鄭州大學現(xiàn)代遠程教育《機械設計基礎》課程考核要求答案

1、鄭州大學現(xiàn)代遠程教育機械設計基礎課程考核要求說明：本課程考核形式為提交作業(yè)，完成后請保存為WORD格式的文檔，登陸學習平臺提交，并檢查和確認提交成功。一 作業(yè)要求1. 作業(yè)題中涉及到的公式、符號以教材為主；2. 課程設計題按照課堂上講的“課程設計任務與要求”完成。設計計算說明書不少于20頁。二 作業(yè)內容（一）.選擇題（在每小題的四個備選答案中選出一個正確的答案，并將正確答案的號碼填在題干的括號內，每小題1分，共20分）1在平面機構中，每增加一個低副將引入（ C）。A0個約束 B1個約束C2個約束 D3個約束2.鉸鏈四桿機構ABCD中，AB為曲柄，CD為搖桿，BC為連桿。若桿長lAB=30mm,

2、lBC=70mm，lCD=80mm，則機架最大桿長為（C）A.80mmB.100mmC.120mmD.150mm3在凸輪機構中，當從動件以 運動規(guī)律運動時，存在剛性沖擊。 （ A ） A等速 B擺線 C等加速等減速 D簡諧4.棘輪機構中采用了止回棘爪主要是為了( A )A.防止棘輪反轉B.對棘輪進行雙向定位C.保證棘輪每次轉過相同的角度D.驅動棘輪轉動5在標準直齒輪傳動中，硬齒面齒輪應按 設計。 （ B ） A齒面接觸疲勞強度 B齒根彎曲疲勞強度 C齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度 D熱平衡6在一對標準直齒輪傳動中，大、小齒輪的材料及熱處理方式相同時，小齒輪的齒面接觸應力和大齒輪的齒面接觸應

3、力的關系為 。 （ C ） A> B< C= D不確定7提高蝸桿傳動效率的措施是 。 （ D ） A增加蝸桿長度 B增大模數(shù) C使用循環(huán)冷卻系統(tǒng) D增大蝸桿螺旋升角8.在傳動中，各齒輪軸線位置固定不動的輪系稱為( B )A.周轉輪系B.定軸輪系C.行星輪系D.混合輪系9、帶傳動采用張緊輪的目的是 _ 。 （ D ）A.減輕帶的彈性滑動 B.提高帶的壽命C.改變帶的運動方向 D.調節(jié)帶的拉力10、鏈傳動設計中，當載荷大，中心距小，傳動比大時，宜選用_。 （ B ）A 大節(jié)距單排鏈B 小節(jié)距多排鏈C 小節(jié)距單排鏈D 大節(jié)距多排鏈11、平鍵聯(lián)接選取鍵的公稱尺寸b × h的依據(jù)是

4、_。 （ D ）A.輪轂長 B.鍵長C.傳遞的轉矩大小 D.軸段的直徑12、齒輪減速器的箱體和箱蓋用螺紋聯(lián)接，箱體被聯(lián)接處的厚度不太大，且經(jīng)常拆裝，一般用什么聯(lián)接？ （ A ）A.螺栓聯(lián)接 B.螺釘聯(lián)接 C. 雙頭螺柱聯(lián)接13、對軸進行強度校核時，應選定危險截面，通常危險界面為？ （ C ）A受集中載荷最大的截面 B截面積最小的截面 C受載大，截面小，應力集中的截面14、按扭轉強度估算轉軸軸頸時，求出的直徑指哪段軸頸？ （ B ）A裝軸承處的軸頸 B軸的最小直徑 C軸上危險截面處的直徑15、在正常條件下，滾動軸承的主要失效形式是_。 （ A ）A.工作表面疲勞點蝕 B.滾動體破裂 C.滾道磨損

5、16、 不屬于非接觸式密封。 （ D ）A .間隙密封 B.曲路密封 C.擋油環(huán)密封 D.毛氈圈密封17、要求密封處的密封元件既適用于油潤滑，也可以用于脂潤滑，應采用_密封方式。 （ B ）A.氈圈密封 B. 唇形密封圈密封 C.擋油環(huán)密封18、對于徑向位移較大，轉速較低，無沖擊的兩軸間宜選用_聯(lián)軸器。 （ C ）A.彈性套柱銷 B.萬向 C.滑塊 D.徑向簧片19、聯(lián)軸器和離合器的主要作用是 。 （ A ）A.聯(lián)接兩軸，使其一同旋轉并傳遞轉矩 B.補償兩軸的綜合位移 C.防止機器發(fā)生過載 D.緩和沖擊和振動20、設計時，圓柱螺旋壓縮彈簧的工作圈數(shù)（有效圈數(shù)）應按照計算確定。 （ A ）A.變

6、形條件（剛度條件） B.強度條件 C.應力條件 D.穩(wěn)定性條件（二）.判斷題（在正確的試題后面打，錯誤的試題后面打×。每題 1 分，共 15 分）1.轉動副限制了構件的轉動自由度。 （ × ）2.平面四桿機構的傳動角等于90°時，則機構處于死點位置。 （ ）3.凸輪機構工作中，從動件的運動規(guī)律和凸輪轉向無關。（ ）4一對漸開線直齒圓柱齒輪的正確嚙合條件是基圓齒距相等（ ）5漸開線上齒廓各點的壓力角均相等。 （ × ）6.將行星輪系轉化為定軸輪系后，其各構件間的相對運動關系發(fā)生了變化。（ × ）7、為了保證V帶傳動具有一定的傳動能力，小帶輪的包角

7、通常要求小于或等于120o （×）8、鏈傳動屬于嚙合傳動，所以它能用于要求瞬時傳動比恒定的場合。 （ × ）9、由于花鍵聯(lián)接較平鍵聯(lián)接的承載能力高，因此花鍵聯(lián)接主要用于載荷較大的場合。（ ）10、對于受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，總工作載荷=預緊力+工作載荷。 （ × ）11、一般機械中的軸多采用階梯軸，以便于零件的裝拆、定位。 （ ）12、一批在同樣載荷和同樣工作條件下運轉的同型號滾動軸承，其壽命相同。（ × ）13、邊界摩擦是指接觸表面吸附著一層很薄的邊界膜的摩擦現(xiàn)象，接觸情況介于干摩擦與流體摩擦兩種狀態(tài)之間。（ ）14、對于多盤摩擦式離合器，當壓緊力和摩

8、擦片直徑一定時，摩擦片越多，傳遞轉矩的能力越大。（ ）15、非周期性速度波動可用加飛輪的方法調節(jié)。（ × ）（三）.計算分析題（共35分）1（7分）計算圖示機構的自由度，若有復合鉸鏈、局部自由度、虛約束必須指出。 解：局部自由度D處，E與F、G處有一個約束， F=3*3-3*2-2=12.（10分） 圖示為一曲柄滑塊機構，要求：（1） 在圖中標出壓力角、傳動角；（2） 分析說明對心曲柄滑塊機構是否具有急回運動；（3） 以哪個構件為原動件會出現(xiàn)死點位置？繪圖說明死點位置。解：對心曲柄滑塊機構無急回運動，因為該機構極位夾角a=0 根據(jù)公式k=180+a/180-a得行程速比系數(shù)為1，則證

9、明該機構無急回特性，所以不會產(chǎn)生急回運動。3（8分）一對外嚙合標準直齒圓柱齒輪傳動，正常齒制，小齒輪，；大齒輪，試求：（1）齒輪模數(shù)m和大齒輪齒數(shù)z2；（2）傳動比 ；（3）標準中心距。解：(1)，m=104/26=4 z2 =232/4-2=56 (2)= z2/=56/24=2.33(3)=104+232/2=168mm4（10分）設兩級斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如圖，試問：(1)低速級斜齒輪的螺旋線方向應如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相同?(2)畫出中間軸上兩齒輪的圓周力Ft2、Ft3和軸向力Fa2、Fa3方向。解：1、由于中間軸兩齒輪分別為主動輪和從動輪，且旋轉方向相同，因

10、此使軸向力方向相反，必須使齒輪3的螺旋方向與齒輪2的相同。齒輪2為左旋，故齒輪3必須左旋，齒輪4右旋。2、使中間軸上輪2和輪3的軸向互相完全抵消，需要滿足Fa2=Fa3Ft2=Ft3tan2， Ft3=Ft3tan3因齒輪2和齒輪3傳遞的轉矩相同， T= Ft2d2/2= Ft3 d1/2 且（四）課程設計題（30分）1、繪制一級直齒圓柱齒輪減速器裝配圖、齒輪軸零件圖；2、書寫設計計算說明書。一、課程設計的目的：機械設計基礎課程設計是機械設計基礎課程的重要實踐性環(huán)節(jié)，是學生在校期間第一次較全面的設計能力訓練，在實踐學生總體培養(yǎng)目標中占有重要地位。本課程設計的教學目的是：1、綜合運用機械設計基礎

11、課程及有關先修課程的理論和生產(chǎn)實際知識進行機械設計訓練，從而使這些知識得到進一步鞏固和擴張。2、學習和掌握設計機械傳動和簡單機械的基本方法與步驟，培養(yǎng)學生工程能力及分析問題、解決問題的能力。3、提高學生在計算、制圖、計算機繪圖、運用設計資料、進行經(jīng)驗估算等機械設計方面的基本技能。二、課程設計的內容和任務：1、課程設計的內容應包括傳動裝置全部設計計算和結構設計，具體如下：1）閱讀設計任務書，分析傳動裝置的設計方案。2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動參數(shù)和運動參數(shù)。3）進行傳動零件的設計計算。4）減速器裝配草圖的設計。5）計算機繪制減速器裝配圖及零件圖。2、課程設計的主要任務：1）設計減速器裝配草

12、圖1張。2）計算機繪制減速器裝配圖1張、零件圖2張（齒輪、軸等）3）答辯。三、課程設計的步驟：1、設計準備準備好設計資料、手冊、圖冊、繪圖用具、計算用具、坐標紙等。閱讀設計任務書，明確設計要求、工作條件、內容和步驟；通過對減速器的裝拆了解設計對象；閱讀有關資料，明確課程設計的方法和步驟，初步擬訂計劃。2、傳動裝置的總體設計根據(jù)任務書中所給的參數(shù)和工作要求，分析和選定傳動裝置的總體方案；計算功率并選擇電動機；確定總傳動比和各級傳動比；計算各軸的轉速、轉矩和功率。3、傳動裝置的總體方案分析傳動裝置的設計方案直觀地反應了工作機、傳動裝置和原動機三者間的動和力的傳遞關系。滿足工作機性能要求的傳動方案，

13、可以由不同傳動機構類型以不同的組合形式和布置順序構成。合理的方案首先應滿足工作機的性能要求，保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 四、電動機的選擇 電動機已經(jīng)標準化、系列化。應按照工作機的要求，根據(jù)選擇的傳動方案選擇電動機的類型、容量和轉速，并在產(chǎn)品目錄總共查出其型號和尺寸。選擇電動機類型、型號、結構等，確定額定功率、滿載轉速、結構尺寸等。1、選擇電動機類型電動機有交流和直流電動機之分，一般工廠都采用三相交流電，因而多采用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型電動機應用最多/目前應用最

14、廣的是Y系列自扇冷式籠型三相異步電動機，其結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、風機、農(nóng)機、輕工機械等。在經(jīng)常需要起動、制動和正、反轉的場合（如起重機），則要求電動機轉動慣量小、過載能力大，應選用起重及冶金用三相異步電動機YZ型（籠型）或YZR型（繞線型）。 按已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。2、電動機功率的選擇1） 工作機所需的電動機輸出功率為Pd =Pw/=Fv/1000w 已知滾筒直徑D=450mm，滾筒圓周力F =2.2KN，輸送帶速度V=1.6m/s，由表查聯(lián)軸器，圓柱齒輪傳動

15、減速器：傳動帶傳動效率0.96，圓柱齒輪傳動的軸承傳動效率0.99，齒輪傳動傳動效率0.97，彈性聯(lián)軸器傳動效率0.99，卷筒軸的軸承傳動效率0.98，卷筒傳動效率0.96。w· =0.96·（0.99·0.99）·0.97·0.99·0.98·0.96=0.85Pd=2200 x 1.6/1000 x 0.85=4.14 kw2） 確定電動機轉速卷筒軸的工作轉速為 nw=60 x 1000v/3.14D=60 x 1000 x 1.6/3.14 x 450=67.94r/min取V帶傳動比i1'=24 , 單極齒輪

16、傳動比 i'2=35 ，w則總傳動比范圍 i'=620 故電動機轉速范圍為：n'd= i'·nw =(6020) x 67.94=4081359r/min經(jīng)查表得有兩種適用的電動機型號方案電動機型號額定功率Ped（kw）滿載轉速(r/min)1Y160M285.57202Y132M265.5960綜合考慮電動機和裝動裝置尺寸，重量以及減速器的傳動比，其中1號電動機總傳動比比較適用，傳動裝置結構較緊湊。所選電動機額定功率Ped=5KW,滿載轉速nm=720r/min 3、計算總傳動比和分配傳動比由選定電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸的轉速nw，可得傳動

17、裝置的總傳動比為 i = nm / nw =720/67.94 =10.60傳動裝置的實際傳動比要由選定的齒輪齒數(shù)或帶輪基準直徑準確計算，因而很可能與設定的傳動比之間有誤差。一般允許工作機實際轉速，與設定轉速之間的相對誤差為±（35）%對于多級傳動i為 i =i1·i2·i3··in 計算出總傳動比后，應合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減小動載荷，降低精度.分配各級傳動裝置傳動比：取帶傳動比i1=3。齒輪傳動比i2=3.5。4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為了進行傳動件的設計計算，應首先推算各軸的轉速。功率和轉矩。則各軸的轉速為1)

18、、各軸轉速n=nm / i1 =720/3=240r/minn = n/ i2=240/3.5=68.6/minn卷= n=68.6r/min2)、各軸的輸入功率P =pd·1 =4.14 x 0.96=3.971kwP = P·12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kwP卷= P·23 = 3.80x0.99x0.99=2.4 kw3）各軸的輸入轉矩Td =9550·4.14/720=54.9N·mT= Td ·i1·1=54.9x3x0.96 =158N·mT= T·i2·23=

19、158x 4x 0.99x 0.97 =531 N·m T卷 = T· i3·4·2=531x1x0.99 x0.99 =520N·m參數(shù)軸名電動機軸一軸二軸卷筒軸轉速n（r/min）72024068.668.6輸入功率P(kw)4.143.973.803.74輸入轉矩T(N.m)54.9158531520傳動比i33.51效率0.960.960.98五、傳動零件的設計計算（1）帶傳動的設計計算1、計算功率Pc Pc=KAP=1.2 x 5.5=6.6kw2、選帶型 據(jù)Pc=6.6 kw ，n=720r/min ,由表10-12選取A型帶3、帶

20、輪基準直徑 帶輪直徑較小時結構緊湊，彎矩應力不大，且基準直徑較小時，單根V帶所能傳遞的基本額定功率也較小，從而造成帶的根數(shù)增多，因此一般取dd1<dd2 并取標準值。查表得10-9確定dd1，dd2。 dd1=140mm dd2=425 mm 4、驗算帶速 當傳遞功率一定時，帶速過低，則需要很大的圓周力，帶的數(shù)要增多，而帶速過高則使離心力增大，減小了帶與帶輪間的壓力，容易打滑。所以帶傳動需要驗算帶速，將帶速控制在5m/s<V<25m/s,否則可調整小帶輪的基準直徑dd1 ，為充分發(fā)揮V帶的傳動能力，應使帶速V=20m/s為最佳，帶速V=3.14n dd1/60x1000=5.

21、3m/s5、驗算帶長一般中心距a0取值范圍：0.7（dd1+ dd2) <= a0 <=2(dd1+ dd2)395.5<= a0 <=1130初定中心距a0 =500mm Ld0=2 a0+3.14(dd1+ dd2)/2+( dd2+ dd1)2/4 a0 =2 x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)2/4x500 =1927.66mm由表10-2選取相近的Ld=2000mm 6.確定中心距 中心距取大些有利于增大包角，但中心距過大會造成結構不緊湊，在載荷變化或高速運轉時，將會引起帶的抖動，從而降低了帶傳動的工作能力，若中心距過小則帶短，應力

22、循環(huán)次數(shù)增多，使帶易發(fā)生疲勞破壞，同時還使小帶輪包角減小，也降低了帶傳動的工作能力，確定中心距 a=a0+（Ld1 Ld2）/2=536 mm amin=a-0.015Ld=506mm amax=a+0.03Ld=596mm7、驗算小帶輪包角 要求a1>120。若a1過小可以加大中心距，改變傳動比或增設張緊輪，a1可由下式計算 a1=180。-57.3 x (dd2 - dd1 )/ a =149。 a1>120。故符合要求 8、單根V帶傳動的額定功率 根據(jù)dd1和n查圖10-11得：P1=1.4 kw 9、單根V帶額定功率增量 根據(jù)帶型及i查表10-5得：P1=0.09kw 10

23、、確定帶的根數(shù) 為了保證帶傳動不打滑，并具有一定的疲勞強度，必須保證每根V帶所傳遞的功率不超過它所能傳遞的額定功率有 查表得 10-6: Ka=0.917 查表得 10-7: Kl=1.03 Z=Pc/(P1+P) Ka Kl =4.68 所以取Z =5 11、單根V帶初拉力 查表10-1得 q =0 . 10kg/m F0 =500(2 .5/ Ka) -1( Pc /zv)+qv2 =218N12、作用在軸上的力 為了進行軸和軸承的計算，必須求出V帶對軸的壓力FQ FQ =2Z F0 SIN（a1 /2）=2100.7N 13、注意事項 檢查帶輪尺寸與傳動裝置外廓尺寸的相互關系，帶輪直徑與

24、電動機的中心高應相稱，帶輪軸孔的直徑，長度應與電動機的軸直徑長度對應，大帶輪的外圓半徑不能過大，否則回與機器底座相互干涉等。帶輪的結構形式主要取決于帶輪直徑的大小，帶輪直徑確定后應驗算實際傳動比和帶輪的轉速。（2）齒輪傳動的設計計算已知i=3.5 n1=240 r/min 傳動功率p=3.97兩班制，工作期限10年，單向傳動載荷平穩(wěn) 1、選材料與熱處理。所設計的齒輪屬于閉式傳動,通常才用軟齒面的鋼制齒輪,小齒輪為45號鋼,調質處理，硬度為260HBW，大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS，硬度差為45HBS較合適。2、選擇精度等級，輸送機是一般機械，速度不高，故選擇8級精度。3、

25、按齒面接觸疲勞強度設計。 本傳動為閉式傳動，軟齒面，因此主要失效形式為疲勞點蝕，應根據(jù)齒面接觸疲勞強度設計，根據(jù)式(6-41) d1> (671/H)2kT1(i+1)/ 1)載荷因數(shù)K. 圓周速度不大,精度不高,齒輪關于軸承對稱布置,按表6-9取K =1.2.2)轉矩T T=9.55X106XP/n1=9.55x106X 3.97/240=160000N·mm3)彎曲后減切應力H據(jù)式(6-42)H =Hmin/SHmin·zN由圖6-36查得. Hlim1 =610Mpa, Hlim2 =500Mpa 接觸疲勞壽命系數(shù) ZN按一年300工作日，兩班制工作每天16小時

26、，由公式N=60njth算得N1 =60 X 240 X 10X 300X16 =0.69X109N2 = N1/i =0.69X109/3.5=0.19 X109查圖6-37中曲線：ZN1 =1.02ZN2 =1.12按一般可靠性要求，取SHmin =1H1=Hlim1 x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 MpaH2=Hlim2 x Zn2/ SHmin =500 x 1.12/1 Mpa =560Mpa4）計算小齒輪分度圓直徑d1 查表取6-11 齒寬系數(shù)1.1 d1> = (671/H)2kT1(i+1)/ i =68.6mm取d1=70 mm

27、5）計算圓周速度V V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s 因V<6 m/s，故去取8級精度合適。4、確定主要參數(shù)，計算主要幾何尺寸。取小齒輪齒數(shù)為Z1=20 Z2=ixZ1=70m=d1/Z1=3.5mm 取標準模數(shù)m=3.5mm分度圓直徑d1=mz1=3.5x20=70mmd2=mz2=3.5x70=245mm1)中心距a a = (d1+d2)/2=157.5mm2)齒寬b b = 1.1 x 70 =77mm取b2 = 77mm 則b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm 3)齒頂高ha ha= ha* m=3.5mm

28、 齒根高hf hf=（ha*+c*）m=1.25x3.5=4.3755、校核彎曲疲勞強 根據(jù)式 (6-44) bb =2kT1/bmd1·YFS 1）復合齒形因數(shù)YFS 如圖6-39得，YFS1 =4.35 ， YFS2 =3.982 ) 彎曲疲勞許用應力bb= bblim/ Sfmin x YN 由圖6-40的彎曲疲勞極限應力bblim1 =bblim1=490Mpabblim2 =410 Mpa由圖6-41得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN ；YN1 =1（N1N0，N0 =3x106）YN2=1 (N2N0, N0 =3x106）彎曲疲勞的最小安全SFmin，按一般可靠性要求，取SFmin

29、 =1，計算得彎曲疲勞許用應力為：bb1 =bblim1 x YN 1/ SFmin =（490/1）X 1 =490 Mpabb2 =bblim2 x YN 2/ SFmin =（410/1）X 1 =410Mpa3）校核計算：bb1 =2kT1/bmd1·YFS1 =2 X 1.2 X160000 X 4.35/82X 3.5X 70=83.15bb1bb2 =2kT1/bmd1·YFS2 =2 X 1.2 X 160000 X3.98/77 X 3 .5X 70=81bb2故彎曲疲勞強度足夠.六、軸的計算 1、軸的設計（1）選擇軸的材料,確定許用應力.選用軸的材料為4

30、5號鋼,調質處理,查表12-1知b1=b2 =650 Mpa, S1=S2=360 Mpa , 查表12-6可知+1bb=215 Mpa0bb=102 Mpa, -1 bb=60 Mpa（2）按扭轉強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸,輸出端與聯(lián)軸器相連接,從結構要求考慮輸入端軸徑應最小,最小直徑為: 查表12-5可得,45鋼取C =118,則 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準,取d =48mm（3）齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩為T =9.55X106X P2/ n2=9.55X106X 3.80/68.6=530000 N·mm 齒輪作用力：圓周力 FT =2

31、T/d2 =2 x 530000/245=4326.5N徑向力 Fr = =4326.5Xtan20=1574.7N軸向力 Fa=0（4）、軸的結構設計軸結構設計時,需同時考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式,按比例繪制軸承結構草圖.1、 確定軸上零件的位置及固定方式單級齒輪減速器,將齒輪布置在箱體內壁的中央,軸承對稱布置在齒輪兩邊,軸外伸端安裝聯(lián)軸器。齒輪靠軸環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩段軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定；軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位；靠過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。2 .確定各段軸的直徑。將估算軸直徑d =48 m

32、m作為外伸直徑d1，與聯(lián)軸器相配合，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2 =51mm,齒輪和右端軸承從右端轉入，考慮裝拆方便及零件固定的要求，裝軸承處軸徑d3應大于d2，考慮滾動軸承直徑系列，取d3 =55 mm，為便于齒輪裝拆，與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4 =57 mm，齒輪左端用軸環(huán)固定，右端用套桶定位，軸環(huán)直徑d5，滿足齒輪定位的同時，還應滿足左側軸承的安裝要求，根據(jù)選定軸承型號，確定左端軸承型號與右端軸承型號相同，取d6 =55mm。3 .選取軸承型號，初選軸承型號為深溝球軸承，代號為6011，查手冊可得軸承寬度B =18 mm 4 .確定各端軸的長度綜合考慮軸上

33、零件的尺寸B與減速器箱體尺寸的關系，確定各段軸的長度。5 軸的結構簡圖（5）校核軸的強度 1 、畫出計算簡圖 計算支反力和彎距，由軸的結構簡圖可以確定軸承支點跨矩，唷撲此可畫出軸的受力簡圖。水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2=4326.5/2=2163.3N水平面彎矩 MCH= FRBX X 70=151427.5 N·mm垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=787.4N垂直面彎矩 MCV= FRBZ X 70=55115 N·mm合成彎矩 2、計算當量彎矩 Me 轉矩按脈動循環(huán)考慮，應力折合系數(shù)為 a=-1bb/0bb=60/102=0.59最大當

34、量彎矩 3、校核軸徑 由當量彎矩圖可知C剖面當量彎矩最大為危險面校核該截面的直徑 考慮該截面上鍵槽的影響，直徑增加3%，則d=1.03 x39 =40 mm結構設計確定的直徑為55mm，強度足夠。2、軸的設計1）選擇軸的材料,確定許用應力.選用軸的材料為45號鋼,調質處理,查表12-1知b 1=b 2 =600 Mpa, S1=S2=300 Mpa, 查表12-6可知+1bb=200 Mpa0bb=95Mpa, -1 bb=55 Mpa（2）按扭轉強度估算軸的最小直徑 取d =31mm（3）齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩為T =9.55X106X P/ n=160000N·mm齒輪

35、作用力：圓周力FT =2T/d1 =2 x 160000/70=4571N徑向力Fr = =1664N 軸向力Fa=04）、軸的結構設計1、軸結構設計時需同時考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式,按比例繪制軸承結構草圖. 確定軸上零件的位置及固定方式,單級齒輪減速器,將齒輪布置在箱體內壁的中央,。軸承對稱布置在齒輪兩邊,2 .確定各段軸的直徑。將估算軸直徑d1=31，取第二段直徑為d2 =35mm,，考慮裝拆方便及零件固定的要求，裝軸承處軸徑d3應大于d2，考慮滾動軸承直徑系列，取d3 =40 mm，考慮軸承定位取d4 =52上面有齒輪，一體式。根據(jù)選定軸承型號，確定左端軸承型號與右

36、端軸承型號相同，取d5 =40 mm。 3、選擇軸承型號 初選型號為深溝求軸承 代號60084、畫出軸的結構草圖5 校核軸的強度 1 畫出計算簡圖 計算支反力和彎距，由軸的結構簡圖可以確定軸承支點跨矩，唷撲此可畫出軸的受力簡圖。水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2=4571/2=2286N水平面彎矩 MCH= FRBX X 70=160020N·mm垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=1664/2=832N垂直面彎矩 MCV=832X 70=58240N·mm合成彎矩 2、計算當量彎矩 Me 轉矩按脈動循環(huán)考慮，應力折合系數(shù)為 a=-1bb/0bb=5

37、5/95=0.58最大當量彎矩 3、校核軸徑 由當量彎矩圖可知C剖面當量彎矩最大為危險面校核該截面的直徑 結構設計確定的直徑為 50mm，強度足夠。七、軸承的校核1. 軸軸承的選擇由任務知減速器采用的是一級圓柱齒輪減速器，載荷的方向只有徑向力和圓周力，無軸向力，故可以選用比較廉價的深溝球軸承60000型。再由軸的結構可知，軸承的內徑為40mm。即內徑代號08.故初選6008，因為無軸向力，故載荷P就等于軸承承受的Fr由軸受力圖可得。1. 軸軸承的選擇由軸承一選擇的思路可初選軸承型號為6011因為無軸向力，故載荷P就等于軸承承受的Fr由軸受力圖可得。八、聯(lián)軸器的校核彈性柱銷聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器類型，

38、為緩和振動和沖擊，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器型號，計算轉矩，由表15-1查取 K = 1.4 ，按式計算九、鍵聯(lián)接的選擇與計算1、大齒輪與軸的配合d =57mm 取普通平鍵聯(lián)接鍵 P=4T/dhl =194.72 x 4 x 103 /52 x 10 x 56 =26.74 <P 鑄鐵P=70 80 故可用2、 聯(lián)軸器與軸的配合d1=36 mm 查得 鍵 10 x 8 L = 63 mm則P =4T/dhl =4 x 194.72 x103 / 36 x 8 x 63 =42.9P滿足要求。十、減速器箱體的主要結構尺寸箱體壁厚 =0.125·+1 取8 mm 1 =8 mm箱蓋壁厚 =0.125·+1 取8 mm 2 =8 mm箱蓋凸緣厚度 b1 =1.52 =1.5X8 =12 mm 箱座凸緣厚度 b =1.51 =1.5 X8 =12 mm箱座底凸緣厚度 b2 =2.51 =2.5 X8 =20 mm地腳螺釘直徑df =0.036X +