冲压式磨粒磨损试验机传动系统及其三维设计学位论文.docx

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冲压式磨粒磨损试验机传动系统及其三维设计学位论文

毕业设计

题目冲压式磨粒磨损试验机传动系统

及其三维设计

摘要

本设计是冲压式磨粒磨损试验机的传动系统，该系统主要分为两大部分。

第一部分是冲压机构，另一部分是传动系统。

本设计中由于冲锤要实现的是往复运动，所以需要将回转运动变成往复直线运动，冲锤的往复运动可以有很多方式实现。

例如，曲柄摇杆机构，凸轮机构，等等。

由于冲锤频率是比较快的，所以我们不能用凸轮机构，因为凸轮在高频率的运动中容易磨损过快。

为此选用曲轴连杆机构，曲轴连杆机构设计简单并且容易设计，简单的曲轴机构不仅能适应高频率的运动，同时也不受速度变化的影响。

传动系统是本设计的重中之重，本设计的重点在于要实现冲动系统的变速功能。

传动系统又分为两个主要功能，第一个功能是减速功能，主要是将电动机的转速减到一个合适的速度；第二个功能是变速功能。

本设计中的所有传动都是靠齿轮来实现的，为了实现冲动系统的变速功能，我们采用了滑移齿轮来实现变速。

本设计对以上的内容都做了详细的论述，对于此相关的设计可做依照。

关键词：

冲压机构传动系统变速

ABSTRACT

Thisdesignisthedrivesystemoftheramjetabrasiveweartestingmachine,whichismainlydividedintotwoparts.Thefirstpartisthepressagency,andtheotheristhedrivesystem.Asthehammer,inthisdesignisaimedtoachievethereciprocatingmotion,soitisnecessarytomaketherotarymotionintoreciprocatinglinearmotion,sothatthereciprocatingmotionofthehammercanachieveinalotofways,suchasthecrank-rockermechanism,thecammechanism,andsoon.Asthefrequencyofthehammerisrelativelyfast,wecannotusethecam,becausethecamiseasytoweartoofastinamovementathighfrequencies.Soweusethecranklinkmechanism,whichisdesignedsimplyandeasytodesign.Simplecrankinstitutionnotonlycanadapttohighfrequencymovements,butalsorisesuperiorto thespeedchange.Thedrivesystemisthetoppriorityofthisdesign,whosefocusistoachievethefunctionoftheimpulsetransmissionsystem.Thetransmissionsystemhastwomainfunctions.Thefirstistoslowdown,mainlydeceleratethemotoranappropriatespeed;thesecondisthespeedcapabilities.Allofthetransmissioninthisdesignisachievedbythegear.Inordertoachievethetransmissionfunctionoftheimpulsesystem,weuseslidinggearstoachievetransmission.Allofthecontentoftheaboveareparticularlydiscussedinthisdesign,whichcanbesamplestothedesignsinterrelatedtothis.

Keywords：

pressagencydrivesystemtransmission

目录

摘要I

ABSTRACTII

1前言1

1.1背景和意义1

1.2摩擦试验机的分类1

1.3摩擦试验机的现状及发展趋势2

2冲压式磨粒磨损试验机传动系统3

2.1试验机工作原理3

2.2冲压机构的设计3

2.2.1曲轴的计算4

2.2.2连杆的计算4

2.3传动系统的设计6

2.3.1电动机的选择6

2.4计算传动装置的运动和动力参数7

2.4.1传动装置的中传动比及其分配7

2.4.2各轴转速、输入功率、输入转矩的计算7

2.5传动件的设计计算（齿轮）8

2.5.1单级减速器齿轮的计算8

2.5.2轴的设计11

2.６滚动轴承的计算15

2.6.1求比值15

2.6.2计算当量动载荷P16

2.６.3计算轴承的寿命16

3结论17

参考文献18

致谢19

1前言

1.1背景和意义

摩擦学是研究相对运动的作用表面间的摩擦、润滑和磨损，以及三者间相互关系的理论与应用的一门交叉学科。

摩擦学研究的对象很广泛，在机械工程中主要包括动、静摩擦；零件表面受工作介质摩擦或碰撞、冲击；机械制造工艺的摩擦学问题；弹性体摩擦；特殊工况条件下的摩擦学问题；深海作业的高压、腐蚀、润滑剂稀释和防漏密封等情况下的摩擦。

摩擦学涉及许多学科。

如完全流体润滑状态的滑动轴承的承载油膜，基本上可以运用流体力学的理论来解算。

在计算摩擦阻力时则需要认真考虑油的流变性质，甚至要考虑瞬时变化过程的效应，而不能把它简化成牛顿流体。

为了了解磨损的发生发展机理，寻找各种磨损类型的相互转化以及复合的错综关系，需要对表面的磨损进行全过程进行微观研究。

仅就油润滑金属摩擦来说，就需要研究润滑力学、弹性和塑性接触、润滑剂的流变性质、表面形貌、传热学和热力学、摩擦化学和金属物理等问题，涉及物理、化学、材料、机械工程和润滑工程等学科。

1.2摩擦试验机的分类

摩擦试验的目的是为了对摩擦磨损现象及其本质进行研究，正确地评价各种因素对摩擦磨损性能的影响，从而确定符合使用要求的摩擦副元件的最优参数。

摩擦磨损试验研究的内容非常广泛，如探讨摩擦、磨损和润滑机理以及影响摩擦、磨损的诸因素，对新的耐磨、减磨及摩擦材料和润滑剂进行评定等。

由于摩擦磨损现象十分复杂，摩擦磨损条件不同，试验方法和装置种类繁多，如何准确地获取摩擦磨损过程中的参数变化成为一个十分重要的研究课题。

为了探索和验证机械工程中摩擦磨损问题的机理以及有关影响因素，在摩擦学研究中开展摩擦磨损测试技术和数据分析研究具有非常重要的作用。

摩擦磨损试验机的种类繁多，分类的方式各不相同，最具代表性的分类方法有苏联的一种分类法和美国润滑工程师协会的分类法。

参照磨损类型的分类提出了一种按摩擦系统的结构和摩擦副的相对运动形式对摩擦磨损试验机进行分类的新方法。

这种分类方法突出了摩擦元素的特点和对试验的特殊功能要求，从而便于采用设计方法学原理对试验机进行设计。

这种方法将摩擦磨损试验机分成了五大类:

第一类是固体——固体摩擦磨损试验机

这类试验机根据摩擦副的运动形态又分为5小类，即单项滑动、往复运动，旋转滑动、冲击和微动摩擦磨损试验机（根据需要可以在摩擦元素间加或不加润滑剂）。

可以认为，大部分摩擦磨损试验机种都属于这一大类，它们可以重现粘着磨损、磨粒磨损、表面疲劳磨损和摩擦化学磨损。

根据试件的磨损特性和运动特性可以将其分为3小类，即三体磨粒磨损、二体磨粒磨损和动载磨粒磨损试验机。

与第一类试验机相比，三体磨粒磨损试验机要在摩擦副的摩擦面上加磨粒。

固定磨粒磨损试验机的摩擦副的一边是固定磨粒（一般都采用砂布盘），另一边则可设计成各种不同形式，其特例是研究单个磨粒磨损的试验机。

第二类是固体——固体加磨粒（或固体——磨粒）的试验机，统称为磨粒磨损试验机

第三类是固体——液体加磨粒（或固体——液体）的试验机

该类试验机的最大特点是使含磨粒（或不含磨粒）的液体冲刷固体表面，因而其关键是要在试件表面形成具有一定流速的液流。

通常利用泵、势能和离心力来实现这种目的。

从相对运动的原理出发，也可以让试件相对于液体运动。

液流和试件形成的冲击角是一个重要参数，通常要求可调。

第四类是固体——气体加磨粒的试验机

其功能是使含磨粒的气流去冲刷固体表面。

作为这类试验机的特例是单颗磨粒冲击装置。

这种试验机有以下三种形式:

①供气系统加磨粒试件；②高速运动的试件加供给的磨粒。

③利用离心力抛出磨粒。

第五类是除了以上所述之外的特殊摩擦磨损试验机

可控载荷、可控气氛、高温或低温磨损试验机均可归入此类。

这类试验机在摩擦过程中摩擦元素所受的载荷是变化的。

可控气氛摩擦磨损试验机有抽真空、通入或不通入特种气体和控制或不控制湿度等特殊要求。

密封问题对这类试验机而言十分重要，非接触式传动—磁力传动在这类试验机上也得到了充分的应用。

高温或低温摩擦磨损试验机要求在高温或低温下工作，因而需要考虑高温隔热和低温防护，其选材也要能够满足高温或低温要求。

1.3摩擦试验机的现状及发展趋势

由于实际摩擦的环境可能千变万化，而进行摩擦试验要模拟实际的摩擦系统，在试验室再现摩擦现象及其规律性，以便对各参数进行观察测量，因此，设计一个满足要求的试验机成为很多人研究的课题。

相信随着研究领域的不断扩大，各种环境不同的需要，很多新型的试验机也将同样随之不断的涌现出来。

2冲压式磨粒磨损试验机传动系统

2.1试验机工作原理

图2.1试验机的传动示意图

2.工作情况：

已知条件试验机所能实现的主要功能包括：

（1）试验机采用3相380V、50Hz的电源供电，利用电动机带动；

（2）试验机的冲锤做往复运动，从而得到冲击载荷。

冲击功可以改变；

（3）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次/分。

已知数据：

（1）冲击功：

0-5焦耳；

（2）冲锤质量：

100牛顿；

（3）冲击频率：

50、100、150、200次/分。

2.2冲压机构的设计

任务书中要求试验机的冲锤能够做往复运动，同时能够改变冲锤的频率，所以为了满足任务书中的要求，实现相应的功能，做如下设计：

由于冲锤要实现的是往复运动，所以需要将回转运动变成往复直线运动，冲锤的往复运动可以有很多方式实现。

例如，曲柄摇杆机构，凸轮机构，等等。

任务书中规定的冲锤频率是比较快的，所以我们不能用凸轮机构，因为凸轮在高频率的运动中容易磨损过快。

为此我们联想到汽车发动机的汽缸，汽缸的运动频率是非常快的，而且可以适应不同的速度变化。

所以选用曲轴机构，曲轴设计简单并且容易设计，简单的曲轴机构不仅能适应高频率的运动，同时也不受速度变化的影响。

2.2.1曲轴的计算

因为冲锤所做的功在0-5J内，最大转速200r/min，最小50r/min。

如果冲锤只靠重力做功，并且在最大转速时做功在5J之内，即可不必考虑最小转速时重锤做功的多少。

根据以上条件可得：

图2.2曲轴连杆机构简图

mgL=1/2mv2=5

L=0.05（m）v=1（m/s）

所以曲轴的最大长度L=0.05m，

V

最大速度v=1m/s

冲锤冲压试件做往复运动，如图2-3设角α，因为曲轴的最大长度为0.05m，对此我们取L=0.03m并取最大速度v=1m/s来计算。

2.2.2连杆的计算

图2-3

假设α=0°时，冲锤冲击试件，此时冲锤不能实现连续冲击试件。

假设α=15°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。

L”

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

ωL'=V1

ω=2πn

n=r/60

得：

L′=0.048（m）

根据余弦定理：

=0.4958（m）

根据正弦定理：

得：

∠3=69.25°

∴∠1=54.25°

根据正弦定理：

得：

d=0.0776（mm）

即连杆的长度是0.0776m（长度太短不适合）。

依次尝试α=30°α=60°。

当α=60°时，连杆的长度适宜d=27.1mm，取整d=30mm。

2.3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。

2.3.1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=1.2。

设计方案的总功率

n0=n1×n2×n3×n4×n5×……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=0.99（弹性联轴器），η轴=0.98（滚子轴承），η齿=0.98为7级，η离=0.99（剪切销离合器）。

η总=η联·η轴3·η齿6·η离=0.8172

（2）电动机的输出功率

Pw=Ka

=1.2（Kw）

Pd=Pw/η总=1.4684（Kw）

（3）电动机转速的选择

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Y90L-4,其中额定功率为1.5Kw，满载转速1400r/min。

基本符合题目所需的要求。

表2.1Y90L-4

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）

Y90L-4

1.5

1400

2.3

2.3

27

2.4计算传动装置的运动和动力参数

2.4.1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、200r/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=1.由于选用滑移齿轮，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。

2.4.2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=1.5Kw

转矩：

轴1：

n1=1400r/min

P1=Pw×η联×η滚=1.4553Kw

T1=Td×η联×η滚=9.9272N·m

轴2：

n2=n1/i0=200r/min

P2=P1×η单×i1=1.4262Kw

T2=T1×η单×i1=68.1005N·m

轴3：

n3（极限最大值）=n2/i4=200r/min

P3min=P2=1.3560Kw

P3max=P2×η齿×η滚=1.3697Kw

T3min=T2×η齿×η滚×η离×i4=66.7385N·m

T3max=T2×η齿×η滚×i1=264.2844N·m

2.5传动件的设计计算（齿轮）

2.5.1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

1.4553Kw

1400r/min

7:

1

9.9272N·M

1.2

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（10-9a）进行试算，即

Ⅲ．确定公式内的各计算数值

①设计

（1）试选载荷系数Kt=1.3。

（2）计算小齿轮传递的转矩T1。

T1=Td×η联×η滚=9.9272N·M=0.99272×104N·mm

（3）由表10-7选取齿宽系数

=1。

（4）由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

（5）由图10-21d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10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。

（7）计算基础疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得

②计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入

中较小的值。

（2）计算圆周素的v。

（3）计算齿宽b。

b=Φd·d1t=29.2590（mm）

（4）计算齿宽与齿高之比b/h。

模数：

　mt=d1t/z1=29.2590/20=1.46295（mm）

齿高：

　h=2.25mt=2.25×1.46295=3.2916（mm）

b/h=29.2590/3.2916=8.8890

（5）计算载荷系数。

根据v=2.1437m/s，7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.1；

直齿轮，KHα=KFα=1.1；

由表10-2查得使用系数KA=1.5；

由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑非对称分布时，KHβ=1.3。

由b/h=8.8890，KHβ=1.3查图10-13得KFβ=1.28；故载荷系数

K=KA×KV×KHα×KHβ=1.5×1.1×1×1.3=2.145

（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得：

（7）计算模数m。

圆整取模数m=2mm

③校核

查取齿形系数，盈利校正系数由表（10-5）

YFa1=2.8；YFa2=1.55

FSa1=2.1；YSa2=1.9

大小齿轮均为调制处理，小齿轮的硬度为280HBS，大齿轮的硬度为240HBS

由式（10-12）知：

计算大小齿轮的

并比较：

因为直数值大的弯曲疲劳强度低，所以校核小齿轮。

∵　K=KAKVKFαKFβ=2.112

T=9.9272N·m

d1=mZ1=40mm

b=φdd1=φdmZ1=40mm

∴

∴设计的齿轮满足要求。

④几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径d1=z1m=20×2=40mm

d2=z2m=140×2=280mm

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1×40mm=40mm

取B1=45mm，B2=40mm。

（4）此设计有

表３设计结果

模数

分度圆直径

齿宽

齿数

小齿轮

2

40

45

20

大齿轮

2

280

40

140

（5）机构设计及绘制齿轮零件图（从略）

2.5.2轴的设计

Ⅰ．轴1的设计

1.总结数据

表4数据

功率

转矩

转速

分度圆直径

压力角

1.4553Kw

9.9272N·m

1400r/min

40mm

20°

2.求作用在齿轮上的力

3.初步确定轴的直径（下面所用到的图，表以及公式都在《机械设计》上）

先按照式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢。

根据表（15-3），取A0=112.于是得：

此轴的最小直径分明是安装联轴器处的轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。

4.联轴器的型号的选取

查表14-1，取Ka=1.5则Tca=Ka×T1=1.5×9.9272N·m=15.3482N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003或者机械设计手册，选用GYH1型凸缘联轴器，其公称转矩为25N·m。

5.轴的结构设计

（１）拟定轴上零件的装配方案

（2）（２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段左端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=20mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25mm、半联轴器与轴配合的毂孔长度L=70mm。

②初步选择滚动轴承

考虑到主要承受径向力，轴向也可以承受小的轴向载荷。

当量摩擦系数最少。

在高速转时也可承受轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量较小，大量生产价格最低，固选用深沟球轴承。

又根据d2-3=20mm选6005号。

左端采用轴肩定位，d3-4和d7-8=25mm。

③取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=35mm齿轮的内径与轴的内径相差很少，为了能够实现齿轮的传动，所以直接将齿轮加工在轴上，做成一根齿轮轴。

④轴承端盖的总宽度为15mm，根据轴承的装拆及便于对轴承天价润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。

固取L2-3=40mm。

⑤其余轴段的长度可根据轴与轴之间的配合关系自行得到，L3-4=40m