冲压式磨粒磨损试验机传动系统及其三维设计(编辑修改稿)

冲压式磨粒磨损试验机传动系统及其三维设计(编辑修改稿)内容摘要：

5 图 23 假设 α=0176。 时，冲锤冲击试件，此时冲锤不能实现连续冲击试件。 假设 α=15176。 时，冲锤冲击试件，当冲锤冲击到试件时，曲轴连续运动。 由于冲锤已经与试件接 触，所以不能实现曲轴的连续回转。 所以可以在连杆的末端加一个弹簧。 在冲锤接触试件时，弹簧压缩，当冲锤运动到最低端时，弹簧达到最大变形量，继续运动，弹簧恢复变形。 由三心定则得 P 点， P 点的速度与冲锤的速度是相等的，即 P 点的速度 V1=1m/s ωL39。 =V1 ω=2πn n=r/60 得 ： L′=(m) 根据余弦定理 ： 39。 2 39。 75 2220 LL LLLC O S   L =(m) 根据正弦定理：  得 ： ∠ 3=176。 ∴∠ 1=176。 根据正弦定理： 1sin30sin15d  得 ： d=(mm) 即连杆的长度是 （长度太短不适合）。 L” 济南大学 泉城学院 毕业设计 6 依次尝试 α=30176。 α=60176。 当 α=60176。 时，连杆的长度适宜 d=， 取整 d=30mm。 传动系统的设计 传动系统主要是靠机械传动，首先根据任务书中的要求的冲锤的频率冲锤所做的功来选择电动机。 传动方式选择选用齿轮传动，因为齿轮传动平稳可靠、传动比精度高、工作效率好、使用寿命长。 齿轮传动的使用功率、转速和尺寸的范围都 很宽。 能够实现多级传动，并保证良好的稳定性。 确定传动比保证了冲锤能够按照一定的速度工作。 为了保证冲锤能够实现变速的功能，选择滑移齿轮，滑移齿轮在轴上可以移动，用滑键或花键连接，齿轮啮合实现变速。 电动机将输出的转矩动力传给传动部分的轴１，轴１传递电动机上的扭矩与动力，同时支撑齿轮１，轴２传递来自于轴１上的扭矩，支撑齿轮３，齿轮５，齿轮５，齿轮７，齿轮９。 轴３传递轴２的扭矩和动力支撑齿轮８，齿轮１０，齿轮１２。 轴４也能够传递轴２的扭矩和动力，支撑齿轮２和齿轮４。 轴３轴４用一个安全离合器连接，若操作人员误将两边传 动齿轮同时挂入时，轴３是不能传动的，如果传动将发生严重事故。 因此用安全离合器将轴连接，若操作人员操作失误将两侧齿轮同时挂入，轴的两侧的转矩差就会使安全离合器断开，从而避免事故的发生。 轴４的末端的齿轮和曲轴上的齿轮１：１传动，其目的主要是要保证曲轴能够按照一定转速带动冲锤平稳运动。 电动机的选择 因为试验机采用 3 相 380V、 50Hz 的电源供电，所以选用封闭式系列的 ——交流电动机。 （ 1）电动机容量的选择 工作机所需功率 Pw，查询《机械设计手册》，工作情况系数 Ka=。 设计方案的总功率 n0=n1n2n3n4n5……n 本设计中的： η联 ——联轴器的传动效率（ 2 个）， η轴 ——轴承的传动功率（ 3 对）， η齿 ——齿轮的传动功率（六对）， η离 ——离合器的传动功率（ 1 个）。 其中 η联 =（弹性联轴器）， η轴 =（滚子轴承）， η齿 = 为 7 级， η离=（剪切销离合器）。 η总 =η联 η轴 3η齿 6η离 = （ 2） 电动机的输出功率 Pw=Ka1000FV =（ Kw） Pd= Pw/η总 =（ Kw） （ 3）电动机转速的选 择 济南大学 泉城学院 毕业设计 7 因为试验机需要的最大转速为 200r/min 所以只要大于 200 即可。 （ 4）电动机型号的确定 由《机械设计手册》选择电动机的型号为 Y90L4,其中额定功率为 ，满载转速 1400r/min。 基本符合题目所需的要求。 表 Y90L4 电动机型号 额定功率（ Kw） 满载转速（ r/min） 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量（ KG） Y90L4 1400 27 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的中传动比及其分配 （ 1）计算传动比 由于 冲锤的冲击次数可以随着主轴转速的调整而得到改变，要求冲锤的冲击次数可以在以下范围内调整： 50、 100、 150、 200 r/min。 而电动机的满载转速为 1400r/min，所以可确定传动装置应有的传动比为： i=28,14,28/3， 7 （ 2）合理分配各级传动比 由于所做的传动系统是可以变速的，所以需要将传动分成两部分。 根据原理图轴1 轴 2 为单级减速部分，剩下的为变速传动部分。 为了便于计算将单级减速部分的传动比设置成为 n0=7，而变速的部分的传动比分为n1=4,n2=3,n3=2,n4=，所 以每次传动只有一个齿轮啮合。 最后一对齿轮只是为了能够得到的传动所以 n5=1。 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算 电动机的转轴速度： n0=1400r/min 功率： Pw= 转矩 ：   0 . 2 3 2 11400 .519550nd d9550Td NP  轴 1： n1=1400r/min P1=Pwη联 η滚 = T1=Tdη联 η滚 = Nm 轴 2： n2=n1/i0=200r/min P2=P1η单 i1= T2= T1η单 i1= Nm 轴 3： n3（极限最大值） = n2/i4=200r/min P3min=P2 = P3max=P2η齿 η滚 = 济南大学 泉城学院 毕业设计 8 T3min= T2η齿 η滚 η离 i4= Nm T3max=T2η齿 η滚 i1= Nm 传动件 的 设计计算（齿轮） 单级减速器齿轮的计算 表 2 参数 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 1400r/min 7:1 NM Ⅰ ． 选精度等级、材料及其齿数 （ 1）材料及其热处理 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 200HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者的材料硬度差为 40HBS。 （ 2）精度等级选用 7 级精度。 （ 3）试选小齿轮的齿数 Z1=20，大齿轮的齿数 Z2=140 （ 4）由于是闭式软齿面齿轮，所以应按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。 Ⅱ ． 按齿面接触疲劳强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算（以下出现的图，表，公 式都在《机械设计》书上）。 按设计计算公式（ 109a）进行试算，即  3 21t  HZKT  Ⅲ ． 确定公式内的各计算数值 ① 设计 （ 1）试选载荷系数 Kt=。 （ 2）计算小齿轮传递的转矩 T1。   0 . 2 3 2 1ndd9 5 5 0Td NP  T1=Tdη联 η滚 = NM=104 Nmm （ 3）由表 107 选取齿宽系数 d =1。 （ 4）由表 106 查的材料的弹性影响系数 ZE=。 （ 5）由图 1021d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1=600MPa：大齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim2=550MPa。 （ 6）由图 1019 取接触疲劳寿命系数 KHN1=； KHN2=。 （ 7）计算基础疲劳许用应力。 济南大学 泉城学院 毕业设计 9 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 1012）得   ）（ a5 4 06 0 i m11 MPSKH HN     ）（ . 9 502k i m22 MPSKH HN   ② 计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入  H 中较小的值。   ）（ 2. 171 3 243 2t1t  HZTK （ 2）计算圆周素的 v。 ）（ m / s4 3 0 0 060 1 4 0 05 9 0 0 060 ndv 11t    （ 3）计算齿宽 b。 b=Φdd1t=(mm) （ 4）计算齿宽与齿高之比 b/h。 模数 ： mt=d1t/z1=（ mm） 齿高 ： h===(mm) b/h=（ 5）计算载荷系数。 根据 v=， 7 级精度，由图 108 查的动载系数 Kv=； 直齿轮， KHα=KFα=； 由表 102 查得使用系数 KA=； 由表 104 用插值法查的 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称分布时， KHβ=。 由 b/h=， KHβ= 查图 1013 得 KFβ=；故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1= （ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 1010a）得 ： ）（ mm7 4 9 33t1t1 KK （ 7）计算模数 m。 mm)(287 11  圆整取模数 m=2mm ③ 校核 济南大学 泉城学院 毕业设计 10 查取齿形系数，盈利校正系数由表（ 105） YFa1=； YFa2= FSa1=； YSa2= 大小齿轮均为调制处理，小齿轮的硬度为 28。