智能化复合材料齿轮验台设计—-毕业论文设计.doc

济南大学毕业设计1前言1.1研究的目的与意义齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动，齿轮传动是工程中应用十分广泛的一种传动形式，它具有以下优点：工作可靠、效率高、速度范围广、传递功率范围大、结构紧凑、能保证恒定的传动比、使用寿命长等。例如传递功率可以从几瓦至几十万千瓦；速度最高可达到300m/s；而齿轮的直径可以从几毫米至二十多米，以满足不同情况下的传动。齿轮作为一种重要的传动零件，广泛应用于机床、船舶、汽车、仪器仪表及各种机械传动中，其中，齿轮的外形尺寸精确性会直接影响产品的装配以及传动的平稳性，从而影响整机的成本、周期及工作效率等。 齿轮工作中，齿面通过接触传递动力。两齿面在相对运动中，既有滑动、又有滚动，因此齿轮的表面会受到脉动接触应力及磨擦力的作用，齿轮的齿根部则会受到脉动弯曲应力的作用。另外，由于运转过程中存在过载、加工、安装或齿轮、轴、箱体的变形等引起的齿面接触不良，以及外来灰尘和硬质点的侵入等因素，这些都对齿轮的传动和使用寿命有很大影响。齿轮在工作中，主要的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合、塑性变形及轮齿折断，齿轮的失效将直接影响整个机械的使用。齿轮的性能优劣和承载能力，很大程度上决定了机械产品的质量和水平，机械设备中齿轮的摩擦磨损性能是由材料、工作参数( 载荷、速度、功率等) 、几何接触和环境条件( 温度、湿度等) 等因素决定的。因此， 研究齿轮的摩擦磨损性能,对于保证机械产品的质量有着重要的意义。1.2国内外研究现状高分子复合材料的飞速发展正在开始推动复合材料齿轮传动技术在汽车和其他工程中的应用。高分子复合材料机械零件将在开发低成本，高效率的新能源运输工具中（例如城市用的汽车，Nano和电动车辆）扮演重要的角色。与金属齿轮相比，高分子复合材料齿轮具有独特的优势：成本低，重量轻，高效率，安静的运行，运作无需外部润滑等等。 如果复合材料齿轮可用于高功率传输，这将对汽车和航空航天工程产生重大影响。在高分子复合材料齿轮设计中，尽管有一些国家标准和商业设计方法，如美国和英国的标准以及企业的设计方法（如Polypenco）。然而，几乎没有任何标准和设计方法被实践验证。实践中发现这些标准和设计方法与实验结果相差很远。这是由于这些标准和设计方法制定原于金属齿轮实践中，即评价一个齿取决于要么抗弯强度或表面耐用性，通常被称为磨损。为此开发设计智能化复合材料齿轮实验台，以便于高分子复合材料齿轮动力传输和失效机理的分析，为复合材料齿轮设计制造提供理论依据和试验数据。试验台设计目的是要经常不断地测量负载条件下的齿面磨损情况。传统的疲劳磨损试验机加载采用杠杆加载方式，不仅精度较差，而且试验过程中不能变载；测量磨损量的方法采用称重法、形状比较法、光谱分析法等，不仅工作量大，而且运转过程中的不断启停及试件拆装都会破坏磨损运转的连续性，因此无法测出连续过程的磨损曲线；而主要缺陷是在试验过程中无法对摩擦系数等过程参数作出定量连续的检测，而且试验参数值通过观测指针式仪表获得，人为误差影响较大。高分子复合齿轮可以有两种失效方式：一是通过疲劳，另一个是通过磨损。疲劳可以直接通过测量寿命试验得出，但磨损需要不断记录。为此，采用了一种传感器技术，计算机控制技术等，实现多参数实时动态检测、显示、记录和数据采集，动态存储。1.3研究的内容与方法本试验台设计是通过电热丝的加热系统将试样温度加热到设定值，再通过悬臂砝码加载系统加上试验所需的载荷值，使得试验装置产生一定倾角，同时驱动样试验齿轮啮合传动，在一定温度及载荷下，进行齿轮的连续磨损的测量，由计算机实时检测出材料的试验扭矩、温度、倾斜角等数据。主要设计内容为：机体结构设计、传动系统设计、悬臂加载系统设计、加热系统设计和检测系统设计。1、控制调节参数 温度（0400 ）、时间、加载范围（50500N）和转速(主轴为无级变速，01500rpm，) 2、实验机具有足够的机械稳定性和调节试件和实验参数的能力3、实验机应调整方便，实验结果分散度小，重复性好，实验精度高2设计方案与原理2.1试验台设计试验台设计目的是要经常不断地测量负载条件下的齿面磨损。高分子复合齿轮的测试在很大程度上与金属齿轮一样，采用了背对背测试配置中的齿轮的扭矩在一定水平上加载。变速箱包含一对相同的金属齿轮，它不需要更换，同时对聚合物的测试设备反向设置。电机驱动的安排需要克服系统中齿轮滑动和摩擦磨损的损失。早期实验表明，该标准安排不能令人满意，因为作为聚合物齿轮经过大量的磨损，其内置的扭矩不能测试出来。为了克服这种局限，在连接试验齿轮的轴承座处,向枢纽和齿轮力臂和可调重量加载。这种方式使得一个恒定的扭矩加载到测试齿轮上,从而忽略了齿的磨损的影响。2.1.1基本结构如图2.1所示，齿轮箱3的中心距为60mm，两测试齿轮通过枢轴块组装箱8支撑。测试齿轮10的中心距可以通过中间的间隙来调整，连接齿轮箱和两测试齿轮之间的两轴5、6包含了两万向联轴器7，当测试时，它可以可以使两枢轴块旋转。电动机1带动轴旋转，再通过带2传动，传到齿轮箱3。最初的枢轴块组装箱的位置可以通过离合器4来调整。1-电机 2-皮带 3-齿轮箱 4-离合器 5-轴 6-轴 7-万向联轴器 8-枢轴块组装箱 9-电容位移传感器 10-测试齿轮 11-桥式放大器 12 -A/D转换器 13-计算机 14-电热丝加热装置 15-加载杆 16-砝码加载图2.1 齿轮实验台设计整体图通过电热丝14加热到设定的试验温度，齿轮加载通过加载杆15和砝码16来进行。枢轴块通过滚动轴承来支撑，再通过横梁安装到底座上的门式框架上。这样的加载方法允许有较大的磨损量，而它对施加扭矩不会产生较大的影响，它是一种功能独特的试验台结构。电容位移传感器9来测量试验中枢轴块的旋转，从而间接测量测试齿轮的磨损状况。2.1.2 试验台设计参数 齿轮节圆距： mm 轴直径： 18mm 测试齿轮转速： 300-1500r/min 加载范围： 1-35Nm 功率范围： 0-1kw 试验环境温度： 20oC 最大磨损量： 3mm2.1.3 中心距的调整方式为获得两测验齿轮的中心距，枢轴块组装箱做成两部分，之间放置四个垫片，来调整所需要的距离。测试齿轮节圆直径，无侧隙： dp=da （2.1） 两节圆距离可通过下式估算： e= （2.2） 2.2加载方式 如图2.2所示，假定轴承无摩擦，则力矩平衡等于自重扭矩加上对两轴施加的扭矩，即： WL=T1+T2 （2.3） 其中，W在枢轴块终端的所有等效力 L在W方向上距枢轴块的水平距离 T1主动轴上的扭矩 T2从动轴上的扭矩 T1=T+DT （2.4） T2=T-DT （2.5）其中 T测试齿轮上的扭矩 DT轴承上的摩擦力矩将式子2.4和2.5代入式子2.3中，自重力矩和测试齿轮上的力矩关系为： WL=2L （2.6）图2.2 力的加载及磨损量测量2.3磨损测试原理 在测试齿轮安装到试验台之前，枢轴块可绕旋钮自动旋转。在测试齿轮安装完后，枢轴块的旋转通过啮合齿轮来停止。在测试中，当齿轮轮齿表面发生磨损时，自重会导致枢轴块发生旋转，这样可以保持轮齿始终接触。测量旋转角度，再转换为对磨损量的计算。当轮齿磨损时，在轮齿啮合中的相关运动包含一工作量。这个量等于齿轮接触应力乘以轮齿啮合的磨损深度即： U=Fn2W1 （2.7）这个量由枢轴块在自重扭矩方向上的旋转产生： U=WL （2.8） 为了平衡力矩，二者相等，即： Fn2W1=WL （2.9）用扭矩T来代替式2.9中的WL可得： Fn2W1=2T （2.10）接触应力用扭矩表示为： Fn= （2.11）则： W1= （2.12） 这就是间接通过枢轴块的旋转角度得到的磨损量的转换公式。2.4磨损测量方法要获得齿轮磨损的磨损量,仅需要测量枢轴箱的旋转角度。有两种测量旋转角度的方法：一种是直接测量，另一种是间接测量。第一种有一定的局限性，因为枢轴块的旋转角度范围很小，而测量角度精度要求很高，高精度测量角度的传感器很难制造并且成本高。更为经济方便的测量旋转角度的方法是测量枢轴块上某个特定点的水平位移，如图2.2所示枢轴块的旋转角度通过下式得到： （2.13）将代入式得： （2.14） 作为一个参照，枢轴块的旋转运动测量采用了千分表，然而对于齿轮表面的磨损量的测量，不可能仅通过千分表产生一个完整的记录，所以用一个实时测量系统来代替千分表的读数。千分表是用来校准系统的传感器的。这里的实时测量系统和千分表的精确度都很高。2.5测试过程（1）选择试验所需要的扭矩和适于齿轮的转速。（2）检查节圆直径，调整两节圆的距离。（3）检查所有螺栓是否紧固在实验台上。（4）检查实施监测系统的连接是否正常。 （5）安装齿轮并轴向固定。 （6）校准电容位移传感器。 （7）将枢轴块组装箱提升至水平线以上接近3度的位置，按住传动皮带，使离 合器片绕椎旋转，用楔子垫组装在此位置， 最后拧紧离合器。 （8）安装测试齿轮。 （9）移走楔子块，让枢轴块组装箱轻轻靠近试验位置并开动电机。 （10）从电机开始运转，记录数据。3结构设计3.1 选择电动机选择电动机类型 试验台无特殊要求，选择Y系列三相异步电动机，选择安装方式为卧式。选择电动机的功率 测试齿轮工作的功率给定为1KW，传动效率很高，则选择的电动机的功率应稍大于工作机所需要的功率，因此选择电动机额定功率为1.1KW。选择电动机的转速由主轴转速为无级变速,且变动范围为300-1500r/min，传动机构为带传动，选择带的传动比为i=1.5，则选用变频调速电动机，且转速范围为：n=inw=1.51500=2250r/min由上，可以确定选择电动机型号为Y802-2，额定功率为1.1KW，满载转速为2825r/min，同步转速为3000r/min。3.2 带的设计确定计算功率p ca由表8-7查得工作情况系数Ka=1.0 p ca =KaP=1.01.1=1.1(KW) (3.1) 选择V带带型根据p ca ，n1 由图8-11选用Z型确定带轮基准直径dd并验算带速v（1） 初选小带轮基准直径dd 由表8-6, 8-8取dd1 =71mm（2） 验算带速v按式8-13 V= =8.36(m/s) (3.2)因为5 m/s v 30 m/s故带速合适（3） 计算大带轮基准直径 取传动比i=1.5根据式8-15a dd2=idd1=1.571=106.5 (mm) (3.3)根据表8-8，圆整为dd2=112mm 确定V带中心距a,基准长度Ld（1）根据式8-20，初定中心距a0=240mm（2）由式8-22 计算所需基准长度Ld0=2a0+（dd1+dd2）+ =2240+(71+112)+ =769.06(mm) (3.4)由表8-2选带的基准长度Ld=800(mm)(3)按式8-23计算实际中心距a a=a0+=240+255mm (3.5)amin=a-0.015Ld=243mm amax=a+0.03Ld=279mm则中心距变化范围为243mm-279mm 验算小带轮上包角 1=180o-(dd2-dd1)= 180o-(112-71)170.8o90o (3.6)计算带根数（1）计算单根V带额定功率Pr由dd1=71mm n1=2250r/min查表8-4a得Po=0.4kw根据n1=2250rpm i=1.5 和Z型带 查表8-4b po=0.03kw查表8-5得K=0.98 表8-2得KL=1.00 Pr=(Po+po) KKL=（0.4+0.03）0.981.00=0.421(kw) (3.7 )（2）计算V带根数Z Z=2.61 (3.8) 取3根计算单根V带初拉力的最小值Fmin由表8-3得Z型带单位长度质量q= 0.06kg/m所以 Fmin=500=500=30.92(N) (3.9)应使带的实际初拉力FFmin 计算压轴力Fp Fpmin=2Z Fminsin=2330.92sin=184.92(N) (3.10) 带轮结构设计:见图纸 带轮材料 两带轮均选择 HT1503.3 齿轮的校核3.3.1校核齿轮接触疲劳强度 （3.11）计算齿轮传递的扭矩 T1=31800（Nmm） （3.12） T2=6300（Nmm） （3.13）由图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=600（MPa）由式10-13计算应力循环次数,可选定为: N=60n1jLh=6015001（2830015）=6.48109 （3.14）由图10-19取接触疲劳寿命系数KN1=KN2=0.95 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得 H=0.95600=570（MPa） （3.15）去弹性影响系数配对齿轮材料选取锻钢由表10-6查得ZE=189.8MP计算圆周速度V V=4.71（m/s） （3.16）计算齿宽b，由表10-7选取齿宽系数=1 b=d1t=160=60（mm） （3.17） 计算齿宽与尺高之比 模数mt=2齿轮h=2.25mt=2.252=4.5 则=13.3 （3.18）计算载荷系数 根据V=4.71m/s 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.14直齿轮KH=KF=1 由表10-2查得使用系数KA=1 由表10-4用插值法查得7级精度齿轮相对支承对称布置时KH=1.309 K=KAKVKHKH=11.1411.309=1.49 （3.19）两轮齿廓曲率半径之比u=1则 Ft=1060（N） （3.20）则将上述数据代入公式（3.11） =2.5189.8 =444.47MPa570MPa （3.21）可知，齿轮疲劳强度在允许范围内，安全。3.3.2 校核齿根弯曲疲劳强度 （3.22）由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳极限FE1=FE2=380(MPa)由图10-18取齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 =238.86MPa （3.23） 计算载荷系数K由=13.3 KH=1.309 查图10-13得KF=1.3，故载荷系数 K= KAKVKFKF=11.1411.3=1.482 (3.24)查取齿形系数，由表10-5查得YFa1=YFa2=2.28查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=YSa2=1.73则 =51.64MPa238.86 MPa （3.25）可知，齿根弯曲疲劳强度在允许范围内，安全。3.4 齿轮箱的设计3.4.1轴的结构设计 选取轴的材料为45钢，调质处理。初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径 根据表15-3，取A0=120mm dmin=17.9（mm） （3.26） 因此，选取最小直径为18mm。图3.1 齿轮箱传动轴1 由于轴左端接带轮，由带轮宽B=27mm 取1-2段长度L1-2=40mm 取直径d1-2=18mm取2-3段直径d2-3=20mm初选滚动轴承，它可以轴承受径向力和轴向力作用。选单列圆锥滚子轴承，选0基本游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30204。其尺寸为： dDT=20mm47mm15.25mm 故d2-3=d6-7=20mm (3.27)由于轴承挡圈的选取，总宽度为17mm则L2-317+15.25=32.25mm 取L2-3=35mm 由轴承30204安装知da26mm,取右端3-4段d3-4=26mm,取安装齿轮处轴段5-6的直径d5-6=25mm.齿轮左端轴肩定位轴肩高度h0.07d取h=2.5mm,轴环宽b1.4h,取b=5mm.已知齿轮轮毂宽度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段应略短于轮毂宽度，取L5-6=58mm齿轮右端与轴承之间采用套筒定位，轴承端盖总宽度为17mm,轴承宽15.25mm，取L6-7=55mm,套筒长L=2+11+5=18mm (3.28)由于轴承30204安装知da26mm,取套筒直径为d=30mm取d7-8=18mm，由此段安装安装离合器，取L7-8=35mm取齿轮箱内壁之间距离a=11mm,在确定轴承位置时应距箱体内壁一段距离s取s=5mm,轴承宽度为T=15.25mm,齿轮宽L=60mm则 L3-4=a+(s-5)=5+(11-5)=11mm L6-7=s+a+T+m+2+e+5=5+11+15+10+2+7+5=55mm (3.29)同理第二个轴，无1-2段只需保证安装轴承段2-3长度取L2-3=16mm.其他结构与上相同,轴2如图所示图3.2 齿轮箱传动轴23.4.2轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接由d1-2=18mm L1-2=40mm 查表得平键公称尺寸 bh=6mm6mm (3.30)键槽长为32mm,为保证带轮与轴的配合有良好对中性，选择轮毂与轴的配合为。齿轮与轴的周向定位采用平键连接由d5-6=25mm,L5-6=58mm,查表得平键公称尺寸 bh=8mm7mm (3.31) 键槽长为50mm,为保证齿轮与轴的配合有良好对中性，选择轮毂与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合 此处选轴的直径尺寸公差为m6.确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2 取轴端倒角为145o，各轴肩处圆角半径R=1mm3.4.3轴的校核 轴上功率、转速、转矩 P=1KWn=300r/min-1500r/minT=9550000得T=637Nmm-31800Nmm (3.32) 求作用在齿轮上的力 齿轮的分度圆直径为d=60mm，而周向力Ft径向力Fr轴向力Fa的大小为： Ft=N=1060N Fr=Ft=1060=390N Fa=Fttan=1060tan8o=149N (3.33)周向力Ft径向力Fr轴向力Fa的方向如图所示图3.3 轴的载荷分析图 求轴上载荷首先做出轴的计算简图，确定轴承的支点位置，从手册中查取a值。对于30204型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=11mm.因此，作为简支梁的轴制成的跨距为L2+L3=49mm+51mm=100mm。根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图。从轴的结构图和弯矩图，扭矩图中可以得出截面C是危险截面。将计算出的截面C处的MH、MV、及M值列于表3.1中表3.1 轴上弯矩扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F(N)FNH1=540.6 FNH2=579.4FNV1=243.6FNV2=146.4弯矩M(Nmm)MH=26489.4MV1=11936.4MV2=7466.4总弯矩(Nmm)M1=29054.5M2=26594.4扭矩T(Nmm)T=31800.按弯矩合成应力校核轴的强度校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩的截面，即危险截面C的强度。根据式15-5及上表中的数据，取=0.6，则轴的计算应力为 ca=MPa=2.22MPa (3.34)由轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1，查得-1=60MPa因此ca-1.精确校核轴的疲劳强度(1) 判断危险截面由于轴的最小直径是按轴的扭矩强度确定的, 而键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中对轴的疲劳轻度影响较小，所以截面A,2,3,7,B无需校核。 从应力集中看，截面5，6处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载情况看,截面C的应力最大。截面5，6应力集中的影响相似,但截面5的轴径较大,故不必校核。截面C虽然应力最大，但应力集中不大且轴的直径最大，故不必校核。截面3，4不必校核。因此只需校核截面6的左右两侧即可。(2)截面6右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1203=8000mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2203=16000mm3 (3.35) 截面6右侧的弯矩M为 M=2954.5=15011.5Nmm (3.36)截面6上的扭矩T为 T=31800Nmm截面上的弯曲应力 1.876 MPa (3.37) 截面上的扭矩切应力 T=1.99 MPa (3.38) 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B=640mpa -1=275mpa -1=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表3-2查取。因 经查值后查得 =1.74，=1.36又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为 q=0.82，q=0.85故有效应力集中系数按式为K=1+ q （1）=1+0.82（1.74-1）=1.61 K=1+ q（1）=1+0.85（1.36-1）=1.51 (3.39) 由附图3-2的尺寸系数=0.67，=0.97轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92取q=1，按式3-12，3-12a得综合系数为 K=2.49 K=1.39 (3.40) 又由碳钢的特性系数取=0.1，=0.05于是，计算安全系数Sca值，按式15-6 15-7 15-8得 S=58.86 (3.41) S=12.36 (3.42) Sca=12.1S=1.5 (3.43)故可知其安全。(3)截面6左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1253=15625mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2253=31250mm3 (3.44) 截面6左侧的弯矩M为 M=2954.5=15011.5Nmm (3.45) 截面6上的扭矩T为 T=31800Nmm截面上的弯曲应力 0.96 MPa (3.46) 截面上的扭矩切应力 T=1.02 MPa (3.47) 过盈配合处的由附表3-8用插值法得=2.4 =0.8=1.92轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92取q=1，按式3-12，3-12a得综合系数为K=2.49 K=2.01 (3.48) 计算安全系数Sca值，按式15-6 ，15-7， 15-8得 S=115.04 (3.49) S=10.8 (3.50) 则 Sca=32.68S=1.5 (3.51)故可知其安全。3.5轴承的校核查表可知圆锥滚子轴承30204的基本额定动载荷C=28200N，基本额定动载荷C0=30500N，由表13-3取预期寿命为Lh=8000h，计算系数为e=0.35 ，Y = 1.7求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面，由分析可知 Fr1V=101.7N Fr2V= Fre-Fr1V=390-101.7=288.3N (3.52) Fr1H=Fte=519.4N Fr2H= Fte- Fr1H=540.6N (3.53) Fr1=529.26N Fr1=612.67N (3.54)求两轴承的计算轴向力查表得轴承派生轴向力Fd=，则 Fd1=155.67N Fd2=180.2N (3.55) Fa1=Fae+Fd2=329.2N Fa1=Fd2=180.2N (3.56)求轴承当量动载荷 =0.622e =0.294e由表13-5分别进行查表计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X1=0.40 Y1=1.7对轴承2 X2=1 Y2=0按表13-6，fp=1.0-1.2 取fp=1.0P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=771.34N P2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=612.67N (3.57).验算轴承寿命因为P1 P2，所以按轴承1的受力大小验算 Lh=542962.94hLh (3.58)故所选轴承满足寿命要求。3.6离合器的选择 由于梯形牙嵌式离合器的强度高，且能传递较大的扭矩，能自动补偿牙的磨损与间隙，减少冲击，故选取梯形牙嵌式离合器，用手动接合和脱开，d=18mm,齿数Z=7，D=40mm,h=4mm,h1=5mm3.7万向联轴器的选择由负载的扭矩范围可查表，选择万向联轴器型号为WSD4。其公称转矩为Tn=45Nm，内径为d=18mm，外径为D=32mm。选择J1型号联轴器，则主动轴，从动轴深入联轴器内径的距离为L=30mm,总长度为Lo=82mm.3.8枢轴块组装箱的设计3.8.1轴的结构设计取轴的最小直径为18mm，即d1-2=18mm(1)1-2段接测试齿轮，取L1-2=60mm(2)选取0基本游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承，型号选取30204。其尺寸 为dDT=20mm47mm15.25mm(3)由安装轴承da 26mm ，则取d3-4=26mm(4)5-6段接万向联轴器，取d5-6=18mm 取L5-6=35mm图3.4枢轴块组装箱轴3.8.2轴的周向定位及倒角圆角 (1)测试齿轮与轴的周向定位采取平键连接，由d1-2=18mm，齿轮宽17mm,查表得平键公称尺寸为bh=6mm6mm,长为14mm。为保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为。(2)滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 (3)取轴端倒角为145o 各轴肩处圆角半径为R=1mm 3.8.3加载加载杆直径选取为d=20mm，长为510mm，伸入枢轴箱端与门式框架的轴垂直位置放置，留一定调整间隙，并轴向固定好。在加载杆终端为砝码加载，由于加载范围为50-500N，应在此范围选择砝码，以满足试验需求。如图3.5所示图3.5 枢轴块组装箱3.8.4中心距调整设计 枢轴箱由两部分组成，通过调节两箱体的距离进而进行试验。如图3.6所示。紧固装置：螺栓四个，四个角设置，选取M8mm六头角螺栓。连接装置：销孔两个，对角设置。d=10mm,销长度为L=40mm。中心距调整装置：螺纹孔两个，对角设置。选取M10mm六头角螺栓调整。图3.6枢轴箱3.9加热装置设计测试齿轮采用电阻丝加热，加热范围为0o-400o C，外用绝缘层隔离，以保持试验设定的温度值，并用温度传感器来检测以协