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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(diào)。
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(shù)字頻率計）可同時進行該兩項扭矩的數(shù)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(shù)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(shù)字頻率計）顯示正弦波的頻率。經(jīng)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）?？販貎x溫度最高可達100℃，使用使，可根據(jù)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(diào)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(diào)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(nèi)，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(shù)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(diào)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(shù)變化，可能調(diào)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(diào)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(jù)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(jù)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(shù)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(nèi)六角扳手，擰緊加載螺旋端的內(nèi)六角螺釘使螺旋與螺母鎖緊。
3＞ 用戶可根據(jù)附表的數(shù)據(jù)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(nèi)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(xiàn)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(nèi)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(jīng)上十次該進，但設計及制作經(jīng)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(chǎn)。配以CJ10系列交流接觸器，電壓220V（恒溫箱內(nèi)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(diào)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(chǎn)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(shù)
（1）根據(jù)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(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS。
（4）選擇兩個齒輪的齒數(shù)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(nèi)的各計算數(shù)值
①選擇載荷系數(shù)Kt。
由原動機為電動機，根據(jù)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(shù)
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(shù)為S=1)
⑤選取材料的彈性影響系數(shù)ZE
ZE=189.8 MPa0.5 （由?機械設計?表10-6查得）
⑥選取區(qū)域系數(shù)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(shù)K
已知使用系數(shù)KA=1,根據(jù)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(shù)校正所計算出的分度圓直徑d
95 mm 取d1=95 mm
⑤計算模數(shù)
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(shù)
=0.88 =0.88
③計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2
MPa
（2）計算齒輪的彎曲應力
①查取齒形系數(shù)。由?機械設計?表10-5查得：
②查取應力校正系數(shù)。由?機械設計?表10-5查得:
③計算載荷系數(shù)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(nèi)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(diào)質(zhì)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(shù)K，
查直徑系列取標準直徑d=40mm
4、軸的結構設計
(1)根據(jù)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(jù)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?、?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(xiàn)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(jīng)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(jù)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(nèi)壁之間的距離為10 mm，角接觸球軸承距箱體內(nèi)壁的距離17 mm，故取。
至此，基本上已經(jīng)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(shù)）
(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(diào)質(zhì)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(shù)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(jù)最小的軸徑來估算。
②段: ，根據(jù)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(jù)油封標準選擇。
⑨段: ，與第一段相同，與聯(lián)軸器相連，根據(jù)最小的軸徑來估算。
⑵確定箱體的內(nèi)寬
由于箱體內(nèi)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(nèi)寬圓整到整數(shù)。因為齒輪寬度，故箱體的內(nèi)寬度W
⑶確定各軸段的長度
①段: ，根據(jù)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(nèi)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(jù)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(jù)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(shù)）
(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(jīng)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(shù)，其值。
根據(jù)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(jù)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(jù)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(jīng)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(shù)如下表：
型
號
公稱
轉矩
許用轉數(shù)
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(shù)
取小鏈輪齒數(shù)z1=19,大鏈輪齒數(shù)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(jù)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(shù)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(shù)為
Lp0=
=69.3取鏈長節(jié)數(shù)Lp=69節(jié)
查表9-8得到中心距計算系數(shù) 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?shù)拇苟人a(chǎn)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(xiàn)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(shù)，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?shù)闹睆剑? 軸承的外徑
取
，
，由結構決定。
由密封圈的尺寸確定。
(2)
（各參數(shù)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(jīng)過了前期查閱治療、現(xiàn)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(xiàn)了眾多問題，我發(fā)現(xiàn)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
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