微摩擦测试仪机械装置设计)最终修改版.docx

1 绪论
1.1 引言
微机械构件表面的微摩擦不同于宏观摩擦，也不同于原子力/ 摩擦力显微镜探针与基片之间的微摩擦，因此，宏观或微观摩擦实验仪器对于微摩擦的研究有很大的局限。随着微机械应用日益广泛，其微摩擦学问题日渐突出．微摩擦学引发了对表面改性纳米膜(或涂层)的关注，表面微纳米膜可以大幅度降低微摩擦磨损，从而提高微机械的使用寿命，微动摩擦测试系统机械装置成为评估这些膜的必要和有效工具。
本课题旨在设计一种考虑微机械工况的销盘式微摩擦测试仪与数据处理系统,采用微应变片获取摩擦力及载荷导致的变形信号，通过A/ D 卡采集数据，在数据处理系统中进行数据处理，从而获得微摩擦力和微载荷的数值，为微摩擦特性测试和分析提供一种手段，主要设计任务是为摩擦测试仪器机械装置的设计，我的本次毕业设计选择了微摩擦测试系统机械装置的设计的设计这个课题。
1.2 国内外研究现状及发展趋势
1.2.1 国内外研究现状
随着我国信息科学技术的不断进步与测试水平持续提高为研制微动摩擦测试仪器提供了可行性基础。目前关于微动摩擦测试仪的常见类型有如下几种:
(1)力平衡法，是用一个已知的力来平衡待测的未知力。例如，机械杠杆式测力
计; 文献[6]中就利用杠杆原理来实现对法向载荷的加载与测量。
图1-1力平衡法测力示意图

(2)光学反射法，是一种广泛应用于微纳米测试仪器中测量方法。
图1-2光路系统原理图
中科院长春光机所研制的光反射法微摩擦测试仪，由微位移进给机构、光电探测系统、数据采集处理系统组成。光电探测系统如图1-2所示，由两套激光光源、准直及聚焦透镜、硅传感器、两套CCD探测器及其机械调节系统组成。激光器1、硅传感器1及CCD1用来测量正压力，激光器2、硅传感器2及CCD2用来测量摩擦力。激光光源采用可见光半导体激光器(GaAIAs Laser，波长为670nm，功率为3mW)作为单色光源，光束经准直及聚焦透镜汇聚，入射到硅传感器上，再经硅传感器的抛光面反后照射到CCD探测器的光敏面上，得到光斑的初始位置。两硅片相互垂直安放，当两硅片受到正压力及水平摩擦力时发生偏转，反射激光也偏转相应的角度，CCD上的光斑位置也发生了相应变化。硅片的挠度反映了探针和试件间作用力大小，反映到CCD上就是光斑所在像元几何位置的变化，由此通过标定可得到正压力及摩擦力大小。实验测试结果表明，该仪器摩擦力测试满足分辨率为50微牛，量程200毫牛的技术指标，重复率约为1.3%，总精度为2.257%a
(3)压电法，利用晶体的压电效应，将力转换成电荷并通过二次仪表转换成电压。
1

图1-3 压电法测力示意图

(4)应变片法，其原理是把检测力转变成弹性元件的应变，再利用电阻应变效应将应变转化为电阻变化，继而通过电桥进一步转换成电压信号，从而间接地测出力的大小。
南昌大学机电工程学院研制的球盘式微摩擦测试仪I21I81，基于簧片和应变片，通过应变仪测量压力和摩擦力。采用二维精密平移台上下移动实现正压力的加载和测头位置的移动;测试试件粘贴在工作台上，采用电机带动工作台转动，完成摩擦副的运动;将电阻应变片贴在一个簧片上，当簧片产生变形时，相应的应变片的电阻就会发生变化，从而力所产生的应变就被转换成了电信号.这个电信号通过一定的信号处理后，被A/D卡采集下来，然后输入到计算机中进行加工处理。可以得出应变的大小，最终能够将应变还原成载荷和摩擦力的值，从而实现测试的目的，如图1-4所示。
图1-4 测试仪原理图
该测试仪的测力部件采用了两个测力簧片，通过一个立方体连接到一起，如图1-5。

A.测头 ；B.簧片 ； C.立方块 ； D.应变片
图 1-5测力部件结构
由立方体来保证两簧片间相互垂直。这样的设计加工的工艺性和精度得料和尺寸可根据实际所需更换。同时，采用箔式应变片，在结构上，每一个测力簧片上有

一组4个应变片，被两两分贴在簧片的正反两面，组成一个全桥回路，这样的结构既提高了电桥对微力的灵敏度，又能够进行温度补偿，因而提高了测量的精度。以保证[[9]。测头设计并制作成半球形或其他形状，与簧片豁结在一起，测头的材料和尺寸可根据实际所需更换。同时，采用箔式应变片，在结构上，每一个测力簧片上有一组4个应变片，被两两分贴在簧片的正反两面，组成一个全桥回路，这样的结构既提高了电桥对微力的灵敏度，又能够进行温度补偿，因而提高了测量的精度。
该摩擦测试仪测量的加载范围在微牛到毫牛之间，正压力和摩擦力的分辨率
能够分别达到20微牛和10微牛。
根据国外从事微动摩擦学试验仪研究发表论文的数量统计,英、法、美、日、加这5个国家进行动摩擦学研究的总体水平最高。这里主要介绍位移法的微动摩擦学试验仪。 所谓位移法，是通过位移传感器间接测量力。目前主要用以测量位移的传感器有电容式位移传感器和非接触电涡流位移传感器。

图 1-6 电容传感器结构示意图
电容传感器具有功耗低、噪声特性好、高灵敏度以及对温度和振动敏感性小等优点。与横向电容式传感器(改变电容极板正对面积)相比，纵向电容式传感器(改变电容极板间距离)具有更高的灵敏度，但是其存在较大的线性误差。梳齿差分式电容传感器，能够克服纵向电容传感器的这一缺点，在获得高灵敏度的同时保证线性关系。其结构由三部分组成，中间可移动部分和上下两边固定部分，如图4所示。固定电容器的两个梳齿分别放于中间可移动电容器梳齿的两边，可以使固定电容器的梳齿间相互隔绝。
当传感器探针受到轴向力，单向弹簧产生弯曲变形，使得内部的可动电容极板((2)移动，朝x正方向时，极板(2)远离极板(1)且靠近极板(3)，导致电容差值在外部图 1-7传感器及读出电路示意框图
固定电容极板((1)、(3)上加上交流信号，形成如图1-7所示差分电路。
存在于微动腐蚀中的摩擦，其加载的接触压力大约在O.O1N到2N，运动幅度在微米量级，是介于宏观摩擦与微观摩擦之间的微摩擦力。上述方法中力平衡法精度较低，不适合微摩擦测试;压电式测量法其缺点是仅适用于动态力的测量。光学法具有最高的精度，但是需要的投资较大;电阻应变片法测试电路相对简单，结构紧凑，工作稳定，其实践应用也相当成熟，虽然其分辨力无法与光学法相比，但是已能满足测试系统的精度要求;位移法通过位移传感器间接测量力也是一种合适的方法，且市场上的位移传感器分辨力最高能达到0.01微米，动态特性也好，也能满足要求。
1.2.2 国内外技术发展趋势
微动摩擦测试仪的研究越来越受到国内研究人员的重视，并目己经取得了明显的进展，但与工程实际需要尚有很大差距，微动损伤问题在设计阶段是很难甚至无法解决的，而微动摩擦研究本身，又具有多学科性、多影响因了性和因了参量时变性的特点，故此研究工作十分困难与复杂在这种情况下，我们必须面向工程实际需要进行深入系统的微动摩擦测试仪的研究。
国外关于微动摩擦测试仪的研究一般体现在继续向工矿企业传播微动摩擦学知识和研究成果，主要开展失效分析与交流，收集和研究微动损伤的例证，建立图谱,，以求准确处理微动失效故障，促进微动损伤研究的深化与发展，并探索微动损伤的早期诊断和监控等。
1.3 本文的主要工作
本课题旨在设计一种考虑微机械工况的销盘式微摩擦测试仪与数据处理系统,采用微应变片获取摩擦力及载荷导致的变形信号，通过A/ D 卡采集数据，在数据处理系统中进行数据处理，从而获得微摩擦力和微载荷的数值，为微摩擦特性测试和分析提供一种手段，主要设计任务是为微摩擦测试仪机械装置的设计。首先介绍微摩擦测试仪国内外现状，然后推出微摩擦测试仪机械装置的两套设计方案并进行比较分析确定最佳方案。在进行摩擦测试仪传动机构结构的设计计算和结构设计。最后进行小结和进一步工作的展望。
2 微摩擦测试仪的总体设计
2.1 微摩擦技术简介
微摩擦力测量仪有别于纳米摩擦学的实验测试仪器。在纳米摩擦学的实验测试仪器中无论其所施加的载荷还是所研究的材料的面积甚至于相对滑动的速度都是采用纳米量级的。它们研究的是原子、分子尺度上摩擦界面的微观结构和特性。而这里要开发的微小摩擦力测量仪则是在微小面积接触和微小载荷作用下测试摩擦力的一种仪器。它的载荷是毫牛顿级，这与纳米量级来进行比较毫无疑问是相当大的，但相对于宏观载荷来说又是相当小。并且，它的相对滑动速度是宏观中的低速、微观中的极高速。在机械领域中这种条件下的摩擦是经常可以看见的，但在系统分析中我们到底使用宏观的摩擦学理论还使用微观的理论呢?这就需要我们对这种条件下的摩擦来进行分类，并通过对该仪器的实验来找到与之相适合的理论。
由滑动摩擦的宏观研究得出，固体摩擦遵循 Amontons (阿蒙顿)摩擦公式[15]，即摩擦力F与载荷P成正比，其比例常数μ为摩擦系数
Ϝ=μΡ (2.1)
在界面摩擦过程中[15]，有
Ϝ = C1P2/3+C2P+C3P4/3 (2.2)
式(2，2)中，C1，C2，C3分别为于粘着能w、弹性常数K、球体半径
r等有关的函数。
由式(2.2)分析可知，在组成界面摩擦力的各项因素中，统称第三项所占比例较小，可以忽略不计。当表面粘着强度较大时，第一项是界面摩擦力的主要成分，此时可以近似地采用式中的一项.而当外加载荷P相对较大时，界面摩擦力将以第二项为主，接近于描述常规摩擦的Amontons公式(2.1)。
由以上可知，用此课题所开发出的测试仪测量摩擦力时，由于外加载荷P相对较大，因此在计算公式上与常规摩擦应用的公式相近.但在机理上，是否相似，还有待于进一步研究。这样在研究中我们只需研究摩擦系数在不同条件下的变化，从而在实际应用中为设计和制造选择最优的工作条件创造实验依据。
因为在实验中相对滑动的线速度是较低的，那么就会出现摩擦性能不稳的情况，通过实验找到可使摩擦稳定的方法也就可以控制摩擦.如果将两材质间加入润滑材料，还可为机构间选择润滑剂提供参考基础。同时，在起制动时，通过对其静摩擦力的研究，为降低静摩擦减少起制动能耗提供依据。
2.2 测试仪的总体设计
在微小摩擦测量中，正压力和摩擦力均很小，给精确测量带来较大困难。就微小正压力施力系统的设计而言，该系统必须具有很高的细分能力，其次，微负荷的测量本身需要采取一些特殊的技术措施，目前主要采用的有摆锤法[18][19]、变形法与位移法[16]～[23]。其中，摆锤法以摆角的变化测量摩擦力。但不适用于摩擦与磨损试验;变形法与位移法通常以读数显微镜测量摩擦力，但读数又不方便.
本文设计了一种微负荷摩擦试验系统，施力机构与测试系统合为一体，可同时测量正压力和摩擦力。不但适用于摩擦系数的测量，而且可用来进行摩擦与磨损试验。
一 设计中需要解决的技术难点和关键技术:
1.微小接触载荷的加载方法以及加载精度的保证.;
2.摩擦力加载模块的机械结构小型化、载荷连续可调和操作简单的实现;
3.运动部件的运动精度保证;
4.摩擦测头小体积、易更换的实现;
5.测量误差的分析和测试精度的保证;
二 装置的组成及测量原理
微小摩擦测试仪的测量原理如图2. 1所示。

进给调整装置
正压力加载系统
微 测力臂

磨 测力臂
应变传感器
擦 测力系统（正压力、摩擦力）
控制电路
测 显示仪表 数字示波器
摩擦盘
试 转动装置
主轴
仪 传动系统
磁敏电阻传感器
电机驱动系统
电机闭环控制系统
图2. 1系统原理框图
微小摩擦测试仪的结构原理如图2. 2a所示。

在此处键入公式。

图2. 2a系统结构原理图
微小摩擦测试仪的整体照片图如图2. 2b所示

图2. 2b测试仪整体图
(1)微小摩擦测力系统
该测力系统包括正压力和摩擦力测量两部分。测力系统由应变传感器、测力臂、控制电路、显示仪表等组成。应变传感器与测力臂构成力传感器。测力臂由两组平行板弹簧组成:前端水平安装的平行板弹簧用来测量正压力，叫正压力平行板弹簧;后端竖直安装的平行板弹簧用来测量摩擦力，叫摩擦力平行板弹簧。如图2. 3所示.
通过调整垂直进给装置的进给量，使正压力平行板弹簧发生形变.进而产生正压力施加在摩擦头上，使摩擦头与旋转的转盘接触，发生摩擦.通过测头将摩擦力传给摩擦力平行板弹簧，使其发生形变，由应变传感器测得应变，进而得到摩擦力.应变传感器的原理是将传感器的机械变形转换成传感元件的电阻变化，当测力梁受力变形时，固定在梁上的传感元件(应变片)也随着变形.设传感元件(应变片)初始电阻为R，电阻变化量为△R，则
电阻变化率与应变间的关系为:
△R/R =K0 ε或△R=K0 ε R.
式中: ε为应变，K0为传感元件的灵敏系数。

图2. 3测力臂原理结构图
当K0为常数时，电阻变化与应变ε呈线性关系。在本测试系统中，所用应变传感器的灵敏系数约为2. 0，因此，可以近似的认为测力系统的测力传感器是线性的.
在本测试系统中，所用传感器元件材料的灵敏系数约为2. 0，非线性误差小于0. 1，横向灵敏度K≤0.5%.由此可见，该传感器可实现高精度测量，且只反映主应力，横向应力影响很小.为提高传感器的灵敏度，除选用灵敏系数K较大的传感元件外，还需合理设计测力臂的几何尺寸。该测试系统传感器输出信号灵敏度为1. 5mV/mN，基本不受外界环境影响，但温度变化可导致其漂移，因此在测试电路中要有温度补偿电路.本测试系统采用具有高精度和良好直流放大特性的ICL7650运算放大器，经放大后接显示仪表.
(2)位置调整系统
位置调整系统由水平进给和垂直进给组成.进给系统采用了北京光学仪器厂的精密位移台，型号为PTS103M和TMS202。它们的进给精度为Sam，最小读数为l0um.它可在一定范围内调节测头的X, Y, Z方向的位置，改变摩擦头在转盘上的位置。这样可以调节被测件触点的回转半径，进而改变被测试件间的相对运动速度.今后，X, Y, Z实现自动控制，可以实现纳米级微小切削。
(3)转动系统
转动系统包括转动装置、电机驱动系统。转动装置由转盘，主轴等组成。驱动系统是驱动电机转动，通过皮带传动驱动转轴，使转盘转动，通过测速系统测得转盘的转速.调节电机的转速和调节被测试件触点的回转半径，就可以改变被测试件间的相对运动速度。
3 微摩擦测试仪进给系统
3.1 进给系统概述
进给系统的作用是完成对微小摩擦测力传感器施加力(即使传感器的平行板弹簧在Z方向发生弯曲形变)、改变摩擦测头在摩擦盘上的径向位置((X方向)、保证测力传感器的中线与摩擦盘的直径共线、以及起到找正对准的作用等.
进给系统为手动系统，它由两组北京光学仪器厂的精密位移台组成。该位移台采用了线性滚珠导轨，交又滚柱导轨和精研燕尾副等多种导轨形式，细牙螺杆，微分头和精研丝杠等驱动方式，多种安装孔位设计适应不同安装需求，可方便地组合成多位移动台.本文选用了型号为TMS202M和PTS103M进行组合，如图3. 1所示.

图3. 1精密位移台组合
3.2 功能模块的分析
一 精密位移台TMS202M
TMS202M型精密位移台，是整体式三维位移台，可以调节X, Y和Z三个方向的进给.采用精磨钢棒导轨，微分头驱动，调解范围较大，行程为2 S mm，并配有索紧机构.如图4. 2所示。

图3. 2 TMS202M型整体式三维位移台效果图
TMS202M型整体式三维位移台是整个进给系统的主要部分，它的技
术指标如下:
u 调整轴数: XYZ三轴
u 行程: 25 mm
u 摆动误差: <30"
u 驱动: 微分头
u 最小读数: 0.01mm
u 灵敏度: 0.001mm
u 负载: 2.5 kg
1. TMS202M的Z轴
主要是完成对微小摩擦测力传感器施加正压力，即通过Z轴的调整使传感器在竖直方向上发生位移，在摩擦头与转盘刚好接触后，继续调整Z轴使传感器的正压力平行板弹簧发生形变，而通过粘贴在板弹簧上的应变计测量出变形的大小，应变电桥输出电压量，根据传感器标定曲线，得到施加在摩擦测头上的正压力。由此可以看出，Z轴的进给精度直接影响到测量传感器的精度，TMS202M的灵敏度为0. 001mm。
2. TMS202M的X轴
主要是完成水平方向的进给，可以改变摩擦测头在转盘的径向位置.
因为，摩擦力测试仪是要研究在不同速度下的摩擦特性，这就要求我们改变摩副间的相对滑移速度。摩擦速度可由下式得到，
υ =ω r (3.1)
式中: υ 摩擦副间的相对滑移速度;
ω 转盘的转速;
r 摩擦半径(即摩擦头距转盘中心的距离)。
由公式((4.1)，要改变滑移速度除了改变转盘的转速外，也可以在转盘转速一定的情况下，通过改变摩擦头在转盘上的摩擦半径来实现。
3. TMS202M的Y轴
主要是完成对正的作用，使摩擦传感器的中线与转盘的直径重合。
由于摩擦速度是由公式((4.1)来计算得到的，因此摩擦半径的测量精度非常重要.而摩擦半径的值是通过TMS202M的X轴的进给量换算过来的，如果出现如所示的情况，进给基准发生变化，就会使摩擦半径的计算出现误差，影响摩擦特性的研究.
在图3. 3中，
r=r’/ cos θ (3.2)
r’=R’-X (3.3)
由式子((4.2)和((4.3)可推得摩擦半径
r=( R’ –X)/ cos θ (3.4)
在摩擦力传感器的中线与转盘的直径线重合时(理想情况)，摩擦半径;与转盘直径A1 A2的夹角B为零，此时摩擦半径:等于转盘半径与进给量的差，即摩擦半径
r=R-X (3.5)
式中:
r—摩擦半径;
R—转盘半径 (已知);
X—进给量 (设定值);
在摩擦传感器的中线与转盘的直径线不重合时，摩擦半径;与转盘直径A1A2的夹角θ将不再为零，摩擦半径就会变为r=(R’一X)/cos θ .此时，只能通过精密位移台的微分头读得进给量X，而式中R’, θ都将是未知数。
因此，在实际测试过程中，在计算摩擦半径r，只有通过式子 (3.5)来求得。当进给前的基准发生了变化时，势必会使摩擦半径值产生误差。为了消除这种误差，在进给前通过调整TMS202M的Y轴，使摩擦传感器的中线与转盘的直径线重合。
图3.3进给示意图
二.PTS103M型一维位移台
PTS103M型位移台的主要作用是调整摩擦测头与某个基准位置对起作为TMS202M的X轴水平方向的进给的基准，起到基准校正的作用。
效果图如图所示，尺寸图如图所示技术指标:
u 调整轴数: 一轴
u 导轨: 线性滚珠
u 行程: 25 mm
u 驱动方式: 微分头
u 最小刻度: 0.01 mm
u 分辫率: 0.001 mm
u 精度: 0.005
u 台面尺寸: 65x65mm
u 驱动位置:中心
图3.4 TMS 10 3M型一维位移台效果图
3.3 小结
进给系统不仅要实现位置的进给，而且，直接影响到整个系统的传感器的精度。测力传感器是通过板弹簧的变形，经应变计传感器转换为电压量，进而得到力的大小.进给系统通过z轴的进给，改变板弹簧在z方向的形变，达到控制正压力的大小。可见，进给系统的Z轴的进给精度就是板弹簧Z方向形变的精度。本章通过将两个功能模块:精密位移台TMS202M, PTS103M的简单组合，实现了位置进给的功能，保证了传感器的测量精度。同时，该系统具有结构简单，安装方便，便于操作等特点.
4 微摩擦测试仪转动系统
转动系统包括转动装置、电机驱动系统，如图5. 1所示.转动装置由转盘、主轴、主轴套、壳体等组成。电机驱动系统包括电机及其驱动电路.转动系统的作用是驱动电机转动，通过皮带传动驱动转轴，使转盘转动，通过调节电机的转速和调节被测试件触点的回转半径，就可以改变被测试件间的相对运动速度，达到在不同转速情况下，研究摩擦特性。
4.1 转动装置的总体结构设计
在微小摩擦测试仪中，由于采用了类似悬臂梁结构的平行板弹簧进行摩擦力的测量，作为摩擦副之一的转盘的轴向跳动量和径向跳动量，直接影响到测力传感器的精度和稳定性。因此，为了保证测力传感器的有效的发挥作用，转动装置的设计就显得尤为重要。

图4.1传动系统结构示意图
一、主轴的结构的设计要求
在转动装置设计中，主轴的设计又显得非常地重要。因为，在一般情况下，轴的工作能力决定于它的强度和刚度，对于主轴，后者尤为重要。如果主轴的刚度不高，会产生较大的变形而直接影响仪器的精度，而且容易引起振动.因此在设计时必须尽量提高轴的刚度。
二、主轴的支承方案的确定
在该测试仪中，主轴的安装形式是立轴安装，这就要求采用的主轴轴承既能承受轴向载荷又能承受径向载荷.同时，由于施加的正压力比较小，轴向载荷主要来自主轴自重。在本文中，主轴支承的方案如下:
采用一对角接触球轴承承受径向载荷和轴向载荷.由于前后两支承间的距离较短，因此两角接触球轴承采用“背对背“的形式安装。
采用此方案的优点是:结构简单，轴承摩擦阻力比滑动轴承要小，转动灵活，可在预紧条件下工作，有利于提高回转精度和刚度，润滑比较容易。
三、轴承型号的选定
根据上面的问题，同时考虑到结构的要求，转动装置选用的轴承型号为7005c，它的外形尺寸为d×D×B=25×47×12mm，厂家为哈尔滨轴承厂。
四、轴与轴承的配合
由轴系精度的要求可选择前后轴承精度为P4(原c级)，查机械手册[24]，可选择，轴与轴承内径的配合为HS/j5，外壳与轴承外径的配合j6/h6。
五、轴承的预紧
1.轴承预紧的基本概念
滚动轴承的预紧是指在安装时使滚动体与滚动保持一定的初始压力和弹性变形，以减少工作载荷下轴承的实际变形量。适当的预紧可以提高轴承的支承刚度、旋转精度、寿命、阻尼和降低噪声.轴承预紧是靠轴承内外圈的相对移动，消除间隙并产生过盈。轴承预紧按预紧力的方向分径向预紧和轴向预紧，抽向预紧又分为定位预紧和定压预紧。在相同预紧变形量时，定压预紧对支承系统轴向刚度的增加不明显，预紧变形量不受温度变化的影响。而定位预紧时，轴和轴承座温度差引起的轴向伸长，轴承内外圈温度差引起的径向膨胀量等均会影响到预紧变形量。在此转动装置中采用定位预紧.
2.预紧量的确定
预紧量主要在安装时予以调节与控制。经查表[25]可知“背对背”安装的角接触球轴承的预紧力为Fa0 = 90N。两轴承间内外套圈的宽度差为-0.5um～+0.5um
3.预紧载荷的控制
施加的预紧载荷可通过调节圆螺母来调整轴承的游隙。控制螺母的紧固转矩来调整预紧量。在本文中，采用了双螺母预紧，同时可以起到放松预紧的目的。
六、传动方案的确定
在转动系统的设计中，采用了封闭式结构设计，转动装置和电机安装在一个封闭式壳体中.如图5. 1所示。主轴安装在主轴套中，主轴套镶嵌在壳体的顶端.这样的结构，具有简洁，便于安装维护等特点。
为了避免由于转动装置的故障而对电机引起损坏。在这里选用带传动的传动形式。带传动是具有中间挠性间的一种传动，所以: 1).能缓和载荷冲击; 2).运行平稳，无噪声; 3).制造和安装精度不象啮合传动那样严格; 4).过载或转动装置出现故障时将引起带在带轮上打滑，因此可防止对电机和其他零件的损坏.
4.2 转动主轴的设计
4.2.1 主轴的初步设计
一、主轴参数的设定
额定功率:0. 03kw，额定转矩:0. 1 N·m，额定转速:2000r/min
二、选材
选用45钢正火，170～217HBS
σB=600MPa，σS= 300MPa。
按许用剪切应力计算
轴的最小直径
d≥9.55×106Ρ0.2τΤn⋅=Α3Ρn (4.1)
A值查表10-13[26]
得： =125∼10330.032000
=3. 1∼2.5mm
单键增大4%∼5%
d=3.3∼2.6mm
四、轴的结构设计
在设计中，考虑到轴上零件的轴向定位及周向定位和固定、轴和轴系零件的加工和装配工艺性，提高轴的疲劳强度，以及协调机器的总体布置等，取轴端直径为8mm，做成阶梯轴，主轴的机构图如图4. 2所示。
图4.2 主轴结构图
4.2.2 转轴的校核
本系统对主轴的刚度要求很高，并且，在主轴结构设计时，主轴的最小端径选的较大，在这里就不做详细的强度计算，只做主轴的弯曲刚度校核分析。
一、不考虑轴向载荷时，带轮端轴的刚度校核
a.轴的结构简图
如图4. 2所示。
b.轴的受力分析

轴的受力图
Q 8.2N 14.8N 6.6N

a b c d
45 56 52

垂直弯矩图
1 2 3 369 4 5 6 7
159.9 323.9 332.8
36.9
1N 36.2 d

单位载荷(1N)受力图

a b c d
45 56 52

单位载荷弯矩图
1 2 3 4 5 6 7
45
19.5 39.5 40.4
c 4.5 4.4 d

轴的受力分析结果
分 段
a
1
2
3
b
4
5
c
6/7d
①轴径 d1/mm
8
15
20
25
25
30
25
25
②弯矩M/N·mm
0
36.9
159.9
323
36.9
332.8
36.2
0

③单位载荷弯矩M/N·mm
0
4.5
19.5
39.5
45
40.4
4.4
0

④ 2M1’+M2’
4.5
28.5
78.5
124
130.4
85.2
8.8

⑤ 2M2’+M1’
9
43.5
98.5
129.6
125.8
49.2
4.4

⑥分段长度li/mm
4.5
15
20
5.5
5.5
45
5.5

⑦惯性矩Ii(mm4)×104
0.02
0.253
0.8
1.953
1.953
4.05
1.953

⑧( li/Ii)×10-2
2.25
0.293
0.25
0.028
0.028
0.111
0.028

⑨M1(2M1’+M2’)
·li/Ii(10-2)

0

373.6

3138
.038

1124
.729

134
.729

3147
.356

8.920

⑩M2(2M2’+M1’)
·li/Ii(10-2)

747.225

4124
.700

7976
.038

133
.799

1172
.255

197
.695

0

⑪ ⑨+⑩
747.225
4498
.3
11114
.076
1258
.038
1306
.984
3345
.049
8.920

⑫ ⑫=Σ⑪
222.8
⑬ y=Σ⑪/6E
0.0018
由表10-2 8[26]，查得
[y]=0.0002L (4.2)
=0.002 x 45
=0. 009mm
Y<[y]，满足要求
二.转盘端轴的刚度校核
a. 转盘不加载，带轮加载，转盘的倾角
当量直径法
dv4=Li=1nlidi4
式中: li 阶梯轴i段的长度;
di 阶梯抽i段的直径;
L 轴的计算总长
当载荷作用于两支承间时，L = l
当载荷作用于悬臂段时，L = l + K;
l 两支承之间的长度;
K 轴的悬臂长度。
倾角
θ=Ql6×104∙dv14
转盘的挠度
Y=θ·m
由公式(4. 3) - (4. 5)计算，得到y=1.53xI0-6mm
由于结果太小，可不计。
b. 转盘加载，带轮不加载，转盘的挠度和倾角
端加载N=1N的力(由于最大的正压力为1N ).
产生的最大弯矩 m二1x100/2=50N·mm
此时，又当量直径法计算得
y=36.9 x 10-3 mm
查表10-28[26]，得
[y]=0.0002×40.5=0.081mm
因为，Y<[y]，所以，满足刚度要求。
4.2.3 转轴轴承的校核
轴承型号为7005c
查表2-16[24]得到:e=0.3 8，Y=1.47，Y1=1.65，Y2= 2.28
1)计算内部轴向力
轴承的受力图为
Fr1=129.6N
S1 Fa=11N
S0
Fr1=137.8N
Fa为转轴、转盘和正压力的合力。
SI==e·FrI=0.38 x 137.8=52.4N
SII=e·Fr II=0.38 x 129.6=52.4N
2)计算作用于轴承上的轴向力
由于Fa + SI > SII
FaII =Fa+SI=11+52.4=63.4N
Fa=SI=49.2N
3)计算当量动载荷
对于轴承I
∵FaI/FrI=49137.8=0.36≤e=0.38
∴PrI=FrI+YI·FaI=137.8+1.65 x 49.2=218.98N
对于轴承II
∵FaII/FrII=63.4129.6=0.49≤e=0.40
∴PrII=0.72FrII+Y2·FaII=0.72 x 129.6+2.78 x 63.4=237.86N<Cor
4)计算疲劳寿命Lk
Lk=10660nCPε (4.6)
ε=3，C=11.5kN，P=PrII =237.86N
Lk=10660×150011500237.863=1255702h
4.2.4 转轴精度分析
一、转轴回转精度
a.前后轴承误差对主轴回转精度的影响
1)前轴承轴心偏移量为占。，后轴承的偏移量为零，则主轴端部轴心引起的偏移