xx3006129_袁德贝_卧式高温摩擦磨损试验机的工艺研究及设计

xx3006129_袁德贝_卧式高温摩擦磨损试验机的工艺研究及设计内容摘要：

加热炉 F8 负载调节 调节电机转动圈数 F9 试件夹紧 螺纹链接夹紧 F10 调节对偶试件的贴合 调节丝杠上的转轮 F11 载荷的测量 测量弹簧压缩长度 F12 摩擦力测量 扭矩传感器 F13 摩擦系数的测量 由测得的摩擦力和载荷通过计算机自动得出 F14 速度的测量 测速电机 F15 温度的测量 测量热电偶 F16 自动记录和显示 计算机控制 济南大学 泉城学院 毕业设计 12 3 卧式高温摩擦磨损试验机设计 及校核 本 章介绍了卧式高温摩擦磨损试验机的设计及工作原理，该试验机是由机体、传动系统、横向加载系统、加热系统、摩擦副装夹具这 5 个部分组成，并分别介绍了其结构和功能。 摩擦磨损试验机的总体设计及工作原理 摩擦 磨损试验机是通过齿轮传动将电机的转动传递给主轴，从而带动式样盘旋转。 通过该试验机，主要可以获得试验所产生的摩擦力、摩擦系数、磨损量等数据。 试验机的工作原理示意图见图 所示： 1变频电机 2齿轮 3圆弧齿同步带 4齿轮 5主轴 (空心 ) 6螺钉 7圆形盘 8加热炉 9式样销 10摩擦盘 11主轴 12止推球轴承 13施力弹簧 14蜗轮 15蜗杆 16步进电机 17手轮 18导轨 19径向球轴承 20大螺母 2 22丝杠 23螺母施力板 图 摩擦磨损试验机总做原理示意图 试验机分为主动、被动、加热三个模块，主动模块：变频电机 1 带动齿轮 2 旋转，通过圆弧齿同步带 3 带动齿轮 4 转动，并带动主轴 5 旋转。 主轴上固定有装夹式样销的圆形盘，圆形盘 7 随着主轴旋转而旋转。 圆形盘上有螺钉 6，可以调节螺钉的松紧控制式样销固定在圆形盘上。 式样销 9 旋转，带动摩擦盘 10 有转动的趋势，主轴 11上装有扭矩传感器，测量销盘之间的摩擦力。 被动模块： 步进电机 15 带动涡轮 16济南大学 泉城学院 毕业设计 13 蜗杆 1 丝杠 21 做旋转运动，由一对 径向球轴承 19 使 螺母施 力板 23 左右移动，压缩施力弹簧 13，实现力的加载。 12 为力传感器，可以检测施加力的大小，同时，控制电机转数，根据蜗轮蜗杆、丝杠螺母施力板、弹簧的弹性系数和弹簧的压缩长度，也可以控制施加力的大小。 施加的力通过主轴 11 添加给摩擦盘 10，实现销 盘之间的加载。 通过手轮 17 可以带动丝杠 22 旋转，使固定螺母 20 和被动模块左右移动。 加热模块为加热炉 8，实现温度的加载。 上面有温度传感器，实现温度的监测 [2]。 试验机各组成部分设计与其功能 传动系统 本试验机 选用 变频电机实现无极调速，带动齿轮及齿轮 带传递扭矩，实现主轴旋转运动。 这里选用 同步齿形 带实现齿轮与齿轮间力的传递，其优点是准确同步不打滑，无需润滑，无污染，传动噪声小，效率高，节能，传递负载大，使用寿命长等优点，他可以代替链传动、齿轮传动、三角带和梯形齿同步带 [10]。 在这里选用 YD100L 6/4/2 型变频调速电机。 电机的功率为 ，同步转速为 1000/1500/3000 转 /分，满载转速为 945/1450/2910。 根据主轴的转速要求 ，传动比为 2。 齿轮选用 7 级精度，小齿轮选用材料为 40Cr，硬度为 280HBS，大齿轮材 料为 45 钢（调制），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 选用销齿轮齿数Z1= Z2=2X24=48。 按齿面接触强度设计： （ 1） 根据公式 (31)：   2131 HEdtZuuKTd （ ） 1）选定 tK =； 2）小齿轮转矩。 1151 n PT  = 24 5  =71625 mmN 3） 由《机械设计》 [10]表 107 选 取齿宽系数 d =1； 4） 由《机械设计》 [10]表 106 查得 材料的弹性影响系数 2189 MPaZ E  ； 5) 由《机械设计》 [10]表 1021d 按 照设计的 齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6001lim H aMP ；大齿轮的接触疲劳极限 5501lim H aMP。 6） 由《机械设计》 [10]表 1019 取接触疲劳寿命 HNK ； HNK。 济南大学 泉城学院 毕业设计 14 7）取失效概率为 1%，安全系数 S=1， 根据公式 ()：  SKHNH lim  （ ）   MP aMP aSK HNH    MP aMP aSK HNH   （ 2） 计算小齿轮的分度圆直径 td1 ，带入较小的  H。    mmZuuKTd HEdt232131 231 （ 3） 计算 齿宽 b。 b= mmmmd td  （ 4） 计算齿宽与齿高之比 hb。 模数 mmmmzdm tt  齿高 mmmmmh t 7 3 7  hb （ 5） 计算载荷系数。 参考文献 [10]表 108 选取动载系数 1AK ； 直齿轮 1  FH KK ； 参考文献 [10]表 102 查 使用系数 1AK ； 参考文献 [10]表 104 按插值法 查得 7 级精度，小齿轮 HK。 由 hb ， HK 查得 FK ，故载荷系数 ： K= 4 2  HHVA KKKK = (6)按照实际的载 荷系数校正所得的分度圆直径，由公式 ()： 济南大学 泉城学院 毕业设计 15 tt KKdd 311  （ ） tt KKdd 311  =  = (7)计算模数 m。  zdm 按齿根弯曲强度设计： 1） 参考文献 [10]表 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  ； 大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802  ； 2） 参考文献 [10]表 1018 查 取 弯曲疲劳寿命系数 FNK ， FNK ； 3)计算弯曲疲劳许用应力。 弯曲疲劳安全系数 S=，由式 （ ）得 :   SK FEFNF   （ ）    SK FEFNF     SK FEFNF  4)计算载荷系数 K。 K   FFVA KKKK 5)查取齿形系数。 按照 参考文献 [10]表 105 查得 FaY , FaY 6)查取应力校正系数。 按照 参考文献 [10]表 105 查得 SaY ， SaY 7）计算大小齿轮的  FFaSaYY ，并加以比较。   01 11 F FaSa YY  济南大学 泉城学院 毕业设计 16   22 F FaSa YY  大齿轮数值较大。 （ 2）设计计算：    F SaFad YYzKTm  2113 2 （ ）    F SaFad YYzKTm  21 13 2 71 23   对比计算结果，由齿面接触疲劳强的计算所得的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，但模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取 弯曲强度算的模数 ，并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算的分度圆直径 d  mdz 33 663322 z。 这样设计出来的齿轮传动，满足了齿面接触疲劳强度，也满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。 几何尺寸 设计 （ 1）计算分度圆直径： 6623311  mzd mm 13226622  mzd mm （ 2）计算中心距 mmmmdda 992 132662 21  （ 3）计算齿轮宽度 mmmmdb d   取 B1=20mm， 则 B2=22mm。 齿轮轴的设计计算。 （ 1）输出轴的功率 kWP  ，转速 min/2190rn  于是 95500009550000  nPT mmN  济南大学 泉城学院 毕业设计 17 （ 2）初步确定轴的最小直径 nPAd 30min  （ ） 按公式（ 36）初步估取轴最小直径。 取轴的材料为 45 钢，调制处理。 按照 参考文献 [1]表 135 选取 1120 A 得 mmnPAd 330m in  联轴器的转矩为 TKT Aca  ， 参考文献 [1]表 141，考虑到转矩变化非常小，选取AK ，得： mmNmmNTKT Aca  1 0 2 0 47 8 4 考虑到电机 轴的直径为 28mm， 选用凸缘联轴器 GY4 型， 4428 6228JY GB/T 58432020 所以，轴 mmd 28。 （ 3）轴的结构设计 1）拟定轴上的零件的装配方案。 现在选用图 所示的装配方案。 图 齿轮轴的结构 济南大学 泉城学院 毕业设计 18 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度 为了满足联轴器的轴向定位要求， Ⅰ Ⅱ轴段的左端需要制作出一轴肩，取Ⅱ Ⅲ段直径 mmd 33。