多功能齒輪實驗臺設計,多功能齒輪實驗臺設計,多功能,齒輪,實驗,試驗,設計 湘 潭 大 學 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 多功能齒輪實驗臺的設計與CAD 學號： 2004500434 姓名： 廖爭洪 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師： 梁以德 (教授) 系主任： 周善炳 一、 主要內容及基本要求 主要內容: 齒輪是各種機器必不可少的零件，對齒輪各種性能進行測試是保證其可靠使用的必須之路，目前齒輪實驗臺一般分為兩大類，一：開式；二，閉式。開 式實驗臺功率損耗大，而閉式實驗臺具有明顯的節(jié)能效果，為了利用其特點，本課題是研究在一般閉式齒輪實驗臺的基礎上，增加聯(lián)軸器、離合器、帶傳動或其他傳動件的效率和壽命測試，使其成為多功能的機械傳動實驗臺(已知參數最高轉數1000轉/分，最大封閉功率40公斤米) 基本要求: 1、所設計產品，要求達到國內領先水平。 2、圖紙清晰工整 3、轉配圖用計算機繪制,要求百分之五十以上的圖用計算機繪制,用圖量不少于 2.5張A0 4、提交計算書、圖紙、外文翻譯1000-1500字 二、重點研究的問題 1,在一般閉式齒輪實驗臺的基礎上,增加聯(lián)軸器,離合器,帶傳動或其他穿傳動件的效率和壽命測試 2.更換新的傳感器. 三、進度安排 序號 各階段完成的內容 完成時間 1 查閱資料、現場測繪 3.4——3.10 2 總圖調研與構思方案 3.10——4.1 3 進行結構設計與計算 4.1——4.15 4 繪制裝配圖零件圖 4.15——5.10 5 整理計算書、說明書、翻譯外文準備答辯 5.10——5.16 6 答辯 5.23 7 8 四、應收集的資料及主要參考文獻 1.<<機械設計>>,<<現代機械>>.<<機械科學與技術>>,<<機械傳動>>,<<機械設計與制造>>和雜志（從1992年至進的有關文章） 2 有關傳感器的資料 3.有關聯(lián)軸器.離合器、帶輪的資料 湘潭大學畢業(yè)論文 題 目：多功能齒輪實驗臺設計與CAD 學 院： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2004500434 姓 名： 廖爭洪 指導教師： 梁以德（教授） 完成日期： 2008.05.16 摘要：多功能齒輪實驗臺的設計與CAD 齒輪是個種機器上必不可少的傳動零件，對齒輪的各種性能進行測試是保證齒輪可靠的必經之路。 機械傳動實驗臺能按照機器零件的工作能力和可靠性的基本準則進行精度、摩損和壽命等多項實驗。 本設計就是提出一種改進湘潭大學機械工程學院的一臺齒輪實驗臺的方案，本方案在保留了原有的測齒輪壽命和效率的功能上，增加了測試鏈傳動的效率和壽命的功能，并且更換了新型傳感器，實驗計算機數據處理，使原來的實驗臺成為適宜現代測繪要求的機械傳動實驗臺。 Gear test-bed design and CAD Gear is a kind of machine parts essential to drive，and Gear on the various properties of a reliable test is to ensure that the only way gear. Mechanical transmission of Taiwan in accordance with the working ability of machine parts and reliability of the basic norms of accuracy, Moldova and the loss of life and so on. This is an improved design of the Xiangtan University School of Mechanical Engineering of a test-bed gear in the programme, the programme to retain the original measurement gear life and efficiency of the function, an increase of testing the efficiency and chain drive the functions of life, And the replacement of a new type of sensor, experimental computer data processing, so that the original test-bed for a modern surveying and mapping requirements of the mechanical transmission test-bed. 目錄 第一章 封閉齒輪實驗臺的介紹……………………………2 1．1． 主要特性及用途…………………………………………………2 1．2． 組成部分及其工作原理…………………………………………2 1．3． 實驗機的操作……………………………………………………3 1．4． 齒輪的拆裝………………………………………………………3 1．5． 測扭傳感器的使用和標定………………………………………4 1．6． 配套儀器…………………………………………………………4 第二章 多功能齒輪實驗臺的設計……………………………4 2．1．齒輪的設計計算…………………………………………………4 2．2．輸出軸的結構設計………………………………………………7 2．3．輸入軸的結構設計………………………………………………12 2．4．滾動軸承的選擇及其壽命計算…………………………………16 2．5．鍵的選擇…………………………………………………………17 2．6．聯(lián)軸器的選擇……………………………………………………18 2．7．鏈傳動的設計……………………………………………………19 2．8．軸承端蓋的設計…………………………………………………23 總結………………………………………………………………24 參考文獻…………………………………………………………25 第一章．封閉齒輪實驗臺的介紹 1．1．主要特性及用途 本試驗臺為封閉功率流式，用直流電動機驅動，能在運行中進行雙向加載，可同時進行封閉扭矩與電機扭矩的測量及顯示。 本試驗機最大封閉功率為40公斤米。如改為單向加載最大可達80公斤米，轉速為0—1000轉/分，無級可調。 本試驗機配有測量封閉牛局及電機你局的傳感器及輸出裝置。配以扭矩轉換儀（數字頻率計）可同時進行該兩項扭矩的數字顯示。這兩種傳感器靜態(tài)標定誤差滿載時低于0.2%。 本試驗機可進行以下的試驗： 1． 齒輪效率。 2． 齒輪的承載能力(可按載荷譜模擬實際工作狀態(tài)進行強度及壽命試驗)。 1． 2、組成部分及工作原理（參看附圖） 2． 齒輪箱：被試齒輪箱及陪試齒輪箱為結構及尺寸完全相同，齒數比為1：1的兩個齒輪箱，均安裝在同一底板上。 3． 加載器：用套筒滾珠及左右螺旋組成機械式加載器。用專用鉤子扳手旋動加載器螺旋，通過軸承及拉桿拉動套筒而使左、右旋的螺旋輪作反向旋轉，從而使齒輪加載。 4． 扭矩測量及顯示裝置：電機扭矩及封閉扭矩均用板行彈性元件及可變電容組成的傳感器，通過隨機轉動的L.C振蕩器輸出頻率扭矩而變的正弦波。接收裝置為一線圈，通過感應接受正弦波訊號，用屏蔽線接入扭矩轉換裝置（數字頻率計）顯示正弦波的頻率。經靜態(tài)標定后頻率即可轉換成扭矩值。 5． 潤滑裝置：本試驗臺齒輪箱可采用兩種潤滑方式：（1）浸油飛濺潤滑，在箱蓋下部設有油標。（2）恒溫噴油潤滑（此裝置為附加設備，在定貨時須另行提出）。控溫儀溫度最高可達100℃，使用使，可根據試驗需要控制油溫（一般可取50℃～70℃）。恒溫箱加熱后，電源電壓為交流220V。 6． 驅動電機及電器：本試驗臺用4KW直流電動機驅動，電機由可控硅無級調速設備控制。潤滑油泵為90瓦。交流異步電動機（接線及操作請看電機及可控硅無級調速器說明書）。 1．3．試驗機的操作。 運轉前用手轉動聯(lián)軸器，觀察各部分是否能正常轉動，檢查電池及各部分接線。 1． 操作程序 1＞。接通恒溫加熱裝置溫控儀的電源，將感溫探頭插入油箱蓋孔內，將溫控選擇盤旋至需要控制的溫度。此時，油箱加熱后的電路自動接通，開始加熱油（具體使用參考溫控儀說明書）。 2＞首先裝好測電機及封閉扭矩兩傳感器的電池（積層電池9伏），接同扭矩轉換儀（頻率計）電源及接好訊號接受儀與儀器兩組連線。訊號接受器與傳感器距離20mm。然后觀察數字頻率計的讀書看是否為零點的頻率值（扭矩與頻率的標定值見附表），如果不是，可松開相應的有機玻璃套后端鋼套上的緊固螺釘（見附表），緩慢反復旋動有機玻璃套后，使頻率讀書為零點的值。調好后，再將緊固螺釘旋緊（一般誤差在300HZ以下即可）。由于其及電器元件參數變化，可能調不到適合的零點值。此時，可將訊號接受器與傳感器距離前后移動，以調整零點。 3＞當油溫升至預定值后，起動油泵，向齒輪箱送油。待油溫穩(wěn)定后，即可緩慢啟動直流電動機使試驗臺緩慢升速（切忌啟動時使試驗臺電機扭矩測扭裝置受到明顯的沖擊載荷，以免損壞測扭傳感器的元件和影響測量的精確性），轉速到預定值時（最高轉速為1000轉/分），即可按預定程序進行試驗。 注：無恒溫潤滑裝置的試驗臺不進行1＞、3＞兩步。 4＞用專用的勾扳手旋動加載器螺旋加載。其方向可根據試驗要求確定。加載值可由扭矩轉換儀（頻率計）顯示頻率，由頻率查曲線，可得相應扭矩。如為預定載荷，則可預先根據扭矩查出相應的頻率值，然后加到該值即可。在次同時，電機的扭矩由轉換儀的另一組數字顯示。 2． 其他說明 1＞ 作一般教學試驗求效率，可認為兩齒輪箱效率相等，用下式求效率（）是足夠精確的。 T封——封閉扭矩 T電——電機扭矩 總——總效率 兩齒輪箱的材料或工藝等條件不同時，可先用次法求得陪試齒輪箱的效率（陪），再更換被試齒輪測效率，則 2＞ 作強度或壽命試驗時，由于運轉時間長，為了防止由于振動等原應引起加載器螺旋松動而使載荷下降，應用專用的內六角扳手，擰緊加載螺旋端的內六角螺釘使螺旋與螺母鎖緊。 3＞ 用戶可根據附表的數據繪制成電機扭矩——頻率曲線與封閉扭矩——頻率曲線。 1． 4、齒輪的拆裝： 在進行試驗時，常需要拆裝齒輪，拆裝的步驟如下： 1． 拆去側蓋螺釘，并取下側蓋。 2． 松開軸上圓螺母的防松螺釘，并旋緊螺母。 3． 取出壓在齒輪端凹坑內的兩個半圓塊。 4． 拆去觀察孔有機玻璃蓋板，從蓋孔可插入銅棒撥松齒輪，即可將齒輪從軸上退出。 5． 裝上要換入的齒輪裝兩半圓塊及旋緊圓螺母，擰緊防松螺釘，蓋上才側蓋，即可進行實驗。 1．5.測扭傳感器使用說明及其標定： 本機專用的電容傳感器，多采用片式電容，制造及裝配要求較高，請勿拆卸。如發(fā)現異常情況可作以下檢查： 1． 電池電壓一般在7.5V以下須更換。 2． 取出電容傳感器內的振蕩器線路板，檢查是否有零件損壞及斷線。 3． 檢查接受器是否斷線。 傳感器一般在使用兩年后，可連同鋼板以及扭矩頻率對照表，一并寄回我校，重新標定。 此類傳感器，我們雖經上十次該進，但設計及制作經驗尚不足，請同志們在使用中向我們反映時候情況和意見，不勝感謝。 1． 6、配套儀器： 2． 本實驗機配用的溫度控制器（WMZK——01型）系上海醫(yī)用儀表廠生產。配以CJ10系列交流接觸器，電壓220V（恒溫箱內電熱管電源為220V） 3． 本試驗機配用的扭矩轉換儀（頻率計）與可控硅無級調速器均為我們推薦及代運。 以上設備如發(fā)生故障請直接與生產單位聯(lián)系。 第二章、多功能齒輪實驗臺的設計 2．1．齒輪的設計計算 1、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數 （1）根據所設計傳動的方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）此齒輪箱為一般工作機器，故選用7級精度（GB10095-88）。 （3）材料選擇。因為兩個齒輪都設計成完全一樣的一對齒輪，所以都選用45鋼，調質處理，硬度為240HBS。 （4）選擇兩個齒輪的齒數Z1=Z2=70個。 （5）選取螺旋角。初選螺旋角β=140。 2、按齒面接觸疲勞強度來設計 由設計計算公式得： d1t= （1）確定公式內的各計算數值 ①選擇載荷系數Kt。 由原動機為電動機，根據載荷的情況、齒輪的精度、結構、位置，取Kt=1.2。 ②齒輪的轉矩T T1=T2=T=400, (最大封閉功率) ③選擇齒寬系數 由于齒輪為軟齒面和齒輪在兩軸承間為對稱布置，所以取=1 ④確定許用接觸應力 由?機械零件設計手冊?查得： 550 MPa []1=[]2=540 MPa (取失效概率為1%，安全系數為S=1) ⑤選取材料的彈性影響系數ZE ZE=189.8 MPa0.5 （由?機械設計?表10-6查得） ⑥選取區(qū)域系數ZH ZH=2.42 （由?機械設計?表10-30查得） ⑦ 故 （2）計算 ①試計算齒輪的分度圓直徑d1t d1t= = =92.76mm ②計算圓周速度V0 V0== =4.85m/s ③計算載荷系數K 已知使用系數KA=1,根據V=4.85m/s，7級精度，由?機械設計手冊?查得： =1.11 =1.22 =1.35 ==1.3 K==11.111.31.22=1.76 ④按實際的載荷系數校正所計算出的分度圓直徑d 95 mm 取d1=95 mm ⑤計算模數 故取=2.5 mm 3、校核齒輪的彎曲疲勞強度 （1）確定齒輪的彎曲應力 ①由?機械設計?圖10-20C查得： 齒輪的彎曲強度極限 ②由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 =0.88 =0.88 ③計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.2 MPa （2）計算齒輪的彎曲應力 ①查取齒形系數。由?機械設計?表10-5查得： ②查取應力校正系數。由?機械設計?表10-5查得: ③計算載荷系數K 11.1211.35=1.512 ④計算齒輪的彎曲應力為： MPa =268.9 MPa<278.66 MPa 故齒輪的彎曲疲勞強度足夠、滿足要求。 4、齒輪的幾何尺寸計算 齒頂高 2.5（1+0）=2.5 齒根高 （1+0.25）2.5=3.125 齒頂圓直徑 190+22.5=195 齒根圓直徑 190-23.125=183.75 齒全高 5.625 齒寬 B=60 齒厚 5、齒輪的結構設計 齒輪的結構采用鍛造毛坯的腹板式結構，具體有關尺寸計算如下： 軸孔直徑 d=55mm 輪轂直徑 D1=1.6~1.7d=90mm 輪轂的長度 L=60mm 輪緣厚度 (3~4)mn=(7.5~10)mm 取10mm 輪緣內徑 D2=da-2h-2=195-25.625-20=163.75mm 取D2=160mm 腹板的厚度 c=0.3B2=0.360=18mm 腹板中心孔直徑 D0=0.5(D2+D1)=0.5(160+90)=125mm 腹板孔直徑 d0=0.25(D2-D1)=0.25(160-90)=17.5mm 取d0=18mm 齒輪倒角 n=0.5mn=0.52.5=1.25mm 取n=1.5mm 齒輪的具體工作圖見齒輪的零件圖（附）。 2、2、輸出軸的結構尺寸設計 1、求出軸上的功率P、轉速n和轉矩T (1)已知傳動軸的轉速n=1000r/min (2)軸的轉矩T=400Nm (最大封閉功率) 2、求作用在齒輪上的力 已知兩個齒輪的分度圓直徑為 d=mz=3×70=210mm 圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示。 3、選擇材料、確定許用應力 (1)選取軸的材料為45號崗，調質處理。 由《機械設計》第八版表15-1查得材料強度極限，對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力[]=60MPa 。 (2)估算軸的最小直徑 (A0=110，由《機械設計》第八版表15-3查得) 考慮到鍵槽的影響，必須乘上一個系數K， 查直徑系列取標準直徑d=40mm 4、軸的結構設計 (1)根據軸上零件的定位、拆裝方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計成階梯軸，如下圖所示： (2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅰ-Ⅱ軸段的直徑，；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。 半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度L1=45mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故Ⅰ-Ⅱ軸段的長度應比L1略短一些，現取44mm。 ②初步選定滾動軸承。因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，而且軸向力有Fa=1050N，故可以選擇 圓錐滾子軸承和角接觸的球軸承，同時也考慮到兩者的經濟價值和角接觸球軸承也能夠完全滿足要求，因此選擇角接觸的求軸承。參照工作要求，選擇0組基本游隙、標準精度等級的求軸承7210C，其尺寸為 故 ③取安裝齒輪處的軸段Ⅴ-Ⅵ的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地要壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂的寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)的寬度為10 mm。 ④軸承端蓋的總寬度為30 mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的拆裝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，故取。 ⑤取齒輪距箱體內壁之間的距離為10 mm，角接觸球軸承距箱體內壁的距離17 mm，故取。 至此，基本上已經初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為50 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為k6。 (3)參考表15-2，取軸端倒角為2-450,各軸肩處的圓角半徑具體見軸的零件圖。 5、校核軸的強度 (1)受力分析（如下圖） 軸上的扭矩： T=400Nm 圓柱斜齒輪 圓周力 徑向力 垂直面支反力 水平面支反力 (因為兩個軸承與齒輪成對稱布置，所以各支反力等于徑向力和切向力的一半) (2)求危險截面的彎矩，并繪制彎矩圖 垂直面 水平面 (3)合成彎矩 (4)扭矩 (5)當量彎矩 （脈動扭矩，長啟動停車，取折合系數） (6)強度校核 考慮到鍵槽的影響，，所以原設計強度足夠，安全。軸的受力分析圖如下頁： 2、3、輸入軸的結構尺寸設計 1、求出軸上的功率P、轉速n和轉矩T (1)已知傳動軸的轉速n=1000r/min (2)軸的轉矩T=400Nm (最大封閉功率) 2、求作用在齒輪上的力 已知兩個齒輪的分度圓直徑為 d=mz=2.538=190mm 圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示。 3、選擇材料、確定許用應力 (1)選取軸的材料為45號崗，調質處理。 由《機械設計》第八版表15-1查得材料強度極限，對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力[]=60MPa 。 (2)估算軸的最小直徑 (A0=110，由《機械設計》第八版表15-3查得) 考慮到鍵槽的影響，必須乘上一個系數K， 查直徑系列取標準直徑d=40mm 4、軸的結構設計 （設計的方法與原則同輸出軸） (1)確定各軸段的直徑 ①段: ，根據最小的軸徑來估算。 ②段: ，根據油封標準。 ③段: ，與軸承（角接觸球軸承7210C）配合。 ④段: ，大于，減少加工面。 ⑤段: ，大于，安裝齒輪處的尺寸盡量圓整。 ⑥段: ，軸肩，。 ⑦段: ，與第三段相同，與軸承配合。 ⑧段: ，與第二段相同，根據油封標準選擇。 ⑨段: ，與第一段相同，與聯(lián)軸器相連，根據最小的軸徑來估算。 ⑵確定箱體的內寬 由于箱體內有齒輪的旋轉，兩側應留有的間隙；考慮到鑄造的不精確，要將箱體內寬圓整到整數。因為齒輪寬度，故箱體的內寬度W ⑶確定各軸段的長度 ①段: ，根據聯(lián)軸器的標準來選擇。 ②段: ，外露尺寸，軸承端蓋的長度。 ③段: ，軸承的寬度為，套筒伸出軸肩一點點。 ④段: ，軸承距左端箱體內壁，齒輪距箱體壁。 ⑤段: ，小于輪轂，便于定位可靠。 ⑥段: ，軸環(huán)的長度。 ⑦段: ，（套筒的軸承寬度） ⑧段: ，與第二段軸的長度相同，外露尺寸，軸承端蓋的長度。 ⑨段: ，與第一段軸相同，根據聯(lián)軸器的標準來選擇。 總軸長L： ⑷各支撐點的間距 軸承間距 各段軸的直徑、長度確定后，即軸的結構尺寸設計基本完成。但是最終能不能用還必須校核其危險截面。主要是根據設計的結構尺寸，按彎扭組合來校核軸的強度。 5、校核軸的強度 (1)受力分析（如下圖） 軸上的扭矩： T=400Nm 圓柱斜齒輪 圓周力 徑向力 垂直面支反力 水平面支反力 (因為兩個軸承與齒輪成對稱布置，所以各支反力等于徑向力和切向力的一半) (2)求危險截面的彎矩，并繪制彎矩圖 垂直面 水平面 (3)合成彎矩 (4)扭矩 (5)當量彎矩 （脈動扭矩，長啟動停車，取折合系數） (6)強度校核 考慮到鍵槽的影響，，所以原設計強度足夠，安全。軸的受力分析圖如下頁： 2、4、滾動軸承的選擇及其壽命計算 考慮到軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，而且軸向力有Fa=1050N，故可以選擇圓錐滾子軸承和深溝球軸承，同時也考慮到兩者的經濟價值和深溝球軸承也能夠完全滿足要求，因此選擇角接觸的求軸承。參照工作要求，選擇（0）2尺寸系列組基本游隙、標準精度等級的深溝球軸承6208，其尺寸為 查滾動軸承樣本可知深溝球軸承6208的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。軸承的的受力分析圖如下： (1)求兩軸承受到的徑向力 因為已知齒輪所受的徑向力，又因為兩個軸承與齒輪成對稱布置，所以。 (2)求兩軸承的計算軸向力和 對于7210AC型軸承，按《機械設計》第八版表13-7，軸向派生力，其中，為表13-5中的判斷系數，其值。 根據上面的受力圖，可知 ① 軸承被放松： 因此， ②軸承被壓緊： 所以， 又因為 ； 所以兩軸承的當量載荷為和 查《機械設計》第八版表13-5可知， ，； ，； 所以， 因為，所以按軸承2的疲勞壽命來計算 年（壽命足夠） 2、5、鍵的選擇及其校核 1、齒輪輪轂與軸相連接的鍵 (1)選擇鍵的連接類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。又由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據從《機械設計》第八版表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由于輪轂寬度，并參考鍵的長度系列，取鍵長（比輪轂的寬度略小一些） (2)校核鍵的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。由式（6-1）可得 （強度足夠） 鍵的標記為： 2、聯(lián)軸器輪轂與軸相連接的鍵 (1)選擇鍵的連接類型和尺寸 一般8級以上精度的聯(lián)軸器傳動有定心精度的要求，應選用平鍵連接。又由于鍵的位置的設計不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據從《機械設計》第八版表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由于聯(lián)軸器輪轂寬度，并參考鍵的長度系列，取鍵長（比聯(lián)軸器輪轂的寬度略小一些） (2)校核鍵的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。由式（6-1）可得 （強度不夠） 可見連接的擠壓強度不夠。考慮到相差較大，因此改用雙鍵，相隔180度布置。雙鍵的工作長度，由式（6-1）可得 <（強度不夠） 鍵的標記為： 2、6、聯(lián)軸器的選擇 由于齒輪實驗臺的載荷平穩(wěn)，速度也不怎么高，并且無特殊的要求，考慮到拆裝方便及經濟性的問題，選用凸緣聯(lián)軸器。 取K=1.3， 因為T=400Nm 所以 選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉矩，。 采用Y型軸孔，A型鍵。 型彈性柱銷式聯(lián)軸器的有關參數如下表： 型 號 公稱 轉矩 許用轉數 軸孔直徑 軸孔長度 外徑 材 料 軸孔 類型 鍵槽 類型 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 2．7、鏈傳動的設計 已知電動機的額定功率為4KW，主動鏈鏈輪的轉速為n1=20r/min,傳動比為i=2，載荷平穩(wěn)，中心線水平布置。 1． 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數z1=19,大鏈輪齒數為z2=i×z1=2×19=38 2.確定計算功率 有表9-7查得KA=1.3,由表9-13查得KZ=1，三排鏈，則計算功率為 =2.08KW 3選擇鏈條型號和節(jié)距 根據Pca=2.08及n1=20r/min查圖9-11，可選10A。查表9-1，鏈條節(jié)距為p=15.875mm。 4．計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距a0=（30～50）×15.875mm=476.25～793.75mm 。取a0=476mm 。相應的鏈長節(jié)數為 Lp0= =69.3取鏈長節(jié)數Lp=69節(jié) 查表9-8得到中心距計算系數 f1=0.24708,則鏈傳動的最大中心距為 a=f1p【2Lp-（z1+z2）】=0.24708×15.875×【2×69-（19+38）】=478 5.計算鏈速v,確定潤滑方式 V==m/s=5.027m/s .由v=5.027m/s和鏈號10A，查表9-14可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑 6．計算壓軸力Fp 有效圓周力為：Fe=1000=1000×=795.7N 鏈輪的鏈輪的結構和材料 小鏈輪的設計 小鏈輪采用剛制小鏈輪,材料選用45鋼 分度圓直徑d===96.45 齒頂圓直徑==100.83 =96.45＋1.25×15.875－10.16=106.13 取da=105.7 齒根圓直徑=96.45-10.1686.29 齒高 =0.5×=2.8575 =0.625×15.875－0.5×10.16＋=5.510 確定的最大軸凸緣直徑 = =78.68 大鏈輪設計 選用腹板式多排鑄造鏈輪，材料采用普通灰鑄鐵。 分度圓直徑d===192 齒頂圓直徑da=202 齒根圓直徑=182 確定的最大軸凸緣直徑dg=175 鏈傳動的受力分析 鏈傳動在安裝時，應使鏈條受到一定的張緊力。張緊力是通過使鏈 條保持適當的垂度所產生的懸垂拉力來獲得的。鏈傳動張緊的木土主要是使松 不至過松，以免出現鏈條的不正常齒合 跳齒或脫鏈。因為鏈傳動 為齒合傳動，所以與帶傳動相比，鏈傳動所需的張緊力要小得多。 鏈傳動在工作時，存在緊邊拉力和松邊拉力。如果不計傳動中的載 荷，則緊邊拉力和松邊拉力分別為 式中；——有效圓周力，N ——離心力引起的拉力，N ——懸垂拉力，N 有效圓周力為 =795.7 N S式中：P——傳遞的功率，KW V——鏈速，m/s 離心力引起的拉力為 懸垂拉力為 其中： 式中：a——鏈傳動的中心距，mm ——垂度系數，見圖9-9 2、8、軸承端蓋的設計及計算 軸承端蓋的結構示意圖如下： (1) 螺釘的直徑： 軸承的外徑 取 ， ，由結構決定。 由密封圈的尺寸確定。 (2) （各參數的設計準則與上面的端蓋完全相同） 2、9、傳感器的選擇 選用新型先進傳感器，量程500N/m轉距，圖如下 總結 通過兩個多月的畢業(yè)設計，我覺得我對專業(yè)知識的運用以及CAD 繪圖能力都得到了很大的提升。雖然兩個多月的設計是相當辛苦的，但我 認為這小小的辛苦是值得的，并且是相當有意義的。 本次設計主要是對湘潭大學的齒輪實驗臺進行改進和創(chuàng)新，由于本 試驗臺為封閉功率流式，用直流電動機驅動，能在運行中進行雙向 加載，可同時進行封閉扭矩與電機扭矩的測量及顯示，所以設計中 涉及到設計合適的齒輪，選用新型的扭距傳感器。我選用的設計題 目是多功能齒輪實驗臺的設計與CAD，需要新加一個鏈傳動。設計 要求不僅能測試原先的齒輪的效率 、功率 以及壽命，還要求能對 鏈傳動的效率、 壽命進行測試。 設計題目分下來后，我經過了前期查閱治療、現場測繪，然后就是構思 設計方案，隨后通過設計計算繪制了裝配圖和零件圖，最后整理說明書 翻譯外文完成了設計。整個過程歷時兩個多月，我雖然感受到個人獨立 設計的艱苦性，但是更多的是通過設計鞏固的專業(yè)知識和提高了實際 設計的能力，其結果是令人欣慰的，成果是另人驚喜的！ 設計中我發(fā)現了眾多問題，我發(fā)現自身的不足，通但是過與同組 同學交流以及梁老師的知道使的自身能力不斷的提升，這為我以 后出社會工作積累了相當大的財富。 感謝老師提供里這樣寶貴的機會，這將是我走向社會邁出的重要 一步。感謝指導老師梁教授的辛苦指導以及同組同學的幫助。 廖爭洪. 2008.5 參考文獻 [1]吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].2版.北京：高等教育出版社，2006. 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