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附錄 附錄A 英文翻譯 非線性動力學齒輪系統(tǒng)的兩個階段與嚙合剛度波動、軸承的 靈活性和反彈 摘要： 這項工作調查研究線性動力學齒輪系統(tǒng)的兩個階段涉及到反彈和與實踐相關的嚙合剛度。本文主要包括建立一個12度的自由齒輪動態(tài)模型。該模型包括兩個階段的齒輪、三個軸和兩個代表負載、主要推動者和三個軸承的慣量。齒輪接觸的特點是剛度和反彈的周期性變化，這個可以導致接觸的損失。 非線性動態(tài)響應系統(tǒng)的研究多虧線性化技術，?這個技術將非線性系統(tǒng)分解為滿足一些條件的線性系統(tǒng)。每個系統(tǒng)得以解決是由于紐馬克迭代算法。結果獲得似乎是齒輪接觸的損失的現(xiàn)象，因為系統(tǒng)的電動機和接收組件之間的動態(tài)運動是不連續(xù)性的。 1、簡介： 齒輪是許多先進機器中最常見和最??重要的機械部件之一。理解振動信號的一種的改進，需要對起動齒輪故障做早期檢測以實現(xiàn)高可靠性。在機械工程中齒輪系統(tǒng)是一個重要的組成部分。他們已經(jīng)知道了一些技術的進步變得越來越具有可靠性和持久抵抗性。由于齒輪機制的技術優(yōu)勢，齒輪機制已被發(fā)明并在現(xiàn)代能量傳輸系統(tǒng)中廣泛應用。在能量傳輸和檢測儀表領域中使用的齒輪，變得幾乎無處不在，因為必須動態(tài)模型足夠的好，使它們有穩(wěn)定數(shù)值。 齒輪系統(tǒng)被用來降低轉速，增加可利用的扭矩，改變能量傳輸?shù)姆较蚝秃驮谝恍C器間分散可利用的能量。 Litak和Friswell研究的一個單一齒輪階段的純扭轉模型的動態(tài)行為。齒輪彈性模型通過時間改變，這最有代表性的是真實現(xiàn)象，其特征通過隨著時間接觸的齒輪數(shù)量決定。目前，一些研究企圖描述鋼針齒輪系統(tǒng)的非線性動力學影響了當處的外部激勵。事實上，線性模型不足以來描述真正的機械結構的動態(tài)行為。隨著非線性動態(tài)的非線性特點(如反彈)，已成為最有趣的研究課題。Kahraman and Singh提出扭轉影響模型。在數(shù)學模型中，彈性齒輪已被建模通過彈簧與時間變化的剛度，因為接觸的齒輪數(shù)量隨著時間而改變。此外，問題在于非線性，因為接觸失去典型的共振操作。因此，嚙合剛度由于多樣的齒輪接觸而隨時間變化，齒輪間的反彈使結構的復雜行為變得更難。由于這一缺陷，齒輪系統(tǒng)可以有規(guī)律或不根據(jù)系統(tǒng)參數(shù)振動。 在任何齒輪系統(tǒng)中反沖壓力是已被發(fā)現(xiàn)的最常見的故障，盡管有些反沖是任何齒輪系統(tǒng)最近本的。有很多關于齒輪系統(tǒng)非線性動力學的論文，并已取得許多重要成果。此外，一些不同的模型已被用于具有其他非線性特征的齒輪動態(tài)力學中，如滑動摩擦的齒輪動力學嚙合阻尼。 本文的主要目標是：（1）發(fā)明一個分析性模型用于兩個階段的正齒輪系統(tǒng)，包括基本機的變形如齒輪，軸和軸承。（2）齒輪間反彈的非線性，由于彈性齒輪負荷連續(xù)函數(shù)，（3）研究非線性動力學行為系統(tǒng)。 2、兩個階段的齒輪系統(tǒng)的非線性模型 齒輪細聽被用于工業(yè)部門（汽車，機械和直升機）由兩個或多個階段確保最小的減速比率和最大兩的接收轉矩。在本文中，非線性動力學模型兩個階段的齒輪減速考慮到齒輪的可變形性和非線性特征來自在工作中出現(xiàn)的齒輪接觸損失現(xiàn)象。動態(tài)模型和相關的物理模型在圖一中已列出。齒輪通過集中大量數(shù)據(jù)得以建模，因為每個齒輪有其預算的準確度（除了預先的每個等級的齒輪）。軸承齒輪通過齒輪計劃的線性彈簧得以建模。軸預算了不良的彈性。 廣義坐標向量的非線性動力學模型包括12個自由度，可以定義通過 這里xj和yj是軸承位移是齒輪的動態(tài)角位移，hi (i = 1, ...,4)是電機和閘的動態(tài)角位移。 本文中所研究的非線性動力學模型的特點是由12個自由度決定，它根據(jù)每個階段定義的兩個齒輪變量個變根據(jù)線性行為預設，并可以表達為 這里ri是齒輪基地半徑，表示壓力角。 3.齒輪接觸造型 從以上表述，齒輪系統(tǒng)不僅具有分段線性剛度，而且有時間變化參量。在本文中，研究拓展到非線性系統(tǒng)，當齒輪接觸根據(jù)線性行為通過時間變化剛度得以建模時，這考慮到一對或兩對齒輪接觸變化的選擇。 圖1。兩個階段的齒輪系統(tǒng)的物理模型和動態(tài)模型研究 時間的不同勵磁是網(wǎng)格頻率周期輪。齒嚙合剛度勵磁變化的平均值根據(jù)齒輪的類型考慮。幾個數(shù)值方法，包括有限元的工作，已發(fā)展到計算這個值。在每一個階段，嚙合剛度的變化，可以模擬一個周期性的方波函數(shù)（圖2）。 隨時間變化的齒輪嚙合剛度的極值定義為 這里s明確指定階段性數(shù)字（s=1:2），指定在階段的接觸率，這是齒輪的幾何特征，一般需要在1和2之間提供一個可觀值。然而，帕克等人。使用的整數(shù)值最小的振動水平，因為在這種特殊情況下，接觸齒輪的對數(shù)隨時間保持不變。這兩個網(wǎng)格的頻率是彼此相關的 這里Z2和Z3代表齒輪2和3 的齒數(shù)。 本文中考慮到的第二個勵磁是反彈和齒輪之間的。反彈距離是局限性的確保潤滑，消除干擾和擦傷。反彈被定義為超過一顆齒粒的厚度空間而變位。同樣可以被描述為在每個齒輪階段中心位置的變化。反彈指不能被夸大其工作需求，但它應該對潤滑有足夠的創(chuàng)造空間。 簡介反彈進入模型的缺陷，我們直接研究彈性嚙合力接觸損失根據(jù)被定義嚙合力連續(xù)性建模。圖3根據(jù)齒輪偏差了顯示了這種非連續(xù)性。 是由于反彈非線性均勻的功能沒有零值，被定義如下 這里2*bs呈現(xiàn)了在嚙合前齒輪間的反彈，如圖3所示 非線性功能定義在三個域。實際上，每個齒輪的接觸以三個方案齒輪組合為特征。三個方案總結在表1中。 圖2。齒輪嚙合剛度KS（T）的方波形式。 圖3。聯(lián)絡損失造型 齒輪之間引入反彈引起的接觸損失，特別是用于沒有或略有加載系統(tǒng)。這種影響的結果來自激烈的振動，噪聲和巨大的動態(tài)負載。它決定的齒輪系統(tǒng)的保真度和壽命。 4、非線性動力學問題的公式 這類系統(tǒng)的運動方程中存在反彈，成為極端地非線性。另一個重要的困難來自一次接觸齒輪對數(shù)的數(shù)量，造成等效變化齒輪嚙合剛度。在分析和解釋數(shù)值結果中，引入并合并這兩個因素。 拉格朗日形式主義用于列出非線性微分方程，支配動機系統(tǒng)的兩個階段齒輪的運動減少每一個系統(tǒng)的自由程度。這12個非線性系統(tǒng)的自由度一般矩陣形式被定義為： 這里是質量矩陣，指定的軸承和軸的固定剛度矩陣。 是非線性隨時間變化的嚙合剛度矩陣，它依賴于三個齒輪構造。在第一個案例里這是空的，那里齒輪偏值包括和接觸損失的領域。 非線性時變嚙合剛度矩陣定義 在最重要的工作中, 一直認為一種粘性阻尼可以減少振動的水平。的表達等效粘性阻尼的表達已給出（Rayleigh阻尼）： 這里和是阻尼系數(shù)，和是系統(tǒng)的平均剛度矩陣。系統(tǒng)的內部勵磁矢量是 非線性運動方程的解決方案已獲得并通過線性化技術，這其中包括打破了非線性系統(tǒng)的方程式，在一些線性系統(tǒng)下檢查方程式的一些條件（見表1）。本文所研究的非線性差異系統(tǒng)打破了在模型中一個反彈案例靜茹三個線系統(tǒng)和兩個反彈進入九個線性系統(tǒng)。每個線性系統(tǒng)的分辨率的得出感謝一步步迭代Newmark的放法[12]。初始條件定義為 這些條件暗示著齒輪接觸損失，當條件無效時，我們根據(jù)案例里每個階段齒輪撓度改變系統(tǒng)的公程式（表一）。方案京城是通過Newmark[12]的方法提出。每從一個案件到另一個與減少計算步驟有關，這將是最初的一步的100倍小于，因此，誤差最小化。 5、數(shù)值模擬及研究 實際上，這樣結構的振動測量軸承水平上用加速度。在本文中，我們對代表網(wǎng)格負載的動態(tài)組件很感興趣，通過計算算法對軸承加速度和角速度推導速度。 5.1一次反彈的案例 圖4代表第一個齒輪隨著時間在第一階段的反彈存在偏轉波動。“接觸損失代表當齒輪偏轉反彈的一半的損失。 0.02秒后，在接觸中齒輪經(jīng)常留有接觸損失現(xiàn)象會使其加速。第二顆齒輪偏轉圍繞零上下波動，但第一個非線性波動和頂部反彈的一半有關。 圖5所示，分別對每個齒輪接觸的網(wǎng)格負載的頻譜。網(wǎng)格負載被定義為非線性對稱函數(shù)。通過得以定義。我們清楚地看到在??每一個信號存在的幾個波峰。這些波峰對應的兩個網(wǎng)頻率FE1=1500 Hz和FE2=1000赫茲和他們的第一個諧波。 非線性頻譜的特點是增加了一個亮點，相應的固有頻率F1，F(xiàn)3和F5的系統(tǒng)。 圖6分別代表輸入和輸出軸承加速度頻譜。我們看到了存在的幾個峰對應的兩個網(wǎng)頻率分別為FE1=1500 Hz和FE2=1000Hz和他們的第一個諧波。非線性頻譜的特點是增加了對應系統(tǒng)的固有頻率。 圖7角的線性和非線性輸入齒輪、中間齒輪和輸出齒輪的角度波動速度。系統(tǒng)的線性速度和傳輸速度有關。在開始的時候，第一個齒輪的轉動和齒輪（2，3，4）和輸出輪保持靜止。經(jīng)過一個小的時間段后，由于反彈，齒輪（2，3，4）與輸出齒輪將加速并影響動周圍的線性角速度的波動。 表2 研究分兩個階段齒輪系統(tǒng)的參數(shù) 研究Walha等。 /機理及機械原理44（2009）1058至1069年 圖4。牙齒的時空偏轉波動（（ - ）：線性的行為，（...）：非線性行為。）：（一）第一顆牙的撓度和（乙）第二顆偏轉。 0.02秒后，線性和非線性響應變得非常密切，速度的波動將得到減弱。反彈的影響，最顯眼的是，當系統(tǒng)的方向速率受到非連續(xù)運動的頻繁逆轉時的情況。屬于這種類型的機制，包括增加機器人操作器和檢測故障嚴重降低他們的效果并變得越來越重要。 圖8代表時間速度相對齒輪的波動，在案例中一個反彈位于第一層面的第一階段的齒輪和第二齒輪的網(wǎng)格接觸。我們得出這樣的結論：與非線性速度相比，線性速度幅度增加。但是，只有在第一顆齒輪的接觸，我們清楚地看到接觸損失的現(xiàn)象時，相對的齒輪位移高于反彈的一半的值。 研究Walha等。 /機理及機械原理44（2009）1058至1069年 圖5。每個牙齒接觸網(wǎng)負荷譜（（ - ）：線性的行為，（...）：非線性行為）：（一）第一網(wǎng)格負載譜和（二）第二網(wǎng)格負載頻譜 圖6。攀枝花鋼鐵集團和輸出軸承加速度頻譜（（ - ）：線性的行為，（...）：非線性行為。）：（一）第一軸承的頻譜第三軸承加速度的加速度和（b）頻譜。 圖7。線性和非線性的角速度波動（（ - ）：線性的行為，（...）：非線性行為。）。 圖8。相對牙齒的波動速度以下，在位于第一階段齒輪間隙的情況下，牙齒位移：（一）第一個齒輪嚙合接觸及（B）第二齒輪嚙合接觸。 5.2反彈的兩種情況 圖9顯示了每個相對的齒輪位移的時間波動。通過比較圖4B和9A，我們觀察到，第一個接觸的齒輪保持第一個案例所研究的形式相同。但第二顆偏轉改變了形式，我們得出結論，當齒輪偏轉是反彈b2。0.02秒后，齒輪始終保持接觸和接觸損失的現(xiàn)象將被突破。在每一個階段，偏轉線性出輪圍繞零波動，但非線性波動的是頂部反彈的一半。 第二次反彈也影響到網(wǎng)格負載的非線性對稱函數(shù)。圖10顯示每增加兩網(wǎng)負荷不反彈的頻譜信號。頻譜上出現(xiàn)的波峰對應兩個頻率，他們的第一個諧波和固有頻率和。 當有沒有反彈，在齒輪之間沒有沖擊，因此信號幅度較低。小波紋是由于齒輪的彈性。但是，一旦引入非常低的反彈，網(wǎng)格負荷的振幅更高。關于這些波形的頻譜，我們總結兩個顯著特點：波峰突起較低時有反彈，幅度表明在存在反彈會傳播更快。這些都是直接沖擊現(xiàn)象的結果。 以同樣的方式，在系統(tǒng)中引入第二個反彈將延遲第二個齒輪網(wǎng)格接觸的轉體動作的傳遞。第二次反彈影響齒輪的角速度，特別是在延遲現(xiàn)象出現(xiàn)在齒輪（4）角速度上，因為只有一個小的工作時間段后的第二個階段，動能不轉移（圖11）。打開系統(tǒng)后，一段時間后的永久速度關系到第一個和第二個反彈的值。 研究Walha等。 /機理及機械原理44（2009）1058至1069年 圖9。牙齒的時空偏轉波動（（ - ）：線性的行為，（...）：非線性行為。）：（一）第一顆牙的撓度和（乙）第二顆偏轉 在齒輪反彈檢測的情況下，預計一個恒定的方波勵磁的齒輪的動態(tài)影響與反彈量會有所不同（即與配合面之間的間隙牙齒反彈）。這是因為清潔許可證“風”的傳動齒輪和增加其動能能源。 圖12顯示時間相關牙齒的速度波動，隨著兩種反彈的情況而產(chǎn)生位移，就是第一和第二階段齒輪的反彈。我們得出這樣的結論：線性振幅速度相比非線性振幅線性速度是有增加速的。以同樣的方式，我們清楚地看到，當每個相關的齒輪位移高于反彈值得一半時，就會出現(xiàn)接觸損失的現(xiàn)象。從這些結果，我們得出這樣的結論：傳動齒輪反彈的增加，將沖擊加載齒輪更大的初始速度，并會有更多的能量消散。 研究Walha等。 /機理及機械原理44（2009）1058至1069年 圖10。每個牙齒接觸網(wǎng)負荷譜（（ - ）：線性的行為，（...）：非線性行為）：（一）第一網(wǎng)格負載譜和（二）第二網(wǎng)格負載頻譜。 圖11。線性和非線性的角速度波動（（ - ）：線性的行為，（...）：非線性行為。 研究Walha等。 /機理及機械原理44（2009）1058至1069年 圖12。牙齒速度相對波動后牙位移的兩個位于兩個階段的齒輪抵制的情況下：（一）第一齒輪嚙合聯(lián)系和（b）第二齒輪嚙合接觸。 6、總結 本文發(fā)明兩個階段的齒輪系統(tǒng)的非線性動態(tài)模型，介紹了齒輪、軸承和軸的可變形性。非線性的起源是在工作齒輪之間的接觸損失。這種結構的動態(tài)行為的特點是其復雜性，復雜性主要來源于耦合時周期之間齒輪間反彈情況下網(wǎng)格反剛度的變動。該系統(tǒng)的非線性行為能得以分析研究，由于線性化的新技術，非線性系統(tǒng)的組成可分解成滿足一定條件的若干線性系統(tǒng)。線性分辨率要感謝紐馬克迭代算法。 對于低轉速，系統(tǒng)的特點是運動的連續(xù)性，這是由于非連續(xù)地輸入齒輪和輸出接收輪的動能轉移。最后，我們的研究豐富了當前文學上的非線性分析模型，因為主要的非線性不同微分方程與自由系統(tǒng)的單一度是不同的。本文推導出的結果可以由加速度計注冊的結果，可以與通過在軸承的加速裝置所記載的結果相比，這將在齒輪系統(tǒng)的維護階段使用。 參考文獻： [1] M. Maatar，一個齒輪系統(tǒng)，型材，組裝缺陷影響的動態(tài)行為分析的貢獻。論文INSA就里昂，1995年。 [2] G. Litak，M.I. friswell，齒輪系統(tǒng)的振動，混沌16（2003）145-150。 [3] G.R.帕克L.建，在兩個階段的齒輪系統(tǒng)嚙合剛度變化不穩(wěn)定，振動和聲學124（2002）68-76。 [4] Kahraman，R.辛格，一對齒輪非線性動力學，聲音和振動142（1990）49-75。 [5] N.薩卡，R.E.埃利斯，T.N.摩爾，間隙檢測，在適應機制：建模，仿真，與實驗，機械系統(tǒng)和信號處理11（3）（1997）391-408。 [6] Kahraman，R.辛格，時變嚙合剛度和間隙齒輪系統(tǒng)中的非線性聲雜志之間的相互作用 振動146（1991）135-156。 [7 D] Giagopulos，C. Salpistis，S. Natsiavas，對齒輪系統(tǒng)的故障檢測和鑒定中的非線性的影響，國際雜志非線性力學41（2006）213-230。 [8] G.R.帕克，S.M. vijayakar，T.，一對齒輪非線性動態(tài)響應Imajo：建模和實驗比較，聲雜志振動237（2000）435-455。 [9] R.J.開始比較，R.辛格，間隙多度的自由系統(tǒng)的頻率響應，聲音和振動142（1）（1990）101 - 124。 [10] S. Theodossiades，S. Natsiavas，定期剛度和間隙，聲雜志和振動229對齒輪系統(tǒng)的非線性動力學（2000）287-310。 [11]; Fakhfakh，L. Walha，J. Louati，M. Haddar，制造和裝配缺陷兩個階段的齒輪系統(tǒng)振動的影響，國際雜志先進制造技術26（4）（2005年）1-12。 [12] G. Dhatt，G. Touzot，有限元方法介紹，Maloine版，1984年。 [13] P. Velex，動態(tài)行為分析的并聯(lián)的齒輪系統(tǒng)，論文，1988年，里昂INSA就貢獻。 [14] K.J.黃，T.S.劉的動態(tài)剛度的方法，聲音與振動雜志234（2000）311-329齒輪的動態(tài)分析。 [15] Shena華，S.揚加，十Liub，基于增量諧波平衡的一個齒輪對時變剛度和間隙非線性動力學法，國際機械科學48（2006）1256年至1263年的雜志。 [16]鋁shyyaba，多meshgear列車使用多諧波平衡法的非線性動態(tài)分析A. Kahramanb：周期一議案，聲音與振動雜志284（2005）151-172。 [17] S. Theodossiades，S. Natsiavas，對齒輪系統(tǒng)非線性動力學定期剛度和間隙，聲雜志和振動229（2）（2000）287-310。 [18]正達羅杰斯，H.H. Mabie，C.F. reinholtz，生成的正齒輪與齒輪刀具，機制和機械原理25（6）（1990）623-634設計。 [19]; Walha，J. Louati，T. Fakhfakh，M. Haddar，兩個階段的齒輪系統(tǒng)的動態(tài)響應損壞牙齒缺陷，機械動力學學報問題29（3）（2005）107-124。 英文原文 32 XXXXXXX 畢業(yè)論文（設計）任務書 設計（論文）題目： 齒輪傳動實驗臺設計 學 號： XXXXXXX 學生姓名 XXXXXXX 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師姓名（職稱）： XXXXXXX（副教授） 機電 系（教研室）主任： 周 友 行 一、主要內容及基本要求： （1）分析齒輪傳動效率測試的基本原理及構思實驗臺的方案。 （2）完成實驗臺的傳動系統(tǒng)設計和結構設計。繪制實驗臺的裝配圖及主要的零件圖。要求圖紙工作量2.5張A0圖紙以上（AutoCAD繪圖）。 （3）設計說明書一份，電子文檔一份。 （4）英文文獻，翻譯資料一份。要求：3000個單詞以上，復印原稿，與翻譯稿（打印）同冊裝訂。 二、重點研究的問題： （1）齒輪實驗臺的原理研究。 （2）齒輪實驗臺的結構分析。 （3）齒輪實驗臺加載裝置設計。 三、進度安排 各階段完成的內容 起止時間 1 收集資料、查詢相關文獻 2011年1月8日～2月20日 2 弄懂原理進行方案構思與設計 2011年2月21日～ 3月8日 3 完成方案設計、原理設計、繪制原理圖 2011年3月9日～ 3月31日 4 繪制裝配圖和零件圖草圖 2011年4月1日～5月2日 5 完成裝配圖和零件圖的設計 2011年5月3日～5月15日 6 撰寫畢業(yè)設計論文及英文文獻翻譯 2011年5月16日～ 5月26日 7 交畢業(yè)設計論文及軟件，準備答辯 2011年5月 27 日～ 5月28日 五、應收集的資料及主要參考文獻 主要的收集資料有：機械設計手冊、以往實驗臺的設計資料 [1]張維凱，王曙光. AutoCAD2007中文版標準教程．北京:清華大學出版社，2007. [2]濮良貴，紀名剛.機械設計（第八版）.北京：高等教育出版社，2007. [3]徐灝．機械設計手冊．2版．第1、2、3、4、5卷．北京：機械工業(yè)出版社，2004. [4]吳宗澤．機械零件設計手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2006. [5]朱孝錄. 齒輪傳動設計手冊. 北京：化學工業(yè)出版社，2005. [6]成大先．機械設計手冊．4版．第1、2、3、4、5卷．北京：化學工業(yè)出版社，2002. [7]成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004. [8]吳宗澤，羅圣國.【機械設計課程設計手冊】.第三版.北京：高等教育出版社.2006. [9]周良德，朱泗芳.【現(xiàn)代工程圖學】.第1、21章.湖南：湖南科學技術出版社.2002. [10]孫恒，陳作模，葛文杰.【機械原理】第10章.第七版.北京：高等教育出版社.2005. [11]齒輪手冊編委會.【齒輪手冊上冊】.第二版.北京：機械工業(yè)出版社.2006. XXXXXXX 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 XXXXXXX 姓名 XXXXXXX 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 齒輪傳動實驗臺設計 評價項目 評 價 內 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 評閱人： 2012年5月 日 XXXXXXX 畢業(yè)設計說明書 題 目： 齒輪傳動實驗臺設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： XXXXXXX 姓 名： XXXXXXX 指導教師： XXXXXXX 完成日期： 2012年5月24日 目 錄 第一章 概述…………………………………………………………………1 1選題的依據(jù)…………………………………………………………… 1 2研究齒輪傳動試驗臺的意義………………………………………… 1 3國內外研究的進展…………………………………………………… 1 第二章 整體方案的選擇…………………… ………………………… 2 方案一……… ………………… ……………………………………… 2 方案二…………………………………………………………………… 2 方案的對比及確定……………………………………………………… 2 第三章 封閉式齒輪試驗臺的主要特性及用途…………………… 3 1 主要特性……………………………………………………………… 3 2 組成部分及工作原理………………………………………………… 3 3 其他說明……………………………………………………………… 3 第四章 加載器的方案選擇…………………………………………… 4 方案一…………………………………………………………………… 4 方案二…………………………………………………………………… 4 方案的對比及確定……………………………………………………… 5 第五章 關鍵零部件的設計與計算…………………………………… 6 一 齒輪的設計計算……………………………………………………… 6 1材料的選擇…………………………………………………………6 2按齒面接觸強度設計………………………………………………6 3按齒根彎曲強度設計………………………………………………7 4幾何尺寸計算………………………………………………………8 5驗算…………………………………………………………………8 6齒輪結構設計………………………………………………………8 二 軸的設計計算…………………………………………………………10 1取材……… …………… ……………………………………… 10 2按許用扭應力初步估算軸徑…………………………………… 10 3軸的機構設計…………………………………………………… 10 三 滾動軸承的選擇與壽命計算……………………………………… 15 四 聯(lián)軸器的選擇……………………………………………………… 16 1概述……………………………………………………………… 16 2彈性柱銷聯(lián)軸器的結構………………………………………… 16 第六章 傳感器的選擇…………………………………………………… 17 1概述……………… …………………………………………………… 17 2傳感器的分類……………………………………………… ………… 18 3傳感器的選用及其特性……………… ……………………………… 19 4使用特別注意事項……………………………………………………… 22 總結及致謝…………………………………………………………………… 23 參考文獻…………………………………………………………… 24 齒輪傳動實驗臺 摘要：齒輪傳動試驗臺是用試驗的方法研究齒輪傳動的各種失效形式并測定其承載能力、傳動效率及有關性能的基本手段，齒輪是各種機器上必不可少的傳動零件，對齒輪的各項性能進行測試是保證機器性能的重要途徑。針對齒輪傳動綜合性能測試的研究已成為現(xiàn)代測試技術的一個重要研究方向。構建齒輪傳動綜合測試系統(tǒng)同樣對機械傳動設備的開發(fā)和研究具有重要理論價值和經(jīng)濟價值。 本文對齒輪傳動試驗臺作出了方案比較并采取了最優(yōu)方案來對齒輪試驗臺進行設計，并且對其關鍵零部件齒輪、軸、齒輪箱、加載器進行了設計，對軸承、聯(lián)軸器、傳感器進行了選取，通過各部件之間的相互配合，可測定齒輪的承載能力、傳動效率及有關性能。 關鍵詞：齒輪、實驗臺、承載能力、傳動效率等。 Gear transmission test rig Summary：Gear transmission test sets of the basic means of the various failure modes of determination of their carrying capacity, the transmission efficiency and performance test method of the gear transmission, gear transmission parts is essential for a variety of machines, all the gearperformance testing is an important way to ensure that the machine performance. Comprehensive performance testing of the gear transmission has become an important research direction of the modern testing technology.。The gear drive test system is constructed to the same mechanical equipment development and research has important theoretical value and economic value。 In this paper, Of gear test rig Make the program compare And take the optimal solution to design the gear test rig，The interaction between the various components，Determination of the carrying capacity of gear、Transmission efficiency And related performance。 Keyword：Gear test rig, carrying capacity, transmission efficiency. 第一章 概述 1選題的依據(jù) 隨著機械工業(yè)的發(fā)展和科研水平的不斷提高，對機械傳動產(chǎn)品的實驗與檢測手段不斷提出了更高的要求。傳動試驗臺是用試驗的方法研究機械傳動的各種失效形式并測定其承載能力、傳動效率及有關性能的基本手段。長期以來我國的傳動試驗臺的研制基本上還停留在傳統(tǒng)的人工方式水平上，主要類型為以機械力或液壓力加載的機械功率流開放式試驗臺，機械功率流封閉式試驗臺和用發(fā)電機作負載的電功率封閉式試驗臺。這些試驗臺或由于節(jié)能或由于加載方面各具特色，但都存在一個共同的缺點，那就是自動化程度低，很難按事先設計的試驗過程進行實驗，無法模擬實際工況對各種機械傳動產(chǎn)品進行試驗，因此試驗結果與實際情況總免有相當距離，這在很大程度上影響了試驗數(shù)據(jù)對機械傳動產(chǎn)品的設計、生產(chǎn)的指導作用。傳動試驗平臺大多采用人工操縱方式，試驗過程的監(jiān)控及試驗數(shù)據(jù)的采集和處理都較麻煩且準確性低，不易實現(xiàn)多參數(shù)自動控制和失效判定。 2研究齒輪傳動試驗臺的意義 隨著科技的不斷發(fā)展，人們創(chuàng)造了各種各樣的機械以達到減輕體力勞動和提高生產(chǎn)率的目的。針對機械傳動綜合性能測試的研究已成為現(xiàn)代測試技術的一個重要研究方向。構建機械傳動綜合測試系統(tǒng)同樣對機械傳動設備的開發(fā)和研究具有重要理論價值和經(jīng)濟價值。齒輪是各種機器上必不可少的傳動零件，對齒輪的各種性能進行測定是保證齒輪可靠使用的必經(jīng)之路。 3國內外研究的進展 隨著機械傳動技術的發(fā)展,人們發(fā)現(xiàn)各種機械傳動產(chǎn)品在室內距離定載荷壽命試驗與生產(chǎn)現(xiàn)場試驗結果有很大的差距，因此國內外有關學者一直致力于在實驗室模擬機械傳動產(chǎn)品的實際工況進行機械傳動產(chǎn)品的壽命和性能試驗。比如自1989年以來，德國大眾公司、美國GM公司和斯太爾公司都在研制能模擬汽車行駛工況的傳動系綜合實驗臺，日本也有人在從事有直流電機模擬發(fā)電機載荷的研究并申請了專利。國內目前這方面的研究正處于起步階段，從事這方面研究的局限于高等院校，如重慶大學，重慶工學院等相繼建立了機械傳動試驗臺。目前絕大多數(shù)實驗臺只能進行恒定載荷加載或簡單的程序控制階梯加載，實驗結果與現(xiàn)場測試依然有較大的差距。 第二章 整體方案的選擇 方案一：開放式試驗臺 試驗臺設備由原動機、齒輪裝置和耗能負載三部分組成。所謂開放式功率流，就是齒輪傳動所傳遞的功率由電動機傳來，經(jīng)過齒輪傳動和實驗裝置中的所有傳動件，最后傳到耗能裝置，即加載裝置。開放式試驗臺加載之后，所需功率全部消耗在加載中，損失功率大，它只適合用于小功率短周期工作的齒輪實驗裝置。 方案二：封閉式試驗臺 封閉式試驗臺分為電封閉式與機械封閉式兩大類。電封閉式試驗臺，由電動機帶動實驗齒輪箱，再帶動發(fā)電機，發(fā)電機再返回到電動機，形成封閉系統(tǒng)，它可以節(jié)約50%的電能，但是電動機與發(fā)電機的功率至少與實驗齒輪箱的功率相等。因此，電封閉式試驗臺也不適用大功率實驗裝置。適用于大功率實驗裝置的是機械封閉式試驗臺。機械封閉式試驗臺由電動機、陪試齒輪箱、被試齒輪箱、加載裝置、轉矩轉速傳感器五大部分組成，所有實驗臺零部件都安裝在工作臺上，再設計中采用兩個相同的被試齒輪。一個減速，一個加速，且速比相同。當被測對象的中心距不同時，改變的僅僅是兩個被試齒輪的中心距，而對于整個試驗臺的傳動路線不會產(chǎn)生影響。這種加載方法具有簡單可靠，操作方便，加載范圍大等優(yōu)點。 方案的對比及確定 綜上所述：封閉式試驗裝置相對于開放式實驗裝置有著明顯的優(yōu)越性。機械封閉式試驗臺相對于電封閉式試驗臺適用范圍更廣。因此，本設計采用的是機械封閉式實驗裝置，技術指標為整套系統(tǒng)的傳動效率。 第三章 封閉式齒輪試驗臺的主要特性及用途 1 主要特性 本試驗臺為封閉功率，采用直流電動機驅動，能在運行中進行雙向加載。 本試驗臺的最大封閉功率為4KW，如該為單向加載最大封閉功率可達6KW。轉速取1000r/min。 本實驗臺配有測量封閉扭矩及電動機扭矩的傳感器。這種傳感器靜態(tài)標定誤差滿載時低于0.2%。 本試驗臺可進行以下試驗 a 齒輪效率。 b齒輪的承載能力（可按載荷譜模擬實際工作狀態(tài)進行強度及壽命試驗）。 2 組成部分及工作原理 齒輪箱：被試驗齒輪及陪試齒輪箱為結構及尺寸基本相同，傳動比為1:1的兩個齒輪箱，均安裝在同一底板上。 加載器：用套筒滾珠及左右螺旋輪組成機械式加載器。用專用鉤子，扳手旋動加載螺旋通過軸承及拉桿拉動套筒而使左右旋的螺旋輪作反向旋轉從而使齒輪加載。 扭矩傳感器：扭矩傳感器的軸上安裝有兩組旋轉變壓器，其中一組傳遞電源，另一組傳遞扭矩信號.旋轉軸上的應變橋檢測到的mＶ級扭矩信號被高精度儀表放大器放大后,再經(jīng)過Ｖ/Ｆ轉換器變換成與扭矩成正比的方波信號。通過軸上的旋轉變壓器,非接觸地傳遞到軸外接受器上，從而輸出同扭矩成正比的方波頻率的數(shù)字信號。 驅動電機：本試驗臺采用4KW直流電動機驅動。電機由可控硅無極調速設備控制。 3 其他說明： 一般教學實驗求效率，可認為兩齒輪效率相等，用下式求效率（η）是足夠精確。 η== 式中T封——封閉扭矩 T電——電機扭矩 η總——總效率 兩齒輪的材料或工藝等條件不同時，可先用此法求得陪試齒輪箱的效率，再更換被試齒輪測效率，則 η= 做強度或壽命試驗時，由于運轉時間長，為了防止由于振動等原因引起加載器螺旋旋松動而使載荷下降，應用專用的內六角扳手，擰緊加載螺旋端的內六角螺旋釘使用螺旋與螺母鎖緊。 第四章 加載器的方案選擇 方案一：加重式機械加載器 結構原理 加重式機械加載器結構原理如下圖所示。由圖可知，試驗臺空載時，懸臂齒輪箱的杠桿通常處于水平位置，當加上一定載荷之后，懸臂齒輪箱會產(chǎn)生一定角度的翻轉，這時扭力軸將有一力矩T9作用于齒輪9，萬向節(jié)軸也有一力矩T9’作用于齒輪9’。當電機順時針方向以角速度ω轉動時，T9與ω的方向相同，T9’與ω方向相反，故這時齒輪9為主動輪，齒輪9’為從動輪，同理齒輪5’為主動輪，齒輪5為從動輪。 圖4.1 加重式機械加載器結構原理圖 加重式機械加載器的特點 加重式機械加載器的特點是結構簡單，成本低，操作方便可靠，但是由于其加載裝置裸露在外，容易受外界環(huán)境的干擾，抗干擾能力不強。 方案二：螺旋滾珠式機械加載器 結構原理 螺旋滾珠式機械加載器結構原理如圖所示。其實現(xiàn)加載的過程如圖4.2：旋轉加載螺旋（2）使其作軸向移動，通過滾動軸承及橫鍵（3），拉桿（4），推(或拉)動套筒（6）也作軸向移動。由于套筒兩端裝有兩圈鋼珠，鋼珠的一半嵌在套筒內，與套筒在圓周上及軸向均不能相對運動，鋼珠的另一半又相應的嵌在左右螺旋槽輪（5，7）的螺旋槽中，（槽的截面為半圓形），套筒（6）的軸向移動通過兩端的鋼珠，迫使左右螺旋槽輪（5，7）作反向旋轉，經(jīng)過聯(lián)軸器（1，8），使圖中的a,a’齒輪反向旋轉，再通過與之嚙合的b,b’齒輪，使聯(lián)接b,b’齒輪的扭力軸產(chǎn)生扭轉彈性變形，這種彈性變形的恢復力使兩對齒輪a,b和a’,b’齒面受壓，達到增加齒面載荷的目的。 與加載螺旋（2）相連的滾珠軸承外圈是不旋轉的，而內圈，橫鍵（3），拉桿（4），套筒（6），左右螺旋槽輪（5，7）等部件都是在實驗轉速下旋轉的，也即加載螺旋（2）的運動與試驗臺是否處于運動狀態(tài)無關，因此，可以實現(xiàn)在空載啟動，在運轉狀態(tài)下改變載荷。加載螺旋（2）可以手動控制，也可以用渦輪蝸桿機動控制（圖中未畫出）。 加載螺旋（2）正反向旋轉，使套筒（6）可以左右移動，從而迫使左右螺旋槽輪（5，7）改變方向旋轉，實現(xiàn)齒輪正反方向被加上載荷。如圖所示，套筒（6）移動的方向不同，也即使齒輪所受載荷的方向亦不同。 1.，8——聯(lián)軸器 2——加載器 3——橫鍵 4——拉桿 5，7——左右螺旋槽輪 6——套筒 圖4.2 螺旋滾珠式機械加載器結構圖 由圖中可以看出，當套筒（6）使兩圈鋼珠原始位置在左右螺旋槽輪（5，7）的中間位置時，左右移動套筒，可使被試齒輪正反方向加上載荷。若套筒（6）使兩圈鋼珠的原始位置在左右螺旋槽輪（5，7）的一端（最左或最右），則套筒（6）向另一端（向右或向左）移動的距離將加大一倍，就可使被試齒輪在一個方向上加上兩倍于雙向加載時的載荷，即如果加載器設計為正反向最大扭距為1000N.M時，若作為單向加載用，則可達到2000N.M，使加載器的使用范圍擴大。 螺旋滾珠式機械加載器的特點 螺旋滾珠式機械加載器除了結構簡單，投資少，操作方便可靠，封閉式的加載裝置防干擾能力強。最大的特點是實現(xiàn)了在運轉狀態(tài)逐漸改變載荷的大小和方向，更能真實地反映生產(chǎn)實際。 方案的對比及確定 綜上所述：螺旋滾珠式機械加載器相對于加重式機械加載器的封閉性強、抗干擾能力強，能夠滿足本設計的要求，因此，選擇方案二來完成本設計。 第五章 關鍵零部件的設計與計算 一 齒輪的設計計算 已知的參數(shù)電動機功率P=4KW最高轉速n=1000r/min。 選用直齒圓柱之論傳動 1.材料的選擇. 由實驗臺的要求可以知道,兩個齒輪箱完全一樣,因此所設計的次輪完全一樣,取材料為45鋼(調質)硬度為240HBS，齒數(shù)選擇=71。試驗臺為一般工作機器，速度高，故選用七級精度。 2.按齒面接觸強度設計 由《機械設計》設計計算進行計算,即 2.1 確定公式中的參數(shù) (1)選擇載荷系數(shù)1.3 (2)計算齒輪的轉矩=9550*p/n=38200Nmm (3) 由《機械設計》表10-7選取齒輪寬度系數(shù)得=0.2 (4)由《機械設計》表10-6查得材料彈性系數(shù) =189.8MPa (5)由《機械設計》圖10-21d查得齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa (6)由《機械設計》式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N=60njLh=6010001(2830015) =4.32 (7)由《機械設計》圖10-19差得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 = KHN2 =0.93 (8)計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%,安全系S=1,由《機械設計》式(10-12) = =0.93550=511.5MPa 2.2 計算 (1)計算齒輪分度圓直徑 dt≧2.323Kt·T1?du±1u(ZEσH)2=2.3231.3*3.82*1040.21+11(189.8511.5)2=94.87mm (2)計算圓周速度v v==π*94.87*100060*1000=4.97m/s (3)計算齒寬b b==0.294.87=18.974mm (4)計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù)m==94.87/71=1.34 齒高h=2.25m=2.25*1.34=3 b/h=18.974/3=6.32 (5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=4.97m/s,七級精度，查得動載荷系數(shù)=1.10 直齒輪,假設/b<100N/mm.由《機械設計》表10-3查得 ==1.2; 由《機械設計》表10-2C查得使用系數(shù)=1; 由表10-.4查得7級精度.齒輪相對支撐非對稱布置時 =1.12+0.18(1+0.6)+0.23×18.974=1.13 由b/h=18.974,= 1.13查《機械設計》圖10-13得 =1.1 所以K==1.1*1*1.2*1.1=1.452 (6)按實際載荷系數(shù)校正所計算的分度圓直徑,由《機械設計》式10-10a得 =d1t31.452/1.3=98.4 (7)計算模數(shù)m=d1/Z1=1.39 3.按齒根彎曲強度設計 3.1 由《機械設計》公式 10-5得 m≥32KT1?dZ2YFaYSaσF 由《機械設計》圖10-28c 查的齒輪彎曲疲勞強度極限=380MPa 由《機械設計》圖 10-18查的彎曲壽命系數(shù)=0.88 (2)c計算彎曲許用應力 (3)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機械設計》公式10-12得 ===238.86MPa (4)計算載荷系數(shù) K==1.1*1*1.2*1.1=1.452 (5)查取齒形系數(shù) 由《機械設計》10-5可查得 =2.24 (6)查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》10-5可查得 =1.75 (2)計算 = =0.01641 3.2 設計計算 m≥32KT1?dZ2YFaYSaσF=1.217mm 對比計算結果, 由齒面接觸強度的模數(shù)m大于齒根彎曲強度計算的模數(shù).由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于齒根彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸強度所決定的承載能力,僅于齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關,根據(jù)試驗臺的尺寸要求取標準值m=3。 4幾何尺寸計算 (1) d=mz=371=213mm (2)中心矩a=d=mz=213mm 圓整為210mm (3)齒寬 b=?dd1=0.2210=42 人為加寬5到10 則齒寬b=50 5驗算 = =358.69N 則 ==7.1738〈 100N/min 因此，齒輪的參數(shù)符合條件。 6齒輪結構設計： 取 HAX=1 CX=0.25 X=0 則 HA=hax*m=1*3=3 HF=(hax+cx)m=1.25*3=3.75 D=MZ=213 DA=D+2*HA=213+2*3=219 DF=D-2*HF=205.5 由于分度圓直徑較大，故采用四孔板式結構。齒輪簡圖如下： 圖5.1 齒輪結構圖 二 軸的設計計算 已知軸的轉速為1000r/min，軸的功率為4KW,于是能得到軸的轉矩為 T=9.55*1061000=38200Nmm 1取材 選取軸的材料為45號調質處理, 由《機械設計》表15-3查得 Ao的范圍是103~126，取Ao=112 2.按許用扭應力初步估算軸徑 由《機械設計》表 15-2知 有 T---加載器的扭矩 n---軸的轉速 所以=112341000=17.78mm 而輸出軸的最小直徑安裝在聯(lián)軸器上，所以取輸出軸的最小直徑為38mm。 3軸的結構設計 3.1 擬定軸上零件的裝配方案，如圖5.2所示： 圖5.2 軸上零件的裝配方案 3.2 根據(jù)軸向定位要求，確定軸各段直徑和 長度 （1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ—Ⅱ，Ⅷ—Ⅸ軸段的左右端需制定軸肩，故?、颉?，Ⅶ—Ⅷ軸段的直徑為42mm。半軸器與軸配合的孔長度為80mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的斷面，故這段長度應略短些。取LⅠ—Ⅱ=LⅧ—Ⅸ=70mm。 （2）初步選擇深溝球軸承 因為此軸上安裝的是圓柱直齒輪，只有徑向力而無軸向力的作用，軸轉速高達1000r/min，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)軸段直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取滾動軸承型號6213，dⅢ—Ⅳ=dⅦ—Ⅷ=65mm，兩端軸承采用軸承端蓋和套筒進行軸向定位。 （3）取安裝齒輪處的軸段Ⅴ—Ⅵ直徑為dⅤ—Ⅵ=75mm，已知齒輪輪寬為50mm，為了使套筒斷面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪寬，故取LⅤ—Ⅵ=48.齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07d,取h=7.5mm,則軸環(huán)處直徑dⅣ—Ⅴ=90mm，軸環(huán)寬度b=1.4h，取LⅣ—Ⅴ=8mm。 （4）取齒輪距箱體內壁的距離為26mm，為了方便裝配，軸承一端應該凸出軸段，取凸出1mm，則LⅢ—Ⅳ=LⅥ—Ⅶ=26+1+23=50mm。 （5）軸承端蓋的總長度為20mm，墊圈的寬度為5mm,取軸承端蓋與半聯(lián)軸器端面的距離為5mm，故LⅡ—Ⅲ=LⅦ—Ⅷ=30mm。至此已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3.2 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由手冊 查得齒輪處鍵的尺寸為b*h*l=10mm*,8mm*36mm(GBT1906-2003)，同時為了出輪與軸有良好的對中性，故選擇齒輪與軸的配合為?75H7/K6。同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，采用平鍵為10mm*8mm*56mm(GBT1906-2003)。半聯(lián)軸器與軸的配合為?45m6。滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為K6。 3.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計》表15-2取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑見圖（軸〈2〉）。 3.5 求軸上的載荷 已知齒輪分度圓直徑為213mm 因為齒輪為標準圓柱直齒輪，所以αn=20° 根據(jù)《機械設計》表15-3得 Fr=Fttanα=130.55N 首先根據(jù)軸的結構簡圖作出軸的計算簡圖a。 因為T=38200Nmm，取軸承的效率為0.98，則齒輪處傳遞的功率為P2=4*0.98=3.92KW，則可計算出齒輪處傳遞的轉矩T2=9550000*3.92/1000=37436Nmm。又知齒輪的分度圓直徑為213mm，則可計算出齒輪處的切向力為Ft=2T/R=2*37436/213=351.5N，徑向力Fr=Ft*tan20°=127.94N。 在V平面內進行分析，其圖如圖b，可計算出Fv1=166.5，F(xiàn)v2=185，其彎矩如圖c。 在H平面內進行分析，其圖如圖d，可計算出Fh1=60.6，F(xiàn)h2=67.34，其彎矩如圖e。 將V平面和H平面合成，其總彎矩如圖f。其轉矩如圖g。 M=MH2+MV2 經(jīng)計算總彎矩MH= Fh1*L1=4242 Nmm MV= Fv1*L1=11655 Nmm 得M=12402.97 Nmm 3.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即裝齒輪軸段的截面）的強度。取α=0.6 軸的彎扭合成強度條件為《機械設計》公式15-5， 即 由《機械設計》表15-1查得[σ-1]為60 查《機械設計》表15-4可知W取0.1d3 則 σca=M2+(0.6T)20.1d3=0.62 MPa60 圖5.3 彎扭合成應力圖 三 滾動軸承的選擇與壽命計算 根據(jù)軸的結構設計,根據(jù)載荷方向知,受徑向載荷,所以可以選擇深溝球軸承,初步選擇滾動軸承:6213 對于具有基本額定動載荷C的軸承，當它所受的當量動載荷為P時，其壽命計算公式為 Lh=10660n(CP)ε 式中：的單位為 --是基本額定動載荷，單位為可KN,取C=44KN --為指數(shù)，對于滾子軸承，對于球軸承， --是軸的轉速，=1000 --是當量動載荷, 單位為,式中是軸向載荷，是徑向載荷。 其中的徑向載荷即為由外界作用到軸上的徑向力在各軸承上的徑向載荷；但其中的軸向載荷并不完全由外界的軸向作用力產(chǎn)生，而是應該根據(jù)整個軸向載荷（包括因徑向載荷產(chǎn)生的派生軸向力）之間的平衡條件得出,而由題意知深溝球軸承只承受徑向載荷X=1，Y=0,即1367.02N。 實際中,在許多支撐中還會出現(xiàn)一些附加載荷,如沖擊力,不平衡作用力,慣性力,以及軸撓曲或軸承座變形產(chǎn)生的附加力等等,因此可對當量動載荷乘勝一個根據(jù)經(jīng)驗而定的載荷系數(shù),有《機械設計》表13-6查得=1.2所以 P==1640.424N=1.64KN =321866h=36.7年 故所選軸承能滿足壽命要求。 四 聯(lián)軸器的選擇 彈性聯(lián)軸器 1.概述 彈性聯(lián)軸器除了能補償兩軸相對位移，降低對聯(lián)軸器安裝的精確對中要求外，更重要的是能夠緩和沖擊，改變軸系的自振頻率，避免發(fā)生嚴重的危險性振動。 彈性聯(lián)軸器利用彈性元件的彈性變形來補償兩軸相對位移，因而可動元件之間的間隙小，特別適宜于需要經(jīng)常起動或逆轉的傳動。 對彈性聯(lián)軸器的要求有： （1）.強度高，承載能力大，在有可能發(fā)生扭振或存在瞬時尖峰載荷的場合，要求聯(lián)軸器的許用瞬時最大轉矩為許用長期轉矩的三倍以上。 （2）.彈性高，阻尼大，具有足夠的減震能力，把沖擊和振動產(chǎn)生的振幅降低到允許的范圍以內。 （3）具有足夠的補償能力，滿足安裝和工作時兩軸發(fā)生相對位移的需要。 （4）工作可靠，性能穩(wěn)定； （5）結構簡單，體積小，重量輕，裝拆方便，維護容易，價格低廉。 2. 彈性柱銷聯(lián)軸器的結構 根據(jù)封閉式齒輪試驗臺各方面的要求,以及彈性柱銷聯(lián)軸器的特點,在封閉式齒輪試驗臺中所用的聯(lián)軸器均使用彈性柱銷聯(lián)軸器。 彈性柱銷聯(lián)軸器利用若干非金屬材料制成的柱銷置于兩半聯(lián)軸器凸緣上的孔中，以實現(xiàn)兩半聯(lián)軸器的聯(lián)接。由于柱銷與柱銷孔為間隙配合，且柱銷富有彈性，因而獲得補償兩軸相對位移和緩沖性能。為了改善柱銷與柱銷孔的接觸條件和補償性能，柱銷的一端制成鼓型。 柱銷的材料目前主要用MC尼龍6制成，其抗拉強度,其抗彎強度，抗壓強度，抗剪強度。 因為從電動機輸出的軸直徑為38mm的軸，傳感器為標準件，選用的是小徑為38mm的，因此彈性柱銷聯(lián)軸器選用HL3型的，許用轉矩為630N.m的，軸孔直徑30~48。 第六章 傳感器的選擇 1 概述 信息處理技術取得的進展以及微處理器和計算機技術的高速發(fā)展，都需要在傳感器的開發(fā)方面有相應的進展。微處理器現(xiàn)在已經(jīng)在測量和控制系統(tǒng)中得到了廣泛的應用。隨著這些系統(tǒng)能力的增強，作為信息采集系統(tǒng)的前端單元，傳感器的作用越來越重要。傳感器已成為自動化系統(tǒng)和機器人技術中的關鍵部件，作為系統(tǒng)中的一個結構組成，其重要性變得越來越明顯。 最廣義地來說，傳感器是一種能把物理量或化學量轉變成便于利用的電信號的器件。國際電工委員會(IEC:International Electrotechnical Committee)的定義為：“傳感器是測量系統(tǒng)中的一種前置部件，它將輸入變量轉換成可供測量的信號”。按照Gopel等的說法是：“傳感器是包括承載體和電路連接的敏感元件”，而“傳感器系統(tǒng)則是組合有某種信息處理(模擬或數(shù)字)能力的傳感器”。傳感器是傳感器系統(tǒng)的一個組成部分，它是被測量信號輸入的第一道關口 。 進入傳感器的信號幅度是很小的，而且混雜有干擾信號和噪聲。為了方便隨后的處理過程，首先要將信號整形成具有最佳特性的波形，有時還需要將信號線性化，該工作是由放大器、濾波器以及其他一些模擬電路完成的。在某些情況下，這些電路的一部分是和傳感器部件直接相鄰的。成形后的信號隨后轉換成數(shù)字信號，并輸入到微處理器。 德國和俄羅斯學者認為傳感器應是由二部分組成的，即直接感知被測量信號的敏感元件部分和初始處理信號的電路部分。按這種理解，傳感器還包含了信號成形器的機械動力設備的扭矩變化是其運行狀況的重要信息, 扭矩測試是各種機械產(chǎn)品開發(fā)、質量檢驗、優(yōu)化控制、工況監(jiān)測和故障診斷等必不可少的內容。扭矩傳感器已廣泛應用于各種機械設備的動力驅動系統(tǒng)優(yōu)化設計和智能控制上。目前,國內外研制和開發(fā)的扭矩傳感器種類很多,從原理上講,主要分為應變型、磁彈性型、轉角型和其他型等四種。 傳感器系統(tǒng)的性能主要取決于傳感器，傳感器把某種形式的能量轉換成另一種形式的能量。有兩類傳感器：有源的和無源的。有源傳感器能將一種能量形式直接轉變成另一種，不需要外接的能源或激勵源。 無源傳感器不能直接轉換能量形式，但它能控制從另一輸入端輸入的能量或激勵能傳感器承擔將某個對象或過程的特定特性轉換成數(shù)量的工作。其“對象”可以是固體、液體或氣體，而它們的狀態(tài)可以是靜態(tài)的，也可以是動態(tài)(即過程)的。對象特性被轉換量化后可以通過多種方式檢測。對象的特性可以是物理性質的，也可以是化學性質的。按照其工作原理，傳感器將對象特性或狀態(tài)參數(shù)轉換成可測定的電學量，然后將此電信號分離出來，送入傳感器系統(tǒng)加以評測或標示。 各種物理效應和工作機理被用于制作不同功能的傳感器。傳感器可以直接接觸被測量對象，也可以不接觸。用于傳感器的工作機制和效應類型不斷增加，其包含的處理過程日益完善。 與當代的傳感器相比，人類的感覺能力好得多，但也有一些傳感器比人的感覺功能優(yōu)越，例如人類沒有能力感知紫外或紅外線輻射，感覺不到電磁場、無色無味的氣體等。 對傳感器設定了許多技術要求，有一些是對所有類型傳感器都適用的，也有只對特定類型傳感器適用的特殊要求。針對傳感器的工作原理和結構在不同場合均需要的基本要求是： 1)高靈敏度 2)抗干擾的穩(wěn)定性(對噪聲不敏感) 3)線性　　容易調節(jié)(校準簡易) 　4)高精度　　5)高可靠性 　　6)無遲滯性　　7)工作壽命長(耐用性) 8)可重復性　　9)抗老化 　　10)高響應速率　　11)抗環(huán)境影響(熱、振動、酸、堿、空氣、水、塵埃)的能力 12)選擇性13)安全性(傳感器應是無污染的) 14)互換性15)低成本 寬測量范圍16)小尺寸、重量輕和高強度寬工作溫度范圍 。 2 傳感器的分類 可以用不同的觀點對傳感器進行分類：它們的轉換原理(傳感器工作的基本物理或化學效應)；它們的用途；它們的輸出信號類型以及制作它們的材料和工藝等。 根據(jù)傳感器工作原理 可分為物理傳感器和化學傳感器二大類,傳感器工作原理的分類物理傳感器應用的是物理效應，諸如壓電效應，磁致伸縮現(xiàn)象，離化、極化、熱電、光電、磁電等效應。被測信號量的微小變化都將轉換成電信號。 化學傳感器包括那些以化學吸附、電化學反應等現(xiàn)象為因果關系的傳感器，被測信號量的微小變化也將轉換成電信號。有些傳感器既不能劃分到物理類，也不能劃分為化學類。大多數(shù)傳感器是以物理原理為基礎運作的。化學傳感器技術問題較多，例如可靠性問題，規(guī)模生產(chǎn)的可能性，價格問題等，解決了這類難題，化學傳感器的應用將會有巨大增長。 　常見傳感器的應用領域和工作原理見下表。 按照其用途 傳感器可分類為： 壓力敏和力敏傳感器 位置傳感器 液面?zhèn)鞲衅?能耗傳感器 速度傳感器 熱敏傳感器 加速度傳感器 射線輻射傳感器 振動傳感器 濕敏傳感器 磁敏傳感器氣敏傳感器 真空度傳感器 生物傳感器等。 　　以其輸出信號為標準可將傳感器分為： 　　模擬傳感器——將被測量的非電學量轉換成模擬電信號。 　　數(shù)字傳感器——將被測量的非電學量轉換成數(shù)字輸出信號(包括直接和間接轉換)。 數(shù)字傳感器——將被測量的信號量轉換成頻率信號或短周期信號的輸出(包括直接或間接轉換)。 　　開關傳感器——當一個被測量的信號達到某個特定的閾值時，傳感器相應地輸出一個設定的低電平或高電平信號。 　在外界因素的作用下，所有材料都會作出相應的、具有特征性的反應。它們中的那些對外界作用最敏感的材料，即那些具有功能特性的材料，被用來制作傳感器的敏感元件。從所應用的材料觀點出發(fā)可將傳感器分成下列幾類： 　　　(1)按照其所用材料的類別分：金屬 聚合物 陶瓷 混合物 　　　(2)按材料的物理性質分：導體絕緣體半導體 磁性材料 　　 (3)按材料的晶體結構分：單晶多晶非晶材料 　　與采用新材料緊密相關的傳感器開發(fā)工作，可以歸納為下述三個方向： 　　(1)在已知的材料中探索新的現(xiàn)象、效應和反應，然后使它們能在傳感器技術中得到實際使用。 　　(2)探索新的材料，應用那些已知的現(xiàn)象、效應和反應來改進傳感器技術。　(3)在研究新型材料的基礎上探索新現(xiàn)象、新效應和反應，并在傳感器技術中加以具體實施。 現(xiàn)代傳感器制造業(yè)的進展取決于用于傳感器技術的新材料和敏感元件的開發(fā)強度。傳感器開發(fā)的基本趨勢是和半導體以及介質材料的應用密切關聯(lián)的。按照其制造工藝，可以將傳感器區(qū)分為： 集成傳感器薄膜傳感器厚膜傳感器 陶瓷傳感集成傳感器是用標準的生產(chǎn)硅基半導體集成電路的工藝技術制造的。通常還將用于初步處理被測信號的部分電路也集成在同一芯片上。 　 薄膜傳感器則是通過沉積在介質襯底(基板)上的，相應敏感材料的薄膜形成的。使用混合工藝時，同樣可將部分電路制造在此基板上。 　 厚膜傳感器是利用相應材料的漿料，涂覆在陶瓷基片上制成的，基片通常是Al2O3制成的，然后進行熱處理，使厚膜成形。 　　陶瓷傳感器采用標準的陶瓷工藝或其某種變種工藝(溶膠-凝膠等)生產(chǎn)。 　　完成適當?shù)念A備性操作之后，已成形的元件在高溫中進行燒結。厚膜和陶瓷傳感器這二種工藝之間有許多共同特性，在某些方面，可以認為厚膜工藝是陶瓷工藝的一種變型。 每種工藝技術都有自已的優(yōu)點和不足。由于研究、開發(fā)和生產(chǎn)所需的資本投入較低，以及傳感器參數(shù)的高穩(wěn)定性等原因，采用陶瓷和厚膜傳感器比較合理。 扭矩傳感器的選用 3傳感器的選用及其特性 試驗臺使用的傳感器是北京金順達源儀器有限公司生產(chǎn)的sty扭矩傳感器,與該公司生產(chǎn)的扭矩測量卡,計算機配套使用,這是一種性能優(yōu)良,使用方便的扭矩傳感器。應變傳感和非接觸信號傳遞技術的成熟為sty系列扭矩傳感器提供了可能和保證.從而sty系列扭矩傳感器也就順理成章地解決了在扭矩測量中的問題: a.扭矩測量中由于轉速變化引起的扭矩誤差問題:因為sty系列扭矩傳感器采用了應變技術傳感扭矩,所以它不存在扭矩測量中由于轉速變化引起的扭矩誤差即轉速特性誤差問題. b.低轉速乃至靜態(tài)時扭矩測量問題:sty扭矩傳感器既可以傳感高速旋轉時的扭矩信號,也同樣可以傳遞低速乃至靜態(tài)時的扭矩信號而無需附加裝置. c. 正反轉扭矩零點問題:sty扭矩傳感器正反轉扭矩零點與轉向無關,兩個零點完全重合,可以連續(xù)正反轉工作而無需反復調零. d .高超獨特的溫度補償技術使得其具有0.01％/℃以上的溫度穩(wěn)定度，從而使得該傳感器的溫漂性能遠遠好于同類型和其他類型扭矩傳感器。 e.扭矩的動態(tài)響應問題:sty扭矩傳感器的扭矩動態(tài)響應完全可以在1ms以上(中心頻率10KC). f. 由于鎖相環(huán)和光電編碼器的應用，極低轉速和正反轉也能準確地得到測量。 g.體積小，重量輕，易于安裝使用. STY扭矩傳感器的基本原理 在 sty系列扭矩傳感器的軸上安裝有兩組旋轉變壓器，其中一組傳遞電源，另一組傳遞扭矩信號.旋轉軸上的應變橋檢測到的mＶ級扭矩信號被高精度儀表放大器放大后,再經(jīng)過Ｖ/Ｆ轉換器變換成與扭矩成正比的方波信號。通過軸上的旋轉變壓器,非接觸地傳遞到軸外接受器上，從而輸出同扭矩成正比的方波頻率的數(shù)字信號。圖6.1 TY扭矩傳感器原理圖框 sty系列扭矩傳感器可以按要求,輸出頻率信號,或者標準0－5V或4-20mA的模擬信號,或者485/CAN 等數(shù)字接口的方式輸出扭矩信號.也可以根據(jù)需要選擇配套出廠的sty-100型液晶顯示的二次儀表或者sty-100型扭矩測量卡. 如果需要測量轉速時，只要根據(jù)用戶的需要在本系列扭矩傳感器中安裝上專用測速傳感器或者光電編碼器,特別要提的是附加安裝有編碼器后，對于那些低轉速和需要檢測正反轉的用戶就非常理想了(可以檢測出正反轉向)。 STY系列扭矩傳感器技術性能指標 1. 工作范圍 ： 0.1Ｎ·m-5萬N·m（分若干檔） 2. 扭矩測量精度： ±0.1%，±0.2%（F·S） 3.環(huán)境溫度 ： 0 -50 4. 響 應 ： 100 μs 5、溫度穩(wěn)定度： 0.01％/ 6. 輸 出 信 號 : 頻率輸出： 零 扭 矩: 10 KHZ左右 正向滿量程: 15 KHZ 左右 反向滿量程: 5 KHZ左右 0-12v 負載電流<10mA 4－20mA 電流輸出（聲明定制訂貨方式）： 4mA 對應負滿量程扭矩 12mA對應負零扭矩 20mA 對應正滿量程扭矩 7、過載能力： 在120％額定扭矩范圍內保精度測量。 瞬時沖擊不高于300％額定扭矩，不損壞傳感器。 sty扭矩傳感器安裝使用 1、 將傳感器輸出信號與sty扭矩儀表或sty扭矩卡連接。扭矩傳感器上五芯高頻電纜信號插座出腳為 。 圖6.2 傳感器安裝示意圖 (1)0V. (2)+15V. (3)-15V. (4)轉速信號 ．(5)扭矩信號. 2、使用兩組聯(lián)軸器，將傳感器安裝在動力源和負載之間。建議用撓性、彈性聯(lián)軸器，以保證同心度要求.安裝完成后，可以板動主軸在不同的角度扭矩零點變化在0.1%-0.2%之內，否則就要考慮重新安裝。 3、將本扭矩傳感器的基座與設備的基座盡可能采用柔性固定(可以擺動),避免產(chǎn)生彎矩引起測量誤差甚至損壞傳感器。實際上因為扭矩傳感器的外殼并不參與扭矩的傳感，再則TY扭矩傳感器體積小、重量輕，因此傳感器的底座是否完全牢固固定并不重要。 4、TY系列扭矩傳感器可以和我公司的TYY-100扭矩轉速功率儀或TYK型扭矩轉速測量卡配套使用。對于那些需要對扭矩、轉速高速采集（20ms以上）的用戶應該定購高速采集卡。 圖6.3 TY系列扭矩傳感器示意圖 5、傳感器外形尺寸： 表6.1 傳感器外形規(guī)格尺寸表 N·m φD φd L E A H h B 1-50 78 18 188 31 126 119 54 73 100 78 18 188 31 126 119 54 73 200 86 28 209 41 127 127 58 73 500 96 38 238 55 128 142 68 73 1000 108 48 270 70 130 152 72 69 2000 118 58 311 90 131 164 79 69 5000 144 78 347 105 137 188 90 69 10000 158 98 389 120 149 215 110 80 50000 N·m G F 鍵 轉速（轉/分） 齒數(shù) 備 注 1-50 7 61 6x6x25 6000 60 單 鍵 100 7 61 6x6x25 6000 60 單 鍵 200 7 61 8x7x35 5000 60 單 鍵 500 7 61 10x8x50 4000 60 雙 鍵 1000 11 85 14x9x65 3500 60 雙 鍵 2000 11 85 16x10x85 3000 120 雙 鍵 5000 11 85 20x14x100 2500 120 雙 鍵 10000 13 110 28x16x115 2000 120 雙 鍵 50000 4 使用特別注意事項： 1、接線必須完全正確;特別是±15V電源不可接錯，否則將會燒壞有關電路。 2、安裝傳感器時嚴格禁止敲打。特別是連軸結與傳感器應該松配合，絕對禁止敲打，否則將會毀壞傳感器。 3、聯(lián)軸器建議采用擾性聯(lián)軸器，50N.m以下得傳感器可以采用尼龍繩連接，以避免由于連接同芯度不好帶來得彎矩引起測量數(shù)據(jù)不穩(wěn)甚至損壞傳感器。小扭矩傳感器的連軸結可以采用鋁材料，以減輕連軸結重量。 4、±15V的范圍不得低于± 14.8V 、不得高于± 15.5V ; 5、信號線輸出不得對地和電源短路,輸出電流不大于10mA; 6、在強干擾的環(huán)境中使用扭矩傳感器，特別是在與變頻電機連接使用的情況下，要采取必要的防干擾措施：實驗室要有按照電工標準安裝的地（絕不可以中代地）；扭矩傳感器及其儀表和傳感器、變頻器等都必須可靠地一點接地；將扭矩傳感器與變頻電機進行電磁隔離有時會有意想不到的效果。 總結及致謝 半年的光陰用一句總結：時間飛逝,感受頗多。剛開始拿到設計課題的時候無從下手,后來通過自己查閱資料，老師的細心講解,慢慢的對課題有了一些了解. CAD是大一時候學的,說實話很多東西都記不是那么清楚了.還好有一幫熱心的朋友，通過他們的幫助，我很快熟練的掌握了CAD。 期間我學到很多東西,利用各種圖書資源,查手冊,繪圖，溝通等方面的能力都得到了提高。這種充實的生活我恨享受。 在整個過程中，非常感謝我的導師XXXXXXX副教授,這次設計的研究工作一直是在她的悉心指導下進行的，從整體方案的選擇到畫圖，然后到修改再到說明書的撰寫的每一步，自始自終得到了趙老師的指導和幫助，為此她付出了大量的心血和精力。導師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、豐富的學識和對學科發(fā)展的獨到見解讓我深感敬佩。感謝！ 值此畢業(yè)之際，特向XXXXXXX老師及所有幫助過我的人朋友表示最誠摯的謝意! 感謝你們！ 參考文獻 主要的收集資料有：機械設計手冊、以往實驗臺的設計資料 [1]張維凱，王曙光. AutoCAD2007中文版標準教程．北京:清華大學出版社，2007. [2]濮良貴，紀名剛.機械設計（第八版）.北京：高等教育出版社，2007. [3]徐灝．機械設計手冊．2版．第1、2、3、4、5卷．北京：機械工業(yè)出版社，2004. [4]吳宗澤．機械零件設計手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2006. [5]朱孝錄. 齒輪傳動設計手冊. 北京：化學工業(yè)出版社，2005. [6]成大先．機械設計手冊．4版．第1、2、3、4、5卷．北京：化學工業(yè)出版社，2002. [7]成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004. [8]吳宗澤，羅圣國.【機械設計課程設計手冊】.第三版.北京：高等教育出版社.2006. [9]周良德，朱泗芳.【現(xiàn)代工程圖學】.第1、21章.湖南：湖南科學技術出版社.2002. [10]孫恒，陳作模，葛文杰.【機械原理】第10章.第七版.北京：高等教育出版社.2005. [11]齒輪手冊編委會.【齒輪手冊上冊】.第二版.北京：機械工業(yè)出版社.2006. 23