转轴结构及设计

转轴结构及设计

转轴端部加载方案与结构设计

【摘要】 加载是试验机与试验台设计的一个重要部分。加深对加载的研究对提高试验机与试验台的性能来说很有意义。本文从机械可拆卸快速联接设计入手对转轴端部加载方案与结构设计进行了研究。本文先是介绍了转轴的强度计算、结构设计、刚度校核及电机选择，为后面的方案和结构设计作了准备工作。然后在此基础上根据课题的要求为转轴端部加载系统设计了四套旋转台方案和四套加载方案，并分析了各自的优缺点。其中在旋转台方案四中本文设计了一种比较特殊的自锁装置。最后根据转轴端部加载的方案设计和结构设计画出了四套旋转台方案和四套加载方案的C A D 图。

【关键词】 机械加载，可拆卸联接，旋转台自锁，同心圆柱体，转轴

第1章 绪论

本章介绍了试验机在国内外的发展状况，并着重介绍了其加载方式及发展，最后阐明本文研究的内容及意义。

1. 1试验机简介

试验机是一种产品或材料在投入使用前，对其质量或性能按设计要求进行验证的仪器。

试验机作为一种单独的产品，诞生于二百多年前的西欧。当时没有独立的生产厂商，都是依附或从属于机械或建筑行业里的一个检验部门为试验和检测而自行制造并继而兼之销售的。所以试验机在起初可以说是还没形成一个市场的。最初的产品很简单，品种也少，当时只有采用机械杠杆、砝码加载的原理制成的拉力试验机， 用以测定钢铁和其它金属材料的抗拉强度，即抵御外部载荷而不被破坏的最大抗力。随着材料科学和材料力学的发展试验机便逐渐成为一种专门用于研究各类材料机械性能(力学性能) 的手段和工具。

试验机在起初的需求量并不大，所以各国企业创建的初期规模都不大，最多四、五十人，产品产值在该国的国民经济及工业统计数字中都占不上角色。但伴随工业、建筑的不断发展， 各种新材料的不断涌现， 从安全设计和节约材料的基点出发，社会对试验机产品的需求日益迫切和扩大。试验机产业也逐渐形成了一个比较大的市场。

经过大约一百多年的发展， 到了二十世纪初， 在世界范围内基本建成了世界试验机产业的四大生产体系：英国试验机生产体系， 以瑞士、德国为主的欧洲大陆试验机生产体系，远东日本试验体机生产体系和北美洲(美国) 试验机生产系。

这其中以英国试验机生产体系与欧洲大陆试验机生产体系规模最大，产品系列最为齐全， 产业的企业结构和产业的技术结构变化最为迅速。但到了八十年代中期以后试验机产业就其规模、品种，先进程度、销售

[2] 量而言，就转移到美国、德国和日本这方面来了。

1. 1. 1试验机类型

试验机的分类按照传统分类方法可以分为金属材料试验机、非金属材料试验机、动平衡试验机、振动台和无损探伤机等五大类；按用途分类:测定机械性能用试验机和工艺试验用试验机；按加荷方法分类:静负荷试验机(静态) 和动负荷试验机(动态) ；按测力方式分类:机械测力试验机和电子测力试验机；按控制

[1]方式分类:手动控制和微机伺服控制试验机；按油缸位置分类:油缸上置式和油缸下置式试验机。

1. 1. 2试验机现状和发展趋势

试验机最初产品简单、品种稀少，所依据的原理也很简单向产品品种扩大，技术结构趋于复杂，产品本身的精度提高发展。由于社会需求的要求，试验机产品越来越复杂、品种越来越多、所依据的原理越来越复杂。单纯的机械杠杆、砝码加载的原理已无法满足试验机的研发要求。它的分类也越来越细，为了满足生产科研的需要，试验机的研究方向也朝着专业化发展。这使得试验机的分类非常的细，品种也非常多。

从上世纪九十年代中期至今仅10年多的时间，我国试验机制造技术得到了较快的发展。我国在试验机

[8]行业技术的发展体现在以下几方面：

（1） 静态力学性能测试设备的关键技术实现了突破。

（2） 动态力学性能测试设备的关键技术有较大提高。

（3） 多通道协调加载动静态力学性能测试系统和多自由度实际工况模拟试验系统的开发有较快进展，有些[1]

产品已开始投入国内市场并被用户选用。

（4） 试验机制造厂商自主研发的能力逐渐提高。

（5） 试验机的性能指标和稳定性有较大提高。

1. 1. 3加载方式及发展

试验机的加载装置是试验机的重要组成部分。加载方式的不同对于试验机的性能有着重要影响。试验机加载的方式很多，比如机械加载、液压加载、电力加载等。根据加载时是否有接触又可分为接触式加载和非接触式加载。

在试验机发展的初期，大多采用机械加载。机械加载所依据的原理简单，实现起来比较容易。所以在试验机发展的初期阶段都是用机械加载。机械加载在试验机发展的初期发挥了很大的作用。其缺点是结构复杂，加载装置中的受力零件易被磨损而引起功率的损失，易产生振动和噪声，且在加载器的设计与制造时对于零

[22]件的材料和热处理有较高的要求，制造成本高。随着生产的不断发展，人们对试验机的性能的要求越来

越高。这使得试验机对其加载系统的要求也越来越来高。为了精确模拟零部件在实际工作中受载的实际情况，单纯的机械加载就比较复杂了，采用电力加载就简单多了，而且机械加载成本也较高，所以机械加载方式已逐渐被其它的加载方式所取代。虽然单纯的机械加载精确模拟零部件在实际工作中受载的实际情况比较复杂，但模拟加载再怎么精确模拟还终归是模拟。而机械加载则可以完全再现零部件受载的实际情况，虽然成本会高一点，实现起来也复杂一些。直到目前在大功率和大扭矩的场合机械加载还是比较有优势的。

随着液压技术的发展，试验机的加载装置开始采用液压泵、旋转液压伺服器等作为负载装置。液压加载可以实现较大加载功率，而且液压加载在加载过程中改变载荷是很容易的。也正是因为采用液压的原理，液压加载在加载过程中载荷很不稳定。这一点机械加载就具有明显优势。因而在小功率条件下的试验结果是不

[22]准确的。

电力加载是利用电涡流测功机、磁粉制动器、发电机等电力设备作为负载装置的加载方式。它的优点是

[22]运行平稳、易于控制、加载精度高。

1. 2本课题研究意义及主要工作

本课题的任务实际上就是在一根成悬臂状的轴端装了一个滚动轴承，现在要在轴承外圈上加上不同的载荷，在轴旋转状态下，载荷的方向可由径向逐步变换为轴向。但加载后不能对轴承外圈的自由转动带来附加阻力矩而且加载装置也不能影响转轴的动平衡。这正是本课题的难点，它使得采用普通的加载是不可行的

1. 2. 1本课题的研究意义

随着机械工业的发展，人们对于机械产品性能的要求越来越高。这使得人们对试验机性能的要求也越来越高。所以提高试验机的任何一部分装置的性能对试验机整体性能的提高都是有重要作用的。本课题所研究的转轴端部加载是机械试验机与试验台设计的一个重要部分。而加载又是试验机设计的一个重要部分。所以加深对加载的研究对试验机的设计很有帮助。

1. 2. 2本课题的研究内容及主要工作

本课题的任务实际上就是在一根成悬臂状的轴端装了一个滚动轴承，现在要在轴承外圈上加上不同的载荷，在轴旋转状态下，载荷的方向可由径向逐步变换为轴向。但加载后不能对轴承外圈的自由转动带来附加阻力矩而且加载装置也不能影响转轴的动平衡。所以常规的加载方法是不行的。本课题可以进行研究的思路有三条。

（1）模拟加载技术

模拟加载技术是在计算机辅助测试技术的基础上提出的一种加载技术。它是指控制加载装置使其按照给

[22]定运行方式和预定的载荷谱运转，从而模拟各种实际工作情况。当然它也可以模拟本课题的轴端部加载

的情况。

（2）电磁加力器加载

本课题要求在轴承外圈上加上不同的载荷，但加载后不能对轴承外圈的自由转动带来附加阻力矩而且加载装置也不能影响转轴的动平衡。采用直接式非接触电磁加力原理，设计制造电磁加力器，配以非接触的精密电容式位移计进行加载性能试验无疑是一个不错的选择。

（3）机械加载

机械加载的思路是在轴端部套上同心圆环。问题是如何实现这些圆环的快速可靠的联接。

因为模拟加载技术和电磁加力器加载分别在参考文献[22, 23]和参考文献[13]中有详细而完整的研究。虽然不是专门针对轴端部加载的，但方法是一样的。所以本文只研究机械加载的方法。本文从机械可拆卸快速联接入手研究本课题。

本文的主要工作为：

（1）转轴强度刚度计算以及电机选择

虽然本课题主要是方案和结构设计，但必要的强度刚度计算也是要的。根据滚动轴承内部摩擦力矩，还要计算电机的功率并选择合适的电机。

（2）整个系统的旋转方案的设计

由于在加载过程中轴本身也要能从水平到垂直摆动，以使载荷从径向变为轴向。所以在本课题还要设计整个转轴系统的旋转方案。旋转方案可以由人工完成就可以，不用再为旋转方案选电机。所以要设计的就是旋转台的自锁方案。

（3）圆柱体零件的快速联接设计

该选题的基本方法就是往外圈上套上不同的同心圆柱体，主要解决的问题是这些圆柱体如何方便连接。

第2章总体设计

本章介绍了本课题的总体设计。

2. 1转轴强度刚度计算以及电机选择

虽然本课题主要是方案和结构设计，但必要的强度刚度计算也是要的。根据滚动轴承内部摩擦力矩，还要计算电机的功率并选择合适的电机。而且转轴的长度只有40mm ，滚动轴承及其它零件在转轴的固定是需要通过转轴的强度刚度计算对轴进行结构设计来确定的。然后给出未加载前的结构设计图。

2. 2旋转台方案的设计

由于在加载过程中轴本身也要能从水平到垂直摆动，以使载荷从径向变为轴向。所以在本课题还要设计整个转轴系统的旋转方案。本文的作法是设计一个旋转台，然后再把加载装置固定在旋转台上。由于整轴的转动要求在任何位置能固定住，而转动用人工就可以了。所以旋转台设计的主要工作就是设计能让旋转台在任意位置固定的自锁装置。

2. 3圆柱体零件的快速联接设计

本课题研究的基本方法就是往6204滚动轴承外圈上套上不同的同心圆柱体。而这也是轴端部加载的核心问题。主要解决的问题是这些圆柱体如何方便连接。这些圆柱体零件的连接必须快速可靠，并且不能对滚动轴承造成损伤。本文主要从机械可拆卸联接设计入手解决问题。

2. 4旋转台方案和加载方案设计的C A D 绘图

本课题的最终研究结果是几种旋转台和加载方案，很少涉及到制造问题，但必要的结构尺寸还是需要的。所以在以上研究的基础上，以上的方案都要给出C A D 图。

第3章 转轴强度刚度计算以及电机选择

本章介绍了转轴的强度计算、结构设计、刚度校核及电机选择。并最终给出了转轴在未加载前的结构设计图，为轴端部加载方案与结构的设计做准备工作。

3. 1电机功率计算及选型

转轴端部加载的过程中，电机的功率主要消耗在滚动轴承和滑动轴承的摩擦力矩上。所以为了确定电机的功率，需要算出整个系统在所加载荷为30N 时的总摩擦力矩。即求整个系统在所加载荷为30N 时滚动摩擦力矩和滑动摩擦力矩。

3. 1. 1摩擦力矩计算

根据参考文献[24]可得到轴承的摩擦力矩的计算公式如下：

T =μ⋅F ⋅

其中： d （32. 1）

T 为轴承摩擦力矩，N ⋅mm ； μ为轴承摩擦因数；

F 为轴承载荷，N

，F =（F a , F r 分别为轴向载荷和径向载荷）；

d g 为轴承内径， mm ；

根据以上公式，本文计算了转轴的滚动轴承摩擦力矩和滑动摩擦力矩，从而得出总的摩擦力矩。

（1）滚动轴承摩擦力矩T g

T g =T g 1+T g 2 （3

加载引起的滚动摩擦力矩： . 2）

T g 1=μg ⋅F 3⋅

其中： d g 2=0.45N ⋅mm （3

[24]. 3） μg 为深沟球轴承摩擦因数，这里取0. 0015；

F 3为滚动轴承处的外加载荷，F 3=30N ；

d g 为滚动轴承内径，任务书中要求为20mm ；

因为本次毕业设计的加载采用在滚动轴承的外圈套上圆柱形零件的方法，所以在轴旋转状态下，载荷的方向在由径向变换为轴向的过程中圆柱形零件提供给轴承的载荷大小始终不变。于是这里F 3可取最大载荷30N 。

滚动轴承自重引起的滚动摩擦力矩：

T g 2=μg ⋅m g ⋅g ⋅

其中： d g 2=0.45N ⋅mm （3. 4）

m g 为6204深沟球轴承的质量，查阅参考文献[24]得m g =0.103kg ；

综上所述，滚动轴承摩擦力矩T g

（2）滑动轴承摩擦力矩T h 1, T h 2 =T g 1+T g 2=0.465N ⋅mm

=7.85g /cm 3。它的体积粗略计算为：

. 5） 本课题中转轴的材料选用45钢，它的密度为ρ45钢V 轴≈2π⋅d 轴⋅l 轴4=12.56cm 3 （3

于是它的质量可由式（3. 6）计算

m 轴=ρ45钢⋅V 轴≈0.0986kg （3

对于滑动轴承，摩擦因数μh 一般取0.01:

0. 15。

滑动轴承1的滑动摩擦力矩 . 6） [25]由于轴的质量很小，对滑动摩擦力矩的影响很小，所以在计算滑动摩擦力矩的过程中忽略轴的自重。 0.02，有时也取到0.1:0.2。为保险起见取μh 为

T h 1=μh ⋅F 1⋅

其中： d h =42N ⋅mm （32. 7）

F 1为滑动轴承1处所受的载荷，由后面转轴强度计算中得F 1=70N ；

d h 为滑动轴承内径，d h =20mm ；

滑动轴承2的滑动摩擦力矩

T h 2=μh ⋅F 2⋅

其中： d h =60N ⋅mm （32. 8）

F 2为滑动轴承2处所受的载荷，由后面转轴强度计算得F 2=100N ；

虽然还没算出电机功率以及轴受到的扭矩，从而无法进行轴的结构设计。但转轴的轴向尺寸是可以确定的，从而可进行受力分析求出F 1和F 2。这部分的计算统一都放在轴的强度计算中进行。并且经过分析可得出当轴和地面角度为零时，F 1+F 2的值取到最大值170N 。并且同时，F 1=70N ，F 2=100N 。

对滑动轴承内径而言，其实在没有算出电机功率以及轴受到的扭矩的前提下就无法按轴的扭转初步确定轴的最小轴径，然后设计出滑动轴承内径。而算出电机功率以及轴受到的扭矩就必须确定滑动轴承内径。看起来前后似乎矛盾，但并不是束手无策了。因为电机的功率消耗基本上只有滚动摩擦力矩和滑动摩擦力矩，所以可以预想最终得出的电机功率是一个并不大的数值。本文的做法是先假定一个比较保险的滑动轴承内径，这里取滑动轴承内径d h 由此算出电机功率以及轴受到的扭矩，在进行结构设计和强度刚度计算。=20mm ，

如果最终强度刚度都满足要求，则就最终确定滑动轴承内径d h =20mm ，否则再加大滑动轴承内径重新计算直到强度刚度都满足要求。

（3）总摩擦力矩

T 总=T g +T h 1+T h 2=102.465N ⋅mm （3

3. 1. 2电机功率

电机功率可由式（3. 10）计算： . 9）

P =

其中： T 总⋅n =10.73w （39550. 10）

n 为电机转速，暂取为1000r /min ；

理论上电机功率只要大于10.73w 就能保证转速为1000r /min ，但考虑由于制造、安装误差带来的附加摩擦力，电机功率还是要50w 以上。并且电机要可调速，经查询，可用的电机规格为功率为60w 的可调速小功率电机。图3. 1为一种可行的可调速小功率电机。电机的相关参数见附录。

图3. 1可调速小功率电机

3. 2转轴强度计算及结构设计

参考参考文献[14]本文转轴强度计算及结构设计按如下步骤进行。

3. 2. 1初步确定轴的最小直径（按扭转强度计算）

轴的扭转强度条件为 [26]

τT =

其中： T 总≤[τT ] （3W T . 11）

3，mm ； W T 为转轴的抗扭截面系数，且W T =0.2d 3（d 为转轴最小轴径处直径）

； [τT ]为转轴许用扭转切应力，这里取[τT ]=35MPa [14]

转轴最小轴径d ≥=2.45mm 。 3. 2. 2转轴的结构设计

通过初步确定轴的最小直径，再结合参考文献[14]中轴的结构设计的内容，本文对本课题中的转轴作了结构设计。转轴的结构设计图见图3. 2。

图3. 2转轴结构设计图

3. 2. 3按弯扭合成应力校核转轴的强度

（1）转轴的计算简图（即力学模型）

通过轴的结构设计，本文确定了轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置、以及外载荷和支反力的作用位置。此时轴上载荷已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。但直接计算是很难得，所以为了简化计算，本文做了轴的计算简图即力学模型。具体见图3. 3。

图3. 3转轴计算简图

（2）弯矩图和扭矩图

要得到转轴的弯矩图和扭矩图必须进行如下计算。

首先由受力分析和已知条件可得如下方程式：

⎧F 1+F 3⋅cos α=F 2⎪⎨F 1⋅6+F 3⋅10⋅sin α=F 3⋅14⋅cos α （3

⎪F =30N ⎩3

的取值。

解式（3. 12）可得F 1+F 2. 12） 在求电机功率时要按F 1+F 2的值最大的情况下计算，所以需要研究F 1+F 2最大时轴与地面的夹角α=840⋅cos α-600sin α+30cos α

. 13） 观察可发现F 1+F 2的值是一个自变量为α的函数。于是我们得到一个函数式如下： f (α) =840⋅cos α-600sin α+30cos α （3

为了研究F 1+F 2在什么情况下取最大值，可以对式（3. 13）进行求导。求导的结果如下：

f /(α) =-870⋅sin α-600cos α （3. 14）

︒/︒因为sin α, cos α在α∈[0,90]内大于零，所以f (α)

f (α) 在α∈[0,90︒]内是单调递减的，那么F 1+F 2的最大值就发生在α=0︒的时候，即轴平行于地面的时候。

令α=0︒，则方程式（3. 12）就变为如下形式：

⎧F 1+F 3=F 2⎪⎨F 1⋅6=F 3⋅14 （3

⎪F =30N ⎩3

解式（3. 15）得F 1

最大弯矩M max . 15） =70N , F 2=100N =F 1⋅6+F 3⋅10⋅sin α=F 3⋅14⋅cos α

我们再观察上式可发现最大弯矩也是在α=0︒时取得。最大弯矩M max =F 3⋅14⋅cos α=420N ⋅mm 。

综上分析，可发现轴的最大支反力和最大弯矩都在发生在轴平行地面时。所以很有必要仔细研究轴平行地面时的情况，而且刚度也按轴平行地面时来校核。

并且根据以上计算，以下分别作了轴平行地面时的计算简图和弯扭图，分别见图3. 4和图3. 5。

图3. 4轴平行地面时的计算简图

图3. 5轴平行地面时的弯扭图（上面是弯矩图，下面是扭矩图）

（3）弯扭合成强度校核

轴的弯扭合成强度条件为

σca ==20.03MPa ≤[σ-1] （3其中： . 16）

σca 为转轴的计算应力，MPa ；

M 为转轴所受的弯矩，这里取弯矩图中的最大值420N ⋅mm ；

T 为转轴所受的扭矩，这里取扭矩图中的最大值102.465N ⋅mm ；

πd 3

W 为转轴的抗弯截面系数，W ==21.195，d 取转轴轴径的最小值6mm ； 32

[σ-1]为对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，查表的[σ-1]=60MPa ；

所以轴的结构设计符合强度要求。

3. 3转轴刚度计算

轴的弯曲刚度以挠度或偏转角来度量；扭转刚度以扭转角来度量。轴的刚度校核计算通常是计算出轴在

[24]受载时的变形量，并控制其不大于允许值。

所以转轴的刚度校核应分为弯曲刚度校核和扭转刚度校核。

3. 3. 1弯曲刚度校核

轴的弯曲刚度计算简图见图3. 6。轴的弯曲刚度计算又分为挠度校核和偏转角校核。

（1） 转轴的挠度校核

对于光轴，轴的弯曲刚度校核可直接用材料力学中的公式计算其挠度或偏转角。但本文所涉及的轴是阶梯轴，根据参考文献[14]的做法是用当量直径法做近似计算。即把阶梯轴看成是当量直径为d v 的光轴，再按材料力学中的公式计算。本文中转轴的当量直径为

d v =

其中： ==20.9mm （3. 17）

l i 为阶梯轴第i 段的长度，mm ；

d i 为阶梯轴第i 段的直径，mm ；

L 为阶梯轴的计算长度，mm ；

根据材料力学公式最大挠度为[27]

. 18） w max

其中： F 3L 3==6.97⨯10-6mm ≤[w ] （33EI

=210GPa ； E 为弹性模量，45钢的弹性模量为E

I 为轴的极惯性矩，I =πd v 4

32=18751.69mm 4；

[w ]为轴的允许挠度，按一般用途轴查表得[w ]=(0.0003:0.0005) L ，mm ；

所以轴的挠度符合要求。

图3. 6轴的弯曲刚度计算简图

（2） 轴的偏转角校核

[27]根据材料力学公式最大偏转角为

θmax

其中： F 3L 2==0.746⨯10-6rad ≤[θ] （32EI . 19）

[θ]为轴的允许偏转角，按滑动轴承查表得[θ]=0.001rad ；

所以轴的偏转角符合要求。

3. 3. 2扭转刚度校核

轴每米长的扭转角为[14]

16Tl ϕ=5.73⨯10/∑i i =3.47⨯10-3︒/m

≤[ϕ] （3LG i =1I pi 4. 20）

其中：

G 为材料的剪切弹性模量，对于钢材，G =8.1⨯104MPa ；

L /为阶梯轴受扭矩作用的长度，由图3. 4和图3. 5可知L /=31mm ；

T i , l i , I pi 为分别代表阶梯轴第i 段上所受的扭矩、长度、和极惯性矩；

[ϕ]为轴的允许扭转角，对于一般传动轴可取[ϕ]=0.5:1(︒) /m ；

根据扭矩和极惯性矩的不同轴段数可分为6段，于是式（3. 20）中

6Tl i i ∑i =1I pi 6的计算如下： Tl 102.456N ⋅mm ⨯6mm 102.456N ⋅mm ⨯5mm 60.456N ⋅mm ⨯6mm i i =++∑44π⨯16π⨯20π⨯20444i =1I pi mm mm mm 4

323232

0.456N ⋅mm ⨯3mm 0.456N ⋅mm ⨯0.5mm 0.456N ⋅mm ⨯3.5mm +++444π⨯20π⨯23π⨯25mm 4mm 4mm 4

323232

0.456N ⋅mm ⨯7mm +=0.152N /mm 2

4π⨯20mm 4

32

所以轴的扭转角符合要求。

3. 4未加载前的结构设计图

根据以上计算可以最终确定轴未加载前的结构设计，具体见图3. 7。

图3. 7轴未加载前结构设计图

第4章旋转台方案的设计

本章介绍了四种旋转台方案的设计，并分析了优缺点。旋转台设计的主要工作就是设计能让旋转台在任意位置固定的自锁装置，其中旋转台的转动都由人工完成。其中前三种方案的自锁装置是鉴见相关参考资料及生活中的一些机械装置设计出来的，最后一种方案则完全是自行设计的。

4. 1旋转台方案一

该方案旋转台的自锁采用固定绳索的方法。其三维造型图见图4. 1。

图4. 1旋转台方案一三维造型图

该方案中绳索的固定采用轮式偏心夹紧。轮式偏心夹紧是一种夹紧联接。因为本章中所设计的方案一和方案二都是依据夹紧联接设计的，这里就简单介绍一下夹紧联接。

夹紧联接是一种通过摩擦阻力作用实现的连接，以夹紧力产生的摩擦力来固定被联接零件的相对位置。通过夹紧产生的摩擦阻力的原理和过盈配合类似，但过盈联接是不可拆卸的，而夹紧联接既有过盈联接的效

[15]果又有快速拆装的优点。对旋转台的自锁来说是一种比较可行的方法。

图4. 1中的绿色零件就是本文设计的轮式偏心夹紧装置。类似的偏心夹紧装置在参考文献[15]和参考文献[16]中都有提到。其中参考文献[15]中有较详细的介绍偏心夹紧装置的内容。本文采用的是轮式偏心夹紧装置，参考文献[15]中还提到其他的夹紧装置。那些夹紧装置都是不错的选择，本章方案三就采用了另一种夹紧装置。图4. 2展示了轮式偏心夹紧件的各种构造。

图4. 2轮式偏心夹紧件的各种构造[15]

通过固定绳索绳索来达到旋转台任意位置的自锁是一种比较容易想到的方法。而且旋转台的旋转也比较方便。通过夹紧获得的夹紧力来自锁相比其他自锁方式显得不是很可靠，但本文所设计的偏心轮夹紧装置却很好的解决了这个问题。以下本文将结合图4. 3来说明本文所设计的偏心轮夹紧装置的特殊之处。

图4. 3旋转台方案一的夹紧装置图解

本文所设计的偏心轮夹紧装置的偏心距为2mm 。图4. 3显示了偏心轮在水平和垂直位置的情况。显然偏心轮在A 位置时是处于松开状态，在B 位置时是处于夹紧状态。偏心轮从A 位置到B 位置，偏心轮处于越来越紧的状态。那么当偏心轮夹住绳索时由于摩擦力的作用偏心轮有向瞬时针转的趋势，于是旋转台上的东西越重偏心轮也会夹得越紧。

虽然可靠性的问题解决了，但用绳索毕竟不是很稳定，所以还需要设计其它的旋转方案。

4. 2 旋转台方案二

该方案旋转台的自锁采用螺纹自锁的方法。其三维造型图见图4. 4。

图4. 4旋转台方案二三维造型图

方案二采用螺纹自锁的方法使得旋转台的自锁非常可靠。该方案是鉴见生活中常用的液化石油气钢煤气管道的连接而设计的。图4. 4中的绿色零件内孔车螺纹而灰色零件内孔不车螺纹。通过旋转绿色零件就可以控制黄色螺杆的升降，从而控制旋转台的旋转。在绿色零件和灰色套筒零件间还可以装上轴向滚动轴承，从而使绿色零件的旋转变的轻松一些。

用该方案作为加载系统的旋转台，在加载的过程中是很稳定。而且旋转台的自锁非常可靠。但它的旋转并不方便。比如旋转台从图4. 4所示的位置转到垂直位置，它的旋转就没方案一方便。

4. 3 旋转台方案三

该方案旋转台的自锁采用卡箍夹紧联接的方法。其三维造型图见图4. 5。

图4. 5旋转台方案三三维造型图

卡箍夹紧联接按结构情况及应用情况可分为三种：毂箍式夹紧联接、管箍式夹紧联接和带箍式夹紧联接。其中毂箍结构比较强紧，一般用于受力较大的联接，常用于传递扭矩和轴向力。毂箍构造视所需弹性大小及安装使用情况，又有三种类型。由于附加切口的弹性毂部能使毂箍加大弹性变形，使毂部的钢性变得均匀，

[15]从而能够增大夹紧力并能使夹紧力较均匀分布。因为以上原因该方案采用这种结构作为旋转台的自锁装

置。图4. 6为一种带有附加切口的弹性毂部。方案三的自锁装置正是鉴见该结构。

图4. 6带有附加切口的弹性毂部[15]

方案三的夹紧联接比较可靠也比较稳定，并且转动方便。缺点是它的可靠性、稳定性、转动方便性都不是四种方案中最好的。

4. 4 旋转台方案四

该方案旋转台的自锁采用一种特殊的螺纹自锁的方法。其三维造型图见图4. 7。

图4. 7旋转台方案四三维造型图

方案四的自锁装置是完全自行设计的。它不同于以上三种方案中的任意一种。它的结构类似方案三，但却不是用夹紧力来自锁。它有螺纹联接，却又不同于常规的螺纹联接。应该说它是一种类似螺纹联接的形锁合自锁装置。

图4. 8普通螺纹的基本牙型和基本尺寸[28]

图4. 7中灰色零件和黄色螺杆配合的部分是螺纹牙型的平行槽，槽的截面尺寸按照图4. 8设计。这部分也是方案四的创新之处。通过螺纹牙型的平行槽来模拟螺纹联接，相当于无数个螺纹联接。

另外螺纹牙型的平行槽的设计为了真正的模拟螺纹联接，并不是随意地加工几条平行槽上去就可以的。以下将结合图4. 9说明平行槽设计的细节问题。

图4. 9旋转台方案四C A D 图部分

方案四螺纹联接采用M 6 1配合，那么相应的平行槽之间的间距也为螺距1。而且图4. 9中剖面图的左右平行槽要相差半个螺距0.5。

原理上只要图4. 7中的黄色螺杆不松动，旋转台是绝对不会动的，而螺纹的放松时很容易的。而且方案四稍作改进就能有压紧力辅助自锁，这使得方案四非常可靠和稳定。在旋转地方便性上，它和方案三是一样都很放便的，在这一点上明显优于方案一和方案二。

不足的是方案四是本文完全自行设计的，它的可行性停留在理论。它不像前几种方案是鉴见相关参考资料及生活中的一些机械装置设计出来的，是肯定可以实现的。方案四的可行性其实尚待实践检验。

第5章加载方案的设计

本章介绍了四种加载方案的设计，并分析了其优缺点。因为本文只研究机械加载的方法，所以本章的基本方法就是往6204滚动轴承外圈上套上不同的同心圆柱体。主要解决的问题是这些圆柱体如何快速又方便的连接。其实本课题的同心圆柱体零件的可拆卸快速联接的方案设计了很多套。由于很多方案原理都类似，所以本文就不一一介绍了。从总体上，本章把这些加载方案分成整体式加载和分体式加载两大类。

5. 1整体式加载方案

整体式加载顾名思义就是滚动轴承外圈上套的同心圆柱体如图5. 1所示是一体的。同心圆柱体的材料选用不锈钢3cr13ni7si2，它的密度为8.0g/cm3 。

图5. 1整体式同心圆柱体

因为本课题要求所加载荷分别为10N 、20N 、30N 。按以上所选的同心圆柱体的材料和图5. 1所示的同心圆柱体的结构形式，不算上连接件的重量，整体式加载同心圆柱体的外径分别为117.5mm 、159.4mm 、192.4mm 。整体式加载实际上要做的就是对同心圆柱体零件做轴向固定。

另外需要注意的是无论是整体式加载还是分体式加载，连接件都要对称布置以避免影响转轴的动平衡。

5. 1. 1整体式加载方案一

该方案的轴向固定采用非常常见的螺纹连接的方法。其三维造型图见图5. 2。

图5. 2整体式加载方案一三维造型图

螺纹联接是一种很常见又很可靠的联接方法。由于螺栓是标准件，所以该方案实现起来很容易，是四种方案中最容易实现的方案。但相比而言该方案是四种方案中联接最不快速的。

5. 1. 2整体式加载方案二

该方案的轴向固定采用挡片的方法。其三维造型图见图5. 3。

图5. 3整体式加载方案二三维造型图

该方案是在整体式加载方案一的基础上改进而来的。它也有螺栓，但并不是用螺栓作轴向固定。它是用螺栓和圆柱体之间的蓝色挡片作轴向固定的。这个改进使得同心圆柱体零件的联接可以更快速。而且该方案的可实现性也是比较好的。相比分体式加载在电机工作的时候，整体式更稳定。

5. 2 分体式加载方案

分体式加载顾名思义就是滚动轴承外圈上套的同心圆柱体如图5. 4所示是分开的。同心圆柱体选用的材料与整体式加载相同。

图5. 4分体式同心圆柱体

整体式加载同心圆柱体的外径分别为117.5mm 、159.4mm 、192.4mm ，而相应的分体式的同心圆柱体的外径分别为105.4mm 、129.4mm 、144.6mm 。整体式加载方案的尺寸显然太大了，而这一点分体式就有明显的优势。而且分体式同心圆柱体的轴向固定显然比整体式要可靠。

分体式加载方案要做的就是如何快速可靠地联接分体式同心圆柱体的两半部分。

5. 2. 1分体式加载方案一

该方案的同心圆柱体的两半部分的联接采用弹簧钢片联接的方法。其三维造型图见图5. 5。

图5. 5分体式加载方案一三维造型图

图5. 5中的黄色零件是由弹簧钢片弯制而成，厚度为1。加载时，黄色零件从轴向插入。而且图5. 6中弹簧钢片A 与B 间的距离装配前比装配后小，从而会有一个压紧力使弹簧钢片有轴向固定。

图5. 6分体式加载方案一C A D 图部分

5. 2. 2分体式加载方案二

该方案的同心圆柱体的两半部分的联接采用一种快锁联接的方法。其三维造型图见图5. 7。

图5. 7分体式加载方案二三维造型图

图5. 7中的黄色零件是一种磁性材料。该方案就是快锁联接中利用磁性见对钢铁的磁性吸力作为锁紧力的磁性力锁紧快锁。

由于同心圆柱体的一半有5N 的重量，为保险起见，该方案的磁铁选用强力磁铁。强力磁铁也有很多种，比如钕铁硼强力磁铁、磁钢、铁氧体黑磁普通磁铁和橡胶磁铁等。本文是用磁钢作为磁性材料以达到快锁的目的。显然该方案是四种方案中联接最方便的一种。

结论

本文主要进行了转轴端部加载方案与结构设计的研究，主要成果及结论如下：

本课题研究可以进行的思路有三条：分别是模拟加载技术、电磁加力器加载、机械加载。而本文只研究机械加载的方法，并从机械可拆卸快速联接设计入手研究本课题。

本文先是介绍了转轴的强度计算、结构设计、刚度校核及电机选择。并最终给出了转轴在未加载前的结构设计图，为轴端部加载方案与结构的设计做了准备工作。

在以上准备工作的基础上，本文根据本课题的要求本文设计了转轴端部加载系统的四套旋转台方案和四套加载方案并分析了优缺点。旋转台方案设计的主要工作就是设计能让旋转台在任意位置固定的自锁装置。加载方案设计的主要工作就是同心圆柱体如何快速又方便的联接，并且可拆卸。其中旋转台方案四是完全自行设计的，可行性尚待实践检验。

最后根据方案设计和结构设计画出了全部的转轴端部加载系统的四套旋转台方案和四套加载方案的C A D 图。

本文进一步研究的方向是：

对各套方案进行可靠性设计，并且对各方案的优劣作深入的理论分析。当然实践检验真理，最好的方法还是通过试验检验方案的好坏。

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附录

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可调速小功率电机的相关参数

致谢