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寧XX學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
多功能試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)
所在學(xué)院
專 業(yè)
班 級(jí)
姓 名
學(xué) 號(hào)
指導(dǎo)老師
年 月 日
摘要
本文主要介紹多功能試驗(yàn)臺(tái)的發(fā)展?fàn)顩r，測(cè)試驅(qū)動(dòng)的多功能綜合和多功能的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原則、總體方案分析和試驗(yàn)測(cè)定試驗(yàn)、多功能結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)包含設(shè)計(jì)計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)部分，總體和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，結(jié)論和建議。
在 機(jī)械工程專業(yè)學(xué)習(xí)，課程有很多需要實(shí)驗(yàn)，如“原則”、“創(chuàng)新設(shè)計(jì)”和“先進(jìn)制造技術(shù)”等，可以提供靈活的多功能測(cè)試的實(shí)驗(yàn)依據(jù)，比較現(xiàn)有的傳輸，設(shè)計(jì)了一個(gè)測(cè)試平臺(tái)的測(cè)試架，可實(shí)現(xiàn)齒輪傳動(dòng)和傳動(dòng)和鏈傳動(dòng)在不同的形式，如各種形式的特點(diǎn)和運(yùn)動(dòng)的實(shí)驗(yàn)，在各種形式的運(yùn)輸它以交換 的試驗(yàn)和拆卸，方便，靈活，學(xué)生的各種機(jī)械設(shè)備和現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)。
整個(gè)結(jié)構(gòu)應(yīng)主要由電機(jī)輸出功率傳動(dòng)減速器減速后，進(jìn)一步的配置，提高勞動(dòng)生產(chǎn)率和自動(dòng)化生產(chǎn)。
本論文研究?jī)?nèi)容：
(1) 多功能試驗(yàn)臺(tái)總體及傳動(dòng)部分總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
(2) 多功能試驗(yàn)臺(tái)總體及傳動(dòng)部分工作性能分析。
(3)電動(dòng)機(jī)的選擇。
(4) 多功能試驗(yàn)臺(tái)總體及傳動(dòng)部分的傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行部件。
(5)對(duì)設(shè)計(jì)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算分析和校核。
(6)繪制整機(jī)裝配圖及重要部件裝配圖和設(shè)計(jì)零件的零件圖。?
?
關(guān)鍵詞：多功能試驗(yàn)臺(tái)，傳動(dòng)設(shè)計(jì)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀 1
1.2 國(guó)外研究現(xiàn)狀 1
1.3 課題設(shè)計(jì)目的和意義 2
第2章 總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 4
2.1 多功能試驗(yàn)臺(tái)的工作原理 4
2.2多功能試驗(yàn)臺(tái)的動(dòng)力選擇 4
2.3多功能試驗(yàn)臺(tái)的驅(qū)動(dòng)方式 4
2.4多功能試驗(yàn)臺(tái)的動(dòng)力性能比較 5
2.5多功能試驗(yàn)臺(tái)的組成結(jié)構(gòu) 6
2.6帶傳動(dòng)裝置 6
2.6.1 同步帶介紹 6
2.6.2 同步帶的特點(diǎn) 6
2.6.3 同步帶傳動(dòng)的主要失效形式 7
2.7 減速電機(jī)介紹 9
2.8 電機(jī)的選取 9
2.9 同步帶傳動(dòng)計(jì)算 11
2.9.1 同步帶計(jì)算選型 11
2.9.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分） 14
2.9.3 同步帶的設(shè)計(jì) 16
2.10 軸的設(shè)計(jì) 16
2.11 鍵的選擇與校核 20
第3章 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 23
3.1 傳送鏈概述 23
3.2 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)過(guò)程 24
3.2.1 驅(qū)動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 26
3.2.2 鏈輪軸的設(shè)計(jì) 27
3.3 軸承的選型及校核 30
3.4 鏈強(qiáng)度計(jì)算 32
3.4.1 鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)特性 32
3.4.2 鏈傳動(dòng)的動(dòng)載荷 33
3.4.3 鏈傳動(dòng)的受力分析 34
第4章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 36
4.1 選擇齒輪材料及精度等級(jí) 36
4.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 36
4.3 鍵的選擇與校核 47
第5章 機(jī)架的設(shè)計(jì) 49
5.1對(duì)機(jī)架結(jié)構(gòu)的基本要求 49
5.2 機(jī)架的結(jié)構(gòu) 50
5.3 橫梁設(shè)計(jì) 51
5.4 機(jī)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(qiáng)度校核 54
結(jié) 論 56
參考文獻(xiàn) 57
致謝 58
第1章 緒論
1.1 國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀
傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)，是用于測(cè)試和研究機(jī)器傳動(dòng)系統(tǒng)總成部件的設(shè)備。傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)是用來(lái)測(cè)試和電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的整體équipement.ces組件包括變速器、驅(qū)動(dòng)橋，半軸、差速器、主減速器等。這些機(jī)器的鑰匙，一部分功率是直接關(guān)系到運(yùn)動(dòng)機(jī)，經(jīng)濟(jì)性和可靠性。
機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)的測(cè)試功能的發(fā)揮，核心部分是一個(gè)essai.pour臺(tái)控制系統(tǒng)的研究和開(kāi)發(fā)的控制系統(tǒng)，可以提高控制精度的試驗(yàn)臺(tái)，充電狀態(tài)的元件在不同操作條件下的傳輸，保證穩(wěn)定性和安全性的測(cè)試。
一般來(lái)說(shuō)，一個(gè)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)的試驗(yàn)參數(shù)的采集要求，使試驗(yàn)臺(tái)的工作狀態(tài)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)采集和實(shí)時(shí)顯示，數(shù)據(jù)量的觀察所需的控制回路測(cè)試，以創(chuàng)造條件。試驗(yàn)臺(tái)傳動(dòng)系統(tǒng)由主機(jī)發(fā)送指令，通過(guò)逆變器運(yùn)行狀態(tài)的驅(qū)動(dòng)電機(jī)的控制，提供源動(dòng)力測(cè)試系統(tǒng)組件的entra?nement.le驅(qū)動(dòng)控制原理，分析性能指標(biāo)，控制，驅(qū)動(dòng)的加載essai.système臺(tái)傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)，控制負(fù)載變換器的仿真機(jī)電機(jī)滑動(dòng)狀態(tài)在不同條件下的強(qiáng)度條件E和行駛工況，測(cè)試組件適用于各種負(fù)載傳輸系統(tǒng)。
機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)是一個(gè)綜合測(cè)試平臺(tái)。硬件安裝操作，另一方面，硬件和軟件測(cè)試規(guī)格表可以有效地保護(hù)試驗(yàn)臺(tái)，使操作穩(wěn)定性的試驗(yàn)臺(tái)，角色另一方面更充分的試驗(yàn)臺(tái)的測(cè)試組件的傳動(dòng)系統(tǒng)?；谲浖w系結(jié)構(gòu)的添加保護(hù)功能試驗(yàn)臺(tái)，可以防止損壞轉(zhuǎn)換器，因?yàn)榭赡茉斐傻倪^(guò)電流現(xiàn)象，發(fā)動(dòng)機(jī)安全危險(xiǎn)的情況。保證試驗(yàn)設(shè)備和試驗(yàn)人員的安全。
1.2 國(guó)外研究現(xiàn)狀
與國(guó)外相比，國(guó)內(nèi)對(duì)于傳動(dòng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)的研究起步相對(duì)較晚。研究工作開(kāi)始于20世紀(jì)80年代最早的單位在這方面的研究工作，北京理工大學(xué)、重慶大學(xué)、鄭州大學(xué)學(xué)院機(jī)械、汽車研究所，長(zhǎng)春西安重型機(jī)械研究學(xué)院，西安理工大學(xué)、合肥、四川理工學(xué)院，西安減速機(jī)廠機(jī)組，西安交通大學(xué)路。他們建立了發(fā)射臺(tái)，各種形式的這些實(shí)驗(yàn)建立。從理論和實(shí)踐上都取得了很大的進(jìn)步，積累了豐富的經(jīng)驗(yàn)，代表我們的機(jī)械傳動(dòng)設(shè)備的發(fā)展水平。
1，2004年，工程機(jī)械同濟(jì)大學(xué)建立了工程車輛動(dòng)力傳動(dòng)閉式液壓系統(tǒng)的基礎(chǔ)上臺(tái)系試驗(yàn)臺(tái)主要由動(dòng)力傳輸系統(tǒng)、變量液壓泵、變量液壓馬達(dá)、變速箱、傳動(dòng)軸和輪胎。加載時(shí)，在變速箱后連接負(fù)載測(cè)功機(jī)傳動(dòng)軸，或兩側(cè)裝液比例電控液壓變量泵和變量液壓馬達(dá)電氣控制系統(tǒng)關(guān)閉液壓傳動(dòng)，變量泵的斜盤角度可由PWM控制器輸出的控制信號(hào)，通過(guò)調(diào)節(jié)桿斜盤角度進(jìn)行調(diào)整通用電氣的連續(xù)，從而改變大小和移動(dòng)液壓泵液壓傳動(dòng)與機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)工程車輛傳動(dòng)系統(tǒng)臺(tái)可調(diào)排量液壓控制單元的輸出開(kāi)關(guān)信號(hào)大小雙速室內(nèi)臺(tái)架試驗(yàn)主要包括合理匹配的動(dòng)力系統(tǒng)、液壓傳動(dòng)、計(jì)算機(jī)控制和顯示，并調(diào)整發(fā)送功率的機(jī)械，主要用于研究中的應(yīng)用、性能工程車輛液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的封閉齒輪箱，電機(jī)和系統(tǒng)的變化復(fù)合變速特性和計(jì)算機(jī)控制技術(shù)在工程車輛傳動(dòng)系統(tǒng)和其他測(cè)量臺(tái)使用型控制器mc050紹爾-丹佛斯公司生產(chǎn)的以DSP為核心，一個(gè)強(qiáng)大的計(jì)算能力和豐富的I / O資源調(diào)度的圖形顯示和控制算法的控制器的顯示的圖形編程軟件更特別+ 1的基礎(chǔ)上強(qiáng)大的。
自動(dòng)化程度高，系統(tǒng)具有自動(dòng)采集和處理數(shù)據(jù)；
控制與保護(hù)功能更加完善；
越來(lái)越多的技術(shù)參數(shù)的測(cè)量，如電壓、電流、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、溫度、流量、速度、噪聲、磁場(chǎng)強(qiáng)度等；
少維修，使用經(jīng)濟(jì)性好。
從現(xiàn)狀中大多數(shù)的交流傳動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的能源消耗和反饋單元屬于同一類型的試驗(yàn)臺(tái)，采用交流感應(yīng)電動(dòng)機(jī)往復(fù)，功率控制方法，很難滿足快速發(fā)展的中國(guó)鐵路，有必要建立一個(gè)技術(shù)先進(jìn)，功能，性能優(yōu)良的交流傳動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)，研究與開(kāi)發(fā)，交流傳動(dòng)系統(tǒng)和零件制造，創(chuàng)造良好的測(cè)試條件與控制為交流傳動(dòng)系統(tǒng)及其部件的研發(fā)、制造、試驗(yàn)以及檢驗(yàn)創(chuàng)造良好的條件。
1.3 課題設(shè)計(jì)目的和意義
大學(xué)時(shí)光，悄然逝去。這四年里，我學(xué)到的不僅是自己的需要，也是提高其，學(xué)到了很多，畢竟僅僅是書(shū)本上的理論知識(shí)和實(shí)際的，顯然有很大的本畢業(yè)設(shè)計(jì)，我能更好的理論知識(shí)的學(xué)習(xí)實(shí)踐，從運(yùn)動(dòng)能力我的思路，也為全球應(yīng)用近年來(lái)，基礎(chǔ)知識(shí)，也為未來(lái)的職業(yè)，必須有好的。
設(shè)計(jì)也是教育的一個(gè)重要組成部分，在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，我可以靈活的知識(shí)體系，提高分析能力和他們的文化，解決問(wèn)題的認(rèn)真和嚴(yán)謹(jǐn)?shù)娘L(fēng)格，工作和學(xué)習(xí)，一絲不茍，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度。同時(shí)他是最熟練的“如何查閱技術(shù)資料和文件的，學(xué)會(huì)調(diào)查，收集和比較有價(jià)值的數(shù)據(jù)，同時(shí)保持了同類產(chǎn)品的優(yōu)點(diǎn)，采用新技術(shù)、新方法和新信息、新材料；創(chuàng)新，為同類產(chǎn)品的缺點(diǎn)，使產(chǎn)品更趨于理性，更先進(jìn)，更優(yōu)化，更具有使用價(jià)值和良好的經(jīng)濟(jì)效益。
第2章 總體參數(shù)的設(shè)計(jì)
2.1 多功能試驗(yàn)臺(tái)的工作原理
在研究主機(jī)，有很多的實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，如機(jī)械原理”、“創(chuàng)新設(shè)計(jì)”和“先進(jìn)制造技術(shù)”等，多功能試驗(yàn)臺(tái)可以提供一個(gè)實(shí)驗(yàn)平臺(tái)的軟這個(gè)設(shè)計(jì)的比較，傳輸平臺(tái)的設(shè)計(jì)框架，測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)齒輪傳動(dòng)，各種形式的帶傳動(dòng)和鏈傳動(dòng)等，各有其特點(diǎn)和各運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)形式，使各種形式的交流試驗(yàn)臺(tái)可拆卸方便，操作靈活，對(duì)機(jī)器的各個(gè)方面。
機(jī)械系統(tǒng)通常是由一個(gè)驅(qū)動(dòng)電機(jī)、工作機(jī)的控制裝置，和一個(gè)處理元件和其它輔助部件。工作機(jī)中運(yùn)行的機(jī)械系統(tǒng)，原動(dòng)機(jī)的機(jī)械系統(tǒng)中的驅(qū)動(dòng)部分、傳動(dòng)裝置和電機(jī)機(jī)器工作有機(jī)結(jié)合，實(shí)現(xiàn)能量的傳遞和轉(zhuǎn)換的運(yùn)動(dòng)方式的影響至關(guān)重要，而原動(dòng)機(jī)的機(jī)械系統(tǒng)是：（1）能量的本質(zhì)，為機(jī)械能；（2）的能量轉(zhuǎn)換發(fā)生器可產(chǎn)生不同的形狀本機(jī)為機(jī)械能。
2.2多功能試驗(yàn)臺(tái)的動(dòng)力選擇
常用原動(dòng)機(jī)有以下三種運(yùn)動(dòng)形式，具體見(jiàn)表2-1：
表2-1 原動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)形式
運(yùn)動(dòng)形式
實(shí)例
連續(xù)運(yùn)動(dòng)
電動(dòng)機(jī)、液壓馬達(dá)、氣壓馬達(dá)、柴油機(jī)、汽油機(jī)
往復(fù)運(yùn)動(dòng)
直線電動(dòng)機(jī)、汽缸、液壓缸
往復(fù)擺動(dòng)
擺動(dòng)油缸、擺動(dòng)汽缸
2.3多功能試驗(yàn)臺(tái)的驅(qū)動(dòng)方式
由一臺(tái)原動(dòng)機(jī)通過(guò)傳動(dòng)裝置驅(qū)動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)工作，叫做單機(jī)集中驅(qū)動(dòng)。電機(jī)通過(guò)傳動(dòng)裝置的執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制centralisée.et獨(dú)特的工作，稱為多機(jī)驅(qū)動(dòng)自然是分別由多個(gè)原動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的驅(qū)動(dòng)方式，exécution.dans，單片和驅(qū)動(dòng)傳動(dòng)裝置復(fù)雜，操作問(wèn)題但是，大功率，低價(jià)格élevés.dispositif傳動(dòng)分別與多簡(jiǎn)單的機(jī)械，電機(jī)功率小，但更高的成本。
1）必須考慮電機(jī)運(yùn)行提出了啟動(dòng)、過(guò)載、平穩(wěn)性要求等；
（2）必須考慮其經(jīng)濟(jì)效益和成本，這也是非常重要的。
3）必須考慮情境因素的能源供應(yīng)和環(huán)境領(lǐng)域的工作；
4）應(yīng)力學(xué)特性和工作考慮原動(dòng)機(jī)的匹配；
5）必須考慮檢修，操作簡(jiǎn)單、可靠工作．
2.4多功能試驗(yàn)臺(tái)的動(dòng)力性能比較
2-2 原動(dòng)機(jī)性能比較
類別
電動(dòng)機(jī)
氣缸馬達(dá)
液壓馬達(dá)
柴油機(jī)
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(dòng)機(jī)大；一般在2.2KW以下，尤其適用于0.75KW以下的高速傳動(dòng)
功率最大；受實(shí)際油壓和馬達(dá)尺寸的限制
功率大；5~38000KW
重量
大
比電動(dòng)機(jī)大
最大
大
輸出剛度
硬
軟
較硬
較硬
運(yùn)行溫度控制
溫度應(yīng)低于許應(yīng)值
排氣時(shí)空氣膨脹，噪聲較大，排氣處應(yīng)安裝消聲器
對(duì)油箱進(jìn)行風(fēng)冷或水冷
調(diào)整方法和性能
直流電動(dòng)機(jī)用改變電樞電阻、電壓或改變磁通的方法；交流電動(dòng)機(jī)用變頻、變極或變轉(zhuǎn)差率的方法
用氣閥控制，簡(jiǎn)單，迅速，但不夠精確
通過(guò)閥或泵控制改變流量，調(diào)速范圍大
較難
噪聲
小
較大
較大
較大
維護(hù)要求
較少
少
較多
較多
初始成本
低
較高
高
高
運(yùn)轉(zhuǎn)費(fèi)用
最低
最高
高
高
應(yīng)用
很廣，需要?jiǎng)恿﹄娫?
小功率高速場(chǎng)合
較廣
很廣，如各種車輛，船舶、農(nóng)用機(jī)械、工程機(jī)械和壓縮機(jī)等等
2.5多功能試驗(yàn)臺(tái)的組成結(jié)構(gòu)
該工作臺(tái)利用機(jī)架的原理，將齒輪傳動(dòng)，鏈傳動(dòng)和帶傳動(dòng)串聯(lián)起來(lái)，整個(gè)試驗(yàn)臺(tái)由電機(jī)減速器作為動(dòng)力，整個(gè)機(jī)構(gòu)的組成見(jiàn)下圖。
2.6帶傳動(dòng)裝置
2.6.1 同步帶介紹
同步帶是綜合了帶傳動(dòng)、鏈條傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)而發(fā)展起來(lái)的新塑傳動(dòng)帶。它帶輪的齒槽和齒工作面齒形傳動(dòng)帶，其強(qiáng)度層是由高抗拉強(qiáng)度的組合物，金屬材料或纖維材料的伸長(zhǎng)率低，使同步帶在傳輸線的長(zhǎng)度基本上恒定的橫截面，帶與帶輪之間驅(qū)動(dòng)過(guò)程中投在車輪的滑移驅(qū)動(dòng)，從而保證主、從動(dòng)輪間呈無(wú)滑差的間步傳動(dòng)。
2.6.2 同步帶的特點(diǎn)
（1），傳動(dòng)精度，無(wú)滑動(dòng)，傳動(dòng)具有恒定的比率；
（2），傳動(dòng)平穩(wěn)，緩沖，緩沖能力，噪音低；
（3），傳動(dòng)效率高，可達(dá)0.98，節(jié)能效果明顯；
（4），維修方便，不需要潤(rùn)滑，維修費(fèi)用低；
（5），速比范圍大，一般可達(dá)10，線速度可達(dá)50米/秒，與范圍廣泛的權(quán)力轉(zhuǎn)移到幾瓦到幾百千瓦；
（6），可用于長(zhǎng)距離傳輸，中心距可達(dá)10m以上。
2.6.3 同步帶傳動(dòng)的主要失效形式
在同步帶傳動(dòng)的失效形式有多種：
（1）、同步帶的承載鋼絲繩斷裂
同步帶在運(yùn)行過(guò)程中斷裂的電纜損壞是常見(jiàn)的故障原因défaillance.la類型是在功率傳輸?shù)姆椒ǎ诔兄乩K施加牽引力大，使cassé.en承重繩時(shí)，由于車輪直徑主動(dòng)選擇釣魚(yú)太低，使彎曲疲勞載荷的字符串，在輸入和輸出周期再帶揮舞彎曲應(yīng)力的影響，也可以產(chǎn)生疲勞破壞（見(jiàn)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
（2）、同步帶安裝和跳齒齒
在分析的基礎(chǔ)上，與跳齒現(xiàn)象，跳齒的齒帶的安裝和視覺(jué)的原因是兩個(gè)因素的幾何和力學(xué)causés.donc防止爬齒和跳齒，可采取以下措施：
1傳輸定時(shí)控制力圓周帶，它是小于或等于帶由類型的許用圓周力。
2、控制部分和帶輪之間的距離差，使部分位于距離的誤差范圍。
三、增加初始張力帶安裝時(shí)，使齒同步帶不易滑出槽。
四、提高同步帶的硬度與基體材料的彈性變形，降低，減少齒現(xiàn)象升級(jí)。
（3）、剪切帶齒的破壞
帶齒的齒嚙合傳動(dòng)齒輪強(qiáng)度與擠壓過(guò)程中，剪切應(yīng)力下的齒帶表面裂紋的裂紋逐漸牙根沿繩伸縮支架和表面延，直到整個(gè)帶齒的剪切分離矩陣的牙齒，這是下降（見(jiàn)圖3 3）。有幾個(gè)方面的原因造成的牙齒：剪掉
1、同步帶輪和要求有較大的差異，因此不能完全帶齒的齒槽，從而產(chǎn)生不完全嚙合狀態(tài)，使帶齒的接觸面積小載荷過(guò)多，從而產(chǎn)生應(yīng)力集中剪切帶齒的損壞。
2，皮帶和皮帶輪的齒數(shù)太少齒嚙合的齒嚙合區(qū)帶，使過(guò)度的負(fù)擔(dān)，并產(chǎn)生剪切破壞。
3、電阻基體材料的同步帶。
為了減少帶齒的切割，首先應(yīng)嚴(yán)格控制部分和帶輪之間的距離誤差，保證和嚙合齒與齒可以正確的；其次，它必須允許與帶輪的齒數(shù)的耦合齒面大于或等于6。此外，在選擇的壓縮力不切?；静牧系膸Р?。
圖3-3 帶齒的剪切破壞
(4)、帶齒的磨損
帶齒的磨損（見(jiàn)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(guò)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(yīng)在安裝時(shí)合理的調(diào)整帶的張緊力；在帶齒齒形設(shè)計(jì)時(shí)，選用較大的帶齒齒頂圓角半徑，以減少嚙合時(shí)輪齒的擠壓和刮削；此外應(yīng)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(yùn)轉(zhuǎn)一段時(shí)期后，有時(shí)在帶背會(huì)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(zhǎng)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(jìn)帶基體材料的材質(zhì)，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(jī)介紹
減速電機(jī)是指減速機(jī)和電機(jī)的集成體。這種集成體通常也可稱為齒輪電機(jī)或齒輪電機(jī)。通常由專業(yè)的減速機(jī)生產(chǎn)廠進(jìn)行集成組裝好后成套供貨。減速電機(jī)廣泛應(yīng)用于鋼鐵行業(yè)、機(jī)械行業(yè)等。使減速電機(jī)的優(yōu)點(diǎn)是簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)、節(jié)省空間。減速機(jī)一般是通過(guò)把電動(dòng)機(jī).內(nèi)燃機(jī)或其它高速運(yùn)轉(zhuǎn)的動(dòng)力通過(guò)減速機(jī)的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來(lái)達(dá)到減速的目的。
圖3-6 減速電機(jī)
2.8 電機(jī)的選取
（1）粗略計(jì)算驅(qū)動(dòng)電機(jī)的功率
已知假設(shè)重量為m=250kg
g=10N/kg
總重力G1=mg=25010=250N
1）驅(qū)動(dòng)功率計(jì)算
則工件受到的摩擦力為：
則移行電機(jī)所需牽引力為：
假設(shè)直徑R=125mm
假設(shè)轉(zhuǎn)速na=61rpm
速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min
設(shè)功率安全系數(shù)為1.2，驅(qū)動(dòng)裝置的效率為0.8，則需要的驅(qū)動(dòng)功率為：
2）電動(dòng)機(jī)至的總效率η
ηc—聯(lián)軸器效率，ηc=0.99
ηb—對(duì)滾動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)總效率
η=ηvηbηcηcy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88
3） 所需電動(dòng)機(jī)的功率Pd（kw）
Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw
為保證驅(qū)動(dòng)電機(jī)有足夠的功率余量，結(jié)合減速電機(jī)樣本應(yīng)選擇功率為0.37kW的電機(jī)。
根據(jù)要求選用sew減速電機(jī)型號(hào)為
S37DT71D4/BMG/HR/TH/IS/M1/A/180°/fb=1.55
電動(dòng)機(jī)額定功率為Pm=0.37kw
電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速為nm=61r/min
（3）基于電動(dòng)機(jī)的以上特點(diǎn)，本文選用減速電機(jī)作為輸送機(jī)床的驅(qū)動(dòng)裝置。查SEW減速電機(jī)的規(guī)格表，選用如下減速電機(jī)。
表3.2 選用的電機(jī)的詳細(xì)參數(shù)
電機(jī)額定功率Pm/kW
輸出轉(zhuǎn)速
na/[r/min]
輸出扭矩
Ma/N·m
減速機(jī)
速比i
輸出軸許用徑向載荷FRa/N
使用系數(shù)
SEW-fB
減速機(jī)
型號(hào)
電機(jī)
型號(hào)
重量/kg
0.37
56
47
22.5
2870
1.55
DT71D4
SF37
14
此型號(hào)的電機(jī)在一定程度上保證了驅(qū)動(dòng)功率有一定的盈余，因數(shù)在電機(jī)起動(dòng)時(shí)，則此時(shí)的起動(dòng)功率會(huì)比平時(shí)工作時(shí)的功率要大，且減速電機(jī)本身還有一定的使用系數(shù)。
2.9 同步帶傳動(dòng)計(jì)算
2.9.1 同步帶計(jì)算選型
設(shè)計(jì)功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質(zhì)、原動(dòng)機(jī)類型和每天連續(xù)工作的時(shí)間長(zhǎng)短等因素共同確定的，表達(dá)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(hào)和節(jié)距
可根據(jù)同步帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd'和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，由同步帶選型圖中來(lái)確定所需采用的帶的型號(hào)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(hào)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(shí)際齒數(shù)應(yīng)該大于這個(gè)數(shù)據(jù)
初步取值z(mì)1=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(yàn)證帶速v
由公式v=πd1n1/60000計(jì)算得，
s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。
a) 確定帶長(zhǎng)和中心矩
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》得
所以有：
現(xiàn)在選取軸間間距為取224mm
10、同步帶帶長(zhǎng)及其齒數(shù)確定
=()
=
=719.7mm
11、帶輪嚙合齒數(shù)計(jì)算
有在本次設(shè)計(jì)中傳動(dòng)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(jì)算
查基準(zhǔn)同步帶的許用工作壓力和單位長(zhǎng)度的質(zhì)量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。
所以同步帶的基準(zhǔn)額定功率為
==0.21KW
表4-3 基準(zhǔn)寬度同步帶的許用工作壓力和單位長(zhǎng)度的質(zhì)量
13、計(jì)算作用在軸上力
=
=71.6N
2.9.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分）
1、同步帶的節(jié)線長(zhǎng)度
同步帶工作時(shí)，其承載繩中心線長(zhǎng)度應(yīng)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(zhǎng)作為帶的公稱長(zhǎng)皮，稱為節(jié)線長(zhǎng)度。在同步帶傳動(dòng)中，帶節(jié)線長(zhǎng)度是一個(gè)重要
參數(shù)。當(dāng)傳動(dòng)的中心距已定時(shí)，帶的節(jié)線長(zhǎng)度過(guò)大過(guò)小，都會(huì)影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標(biāo)準(zhǔn)中，對(duì)梯形齒同步帶的各種哨線長(zhǎng)度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長(zhǎng)度應(yīng)在規(guī)定的極限偏差范圍之內(nèi)（見(jiàn)表4-4）。
表4-4 帶節(jié)線長(zhǎng)度表
2、帶的節(jié)距Pb
如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對(duì)應(yīng)點(diǎn)沿節(jié)線量度所得約長(zhǎng)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(lái)區(qū)分同步帶的型號(hào)。在制造時(shí)，帶節(jié)距通過(guò)鑄造模具來(lái)加以控制。梯形齒標(biāo)準(zhǔn)同步帶的齒形尺寸見(jiàn)表4-5。
3、帶的齒根寬度
一個(gè)帶齒兩側(cè)齒廓線與齒根底部廓線交點(diǎn)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(qiáng)，相應(yīng)就能傳動(dòng)較大的裁荷。
圖4-2 帶的標(biāo)準(zhǔn)尺寸
表4-5 梯形齒標(biāo)準(zhǔn)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(shí)齒根應(yīng)力集中程度有關(guān)t齒根圓角半徑大，可減少齒的應(yīng)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(guò)大，過(guò)大則使帶
齒與輪齒嚙合時(shí)的有效接觸面積城小，所以設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)選適當(dāng)?shù)臄?shù)值。
5、帶齒齒頂圓角半徑八
帶齒齒項(xiàng)圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時(shí)會(huì)否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動(dòng)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(jìn)入或退出嚙合時(shí)，
帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會(huì)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(jìn)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(guò)大，否則亦會(huì)減少帶齒與輪齒問(wèn)的有效接觸面積。
6、齒形角
梯形帶齒齒形角日的大小對(duì)帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過(guò)小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動(dòng)時(shí)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(guò)大，又會(huì)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(shè)計(jì)
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(hào)
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(shè)計(jì)
主要進(jìn)行的是帶輪軸的設(shè)計(jì)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(diào)質(zhì)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(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。
查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取＝1.3，則：
＝1.3×1495.5×109＝1834.287
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故取＝65 mm，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1＝107 mm。
2.10.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
表 7.1 帶輪軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhǎng)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(zhǎng)為70 mm，同時(shí)為了保證帶輪與軸配合有良好的對(duì)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(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)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(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查得a值。對(duì)于30217型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)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(shè)計(jì)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(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)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(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，?。?.6，軸的計(jì)算應(yīng)力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)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(shè)計(jì)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(jié)
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(qiáng)度校核
鍵在傳遞動(dòng)力的過(guò)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(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核
鍵在傳遞動(dòng)力過(guò)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(yīng)力=100 ）
圖5-7 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結(jié)構(gòu)合理
第3章 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)
3.1 傳送鏈概述
鏈傳動(dòng)是一種撓性運(yùn)動(dòng)，它由鏈條和鏈輪組成。通過(guò)鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)的嚙合來(lái)傳
遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。鏈傳動(dòng)按用途不同可以分為傳動(dòng)鏈、鏈和起重鏈。
圖3-1 鏈傳動(dòng)
滾子鏈的結(jié)構(gòu)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(guò)盈配合，滾子與套筒之間、套筒與銷軸之間為間隙配合。當(dāng)內(nèi)、外鏈板相對(duì)撓曲時(shí)，套筒可繞銷軸自由轉(zhuǎn)動(dòng)。滾子是活套在套筒上的，工作時(shí)，滾子沿鏈輪齒廓滾動(dòng)，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(yīng)留少許間隙，以便潤(rùn)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(gè)橫截面具有接近相等的抗拉強(qiáng)度，同時(shí)也減少了鏈的質(zhì)量和運(yùn)動(dòng)時(shí)的慣性力。
圖3-2 滾子鏈的結(jié)構(gòu)
當(dāng)傳遞大功率時(shí)，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(guò)多。
滾子鏈的鏈節(jié)數(shù)為偶數(shù)時(shí)，接頭處可用開(kāi)口銷或彈簧卡片來(lái)固定，一般前者用于大節(jié)距，后者用于小節(jié)距；當(dāng)鏈節(jié)數(shù)為奇數(shù)時(shí)，需采用過(guò)渡鏈節(jié)。由于過(guò)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(dòng)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)過(guò)程
確定鏈條型號(hào)、鏈節(jié)數(shù)、排數(shù)、鏈輪齒數(shù)、、鏈輪結(jié)構(gòu)、材料、幾何尺寸、中心距、壓軸力、潤(rùn)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(jì)算當(dāng)量的單排鏈的計(jì)算功率
根據(jù)鏈傳動(dòng)的工作情況、主動(dòng)鏈輪齒數(shù)和鏈條排數(shù)，將鏈傳動(dòng)的功率修正為當(dāng)量的單排計(jì)算功率
，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表9-6得
，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖9-13得
，由于是單排鏈，所以
故
（3）確定鏈條型號(hào)和節(jié)距
鏈條型號(hào)根據(jù)當(dāng)量的單排鏈的計(jì)算功率和主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖9-11得到。然后由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表9-1確定鏈條節(jié)距p 。
確定鏈條型號(hào)為：08A
確定鏈條節(jié)距為：12.7
（4）計(jì)算鏈節(jié)距和中心距
初選中心距，按下式計(jì)算鏈節(jié)數(shù)
將圓整為偶數(shù)
鏈傳動(dòng)的最大中心距為：
式中，為中心距計(jì)算系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表9-7得=0.24907
（5）計(jì)算鏈速，確定潤(rùn)滑方式
根據(jù)鏈速V，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖9-14得，潤(rùn)滑方式為定期人工潤(rùn)滑
（6）計(jì)算鏈傳動(dòng)在軸上的壓軸力
有效圓周力N
壓軸力==1.10x59.49=65.439 N
（7）設(shè)計(jì)總結(jié)
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(cè)凸緣直徑()
<164.25
<58.71
節(jié)距()
12.7
軸間距()
623.148
鏈長(zhǎng)()
1270
鏈節(jié)數(shù)()
130
鏈速()
0.57
鏈號(hào)
08A
3.2.1 驅(qū)動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
圖3-4驅(qū)動(dòng)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(biāo)原點(diǎn)，選取坐標(biāo)系如圖4.9a所示。集中力F作用于C點(diǎn)，梁在AC和CB兩段內(nèi)的剪力或彎矩不能用同一方程式來(lái)表示，應(yīng)分段考慮。在AC段內(nèi)取距原點(diǎn)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(jì)算方法和符號(hào)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(gè)外力，截面上的剪力和彎矩是
(c)
(d)
當(dāng)然，如用截面右側(cè)的外力來(lái)計(jì)算會(huì)得到相同的結(jié)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(hào)為正，所以在AC段(0
10r／min),可按基本額定動(dòng)載荷計(jì)算值選擇軸承，然后校核其額定靜載荷是否滿足要求。當(dāng)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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，取500h作為額定壽命的基準(zhǔn)，同時(shí)考慮溫度、振動(dòng)、沖擊等變化，則軸承基本額定動(dòng)載荷可按下式進(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算。
C——基本額定動(dòng)載荷計(jì)算值，N；
P——當(dāng)量動(dòng)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(shí)取1.5，較大時(shí)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(dòng)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(shè)軸承只承受徑向載荷，則當(dāng)量動(dòng)載荷為：
P=XFr+YFa
查文獻(xiàn)[3]的表6-2-18，得，X=1，Y=0；
所以，P=Fr=1128N。由以上可得：
本機(jī)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(xiàn)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(zhì)量為0.219kg。
然后校核該軸承的額定靜載荷。額定靜載荷的計(jì)算公式為：
式中：
——基本額定靜載荷計(jì)算值，N;
——當(dāng)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(xiàn)[3]的表6-2-14知，對(duì)于深溝球軸承，其當(dāng)量靜載荷等于徑向載荷。
查文獻(xiàn)[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(qiáng)度計(jì)算
3.4.1 鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)特性
由于鏈?zhǔn)怯蓜傂枣湽?jié)通過(guò)銷軸鉸接而成，當(dāng)鏈繞在鏈輪上時(shí)，其鏈節(jié)與相應(yīng)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(zhǎng)等于鏈條的節(jié)距p，邊數(shù)等于鏈輪齒數(shù)z，鏈輪每轉(zhuǎn)過(guò)一圈，鏈條走過(guò)zp長(zhǎng)，所以鏈的平均速度v為
==
式中： 、——分別為主、從動(dòng)鏈輪的齒數(shù)；
、——分別為主、從動(dòng)鏈輪的轉(zhuǎn)速，r/min。
鏈傳動(dòng)的平均傳動(dòng)比
因?yàn)殒渹鲃?dòng)為嚙合傳動(dòng)，鏈條和鏈輪之間沒(méi)有相對(duì)滑動(dòng)，所以平均鏈速和平均傳動(dòng)比都是常數(shù)。但是，仔細(xì)考察絞鏈鏈節(jié)隨同鏈輪轉(zhuǎn)動(dòng)的過(guò)程就會(huì)發(fā)現(xiàn)，鏈傳動(dòng)的瞬間傳動(dòng)比和鏈速并非常數(shù)我們知道，鏈條由剛性鏈板通過(guò)鉸鏈連接而成。當(dāng)鏈條繞在鏈輪上時(shí)，其形狀如圖所示：
在主動(dòng)鏈輪上，鉸鏈A正在牽引鏈條沿直線運(yùn)動(dòng)，繞在主動(dòng)鏈輪上的其他鉸鏈并不直接牽引鏈條，因此，鏈條的運(yùn)動(dòng)速度完全有鉸鏈A的運(yùn)動(dòng)所決定。鉸鏈A隨同主動(dòng)鏈輪運(yùn)動(dòng)的線速度方垂直于AO，與鏈直線運(yùn)動(dòng)方向的夾角為。因此，鉸鏈A實(shí)際用于牽引鏈條運(yùn)動(dòng)的速度為
式中。為主動(dòng)鏈輪的分度圓半徑，m。因?yàn)槭亲兓?，所以即使主?dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速恒定，鏈條的運(yùn)動(dòng)速度也是變化的。當(dāng)=時(shí)，鏈速最低；當(dāng)=0，鏈速最高，是主動(dòng)鏈輪上的一個(gè)鏈節(jié)所對(duì)的中心角。鏈速的變化呈周期性，鏈輪轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)鏈節(jié)，對(duì)應(yīng)鏈速變化的一個(gè)周期。鏈速變化的程度與主動(dòng)鏈輪的轉(zhuǎn)速和齒數(shù)有關(guān)。轉(zhuǎn)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(shí)，鉸鏈A還帶動(dòng)鏈條上下運(yùn)動(dòng)，其上下運(yùn)動(dòng)的鏈速 也是隨鏈節(jié)呈周期性變化的。
在主動(dòng)鏈輪牽引鏈條變速運(yùn)動(dòng)的同時(shí)，從動(dòng)鏈輪上也發(fā)生著類似的過(guò)程。從動(dòng)鏈輪上的鉸鏈C正在被直線鏈條拉動(dòng)，并由此帶動(dòng)從動(dòng)鏈輪以轉(zhuǎn)動(dòng)。因?yàn)殒溗俜较蚺c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(yùn)動(dòng)的線速度為
式中，為從動(dòng)鏈輪的分度圓半徑，
由此可知從動(dòng)鏈輪的轉(zhuǎn)速為
在傳動(dòng)過(guò)程中因?yàn)樵趦?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(dòng)的瞬時(shí)傳動(dòng)比為
可見(jiàn)鏈傳動(dòng)的瞬時(shí)傳動(dòng)比是變化的。鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比變化與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關(guān)，故以上現(xiàn)象稱為鏈傳動(dòng)的多邊形效應(yīng)。
3.4.2 鏈傳動(dòng)的動(dòng)載荷
鏈傳動(dòng)在工作過(guò)程中，鏈速和主從鏈輪的轉(zhuǎn)速都是變化的，因而會(huì)引起變化的慣性力及相應(yīng)的動(dòng)載荷。
鏈速變化引起的慣性力為=ma
式中：—緊邊鏈條的質(zhì)量，kg;
—鏈條變速運(yùn)動(dòng)的加速度，/。
如果視主動(dòng)鏈輪勻速轉(zhuǎn)動(dòng)，則
當(dāng)時(shí),
(
從動(dòng)鏈輪因角加速度引起的慣性力為
式中：J—從動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)化到從動(dòng)鏈輪軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性，;
—從動(dòng)鏈輪的角速度，rad/s.
鏈輪的轉(zhuǎn)速越高，節(jié)距越大，齒數(shù)越少，則慣性力就越大，相應(yīng)的動(dòng)載荷也就越大。同時(shí)，鏈條沿垂直方向也在做變速運(yùn)動(dòng)，也會(huì)產(chǎn)生一定的動(dòng)載荷。
此外，鏈節(jié)和鏈輪嚙合瞬間的相對(duì)速度，也將引起沖擊和振動(dòng)，當(dāng)鏈節(jié)和鏈輪輪齒接觸的瞬間，因鏈節(jié)的運(yùn)動(dòng)速度和鏈輪輪齒的運(yùn)動(dòng)速度在大小和方向上的差別，從而產(chǎn)生沖擊和附加的動(dòng)載荷。顯然，節(jié)距越大，鏈輪的轉(zhuǎn)速越高，則沖擊越嚴(yán)重。
3.4.3 鏈傳動(dòng)的受力分析
鏈傳動(dòng)在安裝時(shí)，應(yīng)使鏈條受到一定的張緊力。張緊力是通過(guò)使鏈條保持適當(dāng)?shù)拇苟人a(chǎn)生的懸垂拉力來(lái)獲得的。鏈傳動(dòng)張緊的目的主要是使松邊不致過(guò)松，以免出現(xiàn)鏈條的不正常嚙合、跳齒或脫鏈。因?yàn)殒渹鲃?dòng)為嚙合傳動(dòng)，所以與帶傳動(dòng)相比，鏈傳動(dòng)所需的張緊力要小得多。
鏈傳動(dòng)在工作時(shí)，存在緊邊拉力和松邊拉力。如果不計(jì)傳動(dòng)中的動(dòng)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(dòng)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(zhǎng)度的質(zhì)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(dòng)的中心距，mm
Kf——垂度系數(shù)，見(jiàn)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(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 選擇齒輪材料及精度等級(jí)
根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)精度，要求齒面粗糙度。
因?yàn)檩d荷中有輕微振動(dòng)，傳動(dòng)速度不高，傳動(dòng)尺寸無(wú)特殊要求，屬于一般的齒輪傳動(dòng)，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P322表14－10，小齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號(hào)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(zhì)數(shù)，取值,選取螺旋角。初選螺旋角
則實(shí)際傳動(dòng)比：
傳動(dòng)比誤差：
，可用
齒數(shù)比：
由表[1]?。ㄒ蚍菍?duì)稱布置及軟齒面）。
4.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得：
確定有關(guān)參數(shù)如下：
1）確定公式內(nèi)的各計(jì)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(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
5)由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.9
6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
（4）、許用接觸應(yīng)力
由圖[1]查得，
由式[1]計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由圖[1]查得接觸疲勞的壽命系數(shù)，
通用齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求選取安全系數(shù)。所以計(jì)算兩輪的許用接觸應(yīng)力：
故得：
則模數(shù)：
由表[1]取初步選擇標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：
（5）、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
3.根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)