冲压式磨粒磨损试验机传动系统及其三维设计-毕业论文.doc

济南大学泉城学院毕业设计毕 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 ABSTRACTThis design is the drive system of the ramjet abrasive wear testing machine, which is mainly divided into two parts. The first part is the press agency, and the other is the drive system. As the hammer, in this design is aimed to achieve the reciprocating motion, so it is necessary to make the rotary motion into reciprocating linear motion, so that the reciprocating motion of the hammer can achieve in a lot of ways, such as the crank-rocker mechanism, the cam mechanism, and so on. As the frequency of the hammer is relatively fast, we cannot use the cam, because the cam is easy to wear too fast in a movement at high frequencies. So we use the crank link mechanism, which is designed simply and easy to design. Simple crank institution not only can adapt to high frequency movements, but also rise superior tothe speed change. The drive system is the top priority of this design, whose focus is to achieve the function of the impulse transmission system. The transmission system has two main functions. The first is to slow down, mainly decelerate the motor an appropriate speed; the second is the speed capabilities. All of the transmission in this design is achieved by the gear. In order to achieve the transmission function of the impulse system, we use sliding gears to achieve transmission. All of the content of the above are particularly discussed in this design, which can be samples to the designs interrelated to this.Key words：press agency drive system transmission目 录摘 要IABSTRACTII1 前言11.1 背景和意义11.2摩擦试验机的分类11.3摩擦试验机的现状及发展趋势22冲压式磨粒磨损试验机传动系统32.1试验机工作原理32.2冲压机构的设计32.2.1曲轴的计算42.2.2连杆的计算42.3传动系统的设计62.3.1电动机的选择62.4计算传动装置的运动和动力参数72.4.1传动装置的中传动比及其分配72.4.2各轴转速、输入功率、输入转矩的计算72.5传动件的设计计算（齿轮）82.5.1单级减速器齿轮的计算82.5.2轴的设计112.滚动轴承的计算152.6.1求比值152.6.2 计算当量动载荷P162.3计算轴承的寿命163 结 论17参 考 文 献18致 谢19- 22 -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:供气系统加磨粒试件；高速运动的试件加供给的磨粒。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=5L=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，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=0时，冲锤冲击试件，此时冲锤不能实现连续冲击试件。假设=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/sL=V1=2nn=r/60得：L=0.048(m)根据余弦定理：=0.4958(m)根据正弦定理：得：3=69.251=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=30=60。当=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，轴传递电动机上的扭矩与动力，同时支撑齿轮，轴传递来自于轴上的扭矩，支撑齿轮，齿轮，齿轮，齿轮，齿轮。轴传递轴的扭矩和动力支撑齿轮，齿轮，齿轮。轴也能够传递轴的扭矩和动力，支撑齿轮和齿轮。轴轴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。轴的末端的齿轮和曲轴上的齿轮：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=n1n2n3n4n5n本设计中的：联联轴器的传动效率（2个），轴轴承的传动功率（3对），齿齿轮的传动功率（六对），离离合器的传动功率（1个）。其中联=0.99（弹性联轴器），轴=0.98（滚子轴承），齿=0.98为7级，离=0.99（剪切销离合器）。总=联轴3齿6离=0.8172（2）电动机的输出功率Pw=Ka=1.2（Kw）Pd= Pw/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2.1 Y90L-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-41.514002.32.3272.4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、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=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联滚=1.4553Kw T1=Td联滚=9.9272 Nm轴2： n2=n1/i0=200r/min P2=P1单i1=1.4262Kw T2= T1单i1= 68.1005 Nm轴3： n3（极限最大值）= n2/i4=200r/min P3min=P2 =1.3560Kw P3max=P2齿滚=1.3697Kw T3min= T2齿滚离i4=66.7385 Nm T3max=T2齿滚i1=264.2844 Nm2.5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1.4553Kw1400r/min7:19.9272 NM1.2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。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，即确定公式内的各计算数值设计（1）试选载荷系数Kt=1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩T1。 T1=Td联滚=9.9272 NM=0.99272104 Nmm（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Hlim1=600MPa：大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=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=dd1t=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=2.251.46295=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，KH=KF=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，KH=1.3。由b/h=8.8890，KH=1.3查图10-13得KF=1.28；故载荷系数K=KAKVKHKH=1.51.111.3=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校核查取齿形系数，盈利校正系数由表（10-5）YFa1=2.8；YFa2=1.55FSa1=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=KAKVKFKF=2.112 T=9.9272 Nm d1=mZ1=40mm b=dd1=dmZ1=40mm设计的齿轮满足要求。几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=z1m=202=40mm d2=z2m=1402=280mm(2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度 b=dd1=140mm=40mm取B1=45mm，B2=40mm。(4)此设计有表 设计结果模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2404520大齿轮228040140(5)机构设计及绘制齿轮零件图（从略）2.5.2轴的设计轴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1.4553Kw9.9272 Nm1400r/min40mm202.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=KaT1=1.59.9272 Nm=15.3482 Nm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25 Nm。5.轴的结构设计（）拟定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。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。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。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。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=40mm，L6-7=50mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=35mm由机械设计手册查得平键的界面b*h=10*8，L=28mm同理按d1-2=18mm，b*h=6*6，L=70mm。（4）确定轴的倒角和圆角参考表15-2取轴端倒角为1.0*45。轴2的设计1. 1.总结数据表 数据功率转矩转速分度圆直径压力角1.4262Kw68.1005 Nm200r/min 280mm202.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：4.选轴承初步选择滚动轴承。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。本次设计中尽可能统一型号，所以选择6005号轴承。5.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度L1-2=L6-7=25mm，L2-3=280mm，L3-4=50mm，L4-5=35mm,L5-6=440mm轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm由机械设计手册得平键b*h=14*9，L=32mm。另外，此轴上安放滑移齿轮，所以周向定位用滑键连接。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好的对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位，是借过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒角为1.0*45。轴3的设计1.总结数据表6 数据功率转矩转速分度圆直径压力角1.3697Kw66.7385 NM150r/min 156mm202.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：4.选轴承初步选择滚动轴承。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。本次设计中尽可能统一型号，所以选择6007号轴承。5.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度L1-2=L4-5=25mm,L2-3=284mm,L3-4=6mm轴上零件得周向定位此轴上安放滑移齿轮，所以周向定位用滑键连接。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好的对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位，是借过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴的道教和圆角参考表15-2，取轴端倒角为1.0*45轴4的设计1.总结数据表 数据功率转矩转速分度圆直径压力角1.3560Kw w264.2844 Nm50r/min 105mm202.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：4.选轴承初步选择滚动轴承。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。本次设计中尽可能统一型号，所以选择6005号轴承。5.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案因为此轴为输出轴，输出轴的末端还需要一个齿轮为冲压式的机构提供动力，为此在轴的末端又加入一段安装齿轮的轴段。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度L1-2=L7-8=25mm,L2-3=L5-6=6mm，L3-4=441mm，L4-5=100mm，L6-7=42mm轴上零件得周向定位此轴上安放滑移齿轮，所以周向定位用滑键连接。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好的对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位，是借过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴的倒角和圆角参考表15-2，取轴端倒角为1.0*452.滚动轴承的计算根据要求对所选的在轴2上的两个滚动轴承进行校核，在前面进行的轴的计算时，确定了所需的两个滚动轴承型号为6005，其基本额定动载荷Cr=4650N，基本淡定静载荷C0r=4320N，现对他们进行校核。两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承1，所以只需要对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。2.6.1求比值轴承所受径向力 ： 所受的轴向力 ： Fa=0N它们的比值为 ： 根据机械设计手册，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时e。2.6.2 计算当量动载荷P根据：P=f p (X Fr +Y Fa)按照机械设计（13-5）表1，X=1，Y=0，按照（13-6），f p=1.01.2，取f p=1.1则：p=1.111745.50=1920（N）2.3计算轴承的寿命3 结 论（1）机械的传动是机器能否实现所需功能的重要环节，提高工作效率，增强机器的功能是现在我们所要开发和研究的重要课题。单纯的机械传动我感觉已不能满足现在人们日益提升的生活步伐，在机械传动的基础上加上液压，机电等相关知识为机械的传动服务是非常有必要的。多学科的综合运用不仅可以在机械传动上提高机械的性能，更有利于机器生产中效率和精度的提高。（2）设计中的变速传动，是依靠齿轮的滑动啮合实现。对于这种变速方式，是非常机械化的，思维局限在传动的过程当中。如果我们可以在电动机后面加一个能够改变输出轴转速的机电装置，就会大大的减轻设计的复杂程度。（3）由于本人学识浅薄，在设计中各个零件以及机构并不是最好的选择。而且本人感觉自己设计的方案是非常的复杂的，但是经过很多方案的对比，这个方案算是里面比较合理简单的。希望在以后能够找到更好的方案来将本设计进行完善。参 考 文 献1刘立平往复式摩擦磨损试验机的研制D甘肃：兰州理工大学.20062 张安峰，邢建东，王恩泽高温氧化磨损试验机的现状与发展J化工机械1998.25（2）1161193李霞，许志庆，杨勇高速摩擦磨损试脸机的总体设计J中国仪器仪表2003，19214向晓汉，顾京，宋新萍.重载滑动摩擦试验机的研制J.机机电工程技术200634（12）53555纪明刚，濮良贵机械设计版北京：高等教育出版社， K. Kocatepe, M. Cerah, M. Erdogan, Effect of martensite volume fraction and its morphology on the tensile properties of ferritic ductile iron with dual matrix structures, J. Mater. Process. Technol. 178 (13) (2005) 4451. H. Sin, N. Saka, N.P. Suh, Abrasive wear mechanisms and the grit size effect, Wear 55 (1) (1979) 163190. S. Jacobson, P. Wallen, S. Hogmark, Fundamental aspects of abrasive wear studied by a new numerical simulation model, Wear 123 (2) (1988) 207223.吴宗泽机械零件设计手册北京：机械工业出版社10孙恒，陈作模机械原理版北京：高等教育出版社，11 濮良贵, 纪名刚机械设计M，第2版北京：高等教育出版社,，20065：412-41612吴宗泽，罗圣国第版北京：高等教育出版社，13葛文杰，孙恒，陈作模机械原理版北京：高等教育出版社，14黄靖远，高志，陈祝林机械设计学第版机械工业出版社，15刘鸿文材料力学第版高等教育出版社，致 谢感谢国家给予我们安定的生活能够在这美好的时光里学习。感谢老师给我一个毕业设计题目，同时给予帮助。感谢在一起学习的同学们，正因为有了你们，我才能够顺利的完成毕业设计。总得来说，这次毕业设计我遇到了不少阻碍，设计的进度一度陷入停滞阶段。感谢宿舍同学以及老师的鼓励和督促，才让我圆满的完成了任务。在这里向他们表示由衷的感谢。毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：