销盘式高温高速摩擦磨损试验机[宝典]

销盘式高温高速摩擦磨损试验机[宝典] 毕业 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 是大学里的最后一次设计任务，是一次对自己专业知识系统学习的总结和检验，旨在培养自己综合运用所学基础知识、专业知识去分析和解决实际生产中所遇到的问题的能力，树立正确的设计思想，学会运用正确的设计方法进行设计，锻炼自己的动手能力，绘图能力，通过设计去发现问题，找到问题，解决问题，为今后走向社会打下坚实的基础。 本次设计的课题为:“销盘式高温高速摩擦磨损试验机”，该课题属于传统机械设计基础上的创新性改进设计，我国是一个机械制造大国，但机械制造业与世界先进水平仍有不小的差距，在保持传统设计的同时，如何进行创新与改进已成为当务之急，本次设计正是在这样一个思想的指导下进行的。 整个设计过程中，通过知道老师与组员的共同努力，毕业设计进行的很顺利，大家互相帮助，协同工作，充分发挥我们这个集体的力量，在学习与设计的同时也增强了自己的集体荣誉感，其次，我衷心的感谢所有的指导老师对我的悉心指导。当然，由于个人知识以及能力上的缺陷，本次设计还存在一些问题和不足之处，诚望各指导老师指出。 1 概论 1.1本课题研究的目的和意义 摩擦学是由多学科组成的综合性和实践性很强的应用科学。研究以机械学、表面科学与技术、摩擦学材料、摩擦化学为主。为了更好的研究材料摩擦磨损行为，科学家通过借助摩擦磨损试验机来测量摩擦副的摩擦磨损特性等一系列参数。 目前，国内的相关研究中广泛使用的试验机有滚子式磨损试验机、往复式摩擦磨损试验机、四球式摩擦切人式摩擦、擦磨损试验机、磨损试验机、盘销式摩擦磨损试验机等。 摩擦磨损问题普遍存在于人类物质活动的各个方面。如与我们生活相关的汽车、发电、设备、冶金、铁道、宇航、电子和农机等各方面的机械都大量存在着摩擦学的问题。据估计，全世界大约有1/2- 1/3的能源以各种形式消耗在摩擦上，假如从摩擦学方面采取正确的措施，就可以大大节约能源消耗。磨损是机械零部件3种主要的失效形式之一，可想而知它所导致的经济损失是多么巨大的，大约有80%的机械零件由于各种磨损导致失效。特别是随着人类物质文明的进步和工业技术现代化的发展，机械设备的开发使用普遍趋向于重载、高速、高效率化，怎样控制和改善机械的摩擦磨损状况且提高其使用寿命和工作可靠性，已成为机械工业技术人员必须关注的问题，并促使其研究不断的深入和发展。 摩擦试验机大多数中采用静态选位法观察摩擦试件，虽然简单易行，但却不能获得摩擦过程的动态信息，更不必说(摩擦)过程进行动态观测及动态数据 记录 混凝土 养护记录下载土方回填监理旁站记录免费下载集备记录下载集备记录下载集备记录下载 ;另外加上由于受到试验机转速的限制，摩擦副相对运动的速度大多较低(一般不超过10m/s )。然而现代机械装备中许多摩擦副的相对滑动速度相当高，如高速 列车运行时的速度约为300km/h，制动时制动盘与刹车片之间摩擦速度为60,70m/s.而目前还未曾见到可用于高速条件下数据动态测量所需的商用摩擦磨损试验机。 摩擦磨损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。 高温高速摩擦磨损试验机是进行高温高速摩擦磨损试验的有效设备，广泛运用于对各种高速刀具的高温摩擦磨损性能进行测试和评价，是高速切削和新型刀具材料研制开发和应用的必备设备。该设备是高速加工和刀具材料研究方向研究工作急需的基础设备，该设备可以扩展该学科的研究领域和提高研究水平。 1.2国内外研究概况 摩擦试验机对冶金、矿山、电力以及工程机械等行业的发展有着至关重要的作用,随着目前世界各国科技的飞速发展,各个行业在技术上的突飞猛进摩擦试验机对于各行业的重要性也越来越明显. 目前，世界只有美国、日本、瑞士等少数几个国家有摩擦磨损试验机的专业 生产企业，而济南试金集团是国内最早研制和生产的摩擦磨损试验机的厂家。早在1964年为了满足了我国石油工业和材料相关工业的发展需要，济南试金集团从开始研制MQ-12型四球摩擦试验机起，于1965年研制成功并投入生产，又在1966年又研制成功MM-200型磨损试验机，这两种试验机研制成功标志了我国已具有了自行研制摩擦磨损试验机的能力。在最近的几年，涌现出了一批新兴生产摩擦磨损试验机的企业，也有不少优质产品面世。 济南竟成测试技术有限公司生产的SFT-2M销盘式摩擦磨损试验机: 图1.1 SFT-2M销盘式摩擦磨损试验机 仪器的工作原理:本试验装置只适用于材料涂层和材料表面的摩擦磨损的相关测试。但可提供较宽的负载范围和旋转速度。可进行球,盘、栓(销),盘、盘,盘的不同摩擦副的相关试验，精确测量在不同摩擦方式下，材料的摩擦系数、磨痕深度及耐磨性，操作简便，测量精度高。 主要技术指标: 载荷范围: 1N,200N(100g,20kg ) 旋转速度: 100,4500rpm(连续可调) 样品尺寸: Φ8,Φ80mm 厚度: 0.5,30mm 摩擦系数测量精度0.2, Fs(满量程) 样品对偶尺寸:Φ3,Φ6mm 磨痕深度测量范围:?1mm 精度:0.1µm 选配件: 1. 100g摩擦力传感器 ( 0.05N,1N ) 适用于微小载荷下材料摩擦系数的测试。 2. 1000g摩擦力传感器( 0.1N,10N ) 当然,目前国内还有其他公司的产品一样很成熟了。济南思达测试技术有限公司生产的MME-2微机控制摩擦磨损试验机就是一个例子:MME-2微机控制摩擦磨损试验机。 图1.2 MME-2微机控制摩擦磨损试验机 主要用途:本试验机可用于各种金属材料以及非金属材料(尼龙、塑料等)在滚动摩擦、滑动摩擦、滚滑复合摩擦和间歇接触摩擦等多种状态下的耐磨性能试验，用于评定材料的摩擦机理和测定材料的摩擦系数。并可模拟各种材料在干摩擦、湿摩擦、磨料磨损等不同工况下摩擦磨损试验。该机采用微型计算机控制系统，能实时显示试验力、摩擦磨损力矩、摩擦磨损系数、试验时间等相关的参数，并可记录实验过程中相关摩擦系数—时间曲线。滚动摩擦试验能根据需要可实现不同的滑差率;该产品所做结果符合GB/T12444.2-90金属磨损试验的方法—MM型磨损试验;GB/T3960—83塑料滑动摩擦系数试验的方法。由于该机功能多，结构又简单可靠，使用方便，又有多个 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 试验方法的建立在该机型上，且在国外使用较多，所以在国内摩擦学研究领域也得到非常广泛的应用。 技术参数和技术指标表1.1 序号 项目名称 技术指标 1 最大试验力 2500N 2 摩擦力矩测量范围 0,20N.m 3 上、下试样轴转速 0—600r/min 4 试样轴向最大移动距离 ?4mm 5 试验力示值相对误差 在满量程的10%以上，不超过?2% 6 试验力示值重复性相对误差 在满量程的10%以上，不超过2% 7 摩擦力矩示值相对误差 在满量程的10%以上，不超过?2% 8 摩擦力矩示值重复性相对误差 在满量程的10%以上，不超过2% 9 温度控制范围 室温-60? 10 时间控制范围 1s-9999min 11 转数控制范围 1-99999999 由计算机实现对各个参数的测量显示12 时间-摩擦力矩曲线 及数据处理，可实时显示时间-摩擦力 矩曲线。 13 试验机的外形尺寸(长?宽?高) 主机:970?660?1100 14 试验机净重 约500kg 美国FALEX公司:FALEX公司是摩擦磨损测试仪器方面的专业制造商，具有多年的经验，其产品广泛应用于铁路、石油、钢铁、石化、机械，军工等多个领域，目前有超过300 台四球机试验机在不同的国家使用，并已得到各国政府部门和工业界广泛的认同，FALEX公司的很多仪器成为摩擦磨损领域的测试标准，已被收录在ISO、ASTM等国际和行业的标准中。 FALEX 四球法磨损磨损试验机设计具有精密负载以便完成精确的磨损实验，它是唯一通过多个实验室循环实验所得出的精度作为ASTM 方法中的精度要求的仪器，到目前为止没有其他的仪器展示这个精度，为了符合ASTM、ISO、DIN 的要求，就一定要使用FALEX 四球法磨损实验测定仪。 图1.3 FALEX 四球法磨损实验测定仪 技术参数和试验负荷: -1519:可变驱动四球试验机，气动可变负载最大到 180kg F F-1520:标准四球试验机，固定砝码和机械杆，最大50kg 试验速度: F-1519:气动连续可变驱动，60 -3600 rpm 连续可调，可选1 -10,000 rpm 度转换组件 F-1520:V形带和滑轮驱动，提供三种速度选择 600, 1200, 1800 rpm. 温度控制: 数字温度控制 环境温度-232? 自动启动加热，直至设定温度 定时: 数字可编程定时器 (1s-999h) 测量: F-1519:集成测压元件和数字显示摩擦力 F-1520:手动测量 环境: 固态或液态(润滑油、润滑脂,固态膜涂层等) 可选外罩仓增强温度控制精度 可选压力仓，最大压力125psi 尺寸: 168 cm x 91 cm x 81 cm， 电源: 220V, 50/60Hz、10A 气源 80 psi 干燥空气 ( F-1519) 主要特点: 标准配置 :1HP变速马达60 到 3600 rpm ;DC 马达控制器 ;数字转速指示器 ;数字温度控制器 ;数字计时器 ;数字负载读取 ;加热器(最高 232?) ;数字摩擦系统 ;落地柜 ;温度系统自动启动 ;气体压力指示器 ;气动负载(最大到180kg) ;杯盖拧紧工具;前面板负载调节器 ;前面板有紧 - 25 Ib-In 扭矩扳手 ;可装配球盖 ;流量过滤球指示情况下切断电源开关; 0 器;热电偶 ;球盘组件 ;空气轴承组件。 图1.5 CSM公司摩擦磨损试验机测试原理。 试验机的测试原理是:平头或圆形压头安放在被测样品上，可用精确测定质量的砝码施加载荷;针或球安装在一支倔强系数很大的杠杆上，该杠杆可被设计为无摩擦切向力的传感器;当盘式样品旋转时，压头和样品间产生的摩擦力才会使杠杆发生轻微的弯曲，该形变程度可固定在一起的线性差分位移传感器检测， 并由此计算摩擦力的具体数值;通过测量材料的损失体积可计算压头和样品的磨损系数。 1.3 发展趋势 随着人类的发展和现代科学技术的不断进步，摩擦磨损测试技术出呈现了快速发展之势，摩擦磨损试验机有如下发展趋势: 1. 逐渐以高性能的电机系统代替机械变速系统:如今，己经比较成熟的系统有高性能的电机系统，其调速比可以达到一比几百、甚至几千或者更高。通过利用这种系统不但可以实现转动，也可以实现摆动和直线运动。通过由高性能电机来直接驱动主轴，不但能使机械结构得到大大简化，并且还可以降低试验机的摩擦损耗来提高整机的寿命以及可靠性。但有一点不好就是高性能电机系统价格往往比较昂贵。 2. 微型计算机在摩擦磨损试验机上得到很好的应用:微型计算机不但价格低廉，操作简单，并且性能稳定，不但完全取代以往的二次仪表对试验机进行控制，并且可以对测试参数进行相关的自动采集和数据处理，从而使得试验机的功能得到了大大加强。 3. 改进测试手段; 4. 提高了稳定性、测试精度，使得试验结果具有更好的重复性和再现性 1.4 本章小结 该设计主要是对销盘式高温高速摩擦磨损试验机进行机械结构部分的设计与计算机三维实体造型以及二维图的绘制。所设计的试验机满足下面的性能要求: 1. 主轴转速范围0~3000 r/min，能无级调速; 2. 工作的最高温度1000 ?; 3. 加载范围:0~20 N，采用砝码加载; 4. 测试样品盘的最大尺寸为Φ80 mm，最大厚度10 mm。 本设计要求设计出实现上述要求的较为合理的 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ，并进行相关计算。最后对整个试验机进行机械结构设计，用AutoCAD绘制整个试验机的二维图。 2 摩擦磨损试验机的影响因素 进行摩擦磨损试验的主要是为了对模拟摩擦系统，通过实验室再现摩擦磨损现象及规律性，用来通过选定参数的测量分析考察图(2.1)所示的工作来运转变量、润滑变量和气氛变量等等对特定的摩擦磨损试验系统摩擦元素的影响。因此，摩擦磨损试验机的设计主要就是依据这种目的和既定的具体任务要求，构思形成图(2-1)所示的基本系统，它的工作运转变量要求在一定范围内实现可调，但对于测试参数应当根据需要选定。 图2.1 摩擦磨损试验机的基本系统 图2.1摩擦磨损试验机的基本系统 1、2 ——摩擦元素 3、——润滑剂 4——气氛 2.1试验条件的影响 2.1.1运动形式的影响 试验机与运动形式的摩擦副的结构有关系，二者是由模拟的摩擦副所决定的，试验机的摩擦副的结构和运动形式往往是固定的，但也存在一些多功能试验机的摩擦副和运动形式均可以通过添加附件来加以改变。如由美国FALEX公司研 制的多功能试样测试机通过添加附件后，便可以形成球-平面、四球、板一板(面接触)、液体浸蚀、针一盘和滚动式四球等多种摩擦副形式。试验机上摩擦副的最基本运动形式通常有以下4种，即滑动、滚动、自旋和冲击。试验机对运动的形式都有了明确的规定，却对运动的位置精度要求不是很高，因而在这个方面的要求可以忽略。 2.1.2负荷的影响 负荷是摩擦磨损试验机中的一个重要的参数，它在试验过程中往往保持稳定。试验机对负荷的精度要求非常高，国内试验机的负荷示值的相对误差一般为11%。为了要满足负荷精度的要求，得考虑在试验机上减小加载系统的摩擦阻力。目前，对摩擦磨损试验机比较加载方式往往有机械式、液压式和电磁式三种。其中，机械式加载又可分为杠杆加载、弹簧加载和重物直接加载或以上三种加载形式的组合，杠杆加载和重物直接加载系统的结构简单，载荷稳定，不存在负荷保持的问题，加载精度高，但当摩擦副的运动不稳定时却会引起振动和冲击;弹簧加载产生的振动比较小，然而，弹簧加载的精度不高，难以实现负荷精确调整。液压式加载包括动压加载和静压加载两种，但液压加载难以保持负荷稳定。电磁加载虽易实现负荷的自动控制，但其弱点是控制部分的成本较高，而且在已有摩擦磨损的试验机上使用比较少 2.1.3恒比压的影响 大多数的摩擦磨损试验机，对恒比压有比较高的要求。目前实现恒比压的方法有: (a)、从摩擦副的结构上保证摩擦过程中接触面积不变，通过在负荷不变的条件下实现恒比压(如图2.2所示): 图2.2 摩擦副的结构 (b)、试验过程中随着接触面积的增大，通过一定的规律增大负荷以实现恒比压。日本东京试验机制作生产的理研一大越式高速磨损试验机就是利用这种方法实现恒比压的。 图 2.3 理研一大越式高速磨损试验机原理示意图 1——凸 轮 : 2——摇 杆 : 3, 5 ,8 ——齿 轮 齿 条 : 4——弹 簧 ; 6——旋 转 圆 环 试 件 ; 7——片 状 试件。 (c)、同时测量摩擦副的接触面积和试验负荷，经过数据处理，给出负荷的控制信号，使负荷随着接触面积的变化而变化，从而实现试验过程中的恒比压。这种方式先进、可靠，然而实施难度很大。这是因为试验过程中摩擦副的接触面积不易测量，故其至今尚未得到实际应用。 2.1.4 温度的影响 温度是摩擦磨损试验的另一个重要参数。试验对环境温度都有其特定的要 求，如高温条件或低温条件。高温试验通常采用的是电阻丝加热，但也可以借助于高频加热等。而高温试验机，既要考虑到加热部件和其他部件的隔热问题，又要针对加热温度很高的特定的情况下同时考虑它加热部件的选材问题。低温试验机一般采用的是适当的制冷方法使试件周围的局部环境保持低温，但也可以将摩擦副浸泡在制冷剂中实现低温。 2.1.5试验负荷的影响 试验机一般都要对试验负荷进行相关的测量，只是所采用的测量方式随加载方式的不同而有所不同。常见的加载方式有机械式杠杆一砧码加载，机械式弹簧加载，液压加载。不论采用哪种加载方式，都能利用负荷传感器直接测量负荷值。负荷传感器应当安装在尽量靠近摩擦副的位置上，以避免或减小导向部分摩擦力引起的测量误差。 2.1.6摩擦力(摩擦系数)的影响 在试验机上，摩擦力(或摩擦力矩)和摩擦系数一般只测一项。在试验机上，往往是将摩擦扭矩转换成拉力或压力对其进行测量(见图2.4)，但要注意使转换机构造成的误差不得超过允许值。 图2.4将摩擦扭矩转化成拉力或压力的测量 2.1.7 测温方法的影响 试验机常常要测定的温度有环境温度、润滑剂温度和摩擦副的摩擦面温度，其中不易被测量的是摩擦面温度(因为它不暴露在外面)。试验机常用的测温方法 有二种:热电偶法和红外测温法。通过这两种方法测得的摩擦面温度是近似值。这是由于热电偶无法安装在摩擦面上，只能安装在靠近摩擦面的位置上;而红外测温法则是因为只能测得摩擦面边界上的温度或试件的体温。 2.1.8 磨损量的影响 磨损量是磨损试验中都要测量的一个重要参数。目前，磨损量的在线检测尚有困难，以往是将试件取下来再测量磨痕或称量失重而得之。如今，人们通过采用电测法或光栅对摩擦副在磨摩擦磨损过程中的相对位移进行测量，来实现磨损量的在线检测。 3 方案设计、分析与比较 3.1 试验机的整体分析 如下几个主要系统:主传动系统、加载系统、摩擦试验机的机械结构部分有 盘夹持系统、摩擦销轴向和径向进给系统、加热及冷却系统等主要部分。通过对以上各个部分不同的方案进行组合，就可以得到不同的整体设计方案。 3.2 设计方案的制定 通过分析，制定下面四种方案: 3.2.1设计方案一 图3.1 设计方案一图 设计方案各部分的组成: 1. 主传动系统:变频器和三相异步电动机经齿轮驱动主轴，从而带动摩擦盘旋转; 2. 加载系统:采用伺服控制进行连续加载; 3. 摩擦盘夹持系统:采用特制的摩擦盘夹持器的夹持摩擦盘，使摩擦盘和夹持器一起随主轴转动; 4.加热及冷却系统:加热炉外通过采用隔热层，加热炉和主轴箱之间又采用石棉隔热层。 3.2.2设计方案二 图 3.2 设计方案二的方案图 设计方案二中各部分的组成: 1. 主传动系统:变频器和三相异步电动机是由连轴器和主轴直接相连，来带 动摩擦盘旋转; 2. 摩擦盘夹持系统:采用螺栓螺母副将摩擦盘固定到主轴的上端; 3. 加载系统:采用弹簧加载; 4. 加热及冷却系统:加热炉在外面采用隔热层，加热炉和主轴箱之间采用石棉隔热层。此外，主轴外用螺旋铜制冷却管包裹，冷却管内通入冷却水，对主轴进行冷却; 3.2.3设计方案三 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 图 3.3 设计方案三的方案图 设计方案三中各部分的组成: 1.主传动系统:变频器和三相异步电动机主要是由V带和带轮驱动主轴，从而带动摩擦盘旋转; 2.加载系统:采用传统的弹簧加载; 3. 摩擦盘夹持系统:通过特制的摩擦盘夹持器来夹持摩擦盘，摩擦盘和夹 持器又一起随着主轴转动面转动; 4. 加热及冷却系统:加热炉在外采用隔热层，加热炉和主轴箱之间又通过 采用石棉来进行隔热层。 3.2.4 设计方案 图 3.4 设计方案四的方案图。 设计方案四各部分的组成: 1.主传动系统:变频器和三相异步电动机通过V带和带轮驱动主轴，带动 摩擦盘旋转; 2.加载系统:采用传统的砝码加载; 3.摩擦盘夹持系统:采用特制的摩擦盘夹持器夹持摩擦盘，摩擦盘和夹持器一起随主轴转动; 4.摩擦销轴向和径向进给系统:通过手动旋转手轮和分度盘带动底座内的一根丝杠，丝杠螺母的相互运动控制横梁和立柱的整体的水平位置，来控制摩擦销的沿摩擦盘的轴向进给;通过立柱结构上的可旋转结构，使得横梁可以沿立柱上的某一点旋转一定的角度，用旋转来代替移动控制摩擦销的竖直位置; 5.加热及冷却系统:加热炉外采用隔热层，加热炉和主轴箱之间采用石棉隔热层。 3.3 方案比较 1.方案一采用齿轮，既保证传动比，制造安装精度要求不是很严格，又防止 过载时对电机的损坏。由于齿轮传动的噪音大，震动又剧烈，而且齿轮的2. 金属质地使得电动机的产热影响了实验精度。主轴外又无冷却装置，让主轴在高温的工作状态下不仅容易发生变形和损坏，又降低了主轴的寿命和装置的测量精度。手轮和分度盘控制销子是沿盘径向位移的，虽然结构简单，但横梁刚性较差，对结果误差有比较大的影响。立柱上是由步进电机带动丝杠螺母转动的，结构不仅复杂，成本又高，降低了整个系统的刚度，但对系统测量精度的作用不大。 3.方案二电机同由连轴器直接和主轴相连和，结构不但简单且紧凑。但是减震性能不好，系统的震动又比较大。而且主轴和电机之间又有直接的热量传递，从而降低了系统的热稳定性。主轴外有冷却装置，但由于上述的热传递作用，使得其作用不太明显，由于空间比较小，对主轴的冷却又难以有效的进行，安装维修也不方便。摩擦盘通过中间的螺栓孔与主轴上端直接相连，难以易保证盘的整体性和运动的平稳性，并对尺寸不大的陶瓷等脆性材料，在摩擦盘的中间打孔难以实现，且盘的刚性在一定程度上大大降低了。弹簧加载虽然结构简单，却加载不精确，容易受到弹簧性能等外部因素的干扰，对实验结果影响比较大。手轮和分度盘控制销子只沿着盘的径向位移，结构虽然简单，却横梁刚性较差，于结果的误差有较大影响。立柱上是采用步进电机带动丝杠螺母，结构不仅复杂，且成本高，又降低了系统的刚度，于系统测量精度的作用不大。 4.方案三电机通过V带传动，在一定程度上缓和载荷冲击而运行平稳，无噪音，且制造和安装精度要求并不是很严格，不但可以防止过载时对电机有所损坏。然而带传动有弹性滑动和打滑，效率低且不能保持准确的传动比，从而不能保持主轴以一定的速度转动。且主轴外没设冷却系统，使得在工作情况下，加热炉内的热量通过主轴连轴器直接传递给电机，主传动系统整体的温度较高，不易散热，对系统的刚度和寿命影响很大，且对测量结果有一定程度上会产生很大的误差。采用专用的摩擦盘的夹持器结构较为合理。弹簧加载结构虽然简单，却加载不精确，容易受到弹簧性能等外部因素的干扰，对实验结果影响大。手轮和分度盘控制销子的轴向位移，效率不仅低，且速度慢，结构又复杂。步进电机控制销子沿摩擦盘的轴向位移，结构复杂，成本较高，安装维修不方便。 5. 方案四是采用电机通过同步带带动主轴，不仅可以缓和载荷冲击而且运行平稳，且无噪声，同步带传动无弹性滑动和打滑，效率又高且能保持准确的传动比，就是能保持主轴以某一速度的稳定地转动。主轴与电机之间的热影响是很 保证了摩擦盘旋转时的精度，又保证其整体性，于小。专用的摩擦盘的夹持器就 例如三角形硬质合金可专位车刀刀片等尺寸小、性脆、不易打中心孔等试件的夹持有很大的优势。传统的砝码加载简单易行且加载准确，误差较小。左边立柱与横梁是相对固定，可以绕一个轴旋转一定的角度，使系统稳定性好，测量结果较精确，结构简单，且工作效率又比较高。手轮和分度盘控制横梁和立柱的整体位移来控制摩擦销沿着摩擦盘的径向位移，结构简单，成本低，维修方便，而且有足够高的精度。 对上面对四种设计方案的优缺点的分析比较，可得出以下结论:方案四是这四种设计方案中比较合理的一种方案。该方案既可以满足设计精度的要求，又具有成本低，结构简单，安装维修方便等特点。 4 摩擦磨损试验机结构设计的相关计算 4.1试验机的主要性能指标的确定 参考第一章中的各种试验机的参数，结合设计要求，确定该试验机的主要性能指标如下: 主轴转速范围:0~3000 r/min，无级调速; 工作最高温度:1000 ?; 加载力的范围:0~20 N,采用砝码加载; 摩擦球尺寸:Ф3 mm~Ф6 mm; 摩擦盘尺寸:最大直径 d=80 mm,最大厚度 h=10 mm 。 4.2 试验机的主传动系统的相关计算 由试验机的主轴转速范围和变速方式，可以选择变频调速三相异步交流电动机来实现。因此该试验机的主传动路线为:变频调速三相异步电动机?同步带和带轮?主轴?摩擦盘夹持器?摩擦盘。 4.2.1电机选择 取摩擦盘和摩擦销之间的动摩擦系数 f=fmax=1，则摩擦产生的最大功率 : Pm=Fv=f??2??R?n/60 其中: Pm是摩擦产生的最大功率(Kw); F是相互作用力(N); v:是相对运动速度(m/s);f是滑动摩擦系数; Fn是正压力(N); R:是摩擦力作用电相对旋转轴的距离(m); 12020.043000/60，，，，,Pm,??2?R?n/60,,0.251 Kw 同步带的传动效率 : ,,95% 1 滚动轴承的传动效率 : ,,98% 2 则总传动效率: ,,,,,0.931 ，总12 Pm电动机的输出功率P, 出,总 0.251P故,,0.2696 Kw 出0.98，0.95 为使电动机的功率留有余量，负荷率取:0.85 P,P出/0.85,0.261/0.85,0.317 Kw 根据参考资料可知，选择的电机型号为: YVF280M1-4(摘自JB/T 7118-2004，)。 VF2系列变频调速专用三相异步电动机详细参数如下: 机座号 80~315 功率 0.55~200kW 基准频率 50Hz 绝缘等级 F 变频范围 ( 3 ) 5~ 100Hz 基准极数 4P 适用于:冶金、化工、纺织、制药、印刷、包装、食品等行业的机械，风机、泵类、输送线自动化设备及机床(如数控机床、加工中心)等领域。 特点: 1. 无级调速、调速范围宽 2.系统调速性能好、节能效果显著 3.采用耐高频脉冲电压冲击的绝缘材料和工艺 4.独立风机强制通风冷却 该电机的主要参数为: 额定功率 P=0.55Kw ;额定转矩 3.5 N•m; 同步转速 1500 r/min ;电机轴:D=19mm。 结构图如图4.1、4.2所示 图4.1 电机结构图 图4.2 电机结构图 机座号: 80M 凸缘号: FF165 安装尺寸及公差|A|基本尺寸: 125mm 安装尺寸及公差|A/2|基本尺寸: 62.5mm 安装尺寸及公差|A/2|极限偏差: ?0.50mm 安装尺寸及公差|B|基本尺寸: 100mm 安装尺寸及公差|C|基本尺寸: 50mm 安装尺寸及公差|C|极限偏差: ?1.5mm 安装尺寸及公差|D|基本尺寸: 19mm 安装尺寸及公差|D|极限偏差: (+0.009,-0.004)mm 安装尺寸及公差|E|基本尺寸: 40mm 安装尺寸及公差|E|极限偏差: ?0.310mm 安装尺寸及公差|F|基本尺寸: 6mm 安装尺寸及公差|F|极限偏差: (0,-0.030)mm 安装尺寸及公差|G?|基本尺寸: 5.5mm 安装尺寸及公差|G?|极限偏差: (0,-0.10)mm 安装尺寸及公差|H|基本尺寸: 80mm 安装尺寸及公差|H|极限偏差: (0,-0.5)mm 安装尺寸及公差|K?|基本尺寸: 10mm 安装尺寸及公差|K?|极限偏差: (+0.360,0)mm 安装尺寸及公差|K?|位置度公差: υ1.0mm 安装尺寸及公差|M: 165mm 安装尺寸及公差|N|基本尺寸: 130mm 安装尺寸及公差|N|极限偏差: (+0.014,-0.011)mm 安装尺寸及公差|P?: 200mm 安装尺寸及公差|R?|基本尺寸: 0mm 安装尺寸及公差|R?|极限偏差: ?1.5mm 安装尺寸及公差|S?|基本尺寸: 12mm 安装尺寸及公差|S?|极限偏差: (+0.430,0)mm 安装尺寸及公差|S?|位置度公差: υ1.0mm 安装尺寸及公差|T|基本尺寸: 3.5mm 安装尺寸及公差|T|极限偏差: (0,-0.120)mm 安装尺寸及公差|凸缘孔数: 4mm 外形尺寸|AB: 165mm 外形尺寸|AC: 175mm 外形尺寸|AD: 145mm 外形尺寸|HD: 220mm 外形尺寸|L: 370mm 4.2.2 同步带传动的计算 1、计算功率: kPA，P,, P,= 1.4?0.317=0.4438Kw 式中:是同步带传动的工作情况系数，据机械设计手册(如下表)可取1.40 表4.1 工作情况系数查阅表 2、选择带型和节距: 根据计算功率P和n,选择L型同步带。 d1 齿形如下图所示 周节制其节距Pb,9.525 mm ; 齿形角2β?: 40 齿根厚s: 4.65mm 齿高ht: 1.91mm 带高hs: 3.6mm 齿根圆角半径rr: 0.51mm 齿顶圆角半径ra: 0.51mm 图4.3 齿形图 3、小带轮齿数Z1: 根据国标(GB/T 11362-1989)下表,查取=14 表4.2 小带轮最小齿数表 根据设计方案,20; 4、小带轮节圆直径: 可以由公式= 计算，也可查询机械设计手册。根据(GB/T11361-1989) 得小带轮直径为=60.64mm 5、大带轮齿数: 根据设计方案，同步带只起传动作用，不改变速度，故令两带轮的齿数、等，取 ,,20 6、大带轮节圆直径: 可由公式= 计算，也可查询机械设计手册。根据(GB/T11361-1989) 得小带轮直径为=60.64mm 7、带速计算: V= V= =4.76m/s 通常L型，则v符合要求。 8、初定轴间距: 根据机械手册知 0.7(+ ) a2(+) 即 80.896a，取a=180mm 9、计算带长及齿数: 带长: =2+(+)+ =2+180=642.6mm 查机械设计手册(GB/T11616-1989) 得=64.77mm，齿数; Z=68 10、实际轴间距计算: 实际轴间距计算分为两种情况，轴间距可调整时 0L，Lp a,a，02 轴间距不可调时 ，，d，d2 a,,12cos2 L,d,,,,2p111inv,tan,, 222d,d21 根据设计要求，轴间距可调 LL，0647.7,642.6p则a,a，,180，,182.55mm022 11、小带轮啮合齿数: PZZ，，11bZentZZ,,,，， 21m2,,22,a，， 20Z,,0,10 m2 12、基本额定功率: 2，，T,mvvaP, 01000 bb基本额定功率是个带型基准宽度的额定功率，(摘自GB/T 11362-1989)s0s0 ——宽度为的带的需用工作拉力(N)，查机械手册 Tbas0 ——宽度为的带单位长度的质量()，查机械手册bmkg/ms0 22Tmvv,，，244.46,0.095，4.764.76，，a则P,,,1.15KW010001000 13、计算带宽: Pb1.14b,b ss0KPzo ——啮合齿数系数，查机械设计手册 表4.3 , 系数表 5 4 1 0.8 0.6 应按表4.4选取标准值，一般小于 bds1 P0.4438d1.141.14b,b,25.4，,11.02mm则 ss01，1.15KPzo bs0,25.4式中: mm 按照以上设计要求要求 确定公称带宽12.7mm，代号050 14、作用在轴上的力: P1000dF, rv P10001000，0.4438dF,,,93.24N则 r4.76v 15、带轮的结构和尺寸: 图4.5直边齿带轮的尺寸和公差 根据直边齿带轮的尺寸和公差(摘自GB/T 11361-1989)如图4.5查的 槽型: L 齿槽底宽bw: 3.05?0.10 齿高hg: 2.67(0,-0.10) 槽半角θ?1.5?: 20 齿根圆角半径rf: 1.19 齿顶圆角半径ra: 1.17(+0.13,0) 节顶距2δ: 0.762 外圆直径da: da,d-2δ 外圆节距pa: pa,π?da/z(z??带轮齿数) 根圆直径df: df,da-2hg 4.2.3主轴计算 1、主轴输出功率，转速，转矩计算: n,1500r/min根据第一部分电机计算可以得出，P,0.27KWm P0.27mT,9550000,9550000，,1719N.mm则转矩 1500n 2、轴的最小直径计算: 9550000PP33dA,,计算公式为 0,,0.2,nnT 说明: d-计算剖面处轴的直径(mm) -轴传递的功率(Kw) P n-轴的转速(r/min) T-轴传递的转矩，(N.mm) T=9.55? [η]-轴材料的许用扭转切应力，MPa，查机械手册 A-按[τ]而定的系数，查机械手册 K-轴类别系数，实心轴K=1，空心轴K= γ-空心轴的内径与外径d之比，通常取γ=0.5~0.6 45主轴的材料选择为，查表3 ,,,,AT0 计算的轴段有键槽，则会削弱轴的强度，此时应将计算所得的直径适当增大，若有一个键槽，将dmin增大5,，若同一剖面有两个键槽，则增大10, 0.2513d,6mmd,107，,5.9mm则，取 1500 d,7mm 即主轴上直径最小处: 3、轴的结构设计: (1). 拟定轴上的零件装 配方 学校职工宿舍分配方案某公司股权分配方案中药治疗痤疮学校教师宿舍分配方案医生绩效二次分配方案 案，见图4.6 图4.6 轴上零件的装配方案 (2).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 见图4.7 图4.7主轴结构设计 1)为了满足带轮的尺寸要求，L,17mmd,19mmA,BA,B 2)初步选择滚动轴承。因轴承受有径向力和轴向力的作用，故选取角接触 球轴承，初步选取角接触球轴承7006AC， 其尺寸分别为: d，D，B,30mm，55mm，13mm、， 故 ，， d,30mmL,12mmC,Dc,d ，。 d,30mmL,12mmE,FE,F )根据结构要求拟定，; L,32mmd,27mmB,CB,C ，; L,35mmd,38mmD,ED,E ，; L,80mmd,28mmF,GF,G ，。 L,18mmd,24mmG,IG,I 4.2.4 轴的强度校核 1.按弯扭合成强度计算轴的直径 图a 轴的空间受力 图b轴的水平面的弯矩 图c 轴的垂直面的弯矩 图d 轴的合成弯矩 图 e 轴的扭矩 PmT,9550000,1719N.mmn则转矩 Fr=93.24N L1=41.96mm L2=29.2mm L3=87.36mm =227.24N =134N ==0N Fa=20N M==3912.4N.mm 2.按第三强度理论计算当量弯矩: = 式中:α为将扭矩折合为当量弯矩的折合系数，按扭切应力的循环特性 取值: a) 扭切应力理论上为静应力时，取α=0.3。 b) 考虑到运转不均匀、振动、启动、停车等影响因素，假定为脉动循环应 力 ，取 α=0.59。 c)对于经常正、反转的轴，把扭剪应力视为对称循环应力，取 α=1(因为在弯矩作用下，转轴产生的弯曲应力属于对称循环应力)。 各轴的传递的P和n为已知，在轴9)校核危险断面的当量弯曲应力(计算应力): == 式中:W为抗扭截面摸量(mm3)，查表4.4。 为对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，查表4.1。 经计算得: W=177.027 =24.14? 3.按疲劳强度精确校核 按当量弯矩计算轴的强度中没有考虑轴的应力集中、轴径尺寸和表面品质等因素对轴的疲劳强度的影响，因此，对于重要的轴，还需要进行轴危险截面处的疲劳安全系数的精确计算，评定轴的安全裕度。即建立轴在危险截面的安全系数的校核条件。 安全系数条件为: =S =S =S 式中:为计算安全系数; 、分别为受弯矩和扭矩作用时的安全系数; 为对称循环应力时材料试件的弯曲和扭转疲劳极限; 、 、为弯曲和扭转时的有效应力集中系数， 、为弯曲和扭转时平均应力折合应力幅的等效系数; 、为弯曲和扭转的应力幅; 、为弯曲和扭转平均应力。 S为最小许用安全系数: 1.3~1.5用于材料均匀，载荷与应力计算精确时; 1.5~1.8用于材料不够均匀，载荷与应力计算精确度较低时; 1.8~2.5用于材料均匀性及载荷与应力计算精确度很低时或轴径,200mm时。 4.按静强度条件进行校核 静强度校核的目的在于评定轴对塑性变形的抵抗能力。这对那些瞬时过载很大，或应力循环的不对称性较为严重的的轴是很有必要的。轴的静强度是根据轴上作用的最大瞬时载荷来校核的。 = 静强度校核时的强度条件是: 式中:——危险截面静强度的计算安全系数; ——按屈服强度的设计安全系数; ,1.2~1.4，用于高塑性材料(?0.6)制成的钢轴; ,1.4~1.8，用于中等塑性材料(,0.6~0.8)制成的钢轴; ,1.8~2，用于低塑性材料制成的钢轴; ,2~3，用于铸造轴; ——只考虑安全弯曲时的安全系数; ——只考虑安全扭转时的安全系数; = = 式中:、——材料的抗弯和抗扭屈服极限，MPa;其中,(0.55~0.62); Mmax、Tmax——轴的危险截面上所受的最大弯矩和最大扭矩，N.mm; Famax——轴的危险截面上所受的最大轴向力，N; A——轴的危险截面的面积，; W、WT——分别为危险截面的抗弯和抗扭截面系数N，。 经计算上面均符合要求 轴的设计用表 表4.1 轴的常用材料及其主要力学性能 许用 屈服弯曲剪切 抗拉强弯曲 热处毛坯直径 硬度 强度疲劳疲劳 材料牌号 度极限应力备注 理 (mm) (HBS) 极限极限极限 σb [σ σs σ-1 τ-1 -1] 热轧?100 400~420 225 用于不重要 或锻 Q235A 170 105 40 及受载荷不 后空>100~250 375~390 215 大的轴 冷 正火 ?10 170~217 590 295 225 140 55 >100~300 162~217 570 285 245 135 45 回火 应用最广泛 调质 ?200 217~255 640 355 275 155 60 用于载荷较 ?100 735 540 355 200 大，而无很 调质 241~286 70 大冲击的重>100~300 685 490 355 185 要轴 40Cr ?100 270~300 900 735 430 260 用于很重要 调质 75 的轴 >100~300 240~270 785 570 370 210 40CrNi 用于重要的?100 229~286 735 590 365 210 38SiMnMo 调质 70 轴，性能近 >100~300 217~269 685 540 345 195 于40CrNi 用于要求高 ?60 293~321 930 785 440 280 耐磨性，高 强度且热处 >60~100 277~302 835 685 410 270 38CrMoAlA 调质 理(氮化)75 变形很小的>100~160 241~277 785 590 375 220 轴 渗碳 用于要求强 渗碳 淬火 20Cr 度及韧性均 56~62HRC ?60 640 390 305 160 60 较高的轴 回火 用于腐蚀条 3Cr13 调质 ?100 ?241 835 635 395 230 75 件下的轴 190 115 用于高低温 ?100 530 1Cr18Ni9Ti 淬火 ?192 195 45 及腐蚀条件 180 110 下的轴 100~200 490 QT600-3 190~270 600 370 215 185 用于制造复 QT800-2 245~335 800 480 290 250 杂外形的轴 表4.2 零件倒角C与圆角半径R的推荐值 直径d >6~10 >10~18 >18~30 >30~50 >50~80 >80~120> 120~180 C或R 0.5 0.6 0.8 1.0 1.2 1.6 2.0 2.5 3.0 表4.3 轴常用几种材料的[]和A值 0 轴的材 Q235 1Cr18Ni9Ti 35 45 40Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi 料 [] 12,20 12,25 20,30 30,40 40,52 160,135,118, A 148,125 107,98 0 135 118 107 4.2.5主轴上键的强度校核 根据主轴设计，键所在轴的直径为19mm，查机械设计手册(摘自GB/T1095-2003，GB/T1096-2003)选取键的尺寸选定为8?7?12， 普通平键连接的强度条件为: 平键静联接 : =?[] 平键动联接: =?[P] 式中:T为转矩(N?mm); d为轴径(mm); h为键的高度(mm); L为键的工作长度(mm); [ζp]为许用挤压应力(MPa); [P]为许用压强(MPa)(见表15.8)。 注:在键联接的组成零件(轴、键、轮毂)中，轮毂材料较弱 此设计为平键，静联接,取d=19,h=7,L=12,[]=100，k=0.4h. 则: ==5.4?[] 故键满足强度要求。 4.2.6 横梁的强度校核 由于横梁受到的轴向和切向力最大均为20 N，而且摩擦销与横梁不是紧密接触，横梁所受的冲击也很小。因而横梁受到的力很小，横梁强度在满足结构要求的前提下能够满足强度和刚度要求。 4.2.7 丝杠螺母副的相关计算 该丝杠螺母副主要用于传递运动，来控制摩擦销沿摩擦盘的径向位移。而没有很大的力的传递，因此其传递的力可以忽略不计。下面对丝杠螺母副进行结构设计，强度校核可以不计。 螺母的轴向位移: I=s=px 式中: θ是螺杆转角，rad;s是导程，mm;p是螺距，mm;x是螺纹线数; 令该螺纹为单线螺纹，则x,1; 由于丝杠带动摩擦销的移动距离为40 mm，又要留下一定的余量，可令螺纹长度L,50 mm; 设计使螺纹移动l=40 mm时，手轮转动8圈，即: ,,,,，,2816 rad 2240,,l，p,,,5 x16,, mm 由此可知:s=px=5?1=5 mm F螺纹中径: d2,0.8,[]p 式中: Ψ是螺母形式参数，整体式螺母取1.2~2.5，分体式螺母取2.5~3.5;[P]是螺纹副许用压强，N/mm2;可取; ,,,2,[]9p F20带入数据，有: mm 2,,,d0.80.80.843,p，p29 d2,,,202.517.5由系统结构特点，取: mm ; 丝杆公称直径d=20,小径:20-5.5=14.5mm 螺母高度: mm Hd,,，,,2217.535 丝杆旋动圈数:n== =7 基本牙型高度:h=0.5p=0.5?52.5 mm F10工作压强: ,,,,pp0.0104[] ,21，，，dhn3.142.517.57 工作压强满足要求。 为了保证自锁，螺纹升角: λ?==42.58 螺纹牙根部的宽度:b=0.65P=0.65?5=3.25mm 4.2.8 轴承的选择校核 图4.8 滚动轴承的基本结构图 滚动轴承的基本结构如图所示，它由下列零件组成: (1)带有滚道的内圈1和外圈2; (2)滚动体(球或滚子)3; (3)隔开并导引滚动体的保持架4。 滚动轴承的主要优点为: 1、摩擦力矩和发热较小。在通常的速度范围内，摩擦力矩很少随速度而改变。起动转矩比滑动轴承要低得多(比后者小80,90%); 2、维护比较方便，润滑剂消耗较小; 3、轴承单位宽度的承载能力较大; 4、大大地减少有色金属的消耗。 滚动轴承的缺点是: 径向外廓尺寸比滑动轴承大;接触应力高，承受冲击载荷能力较差，高速重负荷下寿命较低;小批生产特殊的滚动轴承时成本较高;减振能力比滑动轴承低。 一、类型选择主要考虑的方面如下: 1、轴承所受载荷的大小、方向和性质。 2、轴承的转速 3、轴承的调心性能 4、轴承的安装和拆卸 5、经济性要求 二、尺寸系列、内径等的选择 尺寸系列包括直径系列和宽(高)度系列。选择轴承的尺寸系列时，主要考虑轴承承受载荷的大小，此外，也要考虑结构的要求。就直径系列而言，载荷很小时，一般可以选择超轻或特轻系列;载荷很大时，可考虑选择重系列;一般情况下，可先选用轻系列或中系列，待校核后再根据具体情况进行调整。对于宽度系，一般情况下可选用正常系列，若结构上有特殊要求时，可根据具体情况选用其它系列。 轴承内径的大小与轴颈直径有关，一般可根据轴颈直径初步确定。 公差等级，若无特殊要求，一般选用0级，若有特殊要求，可根据具体情况选用不同的公差等级。 2.轴承的校核计算 三、滚动轴承疲劳寿命的校核计算 1.基本额定寿命和基本额定动载荷 基本额定寿命:是指一批相同的轴承，在相同条件下运转，其中90%的轴承在发生疲劳点蚀以前能运转的总转数(以转为单位)或在一定转速下所能运转的总工作小时数。 基本额定动载荷C:当轴承的基本额定寿命为转时，轴承所能承受的载荷值。 基本额定动载荷，对向心轴承，指的是纯径向载荷，并称为径向基本额定动载荷，用表示;对推力轴承，指的是纯轴向载荷，并称为轴向基本额定动载荷，用表示;对角接触球轴承或圆锥滚子轴承，指的是使套圈间只产生纯径向位移的载荷的径向分量。 2.滚动轴承疲劳寿命计算的基本公式 图4.9 轴承的载荷-寿命曲线 上图是轴承的载荷-寿命曲线，它表示了载荷P与基本额定寿命之间的关系。此曲线用公式表示为: = (转) 式中:P 为当量动载荷(N); ε 为寿命指数，对于球轴承 ε ,3;对于滚子轴承 ε ,10/3。 实际计算时，常用小时数表示轴承寿命为: = 式中:为代表轴承的转速(r/min)。 n 温度的变化通常会对轴承元件材料产生影响，轴承硬度将要降低，承载能力下降。所以需引入温度系数 ft (见表9-5)，对寿命计算公式进行修正: = (转) = (h) 表 4.5 温度系数 ft 轴承工作温度(?) ?120 125 150 175 200 225 250 300 350 温度系数ft 1.00 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.6 0.5 疲劳寿命校核计算应满足的约束条件为 式中: 为轴承预期计算寿命，列于表4.6，可供参考。 经计算寿命为20年。 如果当量动载荷P和转速n已知，寿命也已被选定，则可从公式中计算出轴承应具有的基本额定动载荷值，从而可根据 值选用所需轴承的型号: =N 表 4.6 推荐的轴承预期计算寿命 机器类型 预期计算寿命 (h) 不经常使用的仪器或设备，如闸门开闭装置等 300,3000 短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严 3000,8000 重后果，如手动机械等 间断使用的机械，中断使用后果严重，如发动 机辅助设计、流水作业线自动传送装置、长降8000,12000 机、车间吊车、不常使用的机床等 每日8小时工作的机械(利用率较高)，如一 12000,20000 般的齿轮传动、某些固定电动机等 每日8小时工作的机械(利用率不高)，如金 属切削机床、连续使用的起重机、木材加工机20000,30000 械、印刷机械等 24小时连续工作的机械，如矿山升降机、纺织 40000,60000 机械、泵、电机等 24小时连续工作的机械，中断使用后果严重。 如纤维生产或造纸设备、发电站主电机、矿井100000,200000 水泵、船舶浆轴等 5 摩擦磨损试验机的结构设计 5.1磨损试验机的整体结构 摩擦磨损试验机用CAD装配图的整体外观效果如图 5.1、5.2、5.3所示。 图5.1装配图(正视图) 图5.2装配图(左视图) 图5.3装配图(俯视图) 5.2箱体的结构设计 根据计算所得的尺寸来看，为了能够是整体结构紧凑美观设计箱体如图(5.4)所示 图5.4箱体结构设计 5.3横梁的设计 将球安装在一支倔强系数很大的杠杆上，该杠杆被设计为无摩擦切向力传感器，当盘旋转时，压头和样品间产生的摩擦力会使杠杆发生轻微的弯曲，该形变程度可被固定在一起的线性差分位移传感器检测，并由此计算摩擦力的具体数值。通过测量材料的损失体积可计算压头和样品的磨损系数。横梁的设计如图 (5-5): 图5.5 横梁结构图 通过在横梁的两侧加上线性差分位移传感器。摩擦销经受力会引起横梁中间的杠杆的微变形，位移传感器检测并会指示出相对应的力的大小。 横梁上的两个臂上开的槽是为了提高测量的灵敏度;横梁两侧与支架相连的部分有个5 mm的凸起，是为了使横梁的杠杆部分与其他零件分隔开，测量过程中减少部件之间的摩擦对测量结果的影响。 横梁右端的孔与摩擦销是采用过渡配合，既可以保证摩擦销的位置精度，又可以尽量避免和销在竖直方向上的摩擦力作用，以减少加载时对加载力和精度产生影响。 5.4 摩擦销的结构设计 适合于高温摩擦磨损测试仪的测试球尺寸有 1.5 毫米、3 毫米、6 毫米、10 毫米(均为直径)。可以为不同直径的摩擦球配备不同内径的夹持器。 夹持器中间为中空结构，后面有螺纹，只需将测试球从夹具的后端放入并应用配套的零件旋紧即可。针对高温摩擦测试热胀冷缩的特点，可以在夹具中心加入微型弹簧以保证测试球始终保持被夹紧状态。 5.5 摩擦盘夹持器的设计 由于摩擦盘尺寸相对较小，对于脆性材料摩擦盘进行试验，摩擦盘的加工尤其是钻中心孔难度很大，因此采用螺栓直接固定不适合。设计成专用的摩擦盘夹持器。 用螺纹副将摩擦盘夹持器固定在主轴上，使之随主轴一起旋转。在摩擦盘下面加上一个垫片，直径大小和摩擦盘相当，但厚度可调，装卸方便，用于夹紧不 同厚度的摩擦盘，使这个夹持器更加通用化。在摩擦盘外面用一个盘盖定位，用螺栓紧固夹紧。 对于特殊形状而且尺寸较小的试件，例如可转位车刀刀片等，可以采用特制的镍合金盘型夹具来固定。 参考文献 [1] 武文忠，郝建东，苏俊义.高温磨损试验机的研制.北京:试验技术与试验机，2007， 42(1，2)，15,17 [2] 桂长林，沈健.摩擦磨损试验机设计的基础:?[1].摩擦磨损试验机的分类和特点分 析。合肥:固体润滑.2010，10(1)，48,55 [3] 桂长林，沈健.摩擦磨损试验机设计的基础:II摩擦磨损试验机设计方法的研究。合 肥:固体润滑。2010，10(2)，120,136 [4] 杨学军，赵浩峰，赵昕月.高温销盘磨损试验机的研制.太原:太原理工大学学报，2005， 36(4)，477,479 [5] 李霞，许志庆，杨永.高速摩擦磨损试验机的总体设计.北京:中国仪器仪表，2006， 19,21 [6] 桑可正，金志浩。MPX—2000型盘销式摩擦磨损试验机的改装.北京:机械科学与技术。 2008.18(3)，470,471，474 [7] 何国仁，曾汉民，杨桂成.高温摩擦磨损试验机的研制.北京:北京:试验技术与试验 机.2009，31(5)，11,16 [8] 王斌，蔡兴旺.一种摩擦磨损试验机的设计.北京:农机化研究。2006，10，118,119 [9] 冯辛安.机械制造装备设计.北京:机械工业出版社。2004年1月 [10] 成大先.机械设计手册(单行本)机械传动.北京:化学工业出版社.2004年1月 [11] 成大先.机械设计手册(单行本)机械工程材料.北京:化学工业出版社。2004年1月 [12] 成大先.机械设计手册(单行本) 减(变)速器&电机与电气.北京:化学工业出版 社.2004年1月 [13] 成大先.机械设计手册(单行本)连接与紧固.北京:化学工业出版社。2004年1月 [14] 濮良贵、纪名刚.机械设计.北京:高等教育出版社.2007年8月 [15] 李凯岭，宋强.机械制造技术基础.济南:山东科技出版社.2005年9月 [16] 焦永和，董国耀.机械制图.北京:北京理工大学出版社.2001年7月 [17] 周良德、朱泗芳.现代工程图学.湖南:湖南科学技术出版社.2005年6月 [18] 罗迎社，材料力学.武汉:武汉理工大学出版社.2004年6月 [19] Vicahrd JP.Transient Effects in the Lubrication of Hertzian Contacts.JoumalofMechanical Enginering Science.1971 [20] J.Muscara and M.J.Sinnott:Construction and Evaluation of a Versatile Abrasive E-Wear Testing Apparatus,Metals Engineering Quarterly,1972 [21] Lammering R,Jia J.Rogers CA Optional placement of piezoelectric actuators inadaptive truss structures.Joumal of Sound and Vibration.1994 谢 辞 经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经告一段落，作为一个本科生，虽然在专业方面学到了很多只是，但由于经验的不足，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，想要完成这个设计是不易的。 本次设计是在尊敬的唐淦淦讲师的悉心指导和严格要求下完成的，导师渊博的知识、严谨的治学态度、高度的责任心以及严于律己、待人诚恳的思想品德深深的影响着我，这不仅使我顺利完成了此项设计，而且也将成为使我受益终生的宝贵财富。从课题的选择到完成，唐讲师始终都给予了我耐心细致的指导和不懈的支持，在此谨向唐讲师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。 在完成论文的过程中，还得到了同班同学的协助，指点。尤其在软件画图方面，我们互相学习一起研究，终于掌握了CAD的各项功能，并能灵活的掌握。这让我们都收获颇丰。 最后还要感谢我大学四年来所有的老师，是他们帮我打下了坚实的专业知识基础，此次毕业设计才会顺利完成。 最后感谢机械工程学院和我的母校—南华大学四年来对我的大力栽培。 附录 1 英语原文 In 1800 Washington Road Pittsburgh, PA 15241 Belt Conveyors are an important method for transportation of bulk materials in the mining industry. The control of the application of the starting torque from the belt drive system to the belt fabric affects the performance, life cost, and reliability of the conveyor. This paper examines applications of each starting method within the coal mining industry. The force required to move a belt conveyor must be transmitted by the drive pulley via friction between the drive pulley and the belt fabric. In order to transmit power there must be a difference in the belt tension as it approaches and leaves the drive pulley. These conditions are true for steady state running, starting, and stopping. Traditionally, belt designs are based on static calculations of running forces. Since starting and stopping are not examined in detail, safety factors are applied to static loadings (Harrison, 1987). This paper will primarily address the starting or acceleration duty of the conveyor. The belt designer must control starting acceleration to prevent excessive tension in the belt fabric and forces in the belt drive system (Suttees, 1986). High acceleration forces can adversely affect the belt fabric, belt splices, drive pulleys, idler pulleys, shafts, bearings, speed reducers, and couplings. Uncontrolled acceleration forces can cause belt conveyor system performance problems with vertical curves, excessive belt take-up movement, loss of drive pulley friction, spillage of materials, and festooning of the belt fabric. The belt designer is confronted with two problems, The belt drive system must produce a minimum torque powerful enough to start the conveyor, and controlled such that the acceleration forces are within safe limits. Smooth starting of the conveyor can be accomplished by the use of drive torque control equipment, either mechanical or electrical, or a combination of the two (CEM, 1979). SOFT START MECHANISM EVALUATION CRITERION What is the best belt conveyor drive system? The answer depends on many variables. The best system is one that provides acceptable control for starting, running, and stopping at a reasonable cost and with high reliability (Lewdly and Sugarcane, 1978). Belt Drive System For the purposes of this paper we will assume that belt conveyors are almost always driven by electrical prime movers (Goodyear Tire and Rubber, 1982). The belt "drive system" shall consist of multiple components including the electrical prime mover, the electrical motor starter with control system, the motor coupling, the speed reducer, the low speed coupling, the belt drive pulley, and the pulley brake or hold back (Cur, 1986). It is important that the belt designer examine the applicability of each system component to the particular application. For the purpose of this paper, we will assume that all drive system components are located in the fresh air, non-permissible, areas of the mine, or in non-hazardous, National Electrical Code, Article 500 explosion-proof, areas of the surface of the mine. Belt Drive Component Attributes Size Certain drive components are available and practical in different size ranges. For this discussion, we will assume that belt drive systems range from fractional horsepower to multiples of thousands of horsepower. Small drive systems are often below 50 horsepower. Medium systems range from 50 to 1000 horsepower. Large systems can be considered above 1000 horsepower. Division of sizes into these groups is entirely arbitrary. Care must be taken to resist the temptation to over motor or under motor a belt flight to enhance standardization. An over motored drive results in poor efficiency and the potential for high torques, while an under motored drive could result in destructive overspending on regeneration, or overheating with shortened motor life (Lords, et al., 1978). Thermal Rating During starting and running, each drive system may dissipate waste heat. The waste heat may be liberated in the electrical motor, the electrical controls,, the couplings, the speed reducer, or the belt braking system. The thermal load of each start Is dependent on the amount of belt load and the duration of the start. The designer must fulfill the application requirements for repeated starts after running the conveyor at full load. Typical mining belt starting duties vary from 3 to 10 starts per hour equally spaced, or 2 to 4 starts in succession. Repeated starting may require the dreading or over sizing of system components. There is a direct relationship between thermal rating for repeated starts and costs. Some belt drive systems are suitable for controlling the starting torque and speed, but only run at constant speed. Some belt applications would require a drive system capable of running for extended periods at less than full speed. This is useful when the drive load must be shared with other drives, the belt is used as a process feeder for rate control of the conveyed material, the belt speed is optimized for the haulage rate, the belt is used at slower speeds to transport men or materials, or the belt is run a slow inspection or inching speed for maintenance purposes (Hager, 1991). The variable speed belt drive will require a control system based on some algorithm to regulate operating speed. Some belt profiles present the potential for overhauling loads where the belt system supplies energy to the drive system. Not all drive systems have the ability to accept regenerated energy from the load. Some drives can accept energy from the load and return it to the power line for use by other loads. Other drives accept energy from the load and dissipate it into designated dynamic or mechanical braking elements. Some belt profiles switch from motoring to regeneration during operation. Can the drive system accept regenerated energy of a certain magnitude for the application? Does the drive system have to control or modulate the amount of retarding force during overhauling? Does the overhauling occur when running and starting? Maintenance and Supporting Systems. Each drive system will require periodic preventative maintenance. Replaceable items would include motor brushes, bearings, brake pads, dissipation resistors, oils, and cooling water. If the drive system is conservatively engineered and operated, the lower stress on consumables will result in lower maintenance costs. Some drives require supporting systems such as circulating oil for lubrication, cooling air or water, environmental dust filtering, or computer instrumentation. The maintenance of the supporting systems can affect the reliability of the drive system. Complexity The preferred drive arrangement is the simplest, such as a single motor driving through a single head pulley. However, mechanical, economic, and functional requirements often necessitate the use of complex drives. The belt designer must balance the need for sophistication against the problems that accompany complex systems. Complex systems require additional design engineering for successful deployment. An often-overlooked cost in a complex system is the cost of training onsite personnel, or the cost of downtime as a result of insufficient training. The best belt starting system is one that provides acceptable performance under all belt load Conditions at a reasonable cost with high reliability. No one starting system meets all needs. The belt designer must define the starting system attributes that are required for each belt. In general, the AC induction motor with full voltage starting is confined to small belts with simple profiles. The AC induction motor with reduced voltage SCR starting is the base case mining starter for underground belts from small to medium sizes. With recent improvements, the AC motor with fixed fill fluid couplings is the base case for medium to large conveyors with simple profiles. The Wound Rotor Induction Motor drive is the traditional choice for medium to large belts with repeated starting duty or complex profiles that require precise torque control. The DC motor drive, Variable Fill Hydrokinetic drive, and the Variable Mechanical Transmission drive compete for application on belts with extreme profiles or variable speed at running requirements. The choice is dependent on location environment, competitive price, operating energy losses, speed response, and user familiarity. AC Variable Frequency drive and Brush less DC applications are limited to small to medium sized belts that require precise speed control due to higher present costs and complexity. However, with continuing competitive and technical improvements, the use of synthesized waveform electronic drives will expand. 2 中文翻译 于1800年在华盛顿的路匹兹堡, PA 15241带式运送机已是采矿工业运输大 批原料的主要方法。从传送带驱动系统再到传送带纹理结构启动力矩的应用与控 制都影响着运送机的性能、可靠性和寿命。本文主要讲述的是不同的启动方法于 煤矿工业带式运送机中的应用。 简介: 运行带式运送机的动力是由驱动滑轮产生，由滑轮和传送带之间的摩擦力来 进行传递。为能传递能量，传送带上面的张力在接近滑轮部分与离开滑轮部分必 定存在着较大的差别。这种差别是在稳定运行、启动和停止时刻都真实存在的。 传统的传送带结构设计，都是根据稳定运行情况下，传送带的受力情况。因设计 过程中，没有详尽研究传送带的启动与停止阶段的受力情况，所有的安全措施都 应运于稳定运行阶段(Harrison 1987)。本文主要讲述的是传送机启动和加速阶 段的特性。传送带设计者在设计时关键是考虑控制启动阶段的加速状况，以避免 使传送带与传送机驱动系统产生过大的张力与动力(Suttees，1986)。大的加速 度产生的动力会给传送带的纹理、传送带的结合处、驱动滑轮、轴承、减速器以 及耦合器都会带来负面影响。毫无控制的加速度产生的动力能使得带式传送机系 统产生诸多不良问题，如:上下的曲线运动、过度的传送带提升运动、滑轮与传 送带打滑、运输原料的溢出与传送带结构。传送带的设计中所需要面对两个问题: 第一，传送带的驱动系统必须能够产生启动带式传送机的最小转动力矩;第二， 控制加速度产生的动力在安全界限内。可以由驱动力矩控制设备来完成，控制设备可以是电子手段也可以是机械手段，也可以是两者的组合(CEM，1979)。 本文主要阐述输送机的开始和加速的过程。传送带设计师必须控制开始加速度防止过度张紧在传送带织品和力量在皮带传动系统. 强加速度力量可能有害地影响传送带织品，传送带接合，驱动皮带轮，更加无所事事的滑轮, 轴, 轴承, 速度还原剂, 并且联结。未管制的加速度力量可能造成皮带输送机有垂直的曲线的系统性能问题,传送带连接器的运动, 驱动皮带轮摩擦损失, 材料溢出, 并且做成花彩传送带织品。传送带设计员与二个问题门生面对的关系, 皮带传动系统必定导致极小的扭矩和足够强有力开始传动机, 与控制了这样加速度强制必须是在安全限额内。光滑开始传动机可由对驱动器扭矩控制设备的用途, 或者机械或电子, 或者组合完成(CEM 1979) 。 软起动结构评估标准: 什么是最佳的皮带输送机的驱动系统? 回答这一问题的最佳答案取决于许多变量。最佳的系统包含由开始, 运行, 和终止提供可接受的控制并在合理的费用和高的可靠性。同步带传动系统是本文所重点考虑的设计方案, 同步带输送机被电子头等搬家工具常采用的总驱动。传送带"驱动系统" 主要包括几个要素，如电子原动力、电子马达起始者以控制系统, 马达联结、速度还原剂、低速联结、皮带传动滑轮、和滑轮闸 (Cur 1986) 。基中最为重要的是, 传送带设计员通过审查各个系统要素的适用性从而来对特殊进行申请。此也是本文的目的, 我们假设, 所有驱动系统要素在设置矿的新鲜空气程度, 非允许表面积,全国电子编码, 条款500 防爆, 矿的表面的面积。皮带传动要素归因于所涉及的范围。某些驱动器要素是可以利用和实用的用不同的范围来加以实现的。为这论述, 我们假设那皮带传动系统范围从分数的马力设为千位的多个马力。小驱动系统经常是在50 马力以下。中型系统范围从50 到1000 马力。大型系统可能被考虑在1000 马力之上。范围分部入这些组是整个地任意的。必须被保重抵抗诱惑对超出马达或在马达之下传送带飞行提高标准化。驱动器结果在粗劣的效率和在高扭矩的潜在, 当驱动器能导致破坏性超速在再生, 或过度加热以变短的马达寿命。扭矩控制。传送带设计员设法限制开始的扭矩到没有比150% 运行中。限额在应用的开始的 扭矩经常是传送带胴体肉、传送带接合、滑轮绝热材料,轴偏折评级。在更大的传送带和传送带以优化大小的要素, 扭矩限额110% 至125% 是公用。 各个驱动系统将要求一个控制系统调控开始的机制。最共同的类型控制被使用在更小对中等大小驱动以简单的外形被命名"开环加速度控制" 。 在开环, 控制系统早先被配置程序化开始的机制以被规定的方式, 通常准时根据。 在开环控制, 驾驶使用参数譬如潮流, 扭矩, 或速度不影响序列操作。 这个方法假定, 控制设计师充分地塑造了驱动系统表现在传动机。 为更大或更加复杂的传送带, "闭合回路" 或"反馈" 控制可以他运用了。 在闭合回路控制, 在开始期间, 控制系统显示器通过传感器驾驶使用参数譬如马达的当前层, 传送带的速度, 或力量在传送带, 并且修改起动程序控制, 极限, 或优选或佩带了参量。闭合回路控制系统修改开始的被应用的力量在一台空和充分地被装载的传动机之间。常数在数学模型与被测量的可变物有关对系统驱动反应被命名定调的常数。 这些常数必须适当地被调整为成功的应用对各台传动机。 最共同的计划为传动机开始闭合回路控制是车头表反馈为速度控制和压电池力量或驱动力反馈为扭矩控制。在一些复杂系统, 它是中意安排闭合回路控制系统调整自己为各种各样的遇到的传动机情况。 这被命名"能适应的控制" 。这些极端可能介入浩大的变异在装货, 围绕的温度, 装货的地点在外形, 或多个驱动选择在传动机。 无论如何，当前的起飞中止并且警报运行。 结论: 最好的传送带启动系统要求在不同的传送带负载条件下，能够以合理的代价带来可靠性高的可以接受的运行性能。但是至今没有一个启动系统能够达到这样的要求。传送带设计者必须为每个传送带设计启动系统属性。总得来说，全电压交流发动机启动适合于简单结构的小型传送带。减电压SCR交流发动机启动是地下中、小型传送带的基本启动方法。最新的进展显示，固定液体填充耦合系统的交流发动机是简单结构中、大型传送带的基本启动方法。对于那些大、中型而且需要重复启动的复杂结构传送带，绕线转子发动机驱动是常用的选择。在结构特别复杂，运行需要不同速度的传送带启动中，传送带直流发动机驱动、不同填充液体驱动、和相异机械传递驱动系统一直实力相当的候选者。具体选择哪个启 动方式由使用环境，相对价格，运行能耗，反应速度和使用者习惯来决定。变频交流驱动和非电刷直流驱动主要限制于中型传送带，这些中型传送带需要精确的速度控制，高代价和复杂性。但是，随着持续的竞争和技术进步，波形综合技术的电子驱动器的使用将越来越广。