高温高速摩擦磨损试验机的设计（三维建模CAD图纸）.pdf

第一章 第一章 摩擦磨损试验机简介摩擦磨损试验机简介 1 1 摩擦磨损试验机的摩擦磨损试验机的发展过程及研究意义发展过程及研究意义 随着机械行业的发展 人们对磨损危害的认识有了更大的提高 为了弄清磨 损机理以减少有害的磨损 各国学者对材料在常温下的各种磨损问题均进行了大 量的研究 但对于材料在高温下的磨损问题至今却研究的较少 这和高温磨损试 验装置的缺乏不无关系 从 1910 年第一台磨料磨损试验机即以问世 到 1975 年美国润滑工程师学会 ALSE 编著的 摩擦磨损装置 一书中所公布的不同类 型的摩擦磨损试验机已达上百种 但其中大部分都是常温磨损试验机 1 近几 十年来 磨损试验机和试验方法虽然有了较大的发展 但这些试验机大多还是由 企业和研究工作者根据工作需要和实际工况自行设计制造的 如高温磨料磨损试 验机 适合高分子及其复合材料试验用的高温摩擦磨损试验机等 只有少数试验 机是由专门的试验机厂或仪器制造公司制造和供应的 而且这些试验机大都结构 复杂 价格较贵 这说明了磨损问题的复杂性和进行实验室磨损试验研究的困难 所在 摩擦磨损问题存在于人类物质活动的各个方面 在汽车 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 全世界约有 1 2 1 3 的能源以各种形式消耗在摩擦上 如果从摩擦学方面采取 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 所导致的经济损失是巨大的 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 普遍趋于重载 高速 高效率化 如何控制和改善机械的摩擦磨损状况 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 这些摩擦试验机多采用静态选位法观察摩擦试件 虽然简单易行 但不能获 得摩擦过程的动态信息 更不能对磨损 摩擦 过程进行动态观测及动态数据记 录 另外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 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 1 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 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 1 2 两种国际公认摩擦磨损试验机的分类方法 两种国际公认摩擦磨损试验机的分类方法 摩擦磨损试验机的种类很多 2 人们对其分类的方式也不相同 最有代表性 额两种是前苏联 的分类法和美国润滑工程师协会的分类法 前 者为了模拟摩擦面的破坏形式 便于查明各种影响因素 将摩擦磨损试验机分成 8 种类型 后者则是根据摩擦副的几何形状而将试验机分成 12 大类 以便于在 选定了摩擦副的形式之后去查找相应的试验装置和了解该装置的主要技术指标 如表 1 1 表 1 1 摩擦磨损试验机的分类 这是参照磨损类型的分类提出的一种按摩擦系统的结构和摩擦副的相对运 2 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 由 表 1 1 可见 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 这类试验机又分为 5 小类 即单向 滑动 往复运动 旋转滑动 含滚滑 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 每一小类试验机的摩擦副形式又有很多种 因而它们也各含有许多种试验机 可以认为 大部分摩擦磨损试验机都属于这一 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 从设 计的角度来看 这一大类试验机体现了摩擦磨损试验机的基本结构特点 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 根据试件的磨损特性和运动特性又可以将其分为三小类 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 试验机的不同点是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 一方是固定磨粒 一般都采用砂布盘 另一方则可设计成各种形式 其特例是 研究单个磨粒磨损的试验机 在这一小类试验机中 摩擦副多为销 盘式 转动 或销 板式 往复运动 为了防止偏磨 销最好能够自旋 但是摩擦路迹一般不 重复 自由磨粒磨损试验机可以设计成试件运动 磨粒运动和试件与磨粒同时运 动的三种形式 第三类是固体 液体加磨粒 或固体 液体 的试验机 其特殊功能是使 含磨粒 或不含磨粒 的液体冲刷固体表面 因而关键是要形成有一定流速的液 流 利用泵 势能和离心力均可达到这种目的 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 供气系统加磨粒加喷咀加试件 2 高速运动的试件加供给的磨粒 这种试验机一般都要抽真空 以避免 转子旋转时所产生的空气动力学现象对磨损的影响 3 利用离心力抛出磨粒 对于这类试验机来说 磨粒向试件的冲击角也是一个重要参数 同样要求 3 可调 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 高温或低温摩擦磨损试验机均可归入此类 其中 可控载荷指的是在摩擦过程中 摩擦元素所受的载荷是变化的 可控气氛摩擦磨损试验机的特殊要求是抽真空 通入或不通入特种气体和控制或不控制湿度等 密封问题对其十分重要 非接触 式传动 力传动在这类试验机上可以得到充分的应用 高温或低温摩擦磨损试 验机要求产生高温或低温 因而需要考虑高温隔热和低温防护 其选材也要能够 满足高温或低温的要求 1 3 1 3 现阶段国内国际研究最新成果及今后发展方向现阶段国内国际研究最新成果及今后发展方向 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摩擦磨损试验机的厂家 早 在 1964 年为了满足我国石油工业和材料工业的发展需要 济南试金集团开始研 制 MQ 12 型四球摩擦试验机 1965 年研制成功并投入生产 1966 年又研制成功 MM 200 型磨损试验机 两种试验机的研制成功标志着我国已有了自行研制摩擦 磨损试验机的能力 1 3 1 济南试金集团产品 图 1 1 图 1 1 屏显式材料端面高温摩擦磨损试验机 MM U5G 该试验机主要用途 该系列试验机是以滑动摩擦形式 在室温或高温以及改变润滑状态 无油 润滑或浸油润滑 负荷 速度 摩擦配偶材料 摩擦副表面粗糙度 硬度等参 4 数的各种情况下 对环状试样施加较高的端面试验力进行试验 主要用于评定工 程塑料 粉末冶金 合金轴承等材料在不同条件下的摩擦性能 可应用于选择摩 擦副配对材料及材料抗磨损性能的研究 表 1 2 是该公司试验机的主要技术规格及参数 表 1 2 济南试金集团试验机的主要规格和技术参数 主要技术参数 MM U5G MM U10G 力范围 1 5 kN 10 kN 验力精度 1 1 主轴转速范围 10 2000 r min 300 2800 r min 主轴转速测量精度 10 r min 10 r min 最大摩擦力 300 N 500 N 摩擦力精度 2 3 温度测控范围 室温 600 室温 600 温度测控精度 2 时间设定 1 s 9999 min 试验机外形尺寸 长 宽 高 1200 870 1700 试验机净重 850 kg 试验机在下列条件下正常工作 1 在室温 10 35 的范围内 2 相对湿度不大于 80 的环境中 3 周围无震动 无腐蚀性和无强电磁干扰的环境中 4 电源电压的波动范围不应超过额定电压的 10 频率的波动不应超过 额定频率的 2 5 地面安装 水平度为 0 2 1000 1 3 2 美国 CETR 公司产品 图 1 2 是美国 CETR 公司的多功能磨损试验机的实物图 5 图 1 2 多功能摩擦磨损实验机 UMT TESTER 生产厂家 CETR Center of trobology 美国 规格指标 1 最大垂直移动距离 100 mm 定位精度 0 5 m 速度 0 001 10 mm s 2 最大横向移动距离 75 mm 定位精度 2 m 速度 0 0 10 mm s 3 上试件旋转速度 1 50 RPM 4 最大载荷 25 kg 0 25 kN 力传感器测量范围 0 2 20 N 0 02 2 kg 5 分辨率 0 05 N 5 g 6 温度测量范围 0 100 7 声发射传感器响应频率 0 5 5 5 MHz 功能介绍 试验机的主要功能可进行多功能微摩擦试验和抛光试验 前者可作为多功 能微摩擦试验机 可以在较大的载荷范围内进行销 盘式 往复式 四球式等摩 擦磨损试验 还可以用来进行刻划试验以评价薄膜与基体的结合强度 也可以用 来测量材料的微观硬度 后者可以模拟实际抛光的各种条件 如温度 压力 转 速 被抛光材料 抛光垫材料 抛光液等等 可以用来研究以上多个工艺参数对 抛光速率及抛光质量的影响 1 3 3 瑞士 CSM 公司产品 图 1 3 是瑞士 CSM 公司的摩擦磨损试验机 6 图 1 3 瑞士 CSM 公司的摩擦磨损试验机 瑞士 CSM 公司是世界知名的表面力学性能测试设备制造商 数十年中 为 世界范围的科研院所 工业用户提供了最先进的技术与应用服务 CSM 公司提供多种功能的摩擦磨损实验设备 按不同的载荷以及使用条件 可分为以下几类 1 纳米摩擦测试仪 NTR Nano tribometer 2 摩擦试验机 TRB Tribometer pin on disk 可升级为真空摩擦试验机 3 高温摩擦试验机 THT High temperature tribometer 可升级为高温真 空摩擦试验机 4 磨损测试仪 CAW Calowear 5 膜厚测试仪 CAT Calotest 分为工业与实验室用 2 种型号 CSM 公司的摩擦试验机主要用于测定自润滑涂层的使用寿命 以及表征固 体材料或硬质涂层在不同条件下的摩擦磨损行为 用户可通过改变摩擦时间 接 触压力 运动速率 环境温度 湿度 润滑剂等参数得到材料的一系列性能指标 图 1 4 是该试验机的测试原理示意图 7 图 1 4 CSM 公司摩擦磨损试验机测试原理 试验机的测试原理是 1 平头或圆形压头安放在被测样品上 用精确测定质量的砝码施加载荷 2 针或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 3 当盘式样品旋转时 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 随着现代科学技术的进步 摩擦磨损测试技术呈快速发展之势 摩擦磨损试 验机呈以下发展趋势 1 以高性能的电机系统取代机械变速系统 目前 高性能的电机系统己经比 较成熟 调速比可以达到一比几百 几千甚至更高 利用这种系统既可以实现转 动 也可以实现摆动和直线运动 由高性能电机直接驱动主轴 不仅能使机械结 构大大简化 而且还能降低试验机的摩擦损耗 提高整机的寿命和可靠性 但高 性能电机系统价格比较昂贵 2 在摩擦磨损试验机上应用微型计算机 微型计算机的价格低廉 操作简单 性能稳定 不仅可以取代以往的二次仪表对试验机进行控制 而且还可以对测试 参数进行自动采集和数据处理 因而能使试验机的功能大大加强 3 改进测试手段 8 4 提高稳定性 测试精度 以使试验结果具有更好的重复性和再现性 1 4 1 4 本次设计相关指标本次设计相关指标 在这一章我主要介绍了摩擦磨损试验机研究的意义及国内外此类试验机发 展历史与现状 并分别例举了国外国内的几款试验机的主要参数 最后总结了今 后的发展趋势 本设计主要对销盘式高温高速摩擦磨损试验机进行机械结构部分 的设计与二维图的绘制 所设计的试验机主要技术指标如下 1 最大试验力 20N 2 主轴速度范围 0 3000r min 3 工作的最高温度 1000 4 加载范围 0 20 N 采用砝码加载 5 样品盘最大尺寸为 80 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 并进行相关计算 最 后对整个试验机进行机械结构设计 并用绘制整个试验机的总装配图及主要零部 件图 9 第二章 第二章 摩擦磨损试验机摩擦系数的影响因素摩擦磨损试验机摩擦系数的影响因素 进行摩擦磨损试验的目的是要模拟实际的摩擦系统 在实验室再现摩擦磨损 现象及其规律性 以便通过选定参数的测量分析考察图 2 1 所示的工作运转变 量 润滑变量和气氛变量等对特定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就是要依据这种目的和既定的具体任务要求 构思形成图 2 1 所示的基木系统 其工作运转变量一般要求在一定范围内可调 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 1 2 摩擦元素 3 润滑剂 4 气氛 2 1 表面膜对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响表面膜对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响 具有表面氧化膜的摩擦副 摩擦主要发生在膜层内 对于金属的摩擦来说 由于表面氧化膜的塑性和机械强度比金属材料差 在摩擦过程中 膜先被破坏 金属摩擦表面不易发生粘着 使摩擦系数降低 磨损减少 在金属摩擦表面涂覆 软金属能有效地降低摩擦系数 其中以镉对摩擦系数的影响最为明显 但镉与基 体金属的结合力较弱 容易在摩擦时被擦掉 10 2 2 材料性质对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响材料性质对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响 摩擦副的摩擦系数 随配对材料性质的不同而不同 分子或原子结构相同或 相近的两种材料互溶性大 互溶性较大的材料组成摩擦副 易发生粘着 摩擦系 数增高 反之 分子或原子结构差别大则互溶性小 互溶性较小的材料组成摩擦 副 不易发生粘着 摩擦系数一般都比较低 因此 在设计摩擦副时 应尽可能 地选择分子结构或原子晶格差别大 互溶性小的材料组成摩擦副 以降低其摩擦 系数 如果条件允许的话 应尽可能选择金属与非金属 工程塑料 复合材料等 组成摩擦副 2 3 载荷对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响载荷对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响 载荷的大小直接影响摩擦副的接触状态 在不同的接触状态下 摩擦副所表 现出来的摩擦特性也就不一样一般情况下 摩擦系数将随载荷的增加而增大 当 载荷足够大时越过一极大值 随着载荷的继续增大而摩擦系数趋于稳定或减小 2 4 滑动速度对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响滑动速度对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响 在一般情况下 摩擦系数随滑动速度增加而升高 越过一极大值后 又随滑 动速度的增加而减少 滑动速度对摩擦系数的影响 主要是它引起温度的变化所 至 滑动速度引起的发热和温度的变化 改变了摩擦表面层的性质和接触状况 因而摩擦系数必将随之变化 对温度不敏感的材料 如石墨 摩擦系数实际上 几乎与滑动速度无关 2 5 温度对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响温度对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响 在摩擦过程中 温度的变化使摩擦副表面材料的性质发生改变 从而影响摩擦 系数 摩擦系数随摩擦副工作条件的不同而变化 具体情况需用试验方法测定 2 5 1 对于大多数金属摩擦副而言 其摩擦系数均随温度的升高而降低 极 少数 如金 金 的摩擦系数均随温度的升高而升高 2 5 2 对于散热性比较差的材料 特别是由热塑性工程塑料组成的摩擦副 开始摩擦系数将随着温度的升高而增大 当表面温度达到一定值 材料表面将被 熔化 所以 一般工程塑料都只能在 一定的温度范围内使用 超过这个温度范围 11 摩擦副材料将丧失其工作能力 2 5 3 对于金属与复合材料组成的摩擦副 其摩擦系数在一定的范围内受温 度的影响较小 但是 当温度超过某一极限值时 摩擦系数将随温度的升高而显 著下降 通常把这种现象称为材料的热衰退性 对于制动摩擦副 尤其应控制在 热衰退的临界温度以下工作 以保证其具有足够的制动能力 2 6 表面粗糙度对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响表面粗糙度对摩擦磨损试验机的摩擦系数的影响 根据摩擦的分子 机械理论 当表面粗糙度值大于 50 m 时 分子分量可 以忽略不计 因此 摩擦系数随着表面粗糙度值的减小而降低 当表面粗糙度值 特别小 小于 20 m 时 摩擦系数中的分子分量起主要作用 机械分量可以忽 略不计 因此 摩擦系数随着表面粗糙度值的减小而增大 表面粗糙度值愈小 实际接触面积愈大 因而摩擦系数也就愈大 在一般情况下 即 20 m Ra 50 m 范围内 表面粗糙度对摩擦系数的影响不大 12 第三章 第三章 整体方案的初步比较与确定 整体方案的初步比较与确定 3 1 3 1 摩擦磨损试验机的整体分析摩擦磨损试验机的整体分析 根据上一章的介绍不难确定 试验机的机械结构部分可以分为如下几个主要 的系统 主传动系统 加载系统 摩擦盘夹持系统 摩擦销轴向和径向进给系统 加热及冷却系统等主要部分 对上述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方案 3 2 3 2 多种方案的设计多种方案的设计 通过分析 制定下面四种方案 设计方案一 设计方案一 图 3 1 是设计方案一的方案图 图 3 1 设计方案一 设计方案一各部分的组成 1 主传动系统 变频器和三相异步电动机通过齿轮驱动主轴 带动摩擦 盘旋转 2 加载系统 采用伺服控制连续加载 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 13 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横梁内 的一根丝杠 经过丝杠螺母的相互运动控制摩擦销的沿摩擦盘的轴向进给 通过 步进电机和编码器带动立柱上的丝杠旋转 通过丝杠螺母副改变横梁的竖直方向 的位置 来控制摩擦销的轴向位置 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 设计方案二 设计方案二 图 3 2 是设计方案二的方案图 图 3 2 设计方案二 设计方案二各部分的组成 1 主传动系统 变频器和三相异步电动机通过连轴器和主轴直接相连 带动摩擦盘旋转 2 加载系统 采用弹簧加载 3 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 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横梁 内的一根丝杠 经过丝杠螺母的相互运动控制摩擦销的沿摩擦盘的轴向进给 通 过步进电机和编码器带动立柱上的丝杠旋转 通过丝杠螺母副改变横梁的竖直方 14 向的位置 来控制摩擦销的轴向移动 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 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 设计方案三 设计方案三 图 3 3 是设计方案三的方案图 图 3 3 设计方案三 设计方案三各部分的组成 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 采用传统的弹簧加载 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 通过步进电机和编码器带动底座支架 上的丝杠旋转 通过丝杠螺母副带动立柱和横梁一起水平运动 来控制摩擦销的 沿摩擦盘的轴向进给 通过手动旋转手轮和分度盘带动立柱内的一根丝杠 经过 丝杠螺母的相互运动带动横梁的竖直方向的位置 来控制摩擦销的径向进给 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 15 石棉隔热层 设计方案四 设计方案四 图 3 4 是设计方案四的方案图 图 3 4 设计方案四 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 3 3 方案的优劣比较与最终确定方案的优劣比较与最终确定 方案一采用齿轮 可以保证传动比 制造安装精度要求不是很严格 并且 16 可以防止过载时对电机的损坏 但是齿轮传动噪音大 震动剧烈 况且由于齿轮 的金属质地使电动机的产热影响到实验精度 主轴外无冷却装置 使得主轴在工 作状态的高温下容易发生变形和损坏 降低了主轴的寿命和装置的测量精度 伺 服控制连续加载虽然精确但设备复杂且成本很高 安装维修也不方便 手轮和分 度盘控制销子沿盘的径向位移 结构简单 但是横梁刚性较差 对结果误差有较 大的影响 立柱上采用步进电机带动丝杠螺母 结构复杂 成本高 降低了整个 系统的刚度 但对系统测量精度的作用不大 方案二电机通过连轴器直接和主轴相连 结构简单且紧凑 但减震性能不 好 系统的震动较大 而且主轴和电机之间有直接的热量传递 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 使得其作用不是很明显 而且由于空间较小 对主轴的冷却无法有效进行 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 不易保持盘的整体性和运动的平稳性 而 且对于尺寸不大的陶瓷等脆性材料 在摩擦盘的中间打孔也很难实现 并且盘的 刚性大大降低 弹簧加载结构简单 但加载不精确 容易受到弹簧性能等外部因 素的干扰 对实验结果影响很大 手轮和分度盘控制销子沿盘的径向位移 结构 简单 但是横梁刚性较差 对结果误差有较大的影响 立柱上采用步进电机带动 丝杠螺母 结构复杂 成本高 降低了系统的刚度 但对系统测量精度的作用不 大 方案三电机通过 V 带传动 可以缓和载荷冲击而且运行平稳 无噪声 制 造安装精度要求不是很严格 并且可以防止过载时对电机的损坏 但是带传动有 弹性滑动和打滑 效率低而且不能保持准确的传动比 也就是不能保持主轴以一 定的速度转动 而且主轴外无冷却系统 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 的刚度和寿命影响大 而且对测量结果会产生很大的误差 采用专用的摩擦盘夹 持器结构较为合理 弹簧加载结构简单 但加载不精确 容易受到弹簧性能等外 部因素的干扰 对实验结果影响很大 手轮和分度盘控制销子的轴向位移 效率 低 速度慢 而且结构复杂 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 方案四采用电机通过同步带带动主轴 可以缓和载荷冲击而且运行平稳 无噪声 且同步带传动无弹性滑动和打滑 效率高而且能保持准确的传动比 也 就是能保持主轴以某一速度稳定地转动 主轴和电机之间的热影响很小 专用的 摩擦盘夹持器保证了摩擦盘旋转时的精度 又可以保证其整体性 对于例如三角 形硬质合金可专位车刀刀片等尺寸小 性脆 不易打中心孔等的试件的夹持又有 很大的优势 传统的砝码加载简单易行而且加载准确 误差较小 左边立柱和横 梁是相对固定的 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 17 精确 结构简单 而且工作效率比较高 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 设计方案的确定 通过上面对四种设计方案的优缺点的分析比较 可以得出结论 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 18 第四章 试验机的主要零件强度校核及零部件选用 第四章 试验机的主要零件强度校核及零部件选用 4 14 1 本设计要求的主要性能指标的确定 本设计要求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 3 mm 6 mm 摩擦盘尺寸 最大直径 d 80 mm 最大厚度 h 10 mm 4 4 2 2 方案中主传动系统的计算方案中主传动系统的计算 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器 摩擦盘 4 2 1 4 2 1 动力源的选择 动力源的选择 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 fFn 2 60 R n 4 1 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 Pm max fFn2 60 R n 12020 043000 60 0 251 Kw 同步带的传动效率 1 95 滚动轴承的传动效率 2 98 则总传动效率 总 1 2 0 931 电动机的输出功率P 出 总 Pm 4 2 故 出 P 95 0 98 0 251 0 0 2696 Kw 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 该电机的主要参数为 额定功率 P 0 55Kw 额定转矩 3 5 N m 19 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 图 4 2 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 20 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 1 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 1 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 4 2 2 传动方式的计算 传动方式的计算 1 计算功率 P A kP 4 3 P 98 0 251 0 40 1 0 36Kw 式中 A k 是同步带传动的工作情况系数 据机械设计手册可取1 40 2 选择带型和节距 根据计算功率Pd 和n1 选择 L 型同步带 齿形如图所示 图 4 4 21 周节制其节距Pb 9 525 mm 齿形角 2 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 4 齿形图 3 小带轮齿数 Z1 根据国标 JB T 7512 2 1994 查取 Zmin 20 min 1 Z Z 根据设计方案 Z1 25 4 小带轮节圆直径 何以由公式 b P Z d 1 1 4 4 计算 也可查询机械设计手册 得小带轮直径为 8 75 1 d mm 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 Z1 Z2 等 取 Z1 Z2 25 6 大带轮节圆直径 由公式 mm d P Z d b 8 75 1 2 2 7 带速计算 1000 60 1 n d v 4 5 s m v 91 11 1000 60 3000 8 75 通常 L 型 s m v 50 max 则 max v v 符合要求 22 8 初定轴间距 根据机械手册知 2 7 0 2 1 2 1 d d a d d 4 6 即 2 303 12 106 a 取 a 2 1 d d 151 2mm 9 计算带长及齿数 带长 0 L 0 2 1 2 2 1 0 0 4 2 2 a d d d d a L 4 7 mm L 9 539 2 151 2 2 151 2 0 查机械设计手册得 mm L p 6 609 齿数 64 Z 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 2 0 0 L L a a p 4 8 轴间距不可调时 2 cos 2 1 2 d d a 4 9 1 2 2 1 1 1 2 2 tan 2 d d d L inv p 4 10 根据设计要求 轴间距可调 则 mm L L a a p 05 186 2 9 539 6 609 2 151 2 0 0 11 小带轮啮合齿数 1 2 2 1 1 2 2 Z Z a Z P Z ent Z b m 4 11 10 0 2 20 m Z 12 基本额定功率 1000 2 0 v mv T P a 4 12 基本额定功率是个带型基准宽度 0 s b 的额定功率 0 s b 摘自 GB T 11362 1989 a T 宽度为 0 s b 的带的需用工作拉力 N 查机械手册 23 m 宽度为 0 s b 的带单位长度的质量 m kg 查机械手册 则 KW v mv T P a 75 2 1000 91 11 91 11 095 0 46 244 1000 2 2 0 13 计算带宽 14 1 0 o z b s s P K P b b 4 13 z K 啮合齿数系数 查机械设计手册 s b 应按表 4 4 选取标准值 一般小于 1 d 则 mm P K P b b o z d s s 27 4 222 1 36 0 4 25 14 1 14 1 0 式中 0 25 4 s b 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 v P F d r 1000 4 14 则 N v P F d r 327 30 91 11 36 0 1000 1000 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 1 5 20 24 齿根圆角半径 rf 1 19 齿顶圆角半径 ra 1 17 0 13 0 节顶距 2 0 762 外圆直径 da da d 2 外圆节距 pa pa da z z 带轮齿数 根圆直径 df df da 2hg 4 2 3 4 2 3 轴的受力分析 轴的受力分析 1 主轴输出功率 转速 转矩计算 根据第一部分电机计算可以得出 KW P m 256 0 min 3000r n 则转矩 mm N n P T m 799000 3000 256 0 9550000 9550000 2 轴的最小直径计算 计算公式为 3 0 3 2 0 9550000 n P A n P d T 4 15 主轴的材料选择为 r C 40 查设计手册可得 126 25 0 A T 则 mm d 511 5 3000 251 0 126 3 取 mm d 6 即主轴上直径最小处 6 d mm 3 轴的结构设计 1 拟定轴上的零件装配方案 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 25 图 4 7 主轴结构设计 1 为了满足带轮的尺寸要求 mm L 17 2 1 mm d 24 2 1 2 初步选择滚动轴承 因轴承受有径向力和轴向力的作用 故选取深沟球轴承 和推力球轴承 初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的深沟球轴承 6206 和推力 球 轴 承 51206 其 尺 寸 分 别 为 mm mm mm B D d 16 62 30 mm mm mm B D d 7 52 30 故 mm d 30 4 3 mm L 50 4 3 3 根据结构要求拟定 mm L 36 3 2 mm d 28 3 2 mm L 10 5 4 mm d 40 5 4 mm L 60 6 5 mm d 30 6 5 mm L 32 7 6 mm d 20 7 6 3 轴的强度校核 按钮局强度条件计算 公式如下 T T T d n P W T 3 2 0 9550000 4 16 已知 25 min 3000 256 0 T m r n KW P P 则 3 2 0 93 814 d T 根据设计轴的最小直径为 mm d 20 7 6 26 T T 509 0 20 2 0 93 814 3 min 则其他各段也符合要求 4 2 44 2 4 主轴上键的强度校核计算 主轴上键的强度校核计算 根据主轴设计 键所在轴的直径为 24mm 查机械设计手册 摘自 GB T1095 2003 GB T1096 2003 选取键的尺寸选定为87 14 普通平键连接的强度条件为 3 210 kld T pp 4 17 式中 d 是轴的直径 l 是键的工作长度 l L b 14 8 6 h 是键的高度 p 是许用压力 k 键与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h T 传递的转矩 取 24 7 14 100 p dhl 则 3 333 d 210 2102 32 25 12 101010 2 1 536 100a 3 5 6 24 kldkld F T pMPapMP 故键的强度满足要求 4 2 54 2 5 横梁的受力分析及强度校核 横梁的受力分析及强度校核 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 64 2 6 丝杠螺母副的尺寸计算 丝杠螺母副的尺寸计算 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 22 lspx 4 18 式中 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 5 16 l p x mm 4 19 由此可知 5 15 spx mm 螺纹中径 2 0 8 F d p 4 20 27 式中 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 9 p 带入数据 有 2 20 0 80 80 843 2 9 p F d p mm 由系统结构特点 取 2 202 517 5 d mm 丝杆公称直径 d 20 小径 20 5 5 14 5mm 螺母高度 2 2 17 535 Hd mm 丝杆旋动圈数 35 7 1012 5 H n p 基本牙型高度 0 50 5 52 5 hp mm 工作压强 21 10 0 0104 3 14 2 5 17 5 7 F pp d h n 工作压强满足要求 为了保证自锁 螺纹升角 0 0 f0 9 arctanarctan42 58 coscos25 螺纹牙根部的宽度 0 650 65 53 25 bp mm 4 2 74 2 7 轴承的选用 轴承的选用 该系统三处用到了轴承 主轴 丝杠 以及横梁旋转轴处的轴承 后两处轴 承均不用于承受载荷 仅仅起到支撑作用 受到的力很小 可以忽略不计 而且 其转速均远远低于轴承的极限转速 因此轴承的校核可以省略 而认为这些轴承 的均满足设计要求 下面对主轴上的深沟球轴承和推力球轴承进行寿命校核 一 深沟球轴承寿命校核 1 根据主轴设计可知 mm N n P T m 799000 3000 256 0 9550000 9550000 由带轮计算可知 mm d 8 75 o n 20 o 0 则 28 N d T F t 79 21081 8 75 2 799000 2 N F F n t r 144 7673 cos 20 tan 79 21081 cos tan 0 0 tan t a F F 则 0 t a F F 查机械设计得深沟球轴承的最小 e 值为 0 22 故此时 0 e F F t a 29 则该轴承符合设计要求 二 推力球轴承寿命校核 同上 30 第五章 第五章 根据校核结果进行非标准件的结构设计根据校核结果进行非标准件的结构设计 5 1 整体结构的确定整体结构的确定 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 31 图 5 3 装配图 俯视图 5 25 2 箱体的结构设计 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 35 3 横梁的结构设计 横梁的结构设计 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 32 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 在横梁的两侧可以加上线性差分位移传感器 摩擦销受力引起横梁中间的杠 杆的微变形 位移传感器检测并指示出相对应的力的大小 横梁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的配合采用过渡配合 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精 度的影响 5 45 4 支架的结构设计 支架的结构设计 此试验机用到的的支架有三种形式 它们受的力都很小 满足结构要求的支 架就能够满足受力的要求 因此对与丝杆相连的支架进行介绍 与丝杠相连的支架 滑动支架 该支架的作用是为横梁的旋转提供一个旋转轴 并且和丝杠相配合 控制摩擦销 沿摩擦盘的径向位置 支架上的横杆是用来防止其支撑的横梁发生侧翻 图 5 6 是与丝杠相连的支架的视图 33 图 5 6 支架 5 55 5 摩擦销的结构设计 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 65 6 摩擦盘夹持器的结构设计 摩擦盘夹持器的结构设计 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 34 第六章 第六章 论文总结论文总结 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 因此本文对销盘式高温高速摩擦磨损试验机 的原理和结构进行介绍 给出了试验机的基本参数 并对试验机的机械结构部分 进行了相关设计 计算和计算机三维造型 为试验机的设计和实际制作提供了一 定的依据和参考 该设计在满足设计要求的前提下 力求结构简单 制造成本低廉 没有一味 地追求高精度 适合进行实际的生产 设计中采用了较为简单的方法实现了相同 的功能 例如在实现摩擦销和摩擦盘的分离和摩擦销的安装这个功能上 没有采 用较高精度的电动机带动丝杠螺母这一结构 而是采用了简单的旋转结构这种纯 机械结构来实现 既可以保证足够的精度 又可以简化结构 降低成本 制造 安装 维修都大为简化 此外 摩擦销 摩擦盘的设计都很灵活 可以适用于尺 寸 结构都不同的摩擦副的试验 例如尺寸不同的摩擦球 不同形状的摩擦盘 同时也设计了相应的夹持系统 这充分体