直线往复运动摩擦磨损试验机的改造..

1、安徽工业大学毕业设计设计（论文）题目 ：直线往复运动摩擦磨损试验机的改造学生姓名：姜春桐学号：129054477专业名称： 机械制造及自动化指导教师徐培民教授2016年6月6日摘要摘要本文对已有直线往复摩擦磨损试验机进行改造，将往复对磨的运动方式改成 转动对磨，使改造后的试验机在满足试验要求的前提下，结构小巧，造价低廉， 使用方便。主要设计内容包括以下几个方面。（1）转动对磨摩擦磨损试验机附加部分的整体结构设计。（2）对试验机附加部分的主轴驱动系统进行了详细设计，包括减速器设计、 联轴器选择，实验轴设计校核等。（3）加载系统、润滑系统、密封系统及水箱的结构设计。（4）利用SolidWorks和

2、ProE软件对试验机的附加部分进行了三维建模，并 对几个关键零部件的强度进行了校核。关键词：摩擦磨损试验机；转动对磨；摩擦磨损量；表面织构AbstractAbstractAn existi ng lin ear reciprocal ng frictio n wear test mach ine is modified and the manner of motion is changed from reciprocating to rotation. The main content of the desig n in cludes the follow ing aspects.(1) Th

3、e overall structural design of the additional part of the friction and wear testi ng mach ine.(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,

4、 lubrication system, sealing system and water tank structure.(4) Three-dimensional model is established for the additional part of the test mach ine with ProE and SolidWorks and the stre ngth of several key parts are checked.keywords： Friction and wear testing machine Rotation of the grinding； Frict

5、ion and wear; Surface textureIII目录摘要IAbstract II第1章绪论11.1课题研究的目的与意义 11.2研究动态11.3设计内容2第2章总体设计42.1实验背景42.2设计方案42.2.1 驱动系统42.2.2 传动系统42.2.3 加载系统42.2.4 密封系统62.3工作方式6第3章动力机选择83.1确定电动机的功率 83.1.1计算工作机所需功率Pw 83.1.2计算电动机所需功率Po 103.1.3确定电动机的额定功率 Pm 103.2确定电动机的转速103.3确定电动机型号113.4本章小结11第4章减速器的设计124.1选择减速器的类型 12

6、4.1.1传动装置总传动比的计算 124.1.2传动装置的运动和动力参数 124.2闭式直齿圆柱齿轮传动的设计 134.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 134.2.2按齿面接触疲劳强度设计 134.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 184.2.4几何尺寸的计算 254.3轴的结构尺寸设计及计算 254.3.1输入轴的设计254.3.2输出轴的设计284.3.3确定轴的尺寸304.4本章小结30第5章实验轴的设计325.1轴的结构尺寸设计 325.1.1选择材料，确定许用应力 325.1.2初步确定轴的最小直径 325.1.3轴的结构设计 335.2轴的校核335.2.1求出轴上转矩335

7、.2.2危险截面左侧 33523危险截面右侧375.3本章小结39第6章联轴器的选择406.1与减速器主动轴配合的联轴器 406.1.1类型选择406.1.2载荷计算406.1.3型号选择406.2与减速器从动轴配合的联轴器 406.2.1类型选择406.2.2载荷计算426.2.3型号选择426.3本章小结42第7章机座与水池437.1机座437.1.1机座的材料及制造方法 437.1.2机座的最小厚度 447.2水池447.2.1水池的设计447.2.2水池的密封447.3本章小结45结论46参考文献47致谢48#安徽工业大学毕业设计（论文）说明书第1章绪论1.1课题研究的目的与意义运动产

8、生摩擦。由摩擦引起的磨损、润滑、材料与能源消耗等一系列摩擦学 问题普遍存在并对社会、经济的发展产生着巨大影响。由于摩擦学科学所涉及的 问题，与节约能源、节约材料、减少磨损、提高资源利用率和保护环境等密切相 关，成为我国走新型工业化道路和发展循环经济必须面对的科学问题，已受到科 技界的高度重视。利用摩擦磨损试验机进行摩擦学相关试验是最简单便捷的测试材料摩擦性能 的方法。与实际使用试验相比，试验机测试周期短，成本低，并且可单独控制一 些参数进行单项测试，灵活性也很好。所以在摩擦学研究领域，摩擦磨损试验机 被广泛应用于机械设计，材料科学等领域进行材料磨损摩擦性能试验，用以评定 材料的耐磨性能，也可用

9、于测定摩擦功及材料的摩擦系数等。另外，摩擦磨损试 验机能很简单明了地演示摩擦磨损机理， 对于摩擦磨损的教学有很好的促进作用， 因而摩擦磨损试验机也广泛应用于教学实验室。为了满足轴套、衬套的转动对磨试验的需要，参考我校现有摩擦磨损实验机 的基本原理，设计一个结构简单、体积小巧、实用廉价的转动对磨摩擦磨损实验 机，结合试验机开展摩擦学试验，对生产实践、摩擦学测试技术以及摩擦学理论 研究都具有积极的参考价值。1.2研究动态1910年第一台磨料磨损试验机问世，1975年美国润滑工程学会（ALSE ）编 著的摩擦磨损装置”一书中所公布的不同类型摩擦磨损试验机已有上百种。近几 十年来，摩擦磨损试验机和试验

10、方法有了较大发展，但价格都比较昂贵。80年代初美国的SoemanteiS等人最早从事高温磨损试验机的研究，共研制 了三台高温磨料磨损试验机。并在这些试验机上研究了纯铝和纯铜在室温到 400C 范围内大气气氛下磨料磨损的特性。80年代末德国的FischerA 等人在总结前人对试验机研究的基础上， 研制一 台气氛可控的高温三体磨损试验机。该机最大的优点是气氛可控、严格保证试验 的主要因素（温度、磨料、载荷等）恒定，实验数据重现性好。主要缺点是：耐 高温工作部位未设冷却系统，影响设备精度；同时由于该机未考虑高温氧化对磨 损的影响，在该机测定高温氧化与磨损的交互作用时误差较大。90年代西交大的邢建东等

11、人 研制了一台高温磨损试验机。在电阻炉中的磨 损室内装有一水平放置的砂轮，砂轮上有一定的松散磨料。实验时试样夹上装有相同成分的3个试样，它们受到作用于表面铺有松散磨料的砂轮上的载荷，由于 试样和砂轮及其松散磨料间的相对运动而产生两体和三体混合磨料磨损。该机可 严格控制温度。一次3个试样，可减少重复试验次数。但其主要不足是：（1）试样总在同一轨迹上反复磨损，磨屑潜入砂轮间隙，使砂轮研磨能力逐渐下降；（2）气氛不易控制；（3）这种混合磨损与实际工况相差较远。近年来，西交大吴文忠、 邢建东等人在Fischer A的高温氧化磨损试验机的基础上，研制一台高温氧化三体 磨损试验机。该机的主要优点是：摩擦学

12、系统设计合理；气氛可控，温度可控； 关键部件设有冷却系统。主要不足是：密封还存在一些问题；冷却系统还不够完 善；气氛成分不能定量测定等。太原理工大学的杨学军等研制了一台高温销盘磨损试验机。该机结构简单， 操作方便，加热温度可控，能在1000C范围内对各种金属材料的摩擦磨损特性进 行研究，摩擦速度可调，所加载荷稳定，试验磨损均匀，对试验参数的变化反应 敏感。北方交大的李霞等5研制的高速摩擦磨损试验机，其最大滑动速度可达 70m/s，可以测量高速状态下的摩擦学参数；可以模拟高速列车制动；可以实现多 个测试数据的显示与同步记录。北京机械工业管理学院的崔周平、宋期等对MT-1型真空摩擦磨损试验机进 行

13、了实际的振动速度测量和频谱分析，得出了有关振动速度值和主要的振动来源。 设计出的MT-1型真空摩擦磨损试验机在空载情况下的摩擦盘强迫振动速度值较 小。哈工大的宋宝玉等人研究的SY-I型真空摩擦磨损试验机，可以提供4X10-3Pa 的压力环境，速度在02800 r/min范围内可调，并且可以自动进行数据采集和处 理。该机可以在真空、不同气候环境、加热及冷却等多种条件下测定材料的摩擦 性能。北方交大的徐双满等人为了研究机车柴油机缸套-活塞环材料的摩擦学性 能，研制了一台往复式销块摩擦磨损试验机。该试验机可以在一定范围内实现载 荷、速度、润滑脂的单因素控制。但该试验机磨损量的测量采用的是不连续的称

14、重法。1.3设计内容本课题研究的主要内容是对直线往复摩擦磨损试验机的改造，并使其有利于 教学实验。主要研究方法是从摩擦磨损测试的基本原理出发，找出简单易用的传 动、调速、加载和测力的结构方案，将往复对磨的运动方式改成转动对磨，并使 研制的试验机结构小巧，造价低廉，功能完善。本文主要内容如下：1. 完成对往复对磨摩擦磨损试验机的整体改造设计。2. 完成对试验机的主轴驱动系统、摩擦磨损测定系统、加载系统、润滑系统、 密封系统的结构设计。3. 通过计算校核总体结构及关键零部件的强度。7第2章总体设计2.1实验背景为了减小热镀锌工艺里稳定辊轴套与衬套（轴瓦）之间的磨损，现拟用表面 织构技术在轴套表面开

15、槽，通过实验探讨最佳开槽形式，最终提高其摩擦磨损特 性。但是现有的实验机为往复式磨摩擦磨损试验机，而这里的实际工况为衬套-轴套之间发生对磨，所以将原有实验机改造成转动式磨摩擦磨损试验机。2.2设计方案试验机附加部分包括驱动系统、传动系统和加载系统、密封系统四部分组成2.2.1驱动系统本课题选用丫系列三相交流异步电动机，根据稳定辊轴承所受实际载荷来估 算转动对磨试验机驱动电机的负荷，从而确定电动机的型号。222传动系统传动系统是将电动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。本课题传动方 案如图2.1所示图2.1传动方案电动机与联轴器1相连，联轴器1再与减速器相连，通过减速器以得到所需 的转速。减速

16、器通过联轴器2与实验轴相连，实验轴连接着工作机部分。2.2.3加载系统实验轴上装有轴套，轴套用螺栓与实验轴轴肩固定。轴套、轴瓦浸没在水池 中，轴瓦上方装有装夹块，装夹块与原试验机的加载系统相连。轴套轴瓦尺寸如 图2.2所示。实际稳定辊的轴瓦长度为60mm,考虑到现实实验台的尺寸大小，将 轴套长度缩短为20mm，并保证实验轴套的线载荷与实际轴套的相同。实验时在 轴套上先试开出0.8mmx0.4mm的人字槽（图2.3）。工作机的装配图如图2.4所示图22轴套、轴瓦的尺寸图2.3人字槽141312图2.4工作机的装配图图2.4中1为实验轴，2为轴用挡圈，3为轴承，4为套筒，5为轴承座，6为 轴承端盖

17、，7为水池壁，8为装夹块，9为轴瓦，10为轴套，11为螺塞，12为固 定实验轴与轴套的螺栓，13为0型密封圈，14为固定轴承端盖与轴承座的螺栓。工作时实验机对装夹块施加压力，故在实验轴上安装两个轴承以承担受力， 两轴承之间用套筒相连，一个轴承的一端与轴承端盖相接，另一个轴承的一端与 轴用挡圈相接，以防止轴承错位。两轴承一个安装在轴承座内壁，另一个安装在轴承支座上。224密封系统水池与实验轴用0型密封圈密封，0型密封圈安装在轴承端盖中，轴承端盖 用螺栓与水池固定。为了更好地观察实验效果，水池壁采用有机玻璃。为了防止 水槽中的水进入轴承，对水池与轴承端盖进行密封。水槽通过玻璃胶粘贴在底座 上。由于

18、实验平台最大高度为127m m，故设计水池的高度应低于最大高度。水池安装时先安装水池下半部分，焊接在底座上，再把轴承端盖（含 0型密 封圈）、轴承、套筒顺序安装。此时将实验轴插入水池，水池排水处用螺塞密封 好。最后将水池上部安装在水池下部上，轴承端盖用螺栓与水池固定，在需密封 地方涂上水玻璃。需更换轴套时只需旋下螺塞，待水池水排完后卸下固定轴套的 螺栓，即可更换轴套。各部件用螺栓与底座相固定。底座直接安放在试验机平台上，并通过紧定螺 栓固定在实验台上。2.3工作方式实验时接通电动机，电动机通过联轴器带动减速器转动，进减速器减速得到 实验所需的转速，减速器再通过联轴器带动实验轴转动，实验轴带动轴

19、套转动。 这时对装夹块施加压力，让轴套、轴瓦之间相互摩擦，此时通过试验机上的传感 器来测定摩擦系数。通过对摩擦系数的对比从而得出最佳开槽形式。图2.5图2.7为试验机附加部分装配图。图2.5摩擦磨损试验机装配图（左视图）图2.6摩擦磨损试验机装配图（俯视图）图2.7摩擦磨损试验机装配图（轴侧图）第3章动力机选择动力机是机器中运动和动力的来源，其种类很多，有电动机、内燃机、蒸汽 轮机、水轮机、汽轮机等。电动机构造简单、工作可靠、控制方便、维护容易， 一般生产机械上大多采用电动机驱动。3.1确定电动机的功率电动机功率选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。当功率小于 工作要求时，电动机不能保

20、证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量 大而过早损坏；功率过大则电动机价格高，能量不能充分利用，经常处于不满载 运行，其效率和功率因素都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。3.1.1计算工作机所需功率Pw如图3.1所示为带钢连续热镀锌生产线上锌锅内的三个被动辊。设生产线加工某种规格时的带钢张力为20kN o下面来计算不同纠正辊上推量时稳定辊轴承的负 荷，以此来估算转动对磨试验机驱动电机的负荷。Ij n o u tletrGas knives wipingo图3.1热镀锌锌锅中三辊对稳定辊受力分析如图3.2,得水平受力:F3x=T sinr(3-1)垂直受力:F 3+T=G+T+F3y(3

21、-2)安徽工业大学毕业设计(论文)说明书对(3-2)变形得:(3-3)F3y=T+F3-G-T cosr11图3.2稳定辊的受力分析其中t为带钢拉力，G为稳定辊重力，F3为浮力，F3稳定辊所受支反力也S也Stanr=r=arcta n(3-4)LiLi其中 S为上推量，其值为10/20/30/40mm, Li为稳定辊和纠正辊的铅垂距离。Li 为 330 mm。稳定辊重量为185 kg,故其重力为G=mg=1859.8 =1813 N(3-5)稳定辊材料为316L不锈钢。密度p=7.98 g/cm3，其体积为V=M =23182.96 cm3(3-6)1锌液密度为p=7.14 g/cm3，则稳定

22、辊浮力为F3= pvg=1622.16 N(3-7)当带钢拉力T=20 KN时，得表3-1。表3-1工作机受力序号 S/mmrF3X /NF3y /NF3 /N1101 44 85.4605.78181.66632.432203 28 5.81209.90154.301219.713305 11 39.91810.71108.861813.984406 54 40.42406.6345.682407.06由表3-1取F3的最大值，为便于计算，所以取F3 =2400N，则稳定辊单端轴承受力为1200 N。实际轴套宽度为60 mm,故线载荷为20 N/mm。而转动对磨试 验机所用的轴瓦长度为20

23、mm,所以其受力为2020=400 N。工作机所需功率Pw ( kW )应由机器的工作阻力和运动参数确定。Pw=3w(3-8)9550 w其中 Tw为工作机的转矩，Nm；nw为工作机的转速，r/min ;nw 为工作机的效率，取 nw =0.95。稳定辊轴套直径为45 mm,故Tw =F 卩 S4OOX0.15 .0225 N -m= 1.35 N -m(3-9)带钢速度为80 120m/min，取最大转速。则轴套转速为V120门=丄=120=335.06 r/mi n(3-10)2二 r 60 2 0.0225 二代入(3-8) 得 Pw=0.332 kW。3.1.2计算电动机所需功率Po电

24、动机所需功率由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式计算(3-11)P0=p n其中n为由电动机至工作机的传动装置总效率。传动装置总效率n应为组成传动装置的各个运动副效率的乘积，即n = n n n(3-12)其中n为联轴器传动效率，n=0.98n为滚动轴承传动效率，n=0.97邛为减速器传动效率，n=0.9代入(3-12)得 n=0.856,可得 Po=0.338 kW。3.1.3确定电动机的额定功率Pm电动机功率主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运 行状态有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，只 要所选电动机的额定功率Pm等于或略大于所需电动机功

25、率 Po,即Pm P0，电动 机在工作时就不会过热，因此不必效验发热和启动力矩。电动机的额定功率通常按下式计算Pm=1.3Po(3-13)代入数值得Pm =0.5046kW。3.2确定电动机的转速设计中常选用同步转速为1500 r/min或1000 r/min的电动机，由于工作机转速为335 r/min，故选用转速相接近的1000 r/min电动机。3.3确定电动机型号根据Pm =0.5046 KW、n =1000 r/min，查表确定电动机型号为 丫90S6。表3-2 Y90S 6型电动机的技术数据型号额定功率/kW满载转速/(r/min)Y90S 60.7591034本章小结本章通过对稳定

26、辊工况的分析，计算得出了稳定辊的载荷，从而求出了电动 机所需的功率和转速，进而确定了电动机的型号。电动机型号为丫90S6。安徽工业大学毕业设计(论文)说明书第4章减速器的设计减速器是位于原动机和工作机之间的封闭式机械传动装置。它由密封在箱体 内的齿轮或蜗杆传动所组成，主要用来降低转速、增大转矩或改变运转方向。由 于其传递运动准确可靠，结构紧凑，效率高，寿命长，且使用维修方便，得到广 泛的应用。4.1选择减速器的类型4.1.1传动装置总传动比的计算电动机选定后，根据电动机满载转速 nm及工作机转速nw。就可以计算出传 动装置的总传动比。(4-1)mi =-nw910故总传动比i=2.716335

27、由常用定轴减速器的类型表可得，当传动比小于5时，选用一级圆柱齿轮减速器。名韩运动蘭图憔荐传动比特恵矗应用轮齿可做械直齿、料齿和人字齿q克齿捋尸速度较低仃WE mA）盘荷* 1迪 e - ro校轻的传动：斜岗轮用于連度轮高rTL的传动，人宇齿枪朗于裁荷鞍:的图4.1 一级圆柱齿轮减速器传动形式、特点及应用4.1.2传动装置的运动和动力参数如图4.1所示，令高速轴为1轴，低速轴为II轴。则各轴转速n=n m=910 r/min(4-2)nii=335 r/min(4-3)各轴功率为Pi=Pd n=0.75 %.98=0.735Kw(4-4)Pii=Pi n=0.735 98=0.720Kw(4-5

28、)式中n为联轴器传动效率；n为减速器的传动效率。各轴转矩为(4-6)(4-7)Ti =9550旦=9550X0735 =7.713 N-rm nm910Tii=9550P =9550 X0720 =20.525 N m n j335表4-1轴的参数轴转速 /(r/mi n)功率Kw转矩(N m)I9100.7357.713II3350.72020.5254.2闭式直齿圆柱齿轮传动的设计4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按图4.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20(2) 根据表4-2，通用减速器选用7级精度。表4-2各类机器所用齿轮传动的精度等级范围机骼名称机

29、器名称汽轮机拖拉机68血反切刚机斥? -86-8航空发动机4 “U載E卡机床6 95-8710栽蛊汽车7-9农业机憾8 - 11注：主怙动憧轮兑鳖要的恂轮传动.科度爭缠wu銅進祥；辅助传动的齿乾或-nswftft动，梢度畀規屛申蛊国下陳逸托.(3) 材料选择。由表4-3,选择小齿轮材料为40C(调质),齿面硬度280HBS, 大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240HBS。(4) 闭式齿轮传动一般转速较高。为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好。小齿轮的齿数可取为Z1=2040。选小齿轮齿数Z1 =30，大齿轮齿数 Z2=uz1=30X2.716=81.48,取 Z2=82。4

30、.2.2按齿面接触疲劳强度设计(1)由式(4-8)试算小齿轮分度圆直径，即d1tKhu +1ZZeZJduI Bh】丿 3(4-8)表4-3常用齿轮材料及其力学性能材料牌号熬征理方袪强度极限屈赧极眼齿芯部齿面HT25O250170 -24JHT300300187 - 255HT33O350197 -2MQT500 - 5500147 -24Qreoo 亠 2600229 * 302ZC3I0 -57D320156-217ZC?40 - 640650”一350-169 -22945SW290162 -2J7ZG34Q -64045700380241 -269650360217 -253JOCrM

31、nSt1 J00900310-36035SiMn750450217-2693S$iMnMo7005502 i 72694QCr700500241 -28645调质后丧面粹火217 -25540 50 Rt40Cr241 -28648 -55 HRC20r65040030038 -62 HRC20CfMnTJafe jafc鼻m上1 300830I2Ct2Ni41 100柘032020Cr2Wi41 2001 10035035CrAlA谢厲后氛化【氯叱崖厚I950750255 - 321S50 HV3flCrMoAA50- J .0- 5 mm)1 000850先奇舉胶10025 -35注；加口

32、钢可用 40獭8 哎摘代普；却O. iUCrMfiTi2OMn2B 0,4 - 0.6if： n丸.小齿轮怖为貶齿玄时，札居瑕黑中闭下限暝：若肾为報肖酣或何大齿轮为软询面时.町取蠱中侧上醍的救曲H 耦码内的散值用于人字自鸵.就时占張人宇齿耗的总WS-叫 金属切剧机味的曲轮恃动.若忡谏椚功率不大时，札可小ftjo.24） *金厲荷轮町取啊-0 5-1.1图4.2节点区域系数Zh （a=20 ） 计算接触疲劳许用应力（M。由图4.3查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为cHlim1=600MPa、CHIim2=550MPa。001O00009008O706000540300250100200300

33、400HBS含金钢调质合金铸钢调质碳钢调质 碳素诲钢调质图4.3调质处理钢的轴m表4-5弹性影响系数 Ze、弹性模歎閘九舰对齿轮材料隊腿铸铁锻钢夬布剖胶歯轮材料._a_上制! L 8 x I0117. x 10120. 2 x M20.4 x J040. 785 X 10*162. 01SL.4IB8 956 4J6L 4180. 5188球療铸铁)56.6P3. 9注：袈中所列梵检册胶的胡抢Ha为o.仁 貝.名材料的严均为0.4由式（4-13）计算应力循环次数17安徽工业大学毕业设计（论文）说明书239N1=6On 1jLh=609101 (2 8 300 15)=3.931 109N2=N

34、1/ u=3.931 109/ (82/ 30)=1.0745 1010 由图4.4查得接触疲劳寿命系数 Khn1=0.9、Khn2=0.95o 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式(4-15)得(4-13)(4-14)h1= KHNHHm1 =0.90 600 MPa=540MPaS1曲2= Khn Hlim2 = 0.95 550 MPa=523MPaS1(4-15)取H1和（H2较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即h = H（j1=523MPa2）试算小齿轮分度圆直径2K Ht T1 u 1:：Jd uZhZeZx1.3x7.871 x1032.716+12.5x189.8x0.8

35、68 f12.71628.041 mm=28.041 mm2）计算实际载荷系数Kh 由表4-5查得使用系数Ka=1o 根据v=1.336 m/s, 7级精度，由图4.5查得动载系数Kv=1.12 齿轮的圆周力。Ft1=2/d1t=2X7.871 03/28.041 N=561.392 NKAFt1 /b=1 561.392/28.041 N/mm=20.020 N/mm v 100 N/mm查表4-6得齿间载荷分配系数Kh,=1.2o 由表4-7用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向 载荷分布系数Khb=1.415。由此，得到实际载荷系数为(4-17)(4-18)(4-19)

36、1 一允许-运去毡时的结构斟：谒质钢；球矗铸铁球光陣、贝氏体）；険光体可聆垮 tt;追皈滓火的津碳粥2 第构钢；iffl质钢；津嚥碎火钢；火焰戚愚应悴火的議”球塞铸蛭二陈臺歸饿（廉光 坏！氏体；珠吒陣可嚴蒔袂3 灰宵快；球曙馬铁（铁*#h當氨的凰质啊、席曦钢的调质铜，洋懺钢图4.4接触疲劳寿命系数 K hn(4-20)Kh=KaKvKhJKhb=1X1.1 X.2 为.415=1.8683）由式（4-21）,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径di=dit1.8681.3mm=31.643 mm(4-21)及相应的齿轮模数(4-22)m=d1/Z1=31.643/ 30=1.055 mm423按

37、齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（4-23）试算模数，即1）确定公式中各参数值表4-5使用系数Ka1作帆湍旅功机取动机.沟匀运 转的義汽肌 懒气轮枇義耗机.燃P轮机誡压装置多缸内燃机咱缸内燃机拘勾平46笈电机，均匀传送的带式称 送机或相式辅送机*规旋需送 机*轻型升KHl.也盖机.机 乐进蛤机构”通网机*为匀密 度林料椀拌机等1.00J. 10L 251.50特如冲击卒妁匀传送的蜡式输送机醴 板式输送机*机床的主传动机 构“重吃升隧机 T业与矿屈 JAWL竜哪离心机、婕密厦材 料搅丼机導L 251. 35L 501.75中瞽冲击權腔桥坤机*檢胶和期料锻 间蔽L作飾椀拌机、轻刖球磨 机*木T：桃械

38、.钢區柯轧机， 捷升裝K.单缸活垂泵導1. 501. 601.752.00严飙沖帝椅据机，朿傘球購机、癩胶 捷合机*破碎机、重也皓水 泵.旋转式钻探裳老乐砖 机.带林拎孔机、压坯机需L 75(.851002. 25或更大U：；表4所列A】值良适用于耳逋即动；诺为堆遑性动.h、值妁为表直的1门借 当外鄙机植与齿鸵装间有掘桂连接L8r.6L4L2t.O01020304050v/(m/g)图4.5动载系数Kv安徽工业大学毕业设计（论文）说明书表4-6齿间载荷分配系数KHa、K=a2工 100 N/hirtiL4It的斜齿轮（It 1对直肉轮忑博怡齿耘，取尙乩“；?）如大、小廝驼帯度等握革局时.按荊度

39、髯锻報底if应值F苏人旺为推沟衙播牡犧劳事度计算时用的齿間略为1恂常号曲疑背寒度计算时则的齿闻義荷仔近L50-0.0138(4-26)27图4.6外齿轮齿形系数YFa 试选载荷系数KFt=1.3。 由式（4-24）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y=O.25+.75=o.25+ 0.75 =0.681弘1.741计算Y YFa sa. F 1由图4.6查得齿形系数 YFa1=2.63、YFa2=2.21。由图4.7查得应力修正系数 Ysa1=1.56、Ysa2=1.75图4.7外齿轮应力修正系数Ysa由图4.8查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为（flimi =500 MPa、cFlim2=

40、380 MPa。由图4.9查得弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.85、Kfn2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（4-25）得f1=心叫185 500 MPa=303.57 MPaS一1.4K FN2 J F lim 20.88 380 ,S=1.4YFa1Ysa12.65 1.58tF 1F 1303.57f2=MPa=238.86 MPa(4-25)安徽工业大学毕业设计（论文）说明书I 000800gML 工二“=ml33200100200300400HBS合金钢调质磺制调匮合金暂钢凋腿碳累铸钢调质图4.8调质处理钢的CFlim1 一调质幣；球廉错铁（珠光体、贝氏体：球世怀町醍铸铁

41、2灌碳粹火的溝碳钢；全齿農火焰或患电淬火的钢.球矗铸铁J-#M的書鼠钢匚球墨铸恢鞍就体）；获铸铁；结构钢4-ftW共i的祸履钢.暮犠钢图4.9弯曲疲劳寿命系数Kfn2X2-F I2.23 1.76238.86二 0.0164(4-27)因为大齿轮的YFaY冷大于小齿轮，所以取F,丫Fa丫sa _ 丫Fa 2丫sa2=0.01642）试算模数(4-28)0.0162 =0.631 mm3 2 1.3 7.871 103 0.681V1x302（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V。(4-29)(4-30)(4-31)d1=mtz1=0.631 30 mm=18.920 m

42、mm/s=0.902 m/s兀小仆门1 兀汉18.9201+0.25) 0.63仁 1.420 mm(4-32)b/ h=18.920/1.420=13.326(4-33)2) 计算实际载荷系数Kf。 根据v=0.902 m/s, 7级精度，由图4.5查得动载系数Kv=1.05。3 由 Ft1=2T1/d1=27.871 10 /18.920 N=832.029 N,KAFt1 / b=1 832.029/18.920 N/mm=43.976 N/mm 1=32d2=z2 m=87Xi=87(4-35)(2) 齿根圆直径dfi =(zi - 2ha-2ca) m=29.5 mmdf2 =(Z2

43、 - 2ha-2ca) m=84.5 mm(4-36)(3) 齿顶圆直径dai=(zi+2ha )m=34 mmda2=(Z2+2ha )m=89 mm(4-37)计算中心距a=(di+d2) /2=(32+87) /2=59.5 mm(4-38)采用变位法将中心距就近圆整至a=60 mm。4.2.5主要设计结论表4-8齿轮设计结论参数齿数z模数/mm分度圆直径d/mm齿根圆直径df/mm齿顶圆直径da/mm齿宽b/mm传动比i中心距a/mm小齿轮32i3229.534372.7i660大齿轮878784.589324.3轴的结构尺寸设计及计算对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯

44、轴的设计包括结构 和尺寸设计。其设计过程需要先估算最小轴径，再根据轴上零件的固定和定位方 式，设计轴的结构和尺寸(即轴径和轴各段长度)，最后校核轴的强度。 4.3.1输入轴的设计1. 输入轴的功率Pi、转速ni和转矩Tio查表 4-1，得 Pi=0.735 kW, ni=910 r/min, Ti=7.713 N m2. 求作用在齿轮上的力因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为di=32 mm,贝U圆周力 Ft=? =2 7.713 10 n=482.063 N(4-39)di32tan径向力 Fr=Ft- =482.063 tan20 N=175.456 N(4-40)cos P轴向力 Fa=Ft tan B =482.063 x tartD N(4-41)3. 初步确定轴的最小直径按式(4-42)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表4-9，取A0=112，于是得dmin=A 3：旦 才倔疋但35 mm=10.430 mm(4-42) n1. 910表4-9轴常用几种材料的及Ao值轴的林料Q235 、20275 , 35( KrL81Ni9Ti)454OCrT 35StMn JBSiMuMo, 3Crl3JS - 2520-3525 -4533 -5S144 - mBS-113126 r 103111 -97慢：打盘中價地月审