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小功率机械无级变速器的结构设计

小功率机械无级变速器的结构设计

目 录

摘要 ………………………………………………………………………………………Ⅱ Abstract……………………………………………………………………………………Ⅲ 第一章 绪论 ………………………………………………………………………………1
1.1 1.2 1.3 1.4 机械无级变速器的发展概况 …………………………………………………1 机械无级变速器的特征和应用 ………………………………………………2 无级变速器的研究现状 ………………………………………………………3 毕业设计内容和要求 …………………………………………………………3 …………………………………………………………5

第二章 无级变速总体方案
2.1 2.2 2.3

钢球长锥式(RC 型)无级变速器 ……………………………………………5 钢球外锥式无级变速器 ………………………………………………………5 两类型的比较与选择 ………………………………………………………… 7

第三章 钢球外锥式无级变速器部分零件的设计与计算 ……………………9
3.1 3.2 3.3 3.4 3.5 3.6 钢球与主、从动锥轮的计算与设计 …………………………………………9 加压盘的设计与计算 …………………………………………………………10 调速齿轮上的变速曲线槽的设计与计算 ……………………………………12 输入轴的设计与计算 …………………………………………………………13 端盖的设计与计算 ……………………………………………………………15 调速机构的设计与计算 ………………………………………………………16 ……………………………………………………………18

第四章 主要零件的校核
4.1 4.2 4.3

输出、输入轴的校核 …………………………………………………………18 轴承的校核 ……………………………………………………………………20 键的校核 ………………………………………………………………………21

第五章 无极变速器的装配……………………………………………………………24 毕业设计总结 ……………………………………………………………………………25 致谢 ……………………………………………………………………………………… 26 参考文献……………………………………………………………………………………27 附录 翻译译文及原文……………………………………………………………… 28

小功率机械无级变速器结构设计
I

摘要:机械无级变速器是一种能适应工艺要求多变、工艺流程机械化和自动化发展以及改善机械工作性 摘要:
能的一种通用传动装置。本文简要介绍了摩擦式机械无级变速器的基本结构、设计计算的方法、材质及润 滑等方面的知识,并以此作为本次无级变速器设计的理论基础。 本设计采用的是以钢球锥轮作为中间传动元件,通过改变钢球的工作半径来实现输出轴转速连续变化 的钢球锥轮式无级变速器。本文分析了在传动过程中变速器的主、从动轮,钢球和外环的工作原理和受力 关系;详细推导了实用的钢球锥轮式无级变速器设计的计算公式;并针对设计所选择的参数进行了具体的 设计计算;绘制了所计算的钢球锥轮式无级变速器的装配图和主要传动元件的零件图,将此变速器的结构 和工艺等方面的要求表达得更为清楚。 这种无级变速器有良好的结构和性能优势,具有很强的实用价值,完全可以作为批量生产的无级变速 器。其主要特点是:1.变速范围较宽;2.恒功率特性好;3.可以升、降速,正、反转。4.运转平稳,抗冲 击能力较强;5.输出功率较大;6.使用寿命长;7.调速简单,工作可靠;8.容易维修。

关键词:无级变速器,摩擦式,钢球锥轮式,设计。 关键词:

Small power machinery variator structure design

II

Abstract: The mechanical variable speed drives is a general purpose gearing which can accommodate the variable requirements of the process planning, mechanization of the schedule drawing ,the development of automation and the improvement of the mechanical working capabilities. The article briefly introduce the basic structure, the way of design and calculation, material and lubricate of the frication type variable speed drives, and taking them as the theory basis of the design of mechanical variable speed drives. This design uses the ball pyramid wheel as the middle transmission component, by changing its’ working radius to realize the continuous change of the output axis. This article analyzes the working theory and the working forces of the drive wheel, ball wheel and outer ring during the transmission process. It also deduces the practical calculation formula of the ball pyramid wheel type variable speed drives, it also goes on the material calculation aim at the selection parameter. It protracts the assemble-drawing of the ball pyramid wheel type variable speed drives and the accessory-drawing of the mostly drive component. So it can express more clearly of the structure and process planning of the variable speed drives. The variable speed drives has good structure and properties, and it can use as batch production. The most specialties: 1 wide range of variable speed;2 the constant output power;3 it can rotate 4 5 6 7 positively and versedly; stable accuracy of speed; high output power; long life; simply and precise control of speed;8 easy maintain. Keywords: CVT,friction type,ball pyramid type,design.

III

第一章 绪论
1.1 机械无级变速器的发展概况
无级变速器分为机械无级变速器, 液压传动无级变速器, 电力传动无级变速器三种, 但本设计任务要求把无级变速器安装在自行车上,所以一般只能用机械无级变速器,所 以以下重点介绍机械无级变速器。 机械无级变速器最初是在 19 世纪 90 年代出现的,至 20 世纪 30 年代以后才开始发 展,但当时由于受材质与工艺方面的条件限制,进展缓慢。直到 20 世纪 50 年代,尤其 是 70 年代以后,一方面随着先进的冶炼和热处理技术,精密加工和数控机床以及牵引 传动理论与油品的出现和发展,解决了研制和生产无级变速器的限制因素;另一方面, 随着生产工艺流程实现机械化、自动化以及机械要改进工作性能,都需要大量采用无级 变速器。因此在这种形式下,机械无级变速器获得迅速和广泛的发展。主要研制和生产 的国家有美国、日本、德国、意大利和俄国等。产品有摩擦式、链式、带式和脉动式四 大类约三十多种结构形式。 国内无级变速器是在 20 世纪 60 年代前后起步的,当时主要是作为专业机械配套零 部件,由于专业机械厂进行仿制和生产,例如用于纺织机械的齿链式,化工机械的多盘 式以及切削机床的 Kopp 型无级变速器等,但品种规格不多,产量不大,年产量仅数千 台。直到 80 年代中期以后,随着国外先进设备的大量引进,工业生产现代化及自动流 水线的迅速发展,对各种类型机械无级变速器的需求大幅度增加,专业厂才开始建立并 进行规模化生产,一些高等院校也开展了该领域的研究工作。经过十几年的发展,国外 现有的几种主要类型结构的无级变速器,在国内皆有相应的专业生产厂及系列产品,年 产量约 10 万台左右,初步满足了生产发展的需要。与此同时,无级变速器专业协会、 行业协会及情报网等组织相继建立。 定期出版网讯及召开学术信息会议进行交流。 90 自 年代以来,我国先后制定的机械行业标准共 14 个: JB/T 5984-92 JB/T 6950-93 JB/T 6951-93 JB/T 6952-93 JB/T 7010-93 JB/T 7254-94 JB/T 7346-94 JB/T 7515-94 JB/T 7668-95 JB/T 7683-95 《宽 V 带无级变速装置基本参数》 《行星锥盘无级变速器》 《三相并联连杆脉动无级变速器》 《齿链式无级变速器》 《环锥行星无级变速器》 《无级变速摆线针轮减速机》 《机械无级变速器试验方法》 《四相并列连杆脉动无级变速器》 《多盘式无级变速器》 《机械无级变速器 分类及型号编制方法》
1

1.2 机械无级变速器的特征和应用
机械无级变速器是一种传动装置,其功能特征主要是:在输入转速不变的情况下, 能实现输出轴的转速在一定范围内连续变化,以满足机器或生产系统在运转过程中各种 不同工况的要求;其结构特征主要是:需由变速传动机构、调速机构及加压装置或输出 机构三部分组成。 机械无级变速器的适用范围广,有在驱动功率不变的情况下,因工作阻力变化而需 要调节转速以产生相应的驱动力矩者(如化工行业中的搅拌机械,即需要随着搅拌物料 的粘度、阻力增大而能相应减慢搅拌速度);有根据工况要求需要调节速度者(如起重 运输机械要求随物料及运行区段的变化而能相应改变提升或运行速度,食品机械中的烤 干机或制药机械要求随着温度变化而调节转移速度);有为获得恒定的工作速度或张力 而需要调节速度者(如断面切削机床加工时需保持恒定的切削线速度,电工机械中的绕 线机需保持恒定的卷绕速度,纺织机械中的浆纱机及轻工机械中的薄膜机皆需调节转速 以保证恒定的张力等);有为适应整个系统中各种工况、工位、工序或单元的不同要求 而需协调运转速度以及需要配合自动控制者(如各种各样半自动或自动的生产、操作或 装配流水线);有为探求最佳效果而需变换速度者(如试验机械或李心机需调速以获得 最佳分离效果);有为节约能源而需进行调速者(如风机、水泵等);此外,还有按各 种规律的或不规律的变化而进行速度调节以及实现自动或程序控制等。 综上所述。可以看出采用无级变速器,尤其是配合减速传动时进一步扩大其变速范 围与输出转矩, 能更好的适应各种工况要求, 使之效能最佳, 在提高产品的产量和质量, 适应产品变换需要,节约能源,实现整个系统的机械化、自动化等各方面皆具有显著的 效果。故无级变速器目前已成为一种基本的通用传动形式,应用于纺织、轻工、食品、 包装、化工、机床、电工、起重运输矿山冶金、工程、农业、国防及试验等各类机械。

无级变速器的 器的研究现状 1.3 无级变速器的研究现状
随着我国在基础设施和重点建设项目上的投入加大,重型载货车在市场上的需求量 急剧上升,重型变速箱的需求也随之增加,近年来,重型汽车变速器在向多极化、大型 化的方向发展. 现在,我国已经对变速箱的设计,从整机匹配到构件的干涉判别和整个 方案的模糊综合判别,直到齿轮、离合器等校核都开发了许多计算机设计软件,但是, 大都没形成工业化设计和制造,因此,还需要进一步加强.我过的汽车技术还需要进一 步发展. 随着科技的不断进步,CVT 技术的不断成熟,汽车变速箱最终会由 CVT 替代手动变 速箱 (MT) 和有级自动变速箱 (AT) 无级变速汽车是当今汽车发展的主要趋势,但是, 中 , 国还没有掌握全套的汽车自动变速箱技术,也就还没有形成市场所需成熟的汽车自动变 速箱产品。有人主张直接从国外引进先进的汽车自动变速箱技术,不料国外所有相关公
2

司都想直接从国外把汽车自动变速箱产品销售到中国市场或者在中国建立独资企业就 地生产销售产品,不愿与中国的企业合作开发生产获取高额垄断利润。 重型汽车变速器是指与重型商用车和大型客车匹配的变速器, 尽管在行业中对变 速器的容量划分没有明确的界限, 但我们通常将额定输入扭矩在 100kgm 以上的变速器 称为重型变速器。国内重型车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本等几个国家, 引进技术多为国外 80~90 年代的产品。作为汽车高级技术领域的重型汽车变速器在国 内通过漫长的引进消化过程,如今已有长足的进步,能够在原有引进技术的基础上,通过 改型或在引进技术的基础上自行开发出符合配套要求的新产品,每年重型车变速器行业 都能有十几个新产品推向市场。但从当今重型车变速器的发展情况来看,在新产品开发 上国内重型车变速器仍然走的是一般性的开发过程,没有真正的核心技术产品; 从国内 重型变速器市场容量来看, 有三分之一的产品来自进口, 而另外三分之二的产品中有 80 %以上的产品均源自国外的技术,国内自主开发的重型变速器产品销量很小。这说明 国内重型变速器厂家的自主开发能力仍然很薄弱,应对整车新车型配套产品的能力远远 不够。2004 年年初我国出台城市车辆重点发展 13. 8m 客车上使用的变速器, 目前只有 ZF 一家能向国内企业供应。这足以说明国内的重型车变速器企业仍然很渺小,在技术方 面仍然有很长的路要走。国内重型汽车变速器几乎由陕西法士特齿轮有限责任公司、綦 江齿轮传动有限公司、山西大同齿轮集团有限责任公司及一汽哈尔滨变速箱厂等几大家 包揽。这些企业大多数变速器产品针对的市场各有侧重, 像陕西法士特在 8t 以上重型 车市场占有率达到 40 %以上, 并且在 15t 以上重卡市场占有绝对的优势, 拥有 85 %以 上的市场份额; 綦江齿轮传动有限公司主要为安凯、西沃、亚星奔驰、桂林大宇及厦门 金龙等企业的 7~12m 高档大、中型客车以及总质量在 14~50t 重型载货车、鞍式牵引 车、 自卸车及各式专用车、 特种车配套;山西大同齿轮集团配套市场主要在 8~10t 级的 低吨位重型载货车方面.随着国内汽车市场的发育成长, 变速器产品型谱逐步细化,产 品的针对性越来越强。因此,在保证现有变速器生产和改进的同时, 要充分认识到加入 WTO 后良好的合作开发机遇,取长补短,同时更应认识到供方、买方、替代者、潜在入侵 者、产品竞争者的巨大压力。要紧跟重型商用车行业向高档、高技术含量和智能化方向 发展的趋势, 紧跟客车低地板化、绿色环保化、城市公交大型化的发展方向,开发和生 产具有自主知识产权、适合我国国情的重型汽车变速器。

1.4 毕业设计内容和要求
毕业设计类容:小功率机械无级变速器结构的设计;比较和选择合适的方案, 无级变速器变速器的结构设计与计算;对关键部件进行强度和寿命校核 设计要求:输入功率 P=1.1kw,输入转速 n=1500 r/min,调速范围 Rn

=9

3

结构设计时应使制造成本尽可能低;安装拆卸要方便;外观要匀称,美观;调速要灵活, 调速过程中不能出现卡死现象,能实现动态无级调速;关键部件满足强度和寿命要求; 画零件图和装配图。 电机的选择:经计算可知选择 Y905——4 型电机最匹配

4

第二章 无级变速器总体方案
钢球长锥式(RC 2.1 钢球长锥式(RC 型)无级变速器

图 2-1 RC 型变速器结构简图

图 2-2 RC 型变速器的机械特性

钢球长锥式(RC 型)无级变速器 如上图 2-1 所示,为一种早期生产的钢球长推锥式无级变速器结构简图,是利用钢 环的弹性楔紧作用自动加压而无需加压装置。由于采用两轴线平行的长锥替代了两对分 离轮,并且通过移动钢环来进行变速,所以结构特别简单。但由于长锥的锥度较小,故 变速范围受限制。 RC 型变速器属升、 降速型, 其机械特性如下图所示。 技术参数为: 传动比 i21 = n2/n1 =2~0.5,变速比 Rn = 4,输入功率 P1=(0.1~2.2) kw ,输入转速 n1=1500 r/min ,传 动效率η<85% 。一般用于机床和纺织机械等.图 2-2 为 RC 型变速器的机械特性

2.2 钢球外锥式无级变速器
5

图 2-3 1,11-输入,输出轴 5-调速蜗轮

钢球外推式无级变速器 3,9-主,从动锥轮 8-传动钢球轴 4-传动钢球

2,10-加压装置 7-外环

6-调速蜗杆

12,13-端盖

图 2-1

钢球外锥式无级变速器

如图 2-3 所示,动力由轴 1 输入,通过自动加压装置 2,带动主动轮 3 同速转动, 经过一组(3~8)钢球 4 利用摩擦力驱动输出轴 11,最后将运动输出。传动钢球的支承 轴 8 的两端,嵌装在壳体两端盖 12 和 13 的径向弧行倒槽内,并穿过调速涡轮 5 的曲线 槽;调速时,通过蜗杆 6 和蜗轮 5 转动,由于曲线槽的作用使钢球轴线的倾斜角发生变 化,导致钢球与两锥轮的工作半径改变,输出轴转速得到调节。其动力范围为:Rn=9, Imax=1/Imin,P≤11 kw ,ε≤4% ,η=0.80~0.92 。此种变速器应用广泛。 从动调速齿轮 5 的端面分布一组曲线槽,曲线槽数目与钢球数相同。曲线槽可用阿 基米德螺旋线,也可用圆弧。当转动主动齿轮 6 使从动齿轮 5 转动时,从动齿轮的曲线 槽迫使传动钢球轴 8 绕钢球 4 的轴心线摆动,传动轮 3 以及从动轮 9 与钢球 4 的接触半 径发生变化,实现无级调速。具体变速分析如下 钢球外锥式无级变速器变速如图 2-4 所示:中间轮为一钢球,主、从动轮式母线均 为直线的锥轮,接触处为点接触。主、从动轮的轴线在一直线上,调速时主、从动轮作 半径不变,而是通过改变中间轮的回转轴线的倾斜角 θ 籍以改变其两侧的工作半径来实

6

现变速。

图 2-4 钢球锥轮无级变速器的变速

图 2-5 钢球锥轮无级变速器的变速曲线

2.3 两方案的比较与选择 钢球长锥式(RC 型)无级变速器结构很简单,且使用参数更符合我们此次设计的要 求,但由于在调速过程中,怎样使钢环移动有很大的难度,需要精密的装置,显得不合 理。而钢球外锥式无级变速器的结构也比较简单,原理清晰,各项参数也比较符合设计 要求,故选择此变速器。只是字选用此变速器的同时须对该装置进行部分更改。须更改 的部分是蜗轮蜗杆调速装置部分。因为我是选用了 8 个钢球,曲线槽设计见第三章,一 个曲线槽跨度是 900,也就是说从最大传动比调到最小传动比,需要使其转过 900,而 普通蜗轮蜗杆传动比是 1/8,那么其结构和尺寸将完全不符合我们设计的要求。为此, 我想到了将它们改为两斜齿轮传动,以用来调速。选用斜齿轮是因为斜齿轮传动比较平

7

稳。在设计过程中,将主动斜齿轮的直径设计成从动斜齿轮的 3/4,这样只要主动轮转 动 1200,那么从动轮就会转动 900,符合设计要求。

8

第三章 钢球外锥式无级变速器部分零件的设计与计算
钢球与主﹑ 3.1 钢球与主﹑从动锥齿轮的设计与计算
试确定传动件的主要尺寸 1. 选材料: 钢球, 锥轮, 外环及加压盘均用 Gr15, 表面硬度 HR61, 摩擦系数 f=0.04, 许用接触应力,传动件﹝σj﹞=2200~2500MPa 加压元件﹝σ﹞=4000~5000MPa。 2. 预选有关参数为: 锥轮锥顶半角 α = 45° , 传动钢球个数为 Z=6 加压钢球数 m=12, D1 锥轮与钢球 c1= =1.5,=1.25、η=0.8。 dq 3.有关运动参数的计算 由 Rn = 9 ,
6300 700 = 4.5 , I min = =0.5 1400 1400 钢球支撑轴承的极限转角:

传动比 I max =

θ1 =α ? arctan I max = 45° ? arctan 4.5 = ?32.47° (增速方向) θ 2 =α ? arctan I min = 45° ? arctan 0.5 = 26.02° (减速方向)
4. 计算确定传动钢球的直径 d q
cos τ = cos α cos 45 = = 0.1907 2 × C1 + cos α 3 + cos 45

曲率系数:

系 数 : 据 τ 值 查 表 25 · 2 — 20 ( 机 械 设 计 手 册 4 — 无 级 变 速 器 ) 得 a=1.14,b=0.883 ,带入公式
366828 3 kn p1η ( 2c1 + cos α ) dq ≥ τ fzn1 I min ab ?σ j ? c1 ? ? =
2

366828 1.25 ×1.1× 0.8 × (2 × 1.5 + cos 45°) 2 ×3 = 43.73 ~ 47.48 1.14 × 0.883 × (2.2 ~ 2.5) × 104 × 1.5 0.04 × 6 × 1400 × 0.5
表 3—1 按传递功率 N 选取钢球直径 d q mm 2.2 — 69.85 63.5 57.15 — 1.5 69.85 63.5 57.15 47.625 — 1.1 63.5 57.15 47.625 42 — 0.75 57.15 47.625 42 36.513 — 0.50 47.625 42 36.513 — —

N

KW 3 5

10 — 118.475 112.125 101.6 88.9

7.5 — 107.95 101.6 88.9 76.2

5.5 — 101.6 88.9 76.2 69.85

4.0 — 88.9 76.2 69.85 —

3.0 — 76.2 69.85 63.5 —

Z

6 7 8

注:1.本表按 δ x = 0.08 ~ 0.12, n1 = 1450r / min, f = 0.04, ? = 45° ,
9

1 imin = , η = 0.8 ?σ j ? = 20000 ~ 25000kgf / cm 2 计算,并按钢球直径规格进行了圆整。 ? ? 3
2.采用 3 个钢球时,锥轮尺寸与 6 个钢球时相同。 3. n1 ≠ 1450r / min 时, 应将传递功率除以表 33 ? 3 ? 13 中的折算系数 K N ,然后再查此表。 4.当 imin ≠

1 时应将传递功率除以 3imin 后再查此表。 3

按钢球规格圆整取 d q = 47.625 mm 圆锥工作直径 D1 = D2 = c1d q = 1.5 × 47.625 = 71.4375 mm 圆整取 D1 = D2 = 75mm 则 C1 =

D1 75 = = 1.52480315 d q 47.625

验算接触应力 ?σ jq ? ? ?

σ jq =

K Pη (2c1 + cos α ) 2 366828 ×3 n 1 abc1d q fn1 zI min

366828 1.25 × 1.1× 0.8(2 × 1.5 + cos 45°) 2 3 = × = 2254.99 MPa 1.14 × 0.883 × 1.5 × 47.625 0.04 × 1400 × 6 × 0.5

应此在许用接触应力范围内,故可用。 5. 计算尺寸 钢球中心圆直径 D3
D3 = (c1 + cos α )dq = (1.52480315 + cos 45) × 47.625 = 105mm

钢球侧隙 ?

π ? π ? ? ? ? = ? c1 + cos α sin ? 1? d q = ?(1.5 + cos 45° ) sin ? 1? 47.625 = 4.9mm z ? 6 ? ? ?

(

)

外环内径 Dr 由公式 Dr = D3 + d q = 105 + 47.625 = 152.625mm 外环轴向截面圆弧半径 R
R = (0.7 ~ 0.8)d q

取 R = 35mm

锥轮工作圆之间的轴向距离 B
B = d q sin α = 47.625 × sin 45° = 33.68mm

3.2 加压盘的设计与计算
10

1.钢球式自动加压装置
它由加压盘 4,加压钢球 3,保持架 2,调整垫圈蝶形弹簧 6 和摩擦轮与加压盘 相对端面上各有的几条均布的 V 行槽。每个槽内有一个钢球,中间以保持架 2 保持 钢球的相对位置。摩擦轮与加压盘之间还有预压碟行弹簧并衬以调整垫圈。改变调 整垫圈的厚度,即可调整弹簧的变形量及预压力。如下图下图 3-1 所示

图 3-1 钢球 V 行槽式加压装置

2.加压装置的主要参数确定
加压盘作用直径 d p
d p = (0.5 ~ 0.6) D1 = 37.5mm
式中 D1——锥轮工作直径。

加压盘 V 行槽的槽倾角 λ

λ = arctg

fD1 0.04 × 75 = arctg ( ) = 6.45° d p sin α 37.5 × sin 45°

取 λ = 6°30 ' 式中 α ——锥轮锥顶半角; f——锥轮与钢球的摩擦系数。 加压钢球按经验公式取得
11

1 1 d p y = ( ? )d q , m = 8 6 10

验算接触强度均不足,故改用腰型滚子 8 个,取滚子轴向截面内圆弧半径 r1 =8cm, 横向中间截面半径 r=0.8cm。现验其强度: 每个加压滚子上法向压紧力 Qy
Qy = 191× 105 ×
= 854.25MPa

kn Pη sin α 1.25 ×1.1× 0.8 × sin 45° 1 = 191× 105 × m cos λ fn1 I min D1 8 × cos 6°30 '× 0.04 × 1400 × 0.5 × 75

加压滚子曲率系数

τ=

r1 ? r 80 ? 8 = = 0.8182 r1 + r 80 + 8

根据 τ = 0.8182 , 由表 25· 2—20 (机械设计手册 4—无级变速器) 查得系数 a=2.38, , b=0532。带入公式得加压盘处的最大接触应力为

σ jmax =

865 1 1 2 865 1 1 3 K Q ( + × 3 1.1× 854.25( + ) 2 = 1782.58MPa 式 ) = z y ab r r1 2.38 × 0.532 8 80

中 K z =1.1~1.2 校核要求 σ jq ≤ ?σ j ? ? ?

σ jmax ≤ ?σ j ? ? ?

均满足要求。

3.3 调速齿轮上变速曲线槽的设计与计算
1.调速涡轮槽型曲线及传动钢球的尺寸如下图所示

12

3-2 调速涡轮的槽型曲线

整个调速过程通常在涡轮转角ψ = 80 ~ 120 的范围内完成, 大多数取ψ = 90 。 槽型 曲线可以为阿基米德螺旋线,也可以用圆弧代替,我选圆弧方法,变速槽中心线必须通 过 A,B,C 三点,它们的极坐标分别为: I = I max时,? A =0°,RA = 0.5 D3 ? l sin θ max = 0.5 × 105 ? 30sin 32.47° = 36.4mm; I = 1时,? B = I max ?ψ , RB = 0.5 D3 =0.5 × 105=52.5mm; 1 + I max

I = I mix时,?C =ψ ,RC = 0.5 D3 + l sin θ max = 0.5 × 105 + 30 sin18.44° = 62mm。
l = 0.5(d q + δ ) + (0.5 ~ 1.0) = 0.5(47.625 + 10) + (0.5 ~ 1.0) = 30mm

定出 A,B,C 三点后,用作图法作出 A,B,C 三点的圆弧半径 R 及圆心 o '' ,槽宽 10mm。

3.4 输入轴的设计与计算
1.轴上零件的定位

为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向东相对运动,轴上零件除了有游动 或空转的要求外,都必须进行轴向和周向定位,以保证其准确的工作位置所以我采
13

用定位轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和螺母等来保证。选取轴的材料为 45 号 钢,进行调制 220~260HBS。 由设计要求知道,输入功率 n=1400r/min。 2.初步确定轴的最小轴径 先按公式初步估算轴的最小直径。根据表中数据,取 A0 = 112 ,于是得:

输入轴

d min = A0 3

P 1.1 = 112 3 = 13.02mm 700 n

根据推荐值,我选择 d=15mm。并且输入,输出轴端最小轴径相同。根据最小轴 径根据公式 Tca = K AT ,计算出应小于联轴器公称转矩条件,查标准 GB/T5014—— 2003,选取了弹性柱销联轴器根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I 轴段对轴 II 上的轴承内圈起定位作用并作为轴承座,取 d 5 = 20mm , L5 = 60mm ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求,直接采用毡圈 密封。Ⅱ轴段安装一轴承,该段 d 2 = 25mm , L2 = 14mm 。Ⅲ为轴肩, d 3 = 30mm L3 = 14mm 。Ⅳ安装加压盘一侧和轴承,加压盘用花键移动实现对锥轮的加压,取 花键 6 × 21F 7 × 25Η11× 5Η10 GB/T1144-2001, L4 = 28mm 。Ⅴ安装锥轮,此为过盈 配合,只需保证最小轴径,故取 d1 = 15mm , L1 = 25mm 。至此,已初步确定了轴的 各段直径和长度。其中,退刀槽的槽宽 2mm,深 2mm.平键截面Ⅰ: b × h = 6 × 6 ,
l = 28mm .为保证Ⅰ带轮与轴配合有良好的对中性,故选择Ⅰ带轮轮毂与轴的配合 H7 ;取轴端倒角为 2 × 45o 。如下图所示。 为 n6

图 3-3

2. 输出轴的设计 由于主、从动锥轮一致,轴上零件布置也基本相同。同时主动轮的最小轴径估 P 1.1 算为 d min = A0 3 = 112 3 = 13.02mm ,为了节省工艺及成本,从动轮采用与主动 n 700 轮相同。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,主、从动轴轴Ⅰ

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段 由 于 轴 承 到 径 向 力 与 周 向 力 的 作 用 , 所 以 选 用 角 接 触 球 轴 承 7305C GB/T292-1994。而轴 IV 只需深沟球轴承配合器径向里就满足要求了,故选取深沟 球轴承 6005 GB/T276-1994。
表 3-2 角接触球轴承 7305C GB/T292-1994

70000AC 基本尺寸(mm) 安装尺寸 (mm) D 轴承 代号 d D B r d max min min r a (mm) 基本额定
a = 25o

极限转速 (r/min) 原轴承代 油润 滑 号 滑

动载 静载 脂润 荷 Cr 荷 C0r (KN)

7305C 25 62 17 1.1

32

55 1 13.1 20.8 14.8 9500 14000 基本额定 极限转速 (r/min) 动载 静载 荷 max Cr 荷 C0r (KN) 脂润 滑 油润 滑

46305

表 3-3 深沟球轴承 6005 GB/T276-1994

基本尺寸(mm)

安装尺寸 (mm) D r

原轴承 代号

轴承 代号 d D B

r

d

min min

6005

25 47 12 0.6

30

42 0.6 10.0 5.85 13000 17000

105

3.5 端盖的设计
端盖的宽度由变速器及轴承的结构来决定,使其适合拆装及便于对轴承添加润滑脂 的要求,及两端的端盖相同。

15

图 3-4

凸轮式轴承端盖

3.6 调速机构的设计与计算
调速操纵机构的作用:根据工作要求以手动或自动控制方式,改变滚动体(或脉动 无级变速器的杆件)间的尺寸比例关系,来实现无级调速。同时通过速度表表盘上的指 针直接指出任一调速位置时的输出速度(或传动比)。 根据变速器中传动机构和滚动体形状的不同,对应的调速机构也不同,但基本原理 都是将其个某一个滚动体沿另一个(或几个)滚动体母线移动的方式来进行调速。 一般滚动体均是以直线或圆弧为母线的旋转体;因此,调速时使滚动体沿另一滚动 体表面作相对运动的方式,只有直线移动和旋转(摆动)两种力式。这样可将调速机构分 为下列两大类: 1.通过使滚动体移动来改变工作半径的。主要用于两滚动体的切线均为直线的情 况,且两轮的回转轴线平行或梢交,移动的方向是两轮的接触线方向。 2.通过使滚动体的轴线偏转来改变工作半径的。主要用于两滚动体之一的母线为 圆弧的情况。 钢球外锥轮式无级变速器是采用第二种调速类型,通过涡轮-凸轮组合机构,经涡 轮转动再经槽凸轮而使钢球心轴绕其圆心转动, 以实现钢球主、 从动侧工作半径的改变。 调速涡轮在设计上应保证避免与其它零件发生干涉, 同时采用单头蜗杆, 以增加自锁性, 避免自动变速而失稳。 传动钢球小轴摆角 θ 与手轮转角 β 的关系为:

θ = arcsin ? ? a sin ?

?1 ? ? ?l ? ?

?? z1 z z z ? β + b cos 1 β + R 2 ? e 2 + (a sin 1 β + b cos 1 β ? R3 ? ? ? z2 z2 z2 z2 ?? ?

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表 3-4 蜗杆的基本尺寸

模数

轴向齿距 px mm

分度圆直 径 d1 mm

头数 z1

直径系 数q mm

齿顶圆 直径
d n1

齿根圆 直径
df1

m 2 d1 值 m 2 d1
mm3

分度圆 柱导程 角
r

m
mm

mm 2.5 中心距 7.899 传动比
i

mm 37 涡轮齿数
z2

45 模数

1

18.00

50 蜗杆头数
z1

281.25 涡轮变位 系数
x2

表 3-5 涡轮、蜗杆参数的匹配

蜗杆分度圆 直径 d1 (mm) 45

a
mm 100

m
(mm)

62

2.5

1

62
'

0

在制造时,蜗轮上的 z 条槽要保证其圆周不等分性不超过 2 。否则会造成钢球转速 不一,引起磨损、嗓声过大及温升过高等现象。支承轴与曲线槽的侧隙约为 0.05mm 左 右,过大会在开车时引起冲击现象,易导致钢球支承轴弯曲甚至折断。

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第四章 主要零件的校核
输出, 4.1 输出,输入轴的校核

图 4-1

1.判断危险截面, Ⅰ处与电机的链接, 过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的 疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,所以,可不必校 核;ⅡⅣ两处显然不用校核;Ⅴ处为间隙配合,故无须校核;而Ⅲ处为轴肩,承受 两边的扭转力最大,故需校核。 1. Ⅲ轴端两边的应力计算 抗弯截面系数 抗扭截面系数
W ≈ 0.1d 3 = 0.1× 213 = 926.1N / mm

WT ≈ 0.2d 3 = 0.2 × 303 = 5400 N / mm
M = 8478 N imm

截面 C 左侧的弯矩 M 为 截面 C 左侧的扭矩 T3 为 截面上的弯曲应力为 sca = 7.75 ? s = 1.5 σ b = 截面上的扭转切应力

T3 = 97200 N imm
M 8478 = = 3.14 MPa W 2700

τ3 =

T3 97200 = = 18MPa WT 5400

轴 的 材 料 为 45 号 钢 , 调 质 处 理 , 由 轴 常 用 材 料 性 能 表 查 得 :

σ B = 640MPa, σ ?1 = 275MPa,τ ?1 = 155MPa
截面上由于退刀槽而形成的理论应力集中系数 aσ 及 α τ 按手册查取。 因
r 2 = = 0.04 d 50 D 80 = = 1.6 ,经插值后可查得 k d 50
18

又由手册可得轴的材料的敏性系数为 qσ = 0.82, qτ = 0.85 故有应力集中系数 kσ = 1 + qσ (aσ ? 1) = 1 + 0.82 × (2 ? 1) = 1.82 kτ = 1 + qτ (aτ ? 1) = 1 + 0.82 × (1.31 ? 1) = 1.26 由手册得尺寸系数 Eσ = 0.67 ;扭转尺寸系数 Eτ = 0.82 。 轴按磨削加工,由手册得表面质量系数为 βσ = βτ = 0.92 轴未经表面强化处理,即 β q = 1 ,按手册得综合系数为

Kσ =

kσ 1 1.82 1 + ?1 = + ? 1 = 2.80 Eσ βσ 0.67 0.92

Kτ =

kτ 1 1.26 1 + ?1 = + ? 1 = 1.62 Eτ βτ 0.82 0.92

又由手的得材料特性系数

ψ σ = 0.1 ~ 0.2, 取ψ σ = 0.1 ψ τ = 0.05 ~ 0.1,取ψ τ =0.05

于是,计算安全系数 Sca 值,按公式则得
sσ =

σ ?1 275 = = 30.92 Kσ σ α + ψ σ σ m 2.8 × 3.14 + 0.1× 0 σ ?1 155 = = 10.57 Kτ τ a + ψ ττ m 1.62 × 9 + 0.01× 9
sσ sτ s 2σ + s 2τ 30.92 ×10.57 30.922 + 10.512

sτ =

sca =

=

= 14.3 ? s = 1.5

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故可知其安全。 3)截面 C 右侧同理可的 sca = 7.75 ? s = 1.5 。安全。 故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不 对称性,故可略去静强度校核。音痴,轴的设计校核结束。

4.2 轴承的校核
输入、输出轴采用相同设计,在此只要校核输入轴的轴承是否满足工程需要。
D 2 = 8886 × 67 ? 8886 × 70 = ?249 N F1V = 107 107 Fr 2 v = Fre ? Fr1V = 8886 ? 249 = 8637 N Fre × 67 ? Fac × Fr1H = Fr 2 H 67 67 Fte = × 3769 = 2360 N 107 107 = Fte ? Fr1H = 3769 ? 2360 = 1409 N

Fr1 = Fr1v 2 + Fr1H 2 = 2492 + 23602 = 2373 N Fr 2 = Fr 2 v 2 + Fr 2 H 2 = 23602 + 14092 = 2749 N

2)求两轴承的计算轴向力 Fa1和Fa 2 对于 70000AC 型轴承,按手册,轴承派生轴向力 Fd = eFr ,其中, e 为判断 系数 ,其值由 因此可估算
Fd 1 = 0.4 Fr1 = 949 N Fd 2 = 0.4 Fr 2 = 1100 N

Fa 得大小来确定,但是现在轴承轴向力 Fa 未知,故先初取 e = 0.4 , C0

20

Fa1 = Fae + Fd 2 = 8886 + 1100 = 9986 N Fa 2 = Fd 1 = 946

又得:

Fa1 = 0.607 C0 Fa 2 = 0.0503 C0

查手册确定。 e1 = 0.56, e2 = 0.43, Fa1 = 9986 N , Fa 2 = 946 N

3) 求轴承当量动载荷 P和P2 , 由手册进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载 1 荷系数为: 对轴承 1
Fa = 4.21 ≥ 0.68 故 Fr
Fa = 0.344 ≤ 0.68 Fr Pr = Fr =2373

对轴承 2

故 Pr = 0.41Fr+0.87Fa =1950

4)验算轴承寿命 因为 P 2 ≤ P1 ,所以按轴承 1 的受力大小来验算
Lp = 106 C ε 106 30500 3 ( ) = ×( ) = 24746.8h 60n P2 60 × 1430 2373

综合上述可得,该设计符合工程要求。

4.3.键的校核 4.3.
设定输入轴与 V 带轮之间的键为 1 ,加压盘上的花键为键 2。 普通平键的型式与尺寸如下图:

21

图 4-2

普通型

平键

GB/T1096-79

矩形花键的连接

图 4-3 矩形花键尺寸 GB/T1144-87

由前面条件选取的键型号规格如下: 键 1:圆头普通平键(A 型) b=6mm h=6mm L=28mm 键 2: 矩形花键 6×21×25×5 受力分析: 键 1 受到的转距 T1 ≈ F
d = 7.5 N ? m 2 dm = 51.77 N ? m 2

键 2 受到的转矩

T2 ≈ zF

平键的材料为钢,轻微冲击, ?σ p ? 为 100~120Mp, ?σ p ? 取=110 Mp ? ? ? ? 2T ×103 (k=0.5h l=L-b d 为轴的直径) kld
22

平键的校核公式: σ p =

2T × 103 2 × 2300 × 103 校核第一个键: σ p = = = 11.369 MPa ≤ ?σ p ? ? ? kld 3 × 22× 20 花键的材料为钢,使用和制造情况良好,齿面经热处理, ?σ p ? 为 120~200MPa,取 ? ?
?σ p ? =150MPa。 ? ?

2T ×103 花键的校核公式:σ p = ψ zhld m

(ψ 一般取 0.7~0.8,z 为花键的齿数,l 为齿的工

作长度,h 为花键齿侧的工作高度)

σp =

2T × 103 2 × 51.77 ×103 = = 48.91MPa ≤ ?σ p ? ? ? ψ zhld m 0.8 × 6 × 21× 21×1

得出键的校核达到要求。 、

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第五章 无级变速器的装配
1.变速器的装配 1)所有零件应彻底清洗并用压缩空气吹净或擦干。 2)各轴承及键槽在安装前,应涂以齿轮油或机械油。 3)装入轴承前时,应使用铜棒在轴承四周均匀敲入,避免用手锤直接敲击轴承, 以防止损伤轴承。也可将轴承在机械油中加热到 60-100℃后装入。 4)壳体上的螺孔和轴承孔,在安装轴承端盖时,应涂以密封胶以防漏油。 5)各紧固螺栓应按规定锁止方法进行锁止。 2.变速器在装配中的调整 1)锥轮端面与涡轮之间的间隙,一般应为 0.10-0.35mm。 2)轴的轴向间隙一般为 0.10-0.40mm,可在轴承盖内增减垫片进行调整。 3)检查蜗杆传动的啮合与调速情况,各档涡轮应具备良好的自锁性。齿的啮合痕 迹应大于全齿工作面积的三分之一。

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毕业设计总结 毕业设计总结

通过此次毕业设计,我不仅把知识融会贯通,而且丰富了大脑,同时在查找资料的 过程中也了解了许多课外知识,开拓了视野,认识了将来机械的发展方向,使自己在专 业知识方面和动手能力方面有了质的飞跃。 毕业设计是我作为一名学生即将完成学业的最后一次作业,他既是对学校所学知识 的全面总结和综合应用,又为今后走向社会的实际操作应用铸就了一个良好开端,毕业 设计是我对所学知识理论的检验与总结,能够培养和提高设计者独立分析和解决问题的 能力;是我在校期间向学校所交的最后一份综和性作业,从老师的角度来说,指导做毕 业设计是老师对学生所做的最后一次执手训练。其次,毕业设计的指导是老师检验其教 学效果,改进教学方法,提高教学质量的绝好机会。 毕业的时间一天一天的临近,毕业设计也接近了尾声。在不断的努力下我的毕业设 计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的大概总 结,但是真的面对毕业设计时发现自己的想法基本是错误的。毕业设计不仅是对前面所 学知识的一种检验,而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自 己原来知识太理论化了,面对单独的课题的是感觉很茫然。自己要学习的东西还太多, 以前老是觉得自己什么东西都会,什么东西都懂,有点眼高手低。通过这次毕业设计, 我才明白学习是一个长期积累的过程,在以后的工作、生活中都应该不断的学习,努力 提高自己知识和综合素质。 总之,不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多,真是万事开头难,不知道如 何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外,还得出一个结论:知识必须通过 应用才能实现其价值!有些东西以为学会了,但真正到用的时候才发现是两回事,所以 我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。 在此要感谢我们的指导老师聂松辉老师对我悉心的指导,感谢老师们给我的帮助。 在设计过程中,我通过查阅大量有关资料,与同学交流经验和自学,并向老师请教等方 式,使自己学到了不少知识,也经历了不少艰辛,但收获同样巨大。在整个设计中我懂 得了许多东西,也培养了我独立工作的能力,树立了对自己工作能力的信心,相信会对 今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力,使我充分体会到 了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好,但是在设计 过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富,使我终身受益。

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近三个月时间的毕业课题设计是我大学生活中忙碌而又充实一段时光。这里有治学 严谨而又亲切的老师,有互相帮助的同学,更有积极、向上、融洽的学习生活氛围。短 短的时间里,我学到了很多的东西。不仅学到就更多的理论知识,扩展了知识面,提高 了自己的实际操作能力;而且学会了如何去学习新的知识,学会了面对困难和挑战,学 会了团结合作,互助互利。借此论文之际,向所有帮助、关心、支持我的老师、朋友同 学,表达我最真诚的谢意。 首先感谢指导老师。本论文是在老师耐心指导下多次修改完成的。在此,我对他们 的耐心指导和帮助表达我最真诚的谢意,感谢他们在这几个月来所付出的努力。在这段 时间里,我从她们身上,不仅学到了许多的专业知识,更感受到了她们工作中的兢兢业 业,生活中的平易近人的精神。此外,他们的严谨治学态度和忘我的工作精神值得我去 学习。在此,请允许我对说一声:“老师,您辛苦了!”再次感谢您。 其次我要感谢同学们在我毕业设计的时候对我的支持和帮助,最后,我要感谢我的 母校——湘潭大学对我的栽培,让我变得更加强大。

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参考文献
[1].周有强.机械无极变速器[J].煤矿机械 1987.89-136 [2].周有强.机械无级变速器[M].北京:机械工业出版社,2011.1-42 [3].葛安林自动变速器(一)--自动变速器综述 2001.05.1-72 [4].濮良贵,纪名刚主编.机械设计[S].北京:高等教育出版社,2005.56-109 [5].吴光强;孙贤安汽车无级变速器技术和应用的发展综述[期刊论文]-同济大学学报(自然科学版) 2009.第 12 期.2-6 [6]朱张校主编.工程材料[S].北京:清华大学出版社,2001.1-96 [7].卢新田;侯国政 AMT 控制系统结构及国外主要 AMT 产品介绍[期刊论文]-汽车技术 2004.第 5 期.3-8 [8].薛庆文;王力田汽车无级变速器(CVT)结构原理与维修精华 2006.1-32 [9].郑提,唐可洪主编.机电一体化设计基础[S].北京:机械工业出版社,2003.134-176 [10].程乃士;张德臻;刘温金属带式车用无级变速器[期刊论文]-中国机械工程 2000.第 12 期.7-11 [11].阮忠唐. 机械无级变速器[M].北京:机械工业出版社.2001.79-98 [12].阮忠唐.机械无级变速器设计与选用指南[M].北京:化学工业出版社.1983.34-68 [13].徐灏.机械设计手册第 3 卷[M].北京:机械工业出版社.1991.135-169

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附录:毕业设计(论文) 附录:毕业设计(论文)外文翻译
如何延长轴承寿命
摘要: 自然界苛刻的工作条件会导致轴承的失效,但是如果遵循一些简单的规则,轴承正常
运转的机会是能够被提高的。在轴承的使用过程当中,过分的忽视会导致轴承的过热现象,也可能 使轴承不能够再被使用,甚至完全的破坏。但是一个被损坏的轴承,会留下它为什么被损坏的线索。 通过一些细致的侦察工作,我们可以采取行动来避免轴承的再次失效。

关键词: 轴承 失效 寿命
导致轴承失效的原因很多,但常见的是不正确的使用、污染、润滑剂使用不当、装卸或搬运时 的损伤及安装误差等。诊断失效的原因并不困难,因为根据轴承上留下的痕迹可以确定轴承失效的 原因。 然而,当事后的调查分析提供出宝贵的信息时,最好首先通过正确地选定轴承来完全避免失效 的发生。为了做到这一点,再考察一下制造厂商的尺寸定位指南和所选轴承的使用特点是非常重要 的。 1 轴承失效的原因 在球轴承的失效中约有 40%是由灰尘、脏物、碎屑的污染以及腐蚀造成的。污染通常是由不正 确的使用和不良的使用环境造成的,它还会引起扭矩和噪声的问题。由环境和污染所产生的轴承失 效是可以预防的,而且通过简单的肉眼观察是可以确定产生这类失效的原因。 通过失效后的分析可以得知对已经失效的或将要失效的轴承应该在哪些方面进行查看。弄清诸 如剥蚀和疲劳破坏一类失效的机理,有助于消除问题的根源。 只要使用和安装合理,轴承的剥蚀是容易避免的。剥蚀的特征是在轴承圈滚道上留有由冲击载 荷或不正确的安装产生的压痕。剥蚀通常是在载荷超过材料屈服极限时发生的。如果安装不正确从 而使某一载荷横穿轴承圈也会产生剥蚀。轴承圈上的压坑还会产生噪声、振动和附加扭矩。 类似的一种缺陷是当轴承不旋转时由于滚珠在轴承圈间振动而产生的椭圆形压痕。这种破坏称 为低荷振蚀。这种破坏在运输中的设备和不工作时仍振动的设备中都会产生。此外,低荷振蚀产生 的碎屑的作用就象磨粒一样,会进一步损害轴承。与剥蚀不同,低荷振蚀的特征通常是由于微振磨 损腐蚀在润滑剂中会产生淡红色。 消除振动源并保持良好的轴承润滑可以防止低荷振蚀。给设备加隔离垫或对底座进行隔离可以 减轻环境的振动。另外在轴承上加一个较小的预载荷不仅有助于滚珠和轴承圈保持紧密的接触,并 且对防止在设备运输中产生的低荷振蚀也有帮助。 造成轴承卡住的原因是缺少内隙、润滑不当和载荷过大。在卡住之前,过大的摩擦和热量使轴 承钢软化。过热的轴承通常会改变颜色,一般会变成蓝黑色或淡黄色。摩擦还会使保持架受力,这 会破坏支承架,并加速轴承的失效。 材料过早出现疲劳破坏是由重载后过大的预载引起的。如果这些条件不可避免,就应仔细计算
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轴承寿命,以制定一个维护计划。 另一个解决办法是更换材料。若标准的轴承材料不能保证足够的轴承寿命,就应当采用特殊的 材料。另外,如果这个问题是由于载荷过大造成的,就应该采用抗载能力更强或其他结构的轴承。 蠕动不象过早疲劳那样普遍。轴承的蠕动是由于轴和内圈之间的间隙过大造成的。蠕动的害处 很大,它不仅损害轴承,也破坏其他零件。 蠕动的明显特征是划痕、擦痕或轴与内圈的颜色变化。为了防止蠕动,应该先用肉眼检查一下 轴承箱件和轴的配件。 蠕动与安装不正有关。如果轴承圈不正或翘起,滚珠将沿着一个非圆周轨道运动。这个问题是 由于安装不正确或公差不正确或轴承安装现场的垂直度不够造成的。如果偏斜超过 0.25°,轴承就 会过早地失效。 检查润滑剂的污染比检查装配不正或蠕动要困难得多。污染的特征是使轴承过早的出现磨损。 润滑剂中的固体杂质就象磨粒一样。如果滚珠和保持架之间润滑不良也会磨损并削弱保持架。在这 种情况下,润滑对于完全加工形式的保持架来说是至关重要的。相比之下,带状或冠状保持架能较 容易地使润滑剂到达全部表面。 锈是湿气污染的一种形式,它的出现常常表明材料选择不当。如果某一材料经检验适合工作要 求,那么防止生锈的最简单的方法是给轴承包装起来,直到安装使用时才打开包装。 2 避免失效的方法 解决轴承失效问题的最好办法就是避免失效发生。这可以在选用过程中通过考虑关键性能特征 来实现。这些特征包括噪声、起动和运转扭矩、刚性、非重复性振摆以及径向和轴向间隙。 扭矩要求是由润滑剂、保持架、轴承圈质量(弯曲部分的圆度和表面加工质量)以及是否使用 密封或遮护装置来决定。润滑剂的粘度必须认真加以选择,因为不适宜的润滑剂会产生过大的扭矩, 这在小型轴承中尤其如此。另外,不同的润滑剂的噪声特性也不一样。举例来说,润滑脂产生的噪 声比润滑油大一些。因此,要根据不同的用途来选用润滑剂。 在轴承转动过程中,如果内圈和外圈之间存在一个随机的偏心距,就会产生与凸轮运动非常相 似的非重复性振摆(NRR) 。保持架的尺寸误差和轴承圈与滚珠的偏心都会引起 NRR。和重复性振摆 不同的是,NRR 是没有办法进行补偿的。 在工业中一般是根据具体的应用来选择不同类型和精度等级的轴承。例如,当要求振摆最小时, 轴承的非重复性振摆不能超过 0.3 微米。同样,机床主轴只能容许最小的振摆,以保证切削精度。 因此在机床的应用中应该使用非重复性振摆较小的轴承。 在许多工业产品中,污染是不可避免的,因此常用密封或遮护装置来保护轴承,使其免受灰尘 或脏物的侵蚀。但是,由于轴承内外圈的运动,使轴承的密封不可能达到完美的程度,因此润滑油 的泄漏和污染始终是一个未能解决的问题。 一旦轴承受到污染,润滑剂就要变质,运行噪声也随之变大。如果轴承过热,它将会卡住。当 污染物处于滚珠和轴承圈之间时,其作用和金属表面之间的磨粒一样,会使轴承磨损。采用密封和
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遮护装置来挡开脏物是控制污染的一种方法。 噪声是反映轴承质量的一个指标。轴承的性能可以用不同的噪声等级来表示。 噪声的分析是用安德逊计进行的,该仪器在轴承生产中可用来控制质量,也可对失效的轴承进 行分析。将一传感器连接在轴承外圈上,而内圈在心轴以 1800r/min 的转速旋转。测量噪声的单位 为 anderon。即用 um/rad 表示的轴承位移。 根据经验,观察者可以根据声音辨别出微小的缺陷。例如,灰尘产生的是不规则的劈啪声;滚 珠划痕产生一种连续的爆破声,确定这种划痕最困难;内圈损伤通常产生连续的高频噪声,而外圈 损伤则产生一种间歇的声音。 轴承缺陷可以通过其频率特性进一步加以鉴定。通常轴承缺陷被分为低、中、高三个波段。缺 陷还可以根据轴承每转动一周出现的不规则变化的次数加以鉴定。 低频噪声是长波段不规则变化的结果。轴承每转一周这种不规则变化可出现 1.6~10 次,它们是 由各种干涉(例如 轴承圈滚道上的凹坑)引起的。可察觉的凹坑是一种制造缺陷,它是在制造过程 中由于多爪卡盘夹的太紧而形成的。 中频噪声的特征是轴承每旋转一周不规则变化出现 10~60 次。这种缺陷是由在轴承圈和滚珠的 磨削加工中出现的振动引起的。轴承每旋转一周高频不规则变化出现 60~300 次,它表明轴承上存在 着密集的振痕或大面积的粗糙不平。 利用轴承的噪声特性对轴承进行分类,用户除了可以确定大多数厂商所使用的 ABEC 标准外,还 可确定轴承的噪声等级。ABEC 标准只定义了诸如孔、外径、振摆等尺寸公差。随着 ABEC 级别的增 加(从 3 增到 9) ,公差逐渐变小。但 ABEC 等级并不能反映其他轴承特性,如轴承圈质量、粗糙度、 噪声等。因此,噪声等级的划分有助于工业标准的改进。

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附录:毕业设计(论文) 附录:毕业设计(论文)外文翻译原文
EXTENDING BEARING LIFE
Abstract:Nature works hard to destroy bearings, but their chances of survival can be improved by following a
few simple guidelines. Extreme neglect in a bearing leads to overheating and possibly seizure or, at worst, an explosion. But even a failed bearing leaves clues as to what went wrong. After a little detective work, action can be taken to avoid a repeat performance.

Keywords: bearings

failures

life

Bearings fail for a number of reasons,but the most common are misapplication,contamination,improper lubricant, shipping or handling damage, misalignment. The problem is often not difficult to diagnose because and a failed bearing usually leaves telltale signs about what went wrong. However,while a postmortem yields good information,it is better to avoid the process altogether by specifying the bearing correctly in The first place.To do this,it is useful to review the manufacturers sizing guidelines and operating characteristics for the selected bearing. Equally critical is a study of requirements for noise, torque, and runout, as well as possible exposure to contaminants, hostile liquids, and temperature extremes. This can provide further clues as to whether a bearing is right for a job. 1 Why bearings fail About 40% of ball bearing failures are caused by contamination from dust, dirt, shavings, and corrosion. Contamination also causes torque and noise problems, and is often the result of improper handling or the application environment.Fortunately, a bearing failure caused by environment or handling contamination is preventable,and a simple visual examination can easily identify the cause. Conducting a postmortem il1ustrates what to look for on a failed or failing bearing.Then,understanding the mechanism behind the failure, such as brinelling or fatigue, helps eliminate the source of the problem. Brinelling is one type of bearing failure easily avoided by proper handing and assembly. It is characterized by indentations in the bearing raceway caused by shock loading-such as when a bearing is dropped-or incorrect assembly. Brinelling usually occurs when loads exceed the material yield point(350,000 psi in SAE 52100 chrome steel).It may also be caused by improper assembly, Which places a load across the races.Raceway dents also produce noise,vibration,and increased torque. A similar defect is a pattern of elliptical dents caused by balls vibrating between raceways while the bearing is not turning.This problem is called false brinelling. It occurs on equipment in transit or that vibrates when not in operation. In addition, debris created by false brinelling acts like an abrasive, further contaminating the bearing. Unlike brinelling, false binelling is often indicated by a reddish color from fretting corrosion in the lubricant.

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False brinelling is prevented by eliminating vibration sources and keeping the bearing well lubricated. Isolation pads on the equipment or a separate foundation may be required to reduce environmental vibration. Also a light preload on the bearing helps keep the balls and raceway in tight contact. Preloading also helps prevent false brinelling during transit. Seizures can be caused by a lack of internal clearance, improper lubrication, or excessive loading. Before seizing, excessive, friction and heat softens the bearing steel. Overheated bearings often change color,usually to blue-black or straw colored. Friction also causes stress in the retainer, which can break and hasten bearing failure. Premature material fatigue is caused by a high load or excessive preload. When these conditions are unavoidable, bearing life should be carefully calculated so that a maintenance scheme can be worked out. Another solution for fighting premature fatigue is changing material.When standard bearing materials,such as 440C or SAE 52100, not guarantee sufficient life, do specialty materials can be recommended. In addition, when the problem is traced back to excessive loading, higher capacity bearing or different configuration may be used. a Creep is less common than premature fatigue.In bearings.it is caused by excessive clearance between bore and shaft that allows the bore to rotate on the shaft.Creep can be expensive because it causes damage to other components in addition to the bearing. 0ther more likely creep indicators are scratches, scuff marks, discoloration to shaft and bore. prevent creep or To damage,the bearing housing and shaft fittings should be visually checked. Misalignment is related to creep in that it is mounting related. races are misaligned or cocked. balls track in If The a noncircumferencial path.The problem is incorrect mounting or tolerancing,or insufficient squareness of the bearing mounting site.Misalignment of more than 1/4?can cause an early failure. Contaminated lubricant is often more difficult to detect than misalignment or creep.Contamination shows as premature wear.Solid contaminants become an abrasive in the lubricant.In addition。insufficient lubrication between ball and retainer wears and weakens the retainer. this situation, In lubrication is critical if the retainer is a fully machined type.Ribbon or crown retainers,in contrast,allow lubricants to more easily reach all surfaces. Rust is a form of moisture contamination and often indicates the wrong material for the application. the material If checks out for the job,the easiest way to prevent rust is to keep bearings in their packaging,until just before installation. 2 Avoiding failures The best way to handle bearing failures is to avoid them.This can be done in the selection process by recognizing critical performance characteristics.These include noise,starting and running torque,stiffness,nonrepetitive runout,and radial and axial play.In some applications, these items are so critical that specifying an ABEC level alone is not sufficient.

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Torque requirements are determined by the lubricant,retainer,raceway quality(roundness cross curvature and surface finish),and whether seals or shields are used.Lubricant viscosity must be selected carefully because inappropriate lubricant, especially in miniature bearings, causes excessive torque. Also, different lubricants have varying noise characteristics that should be matched to the application. For example,greases produce more noise than oil. Nonrepetitive runout(NRR)occurs during rotation as a random eccentricity between the inner and outer races, much like a cam action.NRR can be caused by retainer tolerance or eccentricities of the raceways and balls.Unlike repetitive runout, no compensation can be made for NRR. NRR is reflected in the cost of the bearing.It is common in the industry to provide different bearing types and grades for specific applications.For example,a bearing with an NRR of less than 0.3um is used when minimal runout is needed, such as in disk—drive spindle motors. Similarly, machine—tool spindles tolerate only minimal deflections to maintain precision cuts.Consequently, bearings are manufactured with low NRR just for machine-tool applications. Contamination is unavoidable in many industrial products,and shields and seals are commonly used to protect bearings from dust and dirt.However,a perfect bearing seal is not possible because of the movement between inner and outer races.Consequently,lubrication migration and contamination are always problems. Once a bearing is contaminated, its lubricant deteriorates and operation becomes noisier.If it overheats,the bearing can seize.At the very least,contamination causes wear as it works between balls and the raceway, becoming imbedded in the races and acting as an abrasive between metal surfaces.Fending off dirt with seals and shields illustrates some methods for controlling contamination. Noise is as an indicator of bearing quality.Various noise grades have been developed to classify bearing performance capabilities. Noise analysis is done with an Anderonmeter, which is used for quality control in bearing production and also when failed bearings are returned for analysis. A transducer is attached to the outer ring and the inner race is turned at 1,800rpm on an air spindle. Noise is measured in andirons, which represent ball displacement in ?m/rad. With experience, inspectors can identify the smallest flaw from their sound. Dust, for example, makes an irregular crackling. Ball scratches make a consistent popping and are the most difficult to identify. Inner-race damage is normally a constant high-pitched noise, while a damaged outer race makes an intermittent sound as it rotates. Bearing defects are further identified by their frequencies. Generally, defects are separated into low, medium, and high wavelengths. Defects are also referenced to the number of irregularities per revolution. Low-band noise is the effect of long-wavelength irregularities that occur about 1.6 to 10 times per revolution. These are caused by a variety of inconsistencies, such as pockets in the race. Detectable pockets are manufacturing flaws and result when the race is mounted too tightly in multiplejaw chucks.

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Medium-hand noise is characterized by irregularities that occur 10 to 60 times per revolution. It is caused by vibration in the grinding operation that produces balls and raceways. High-hand irregularities occur at 60 to 300 times per revolution and indicate closely spaced chatter marks or widely spaced, rough irregularities. Classifying bearings by their noise characteristics allows users to specify a noise grade in addition to the ABEC standards used by most manufacturers. ABEC defines physical tolerances such as bore, outer diameter, and runout. As the ABEC class number increase (from 3 to 9), tolerances are tightened. ABEC class, however, does not specify other bearing characteristics such as raceway quality, finish, or noise. Hence, a noise classification helps improve on the industry standard.

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