【正文】 用平鍵為5 mm 5 mm 30 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/ k6。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L = 1 mm，故取L II—III = 16 mm。已知齒輪輪轂的寬度為32 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L IV V = 34 mm。參照工作要求并根據(jù)d II—III = 20 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6204，其尺寸為d D B =20 mm47 mm14 mm，故d III IV = d VII VIII =20 mm；而LVII VIII = 16 mm。 輸入軸的結(jié)構(gòu)方案取II—III段的直徑dII—III = 20 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈內(nèi)孔直徑D= 20 mm。根據(jù)表49，取A0=112，于是得dmin=A0 =112 mm= mm (442)表49 軸常用幾種材料的及A0值 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。 查表41，得P1= kW，n1=910 r/min，T1= N 幾何尺寸的計算 (1)計算分度圓直徑d1=z1 m=321=32d2=z2 m=871=87 (435) (2)齒根圓直徑df1 =(z1 2h2c) m= mmdf2 =(z2 2h2c) m= mm (436) (3)齒頂圓直徑da1=(z1+2h)m=34 mmda2=(z2+2h)m=89 mm (437)(4)計算中心距ɑ=(d1+d2) ／2=(32+87) ／2= mm (438) 采用變位法將中心距就近圓整至ɑ=60 mm。得KFβ=。h=(2h) mt =(21+) = mm (432)b／h=／= (433) 2）計算實際載荷系數(shù)KF。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（425）得[σH]1==MPa= MPa[σH]2==MPa= MPa (425) (426) 調(diào)質(zhì)處理鋼的σFlim 彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN (427) 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取== 2）試算模數(shù)mt (428) == mm (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 =、YFa2=。④由表47用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=。b=Φdd1t=1 mm= mm (417)2) 計算實際載荷系數(shù)KH①由表45查得使用系數(shù)KA=1。 調(diào)質(zhì)處理鋼的σHlim 表45 彈性影響系數(shù) ZE 由式（413）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=609101(2830015)=109 (413)N2=N1／u=109／(82／30)=1010 (414) =、KHN2=。帶入（43）得Zε=。Zε = (49)αa1=arccos[ z1cosα／(z1+2h) ] (410)αa2=arccos[ z2cosα／(z2+2h) ] (411)εα=[ z1(tan αa1tan α′) + z2(tan αa1tan α′) ]／2π (412) 將α=20176。 ③由表44選取齒寬系數(shù)Φd =1。 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1）由式（48）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t ≥ (48)表43 常用齒輪材料及其力學(xué)性能1) 確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=。（4）閉式齒輪傳動一般轉(zhuǎn)速較高。m)I910II335 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1），選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20176。 則各軸轉(zhuǎn)速nI=nm=910 r/min (42)nII=335 r/min (43) 各軸功率為PI=Pd η1== Kw (44)PII=PI η2== Kw (45)式中η1為聯(lián)軸器傳動效率； η2為減速器的傳動效率。 選擇減速器的類型 傳動裝置總傳動比的計算電動機選定后，根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速nm及工作機轉(zhuǎn)速nW。電動機型號為Y90S—6。 電動機的額定功率通常按下式計算Pm= (313) 代入數(shù)值得Pm =。 傳動裝置總效率η應(yīng)為組成傳動裝置的各個運動副效率的乘積，即η =η1η2η3 (312)其中η1為聯(lián)軸器傳動效率，η1= η2為滾動軸承傳動效率，η2= η3為減速器傳動效率，η3=代入（312）得η=，可得P0= kW。m= N工作機所需功率PW ( kW )應(yīng)由機器的工作阻力和運動參數(shù)確定。11′″4406176。密度ρ1= g/cm3，其體積為V== cm3 (36)鋅液密度為ρ2= g/cm3，則穩(wěn)定輥浮力為F=ρ2vg= N (37)當(dāng)帶鋼拉力T=20 KN時，得表31。 熱鍍鋅鋅鍋中三輥 ，得水平受力： F3X=T sinr (31)垂直受力： F+T=G+T+F3Y (32)對（32）變形得：F3Y=T+FGT cosr (33) 穩(wěn)定輥的受力分析其中T為帶鋼拉力，G為穩(wěn)定輥重力，F(xiàn)為浮力，F(xiàn)3穩(wěn)定輥所受支反力。當(dāng)功率小于工作要求時，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載發(fā)熱量大而過早損壞；功率過大則電動機價格高，能量不能充分利用，經(jīng)常處于不滿載運行，其效率和功率因素都較低，增加電能消耗，造成很大浪費。~。底座直接安放在試驗機平臺上，并通過緊定螺栓固定在實驗臺上。此時將實驗軸插入水池，水池排水處用螺塞密封好。為了防止水槽中的水進入軸承，對水池與軸承端蓋進行密封。工作時實驗機對裝夾塊施加壓力，故在實驗軸上安裝兩個軸承以承擔(dān)受力，兩軸承之間用套筒相連，一個軸承的一端與軸承端蓋相接，另一個軸承的一端與軸用擋圈相接，以防止軸承錯位。軸套、軸瓦浸沒在水池中，軸瓦上方裝有裝夾塊，裝夾塊與原試驗機的加載系統(tǒng)相連。 傳動系統(tǒng)傳動系統(tǒng)是將電動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。第2章 總體設(shè)計 實驗背景為了減小熱鍍鋅工藝里穩(wěn)定輥軸套與襯套（軸瓦）之間的磨損，現(xiàn)擬用表面織構(gòu)技術(shù)在軸套表面開槽，通過實驗探討最佳開槽形式，最終提高其摩擦磨損特性。主要研究方法是從摩擦磨損測試的基本原理出發(fā)，找出簡單易用的傳動、調(diào)速、加載和測力的結(jié)構(gòu)方案，將往復(fù)對磨的運動方式改成轉(zhuǎn)動對磨，并使研制的試驗機結(jié)構(gòu)小巧，造價低廉，功能完善。北方交大的徐雙滿等人[8]為了研究機車柴油機缸套活塞環(huán)材料的摩擦學(xué)性能，研制了一臺往復(fù)式銷塊摩擦磨損試驗機。 北京機械工業(yè)管理學(xué)院的崔周平、宋期等[6]對MT1型真空摩擦磨損試驗機進行了實際的振動速度測量和頻譜分析，得出了有關(guān)振動速度值和主要的振動來源。主要不足是：密封還存在一些問題；冷卻系統(tǒng)還不夠完善；氣氛成分不能定量測定等。但其主要不足是：（1）試樣總在同一軌跡上反復(fù)磨損，磨屑潛入砂輪間隙，使砂輪研磨能力逐漸下降；（2）氣氛不易控制；（3）這種混合磨損與實際工況相差較遠。在電阻爐中的磨損室內(nèi)裝有一水平放置的砂輪，砂輪上有一定的松散磨料。A等人[2]在總結(jié)前人對試驗機研究的基礎(chǔ)上，研制一臺氣氛可控的高溫三體磨損試驗機。80年代初美國的Soemantei另外，摩擦磨損試驗機能很簡單明了地演示摩擦磨損機理，對于摩擦磨損的教學(xué)有很好的促進作用，因而摩擦磨損試驗機也廣泛應(yīng)用于教學(xué)實驗室。由于摩擦學(xué)科學(xué)所涉及的問題，與節(jié)約能源、節(jié)約材料、減少磨損、提高資源利用率和保護環(huán)境等密切相關(guān)，成為我國走新型工業(yè)化道路和發(fā)展循環(huán)經(jīng)濟必須面對的科學(xué)問題，已受到科技界的高度重視。由摩擦引起的磨損、潤滑、材料與能源消耗等一系列摩擦學(xué)問題普遍存在并對社會、經(jīng)濟的發(fā)展產(chǎn)生