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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
一、 主要內(nèi)容及基本要求
主要內(nèi)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(shù)最高轉(zhuǎn)數(shù)1000轉(zhuǎn)/分，最大封閉功率40公斤米)
基本要求:
1、所設計產(chǎn)品，要求達到國內(nèi)領(lǐng)先水平。
2、圖紙清晰工整
3、轉(zhuǎn)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(nèi)容
完成時間
1
查閱資料、現(xiàn)場測繪
3.4——3.10
2
總圖調(diào)研與構(gòu)思方案
3.10——4.1
3
進行結(jié)構(gòu)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(xiàn)代機械>>.<<機械科學與技術(shù)>>,<<機械傳動>>,<<機械設計與制造>>和雜志（從1992年至進的有關(guān)文章）
2 有關(guān)傳感器的資料
3.有關(guān)聯(lián)軸器.離合器、帶輪的資料
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(jié)構(gòu)設計………………………………………………7
2．3．輸入軸的結(jié)構(gòu)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(jié)………………………………………………………………24
參考文獻…………………………………………………………25
英文翻譯…………………………………………………………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(qū)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(zhuǎn)速為0—1000轉(zhuǎn)/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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)，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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(qū)動電機及電器：本試驗臺用4KW直流電動機驅(qū)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(zhuǎn)前用手轉(zhuǎn)動聯(lián)軸器，觀察各部分是否能正常轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速到預定值時（最高轉(zhuǎn)速為1000轉(zhuǎn)/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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)蓋螺釘，并取下側(cè)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(cè)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)、位置，取Kt=1.2。
②齒輪的轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設計
齒輪的結(jié)構(gòu)采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu)，具體有關(guān)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(jié)構(gòu)尺寸設計
1、求出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T
(1)已知傳動軸的轉(zhuǎn)速n=1000r/min
(2)軸的轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸設計
1、求出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T
(1)已知傳動軸的轉(zhuǎn)速n=1000r/min
(2)軸的轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)，兩側(cè)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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?？紤]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(zhuǎn)矩，。
采用Y型軸孔，A型鍵。
型彈性柱銷式聯(lián)軸器的有關(guān)參數(shù)如下表：
型
號
公稱
轉(zhuǎn)矩
許用轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)示意圖如下：
(1)
螺釘?shù)闹睆剑? 軸承的外徑
取
，
，由結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)距，圖如下
總結(jié)
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(qū)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(gòu)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(jié)果是令人欣慰的，成果是另人驚喜的！
參考文獻
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[4]吳宗澤.機械設計實用手冊[M].2版.北京：化學工業(yè)出版社，2003.
[5]陳鐵鳴.新編機械設計課程設計圖冊[M].北京：高等教育出版社，2003.
[6]劉鴻文.材料力學[M].4版.北京：高等教育出版社，2004.
英文翻譯
深度探索
對海洋深處超過4年的探索后，美海軍將研制出能潛水更深的潛水潛。
大家都知道，人體經(jīng)過七八面的代謝后，其人體大廈的氨基酸，細胞， DNA鏈都已被替換。但不知何故，雖然我們的生活方式不同，它仍然同樣的會慢慢變老
我們認識到這點是因為我們的思考阿爾文，首先我們已建成載人深海潛水器，經(jīng)過42年的深刻俯沖，隨著壓力容器所經(jīng)營的伍茲霍爾海洋學研究所的沉淪，漫漫走向走向退休
看來，每經(jīng)過3年或者通過小組拆解其船體，潛水器的每一個部分，都可以進行檢查。那是跟新，同時也是改善。在過去40年已經(jīng)發(fā)生這么多次的跟新和檢查，船只每部分都已取代。據(jù)說雪萊總公共關(guān)系研究所稱：經(jīng)過漫長的42年，原來的每個部分都被取代了。
但在某種程度上，它仍然是相同的阿爾文，自1964年來這是其第一次潛水。原本潛水器被派到水深六〇〇〇英尺，也就是2000米左右。現(xiàn)在，因為鈦在1973年取代不銹鋼船員模塊，它可以下潛4000米，或以上一點四萬英尺。這意味著它可以達到約63 ％的洋底，在那里的小心翼翼，約一英里或一個半小時，由高爾夫球車電池，通過地形，可以達到以往達不到的地步
dawicki告訴我們，艾文之一，其大約不到一年前，其工藝無法升級到做更多直到現(xiàn)在。
在其一生中，在地中海中小潛找到了遺失的氫彈，探索深海熱液噴口（如收集證據(jù)，約300以前未知的生命形式，包括巨管蟲） ，它可以調(diào)查并協(xié)助拍攝的鐵達尼號，意外的是科學家的反饋至關(guān)重要的意見——深部在衰變。研究人員需要先報名并且等待多年才有機會去深海，如果他們得到這個機會將贏得了泊位8小時的潛水。
艾文告訴我們，他們經(jīng)過了4000多次的潛水。伍茲霍爾海洋學研究所在馬薩諸塞州的領(lǐng)導是阿爾文，為的是在美國海軍建立所謂的“國家海洋設施” 。現(xiàn)在該研究所計劃把船上的第二個潛水計劃在未來的兩年實施。
新船將是一個民用船只，經(jīng)費由美國國家科學基金會提供。我們無法證實，這將是所謂的阿爾文第二。我們也知道，雖然，這將大大加深潛水深度，下降到6500米，或者超過21000英尺，幾乎能到達整個洋底。
Dawicki解釋另一項創(chuàng)新，將在該地區(qū)提升能見度。艾文介紹到其三視圖港口之一，為飛行員和每兩名研究人員提供特殊的能見度。Dawick解釋說新潛艇將有共5檢視港口。
艾文的主要工程師，哈羅德froehlich ，是航空航天和機械工程師，在1962年他為通用公司設計建造從來沒有建成深海潛艇。
就如谷物公司，總部設在明尼蘇達州的內(nèi)陸來發(fā)生在美國的首次載人潛深的故事， 這就是froehlich帶領(lǐng)船員，為美海軍建造3人深海潛水器。
二戰(zhàn)結(jié)束后，海軍官員認識到，日本和德國知道更多關(guān)于建立潛艇的技術(shù)，主要是美國沒有潛水的經(jīng)驗，所以要大力發(fā)展海軍。
達到這一目的，于1953年美軍購買由瑞士Explorer的奧古斯特設計的里雅斯特 。里雅斯特是相當大的，而不但非常機動，而且當它能獨立運行。海軍尋求深海潛艇就是為了會擺脫依賴于船舶。
二戰(zhàn)期間 ， froehlich 花了5年，在太平洋戰(zhàn)區(qū)建立深水潛水基地，這正是美國所需要的。但這樣的事是否可行呢？在50年代后期，他盡心研究潛水的途徑。
原來，這樣一個東西可以工作，而當行政人員在通用模仿獲悉froehlich的潛水技術(shù)，他們決定申辦海軍潛水的合同。雖然公司的名稱，就是今天的谷物，但是一定的情況并非總是如此。事實上，在通用公司已經(jīng)大量參與了在戰(zhàn)爭中的工作和由50年代后期期待重組的戰(zhàn)時行動為主要前線的活動。一般重要目的是精簡食品，對說kirstie來說，效果一般。
在 froehlich和他的團隊發(fā)表的潛艇一少兩年后，該公司所賺取的競標價格在1962年為472517美元。當前系統(tǒng)接管建設的阿爾文從通用公司以及 froehlich協(xié)議，太
伍茲霍爾應當感謝froehlich為潛艇的獨特的改進（潛艇已經(jīng)多次重組，但仍保留了其原來的形狀） 。航空工程師提出要用好他的知識，機器人和水力。通用公司贏得了合同，部分是因為該工藝包括portholes設計足以承受激烈的水下壓力和有兩個液壓臂機器人。
這樣的潛艇工藝，能夠經(jīng)受住6500防擴散安全倡議。雖然漫漫的退出歷史舞臺，它仍然是國家的藝術(shù)，據(jù)伍茲霍爾說，退休的唯一的理由是沒有足夠的金錢提供來經(jīng)營兩個深海潛艇
1986年7月，綠巨人的銹蝕鐵達尼號表示這次潛艇是最出名的首次載人潛水，大約潛水至一二四六零英尺在海中。照片已發(fā)表在國家地理雜志，因為這是國家地理學會資助的潛水。
1989年，F(xiàn)roehlich因此收到埃爾默答-斯佩里獎，在與時俱進的藝術(shù)運輸時代。四工程機構(gòu)，像美國航空和航天研究所都授予了他獎勵，包括了ASME ，贊助獎
這名男子背后的一個小組，有這樣的一個豐富的歷史經(jīng)歷卻仍然保持溫和的舉止，我們一定要給予支持和幫助，因為他對艾文及的了解和利用影響他的生命。
畢竟， froehlich告訴大家，在他的家中，他和他的妻子的第三個小孩文始終承認艾文
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