多功能齿轮实验台设计【6张图/10000字】【优秀机械毕业设计论文】

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多功能齿轮实验台设计【】【优秀机械毕业设计论文】.rar

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A0-装配图.dwg

A1-箱座.dwg

A2-输入轴.dwg

A2-输出轴.dwg

A2-链轮.dwg

A2-齿轮零件图.dwg

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关键词：: 多功能齿轮实验试验设计优秀优良机械毕业设计论文

资源描述：

文档包括:
说明书一份,27页,10000字左右.
任务书一份.

图纸共6张,如下所示
A0-装配图.dwg
A1-箱座.dwg
A2-齿轮零件图.dwg
A2-链轮.dwg
A2-输出轴.dwg
A2-输入轴.dwg

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

毕业论文（设计）任务书

论文（设计）题目：多功能齿轮实验台的设计与CAD

一、主要内容及基本要求
主要内容:
齿轮是各种机器必不可少的零件，对齿轮各种性能进行测试是保证其可式实验台功率损耗大，而闭式实验台具有明显的节能效果，为了利用其特点，本课题是研究在一般闭式齿轮实验台的基础上，增加联轴器、离合器、带传动或其他传动件的效率和寿命测试，使其成为多功能的机械传动实验台(已知参数最高转数1000转/分，最大封闭功率40公斤米)
基本要求:
1、所设计产品，要求达到国内领先水平。
2、图纸清晰工整
3、转配图用计算机绘制,要求百分之五十以上的图用计算机绘制,用图量不少于 2.5张A0
4、提交计算书、图纸、外文翻译1000-1500字

二、重点研究的问题
1,在一般闭式齿轮实验台的基础上,增加联轴器,离合器,带传动或其他穿传动件的效率和寿命测试
2.更换新的传感器.

三、进度安排

序号各阶段完成的内容完成时间
1 查阅资料、现场测绘 3.4——3.10
2 总图调研与构思方案 3.10——4.1
3 进行结构设计与计算 4.1——4.15
4 绘制装配图零件图 4.15——5.10
5 整理计算书、说明书、翻译外文准备答辩 5.10——5.16
6 答辩 5.23

四、应收集的资料及主要参考文献
1.<<机械设计>>,<<现代机械>>.<<机械科学与技术>>,<<机械传动>>,<<机械设计与制造>>和杂志（从1992年至进的有关文章）
2 有关传感器的资料
3.有关联轴器.离合器、带轮的资料

多功能齿轮实验台设计

内容简介：: 1 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 2 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 4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 3 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 20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 300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。封闭扭矩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。 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。 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。 4 1 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 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（ 01 型）系上海医用仪表厂生产。配以压 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（（ 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 240 （ 4）选择两个齿轮的齿数 2=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： 3 22)1(12 （ 1）确定公式内的各计算数值选择载荷系数由原动机为电动机，根据载荷的情况、齿轮的精度、结构、位置，取齿轮的转矩 T 2=T=400 (最大封闭功率 ) 5 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： 2H 550 H 1= H 2=540 (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 E= （由机械设计表 10得）选取区域系数 H= （由机械设计表 10得）故（ 2）计算试计算齿轮的分度圆直径 3 22)()1(12 = 3 ( = 计算圆周速度 0=100060 11 nd 00060 =s 计算载荷系数 K 已知使用系数 ,根据 V=s， 7级精度，由机械设计手册查得： = 按实际的载荷系数校正所计算出的分度圆直径 d 3 tt 95 取 5 计算模数o o s 011 6 故取.5 、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得：齿轮的弯曲强度极限由图 10弯曲疲劳寿命系数 1 2 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S= 121 2）计算齿轮的弯曲应力查取齿形系数。由机械设计表 10得： Y 查取应力校正系数。由机械设计表 10得 : Y 计算载荷系数 K 1 计算齿轮的弯曲应力为： 121 21 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 1 )(（ 1+0） =齿根高 (（ 1+ 齿顶圆直径 121190+2 95齿根圆直径 ff 190齿全高 fa 7 齿宽 B=60齿厚 22 5、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=55毂直径 0毂的长度 L=60缘厚度 0(34)0) 取0 10缘内径 D2=195 取 60板的厚度 c=60=18板中心孔直径 2+(160+90)=125板孔直径 (160 取 8轮倒角 n= 取n=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/2)轴的转矩 T=400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= 70=210t 0 92 1 0 1 0 0 04 0 022 o s 20t a o st a n 00 a 0 9t a n 0 圆周力向力 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。 8 由机械设计第八版表 15得材料强度极限 00，对称循环状态下许用应力 =60 (2)估算轴的最小直径 3030m i n (10，由机械设计第八版表 15 考虑到键槽的影响，必须乘上一个系数 K，查直径系列取标准直径 d=40、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 01 ， 82 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50 半联轴器与轴配合的轮毂长度 5了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的断面上，故 -轴段的长度应比取 1l 44 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 050N，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 09050 故 ,507 07 9 取安装齿轮处的轴段 -的直径 55 ，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 60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 95 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度，则轴环处的直径 06 ，轴环的宽度为 10 轴承端盖的总宽度为 30 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 0 ，故取 02 。取齿轮距箱体内壁之间的距离为 10 接触球轴承距箱体内壁的距离17 取 74 。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 55 由表 6得平键截面 016 ，键槽用键槽铣刀加工，长度为 50 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67样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 6810 ，半联轴器与轴的配合为67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公差为 (3)参考表 15轴端倒角为 2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=400柱斜齿轮圆周力 F t 0020002000 径向力 o s 20t a 垂直面支反力水平面支反力 10 (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 832 水平面 1052 (3)合成弯矩 222 (4)扭矩 00 (5)当量弯矩 2222 （脉动扭矩，长启动停车，取折合系数） (6)强度校核 331考虑到键槽的影响，，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图如下页： 11 12 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/2)轴的转矩 T=400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=38=190t 00040022 o s 20t a o st a n 00 05014t a a n 0 圆周力向力 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得材料强度极限 00，对称循环状态下许用应力 =60 (2)估算轴的最小直径 3030m i n (10，由机械设计第八版表 15 考虑到键槽的影响，必须乘上一个系数 K，查直径系列取标准直径 d=40、轴的结构设计 13 （设计的方法与原则同输出轴） (1)确定各轴段的直径段 : 01 ，根据最小的轴径来估算。段 : 82 ，根据油封标准。段 : 03 ，与轴承（角接触球轴承 7210C）配合。段 : 24 ，大于 03 ，减少加工面。段 : 55 ，大于 24 ，安装齿轮处的尺寸尽量圆整。段 : 06 ，轴肩，。段 : 07 ，与第三段相同，与轴承配合。段 : 88 ，与第二段相同，根据油封标准选择。段 : 09 ，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 05 ，故箱体的内宽度 W 020601025 确定各轴段的长度段 : 41 ，根据联轴器的标准来选择。段 : 02 ，外露尺寸轴承端盖的长度段 : 13 ，轴承的宽度为套筒伸出轴肩一点点。段 : 74 ，轴承距左端箱体内壁齿轮距箱体壁段 : 95 ，小于轮毂 05 ，便于定位可靠。段 : 06 ，轴环的长度。段 : 87 ，（套筒 018 的轴承宽度）段 : 08 ，与第二段轴的长度相同，外露尺寸轴承端盖的长度段 : 49 ，与第一段轴相同，根据联轴器的标准来选择。总轴长 L： 987654321 444038105927214044 各支撑点的间距轴承间距 14 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=400柱斜齿轮圆周力 F t 0020002000 径向力 o s 20t a 垂直面支反力水平面支反力 (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水平面 (3)合成弯矩 222 (4)扭矩 00 (5)当量弯矩 2222 （脉动扭矩，长启动停车，取折合系数） (6)强度校核 331 考虑到键槽的影响，，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图如下页： 15 16 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 050N，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 88040 查滚动轴承样本可知深沟球轴承 6208 的基本额定动载荷，基本额定静载荷 0 。轴承的的受力分析图如下： (1)求两轴承受到的径向力 21, F 因为已知齿轮所受的径向力，又因为两个轴承与齿轮成对称布置，所以 5 6 。 (2)求两轴承的计算轴向力1210 机械设计第八版表 13向派生力rd ，其中， e 为表 13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， 11 轴承被压紧：所以， 31122 又因为 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知， 11X ， 01Y ； X ， Y ； 17 所以， 81111111 9 7 因为 12 ，所以按轴承 2 的疲劳寿命来计算 3632362 )0006010)10(6010 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 5 从机械设计第八版表 6得键的截面尺寸为：宽度6 ，高度 0 。由于轮毂宽度 0 ，并参考键的长度系列，取键长 0 （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得许用挤压应力00 ，取其平均值，。键的工作长度 41650 ，键与轮毂的接触高度。由式（ 6得 1004002102 33 （强度足够）键的标记为： 2 0 0 31 0 9 6/5016 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）。 18 根据 2/40 从机械设计第八版表 6得键的截面尺寸为：宽度 0 ，高度。由于联轴器轮毂宽度 5 ，并参考键的长度系列，取键长 6 （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得许用挤压应力00 ，取其平均值，。键的工作长度 61036 ，键与轮毂的接触高度。由式（ 6得 1013840364 104002102 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，由式（ 6得 04002102 33 （强度不够）键的标记为： 2 0 0 31 0 9 6/3610 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= 因为 T=400以选用 )20035843/( 缘联轴器，公称转矩 30，T 。采用 Y 型轴孔， A 型键。 3 型号公称转矩 )/(许用转数 ) 1轴孔直径轴孔长度外径材料轴孔类型键槽类型 30 8000 32 82 120 45 Y 30 8000 38 82 120 45 Y 30 8000 42 112 120 45 Y 19 2 7、链传动的设计已知电动机的额定功率为 4动链链轮的转速为 0r/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 9,大链轮齿数为 z2=i 19=38 有表 9A=表 9Z=1，三排链，则计算功率为 = 选择链条型号和节距根据 0r/图 9选 10A。查表 9条节距为p= 4计算链节数和中心距初选中心距 30 50）取 76相应的链长节数为 212210 )2(22 = 476 1938(2 762 p=69 节查表 9链传动的最大中心距为 a=2z1+ = 2 69-（ 19+38）】 =478 v,确定润滑方式 V=100060 11 00060 m/s=s .由 v=0A，查表 96计算压轴力效圆周力为： 000000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 20 分度圆直径 d= 顶圆直径1m = =m a x 25.1 a = 根圆直径1f =高 1m .0 a = =z a m a x =9 =定的最大轴凸缘直径 o a= o 0 h =链轮设计 21 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= 192 齿顶圆直径 02 齿根圆直径1f =182 确定的最大轴凸缘直径 75 22 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 12式中；有效圆周力， N 离心力引起的拉力， N 悬垂拉力， N 有效圆周力为 000= P 传递的功率，链速， m/s 离心力引起的拉力为 2悬垂拉力 , ,中： 2, 10 22 10s 式中： a 链传动的中心距， mm 垂度系数，见图 923 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： 3 轴承的外径 0 130 取 0 21 ， 01 0 ，由结构决定。 11,密封圈的尺寸确定。 0 02 01090)1510(4 6490)42(6 (2) 24 （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/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。 25 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 M 等教育出版社，2006. 2纪名刚 ,濮良贵 ,机械设计 M北京：高等教育出版社， 2006. 3孙恒 ,陈作模 M北京：高等教育出版社， 2001. 4吴宗泽 M北京：化学工业出版社， 2003. 5陈铁鸣 M等教育出版社， 2003. 6刘鸿文 M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，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诉我们，艾文之一，其大约不到一年前，其工艺无法升级到做更多直到现在。在其一生中，在地中海中小潜找到了遗失的氢弹，探索深海热液喷口（如收集证据，约300 以前未知的生命形式，包括巨管虫），它可以调查并协助拍摄的铁达尼号，意外的是 26 科学家的反馈至关重要的意见深部在衰变。研究人员需要先报名并且等待多年才有机会去深海，如果他们得到这个机会将赢得了泊位 8 小时的潜水。艾文告诉我们，他们经过了 4000 多次的潜水。伍兹霍尔海洋学研究所在马萨诸塞州的领导是阿尔文，为的是在美国海军建立所谓的 “国家海洋设施 ” 。现在该研究所计划把船上的第二个潜水计划在未来的两年实施。新船将是一个民用船只，经费由美国国家科学基金会提供。我们无法证实，这将是所谓的阿尔文第二。我们也知道，虽然，这将大大加深潜水深度，下降到 6500 米，或者超过 21000英尺，几乎能到达整个洋底。释另一项创新，将在该地区提升能见度。艾文介绍到其三视图港口

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