鄭州大學現代遠程教育《機械設計基礎》課程考核要

求

作業要求

1.作業題中涉及到的公式、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，每增加一個高副將引入一___O(C)

A.0個約束B.1個約束

C.2個約束D.3個約束

2.無急回特性的平面四桿機構，其極位夾角為________O(B)

A.0<0°B.e=o0

C.。20。D.e>o0

3.在圓柱凸輪機構設計中，從動件應采用一一從動件。(B)

A.尖頂B.滾子

C.平底D.任意

4.齒輪的齒形系數/只與_______有關。(B)

A.模數B.齒形

C.傳動比D.中心距

5.閉式硬齒面齒輪傳動中，齒輪的主要失效形式為_______。(C)

A.齒面膠合B.齒面磨損

C.齒根斷裂D.齒面點蝕

6.在其它條件相同的蝸桿傳動中，蝸桿導程角越大，傳動效率________。(B)

A.越低B.越高

C.不變D.不確定

7、帶傳動正常工作時不能保證準確的傳動比是因為。(C)

A.帶的材料不符合胡克定律B.帶容易變形和磨損

C.帶的彈性滑動.D帶在帶輪上打滑

8、鏈傳動設計中，當載荷大，中心距小，傳動比大時，宜選用o(B)

A大節距單排鏈B小節距多排鏈

C小節距單排鏈D大節距多排鏈

9、平鍵聯接選取鍵的公稱尺寸bXh的依據是。(D)

A.輪轂長B.鍵長

C.傳遞的轉矩大小D.軸段的直徑

10、齒輪減速器的箱體和箱蓋用螺紋聯接，箱體被聯接處的厚度不太大，且經常拆裝，一般

用聯接.(C)

A.螺栓聯接B.螺釘聯接

C,雙頭螺柱聯接

11＞自行車的前輪軸是(C)

A.轉軸B.傳動軸

C.心軸D.曲軸

12、通常把軸設計為階梯形的主要目的在于。(C)

A.加工制造方便B.滿足軸的局部結構要求

C.便于裝拆軸上零件D.節省材料

13、不屬于非接觸式密封。(D)

A.間隙密封B.曲路密封

C.擋油環密封D.毛氈圈密封

14、工程實踐中見到最多的摩擦狀況是。(D)

A.干摩擦B.流體摩擦

C.邊界摩擦D.混合摩擦

15、聯軸器和離合器的主要作用是。(A)

A.聯接兩軸，使其一同旋轉并傳遞轉矩B.補償兩軸的綜合位移

C.防止機器發生過載D.緩和沖擊和振動

16、對于徑向位移較大，轉速較低，無沖擊的兩軸間宜選用聯軸器。(C)

A.彈性套柱銷B.萬向

C.滑塊D.徑向簧片

17、采用熱卷法制成的彈簧，其熱處理方式為。(D)

A.低溫回火B.滲碳淬火

C.淬火D.淬火后回火

18、圓柱形螺旋彈簧的彈簧絲直徑按彈簧的—要求計算得到。（A）

A.強度B.穩定性

C.剛度D.結構尺寸

19、回轉件達到動平衡的條件是。（C）

A.各不平衡質量的離心慣性合力偶距為零B.各不平衡質量的離心合力為零

C.回轉件上各個質量的離心力系的合力、離心力所形成的合力偶矩為零

20、不均勻系數3對機械速度的影響是。（B）

A.6越小，機械速度的波動越大B.6越小，機械速度的波動越小

C.6與機械速度的波動無關

（二）.判J斷題（在正確的試題后面打錯誤的試題后面打X。每題1分，共15分）

1.零件破壞了，那么零件就一定是失效了。（V）

2.機構具有確定運動的條件是機構的自由度大于零。（V）

3.在錢鏈四桿機構中，若采用最短桿為曲柄，則該機構為曲柄搖桿機構。（V）

4.在結構允許范圍內，凸輪基圓半徑越大越好。（V）

5.漸開線上齒廓各點的壓力角均相等。（X）

6.閉式齒輪傳動中，齒輪的主要失效形式是齒面點蝕。（V）

7.蝸桿傳動的自鎖性是指只能由蝸輪帶動蝸桿，反之則不能運動。（V）

8、帶傳動的打滑和彈性滑動都是其失效形式。

（X）

9、在一定轉速下，要減輕鏈傳動的運動不均勻性，設計時?，應選擇較小節距的鏈條V）

10、平鍵的工作面是兩側面。（V）

11、為了使滾動軸承內圈軸向定位可靠，軸肩高度應大于軸承內圈高度。（X）

12、滾動軸承的基本額定壽命是指一批相同的軸承的壽命的平均值。（X）

13、若兩軸剛性較好，且安裝時能精確對中，可選用剛性凸緣聯軸器。（V）

14、彈簧秤是利用彈簧的變形量與其承受的載荷成正比的原理制成的。（V）

15、回轉件的動平衡要在兩個校正平面內加校正質量。（V）

（三）計算分析題（共35分）

1、（5分）標出下列較鏈四桿機構的壓力角a。判定該機構是否會出現死點，為什么？

解:

V

當曲柄與連桿共線時，壓力角等于90度，傳動角等于0,有可能會出現死點。

2、（8分）一對漸開線標準圓柱直齒輪外嚙合傳動，已知齒輪的齒數Zi=30,Z2=40,分

度圓壓力角a=20°,齒頂高系數4*=1,徑向間隙系數c*=0.25,標準中心距a=140mm。

試求出：（1）齒輪的模數m（2）兩個齒輪的分度圓半徑n、r2：

(3)基圓半徑加、3;(4)齒頂圓半徑r°i、后。

舐2a2x140

rar：m=-----=------=4mm

z,+z230+40

mz.4x30/八

r.=———=-------=60/nm

122

^=4X40=8()W/W

-22

rhl=4cosa-60xcos20=56mm

rh2=^cosa=80xcos20=75mm

%=mZ[+2m%*=4x30+2x4x1=128〃"〃

ra2=tnz2+2mha*=4x40+2x4x1=16Smm

3.（6分）所示為一手搖提升裝置,其中各輪的齒數為：Zi=20,Z2=50,Z2'=15,Z3=45,

Z3'=1,Z4=40,Z4'=17,Z5=510

（1）試在圖上標出提升重物時手柄及各個輪的轉向；

（2）試求傳動比ii5。

解：（1）如圖所示：

50x30x40x523120000

Z1Z2Z3Z4

4.（6分）有一組緊螺栓聯接，螺栓的個數為4,受橫向工作載荷R=16000N的作用（如圖）。

已知螺栓材料為45鋼，[b]=120N/M”2,被聯接件之間的摩擦系數/=o.15,C=l.2,試

計算所需螺栓的最小直徑&。

解：1）每個螺栓承受的橫向工作載荷為：F,=-R=—=4KN

s44

2）每個螺栓要想承受這種橫向載荷需要的軸向預緊力為：F之阻=>x4/KN

〃礦2x0.15

1.3尸

3）承受軸向預緊力的螺栓強度條件為:

)"4

14xl.3F'_14xl.3xl6006

4）所以:=14.86/77/72

\萬匕］V7x120

5.（10分）如圖所示一對角接觸向心球軸承，已知軸承的徑向載荷分別為Frl=2200N,

Fr2=2000N,作用在軸上的軸向的外載荷Ka=1000N,且附加軸向力F'=0.7Fr,e=0.68?

（1）試標出兩端軸承的附加軸向力FJ、F2'的方向

（2）計算軸承的當量動載荷P1和P2。

（注：當區〉e時，X=0.41,Y=0.87；當工<6時，X=1,Y=0）

F,F,

(2)VF,=0.7Fr；.￡=0.7儲=0.7x2200=1540N

F2=0.7耳2=0.7x2000=140)N

又：E+K“=1540+l(XX)=2540NA￡=1400N

軸承1被放松，軸承2壓緊。

軸承1的軸向力%=6'=1540N

軸承2的軸向力Fa2=F^+Ka=1540+1000=2540N

F1540

又?:—=--------=0.7>e=0.68AX=0.41,Y=0.87

FrX2200

Pl=XFrl+YFal=0.41*2200+0.87*1540=2241.8N

F2540

又<-^=-----=1.27>e=0.68AX=0.41,Y=0.87

Frl2000

P2=XFr2+YFa2=0.41*2000+0.87*2540=3029.8

（四）課程設計題（3。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。

一級圓柱齒輪減速器設計說明書

目錄

一、課程設計的目的...............................1

二、課程設計的內容和任務.........................2

三、課程設計的步驟...............................2

四、電動機的選擇..................................3

五、傳動零件的設計計算...........................5

(1)帶傳動的設計計算............................5

(2)齒輪傳動的設計計算..........................7

六、軸的計算......................................9

七、軸承的校核....................................13

八、聯軸器的校核.................................13

九、鍵聯接的選擇與計算...........................14

十、減速器箱體的主要結構尺寸.....................14

十一、潤滑方式的選擇..............................14

十二、技術要求....................................15

十三、參考資料...................................16

十四、致謝17

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節，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課程及有關先修課程的理論和生產實際知識進行

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和運動參數。

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、柒程設計的步驟：

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

根據任務書中所給的參數和工作要求，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，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

電動機已經標準化、系列化。應按照工作機的要求，根據選擇的傳動方案

選擇電動機的類型、容量和轉速，并在產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/目前應用最廣的是丫系

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、農機、輕工機械等。在經常需要起動、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，選用丫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/n=Fv/iooonwn

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

表查聯軸器，圓柱齒輪傳動減速器：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。

nW?n=0.96?（0.99?0.99）?0.97?0.99?0.98?0.96=0.85

Pd=2200xl.glOOOx0.85=4.14kw

2）確定電動機轉速

卷筒軸的工作轉速為

nw=60x1OOOV/3.14D=6Ox1000x1.6/3.14x450=67.94r/min

取V帶傳動比ij=2?4,單極齒輪傳動比『2=3?5,w則總傳動比范圍『=6?20

故電動機轉速范圍為：n'd=i'?nw=(60?20)x67.94=408-1359r/min

經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)

1Y160M2—85.5720

2Y132M2—65.5960

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rim和工作機主動軸的轉速nw,可得傳動裝置的總

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

的相對誤差為土(3?5)%

對于多級傳動i為

i=ii-iz?is?.............?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

齒輪傳動比i2=3.5。

11=3,

4、計算傳動裝置的運動和動力參數

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)、各軸轉速

=

ninm/ii=720^=240r/min

flu=n1/iz=240^.5=68.6/min

n卷=riii=68.6r/min

2)、各軸的輸入功率

Pi=pd?Hi=4.14x0.96=3.971kw

Pn=Pi?n12=3.97x0.99x0.97=3.80kw

P卷=Pn?n23=3.80x0.99x0.99=2.4kw

3)各軸的輸入轉矩

Td=9550?4.14/720=54.9N?m

Ti=Td?ii?H1=54.9x3x0.96=158N?m

Tn=Ti?I2?。23=158X4X0.99X0.97=531N?m

T卷=Tn?I3*n4*n2=531x1x0.99x0.99=520N?m

參數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n0.960.960.98

命走QV而可文艮W獷］方收je

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加：2.xSc/”**>〃"。Ax8h踴D5r"p，6FXG。

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五、傳動零件的設計計算

（1）帶傳動的設計計算

l^計算功率PcPC=KAP=1.2x5.5=6.6kw

2、選帶型

據Pc=6.6kw,n=720r/min,由表10-12選取A型帶

3、帶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，從而造成帶的根數增

多，因此一般取ddi<dd2并取標準值。查表得10-9確定ddi,dd2,

ddi=140mmdd2=425mm

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ddi,為充分發揮V帶的傳動能力，應使帶速

V=20m/s為最佳，帶速V=3.14nddi/60xl000=5.3m/s

5、驗算帶長

一般中心距do取值范圍：0.7（ddi+dd2）<=8o<=2（ddi+dd2）

395.5<=3。<=1130

初定中心距ao=5OOmm

Ld0=28o+3.14(ddl+dd2)/2+(dd2+ddl)2/4So

=2X5OO+3.14X(14O+425)/2+(425-140)74X500

=1927.66mm

由表io-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，應力循環次數增多，使帶易發生疲勞破壞，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

8=8o+(Ldi-Ld2)/2=536mm

_

amin=a0.015Ld=506mm

8max=a+0.03Ld=596mm

7、驗算小帶輪包角要求ai>i2o°若a]過小可以加大中心距，改變傳動

比或增設張緊輪，Eh可由下式計算

31=180°-[57.3x(dd2-ddi)/3]=149°

31>120°故符合要求

8、單根v帶傳動的額定功率根據ddi和n查圖10-11得：Pi=1.4kw

9、單根v帶額定功率增量根據帶型及i查表10-5得：△Pi=0.09kw

10、確定帶的根數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：Ki=1.03

Z=Pc/[(Pi+AP)KaKi]=4.68

所以取Z=5

11、單根V帶初拉力查表10-1得q=0.10kg/m

Fo=500[(2.5/Ka)-1](Pc/zv)+qv2=218N

12、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=2ZFOSIN01/2)=2100.7N

13、注意事項

X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

一軸召

240。

3.97.

已知i=3.5m=240r/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

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、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，應根據齒面接

觸疲勞強度設計，根據式(6-41)

比＞(671/[。打)2kTi(i+l)/

1)載荷因數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=9.55xlO6xP/rii=9.55xlO6x3.9^240=160000N?mm

3)彎曲后減切應力[。川

據式(642)

OH]=0Hmin/SHmineZN

由圖6-36查得.oHiimi=610Mpa,Hiim2=500Mpa

接觸疲勞壽命系數ZN按一年300工作日，兩班制工作每天16小時，由公式

N=60njth算得

Ni=60x240x10x300x16=0.69xl09

99

N2=Nt/i=0.69X10/5.5=0.19xlO

查圖6-37中曲線：

ZNI=1.02

ZN2=1.12

按一般可靠性要求，取SHmin=l

[。Hl]=。HlimlXZnl/SHmin=610X1.02/1Mp3=622.2Mpd

[。H2]=。HiimzxZnz/SHmin=500x1.12/1Mpa=560Mpa

4)計算小齒輪分度圓直徑di

查表取6-11齒寬系數1.1

di>=(671/[OH])2kTi(i+l)/i

=68.6mm

取di=70mm

5)計算圓周速度V

V=3.14nidi^0xl000=3.14x240x70^0xl000=0.879m/s

因V<6m/s,故去取8級精度合適。

4、確定主要參數，計算主要幾何尺寸。

取小齒輪齒數為

Zi=20Z2=ixZl=70

m=d”乙=3.5mm

取標準模數m=3.5mm

分度圓直徑

dl=mzi=3.5x20=70mm

d2=mz2=3.5x70=245mm

i)中心距aa=(di+d2)/2=157.5mm

2)齒寬bb=1.1x70=77mm

取b2=77mm貝Ubi=5+b2=77+5=82mm

3)齒頂高haha=ha*m=3.5mm

齒根高hfhf=(ha*+C*)m=1.25x3.5=4.375

5、校核彎曲疲勞強根據式(6-44)

obb=2kTi/bmdi?YFS

1)復合齒形因數YFS如圖6-39得，YFSI=4.35,YFS2=3.98

2)彎曲疲勞許用應力

[。bb]。bblim/SfminXYN

由圖6-40的彎曲疲勞極限應力

。bbliml=Obbliml=490Mpa

obbiim2=410Mpa

由圖6-41得彎曲疲勞壽命系數YN；YNI=1(NI>NO,NO=3XIO6)

YN2=1(NZ>NO,No=3xio6)

彎曲疲勞的最小安全SFmin,按一般可靠性要求，取SFmin=L

計算得彎曲疲勞許用應力為：

[。bbl]—。bblimlXYN1/SFmin—（49%）X1=490Mpd

[。bb21—。bblim2XYN2/SFmin—（410/1）X1=410Mp3

3）校核計算：

Obbi=2kTi/bmdi?YFSI=2X1.2X160000x4.3袋2x3.5x70

=83.15<[obbi]

Obb2=2kTi/bmdi?YFS2=2x1.2x160000x3.9初7x3.5x70

=81<[obb2]

故彎曲疲勞強度足夠.

六、軸的計算

1、II軸的設計

二軸“

686，

3.80.，

（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

Obi=。b2=650Mpa,。si=。S2=360Mpa,查表12-6可知

[。+i]bb=215Mpa[。o]bb=102Mpa,[。]帥=60Mpa

（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:_______

J?C%小

查表12-5可得,45鋼取C=118,則

而“XX折6“…'

考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標準，取d=48mm

（3）齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩為

66

T=9.55xl0xP2/n2=9.55xl0x3.80由8.6=530000N-mm

齒輪作用力：

圓周力

FT=2T/d2=2x530000/245=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

編幅承蹄)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夕M申端安裝聯軸器。

齒輪靠軸環和套筒實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩段

軸承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定；軸通過兩端軸承實現軸向

定位；靠過盈配合分別實現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=48mm作為夕M申直徑出，與聯軸器相配合，

考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，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=55mm,為便于齒輪蜥，與齒輪配合處軸徑d4應大于

d3,取d4=57mm,齒輪左端用軸環固定，右端用套桶定位，軸環直徑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=18mm

4.確定各端軸的長度

綜合考慮軸上零件的尺寸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柄，由軸的結構簡圖可以確定軸承支點跨矩，唯撲此可畫出軸

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=FRBXX70=151427.5N,mm

垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=787.4N

垂直面彎矩Mcv=FRBZX70=55115N,mm

彎矩

2、計算當量彎矩Me

轉矩按脈動循環考慮，應力折合系數為

3=[。-i]bb/[oo]bb=60/102=0.59

最大當量彎矩

Mu正"泊/a?

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

兒二m而Kr二吁切

截面上鍵槽的影響，直徑增加3%,則d=1.03x39=40mm

結構設計確定的直徑為55mm,強度足夠。

2、I軸的設計

一軸。

240。

3.97。

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Obi=Ob2=600Mpa,

。si=。S2=300Mpa,查表12-6可知[。+i]bb=200Mpa

EOo]bb=95Mpa,LO-i]bb=55Mpa

（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=9.55xl06xP/n=160000N?mm

齒輪作用力：

圓周力FT=2T/dl=2x160000/70=457IN

徑向力Fr=片**1=1664N

軸向力Fa=O

4）、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。

將估算軸直徑出=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=40mm,考慮軸承定位取d4=52上面有齒輪，一體式。根據選定軸承型號，確定左端軸

承型號與右端軸承型號相同，取d5=40mm。

3、選擇軸承型號初選型號為深溝求軸承代號6008

4、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，嗜撲此可畫出

軸的受力簡圖。

水平支反力FRBX=FRDX=Ft/2=4573/2=2286N

水平面彎矩MCH=FRBXX70=160020N?mm

垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=166的=832N

垂直面彎矩Mcv=832X70=58240N,mm

彎矩

盛嬴二。‘討

2、計算當量彎矩Me

轉矩按脈動循環考慮，應力折合系數為

3=Lo-Jbb/[o0]附=5的5=0.58

最大當量彎矩

Ms二中爐二/辦。X，""

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

結構謝十確定的直徑為50mm,觸—

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爐馬年坊段-

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七、軸承的校核

1.I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。

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1.II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、聯軸器的校核

彈性柱銷聯軸器

選擇聯軸器類型，為緩和振動和沖擊，選擇彈性柱銷聯軸器

選擇聯軸器型號，計算轉矩，由表15-1查取K=1.4,

按式計算

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九、鍵聯接的選擇與計算