直線往復運動摩擦磨損試驗機的改造(共53頁)

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 安 徽 工 業(yè) 大 學 畢 業(yè) 設 計 設計（論文）題目 ： 直線往復運動摩擦磨損試驗機的改造 學生姓名： 姜春桐 學號 ： 專業(yè)名稱： 機械制造及自動化 指導教師 徐培民 教授

2、2016 年 6月 6日 專心---專注---專業(yè) 摘 要 本文對已有直線往復摩擦磨損試驗機進行改造，將往復對磨的運動方式改成轉動對磨，使改造后的試驗機在滿足試驗要求的前提下，結構小巧，造價低廉，使用方便。主要設計內容包括以下幾個方面。 （1）轉動對磨摩擦磨損試驗機附加部分的整體結構設計。 （2）對試驗機附加部分的主軸驅動系統(tǒng)進行了詳細設計，包括減速器設計、聯軸器選擇，實驗軸設計校核等。 （3）加載系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、密封系統(tǒng)及水箱的結構設計。 （4）利用SolidWorks和ProE軟件對試驗機的附加部分進行了三維建模，并對幾個關鍵零部件的強度進行了校核。

3、 關鍵詞：摩擦磨損試驗機；轉動對磨；摩擦磨損量；表面織構 Abstract An existing linear reciprocating friction wear test machine is modified and the manner of motion is changed from reciprocating to rotation. The main content of the design includes the following aspects. (1) The overall

4、 structural design of the additional part of the friction and wear testing machine. (2) The main spindle drive system of the test machine is designed in detail, including design of reducer, choice of the coupling, check of the experimental shaft, and so on. (3) Design of the loading system, lubric

5、ation system, sealing system and water tank structure. (4) Three-dimensional model is established for the additional part of the test machine with ProE and SolidWorks and the strength of several key parts are checked. keywords：Friction and wear testing machine

6、；Rotation of the grinding；Friction and wear；Surface texture 第1章 緒 論 1.1 課題研究的目的與意義 運動產生摩擦。由摩擦引起的磨損、潤滑、材料與能源消耗等一系列摩擦學問題普遍存在并對社會、經濟的發(fā)展產生著巨大影響。由于摩擦學科學所涉及的問題，

7、與節(jié)約能源、節(jié)約材料、減少磨損、提高資源利用率和保護環(huán)境等密切相關，成為我國走新型工業(yè)化道路和發(fā)展循環(huán)經濟必須面對的科學問題，已受到科技界的高度重視。 利用摩擦磨損試驗機進行摩擦學相關試驗是最簡單便捷的測試材料摩擦性能的方法。與實際使用試驗相比，試驗機測試周期短，成本低，并且可單獨控制一些參數進行單項測試，靈活性也很好。所以在摩擦學研究領域，摩擦磨損試驗機被廣泛應用于機械設計，材料科學等領域進行材料磨損摩擦性能試驗，用以評定材料的耐磨性能，也可用于測定摩擦功及材料的摩擦系數等。另外，摩擦磨損試驗機能很簡單明了地演示摩擦磨損機理，對于摩擦磨損的教學有很好的促進作用，因而摩擦磨損試驗機也廣泛應用

8、于教學實驗室。 為了滿足軸套、襯套的轉動對磨試驗的需要，參考我校現有摩擦磨損實驗機的基本原理，設計一個結構簡單、體積小巧、實用廉價的轉動對磨摩擦磨損實驗機，結合試驗機開展摩擦學試驗，對生產實踐、摩擦學測試技術以及摩擦學理論研究都具有積極的參考價值。 1.2 研究動態(tài) 1910年第一臺磨料磨損試驗機問世，1975年美國潤滑工程學會（ALSE）編著的“摩擦磨損裝置”一書中所公布的不同類型摩擦磨損試驗機已有上百種。近幾十年來，摩擦磨損試驗機和試驗方法有了較大發(fā)展，但價格都比較昂貴。 80年代初美國的Soemantei·S等人[1]最早從事高溫磨損試驗機的研究，共研制了三臺高溫磨料磨損試驗機。

9、并在這些試驗機上研究了純鋁和純銅在室溫到400℃范圍內大氣氣氛下磨料磨損的特性。 80年代末德國的Fischer·A等人[2]在總結前人對試驗機研究的基礎上，研制一臺氣氛可控的高溫三體磨損試驗機。該機最大的優(yōu)點是氣氛可控、嚴格保證試驗的主要因素（溫度、磨料、載荷等）恒定，實驗數據重現性好。主要缺點是：耐高溫工作部位未設冷卻系統(tǒng)，影響設備精度；同時由于該機未考慮高溫氧化對磨損的影響，在該機測定高溫氧化與磨損的交互作用時誤差較大。 90年代西交大的邢建東等人[3]研制了一臺高溫磨損試驗機。在電阻爐中的磨損室內裝有一水平放置的砂輪，砂輪上有一定的松散磨料。實驗時試樣夾上裝有相同成分的3個試樣，它

10、們受到作用于表面鋪有松散磨料的砂輪上的載荷，由于試樣和砂輪及其松散磨料間的相對運動而產生兩體和三體混合磨料磨損。該機可嚴格控制溫度。一次3個試樣，可減少重復試驗次數。但其主要不足是：（1）試樣總在同一軌跡上反復磨損，磨屑潛入砂輪間隙，使砂輪研磨能力逐漸下降；（2）氣氛不易控制；（3）這種混合磨損與實際工況相差較遠。近年來，西交大吳文忠、邢建東等人在Fischer·A的高溫氧化磨損試驗機的基礎上，研制一臺高溫氧化三體磨損試驗機。該機的主要優(yōu)點是：摩擦學系統(tǒng)設計合理；氣氛可控，溫度可控；關鍵部件設有冷卻系統(tǒng)。主要不足是：密封還存在一些問題；冷卻系統(tǒng)還不夠完善；氣氛成分不能定量測定等。 太原理工大

11、學的楊學軍等[4]研制了一臺高溫銷盤磨損試驗機。該機結構簡單，操作方便，加熱溫度可控，能在1000℃范圍內對各種金屬材料的摩擦磨損特性進行研究，摩擦速度可調，所加載荷穩(wěn)定，試驗磨損均勻，對試驗參數的變化反應敏感。 北方交大的李霞等[5]研制的高速摩擦磨損試驗機，其最大滑動速度可達70m/s，可以測量高速狀態(tài)下的摩擦學參數；可以模擬高速列車制動；可以實現多個測試數據的顯示與同步記錄。 北京機械工業(yè)管理學院的崔周平、宋期等[6]對MT-1型真空摩擦磨損試驗機進行了實際的振動速度測量和頻譜分析，得出了有關振動速度值和主要的振動來源。設計出的MT-1型真空摩擦磨損試驗機在空載情況下的摩擦盤

12、強迫振動速度值較小。 哈工大的宋寶玉等人[7]研究的SY-I型真空摩擦磨損試驗機，可以提供4×10-3Pa的壓力環(huán)境，速度在0~2800 r/min范圍內可調，并且可以自動進行數據采集和處理。該機可以在真空、不同氣候環(huán)境、加熱及冷卻等多種條件下測定材料的摩擦性能。 北方交大的徐雙滿等人[8]為了研究機車柴油機缸套-活塞環(huán)材料的摩擦學性能，研制了一臺往復式銷塊摩擦磨損試驗機。該試驗機可以在一定范圍內實現載荷、速度、潤滑脂的單因素控制。但該試驗機磨損量的測量采用的是不連續(xù)的稱重法。 1.3 設計內容 本課題研究的主要內容是對直線往復摩擦磨損試驗機的改造，并使其有利于教學實驗。主要研究方法是

13、從摩擦磨損測試的基本原理出發(fā)，找出簡單易用的傳動、調速、加載和測力的結構方案，將往復對磨的運動方式改成轉動對磨，并使研制的試驗機結構小巧，造價低廉，功能完善。 本文主要內容如下： 1. 完成對往復對磨摩擦磨損試驗機的整體改造設計。 2. 完成對試驗機的主軸驅動系統(tǒng)、摩擦磨損測定系統(tǒng)、加載系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、密封系統(tǒng)的結構設計。 3. 通過計算校核總體結構及關鍵零部件的強度。 第2章 總體設計 2.1 實驗背景 為了減小熱鍍鋅工藝里穩(wěn)定輥軸套與襯套（軸瓦）之間的磨損，現擬用表面織構技術在軸套表面開槽，通過實驗探討最佳開槽形式，最終提高其摩擦磨損特性。但是現有的實

14、驗機為往復式磨摩擦磨損試驗機，而這里的實際工況為襯套-軸套之間發(fā)生對磨，所以將原有實驗機改造成轉動式磨摩擦磨損試驗機。 2.2 設計方案 試驗機附加部分包括驅動系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)和加載系統(tǒng)、密封系統(tǒng)四部分組成。 2.2.1 驅動系統(tǒng) 本課題選用Y系列三相交流異步電動機，根據穩(wěn)定輥軸承所受實際載荷來估算轉動對磨試驗機驅動電機的負荷，從而確定電動機的型號。 2.2.2 傳動系統(tǒng) 傳動系統(tǒng)是將電動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。本課題傳動方案如圖2.1所示。 圖2.1 傳動方案 電動機與聯軸器1相連，聯軸器1再與減速器相連，通過減速器以得到所需的轉速。減速器通過聯軸器2

15、與實驗軸相連，實驗軸連接著工作機部分。 2.2.3 加載系統(tǒng) 實驗軸上裝有軸套，軸套用螺栓與實驗軸軸肩固定。軸套、軸瓦浸沒在水池中，軸瓦上方裝有裝夾塊，裝夾塊與原試驗機的加載系統(tǒng)相連。軸套軸瓦尺寸如圖2.2所示。實際穩(wěn)定輥的軸瓦長度為60mm，考慮到現實實驗臺的尺寸大小，將軸套長度縮短為20mm，并保證實驗軸套的線載荷與實際軸套的相同。實驗時在軸套上先試開出0.8mm×0.4mm的人字槽（圖2.3）。工作機的裝配圖如圖2.4所示。 圖2.2 軸套、軸瓦的尺寸 圖2.3 人字槽 圖2.4 工作機的裝配圖 圖2.4中1為實驗軸，2為軸用擋圈，3為軸承，4為套

16、筒，5為軸承座，6為軸承端蓋，7為水池壁，8為裝夾塊，9為軸瓦，10為軸套，11為螺塞，12為固定實驗軸與軸套的螺栓，13為O型密封圈，14為固定軸承端蓋與軸承座的螺栓。 工作時實驗機對裝夾塊施加壓力，故在實驗軸上安裝兩個軸承以承擔受力，兩軸承之間用套筒相連，一個軸承的一端與軸承端蓋相接，另一個軸承的一端與軸用擋圈相接，以防止軸承錯位。兩軸承一個安裝在軸承座內壁，另一個安裝在軸承支座上。 2.2.4 密封系統(tǒng) 水池與實驗軸用O型密封圈密封，O型密封圈安裝在軸承端蓋中，軸承端蓋用螺栓與水池固定。為了更好地觀察實驗效果，水池壁采用有機玻璃。為了防止水槽中的水進入軸承，對水池與軸承端蓋進行密封

17、。水槽通過玻璃膠粘貼在底座上。由于實驗平臺最大高度為127mm，故設計水池的高度應低于最大高度。 水池安裝時先安裝水池下半部分，焊接在底座上，再把軸承端蓋（含O型密封圈）、軸承、套筒順序安裝。此時將實驗軸插入水池，水池排水處用螺塞密封好。最后將水池上部安裝在水池下部上，軸承端蓋用螺栓與水池固定，在需密封地方涂上水玻璃。需更換軸套時只需旋下螺塞，待水池水排完后卸下固定軸套的螺栓，即可更換軸套。 各部件用螺栓與底座相固定。底座直接安放在試驗機平臺上，并通過緊定螺栓固定在實驗臺上。 2.3 工作方式 實驗時接通電動機，電動機通過聯軸器帶動減速器轉動，進減速器減速得到實驗所需的轉速，減

18、速器再通過聯軸器帶動實驗軸轉動，實驗軸帶動軸套轉動。這時對裝夾塊施加壓力，讓軸套、軸瓦之間相互摩擦，此時通過試驗機上的傳感器來測定摩擦系數。通過對摩擦系數的對比從而得出最佳開槽形式。 圖2.5~圖2.7為試驗機附加部分裝配圖。 圖2.5 摩擦磨損試驗機裝配圖（左視圖） 圖2.6摩擦磨損試驗機裝配圖（俯視圖） 圖2.7 摩擦磨損試驗機裝配圖（軸側圖） 第3章 動力機選擇 動力機是機器中運動和動力的來源，其種類很多，有電動機、內燃機、蒸汽輪機、水輪機、汽輪機等。電動機構造簡單、工作可靠、控制方便、維護容易，一般生產機械上大多采用電動機驅動。 3.1 確

19、定電動機的功率 電動機功率選得合適與否，對電動機的工作和經濟性都有影響。當功率小于工作要求時，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載發(fā)熱量大而過早損壞；功率過大則電動機價格高，能量不能充分利用，經常處于不滿載運行，其效率和功率因素都較低，增加電能消耗，造成很大浪費。 3.1.1 計算工作機所需功率PW 如圖3.1所示為帶鋼連續(xù)熱鍍鋅生產線上鋅鍋內的三個被動輥。設生產線加工某種規(guī)格時的帶鋼張力為20kN。下面來計算不同糾正輥上推量時穩(wěn)定輥軸承的負荷，以此來估算轉動對磨試驗機驅動電機的負荷。 圖3.1 熱鍍鋅鋅鍋中三輥 對穩(wěn)定輥受力分析如圖3.2，得

20、 水平受力： F3X=T sinr (3-1) 垂直受力： F+T=G+T+F3Y (3-2) 對（3-2）變形得： F3Y=T+F-G-T cosr (3-3) 圖3.2 穩(wěn)定輥的受力分析 其中T為帶鋼拉力，G為穩(wěn)定輥重力，F為浮力，F3穩(wěn)定輥所受支反力。 tanr= r=arctan (3

21、-4) 其中△S為上推量，其值為10/20/30/40mm，L1為穩(wěn)定輥和糾正輥的鉛垂距離。L1 為330 mm。 穩(wěn)定輥重量為185 kg，故其重力為 G=mg=185×9.8 =1813 N (3-5) 穩(wěn)定輥材料為316L不銹鋼。密度ρ1=7.98 g/cm3，其體積為 V==23182.96 cm3 (3-6) 鋅液密度為ρ2=7.14 g/cm3，則穩(wěn)定輥浮力為 F=ρ2vg=1622.16 N (3-7) 當帶鋼拉力

22、T=20 KN時，得表3-1。 表3-1 工作機受力 序號 △S/mm r F3X /N F3Y /N F3 /N 1 10 1°44′85.4″ 605.78 181.66 632.43 2 20 3°28′5.8″ 1209.90 154.30 1219.71 3 30 5°11′39.9″ 1810.71 108.86 1813.98 4 40 6°54′40.4″ 2406.63 45.68 2407.06 由表3-1取F3的最大值，為便于計算，所以取F3 =2400N，則穩(wěn)定輥單端軸承受力為1200 N。實際軸套

23、寬度為60 mm，故線載荷為20 N/mm。而轉動對磨試驗機所用的軸瓦長度為20 mm，所以其受力為20×20=400 N。 工作機所需功率PW ( kW )應由機器的工作阻力和運動參數確定。 PW= (3-8) 其中 TW 為工作機的轉矩，N·m； nw 為工作機的轉速，r/min； ηW 為工作機的效率，取ηW =0.95 。 穩(wěn)定輥軸套直徑為45 mm，故 TW =FμS=400×0.15×0.0225 N·m= 1.35 N·m (3-9) 帶鋼速度為

24、80—120m/min，取最大轉速。則軸套轉速為 n===335.06 r/min (3-10) 代入（3-8）得PW=0.332 kW。 3.1.2 計算電動機所需功率P0 電動機所需功率由工作機所需功率和傳動裝置的總效率按下式計算 P0= (3-11) 其中η為由電動機至工作機的傳動裝置總效率。 傳動裝置總效率η應為組成傳動裝置的各個運動副效率的乘積，即 η =η1η2η3

25、(3-12) 其中η1為聯軸器傳動效率，η1=0.98 η2為滾動軸承傳動效率，η2=0.97 η3為減速器傳動效率，η3=0.9 代入（3-12）得η=0.856，可得P0=0.338 kW。 3.1.3 確定電動機的額定功率Pm 電動機功率主要根據電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。電動機的發(fā)熱與其運行狀態(tài)有關。對于長期連續(xù)運轉、載荷不變或變化很小、常溫下工作的機械，只要所選電動機的額定功率Pm等于或略大于所需電動機功率P0，即Pm ≥ P0，電動機在工作時就不會過熱，因此不必效驗發(fā)熱和啟動力矩。 電動機的額定功率通常按下式計算 Pm=1.3P

26、0 (3-13) 代入數值得Pm =0.5046kW。 3.2 確定電動機的轉速 設計中常選用同步轉速為1500 r/min或1000 r/min的電動機，由于工作機轉速為335 r/min，故選用轉速相接近的1000 r/min電動機。 3.3 確定電動機型號 根據Pm =0.5046 KW、n =1000 r/min，查表確定電動機型號為Y90S—6。 表3-2 Y90S—6型電動機的技術數據 型號 額定功率/kW 滿載轉速/(r/min) Y90S—6 0.75 910

27、 3.4 本章小結 本章通過對穩(wěn)定輥工況的分析，計算得出了穩(wěn)定輥的載荷，從而求出了電動機所需的功率和轉速，進而確定了電動機的型號。電動機型號為Y90S—6。 第4章 減速器的設計 減速器是位于原動機和工作機之間的封閉式機械傳動裝置。它由密封在箱體內的齒輪或蝸桿傳動所組成，主要用來降低轉速、增大轉矩或改變運轉方向。由于其傳遞運動準確可靠，結構緊湊，效率高，壽命長，且使用維修方便，得到廣泛的應用。 4.1 選擇減速器的類型 4.1.1 傳動裝置總傳動比的計算 電動機選定后，根據電動機滿載轉速nm及工作機轉速nW。就可以計算出傳動裝置的總傳動比。 i=

28、 (4-1) 故總傳動比i==2.716 由常用定軸減速器的類型表可得，當傳動比小于5時，選用一級圓柱齒輪減速器。 圖4.1 一級圓柱齒輪減速器傳動形式、特點及應用 4.1.2 傳動裝置的運動和動力參數 如圖4.1所示，令高速軸為I軸，低速軸為II軸。 則各軸轉速 nI=nm=910 r/min (4-2) nII=335 r/min (4-3) 各軸功率為 P

29、I=Pd η1=0.75×0.98=0.735 Kw (4-4) PII=PI η2=0.735×0.98=0.720 Kw (4-5) 式中η1為聯軸器傳動效率； η2為減速器的傳動效率。 各軸轉矩為 TI =9550=9550×=7.713 N·m (4-6) TII=9550=9550×=20.525 N·m (4-7) 表4-1 軸的參數 軸 轉速/(r/min) 功率Kw 轉矩(N·m)

30、 I 910 0.735 7.713 II 335 0.720 20.525 4.2 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設計 4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （1）按圖4.1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20°。 （2）根據表4-2，通用減速器選用7級精度。 表4-2 各類機器所用齒輪傳動的精度等級范圍 （3）材料選擇。由表4-3，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。 （4）閉式齒輪傳動一般轉速較高。為了提高傳動的平穩(wěn)性，減小沖擊振動，以齒數多一些為

31、好。小齒輪的齒數可取為z1=20～40。選小齒輪齒數z1=30，大齒輪齒數z2=uz1=30×2.716=81.48，取z2=82。 4.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 （1）由式（4-8）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t ≥ (4-8) 表4-3 常用齒輪材料及其力學性能 1) 確定公式中的各參數值 ①試選載荷系數KHt=1.3。 ②T1位小齒輪傳遞的轉矩。由表4-1得T1=7.871×103 N·mm。 ③由表4-4選取齒寬系數Φd =1。 ④由圖4.2查得區(qū)域系數ZH =2.5。

32、⑤由表4-5查得材料的彈性影響系數ZE =189.8 MPa1/2。 ⑥由式（4-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。 Zε = (4-9) αa1=arccos[ z1cosα／(z1+2h) ] (4-10) αa2=arccos[ z2cosα／(z2+2h) ] (4-11) εα=[ z1(tan αa1-tan α′) + z2(tan αa1-tan α′) ]／2π (4-12) 將α=20°、z1、z2

33、帶入（4-4）（4-5），得αa1=28.241°，αa2=23.463°，再帶入（4-12），得εα=1.741。帶入（4-3）得Zε=0.868。 表4-4 圓柱齒輪的齒寬系數Φd 圖4.2 節(jié)點區(qū)域系數ZH（aa=20°） ⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]。 由圖4.3查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。 圖4.3 調質處理鋼的σHlim 表4-5 彈性影響系數 ZE 由式（4-13）計算應力循環(huán)次數 N1=60n1jLh=60×910×1×(2×8×300×15

34、)=3.931×109 (4-13) N2=N1／u=3.931×109／(82／30)=1.0745×1010 (4-14) 由圖4.4查得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.9、KHN2=0.95。 取失效概率為1％、安全系數S=1，由式（4-15）得 [σH]1==MPa=540MPa [σH]2==MPa=523MPa (4-15) 取[σH]1和[σH]2較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 [σH] =[σH]1=523MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑

35、 d1t ≥ = mm = 28.041mm (2)調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備。 ①圓周速度v。 v==1.336 m/s (4-16) ②齒寬b。 b=Φdd1t=1×28.041 mm=28.041 mm (4-17) 2) 計算實際載荷系數KH ①由表4-5查得使用系數KA=1。 ②根據v=1.336 m/s，7級精度，由圖4.5查得動載系數KV=1.12。 ③齒輪的圓周力。 Ft1=2T1／d1t=2×7.871×103／28.

36、041 N=561.392 N (4-18) KAFt1／b=1×561.392／28.041 N/mm=20.020 N/mm ＜100 N/mm (4-19) 查表4-6得齒間載荷分配系數KHα=1.2。 ④由表4-7用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數KHβ=1.415。由此，得到實際載荷系數為 圖4.4 接觸疲勞壽命系數KHN KH=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.2×1.415=1.868 (4-20) 3）由式（4-21），可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 d1=

37、d1t =28.041× mm=31.643 mm (4-21) 及相應的齒輪模數 m=d1／z1=31.643／30=1.055 mm (4-22) 4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）由式（4-23）試算模數，即 mt (4-23) 1) 確定公式中各參數值 表4-5 使用系數KA 圖4.5 動載系數KV 表4-6 齒間載荷分配系數KHα 、KFα 圖4.6 外齒輪齒形系數YFa ①試選載荷系數KFt=1.3。 ②由式（4

38、-24）計算彎曲疲勞強度用重合度系數。 Yε=0.25+=0.25+=0.681 (4-24) ③計算。 由圖4.6查得齒形系數YFa1=2.63、YFa2=2.21。 由圖4.7查得應力修正系數Ysa1=1.56、Ysa2=1.75。 圖4.7 外齒輪應力修正系數Ysa 由圖4.8查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500 MPa、σFlim2=380 MPa。 由圖4.9查得彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85、KFN2=0.88。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（4

39、-25）得 [σH]1==MPa=303.57 MPa [σH]2==MPa=238.86 MPa (4-25) (4-26) 圖4.8 調質處理鋼的σFlim 圖4.9 彎曲疲勞壽命系數KFN (4-27) 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 ==0.0164 2）試算模數 mt (4-28) ==0.631 mm (2)調整齒輪模數 1）計算實

40、際載荷系數前的數據準備。 ①圓周速度v。 d1=mtz1=0.631×30 mm=18.920 mm (4-29) v = m/s=0.902 m/s (4-30) ②齒寬b。 b=Φdd1=1×18.920 mm=18.920 mm (4-31) ③寬高比b／h。 h=(2h) mt =(2×1+0.25) ×0.631=1.420 mm (4-32) b／h=18.920／1.420=13.326

41、 (4-33) 2）計算實際載荷系數KF。 ①根據v=0.902 m/s，7級精度，由圖4.5查得動載系數KV=1.05。 ②由Ft1=2T1／d1=2×7.871×103／18.920 N=832.029 N， KAFt1／b=1×832.029／18.920 N/mm=43.976 N/mm ﹤100 N/mm 查表4-6得齒間載荷分配系數KFα=1.2。 ③由表4-7用插值法查得KHβ=1.413，結合b／h =13.326。查圖4.10，得KFβ=1.40。則載荷系數為 KF=KA KV KFα KFβ =1×1.1×

42、1.2×1.40=1.848 3） 由式（4-34），可得按實際載荷系數算得的齒輪模數 m==0.631×=0.709 mm (4-34) 表4-7 接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數KHβ 圖4.10 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數KFβ 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數m=0.709 mm，并就近圓整為標準值m=1 mm，按接觸疲勞強度算得的分度

43、圓直徑d1=31.643 mm，計算出小齒輪齒數z1=d1／m=31.643 mm。 取z1=32，則大齒輪齒數z2=uz1=2.716×32=86.912，取z2=87，z1與z2互為質數。 這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，由滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4.2.4 幾何尺寸的計算 (1)計算分度圓直徑 d1=z1 m=32×1=32 d2=z2 m=87×1=87 (4-35) (2)齒根圓直徑 df1 =(z1 - 2h-2c) m=29.5 mm

44、 df2 =(z2 - 2h-2c) m=84.5 mm (4-36) (3)齒頂圓直徑 da1=(z1+2h)m=34 mm da2=(z2+2h)m=89 mm (4-37) (4)計算中心距 ɑ=(d1+d2) ／2=(32+87) ／2=59.5 mm (4-38) 采用變位法將中心距就近圓整至ɑ=60 mm。 4.2.5 主要設計結論 表4-8 齒輪設計結論 參數 齒數z 模數/mm 分度圓直徑d/mm 齒根圓直徑

45、df /mm 齒頂圓直徑da /mm 齒寬b/mm 傳動比i 中心距ɑ/mm 小齒輪 32 1 32 29.5 34 37 2.716 60 大齒輪 87 87 84.5 89 32 4.3 軸的結構尺寸設計及計算 對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸設計。其設計過程需要先估算最小軸徑，再根據軸上零件的固定和定位方式，設計軸的結構和尺寸（即軸徑和軸各段長度），最后校核軸的強度。 4.3.1 輸入軸的設計 1. 輸入軸的功率P1、轉速n1和轉矩T1。 查表4-1，得P1=0.735 kW，n1=910

46、 r/min，T1=7.713 N·m 2. 求作用在齒輪上的力 因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為d1=32 mm，則 圓周力Ft== N=482.063 N (4-39) 徑向力Fr=Ft =482.063×tan20°N=175.456 N (4-40) 軸向力Fa=Ft tanβ=482.063×tan0 =0 N (4-41) 3. 初步確定軸的最小直徑 按式（4-42）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表4-9

47、，取A0=112，于是得 dmin=A0 =112× mm=10.430 mm (4-42) 表4-9 軸常用幾種材料的及A0值 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故取輸入軸直徑為18 mm。 4. 軸的結構設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 本課題選用圖4.11所示的裝配方案。 2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1) 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I—II軸段右端需制出一軸肩。 圖4.11 輸入軸的結構方案 取II—III段的直徑dII—III = 20 m

48、m；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈內孔直徑D= 20 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1= 52 mm；為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I—II段的長度應比L1 略短一些，現取LI—II = 40 mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d II—III = 20 mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6204，其尺寸為d × D × B =20 mm×47 mm×14 mm，故d III - IV = d VII - VIII =20 mm；而LVII - VIII =

49、 16 mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6204型軸承的定位軸肩高度h = 1mm，因此，取d VI - VII = 24 mm。 (3) 取安裝齒輪處的軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑d IV - V = 24 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為32 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取L IV - V = 34 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h > 0.07 d，取h = 1 mm，則軸環(huán)處的直徑d V - VI = 26 mm 。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取L V - VI = 2 mm。 (4) 軸承端蓋的總寬度為

50、15 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離L = 1 mm，故取L II—III = 16 mm。 (5) 取齒輪距箱體內壁之距離a =11 mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 2 mm，已知滾動軸承寬度B = 14 mm，齒輪輪轂長L = 32 mm，則 L III - IV = B + s + a + (34 - 32) = (14 + 2 + 11 + 2)mm = 29 mm (4-43) LVI - VII = L + c + a

51、 + s – L V - VI = (32 + 20 + 11 + 2 - 2) mm =63 mm (4-44) 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按d IV - V由手冊查得平鍵截面b× h = 5 mm ×5 mm (GB/ T 1095—1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為30 mm(標準鍵長見GB/ T 1096—1979)；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/ n6；同樣,半聯軸器與軸的聯接,選用平鍵為5 mm × 5 mm × 30 mm，半聯軸器與軸的配合為

52、H7/ k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表4-10，取軸端倒角為C1，各軸肩處的圓角半徑見圖4-12。 表4-10 零件倒角C與圓角半徑R的推薦值 4.3.2 輸出軸的設計 1. 輸入軸的功率P2、轉速n2和轉矩T2。 查表4-1，得P2=0.720 kW，n2=335 r/min，T2=20.525 N·m 2. 求作用在齒輪上的力 因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為d2=87mm，則 圓周力Ft== N=471.839 N (4-4

53、5) 徑向力Fr=Ft =471.839×tan20°N=171.735 N (4-46) 軸向力Fa=Ft tanβ=471.839×tan0 =0 N (4-47) 3. 初步確定軸的最小直徑 按式（4-48）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表4-9，取A0=112，于是得 dmin=A0 =112× mm=14.454 mm (4-48) 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故取輸入軸直徑為2

54、4 mm。 4. 軸的結構設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 本課題選用圖4.12所示的裝配方案。 2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 圖4.12 輸出軸的結構方案 (1) 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I—II軸段右端需制出一軸肩，故取 II - III段的直徑d II - III = 28 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 52 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I—II段的長度應比L略短一些，現取L I—II = 34 mm。 (2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求

55、并根據d II - III = 28 mm，由軸承產品目錄中初步選取0 基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6206，其尺寸為d× D× B = 30 mm×62 mm×16mm，故d III - IV = d VII - VIII =30 mm；而L VII - VIII = 29 mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 1mm，因此，取d VI - VII = 32 mm。 (3) 取安裝齒輪處的軸段IV—V的直徑d IV - V = 32 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為87 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪

56、,此軸段應略短于輪轂寬度，故取L IV - V =25 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h > 0.07 d，取h = 1 mm，則軸環(huán)處的直徑d V - VI = 36 mm。軸環(huán)寬度 b ≥1.4 h，取L V - VI = 13 mm。 (4) 軸承端蓋的總寬度為11 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離L = 1 mm，故取L II - III = 23mm。 (5) 取齒輪距箱體內壁之距離a =11 mm。考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=2

57、 mm，已知滾動軸承寬度B=14 mm，齒輪輪轂長L=87 mm，則 L III - IV = B + s + a + (34 - 32) = (14 + 2 + 11 + 2)m m = 29 mm (4-49) LVI - VII = L + c + a + s - LV - VI = (32 + 20 + 11 + 2 - 2) m m =63 mm (4-50) 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按d IV - V 由手冊查得平鍵截面b× h = 10mm ×8 mm (GB/ T10

58、95—1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm(標準鍵長見GB/ T 1096—1979)，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為6 mm × 6 mm × 20 mm，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表4-10，取軸端倒角為C1。 4.3.3 確定軸的尺寸 主動軸： 圖4.13 主動軸 從動軸： 圖4.14 從動軸 4.4 本章小結 本章通過分析得出了減速器的

59、類型，從而確定了要算齒輪和軸的數量，進而對閉式直齒圓柱齒輪傳動進行計算，確定大小齒輪的各項數據。同時也確定了和大小齒輪相互配合的主動軸、從動軸的尺寸，以及和軸配合的滾動軸承的選擇和平鍵的選擇。圖4.15為最后減速器裝配圖。 圖4.15 減速器裝配圖 第5章 實驗軸的設計 對既傳遞轉矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設計包括結構和尺寸設計。其設計過程需要先估算最小軸徑，再根據軸上零件的固定和定位方式，設計軸的結構和尺寸（即軸徑和軸各段長度），最后校核軸的強度。 5.1 軸的結構尺寸設計 5.1.1 選擇材料，確定許用應力 材料選用45鋼，正火處理。查表5

60、-1，材料強度極限σb=600MPa；對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力[σ-1b]=55MPa。 表5-1 軸的常用材料及其主要力學性能 5.1.2 初步確定軸的最小直徑 按式（5-1）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表4-9，取A0=112，于是得 dmin=A0 =112× mm=14.454 mm (5-1) 由于和聯軸器連接處有鍵，故軸需加大4%～5%。則 d ≥14.454×1.05=15.176 mm 故該軸的基本軸徑dmin =16mm。 5.1.3 軸的結構設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 本課

61、題選用圖5.1所示的裝配方案。 圖5.1 軸的裝配方案 2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 參見4.3節(jié)軸的設計，設計結果如圖5.1。 5.2 軸的校核 首先根據軸的結構圖(圖5.1)作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從機械設計課程設計手冊中查取△值。對于6206型深溝球軸承，由手冊中查得△=0mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3+L4=40+5+25=70 mm。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出A處是軸的危險截面。現將計算出的此截面處的MH、M V及M 的值。 5.2.1 求出軸上轉矩 T=9.55×106 = T=

62、9.55×106 N·mm=2.053×104 N·mm (5-2) 5.2.2 危險截面左側 抗彎截面系數W =0.1d3 = 0.1×653 mm3 = 27463 mm3 (5-3) 抗扭截面系數WT = 0.2d3 = 0.2×653 mm3 = 54925 mm3 (5-4) 危險截面左側的彎矩M為 M = × N·mm = N·mm (5-5) 截面A上的扭矩T為 T = 20530 N·mm 截面上的彎曲應力 σb ==MPa=4

63、.86 MPa (5-6) 截面上的扭轉切應力 τT = =MPa=17.48 MPa (5-7) 軸的材料為45鋼，調質處理。由表5-1查得σ B = 640 MPa，σ-1 = 275 MPa， τ – 1= 155 MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數α σ 及α τ 按表5-2查取。因rd=2.065= 0.031，D d=7065=1.08，經插值后可查得ασ = 2.0，ατ = 1.31。 由圖5.3可得軸的材料的敏性系數為 qσ = 0.82，qτ = 0.85 故有效應力集中系數按式(5-

64、8)為 kσ =1+qσ(ασ-1)=1+0.82×(2.0-1) =1.82 kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85×(1.31-1) =1.26 (5-8) 由圖5.4得尺寸系數εσ = 0.67；由圖5.5得扭轉尺寸系數ετ = 0.82。 軸按磨削加工，由圖5.6得表面質量系數為 βσ = βτ = 0.92 軸未經表面強化處理，即βq = 1，則按式(5-9)及(5-10)得綜合系數值為 Kσ==2.80 (5-9) Kτ==1.62 (5-10) 查表得碳鋼的特性系數 ψσ=

65、0.1～0.2，取ψσ=0.1 ψτ=0.05～0.1，取ψτ =0.05 于是，計算安全系數Sca值，按式(5-11)～(5-13)則得 Sσ = (5-11) Sτ ==10.62 (5-12) Sca ==9.40 >> S=1.5 (5-13) 故可知其安全。 表5-2 軸肩圓角處的理論應力集中系數 圖5.3 鋼材的敏性系數 圖5.4 鋼材的尺寸及截面形狀系數εσ 圖5.5 圓截面鋼材的扭轉剪切尺寸系數ετ 圖5.6 鋼材的表面質量系數βσ

66、 5.2.3 危險截面右側 抗彎截面系數W 按表5-3中的公式計算， W = 0.1 d3 = 0.1×703 mm3 = 34300 mm3 (5-14) 抗扭截面系數WT為 WT = 0.2d3 = 0.2×703 mm3 = 68600 mm3 (5-15) 彎矩M及彎曲應力為 M = N·mm= N·mm (5-16) σb= MPa=3.89 MPa (5-17) 扭矩T及扭轉切應力為 T3 = 20530N·mm τT = MPa=0.30 MPa (5-18) A處的值，由表5-4用插入法求出，并取=0.8，于是得 =3.16，=0.8×3.16=2.53 (5-19) 軸按磨削加工，由圖5.7得表面質量系數為 βσ = βτ = 0.92 表5-3 抗彎、抗扭截面系數計算公式 故得綜合系數為 Kσ==3.25