多功能齿轮实验台的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 目录 第一章 封闭齿轮实验台的介绍 2 1 1 主要特性及用途 2 1 2 组成部分及其工作原理 2 1 3 实验机的操作 3 1 4 齿轮的拆装 3 1 5 测扭传感器的使用和标定 4 1 6 配套仪器 4 第二章 多功能齿轮实验台的设计 4 2 1齿轮的设计计算 4 2 2输出轴的结构设计 7 2 3输入轴的结构设计 12 2 4滚动轴承的选择及其寿命计算 16 2 5键的选择 17 2 6联轴器的选择 18 2 7链传动的设计 19 2 8轴承端盖的设计 23 总结 24 参考文献 25 英文翻译 25 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 第一章封闭齿轮实验台的介绍 1 1主要特性及用途 本试验台为封闭功率流式，用直流电动机驱动，能在运行中进行双向加载，可同时进行封闭扭矩与电机扭矩的测量及显示。 本试验机最大封闭功率为 40 公斤米。如改为单向加载最大可达 80 公斤米，转速为 0 1000 转 /分，无级可调。 本试验机配有测量封闭牛局及电机你局的传感器及输出装置。配以扭矩转换仪（数字频率计）可同时进行该两项扭矩的数字显示。这两种传感器静态标定误差满载时低于 0.2%。 本试验机可进行以下的试验： 1 齿轮效率。 2 齿轮的承载能力 (可按载荷谱模拟实际工作状态进行强度及寿命试验 )。 1 2、 组成部分及工作原理（参看附图） 2 齿轮箱：被试齿轮箱及陪试齿轮箱为结构及尺寸完全相同，齿数比为 1：1 的两个齿轮箱，均安装在同一底板上。 3 加载器：用套筒滚珠及左右螺旋组成机械式加载器。用专用钩子扳手旋动加载器螺旋，通过轴承及拉杆拉动套筒而使左、右旋的螺旋轮作反向旋转，从而使齿轮加载。 4 扭矩测量及显示装置：电机 扭矩及封闭扭矩均用板行弹性元件及可变电容组成的传感器，通过随机转动的 L.C 振荡器输出频率扭矩而变的正弦波。接收装置为一线圈，通过感应接受正弦波讯号，用屏蔽线接入扭矩转换装置（数字频率计）显示正弦波的频率。经静态标定后频率即可转换成扭矩值。 5 润滑装置：本试验台齿轮箱可采用两种润滑方式：（ 1）浸油飞溅润滑，在箱盖下部设有油标。（ 2）恒温喷油润滑（此装置为附加设备，在定货时须另行提出）。控温仪温度最高可达 100，使用使，可根据试验需要控制油温（一般可取 50 70）。恒温箱加热后，电源电压为交流 220V。 6 驱 动电机及电器：本试验台用 4KW 直流电动机驱动，电机由可控硅无级调速设备控制。润滑油泵为 90 瓦。交流异步电动机（接线及操作请看电机及可控硅无级调速器说明书）。 1 3试验机的操作。 运转前用手转动联轴器，观察各部分是否能正常转动，检查电池及各部分接线。 1 操作程序 1。接通恒温加热装置温控仪的电源，将感温探头插入油箱盖孔内，将温控选择盘旋至需要控制的温度。此时，油箱加热后的电路自动接通，开始加热油（具体使用参考温控仪说明书）。 2首先装好测电机及封闭扭矩两传感器的电池（积层电池 9 伏），接同扭充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 矩转换仪 （频率计）电源及接好讯号接受仪与仪器两组连线。讯号接受器与传感器距离 20mm。然后观察数字频率计的读书看是否为零点的频率值（扭矩与频率的标定值见附表），如果不是，可松开相应的有机玻璃套后端钢套上的紧固螺钉（见附表），缓慢反复旋动有机玻璃套后，使频率读书为零点的值。调好后，再将紧固螺钉旋紧（一般误差在 300HZ 以下即可）。由于其及电器元件参数变化，可能调不到适合的零点值。此时，可将讯号接受器与传感器距离前后移动，以调整零点。 3当油温升至预定值后，起动油泵，向齿轮箱送油。待油温稳定后，即可缓慢启动直流电动机 使试验台缓慢升速（切忌启动时使试验台电机扭矩测扭装置受到明显的冲击载荷，以免损坏测扭传感器的元件和影响测量的精确性），转速到预定值时（最高转速为 1000 转 /分），即可按预定程序进行试验。 注：无恒温润滑装置的试验台不进行 1、 3两步。 4用专用的勾扳手旋动加载器螺旋加载。其方向可根据试验要求确定。加载值可由扭矩转换仪（频率计）显示频率，由频率查曲线，可得相应扭矩。如为预定载荷，则可预先根据扭矩查出相应的频率值，然后加到该值即可。在次同时，电机的扭矩由转换仪的另一组数字显示。 2 其他说明 1 作一般教学试验求效 率，可认为两齿轮箱效率相等，用下式求效率（）是足够精确的。 T 封 封闭扭矩 T 电 电机扭矩 总 总效率 两齿轮箱的材料或工艺等条件不同时，可先用次法求得陪试齿轮箱的效率（陪），再更换被试齿轮测效率，则 2 作强度或寿命试验时，由于运转时间长，为了防止由于振动等原应引起加载器螺旋松动而使载荷下降，应用专用的内六角扳手，拧紧加载螺旋端的内六角螺钉使螺旋与螺母锁紧。 3 用户可根据附表的数据绘制成电机扭矩 频率曲线与封闭扭矩 频率曲线。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 1 4、齿轮的 拆装： 在进行试验时，常需要拆装齿轮，拆装的步骤如下： 1 拆去侧盖螺钉，并取下侧盖。 2 松开轴上圆螺母的防松螺钉，并旋紧螺母。 3 取出压在齿轮端凹坑内的两个半圆块。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 4 拆去观察孔有机玻璃盖板，从盖孔可插入铜棒拨松齿轮，即可将齿轮从轴上退出。 5 装上要换入的齿轮装两半圆块及旋紧圆螺母，拧紧防松螺钉，盖上才侧盖，即可进行实验。 1 5.测扭传感器使用说明及其标定： 本机专用的电容传感器，多采用片式电容，制造及装配要求较高，请勿拆卸。如发现异常情况可作以下检查： 1 电池电压一般在 7.5V 以下须更换。 2 取出电容传感器内的振 荡器线路板，检查是否有零件损坏及断线。 3 检查接受器是否断线。 传感器一般在使用两年后，可连同钢板以及扭矩频率对照表，一并寄回我校，重新标定。 此类传感器，我们虽经上十次该进，但设计及制作经验尚不足，请同志们在使用中向我们反映时候情况和意见，不胜感谢。 1 6、配套仪器： 2 本实验机配用的温度控制器（ WMZK 01 型）系上海医用仪表厂生产。配以 CJ10 系列交流接触器，电压 220V（恒温箱内电热管电源为 220V） 3 本试验机配用的扭矩转换仪（频率计）与可控硅无级调速器均为我们推荐及代运。 以上设备如发 生故障请直接与生产单位联系。 第二章、多功能齿轮实验台的设计 2 1齿轮的设计计算 1、 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 （ 1） 根据所设计传动的方案，选用 直 齿圆柱齿轮传动。 （ 2）此齿轮箱为一般工作机器，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 （ 3）材料选择。因为两个齿轮都设计成完全一样的一对齿轮，所以都选用 45钢，调质处理，硬度为 240HBS。 （ 4）选择两个齿轮的齿数 Z1=Z2=70 个。 （ 5）选取螺旋角。初选螺旋角 =140。 2、按齿面接触疲劳强度来设计 由设计计算公 式得： d1t= 3 22)1(12HdEuduK tT Z 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 （ 1）确定公式内的各计算数值 选择载荷系数 Kt。 由原动机为电动机，根据载荷的情况、齿轮的精度、结构、位置，取 Kt=1.2。 齿轮的转矩 T T1=T2=T=400Nm , (最大封闭功率 ) 选择齿宽系数d由 于齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置，所以取d=1 确定许用接触应力 由 机械零件设计手册 查得： 2lim1lim HH 550 MPa H 1= H 2=540 MPa (取失效概率为 1%，安全系数为 S=1) 选取材料的弹性影响系数 ZE ZE=189.8 MPa0.5 （由 机械设计 表 10-6 查得） 选取区域系数 ZH ZH=2.42 （由 机械设计 表 10-30 查得） 87.021 故 74.1（ 2）计算 试计算齿轮的分度圆直径 d1t d1t= 3 22)()1(12HdEHuduKt T ZZ = 3 225540174.11)8.18942.2(21043.12 =92.76mm 计算圆周速度 V0 V0=100060 11 nd t=10 0060 10 0076.9214.3 =4.85m/s 计算载荷系数 K 已知使用系数 KA=1,根据 V=4.85m/s， 7 级精度，由 机械设计 手册 查得： VK=1.11 HK=1.22 FK=1.35 HK=FK=1.3 K= AKVK HK FK=1 1.11 1.3 1.22=1.76 按实际的载荷系数校正所计算出的分度圆直径 d 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 3 2.1 76.1311 76.92tt kkdd 95 mm 取 d1=95 mm 计算模数nmmmZdmn 43.23814c o s95c o s 011 故取nm=2.5 mm 3、 校核齿轮的弯曲疲劳强度 （ 1） 确定齿轮的弯曲应力 由 机械设计 图 10-20C 查得： 齿轮的弯曲强度极限aF MP380 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1Fk =0.88 2Fk =0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.2 66.2782.1 38088.0 121 Sk FFFF MPa （ 2） 计算齿轮的弯曲应力 查取齿形系数。由 机械设计 表 10-5 查得： 026.221 FaFa YY 查取应力校正系数。由 机械设计 表 10-5 查得 : 564.121 SaSa YY 计算载荷系数 K FFVA KKKKK1 1.12 1 1.35=1.512 计算齿轮的弯曲应力为： 385.260168.3400512.1200020002122 1121 ZmBYKTnFFF MPa =268.9 MPa 21 FF 278.66 MPa 故齿轮的弯曲疲劳强度足够、满足要求。 4、齿轮的几何尺寸计算 1anh25.0nc0nx齿顶高 )(nanna xhmh2.5 （ 1+0） =2.5mm 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 齿根高 nnananf mchchh )(（ 1+0.25） 2.5=3.125mm 齿顶圆直径 aaaa hdddd 2121190+2 2.5=195mm 齿根圆直径 ff hdd 2190-2 3.125=183.75mm 齿全高 fa hhh5.625mm 齿宽 B=60mm 齿厚 925.32 5.214.322 mPS mm5、齿轮的结构设计 齿轮的结构采用锻造毛坯的腹板式结构，具体有关尺寸计算如下： 轴孔直径 d=55mm 轮毂直径 D1=1.61.7d=90mm 轮毂的长度 L=60mm 轮缘厚度 0(34)mn=(7.510)mm 取0 10mm 轮缘内径 D2=da-2h-20=195-2 5.625-20=163.75mm 取 D2=160mm 腹板的厚度 c=0.3B2=0.3 60=18mm 腹板中心孔直径 D0=0.5(D2+D1)=0.5 (160+90)=125mm 腹板孔直径 d0=0.25 (D2-D1)=0.25 (160-90)=17.5mm 取 d0=18mm 齿轮倒角 n=0.5mn=0.5 2.5=1.25mm 取n=1.5mm 齿轮的具体工作图见齿轮的零件图（附）。 2、 2、输出轴的结构尺寸设计 1、求出轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T (1)已知传动轴的转速 n=1000r/min (2)轴的转矩 T=400Nm (最大封 闭功率 ) 2、求作用在齿轮上的力 已知两个齿轮的分度圆直径为 d=mz=3 70=210mm NdTF t 5.3 8 09210 1 0 0040022 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 NFF ntr 0.1 4 2 914co s 20t an5.3 8 0 9co st an 00 NFFta 8.9 4 914t an5.3 8 0 9t an 0 圆周力 Ft、径向力 Fr及轴向力 Fa的方向如图所示。 3、选择材料、确定许用应力 (1)选取轴的材料为 45 号岗，调质处理。 由机械设计第八版表 15-1 查得材料强度极限 MPab 600，对称循环状态下许用应力 b1=60MPa 。 (2)估算轴的最小直径 mind mmnTnAnPAd 2.3895504001109550 33030m i n (A0=110，由机械设计第八版表 15-3 查得 ) 考虑到键槽的影响，必须乘上一个系数 K， mmdd 11.3905.1m in 查直径系列取标准直径 d=40mm 4、轴的结构设计 (1)根据轴上零件的 定位、拆装方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计成阶梯轴，如下图所示： (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， -轴段右端需制出一轴肩，故取 -轴段的直径 mmd 401 ， mmd 482 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50mm。 半联轴器与轴配合的轮毂长度 L1=45mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的断面上，故 -轴段的长度应比 L1略短一些，现取 1l 44mm。 初步选定滚动轴承。因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，而且轴向力有 Fa=1050N，故可以选择 圆锥滚子轴承和角接触的球轴承，同时也考虑到两者的经济价值和角接触球轴承也能够完全满足要求，因此选择角接触的求轴承。参照工作要求，选择 0 组基本游隙、标准精度等级的求轴承 7210C，其尺寸为 mmmmmmBDd 209050 故 ,507 mmd mml 407 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 取安装齿轮处的轴段 -的直径 mmd 555 ，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 60mm， 为了使套筒端面可靠地要压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂的宽度，故取 mml 595 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度 mmh 5.2 ，则轴环处的直径 mmd 606 ，轴环的宽度为 10 mm。 轴承端盖的总宽度为 30 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 10 ，故取 mml 402 。 取齿轮距箱体内壁之间的距离为 10 mm，角接触球轴承距箱体内壁的距离17 mm，故取 mml 274 。 至此，基本上已经初步确定了轴的 各段直径和长度。 (3)轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 mmd 555 由表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 1016 ，键槽用键槽铣刀加工，长度为 50 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67kH。同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 mmmmmm 36810 ，半联轴器与轴的配合为67kH。滚 动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 公差为 k6。 (3)参考表 15-2，取轴端倒角为 2-450,各轴肩处的圆角半径具体见轴的零件图。 5、校核轴的强度 (1)受力分析（如下图） 轴上的扭矩： T=400Nm 圆柱斜齿轮 圆周力 Nd TF t 5.4 2 10190 4002 0 002 0 00 径向力 NFF tr 6.1 5 6 297.036.05.4 2 1 014c o s 20t a n00 垂直面支反力 NFFFrAVBV 1.7 8 36.1 5 6 25.05.0 水平面支反力 NFFFtAHBH 2.2 1 0 55.4 2 1 05.05.0 (因为两个轴承与齿轮成对称布置，所以各支反力等于径向力和切向力的一半 ) (2)求危险截面的弯矩，并绘制弯矩图 垂直面 NmlFM ABBVaV 4.45581.7832 水平面 NmlFM ABBHaH 1.122582.21052 (3)合成弯矩 NmMMMaHaVa 26.1301.1224.45 2222 (4)扭矩 NmT 400 (5)当量弯矩 NmTMM ae 1.273)4006.0(26.130)( 2222 （脉动扭矩，长启动停车，取折合系数 6.0 ） (6)强度校核 mmMdbe 7.35601.0 101.2731.0 3 331考虑到键槽的影响， mmdmmd 554 8 5.37%1 0 57.355 ，所以 原设计强度足够，安全。轴的受力分析图如下页：充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2、 3、 输入轴的结构尺寸设计 1、求出轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T (1)已知传动轴的转速 n=1000r/min (2)轴的转矩 T=400Nm (最大封闭功率 ) 2、求作用在齿轮上的力 已知两个齿轮的分度圆直径为 d=mz=2.5 38=190mm NdTF t 5.4210190 100040022 NFF ntr 4.1 5 7 914co s 20t an5.4 2 1 0co st an 00 NFFta 1 0 5 014t an5.4 2 1 0t an 0 圆周力 Ft、径向力 Fr及轴向力 Fa的方向如图所示。 3、选择材料、确定许用应力 (1)选取轴的材料为 45 号岗，调质处理。 由机械设计第八版表 15-1 查得材料强度极限 MPab 600，对称循环状态下许用应力 b1=60MPa 。 (2)估算轴的最小直径 mind mmnTnAnPAd 2.3895504001109550 33030m i n (A0=110，由机械设计第八版表 15-3 查得 ) 考虑到键槽的影响，必须乘上一个系数 K， mmdd 11.3905.1m in 查直径系列取标准直径 d=40mm 4、轴的结构设计 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 （设计的方法与原则同输出轴） (1)确定各轴段的直径 段 : mmd 401 ，根据最小的轴径来估算。 段 : mmd 482 ，根据油封标准。 段 : mmd 503 ，与轴承（角接触球轴承 7210C）配合。 段 : mmd 524 ，大于 mmd 503 ，减少加工面。 段 : mmd 555 ，大于 mmd 524 ，安装齿轮处的尺寸尽量圆整。 段 : mmd 606 ，轴肩 mmh 5.2 ， mmhdd 605.2255256 。 段 : mmd 507 ，与第三段相同，与轴承配合。 段 : mmd 488 ，与第二段相同，根据油封标准选择。 段 : mmd 409 ，与第一段相同，与联轴器相连，根据最小的轴径来估算。 确定箱体的内宽 由于箱体内有齿轮的旋转，两侧应留有 mm10 的间隙；考虑到铸造的不精确，要将箱体内宽圆整到整数。因为齿轮宽度 mmb 605 ，故箱体的内宽度 W mmbW 8020601025 确定各轴段的长度 段 : mml 441 ，根据联轴器的标准来选择。 段 : mml 402 ，外露尺寸 mm10 ，轴承端盖的长度 mm30 。 段 : mml 213 ，轴承的宽度为 mm20 ，套筒伸出轴肩一点点。 段 : mml 274 ，轴承距左端箱体内壁 mm17 ，齿轮距箱体壁 mm10 。 段 : mml 595 ，小于轮毂 mmb 605 ，便于定位可靠。 段 : mml 106 ，轴环的长度。 段 : mml 387 ，（套筒 mmmm 2018 的轴承宽度） 段 : mml 408 ，与第二段轴的长度相同，外露尺寸 mm10 ，轴承端盖的长度 mm30 。 段 : mml 449 ，与第一段轴相同，根据联轴器的标准来选择。 总轴长 L： 987654321 lllllllllL 444038105927214044 mm323 各支撑点的间距 轴承间距 4.19276543 llllll ABmm2.1154.1923810592721 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 各段轴的直径、长度确定后，即轴的结构尺寸设计基本完成。但是最终能不能用还必须校核其危险截面。主要是根据设计的结构尺寸，按弯扭 组合来校核轴的强度。 5、校核轴的强度 (1)受力分析（如下图） 轴上的扭矩： T=400Nm 圆柱斜齿轮 圆周力 Nd TF t 5.4 2 10190 4002 0 002 0 00 径向力 NFF tr 6.1 5 6 297.036.05.4 2 1 014c o s 20t a n00 垂直面支反力 NFFFrAVBV 1.7 8 36.1 5 6 25.05.0 水平面支反力 NFFFtAHBH 2.2 1 0 55.4 2 1 05.05.0 (因为两个 轴承与齿轮成对称布置，所以各支反力等于径向力和切向力的一半 ) (2)求危险截面的弯矩，并绘制弯矩图 垂直面 NmlFM ABBVaV 1.456.571.7832 水平面 NmlFM ABBHaH 26.1216.572.21052 (3)合成弯矩 NmMMMaHaVa 38.12926.1211.45 2222 (4)扭矩 NmT 400 (5)当量 弯矩 NmTMM ae 65.272)4006.0(38.129)( 2222 （脉动扭矩，长启动停车，取折合系数 6.0 ） (6)强度校核 mmMdbe 52.35601.0 1065.2721.0 3 331 考虑到键槽的影响， mmdmmd 553.37%10552.355 ，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图如下页： 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2、 4、 滚动轴承的选择及其 寿命计算 考虑到 轴承同时受有径向力和轴向力的作用，而且轴向力有 Fa=1050N，故可以选择圆锥滚子轴承和深沟球轴承，同时也考虑到两者的经济价值和深沟球轴承也能够完全满足要求，因此选择角接触的求轴承。参照工作要求，选择（ 0） 2尺寸系列组基本游隙、标准精度等级的深沟球轴承 6208，其尺寸为 mmmmmmBDd 188040 查滚动轴承样本可知深沟球轴承 6208 的基本额定动载荷 NC 3105.29 ，基本额定静载荷 NC 30 100.18 。轴承的的受力分析图如下： (1)求两轴承受到的径向力 21, rr FF 因为已知齿轮所受的径向力 NFr 6.1562 ，又因为两个轴承与齿轮成对称布置，所以 NFFF rrr 3.7816.1 5 6 25.05.021 。 (2)求两轴承的计算轴向力1aF和2aF对于 7210AC 型轴承，按机械设计第八版 表 13-7，轴向派生力rd eFF ，其中， e 为表 13-5 中的判断系数，其值 68.0e 。 根据上面的受力图，可知 轴承被放松： 因此， NFFFrda 1.5 3 11.7 8 368.068.0 111 轴承被压紧： 所以， NFFFFadda 3.1 5 8 11 0 5 03.5 3 1122 又因 为 eFF ra 68.03.7 81 3.5 3111； eFF ra 0 2 3.23.7 8 1 3.1 5 8 122所以两轴承的当量载荷为 1P 和 2P 查 机械设计第八版 表 13-5 可知， 11X ， 01Y ； 41.02 X ， 87.02 Y ； 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 所以， NFYFXPar 3.7813.781111111 3.1 5 8 187.03.78141.022222 ar FYFXP N1696731.1375333.320 因为12 PP，所以按轴承 2 的疲劳寿命来计算 3632362 )169610008.40(10006010)10(6010 PCnL hh036.232034 8.26 年（寿命足够） 2、 5、 键的选择及其校核 1、齿轮轮毂与轴相连接的键 (1)选择键的连 接类型和尺寸 一般 8 级以上精度的齿轮有定心 精度的要求，应选用平键连接。又由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（ A 型）。 根据 mmd 55 从 机械设计第八版 表 6-1 查得键的截面尺寸为：宽度mmb 16 ， 高度 mmh 10 。由于轮毂宽度 mmB 60 ，并参考键的长度系列，取键长 mmL 50 （比轮毂的宽度略小一些） (2)校核键的 强度 键、 轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力ap MP120100 ，取其平均值，ap MP110 。键的工作长度 mmbLl 341650 ，键与轮毂的接触高度 mmhk 5105.05.0 。 由式（ 6-1）可得 apap MPMPk l dT 1 1 056.8555345 104 0 02102 33 （强度足够） 键的标记为： 20031096/5016 TGB 2、联轴器轮毂与轴相连接的键 (1)选择键的连接类型和尺寸 一般 8 级以上精度的联轴器传动有定心 精度的要求，应选用平键连接。又由于键的位置的设计不在轴端，故选用圆头普通平键（ A 型）。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 根据 mmdmmd 42/40 从 机械设计第八版 表 6-1 查得键的截面尺寸为：宽度 mmb 10 ， 高度 mmh 8 。由于联轴器轮毂宽度 mmB 45 ，并参考键的长度系列，取键长 mmL 36 （比联轴器轮毂的宽度略小一些） (2)校核键的强度 键、 轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力ap MP120100 ，取其平均值，ap MP110 。键的工作长度 mmbLl 261036 ，键与轮毂的接触高度 mmhk 485.05.0 。 由式（ 6-1）可得 apap MPMPk ldT 1 1 01 3 840364 104 0 02102 33 （强度不够） 可见连接的挤压强度不够。考虑到相差较大，因此改用双键，相隔 180 度布置。双键的工作长度 mml 54365.1 ， 由式（ 6-1）可得 ap MPlk dT 6.9240454 104 0 02102 33 ap MP110 （强度不够） 键的标记为： 20031096/3610 TGB 2、 6、 联轴器的选择 由于齿轮实验台的载荷平稳，速度也不怎么高，并且无特殊的要求，考虑到拆装方便及经济性的问题，选用凸缘联轴器。 取 K=1.3， 因为 T=400Nm 所以 NmKTTC 5 2 04 0 03.1 选 用 GY5 型 )2 00 35 84 3/( TGB 凸缘联轴器，公称转矩 NmTn 630，nc TT 。 采用 Y 型轴孔， A 型键。 3HL型弹性柱销式联轴器的有关参数如下表： 型 号 公称 转矩 )/(NmT 许用转数 )min/( 1rn 轴孔直 径mmd/ 轴孔长 度mmL/ 外径mmD/ 材 料 轴孔 类型 键槽 类型 GY5 630 8000 32 82 120 45 Y BI GY5 630 8000 38 82 120 45 Y BI GY5 630 8000 42 112 120 45 Y BI 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2 7、 链传动的设计 已知电动机的额定功率为 4KW，主动链链轮的转速为 n1=20r/min,传动比为 i=2，载荷平稳，中心线水平布置。 1 选择链轮齿数 取小链轮齿数 z1=19,大链轮齿数为 z2=i z1=2 19=38 2.确定计算功率 有表 9-7查得 KA=1.3,由表 9-13 查得 KZ=1，三排链，则计算功率为 PKPKAKZPca 45.2 13.1 =2.08KW 3 选择链条型号和节距 根据 Pca=2.08 及 n1=20r/min 查图 9-11，可选 10A。查表 9-1，链条节距为p=15.875mm。 4计算链节数和中心距 初选中心距 a0=（ 30 50） 15.875mm=476.25 793.75mm 。取 a0=476mm 。相应的链长节数为 Lp0=0212210 )2(22 apzzzzpa = 476 875.15)2 1938(2 3819875.15 4762 269.3 取链长节数 Lp=69 节 查表 9-8得到中心距计算系数 f1=0.24708,则链传动的最大中心距为 a=f1p【 2Lp-（ z1+z2）】 =0.24708 15.875【 2 69-（ 19+38）】 =478 5.计算链速 v,确定润滑方式 V=100060 11 pzn=100060 875.15191000 m/s=5.027m/s .由 v=5.027m/s 和链号 10A，查表 9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑 6计算压轴力 Fp 有效圆周力为： Fe=1000vp=1000027.54=795.7N 链轮的链轮的结构和材料 小链轮的设计 小链轮采用刚制小链轮 ,材料选用 45钢 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 分度圆直径 d= zp0180sin= 19180sin875.150 =96.45 齿顶圆直径1m in6.11 dzpdda = 16.1019 6.118 7 5.1545.96 =100.83 1m a x 25.1 dpdd a =96.45 1.25 15.875 10.16=106.13 取 da=105.7 齿根圆直径1ddd f =96.45-10.1686.29 齿高 1m in 5.0 dph a =0.5 16.10875.15 =2.8575 z pdph a 8.05.0625.0 1m a x =0.625 15.875 0.5 10.1619 875.158.0 =5.510 确定的最大轴凸缘直径 76.004.11 8 0c o t20 hzpd a= 76.009.1504.1191 8 0c o t8 7 5.15 20 h =78.68 大链轮设计 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 选用腹板式多排铸造链轮，材料采用普通灰铸铁。 分度圆直径 d= zp0180sin= 38180sin875.150 =192 齿顶圆直径 da=202 齿根圆直径1ddd f =182 确定的最大轴凸缘直径 dg=175 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 链传动的受力分析 链传动在安装时，应使链条受到一定的张紧力。张紧力是通过使链 条保持适当的垂度所产生的悬垂拉力来获得的。链传动张紧的木土主要是使松 不至过松，以免出现链条的不正常齿 合 跳齿或脱链。因为链传动 为齿合传动，所以与带传动相比，链传动所需的张紧力要小得多。 链传动在工作时，存在紧边拉力和松边拉力。如果不计传动中的载 荷，则紧边拉力和松边拉力分别为 fce FFFF 1fe FFF 2式中；eF 有效圆周力， N eF 离心力引起的拉力， N fF 悬垂拉力， N 有效圆周力为 vPFe 1000= 027.5 41000795.7 N S 式中： P 传递的功率， KW V 链速， m/s 离心力引起的拉力为 2qvFe 悬垂拉力fF为 fff FFF , ,m ax其中： 2, 10 qaKF ff 22 10s in qaKF ff 式中： a 链传动的中心距， mm fK 垂度系数，见图 9-9 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2、 8、 轴承端盖的设计及计算 轴承端盖的结构示意图如下： (1) 螺钉的直径： mmd 83 轴承的外径 mmD 90 mmdd 9130 mmde 6.982.12.1 3 取 mme 10 mme 121 ， mmee 101 mmm 20 ，由结构决定。 11,db 由密 封圈的尺寸确定。 mmdDD 1 1 085.2905.2 30 mmdDD 13085.21105.2 302 mmDD 801090)1510(4 mmDD 86490)42(6 (2) 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 （各参数的设计准则与上面的端盖完全相同） 2、 9、 传感器的选择 选用新型先进传感器，量程 500N/m 转距，图如下 总结 通过两个多月的毕业设计，我觉得我对专业知识的运用以及 CAD 绘图能力都得到了很大的提升。虽然两个多月的设计是相当辛苦的，但我 认为这小小的辛苦是值得的，并且是相当有意义的。 本次设计主要是对湘潭大学的齿轮实验台进行改进和创新，由于本 试验台为封闭功率流式，用直流电动机驱动，能在运行中进行双向 加载，可同时进行封闭扭矩与电机扭矩的测量及显示，所以设计中 涉及到设计 合适的齿轮，选用新型的扭距传感器。我选用的设计题 目是多功能齿轮实验台的设计与 CAD，需要新加一个链传动。设计 要求不仅能测试原先的齿轮的效率 、 功率 以及寿命，还要求能对 链传动的效率、 寿命进行测试。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 设计题目分下来后，我经过了前期查阅治疗、现场测绘，然后就是构思 设计方案，随后通过设计计算绘制了装配图和零件图，最后整理说明书 翻译外文完成了设计。整个过程历时两个多月，我虽然感受到个人独立 设计的艰苦性，但是更多的是通过设计巩固的专业知识和提高了实际 设计的能力，其结果是令人欣慰的，成果是另人惊喜的！ 参考文献 1吴宗泽 ,罗圣国 .机械设计课程设计手册 M.2 版 .北京：高等教育出版社，2006. 2纪名刚 ,濮良贵 ,机械设计 M.8 版 .北京：高等教育出版社， 2006. 3孙恒 ,陈作模 .机械原理 M.6 版 .北京：高等教育出版社， 2001. 4吴宗泽 .机械设计实用手册 M.2 版 .北京：化学工业出版社， 2003. 5陈铁鸣 .新编机械设计课程设计图册 M.北京：高等教育出版社， 2003. 6刘鸿文 .材料力学 M.4 版 .北京：高等教育出版社， 2004. 英文翻译 深度探索 对海洋深处超过 4 年的探索后 ，美海军 将研制出能潜水更深的 潜水潜 。 大家都知道 ，人体 经过七八面的代谢后， 其 人体 大厦 的 氨基酸，细胞， DNA 链 都 已被替换。但不知何故，虽然我们 的生活方式不同 ，它仍然 同样的会慢慢变老 我们 认识到 这点是因为我们的思考阿尔文，首先我们已建成载人深海潜水器，经过 42年的深刻俯冲， 随着 压力容器所经营的伍兹霍尔海洋学研究所 的沉沦 ， 漫漫走向 走向退休 看来，每 经过 3 年或 者通过 小组拆解其船体 ， 潜水器的 每一个部分， 都 可以进行检查。那是 跟 新， 同时也是 改善。在过去 40 年已经发生这么多次 的跟新和检查 ，船只每部分 都 已取代。据 说 雪莱总公共关系研究所 称：经过漫长的 42 年， 原来的 每个部分都被取代了。 但在某种程度上，它仍 然 是相同的阿尔文， 自 1964 年 来 这是其第一次潜水。原本 潜水器被 派到水深六英尺， 也就是 2000 米 左右 。现在，因为 钛在 1973 年取代 不锈钢船员模块，它可以下潜 4000 米，或以上一点四万英尺。这意味着它 可以 达到约 63 的洋底，在那里的 小心翼翼 ，约一英里 或 一个半小时，由高尔夫球车电池， 通过地形， 可以达到以往达不到的地步 dawicki 告诉我们，艾文之一，其大 约 不到一年前， 其