能夠保持二十四小時內連續(xù)加載，查表15-2-8得 選取啟動系數(shù)和可靠系數(shù)，查表15-2-10得=1.12，=1.56；載荷功率： ==

35、 按式〔15-2-8〕計算，得出計算功率： == 所選減速器的公稱輸入功率=7。 ＜,滿足要求 2．校核熱平衡許用功率 查表15-2-11～表15-2-13查得：環(huán)境溫度系數(shù)—；載荷系數(shù)—；由于非常小，可以取較大值=5。 按式〔15-2-2〕計算，得出熱平衡許用功率： == 對于ZDY80型減速器=12～25,＜,故滿足條件。 所以可以選用。 該標準減速器根本參數(shù)為 輸入軸直徑，輸出軸的直徑，中心高。 4.4 鏈傳動 鏈傳動是一種撓性傳動，它由鏈條和鏈輪組成。通過鏈輪輪齒和鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力，具有制造與安裝精度要求低，本錢低及傳動輕便的特點。根據(jù)以上特點本

36、處采用鏈傳動。 鏈傳動的設計計算［３］ 本處采用滾子鏈傳動。其結構主要有滾子、套筒，銷軸、內鏈板和外鏈板組成。 ：鏈輪輸入軸轉速為：，輸入功率，輸入轉矩： 1．選擇傳動比，小鏈輪齒數(shù)， 大鏈輪齒數(shù) 2． 確定計算功率 由表13-2-3得工況系數(shù)=1.0，那么設計功率為 由圖13-2-4查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)=0.887；圖13-2-5得=1 特定條件下單排鏈傳遞的功率為 3．選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)=及，又圖13-2-1知，可選05B型鏈條，其節(jié)距p=8。 驗算小鏈輪軸孔最大許用直徑=53，那么：=53 4．計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初定中心距= 由于＜4，那么，

37、 取=320 以節(jié)距計的初定中心距為 鏈長節(jié)數(shù)為 查表13-2-7得，k=22.80，那么 取鏈長節(jié)數(shù) 鏈條長度為 由表13-2-8查得=0.24825,那么其計算中心距為 實際中心距 其中取 5．鏈條速度，確定潤滑方式 由知，該傳動為低速運動，應采用定期人工潤滑。 6．計算軸上力 有效圓周力為 由于該傳動為水平傳動，那么作用在軸向力為 鏈輪的尺寸及結構 1〕鏈輪結構尺寸 1．分度圓直徑，那么 小鏈輪分度圓直徑為 大鏈輪分度圓直徑為 2． 齒頂圓直徑為 帶入數(shù)據(jù)得：，取 ，取

38、3． 齒根圓直徑為 帶入數(shù)據(jù)得：， 4．分度圓齒高為 帶入數(shù)據(jù)得：， 5．齒側凸緣直徑為 帶入數(shù)據(jù)得： ， 其中，由表13-2-1查得為 6．輪轂厚度為 其中：，， 帶入數(shù)據(jù)得：大鏈輪輪轂厚度 ，取厚度為14 7．取輪轂長度，查表13-2-15得 2〕 軸面齒廓尺寸見表4-1 表4-1 鏈輪軸面尺寸 名稱 計算公式 齒寬 齒側凸輪圓角半徑 齒側倒角 齒側半徑 3〕 鏈輪結構 小鏈輪尺寸較小加工時

39、將它和軸制成一個整體〔見裝配圖〕，大鏈輪制成孔板式〔如圖4-1所示〕。 4.5 蝸輪-蝸桿傳動 蝸桿傳動特點 蝸桿傳動是空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動機構，兩軸線交錯的夾角一般為。該傳動的特點為： 1．當使用單頭蝸桿〔相當于單線螺紋〕時，蝸桿旋轉一周，蝸輪只轉過一個齒距，因而能實現(xiàn)大的傳動比。 2．在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸推出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳遞平穩(wěn)，噪聲低。 3．當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動便具有自鎖性。 基于蝸桿傳動所具有的以上等特點，所以在該處選用蝸桿傳動較好

40、。 圖4-1 大鏈輪結構 蝸輪-蝸桿傳動計算［３］ ：輸入功率 蝸桿轉速 傳動比 工作壽命要求： 1． 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988的推薦，采用漸開線蝸桿〔ZI〕 2． 選擇材料 考慮到傳動功率及速度均較小，故蝸桿用45號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造。 3． 初選幾何參數(shù) 參照表14-4-4，當=70時；=1，==70 4． 計算蝸輪輸出轉矩 粗取傳動效率為 = 作用在蝸輪上的轉矩為

41、 5． 確定許用接觸應力 根據(jù)表14-4-13當蝸輪材料為錫青銅時， 由表14-4-14查得 由圖14-4-10查得滑動速度=0.05m/s 采用噴油潤滑，由圖14-4-2求得 由圖14-4-4中公式求得 根據(jù)的值由圖14-4-4查得=1.44 所以= 6． 求載荷系數(shù) 由表14-4-13知： 設＜3m/s，按表14-4-13取=1；查表14-4-16，8級精度時=1.0；由于=100,由圖14-4-5得=1.0；由表14-4-17查得；由表14-4-18查得；由圖14-4-6查得=1.0。那么， 7． 計算和值 綜合考慮各種因素，查表14-4-3，取，那

42、么,所以=10 8． 主要幾何尺寸 9． 蝸輪齒面接觸強度校核驗算 由表14-4-13 中校核公式知 因為﹤，所以接觸強度夠。 10．齒根彎曲疲勞強度校核 同樣由表14-4-13中的公式校核 由圖14-3-4查得，蝸輪齒形變形系數(shù)=0.46 蝸桿分度圓柱導程角= 節(jié)圓=，=，那么： 由表14-4-14可查得許用彎曲應力=70 由圖14-4-4可查得壽命系數(shù)=1.0，那么： ＜，滿足彎曲強度要求 蝸輪-蝸桿結構

43、傳動的根本幾何尺寸 1〕 蝸桿結構傳動根本幾何尺寸見表4-2。 表4-2 蝸桿結構尺寸 (單位：) 名稱 符號 計算公式 結果 中心距 160 蝸桿直徑系數(shù) 根據(jù)計算查手冊 10 模數(shù) 根據(jù)計算查手冊 4 蝸桿頭數(shù) 1 齒形角 傳動比 70 蝸輪變位系數(shù) 0 蝸桿導程 12.56 蝸桿分度圓直徑 40 蝸桿齒頂圓直徑 48 蝸桿齒根圓直徑 30.4 蝸桿軸向齒

44、距 12.56 頂隙 0.8 蝸桿齒頂高 4 蝸桿齒根高 4.8 蝸桿齒高 =+ 8.8 蝸桿導程角 漸開線蝸桿基圓導程角 蝸桿齒寬 70 蝸桿軸向齒厚 6.28 蝸桿法向齒厚 6.25 蝸桿節(jié)圓直徑 40 2〕蝸輪結構傳動根本幾何尺寸見表4-3。 表4-3 蝸桿結構尺寸 (單位：) 名稱 符號 計算公式 結果 蝸輪齒數(shù) 70 蝸輪變位系數(shù)

45、 0 蝸輪分度圓直徑 280 蝸輪喉圓直徑 288 蝸輪齒根圓直徑 270.4 蝸輪齒頂高 4 蝸輪齒根高 4.8 蝸輪齒高 =+ 8.8 蝸輪咽喉母圓半徑 16 蝸輪齒寬角 蝸輪輪緣寬度 34 蝸輪節(jié)圓直徑 280 蝸輪-蝸桿結構設計 1〕蝸桿結構設計 蝸桿螺旋局部的直徑不大，所以將其和軸做成一個整體，結構如圖4-2所示，蝸桿在該處受力不大，所以采用有退刀槽的結構，螺旋局部可以車制，也可以銑制，加工較為靈活。 圖4-1 蝸桿結構 2〕蝸輪結構設計 蝸輪

46、采用輪箍式，青銅輪緣和鑄鐵輪心通過配合，如圖4-2所示。 為了防止輪緣的軸向竄動，除加臺肩外，周圍另加了8個螺栓固定，擰入后螺栓多余局部鋸掉。輪緣和輪心的結合形式及輪心輻板的結構形式及主要參數(shù)見表4-4所示。 表4-4 蝸輪結構參數(shù) 結構圖 結構參數(shù) ， 取 ， 為增加蝸輪強度取 取 圖4-2　　蝸輪結構 4.6 螺旋傳動 螺旋傳動特點 螺旋傳動一般是將旋轉運動變成直線運動，或反過來將直線運動轉變?yōu)樾D運動，并同時進行能量和力的傳遞，本試驗機是將蝸輪的旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動。由于滑動螺旋具有：①結構簡單，加工方便，本錢低廉

47、；②當螺紋升角小于摩擦角時，能自鎖；③傳動平穩(wěn)等特點。所以該處采用滑動螺旋傳動。 實現(xiàn)這種傳遞有兩種方案：螺母轉動，螺桿作直線運動；螺桿轉動，螺母作直線運動。綜合考慮多種因素，第一種傳遞方案實現(xiàn)較容易實現(xiàn)且傳遞比后者更穩(wěn)定，所以，選擇前一種方案將旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動。 螺旋傳動的設計計算［３］ ：軸向最大工作載荷,螺母轉速 1．選擇材料和許用應力 螺桿材料選45鋼，調質處理，； 由表12-1-10可得 ，該處取 螺母材料選用ZCuSn10Pb1。由表12-1-10可得 ，取50； ，取35 試驗機系低速傳動，由表12-1-9查得：，取20 2．按耐磨性計算螺紋中徑

48、 由表12-1-4中公式(1)，取=2，那么得 = 由GB/T5796.3-1986〔見第2卷〕可選，，，，，的梯形螺紋，8級精度。 螺母高度為 ==，取= 所以，螺紋圈數(shù)為 圈10～12圈 滿足要求。 工作壓強為 由于，所以滿足要求。 3．自鎖性驗算 由于系單頭螺紋，導程，故螺紋升角為 由表12-1-7鋼對青銅，取0.09，可得 ＜，故自鎖可靠。 4．螺桿強度驗算 由表12-1-3，螺紋摩擦力矩為 帶入表12-1-4之式〔4〕得 由于＜，所以螺桿強度滿足

49、要求。 5． 螺母螺紋強度驗算 因螺母材料強度低于螺桿，故只驗算螺母螺紋強度即可。 由表12-1-4得，牙根寬度：；根本牙型高：=0.5=2。 代入表12-1-4中的式〔7〕及〔8〕有 ＜ ＜ 所以螺母的螺紋強度滿足要求。 4． 螺桿剛度驗算 鋼的彈性模量，剪切彈性模量 那么，橫向載荷使導程產生的變形 = 轉矩使導程產生的變形 所以導程的總變形量 螺桿每米長的螺距變形量為 查表12-1-6對于8級精度螺桿每米長的許用螺距變形量為55，所以，螺桿剛度可以滿足要求。 圖4-3 螺母結構 5． 效率

50、計算 由表12-1-4中式〔16〕并視支撐該螺旋傳動的為推力軸承，效率為0.98時， 螺旋傳動的結構 在螺旋傳動中將螺桿與夾頭通過螺紋相連對工件實現(xiàn)拉伸；螺母那么通過螺釘固定在蝸輪外表，使其能隨蝸輪而轉動；螺母除和螺桿嚙合的局部外，還應再多出約40mm長的加工孔，以便拉伸工件時，螺桿有足夠的行程；螺母上做出軸肩以實現(xiàn)對推力軸承的支承。螺母結構如圖4-3所示。 4.7 軸的校核 蝸桿軸 1．求蝸桿軸上的功率、轉速和轉矩 由蝸桿設計計算局部知蝸桿軸上分度圓直徑：，功率：，轉速：，蝸輪轉矩： 于是 2．求作用在蝸桿上的力 圓周力 徑向力 軸向力 3． 初

51、步確定軸的最小直徑［５］ 先按式〔15—2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15—3，取，于是得 根據(jù)蝸桿尺寸及與其它部件的聯(lián)接情況取蝸桿的最小尺寸為16，此處是與手柄聯(lián)在一起的。 4． 軸的結構設計 ⑴　擬定軸上零件的裝配方案 各零件的裝配方案見圖4-4 ⑵　根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1〕 根據(jù)聯(lián)軸器的選擇知Ⅰ—Ⅱ直徑，長度。 2〕 為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，Ⅰ—Ⅱ段左端要有一軸肩，且設計Ⅱ—Ⅲ處安裝軸承，根據(jù)受力情況選擇角接觸球軸承，查手冊表7-

52、2-61,選擇7005C系列角接觸球軸承，其根本尺寸,那么該段直徑，由于該段右側對聯(lián)軸器進行定位，故該段長度要取比軸承寬度略大的值，取該段長。左端軸承利用軸肩定位，查得表7-2-52取61804系列深溝球軸承的定位軸肩高度，那么?、蟆舳屋S肩直徑。 3〕 考慮到蝸輪尺寸較大，蝸桿采用軸承固定并最終固定在軸承座上，所以要在軸承與蝸桿之間留有足夠的空間，使蝸輪蝸桿得以嚙合，將該段做成階梯軸〔如下圖〕。取Ⅳ—Ⅴ段軸的直徑，長；取Ⅴ—Ⅵ段軸的直徑，長。 4〕 整個蝸桿在軸承間作對稱布置作對稱布置〔如圖4-3所示〕。 5〕

53、在試驗機上安裝工件時，為了調節(jié)夾頭間間距，應在蝸桿最左端安裝一個手柄以便對其進行手動調節(jié)，根據(jù)該處特點，遵循手動調節(jié)方便的原那么選用球頭手柄，由手冊9-1-8選用型球頭手柄。由此確定Ⅷ—Ⅸ段軸的直徑，長。 至此，蝸桿軸上各段直徑和長度已全部確定。 圖4-4 軸的結構與裝配方案 ⑶ 軸上零件的周向定位 　　　聯(lián)軸器與軸的周向定位，采用平鍵連接，軸端的直徑為20查?機械手冊?，選擇A型平鍵，其尺寸為：。 ⑷ 確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端的倒角為，圓角半徑見裝配圖。 至此，軸的結構設計根本完成 ⒌ 求

54、軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖，如圖4-4，做出軸的計算簡圖，見圖4-5所示。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取。對7005C型角接觸球軸承，由手冊中查得，而軸承是作對稱布置的。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距234.4。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖見圖4-5。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于表4-5中。 表4-5 載 荷 水平面 垂直面 支反力 ， 彎矩 ， 總彎矩 扭矩 ⒍ 按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面〔即危險截面

55、C〕的強度。按式〔15-5〕及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查的。 因此＜，故平安。 ⒎ 精確校核軸的疲勞強度 ⑴ 判斷危險截面 Ⅰ—Ⅲ之間只受扭矩作用，雖然鍵槽及軸肩所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定的，所以Ⅱ、Ⅲ截面均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，Ⅳ和Ⅴ處應力集中最為嚴重；從受載的情況來看鏈輪中心處應力最大，但由于該處直徑較大且鏈輪和軸做成了一個整體，又無較大的應力集中，不必對其進行校核。所以危險截面為Ⅴ，只需校核該截

56、面Ⅴ右側即可。 ⑵ 截面Ⅵ左側校核計算［２］ 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅴ左側的彎矩為 截面Ⅴ上的扭矩為 圖4-5 軸的載荷分析圖 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力為 選擇軸的材料時已查得，， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按表6-1-31查取。因 ,，經插值后可查得 ， 查?機械設計?附圖3-1的材料敏性系數(shù)為 ， 計算有效應力集中系數(shù)為 查表6-1-34得絕對尺寸影響系數(shù)；扭轉剪切尺寸影響系數(shù)。 軸按磨削加工，查表6-1-36得外表質量系數(shù)為 軸外表采用淬火進

57、行強化處理，查得強化系數(shù) 計算綜合系數(shù)為： 取碳鋼的特性系數(shù)為：， 計算疲勞強度平安系數(shù)： ＞＞=1.5 故可知其平安。 ⑶ 截面Ⅵ右側校核計算 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅴ左側的彎矩為 截面Ⅴ上的扭矩為 截面上的彎曲應力為 截面上的扭轉切應力為 選擇軸的材料時已查得：，， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)，與上述相同，那么： ， 材料敏性系數(shù)為 ， 計算有效應力集中系數(shù)為 由表6-1-34的絕對尺寸影響系數(shù)：；扭轉剪切尺寸影響系數(shù)：。 軸按磨削加工，查表6-1-36得外表質量系數(shù)為

58、 軸外表采用淬火進行強化處理，查得強化系數(shù) 計算綜合系數(shù)為 取碳鋼的特性系數(shù)為， 計算疲勞強度平安系數(shù)為 ＞＞=1.5 故可知該軸平安。 4.7.2 小鏈輪軸的設計計算 設計參數(shù)： 小鏈輪的輸入功率： 小鏈輪軸的轉速： 小鏈輪軸轉矩 1．選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。查表6-1-1得，，，。 2．初步確定軸的最小直徑［5］ 查表6-1-19，取A=120，那么有 考慮軸端有鍵槽，軸徑應增大,因軸端與聯(lián)軸器聯(lián)接，而為了和選定的YL5型凸緣聯(lián)軸器相配合，取。 3．軸的結構設計 ⑴ 擬定軸上零件的裝配方案 各零件的裝配方案見圖4-

59、6 圖4-6 軸的結構與裝配方案 ⑵ 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1〕 根據(jù)聯(lián)軸器的選擇知Ⅰ—Ⅱ直徑，長度。 2〕 為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，Ⅰ—Ⅱ段右端要有一軸肩，且設計Ⅱ—Ⅲ處安裝軸承，根據(jù)受力情況及拆裝方便的要求選擇深溝球軸承 查手冊表7-2-52,選擇61804系列深溝球軸承，其根本尺寸,那么該段直徑，由于該段右側對聯(lián)軸器進行定位，故該段長度要取比軸承寬度略大的值，取該段長。左端軸承利用軸肩定位，查得表7-2-52取61804系列深溝球軸承的定位軸肩高度，那么取Ⅲ—Ⅳ。 3〕 鏈輪至軸承要留有一定的空

60、間，?、簟醵巫鳛檫^渡段，其直徑，長。 4〕 由于小鏈輪尺寸非常小，故可將小鏈輪和軸做成一個整體〔如圖4-4〕其直徑，長。小鏈輪另一半結構尺寸關于小鏈輪對稱。 至此，小鏈輪軸上各段直徑和長度已全部確定。 ⑶ 軸上零件的周向定位 聯(lián)軸器與軸的周向定位，采用平鍵連接，由軸端直徑為查?機械手冊?，選擇A型平鍵，其尺寸為：。 ⑷ 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，圓角半徑見裝配圖。 至此，軸的結構設計根本完成 ⒋ 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖4-6做出軸的計算簡圖4-7。由結構圖確定軸承的支點位置，而軸承是作對稱布置的。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距59。根據(jù)軸的計算簡圖

61、做出軸的彎矩圖和扭矩圖4-7。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出小鏈輪處是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、及的值列于表4-6中〔參看圖4-7〕。 表4-6 載 荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 總彎矩 扭矩 ⒌ 按彎矩合成應力校核軸的強度［5］ 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面〔即危險截面C〕的強度。按式〔15-5〕及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查的。 因此＜，故平安。 圖4-7 軸的載荷分布

62、 ⒍ 精確校核軸的疲勞強度 ⑴ 判斷危險截面 Ⅰ—Ⅲ之間只受扭矩作用，雖然鍵槽及軸肩所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定的，所以Ⅱ、Ⅲ截面均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，Ⅳ和Ⅴ處應力集中最為嚴重；從受載的情況來看鏈輪中心處應力最大，但由于該處直徑較大且鏈輪和軸做成了一個整體，又無較大的應力集中，不必對其進行校核。所以危險截面為Ⅴ，只需校核該截面Ⅴ右側即可。 ⑵ 截面Ⅴ右側校核計算［2］ 抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 截面Ⅴ左側的彎矩為 截面Ⅴ上的扭矩為 截面上的彎曲應力

63、 截面上的扭轉切應力 選擇軸的材料時已查得：，， 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)，可由表5-1-31查取。因 ,，經插值后可查得 ， 查?機械設計?附圖3-1的材料敏性系數(shù)為 ， 計算有效應力集中系數(shù)為 查表6-1-34得絕對尺寸影響系數(shù)為 扭轉剪切尺寸影響系數(shù)為 軸按磨削加工，查表6-1-36得外表質量系數(shù)為 軸外表未經強化處理，即 計算綜合系數(shù)為： 取碳鋼的特性系數(shù)為：， 計算疲勞強度平安系數(shù)值，那么得 ＞＞=1.5 故可知其平安。 說明：由于Ⅴ截面左側尺寸比右側大，而應力集中狀況相同，故可知該側是平安

64、的不必單獨再次對其校核。即，該軸是平安的 4.7.3 大鏈輪軸的設計計算 設計參數(shù)： 大鏈輪的輸入功率： 大鏈輪軸的轉速： 大鏈輪軸轉矩： 1．選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。查表6-1-1，得，，， 2．初步確定軸的最小直徑［5］ 查表6-1-19，取A=120，于是得 考慮軸端有鍵槽，軸徑應增大,因軸端與聯(lián)軸器聯(lián)接，而為了和選定的YL2型凸緣聯(lián)軸器相配合，取。 3．軸的結構設計 ⑴ 擬定軸上零件的裝配方案 各零件的裝配方案見圖4-8 圖4-8 軸的結構與裝配方案 ⑵ 根據(jù)軸向定位要

65、求確定軸的各段直徑和長度 1〕 根據(jù)聯(lián)軸器的選擇知Ⅵ—Ⅶ段直徑，長度。 2〕 為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，Ⅵ—Ⅶ段右端要有一軸肩，且設計Ⅴ—Ⅵ處安裝軸承，根據(jù)受力情況及拆裝方便的要求選擇深溝球軸承 查手冊表7-2-52,選擇61804系列深溝球軸承，其根本尺寸,那么該段直徑，由于該段左側對聯(lián)軸器進行定位，右側用以套筒壓緊鏈輪以實現(xiàn)對鏈輪的軸向定位，同時利用套筒另一端對軸承進行軸向定位，這樣就分別保持了軸承與聯(lián)軸器和大鏈輪有一定距離，如下圖取套筒長，故設計該段長。軸承左邊利用軸承座定位。 3〕 Ⅳ—Ⅴ段安裝鏈輪根據(jù)設計知該段直徑，取長比輪轂寬度略小的值以便套筒對鏈輪進行軸向定位，

66、所以取該段長度。 4〕 大鏈輪左端Ⅲ—Ⅳ段做一直徑為，長度為的軸肩對其進行軸向定位。 5〕 Ⅰ—Ⅱ段安裝軸承，由上述所選軸承型號知該段直徑，長度；軸承左端用階梯軸對軸承進行軸向定位，查得表7-2-52取61804系列深溝球軸承的定位軸肩高度，那么知Ⅱ—Ⅲ段軸的直徑，長度取。 至此，大鏈輪軸上各段直徑和長度已全部確定。 ⑶ 軸上零件的周向定位 聯(lián)軸器與軸的周向定位，采用平鍵連接，由軸端直徑為14查?機械手冊?，選擇A型平鍵，其尺寸為：；大鏈輪周向定位同樣采用平鍵，由該段軸的直徑為，查得其根本尺寸為： ⑷ 確定軸上圓角和倒角尺寸 軸倒角為，圓角半徑見裝配圖。 至此，軸的結構設計根本完成 說明：由對小鏈輪軸的校核可知：無論是按彎扭合成應力校核軸的強度，還是精確校核軸的疲勞強度，其結果都遠遠大于要求。而大鏈輪軸受力情況與小鏈輪軸根本相同，且該軸的相關尺寸比小鏈輪略大，所以，無需對該軸再進行強度校核，其強度肯定滿足要求，故其平安。 4.8軸承校核 4.8.1蝸桿兩端軸承［5］ 選用7005C型角接觸球軸承,正裝，其根本額定動載荷C=11.5,額定靜載荷，蝸桿所受切向力