2016郑州大学现代远程教育《机械设计基础》课程-考核要求 - 图文

郑州大学现代远程教育《机械设计基础》课程

考核要求

说明：本课程考核形式为提交作业，完成后请保存为WORD 2003格式的文档，登陆学习平台提交，并检查和确认提交成功（能够下载，并且内容无误即为提交成功）。

院系 远程教育学院 专业 机电一体化（专科） 班级 2016年春 学号 16119187001 姓名 魏明海 成绩

一． 作业要求

1. 作业题中涉及到的公式、符号以教材为主；

2. 课程设计题按照课堂上讲的“课程设计任务与要求”完成。设计计算说明书不少于20页。 二． 作业内容

（一）.选择题（在每小题的四个备选答案中选出一个正确的答案，并将正确答案的号

码填在题干的括号内，每小题1分，共20分） 1．在平面机构中，每增加一个低副将引入（C ）。 A．0个约束 B．1个约束 C．2个约束 D．3个约束

2.铰链四杆机构ABCD中，AB为曲柄，CD为摇杆，BC为连杆。若杆长lAB=30mm,lBC=70mm，lCD=80mm，则机架最大杆长为（ C ） A.80mm

B.100mm

C.120mm D.150mm

3．在凸轮机构中，当从动件以 运动规律运动时，存在刚性冲击。 （ A ） A．等速 B．摆线 C．等加速等减速 D．简谐 4.棘轮机构中采用了止回棘爪主要是为了( a ) A.防止棘轮反转

B.对棘轮进行双向定位

C.保证棘轮每次转过相同的角度 D.驱动棘轮转动

5．在标准直齿轮传动中，硬齿面齿轮应按 设计。 （ B） A．齿面接触疲劳强度 B．齿根弯曲疲劳强度 C．齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度 D．热平衡

6．在一对标准直齿轮传动中，大、小齿轮的材料及热处理方式相同时，小齿轮的齿面接触应力?H1和大齿轮的齿面接触应力?H2的关系为 。 （ c ） A．?H1>?H2 B．?H1

7．提高蜗杆传动效率的措施是 。 （ D ） A．增加蜗杆长度 B．增大模数

C．使用循环冷却系统 D．增大蜗杆螺旋升角 8.在传动中，各齿轮轴线位置固定不动的轮系称为( B ) A.周转轮系

B.定轴轮系

C.行星轮系 D.混合轮系

9、带传动采用张紧轮的目的是 _______ 。 （ D ）

A.减轻带的弹性滑动 B.提高带的寿命 C.改变带的运动方向 D.调节带的拉力

10、链传动设计中，当载荷大，中心距小，传动比大时，宜选用_____。 （ B ）

A 大节距单排链 B 小节距多排链 C 小节距单排链 D 大节距多排链

11、平键联接选取键的公称尺寸b 3 h的依据是_____。 （ D ）

A.轮毂长 B.键长 C.传递的转矩大小 D.轴段的直径

12、齿轮减速器的箱体和箱盖用螺纹联接，箱体被联接处的厚度不太大，且经常拆装，一般用什么联接？ （ A ）

A.螺栓联接 B.螺钉联接 C. 双头螺柱联接

13、对轴进行强度校核时，应选定危险截面，通常危险界面为？ （ C ）

A．受集中载荷最大的截面 B．截面积最小的截面 C．受载大，截面小，应力集中的截面

14、按扭转强度估算转轴轴颈时，求出的直径指哪段轴颈？ （ B ）

A．装轴承处的轴颈 B．轴的最小直径 C．轴上危险截面处的直径 15、在正常条件下，滚动轴承的主要失效形式是______。 （ A ）

A.工作表面疲劳点蚀 B.滚动体破裂 C.滚道磨损 16、 不属于非接触式密封。 （ D ）

A .间隙密封 B.曲路密封 C.挡油环密封 D.毛毡圈密封

17、要求密封处的密封元件既适用于油润滑，也可以用于脂润滑，应采用_____密封方式。 （ B ）

A.毡圈密封 B. 唇形密封圈密封 C.挡油环密封

18、对于径向位移较大，转速较低，无冲击的两轴间宜选用_____联轴器。 （C ）

A.弹性套柱销 B.万向 C.滑块 D.径向簧片

19、联轴器和离合器的主要作用是 。 （ A ）

A.联接两轴，使其一同旋转并传递转矩 B.补偿两轴的综合位移 C.防止机器发生过载 D.缓和冲击和振动

20、设计时，圆柱螺旋压缩弹簧的工作圈数（有效圈数）应按照＿＿计算确定。 （ A ）

A.变形条件（刚度条件） B.强度条件 C.应力条件 D.稳定性条件

（二）.判断题（在正确的试题后面打√，错误的试题后面打×。每题 1 分，共 15 分）

1.转动副限制了构件的转动自由度。 （ × ） 2.平面四杆机构的传动角等于90°时，则机构处于死点位置。 （ √ ） 3.凸轮机构工作中，从动件的运动规律和凸轮转向无关。 （ √ ） 4．一对渐开线直齿圆柱齿轮的正确啮合条件是基圆齿距相等。 （ √ ） 5．渐开线上齿廓各点的压力角均相等。 （ 3 ） 6.将行星轮系转化为定轴轮系后，其各构件间的相对运动关系发生了变化。 （ 3 ） 7、为了保证V带传动具有一定的传动能力，小带轮的包角通常要求小于或等于120o （3） 8、链传动属于啮合传动，所以它能用于要求瞬时传动比恒定的场合。 （ 3 ） 9、由于花键联接较平键联接的承载能力高，因此花键联接主要用于载荷较大的场合。（ √ ） 10、对于受轴向载荷的紧螺栓联接，总工作载荷=预紧力+工作载荷。 （ 3 ） 11、一般机械中的轴多采用阶梯轴，以便于零件的装拆、定位。 （ √ ） 12、一批在同样载荷和同样工作条件下运转的同型号滚动轴承，其寿命相同。 （ 3 ） 13、边界摩擦是指接触表面吸附着一层很薄的边界膜的摩擦现象，接触情况介于干摩擦与流体摩擦两种状态之间。 （ √ ） 14、对于多盘摩擦式离合器，当压紧力和摩擦片直径一定时，摩擦片越多，传递转矩的能力越大。 （ √ ） 15、非周期性速度波动可用加飞轮的方法调节。 （ 3 ）

（三）.计算分析题（共35分）

1．（7分）计算图示机构的自由度，若有复合铰链、局部自由度、虚约束必须指出。

解：局部自由度D处，E与F、G处有一个约束， F=3*3-3*2-2=1

2.（10分） 图示为一曲柄滑块机构，要求： （1） 在图中标出压力角α、传动角γ；

（2） 分析说明对心曲柄滑块机构是否具有急回运动；

（3） 以哪个构件为原动件会出现死点位置？绘图说明死点位置。

解：对心曲柄滑块机构无急回运动，因为该机构极位夹角a=0

根据公式k=180+a/180-a得行程速比系数为1，则证明该机构无急回特性，所以不会产

生急回运动。

3．（8分）一对外啮合标准直齿圆柱齿轮传动，正常齿制，小齿轮da1?104mm，z1?24；大齿轮da2?232mm，试求：（1）齿轮模数m和大齿轮齿数z2；（2）传动比i12 ；（3）标准中心距。

解：(1)da1?（z1?2)m?(24?2)?104，m=104/26=4

da2?(z2?2)m?232 z2 =232/4-2=56

(2)i12= z2/z1=56/24=2.33 (3)α=104+232/2=168mm

4．（10分）设两级斜齿圆柱齿轮减速器的已知条件如图，试问：(1)低速级斜齿轮的螺旋线方向应如何选择才能使中间轴上两齿轮的轴向力方向相同?(2)画出中间轴上两齿轮的圆周力Ft2、Ft3和轴向力Fa2、Fa3方向。

解：1、由于中间轴两齿轮分别为主动轮和从动轮，且旋转方向相同，因此使轴向力方向相反，必须使齿轮3的螺旋方向与齿轮2的相同。

齿轮2为左旋，故齿轮3必须左旋，齿轮4右旋。

2、使中间轴上轮2和轮3的轴向互相完全抵消，需要满足Fa2=Fa3 Ft2=Ft3tanβ2， Ft3=Ft3tanβ3

因齿轮2和齿轮3传递的转矩相同， T= Ft2d2/2= Ft3 d1/2 且

（四）课程设计题（30分）

1、绘制一级直齿圆柱齿轮减速器装配图、齿轮轴零件图； 2、书写设计计算说明书。 一、课程设计的目的：

机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占有重要地位。

本课程设计的教学目的是：

1、综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到进一步巩固和扩张。

2、学习和掌握设计机械传动和简单机械的基本方法与步骤，培养学生工程能力及分析问题、解决问题的能力。

3、提高学生在计算、制图、计算机绘图、运用设计资料、进行经验估算等机械设计方面的基本技能。

二、课程设计的内容和任务：

1、课程设计的内容应包括传动装置全部设计计算和结构设计，具体如下： 1）阅读设计任务书，分析传动装置的设计方案。

2）选择电动机，计算传动装置的运动参数和运动参数。 3）进行传动零件的设计计算。 4）减速器装配草图的设计。

5）计算机绘制减速器装配图及零件图。 2、课程设计的主要任务：

1）设计减速器装配草图1张。

2）计算机绘制减速器装配图1张、零件图2张（齿轮、轴等） 3）答辩。

三、课程设计的步骤：

1、设计准备

准备好设计资料、手册、图册、绘图用具、计算用具、坐标纸等。阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过对减速器的装拆了解设计对象；阅读有关资料，明确课程设计的方法和步骤，初步拟订计划。

2、传动装置的总体设计

根据任务书中所给的参数和工作要求，分析和选定传动装置的总体方案；计算功率并选择电动机；确定总传动比和各级传动比；计算各轴的转速、转矩和功率。

3、传动装置的总体方案分析

传动装置的设计方案直观地反应了工作机、传动装置和原动机三者间的

动和力的传递关系。满足工作机性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的方案首先应满足工作机的性能要求，保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

四、电动机的选择

电动机已经标准化、系列化。应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录总共查出其型号和尺寸。

选择电动机类型、型号、结构等，确定额定功率、满载转速、结构尺寸等。 1、选择电动机类型

电动机有交流和直流电动机之分，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型电动机应用最多/目前应用最广的是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。在经常需要起动、制动和正、反转的场合（如起重机），则要求电动机转动惯量小、过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。

按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。 2、电动机功率的选择

1） 工作机所需的电动机输出功率为

Pd =Pw/η=Fv/1000ηwη

已知滚筒直径D=450mm，滚筒圆周力F =2.2KN，输送带速度V=1.6m/s，由表查联轴器，圆柱齿轮传动减速器：传动带传动效率0.96，圆柱齿轮传动的轴承传动效率0.99，齿轮传动传动效率0.97，弹性联轴器传动效率0.99，卷筒轴的轴承传动效率0.98，卷筒传动效率0.96。

ηw2η =0.962（0.9920.99）20.9720.9920.9820.96=0.85 Pd=2200 x 1.6/1000 x 0.85=4.14 kw 2） 确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为

nw=60 x 1000v/3.14D=60 x 1000 x 1.6/3.14 x 450=67.94r/min

取V带传动比i1'=2~4 , 单极齿轮传动比 i'2=3~5 ，w则总传动比范围 i'=6~20 故电动机转速范围为：n'd= i'2nw =(60~20) x 67.94=408~1359r/min 经查表得有两种适用的电动机型号 方案 电动机型号 额定功率Ped（kw） 满载转速(r/min) 1 Y160M2—8 5.5 720 2 Y132M2—6 5.5 960 综合考虑电动机和装动装置尺寸，重量以及减速器的传动比，其中1号电动机总传动比比较适用，传动装置结构较紧凑。所选电动机额定功率Ped=5KW,满载转速nm=720r/min 3、计算总传动比和分配传动比

由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动比为 i = nm / nw =720/67.94 =10.60

传动装置的实际传动比要由选定的齿轮齿数或带轮基准直径准确计算，因而很可能与设定的传动比之间有误差。一般允许工作机实际转速，与设定转速之间的相对误差为±（3~5）% 对于多级传动i为

i =i12i22i32```````````2in

计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低精度.

分配各级传动装置传动比：

取带传动比i1=3。 齿轮传动比i2=3.5。

4、计算传动装置的运动和动力参数

为了进行传动件的设计计算，应首先推算各轴的转速。功率和转矩。 则各轴的转速为 1)、各轴转速

nⅠ=nm / i1 =720/3=240r/min nⅡ = nⅠ/ i2=240/3.5=68.6/min n卷= nⅡ=68.6r/min 2)、各轴的输入功率

PⅠ =pd2η1 =4.14 x 0.96=3.971kw

PⅡ = PⅠ2η12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kw P卷= PⅡ2η23 = 3.80x0.99x0.99=2.4 kw 3）各轴的输入转矩

Td =955024.14/720=54.9N2m

TⅠ= Td 2i12η1=54.9x3x0.96 =158N2m

TⅡ= TⅠ2i22η23=158x 4x 0.99x 0.97 =531 N2m T卷 = TⅡ2 i32η42η2=531x1x0.99 x0.99 =520N2m

参数 转速n（r/min） 输入功率P(kw) 输入转矩T(N.m) 传动比i 效率η 轴名 电动机轴 720 4.14 54.9 3 0.96 一轴 240 3.97 158 0.96 二轴 68.6 3.80 531 卷筒轴 68.6 3.74 520 1 0.98 3.5 五、传动零件的设计计算 （1）带传动的设计计算

1、计算功率Pc Pc=KAP=1.2 x 5.5=6.6kw 2、选带型

据Pc=6.6 kw ，n=720r/min ,由表10-12选取A型带

3、带轮基准直径 带轮直径较小时结构紧凑，弯矩应力不大，且基准直径较小时，单根V带所能传递的基本额定功率也较小，从而造成带的根数增多，因此一般取dd1

而带速过高则使离心力增大，减小了带与带轮间的压力，容易打滑。所以带传动需要验算带速，将带速控制在5m/s

一般中心距a0取值范围：0.7（dd1+ dd2) <= a0 <=2(dd1+ dd2)

395.5<= a0 <=1130

初定中心距a0 =500mm

2

Ld0=2 a0+3.14(dd1+ dd2)/2+( dd2+ dd1)/4 a0

2

=2 x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)/4x500 =1927.66mm

由表10-2选取相近的Ld=2000mm 6.确定中心距

中心距取大些有利于增大包角，但中心距过大会造成结构不紧凑，在载荷变化或高速运转时，将会引起带的抖动，从而降低了带传动的工作能力，若中心距过小则带短，应力循环次数增多，使带易发生疲劳破坏，同时还使小带轮包角减小，也降低了带传动的工作能力，确定中心距

a=a0+（Ld1 –Ld2）/2=536 mm amin=a-0.015Ld=506mm amax=a+0.03Ld=596mm

。

7、验算小带轮包角 要求a1>120若a1过小可以加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，a1可由下式计算

。。

a1=180-[57.3 x (dd2 - dd1 )/ a ] =149 。

a1>120故符合要求

8、单根V带传动的额定功率 根据dd1和n查图10-11得：P1=1.4 kw 9、单根V带额定功率增量 根据带型及i查表10-5得：ΔP1=0.09kw

10、确定带的根数 为了保证带传动不打滑，并具有一定的疲劳强度，必须保证每根V带所传递的功率不超过它所能传递的额定功率有

查表得 10-6: Ka=0.917 查表得 10-7: Kl=1.03 Z=Pc/[(P1+ΔP) Ka Kl ] =4.68 所以取Z =5

11、单根V带初拉力 查表10-1得 q =0 . 10kg/m 2

F0 =500[(2 .5/ Ka) -1]( Pc /zv)+qv =218N

12、作用在轴上的力 为了进行轴和轴承的计算，必须求出V带对轴的压力FQ FQ =2Z F0 SIN（a1 /2）=2100.7N

13、注意事项

※ 检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系，带轮直径与电动机的中心高应相称，带轮轴孔的直径，长度应与电动机的轴直径长度对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则回与机器底座相互干涉等。

※带轮的结构形式主要取决于带轮直径的大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮的转速。

（2）齿轮传动的设计计算

已知i=3.5 n1=240 r/min 传动功率p=3.97 两班制，工作期限10年，单向传动载荷平稳

1、选材料与热处理。所设计的齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面的钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理，硬度为260HBW，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS，硬度差为45HBS较合适。

2、选择精度等级，输送机是一般机械，速度不高，故选择8级精度。 3、按齿面接触疲劳强度设计。

本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计，根据式(6-41)

2

d1> (671/［σH］)kT1(i+1)/

1)载荷因数K.

圆周速度不大,精度不高,齿轮关于轴承对称布置,按表6-9取K =1.2. 2)转矩T T=9.55X106XP/n1=9.55x106X 3.97/240=160000N2mm

3)弯曲后减切应力［σH］ 据式(6-42)

σH］ =σHmin/SHmin2zN

由图6-36查得. σHlim1 =610Mpa, Hlim2 =500Mpa

接触疲劳寿命系数 ZN按一年300工作日，两班制工作每天16小时，由公式N=60njth算得 N1 =60 X 240 X 10X 300X16 =0.69X1099

N2 = N1/i =0.69X10/3.5=0.19 X10查图6-37中曲线：

ZN1 =1.02ZN2 =1.12

按一般可靠性要求，取SHmin =1

［σH1］=σHlim1 x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 Mpa ［σH2］=σHlim2 x Zn2/ SHmin =500 x 1.12/1 Mpa =560Mpa 4）计算小齿轮分度圆直径d1

查表取6-11 齿宽系数1.1

2

d1> = (671/［σH］)kT1(i+1)/ i

=68.6mm

取d1=70 mm

5）计算圆周速度V

V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s

因V<6 m/s，故去取8级精度合适。 4、确定主要参数，计算主要几何尺寸。

9

取小齿轮齿数为 Z1=20 Z2=ixZ1=70

m=d1/Z1=3.5mm 取标准模数m=3.5mm 分度圆直径

d1=mz1=3.5x20=70mm d2=mz2=3.5x70=245mm

1)中心距a a = (d1+d2)/2=157.5mm 2)齿宽b b = 1.1 x 70 =77mm

取b2 = 77mm 则b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm 3)齿顶高ha ha= ha* m=3.5mm 齿根高

hf

hf=（ha*+c*）m=1.25x3.5=4.375

5、校核弯曲疲劳强 根据式 (6-44)

σbb =2kT1/bmd12YFS

1）复合齿形因数YFS 如图6-39得，YFS1 =4.35 ， YFS2 =3.98 2 ) 弯曲疲劳许用应力

=

［σbb］σbblim/Sfmin x YN

由图6-40的弯曲疲劳极限应力

σbblim1 =σbblim1=490Mpa σbblim2 =410 Mpa

6

由图6-41得弯曲疲劳寿命系数YN ；YN1 =1（N1＞N0，N0 =3x10）

6

YN2=1 (N2＞N0, N0 =3x10）

弯曲疲劳的最小安全SFmin，按一般可靠性要求，取SFmin =1，

计算得弯曲疲劳许用应力为：

［σbb1］ =σbblim1 x YN1/ SFmin =（490/1）X 1 =490 Mpa

［σbb2］ =σbblim2 x YN2/ SFmin =（410/1）X 1 =410Mpa 3）校核计算：

σbb1 =2kT1/bmd12YFS1 =2 X 1.2 X160000 X 4.35/82X 3.5X 70

=83.15＜［σbb1］

σbb2 =2kT1/bmd12YFS2 =2 X 1.2 X 160000 X3.98/77 X 3 .5X 70

=81＜［σbb2］ 故弯曲疲劳强度足够. 六、轴的计算 1、Ⅱ轴的设计

（1）选择轴的材料,确定许用应力.

选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表12-1知

σb1=σb2 =650 Mpa, σS1=σS2=360 Mpa , 查表12-6可知 ［σ+1］bb=215 Mpa［σ0］bb=102 Mpa, ［σ-1 ］bb=60 Mpa （2）按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相连接,从结构要求考虑输入端轴

径应最小,最小直径为:

查表12-5可得,45钢取C =118,则

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d =48mm （3）齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩为

T =9.55X106X P2/ n2=9.55X106X 3.80/68.6=530000 N2mm 齿轮作用力：

圆周力 FT =2T/d2 =2 x 530000/245=4326.5N 径向力 Fr =

=4326.5Xtan20=1574.7N

轴向力 Fa=0

（4）、轴的结构设计

轴结构设计时,需同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例 绘制轴承结构草图.

1、 确定轴上零件的位置及固定方式

单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央, 轴承对称布置在齿轮两边,轴外伸端安装联轴器。

齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两段 轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定；轴通过两端轴承实现轴向 定位；靠过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。 2 .确定各段轴的直径。

将估算轴直径d =48 mm作为外伸直径d1，与联轴器相配合，

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2 =51mm,齿轮和右端轴承 从右端转入，考虑装拆方便及零件固定的要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑 滚动轴承直径系列，取d3 =55 mm，为便于齿轮装拆，与齿轮配合处轴径d4应大于 d3，取d4 =57 mm，齿轮左端用轴环固定，右端用套桶定位，轴环直径d5，满足齿轮 定位的同时，还应满足左侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号，确定左端轴承型

号与右端轴承型号相同，取d6 =55mm。 3 .选取轴承型号，

初选轴承型号为深沟球轴承，代号为6011，查手册可得轴承宽度 B =18 mm

4 .确定各端轴的长度

综合考虑轴上零件的尺寸B与减速器箱体尺寸的关系，确定各段轴的长度。 5 轴的结构简图

（5）校核轴的强度

1 、画出计算简图 计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴的受力简图。

水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2==4326.5/2=2163.3N 水平面弯矩 MCH= FRBX X 70=151427.5 N2mm 垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=787.4N 垂直面弯矩 MCV= FRBZ X 70=55115 N2mm 合成弯矩

2、计算当量弯矩 Me

转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为

a=［σ-1］bb/［σ0］bb=60/102=0.59

最大当量弯矩

3、校核轴径 由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面 校核该截面的直径

考虑该截

面上键槽的影响，直径增加3%，则d=1.03 x39 =40 mm 结构设计确定的直径为55mm，强度足够。

2、Ⅰ轴的设计

1）选择轴的材料,确定许用应力.

选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表12-1知σb 1=σb 2 =600 Mpa, σS1=σS2=300 Mpa, 查表12-6可知［σ+1］bb=200 Mpa ［σ0］bb=95Mpa, ［σ-1 ］bb=55 Mpa （2）按扭转强度估算轴的最小直径

取d =31mm

（3）齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩为 T =9.55X106X P/ n=160000N2mm

齿轮作用力：

圆周力FT =2T/d1 =2 x 160000/70=4571N 径向力Fr =

=1664N

轴向力Fa=0

4）、轴的结构设计

1、轴结构设计时

需同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例

绘制轴承结构草图. 确定轴上零件的位置及固定方式,单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,。轴承对称布置在齿轮两边, 2 .确定各段轴的直径。

将估算轴直径d1=31，取第二段直径为d2 =35mm,，考虑装拆方

便及零件固定的要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取

d3 =40 mm，考虑轴承定位取d4 =52上面有齿轮，一体式。根据选定轴承型号，确定左端轴承型号与右端轴承型号相同，取d5 =40 mm。

3、选择轴承型号 初选型号为深沟求轴承 代号6008

4、画出轴的结构草图

5 校核轴的强度

1 画出计算简图 计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴的受力简图。

水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2=4571/2=2286N 水平面弯矩 MCH= FRBX X 70=160020N2mm 垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=1664/2=832N 垂直面弯矩 MCV=832X 70=58240N2mm 合成弯矩

2、计算当量弯矩 Me

转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为 a=［σ-1］bb/［σ0］bb=55/95=0.58

最大当量弯矩

3、校核轴径 由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面 校核该截面的直径

结构设计确定的直径为 50mm，强度足够。

七、轴承的校核 1. Ⅰ轴轴承的选择

由任务知减速器采用的是一级圆柱齿轮减速器，载荷的方向只有径向力和圆周力，无轴向力，故可以选用比较廉价的深沟球轴承60000型。再由轴的结构可知，轴承的内径为40mm。即内径代号08.故初选6008，因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受的Fr由轴受力图可得。

1. Ⅱ轴轴承的选择

由轴承一选择的思路可初选轴承型号为6011因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受的Fr由轴受力图可得。

八、联轴器的校核

弹性柱销联轴器

选择联轴器类型，为缓和振动和冲击，选择弹性柱销联轴器 选择联轴器型号，计算转矩，由表15-1查取 K = 1.4 ， 按式计算

九、键联接的选择与计算

1、大齿轮与轴的配合d =57mm 取普通平键联接键

3

σP=4T/dhl =194.72 x 4 x 10/52 x 10 x 56 =26.74 <［σP］ 铸铁［σP］=70 ~ 80 故可用

2、 联轴器与轴的配合d1=36 mm 查得 键 10 x 8 L = 63 mm

3

则σP =4T/dhl =4 x 194.72 x10/ 36 x 8 x 63 =42.9＜［σP］ 满足要求。

十、减速器箱体的主要结构尺寸

箱体壁厚 δ=0.1252α+1 取8 mm δ1 =8 mm

箱盖壁厚 δ=0.1252α+1 取8 mm δ2 =8 mm

箱盖凸缘厚度 b1 =1.5δ2 =1.5X8 =12 mm

箱座凸缘厚度 b =1.5δ1 =1.5 X8 =12 mm

箱座底凸缘厚度 b2 =2.5δ1 =2.5 X8 =20 mm

地脚螺钉直径df =0.036Xα +12 =0.036X157.5+12 =17.67 mm 取M20

地脚螺钉数目 n =4

轴承旁连接螺栓直径 d1 =0.75X20=15mm 取M16

盖与座连接螺栓直径d2 =0.4df =0. 4 X20 =8 mm 取 M10

检查孔盖螺钉直径d4=0.3 df =0.3 X20 =6mm 取M 8

定位销直径d =0.8 d2 =0.8X8 =6.4mm 取8

df d1 d2 到外壁箱距离C1 26 23 16

d1 d2到凸像距离 C2 24 14

轴承旁凸台半径R1 =C2=20

凸台高度

外箱壁至轴承座端面的距离L1 C1+C2（5~10）=23+21+7=51

齿轮顶圆与内箱壁见的距离△1 > 1.2X8 =9.6mm 取11mm

齿轮端面与内箱壁间的距离△2 >8mm 取9mm 轴承端盖外径D=90mm

轴承旁连接螺栓距离 有结构确定 十一、润滑方式的选择 润滑油的选用方式

飞溅润滑 传动见的传动带起润滑油直接溅入轴承内，或先溅到箱壁上，顺着 内壁流入箱体的油沟中，再沿油沟流入轴承内，此时端盖部分必须开槽，并将 端盖端部的直径取小些，以免油路堵塞 十二、技术条件

1、 装配前，全部零件用煤油清洗，箱体内不许有杂物存在，在内壁涂两次不被机油 侵蚀的涂料。

2、 用铅丝检验装配间隙。其间隙不小于0.16 mm，铅丝不得大于最小间隙的4倍； 3、 用涂色法检验斑点。齿高接触斑点不小于百分四十；齿长接触斑点不小于百分

五十。必要时可采用研磨或刮后研磨，以便改善接触情况； 4、 调整轴承时所留轴向间隙如下：

φ40为0.05 mm ~0.1 mm；φ55为0.08~0.15 mm；

5、 装配时，部分面不允许使用任何填料，可涂以密封油漆或水玻璃。试转时应检查

部分面、各接触面及密封处，均不准漏油；

6、 箱座内装SH0357—92中的50号工业齿轮油至规定高度； 7、 表面涂灰色油漆。 十三、参考资料

1、 陈立德2机械设计基础2第2版2北京：高度教育出版社，2004

2、 《机械设计师手册》编写组2机械设计师手册2北京：机械工业出版社，1998 3、 吴宗泽2罗圣国2机械设计课程设计手册2第2版2北京：高等教育出版社，1999 4、 龚 义2机械设计课程设计指导书2第2版 2 北京： 高等教育出版社，1990 5、 卢颂峰 2机械零件课程设计手册2北京：中央广播电视大学出版社，1985 6、 浙江大学机械零件教研室，机械零件课程设计2杭州：浙江大学出版社，1983 7、 上海交通大学机械原理及设计零件教研室2机械零件课程设计21980

8、 哈尔滨工业大学等2机械零件课程设计指导书2北京：高等教育出版社，1982 9、 陈于萍2互换性与测量技术基础2北京：机械工业出版社，1998 10、王中发2机械设计2北京：北京理工大学出版社，1998

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