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題目：多功能試驗臺的設計
一、題目來源及原始數(shù)據(jù)資料
題目來源：由指導教師根據(jù)教學需要自擬的課題。
原始數(shù)據(jù)資料：（1）相關教學數(shù)據(jù)；（2）試驗臺的設計方案等；（3）試驗臺的功能：能做齒輪傳動實驗，并能做皮帶、鏈條等相關實驗；（4）試驗臺立體尺寸：1500*1000*800
二、畢業(yè)設計要求
在機械專業(yè)的學習中，有很多課程需要實驗，如《機械原理》、《創(chuàng)新設計》和《先進制造技術》等，多功能試驗臺可以為課程提供靈活的實驗平臺。通過本畢業(yè)設計，對現(xiàn)有的傳動進行比較，設計出一試驗機架平臺，該試驗臺可以進行齒輪傳動、皮帶傳動和鏈條傳動等多種形式的實驗，每種形式各有其運動特點，而且使各種傳動形式能互相交換，試驗臺拆卸方便，運轉靈活，方便學生進行各種機械方面的實驗。
畢業(yè)設計要求完成多功能傳動試驗臺的設計，主要包括：
1． 現(xiàn)有各種試驗臺的比較分析；
2． 試驗臺機架的設計；
3． 傳動機構的結構設計；
4． 繪制試驗臺的裝配圖，繪制重要零件的零件圖；
5. 最終提交：
(1)不少于15000字的設計說明書；
(2)工程設計圖3張以上（其中至少有1張A2圖）。
三、主要參考文獻
[1] 肖曉萍，基于面向對象的機械傳動試驗臺控制系統(tǒng)[J]，測控技術，2006,(6).
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[3] 陸責友等，電加載機械傳動實驗臺的設計[J]，吉林工業(yè)大學自然科學學報，2002, (3).
[4] 黎成輝， 多功能氣壓傳動實驗臺的設計[J], 職業(yè)圈，2007,(8).
[5] 李素敬， 綜合傳動實驗臺及其國用[J],實驗技術與管理，2004,(11).
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[10] 王書鵬等，循環(huán)流化床鍋爐大型多功能實驗臺監(jiān)控系統(tǒng)的研究與實現(xiàn) [M]，浙江大學，2010.
[11] 曹玉兵，共直流母線系統(tǒng)加載實驗臺的研究[J]，電氣自動化，2012,(9).
[12] 魏忠才，CLDT-C材料力學多功能實驗臺的研制與應用 [J],實驗室研究與探索，2008,(4).
[13] 游宇，多功能旋轉機械故障自愈調控實驗臺[J]，北京化工大學學報(自然科學版), 2006,（1）.
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[15] 游宇，高速轉子系統(tǒng)故障診斷與自愈多功能實驗臺的研制 [M]，北京化工大學，2005
：
寧XX學院
畢業(yè)設計(論文)
多功能試驗臺的設計
所在學院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學 號
指導老師
年 月 日
摘要
本文主要介紹多功能試驗臺的發(fā)展狀況，多功能試驗臺總體及傳動部分結構設計原理，多功能試驗臺總體方案分析及確定，多功能試驗臺總體及傳動部分結構設計內(nèi)容所包含的機械圖紙的繪制，總體及傳動部分的計算，結構設計結論與建議。
在機械專業(yè)的學習中，有很多課程需要實驗，如《機械原理》、《創(chuàng)新設計》和《先進制造技術》等，多功能試驗臺可以為課程提供靈活的實驗平臺。通過本畢業(yè)設計，對現(xiàn)有的傳動進行比較，設計出一試驗機架平臺，該試驗臺可以進行齒輪傳動、皮帶傳動和鏈條傳動等多種形式的實驗，每種形式各有其運動特點，而且使各種傳動形式能互相交換，試驗臺拆卸方便，運轉靈活，方便學生進行各種機械方面的實驗。
整機結構主要由電動機產(chǎn)生動力將需要的動力傳遞到減速器上，減速器再進行分配,提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。
本論文研究內(nèi)容：
(1) 多功能試驗臺總體及傳動部分總體結構設計。
(2) 多功能試驗臺總體及傳動部分工作性能分析。
(3)電動機的選擇。
(4) 多功能試驗臺總體及傳動部分的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件。
(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。
(6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。?
?
關鍵詞：多功能試驗臺，傳動設計，結構設計
59
Abstract
This paper mainly introduces the development of multifunctional test platform, multi function test bed and the overall transmission part structure design principle, analysis of the overall scheme of multi function test bench and the determination of mechanical drawing, drawing the multifunctional test platform overall structure design and the transmission part contains the calculation of the total, and the transmission part of the structural design, conclusions and recommendations.
In the mechanical professional learning, there are many courses need to experiment, such as the principle of "innovation", "mechanical design" and "advanced manufacturing technology" and so on, multifunctional test platform can provide a flexible experimental platform for the curriculum. Through this graduation design, carries on the comparison to the existing transmission, design a test platform of the frame, the test bench can gear drive, belt drive and chain drive and other forms of experiment, each form has its own characteristics, but also makes a variety of transmission test bench to exchange, the disassembly is convenient, flexible operation, to facilitate students a variety of mechanical experiment.
The whole structure is mainly composed of the motor power will need to transfer the power to the reducer, reducer and distribution, improve labor productivity and automation level.
The content of this paper:
(1) part of the overall structural design of multi function test bench and the overall transmission.
(2) performance analysis of multi function test bed and the overall transmission part.
(3) the choice of motor.
(4) transmission system, multi function test bench overall execution part and the transmission part of the.
(5) the design of parts of the design calculation and check.
(6) the assembly drawing and parts drawing assembly drawings and parts drawings design.
Keywords: Design of multi function test bench, transmission, structure design
目 錄
摘要 II
Abstract III
第1章 緒論 1
1.1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 1
1.2 國外研究現(xiàn)狀 1
1.3 課題設計目的和意義 2
第2章 總體參數(shù)的設計 4
2.1 多功能試驗臺的工作原理 4
2.2多功能試驗臺的動力選擇 4
2.3多功能試驗臺的驅動方式 4
2.4多功能試驗臺的動力性能比較 5
2.5多功能試驗臺的組成結構 6
2.6帶傳動裝置 6
2.6.1 同步帶介紹 6
2.6.2 同步帶的特點 6
2.6.3 同步帶傳動的主要失效形式 7
2.7 減速電機介紹 9
2.8 電機的選取 9
2.9 同步帶傳動計算 11
2.9.1 同步帶計算選型 11
2.9.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 14
2.9.3 同步帶的設計 16
2.10 軸的設計 16
2.11 鍵的選擇與校核 20
第3章 鏈傳動設計 23
3.1 傳送鏈概述 23
3.2 鏈傳動設計設計過程 24
3.2.1 驅動軸的設計 26
3.2.2 鏈輪軸的設計 27
3.3 軸承的選型及校核 30
3.4 鏈強度計算 32
3.4.1 鏈傳動的運動特性 32
3.4.2 鏈傳動的動載荷 33
3.4.3 鏈傳動的受力分析 34
第4章 齒輪的設計計算 36
4.1 選擇齒輪材料及精度等級 36
4.2 按齒面接觸疲勞強度設計 36
4.3 鍵的選擇與校核 47
第5章 機架的設計 49
5.1對機架結構的基本要求 49
5.2 機架的結構 50
5.3 橫梁設計 51
5.4 機架的基本尺寸的確定 53
5.5 架子材料的選擇確定 53
5.6 主要梁的強度校核 54
結 論 56
參考文獻 57
致謝 58
第1章 緒論
1.1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀
傳動系統(tǒng)試驗臺，是用于測試和研究機器傳動系統(tǒng)總成部件的設備。這些總成部件包括變速器、驅動橋、半軸、差速器、主減速器等。它們是機器的關鍵組成部分，直接關系到機器行駛的動力性、經(jīng)濟性和可靠性。
機器傳動系統(tǒng)試驗臺要發(fā)揮其試驗功能，核心部分是試驗臺的控制系統(tǒng)。對其控制系統(tǒng)進行開發(fā)和研究，可以提高整個試驗臺的控制精度，研究不同工況下的傳動部件的加載狀況，確保試驗臺測試的穩(wěn)定性和安全性。
一般情況下，試驗臺數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)用來采集試驗進行中所需要的各項狀態(tài)參數(shù)，以便監(jiān)控試驗臺系統(tǒng)的工作狀況，并且采集和實時顯示所必需觀測的數(shù)據(jù)量，為試驗臺的閉環(huán)控制創(chuàng)造條件。試驗臺驅動系統(tǒng)由上位機發(fā)送指令，通過變頻器控制驅動電機的運行狀態(tài)，為傳動系統(tǒng)部件的測試提供動力來源。闡述了驅動控制的原理，分析了相關性能指標，實現(xiàn)了試驗臺的驅動控制。傳動系統(tǒng)試驗臺的加載系統(tǒng)，通過變頻器控制負載電機的轉差率，模擬機器在不同路面條件和行駛工況下的阻力狀況，為傳動系統(tǒng)部件的測試施加各種載荷。
機器傳動系統(tǒng)試驗臺是一個綜合測試平臺。規(guī)范試驗臺的硬件和軟件操作一方面能有效地保護試驗臺的硬件設施，使試驗臺穩(wěn)定運行，另一方面更能充分發(fā)揮試驗臺在傳動系統(tǒng)部件測試中的作用。對試驗臺的軟件構架上添加保護功能，能防止試驗中因可能出現(xiàn)的過電流造成的變頻器損壞，電機失控現(xiàn)象等危險情況。保證試驗設備和試驗人員的安全。
1.2 國外研究現(xiàn)狀
與國外相比，國內(nèi)對于傳動實驗臺的研究起步相對較晚。研究工作始于二十世紀八十年代初期。國內(nèi)較早從事這方面研究工作的主要單位有北京理工大學、重慶大學、鄭州機械研究所、長春汽車研究所、西安重型機械研究所、西安理工大學、合肥工業(yè)大學、四川工業(yè)學院、西安減速機廠、西安公路交通大學等單位。他們先后建立起了各種形式的傳動實驗臺。這些實驗臺的建立從理論上和實踐上都取得了很大的進步，積累了豐富的經(jīng)驗，代表著我國機械傳動實驗設備的發(fā)展水平。
1、2004年同濟大學機械工程學院建立了基于閉式液壓系統(tǒng)的工程車輛傳動系實驗臺。實驗臺傳動系主要由動力系統(tǒng)、變量液壓泵、變量液壓馬達、變速箱、驅動橋及其輪胎組成。加載時，可在變速箱后連接測功機進行加載，或者在驅動橋兩側進行加載。電液比例控制的變量液壓泵和電控變量液壓馬達組成液壓閉式傳動系統(tǒng)，變量柱塞泵的斜盤角度可由控制器輸出的PWM控制信號通過斜盤角度調節(jié)桿進行無級調節(jié)，從而改變液壓泵的排量大小和方向，液壓傳動與機械傳動系統(tǒng)組成工程車輛傳動系實驗臺。液壓馬達的排量由控制器輸出開關信號進行大小兩檔排量的調節(jié)。室內(nèi)實驗臺架主要由合理匹配動力系統(tǒng)、液壓傳動、計算機控制與顯示、機械傳動等構成，主要應用于研究工程車輛的動力匹配、閉式液壓傳動系統(tǒng)性能、變量馬達和變速箱構成的復合變速系統(tǒng)特性以及計算機控制技術在工程車輛傳動系的應用等。實驗臺測控系統(tǒng)采用Sauer-Danfoss公司生產(chǎn)的MC050型控制器以DSP技術為核心，具有強大的計算能力和豐富的I/O資源?？刂破鞯目刂扑惴ǖ木幊毯惋@示器的圖形顯示均基于其功能強大的PLUS+1專用的圖形編程軟件。
(4)自動化程度高，配備數(shù)據(jù)自動采集和處理系統(tǒng)；
(5)控制及保護功能更加完善；
(6)可測量的技術參數(shù)越來越多，如電壓、電流，轉矩、轉速，溫度，流量、流速，噪聲，場強等；
(7)維護工作量少，運用經(jīng)濟性好。
從國內(nèi)的現(xiàn)狀看多數(shù)交流傳動試驗臺屬于能耗型和機組反饋式試驗臺，即使采用交流異步電機互饋方式，其功率等級、控制方法亦難以滿足我國鐵路快速發(fā)展的要求，因此有必要建立一個技術先進、功能完備、性能優(yōu)良的交流傳動試驗臺，為交流傳動系統(tǒng)及其部件的研發(fā)、制造、試驗以及檢驗創(chuàng)造良好的條件。
1.3 課題設計目的和意義
大學時光，悄然逝去。在這四年中，我不僅學到了自己需要的知識，同時也提高了自己的能力。但是，學到的很多東西畢竟僅僅都是書本上的理論知識，顯然和實際有很大的差距。通過這次的畢業(yè)設計，我可以將自己所學到的理論知識更好的與實際相結合起來，從中能夠鍛煉我的思維能力，同時也是對這幾年所學知識的一個綜合的運用，同時也為將來要從事的職業(yè)打下良好的基礎。
畢業(yè)設計同樣也是大學最關鍵的一個教育環(huán)節(jié)，在這次畢業(yè)設計中，我要能夠靈活、系統(tǒng)的運用所學知識，提高自己分析問題、解決問題的能力，培養(yǎng)認真、嚴謹?shù)膶W習作風和吃苦耐勞、一絲不茍、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度。同時，也使自己更加熟練的掌握“如何查閱國內(nèi)為有關的技術資料和文獻”，從中學會調查、收集、整理比較有價值的資料，在保留同類產(chǎn)品優(yōu)點的同時，運用新技術、新工藝、新資料、新材料、大膽創(chuàng)新，以彌補同類產(chǎn)品的不足之處，使產(chǎn)品趨于更合理、更先進、更優(yōu)化、更具有使用價值和良好的經(jīng)濟效益。
第2章 總體參數(shù)的設計
2.1 多功能試驗臺的工作原理
在機械專業(yè)的學習中，有很多課程需要實驗，如《機械原理》、《創(chuàng)新設計》和《先進制造技術》等，多功能試驗臺可以為課程提供靈活的實驗平臺。通過本畢業(yè)設計，對現(xiàn)有的傳動進行比較，設計出一試驗機架平臺，該試驗臺可以進行齒輪傳動、皮帶傳動和鏈條傳動等多種形式的實驗，每種形式各有其運動特點，而且使各種傳動形式能互相交換，試驗臺拆卸方便，運轉靈活，方便學生進行各種機械方面的實驗。
機械系統(tǒng)通常是由原動機、傳動裝置、工作機和控制操縱部件及其它輔助部件組成。工作機是機械系統(tǒng)中的執(zhí)行部分，原動機是機械系統(tǒng)的中的驅動部分，傳動裝置則是把原動機和工作機有機地聯(lián)系起來，實現(xiàn)能量傳遞和運動形式轉換不可缺少的部分，而其中原動機在機械系統(tǒng)中所起的作用是：（1）把自然界的能源變成機械能；（2）把發(fā)電機等變能機所產(chǎn)生的各種形態(tài)的能量轉換為機械能。
2.2多功能試驗臺的動力選擇
常用原動機有以下三種運動形式，具體見表2-1：
表2-1 原動機運動形式
運動形式
實例
連續(xù)運動
電動機、液壓馬達、氣壓馬達、柴油機、汽油機
往復運動
直線電動機、汽缸、液壓缸
往復擺動
擺動油缸、擺動汽缸
2.3多功能試驗臺的驅動方式
由一臺原動機通過傳動裝置驅動執(zhí)行機構工作，叫做單機集中驅動。而多機分別驅動自然而然是用多臺原動機來驅動各執(zhí)行機構工作。兩種驅動方式中，單機集中驅動傳動裝置復雜，操作麻煩，功率大，但價格便宜。而多機分別驅動傳動裝置簡單，電動機功率小，但成本比較高。
1）必須考慮到工作機對原動機所提出的起動、過載、運轉平穩(wěn)性等方面的要求；
2）必須考慮到其經(jīng)濟效益及其成本，這也是非常重要的一項。
3）必須考慮到現(xiàn)場能源的供應情況及工作環(huán)境因素；
4）必須考慮原動機的機械特性與工作機的匹配情況；
5）必須考慮到維修是否方便，操作是否簡單，工作是否可靠；
2.4多功能試驗臺的動力性能比較
表2-2 原動機性能比較
類別
電動機
氣缸馬達
液壓馬達
柴油機
尺寸
較大
較小
較小
較大
功率及取范圍
功率大；0.3~1000KW，范圍廣
功率比電動機大；一般在2.2KW以下，尤其適用于0.75KW以下的高速傳動
功率最大；受實際油壓和馬達尺寸的限制
功率大；5~38000KW
重量
大
比電動機大
最大
大
輸出剛度
硬
軟
較硬
較硬
運行溫度控制
溫度應低于許應值
排氣時空氣膨脹，噪聲較大，排氣處應安裝消聲器
對油箱進行風冷或水冷
調整方法和性能
直流電動機用改變電樞電阻、電壓或改變磁通的方法；交流電動機用變頻、變極或變轉差率的方法
用氣閥控制，簡單，迅速，但不夠精確
通過閥或泵控制改變流量，調速范圍大
較難
噪聲
小
較大
較大
較大
維護要求
較少
少
較多
較多
初始成本
低
較高
高
高
運轉費用
最低
最高
高
高
應用
很廣，需要動力電源
小功率高速場合
較廣
很廣，如各種車輛，船舶、農(nóng)用機械、工程機械和壓縮機等等
2.5多功能試驗臺的組成結構
該工作臺利用機架的原理，將齒輪傳動，鏈傳動和帶傳動串聯(lián)起來，整個試驗臺由電機減速器作為動力，整個機構的組成見下圖。
2.6帶傳動裝置
2.6.1 同步帶介紹
同步帶是綜合了帶傳動、鏈條傳動和齒輪傳動的優(yōu)點而發(fā)展起來的新塑傳動帶。它由帶齒形的一工作面與齒形帶輪的齒槽嚙合進行傳動，其強力層是由拉伸強度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與帶輪之間在傳動過程中投有滑動，從而保證主、從動輪間呈無滑差的間步傳動。
2.6.2 同步帶的特點
(1)、傳動準確，工作時無滑動，具有恒定的傳動比；
(2)、傳動平穩(wěn)，具有緩沖、減振能力，噪聲低；
(3)、傳動效率高，可達0.98，節(jié)能效果明顯；
(4)、維護保養(yǎng)方便，不需潤滑，維護費用低；
(5)、速比范圍大，一般可達10，線速度可達50m/s，具有較大的功率傳遞范圍，可達幾瓦到幾百千瓦；
(6)、可用于長距離傳動，中心距可達10m以上。
2.6.3 同步帶傳動的主要失效形式
在同步帶傳動中常見的失效形式有如下幾種：
(1)、同步帶的承載繩斷裂破壞
同步帶在運轉過程中承載繩斷裂損壞是常見的失效形式。失效原因是帶在傳遞動力過程中，在承載繩作用有過大的拉力，而使承載繩被拉斷。此外當選用的主動撈輪直徑過小，使承載繩在進入和退出帶掄中承受較大的周期性的彎曲疲勞應力作用，也會產(chǎn)生彎曲疲勞折斷(見圖3-2)。
圖3-2 同步帶承載繩斷裂損壞
(2)、同步帶的爬齒和跳齒
根據(jù)對帶爬齒和跳齒現(xiàn)象的分析，帶的爬齒和眺齒是由于幾何和力學兩種因素所引起。因此為避免產(chǎn)生爬齒和跳齒，可采用以下一些措施：
1、控制同步帶所傳遞的圓周力，使它小于或等于由帶型號所決定的許用圓周力。
2、控制帶與帶輪間的節(jié)距差值，使它位于允許的節(jié)距誤差范圍內(nèi)。
3、適當增大帶安裝時的初拉力開。，使帶齒不易從輪齒槽中滑出。
4、提高同步帶基體材料的硬度，減少帶的彈性變形，可以減少爬齒現(xiàn)象的產(chǎn)生。
(3)、帶齒的剪切破壞
帶齒在與帶輪齒嚙合傳力過程中，在剪切和擠壓應力作用下帶齒表面產(chǎn)生裂紋此裂紋逐漸向齒根部擴展，并沿承線繩表面延件，直至整個帶齒與帶基體脫離，這就是帶齒的剪切脫落（見圖3-3）。造成帶齒剪切脫落的原因大致有如下幾個：
1、同步帶與帶輪問有較大的節(jié)距差，使帶齒無法完全進入輪齒槽，從而產(chǎn)生不完全嚙合狀態(tài)，而使帶齒在較小的接觸面積上承受過大的載荷，從而產(chǎn)生應力集中，導致帶齒剪切損壞。
2、帶與帶輪在圍齒區(qū)內(nèi)的嚙合齒數(shù)過少，使嚙合帶齒承受過大的載荷，而產(chǎn)生剪切破壞。
3、同步帶的基體材料強度差。
為減少帶齒被剪切，首先應嚴格控制帶與帶輪間的節(jié)距誤差，保證帶齒與輪齒能正確嚙合；其次應使帶與帶輪在圍齒區(qū)內(nèi)的嚙合齒數(shù)等于或大于6，此外在選材上應采用有較高勿切韌擠壓強度的材料作為帶的基體材料。
圖3-3 帶齒的剪切破壞
(4)、帶齒的磨損
帶齒的磨損（見圖3-4）包括帶齒工作面及帶齒齒頂因角處和齒谷底部的廓損。造成磨損的原因是過大的張緊力和忻齒和輪齒間的嚙合干涉。因此減少帶齒的磨損，應在安裝時合理的調整帶的張緊力；在帶齒齒形設計時，選用較大的帶齒齒頂圓角半徑，以減少嚙合時輪齒的擠壓和刮削；此外應提高同步帶帶齒材料的耐磨性。
圖3-4 帶齒磨損
(5)、同步帶帶背的龜裂(圖3-5)
同步帶在運轉一段時期后，有時在帶背會產(chǎn)生龜裂現(xiàn)象，而使帶失效。同步帶帶背產(chǎn)
生龜裂的原因如下，
1、帶基體材料的老化所引起；
2、帶長期工作在道低的溫度下，使帶背基體材料產(chǎn)生龜裂。
圖3-5 同步帶帶背龜裂
防止帶背龜裂的方法是改進帶基體材料的材質，提向材料的耐寒、耐熱性和抗老化性能，此外盡量避免同步帶在低溫和高溫條件下工作。
2.7 減速電機介紹
減速電機是指減速機和電機的集成體。這種集成體通常也可稱為齒輪電機或齒輪電機。通常由專業(yè)的減速機生產(chǎn)廠進行集成組裝好后成套供貨。減速電機廣泛應用于鋼鐵行業(yè)、機械行業(yè)等。使減速電機的優(yōu)點是簡化設計、節(jié)省空間。減速機一般是通過把電動機.內(nèi)燃機或其它高速運轉的動力通過減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的。
圖3-6 減速電機
2.8 電機的選取
（1）粗略計算驅動電機的功率
已知假設重量為m=250kg
g=10N/kg
總重力G1=mg=25010=250N
1）驅動功率計算
則工件受到的摩擦力為：
則移行電機所需牽引力為：
假設直徑R=125mm
假設轉速na=61rpm
速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min
設功率安全系數(shù)為1.2，驅動裝置的效率為0.8，則需要的驅動功率為：
2）電動機至的總效率η
ηc—聯(lián)軸器效率，ηc=0.99
ηb—對滾動軸承效率，ηb=0.99
ηv—v帶效率，ηv=0.94
ηcy—滾子效率，ηcy=0。96
估算傳動系統(tǒng)總效率
η=ηvηbηcηcy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88
3） 所需電動機的功率Pd（kw）
Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw
為保證驅動電機有足夠的功率余量，結合減速電機樣本應選擇功率為0.37kW的電機。
根據(jù)要求選用sew減速電機型號為
S37DT71D4/BMG/HR/TH/IS/M1/A/180°/fb=1.55
電動機額定功率為Pm=0.37kw
電動機滿載轉速為nm=61r/min
（3）基于電動機的以上特點，本文選用減速電機作為輸送機床的驅動裝置。查SEW減速電機的規(guī)格表，選用如下減速電機。
表3.2 選用的電機的詳細參數(shù)
電機額定功率Pm/kW
輸出轉速
na/[r/min]
輸出扭矩
Ma/N·m
減速機
速比i
輸出軸許用徑向載荷FRa/N
使用系數(shù)
SEW-fB
減速機
型號
電機
型號
重量/kg
0.37
56
47
22.5
2870
1.55
DT71D4
SF37
14
此型號的電機在一定程度上保證了驅動功率有一定的盈余，因數(shù)在電機起動時，則此時的起動功率會比平時工作時的功率要大，且減速電機本身還有一定的使用系數(shù)。
2.9 同步帶傳動計算
2.9.1 同步帶計算選型
設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下：
式中 ——需要傳遞的名義功率
——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7；
表2.工作情況系數(shù)
2） 確定帶的型號和節(jié)距
可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。
其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。查表3-2-2
表3-2-2
選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm
3) 選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2
可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。
查得小帶輪最小齒數(shù)14。
實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù)
初步取值z1=34故大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。
故z1=34，z2=34。
4） 確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2
小帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm
大帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm
5） 驗證帶速v
由公式v=πd1n1/60000計算得，
s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。
a) 確定帶長和中心矩
根據(jù)《機械設計基礎》得
所以有：
現(xiàn)在選取軸間間距為取224mm
10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定
=()
=
=719.7mm
11、帶輪嚙合齒數(shù)計算
有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)的一半，即=17。
12、基本額定功率的計算
查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。
所以同步帶的基準額定功率為
==0.21KW
表4-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量
13、計算作用在軸上力
=
=71.6N
2.9.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分）
1、同步帶的節(jié)線長度
同步帶工作時，其承載繩中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要
參數(shù)。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內(nèi)（見表4-4）。
表4-4 帶節(jié)線長度表
2、帶的節(jié)距Pb
如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表4-5。
3、帶的齒根寬度
一個帶齒兩側齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。
圖4-2 帶的標準尺寸
表4-5 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸
4、帶的齒根圓角
帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶
齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當?shù)臄?shù)值。
5、帶齒齒頂圓角半徑八
帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時，
帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產(chǎn)生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。
6、齒形角
梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶輪齒槽內(nèi)，易產(chǎn)生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產(chǎn)生帶齒在輪齒頂部跳躍現(xiàn)象。
2.9.3 同步帶的設計
在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表4-6。帶的圖形如圖4-3。
表4-6 同步帶尺寸
型號
節(jié)距
齒形角
齒根厚
齒高
齒根圓角半徑
齒頂圓半徑
H
8
40。
6.12
4.3
1.02
1.02
圖4-3 同步帶
2.10 軸的設計
主要進行的是帶輪軸的設計與校核
圖7.1 軸的載荷分布圖
2.10.1 初步確定軸的最小直徑
（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)課本，取，于是得
＝112×＝60.36
（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。
查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故?。?.3，則：
＝1.3×1495.5×109＝1834.287
按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故?。?5 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。
2.10.2 軸的結構設計
表 7.1 帶輪軸結構設計參數(shù)
段名
參數(shù)
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
長度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
鍵b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ處
2×45o
Ⅱ處
R2
Ⅲ處R2.5
Ⅳ處R2.5
Ⅴ處R2.5
Ⅵ處R2.5
Ⅶ處
2.5×45o
（2） 軸上的零件的周向定位
帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，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，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸
參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。
2.10.3 求軸上的載荷
首先根據(jù)結構圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下：
＝57.1+71.6＝128.7 mm
＝＝＝4 966.34 N
＝＝＝3 960.59 N
＝＝＝2 676.96 N
＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N
＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014
＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416
＝＝679.68×71.6＝486 65.09
＝＝＝322 150.53
＝＝＝287 723.45
表5.2 帶輪軸設計受力參數(shù)
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力
＝4 966.34 N，＝3 960.59 N
＝2 676.96 N，＝679.68 N
彎矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
總彎矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
2.10.4 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，?。?.6，軸的計算應力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。
2.11 鍵的選擇與校核
1鍵的選擇
在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
表5-1 帶輪1上鍵的尺寸
2 鍵的校核
1.鍵的剪切強度校核
鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：
圖5-6 鍵剪切受力圖
鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結構合理）
2.鍵的擠壓強度校核
鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ）
圖5-7 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結構合理
第3章 鏈傳動設計
3.1 傳送鏈概述
鏈傳動是一種撓性運動，它由鏈條和鏈輪組成。通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來傳
遞運動和動力。鏈傳動按用途不同可以分為傳動鏈、鏈和起重鏈。
圖3-1 鏈傳動
滾子鏈的結構如圖3-1所示：它是由內(nèi)鏈板1、外鏈板2、銷軸3、套筒4和滾子5組成。內(nèi)鏈板與套筒之間、外鏈板與銷軸之間為過盈配合，滾子與套筒之間、套筒與銷軸之間為間隙配合。當內(nèi)、外鏈板相對撓曲時，套筒可繞銷軸自由轉動。滾子是活套在套筒上的，工作時，滾子沿鏈輪齒廓滾動，這樣就可減少齒廓的磨損。鏈的磨損主要發(fā)生在銷軸與套筒的接觸面上。因此，內(nèi)、外鏈板間應留少許間隙，以便潤滑油滲入銷軸和套筒的摩擦面間。
鏈板一般制成8字形，以使它的各個橫截面具有接近相等的抗拉強度，同時也減少了鏈的質量和運動時的慣性力。
圖3-2 滾子鏈的結構
當傳遞大功率時，可采用雙排鏈或多排鏈。多排鏈的承載能力與排數(shù)成正比。但由于精度的影響，各排鏈承受的載荷不易均勻，故排數(shù)不宜過多。
滾子鏈的鏈節(jié)數(shù)為偶數(shù)時，接頭處可用開口銷或彈簧卡片來固定，一般前者用于大節(jié)距，后者用于小節(jié)距；當鏈節(jié)數(shù)為奇數(shù)時，需采用過渡鏈節(jié)。由于過渡鏈節(jié)的鏈板要受附加彎矩的作用，所以在一般情況下最好不用奇數(shù)鏈節(jié)。
3.2 鏈傳動設計設計過程
確定鏈條型號、鏈節(jié)數(shù)、排數(shù)、鏈輪齒數(shù)、、鏈輪結構、材料、幾何尺寸、中心距、壓軸力、潤滑方式、張緊裝置
（1）選擇鏈輪齒數(shù)、
在17-114之間選取齒數(shù)。
（2）計算當量的單排鏈的計算功率
根據(jù)鏈傳動的工作情況、主動鏈輪齒數(shù)和鏈條排數(shù)，將鏈傳動的功率修正為當量的單排計算功率
，查《機械設計》表9-6得
，查《機械設計》圖9-13得
，由于是單排鏈，所以
故
（3）確定鏈條型號和節(jié)距
鏈條型號根據(jù)當量的單排鏈的計算功率和主動鏈輪轉速由《機械設計》圖9-11得到。然后由《機械設計》表9-1確定鏈條節(jié)距p 。
確定鏈條型號為：08A
確定鏈條節(jié)距為：12.7
（4）計算鏈節(jié)距和中心距
初選中心距，按下式計算鏈節(jié)數(shù)
將圓整為偶數(shù)
鏈傳動的最大中心距為：
式中，為中心距計算系數(shù)，查《機械設計》表9-7得=0.24907
（5）計算鏈速，確定潤滑方式
根據(jù)鏈速V，查《機械設計》圖9-14得，潤滑方式為定期人工潤滑
（6）計算鏈傳動在軸上的壓軸力
有效圓周力N
壓軸力==1.10x59.49=65.439 N
（7）設計總結
鏈輪
大鏈輪
小鏈輪
齒數(shù)
45
18
分度圓直徑()
181.43
73.41
齒頂圓直徑()
186
80.00
齒根圓直徑()
173.51
65.49
分度圓弦齒高()
3.00
4.00
齒側凸緣直徑()
<164.25
<58.71
節(jié)距()
12.7
軸間距()
623.148
鏈長()
1270
鏈節(jié)數(shù)()
130
鏈速()
0.57
鏈號
08A
3.2.1 驅動軸的設計
圖3-4驅動軸受力分析圖
由靜力平衡方程
求得支反力為
以梁的左端為坐標原點，選取坐標系如圖4.9a所示。集中力F作用于C點，梁在AC和CB兩段內(nèi)的剪力或彎矩不能用同一方程式來表示，應分段考慮。在AC段內(nèi)取距原點為x的任意截面，截面以左只有外力，根據(jù)剪力和彎矩的計算方法和符號規(guī)則，求得這一截面上的和M分別為
（a）
(b)
這就是在AC段內(nèi)的剪力方程和彎矩方程。如在CB段內(nèi)取距左端為x的任意截面，則截面以左右和F兩個外力，截面上的剪力和彎矩是
(c)
(d)
當然，如用截面右側的外力來計算會得到相同的結果。
由(a)式可知，在AC段內(nèi)梁的任意截面上的剪力皆為常數(shù)，且符號為正，所以在AC段(0
10r／min),可按基本額定動載荷計算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當軸承可靠性為90％、軸承材料為常規(guī)材料并在常規(guī)條件下運轉時，取500h作為額定壽命的基準，同時考慮溫度、振動、沖擊等變化，則軸承基本額定動載荷可按下式進行簡化計算。
C——基本額定動載荷計算值，N；
P——當量動載荷，N；
fh——壽命因數(shù)；1
fn——速度因數(shù)；0.822
fm——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時取1.5，較大時取2；
fd——沖擊載荷因數(shù)；1.5
fT——溫度因數(shù)；1
CT——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N；
查表得，fh=1；fn=0.822；fm=1.5；fd=1.5；fT=1。
在本裝置中，可以假設軸承只承受徑向載荷，則當量動載荷為：
P=XFr+YFa
查文獻[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0；
所以，P=Fr=1128N。由以上可得：
本機中的軸承承受的載荷多為徑向載荷，所以選取深溝球軸承，查文獻的附表，并考慮軸的外徑，選取軸承6305-RZ，其具體參數(shù)為：內(nèi)徑d=25mm，外徑D=62mm，基本額定載荷，基本額定靜載荷，極限速度為10000r/min，質量為0.219kg。
然后校核該軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的計算公式為：
式中：
——基本額定靜載荷計算值，N;
——當量靜載荷，N；
——安全因數(shù);
——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定靜載荷，
查文獻[3]的表6-2-14知，對于深溝球軸承，其當量靜載荷等于徑向載荷。
查文獻[3]的表6-2-14知，安全系數(shù)
則軸承的基本額定靜載荷為：
由上式可知，選取的軸承符合要求
3.4 鏈強度計算
3.4.1 鏈傳動的運動特性
由于鏈是由剛性鏈節(jié)通過銷軸鉸接而成，當鏈繞在鏈輪上時，其鏈節(jié)與相應的輪齒嚙合后，這一段鏈條將曲折成正多邊形的一部分。該正多邊形的邊長等于鏈條的節(jié)距p，邊數(shù)等于鏈輪齒數(shù)z，鏈輪每轉過一圈，鏈條走過zp長，所以鏈的平均速度v為
==
式中： 、——分別為主、從動鏈輪的齒數(shù)；
、——分別為主、從動鏈輪的轉速，r/min。
鏈傳動的平均傳動比
因為鏈傳動為嚙合傳動，鏈條和鏈輪之間沒有相對滑動，所以平均鏈速和平均傳動比都是常數(shù)。但是，仔細考察絞鏈鏈節(jié)隨同鏈輪轉動的過程就會發(fā)現(xiàn)，鏈傳動的瞬間傳動比和鏈速并非常數(shù)我們知道，鏈條由剛性鏈板通過鉸鏈連接而成。當鏈條繞在鏈輪上時，其形狀如圖所示：
在主動鏈輪上，鉸鏈A正在牽引鏈條沿直線運動，繞在主動鏈輪上的其他鉸鏈并不直接牽引鏈條，因此，鏈條的運動速度完全有鉸鏈A的運動所決定。鉸鏈A隨同主動鏈輪運動的線速度方垂直于AO，與鏈直線運動方向的夾角為。因此，鉸鏈A實際用于牽引鏈條運動的速度為
式中。為主動鏈輪的分度圓半徑，m。因為是變化的，所以即使主動鏈輪轉速恒定，鏈條的運動速度也是變化的。當=時，鏈速最低；當=0，鏈速最高，是主動鏈輪上的一個鏈節(jié)所對的中心角。鏈速的變化呈周期性，鏈輪轉過一個鏈節(jié)，對應鏈速變化的一個周期。鏈速變化的程度與主動鏈輪的轉速和齒數(shù)有關。轉速越高、齒數(shù)越少，則鏈速變化范圍越大。
在鏈速變化的同時，鉸鏈A還帶動鏈條上下運動，其上下運動的鏈速 也是隨鏈節(jié)呈周期性變化的。
在主動鏈輪牽引鏈條變速運動的同時，從動鏈輪上也發(fā)生著類似的過程。從動鏈輪上的鉸鏈C正在被直線鏈條拉動，并由此帶動從動鏈輪以轉動。因為鏈速方向與鉸鏈的C的線速度方向之間的夾角為，所以鉸鏈C沿圓周方向運動的線速度為
式中，為從動鏈輪的分度圓半徑，
由此可知從動鏈輪的轉速為
在傳動過程中因為在內(nèi)不斷變化，加上也是不斷變化，多以即使是常數(shù)，也是周期性變化的。
從上式中可得鏈傳動的瞬時傳動比為
可見鏈傳動的瞬時傳動比是變化的。鏈傳動的傳動比變化與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故以上現(xiàn)象稱為鏈傳動的多邊形效應。
3.4.2 鏈傳動的動載荷
鏈傳動在工作過程中，鏈速和主從鏈輪的轉速都是變化的，因而會引起變化的慣性力及相應的動載荷。
鏈速變化引起的慣性力為=ma
式中：—緊邊鏈條的質量，kg;
—鏈條變速運動的加速度，/。
如果視主動鏈輪勻速轉動，則
當時,
(
從動鏈輪因角加速度引起的慣性力為
式中：J—從動系統(tǒng)轉化到從動鏈輪軸的轉動慣性，;
—從動鏈輪的角速度，rad/s.
鏈輪的轉速越高，節(jié)距越大，齒數(shù)越少，則慣性力就越大，相應的動載荷也就越大。同時，鏈條沿垂直方向也在做變速運動，也會產(chǎn)生一定的動載荷。
此外，鏈節(jié)和鏈輪嚙合瞬間的相對速度，也將引起沖擊和振動，當鏈節(jié)和鏈輪輪齒接觸的瞬間，因鏈節(jié)的運動速度和鏈輪輪齒的運動速度在大小和方向上的差別，從而產(chǎn)生沖擊和附加的動載荷。顯然，節(jié)距越大，鏈輪的轉速越高，則沖擊越嚴重。
3.4.3 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?shù)拇苟人a(chǎn)生的懸垂拉力來獲得的。鏈傳動張緊的目的主要是使松邊不致過松，以免出現(xiàn)鏈條的不正常嚙合、跳齒或脫鏈。因為鏈傳動為嚙合傳動，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。如果不計傳動中的動載荷，則緊邊拉力和松邊拉力分別為
式中： F— 有效圓周力，N;
F— 離心力引起的拉力，N；
F— 懸垂拉力，N。
有效圓周力為
式中： P— 傳動的功率，kW；
V — 鏈速，m/s。
離心力引起的拉力為
式中： q為鏈條單位長度的質量，kg/m。懸垂拉力Ff為
Ff=max(Ff,Ff)
其中：Ff =Kfqa Ff =(Kf+sina)qa
式中：—鏈傳動的中心距，mm
Kf——垂度系數(shù)，見下圖。圖中f為下垂度，為中心線與水平面夾角。
圖3-11 懸垂拉力
第4章 齒輪的設計計算
4.1 選擇齒輪材料及精度等級
根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。
運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度，要求齒面粗糙度。
因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械設計》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。
取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，使兩齒輪的齒數(shù)互為質數(shù)，取值,選取螺旋角。初選螺旋角
則實際傳動比：
傳動比誤差：
，可用
齒數(shù)比：
由表[1]?。ㄒ蚍菍ΨQ布置及軟齒面）。
4.2 按齒面接觸疲勞強度設計
因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得：
確定有關參數(shù)如下：
1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
1)試選=1.35
2）由圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43
3）由圖10-26
則
4)計算小齒輪傳遞的轉矩