郑州大学现代远程教育《机械设计基础》课程考核要求

郑州大学现代远程教育《机械设计基础》课程考核要

求

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，每增加一个高副将引入一___O(C)

A.0个约束B.1个约束

C.2个约束D.3个约束

2.无急回特性的平面四杆机构，其极位夹角为________O(B)

A.0<0°B.e=o0

C.。20。D.e>o0

3.在圆柱凸轮机构设计中，从动件应采用一一从动件。(B)

A.尖顶B.滚子

C.平底D.任意

4.齿轮的齿形系数/只与_______有关。(B)

A.模数B.齿形

C.传动比D.中心距

5.闭式硬齿面齿轮传动中，齿轮的主要失效形式为_______。(C)

A.齿面胶合B.齿面磨损

C.齿根断裂D.齿面点蚀

6.在其它条件相同的蜗杆传动中，蜗杆导程角越大，传动效率________。(B)

A.越低B.越高

C.不变D.不确定

7、带传动正常工作时不能保证准确的传动比是因为。(C)

A.带的材料不符合胡克定律B.带容易变形和磨损

C.带的弹性滑动.D带在带轮上打滑

8、链传动设计中，当载荷大，中心距小，传动比大时，宜选用o(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

9、平键联接选取键的公称尺寸bXh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

10、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

用联接.(C)

A.螺栓联接B.螺钉联接

C,双头螺柱联接

11＞自行车的前轮轴是(C)

A.转轴B.传动轴

C.心轴D.曲轴

12、通常把轴设计为阶梯形的主要目的在于。(C)

A.加工制造方便B.满足轴的局部结构要求

C.便于装拆轴上零件D.节省材料

13、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

14、工程实践中见到最多的摩擦状况是。(D)

A.干摩擦B.流体摩擦

C.边界摩擦D.混合摩擦

15、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

16、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

17、采用热卷法制成的弹簧，其热处理方式为。(D)

A.低温回火B.渗碳淬火

C.淬火D.淬火后回火

18、圆柱形螺旋弹簧的弹簧丝直径按弹簧的—要求计算得到。（A）

A.强度B.稳定性

C.刚度D.结构尺寸

19、回转件达到动平衡的条件是。（C）

A.各不平衡质量的离心惯性合力偶距为零B.各不平衡质量的离心合力为零

C.回转件上各个质量的离心力系的合力、离心力所形成的合力偶矩为零

20、不均匀系数3对机械速度的影响是。（B）

A.6越小，机械速度的波动越大B.6越小，机械速度的波动越小

C.6与机械速度的波动无关

（二）.判J断题（在正确的试题后面打错误的试题后面打X。每题1分，共15分）

1.零件破坏了，那么零件就一定是失效了。（V）

2.机构具有确定运动的条件是机构的自由度大于零。（V）

3.在钱链四杆机构中，若采用最短杆为曲柄，则该机构为曲柄摇杆机构。（V）

4.在结构允许范围内，凸轮基圆半径越大越好。（V）

5.渐开线上齿廓各点的压力角均相等。（X）

6.闭式齿轮传动中，齿轮的主要失效形式是齿面点蚀。（V）

7.蜗杆传动的自锁性是指只能由蜗轮带动蜗杆，反之则不能运动。（V）

8、带传动的打滑和弹性滑动都是其失效形式。

（X）

9、在一定转速下，要减轻链传动的运动不均匀性，设计时•，应选择较小节距的链条V）

10、平键的工作面是两侧面。（V）

11、为了使滚动轴承内圈轴向定位可靠，轴肩高度应大于轴承内圈高度。（X）

12、滚动轴承的基本额定寿命是指一批相同的轴承的寿命的平均值。（X）

13、若两轴刚性较好，且安装时能精确对中，可选用刚性凸缘联轴器。（V）

14、弹簧秤是利用弹簧的变形量与其承受的载荷成正比的原理制成的。（V）

15、回转件的动平衡要在两个校正平面内加校正质量。（V）

（三）计算分析题（共35分）

1、（5分）标出下列较链四杆机构的压力角a。判定该机构是否会出现死点，为什么？

解:

V

当曲柄与连杆共线时，压力角等于90度，传动角等于0,有可能会出现死点。

2、（8分）一对渐开线标准圆柱直齿轮外啮合传动，已知齿轮的齿数Zi=30,Z2=40,分

度圆压力角a=20°,齿顶高系数4*=1,径向间隙系数c*=0.25,标准中心距a=140mm。

试求出：（1）齿轮的模数m（2）两个齿轮的分度圆半径n、r2：

(3)基圆半径加、3;(4)齿顶圆半径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）所示为一手摇提升装置,其中各轮的齿数为：Zi=20,Z2=50,Z2'=15,Z3=45,

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

（1）试在图上标出提升重物时手柄及各个轮的转向；

（2）试求传动比ii5。

解：（1）如图所示：

50x30x40x523120000

Z1Z2Z3Z4

4.（6分）有一组紧螺栓联接，螺栓的个数为4,受横向工作载荷R=16000N的作用（如图）。

已知螺栓材料为45钢，[b]=120N/M”2,被联接件之间的摩擦系数/=o.15,C=l.2,试

计算所需螺栓的最小直径&。

解：1）每个螺栓承受的横向工作载荷为：F,=-R=—=4KN

s44

2）每个螺栓要想承受这种横向载荷需要的轴向预紧力为：F之阻=>x4/KN

〃矿2x0.15

1.3尸

3）承受轴向预紧力的螺栓强度条件为:

)"4

14xl.3F'_14xl.3xl6006

4）所以:=14.86/77/72

\万匕］V7x120

5.（10分）如图所示一对角接触向心球轴承，已知轴承的径向载荷分别为Frl=2200N,

Fr2=2000N,作用在轴上的轴向的外载荷Ka=1000N,且附加轴向力F'=0.7Fr,e=0.68»

（1）试标出两端轴承的附加轴向力FJ、F2'的方向

（2）计算轴承的当量动载荷P1和P2。

（注：当区〉e时，X=0.41,Y=0.87；当工<6时，X=1,Y=0）

F,F,

(2)VF,=0.7Fr；.£=0.7储=0.7x2200=1540N

F2=0.7耳2=0.7x2000=140)N

又：E+K“=1540+l(XX)=2540NA£=1400N

轴承1被放松，轴承2压紧。

轴承1的轴向力%=6'=1540N

轴承2的轴向力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）课程设计题（3。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。

一级圆柱齿轮减速器设计说明书

目录

一、课程设计的目的...............................1

二、课程设计的内容和任务.........................2

三、课程设计的步骤...............................2

四、电动机的选择..................................3

五、传动零件的设计计算...........................5

(1)带传动的设计计算............................5

(2)齿轮传动的设计计算..........................7

六、轴的计算......................................9

七、轴承的校核....................................13

八、联轴器的校核.................................13

九、键联接的选择与计算...........................14

十、减速器箱体的主要结构尺寸.....................14

十一、润滑方式的选择..............................14

十二、技术要求....................................15

十三、参考资料...................................16

十四、致谢17

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、柒程设计的步骤：

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/目前应用最广的是丫系

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，选用丫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/n=Fv/iooonwn

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。

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）确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为

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

取V带传动比ij=2〜4,单极齿轮传动比『2=3〜5,w则总传动比范围『=6〜20

故电动机转速范围为：n'd=i'•nw=(60〜20)x67.94=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)

1Y160M2—85.5720

2Y132M2—65.5960

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rim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

的相对误差为土(3〜5)%

对于多级传动i为

i=ii-iz•is•.............•in

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

齿轮传动比i2=3.5。

11=3,

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

=

ninm/ii=720^=240r/min

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

n卷=riii=68.6r/min

2)、各轴的输入功率

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)各轴的输入转矩

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

参数轴名电动机轴一轴二轴卷筒轴

转速n(r/min)72024068.668.6

输入功率P(kw)4.143.973.803.74

输入转矩T(N.m)54.9158531520

传动比i33.51

效率n0.960.960.98

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五、传动零件的设计计算

（1）带传动的设计计算

l^计算功率PcPC=KAP=1.2x5.5=6.6kw

2、选带型

据Pc=6.6kw,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ddi<dd2并取标准值。查表得10-9确定ddi,dd2,

ddi=140mmdd2=425mm

4、验算带速当传递功率一定时，带速过低，则需要很大的圆周力，带

的数要增多，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<V<25m/s,否则可

调整小带轮的基准直径ddi,为充分发挥V带的传动能力，应使带速

V=20m/s为最佳，带速V=3.14nddi/60xl000=5.3m/s

5、验算带长

一般中心距do取值范围：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

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

_

amin=a0.015Ld=506mm

8max=a+0.03Ld=596mm

7、验算小带轮包角要求ai>i2o°若a]过小可以加大中心距，改变传动

比或增设张紧轮，Eh可由下式计算

31=180°-[57.3x(dd2-ddi)/3]=149°

31>120°故符合要求

8、单根v带传动的额定功率根据ddi和n查图10-11得：Pi=1.4kw

9、单根v带额定功率增量根据带型及i查表10-5得：△Pi=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：Ki=1.03

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

所以取Z=5

11、单根V带初拉力查表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=2ZFOSIN01/2)=2100.7N

13、注意事项

X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

一轴召

240。

3.97.

已知i=3.5m=240r/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)

比＞(671/[。打)2kTi(i+l)/

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=9.55xlO6xP/rii=9.55xlO6x3.9^240=160000N•mm

3)弯曲后减切应力[。川

据式(642)

OH]=0Hmin/SHmineZN

由图6-36查得.oHiimi=610Mpa,Hiim2=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

Ni=60x240x10x300x16=0.69xl09

99

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

查图6-37中曲线：

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)计算小齿轮分度圆直径di

查表取6-11齿宽系数1.1

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

=68.6mm

取di=70mm

5)计算圆周速度V

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

因V<6m/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。

取小齿轮齿数为

Zi=20Z2=ixZl=70

m=d”乙=3.5mm

取标准模数m=3.5mm

分度圆直径

dl=mzi=3.5x20=70mm

d2=mz2=3.5x70=245mm

i)中心距aa=(di+d2)/2=157.5mm

2)齿宽bb=1.1x70=77mm

取b2=77mm贝Ubi=5+b2=77+5=82mm

3)齿顶高haha=ha*m=3.5mm

齿根高hfhf=(ha*+C*)m=1.25x3.5=4.375

5、校核弯曲疲劳强根据式(6-44)

obb=2kTi/bmdi•YFS

1)复合齿形因数YFS如图6-39得，YFSI=4.35,YFS2=3.98

2)弯曲疲劳许用应力

[。bb]。bblim/SfminXYN

由图6-40的弯曲疲劳极限应力

。bbliml=Obbliml=490Mpa

obbiim2=410Mpa

由图6-41得弯曲疲劳寿命系数YN；YNI=1(NI>NO,NO=3XIO6)

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

弯曲疲劳的最小安全SFmin,按一般可靠性要求，取SFmin=L

计算得弯曲疲劳许用应力为：

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

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

3）校核计算：

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]

故弯曲疲劳强度足够.

六、轴的计算

1、II轴的设计

二轴“

686，

3.80.，

（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

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

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

（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:_______

J?C%小

查表12-5可得,45钢取C=118,则

而“XX折6“…'

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

66

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

齿轮作用力：

圆周力

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

编幅承蹄)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夕M申端安装联轴器。

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=48mm作为夕M申直径出，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=55mm,为便于齿轮蜥，与齿轮配合处轴径d4应大于

d3,取d4=57mm,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=18mm

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柄，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唯扑此可画出轴

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=FRBXX70=151427.5N,mm

垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=787.4N

垂直面弯矩Mcv=FRBZX70=55115N,mm

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

3=[。-i]bb/[oo]bb=60/102=0.59

最大当量弯矩

Mu正"泊/a•

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

儿二m而Kr二吁切

截面上键槽的影响，直径增加3%,则d=1.03x39=40mm

结构设计确定的直径为55mm,强度足够。

2、I轴的设计

一轴。

240。

3.97。

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=9.55xl06xP/n=160000N•mm

齿轮作用力：

圆周力FT=2T/dl=2x160000/70=457IN

径向力Fr=片**1=1664N

轴向力Fa=O

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。

将估算轴直径出=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=40mm,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=40mm。

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，嗜扑此可画出

轴的受力简图。

水平支反力FRBX=FRDX=Ft/2=4573/2=2286N

水平面弯矩MCH=FRBXX70=160020N•mm

垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=166的=832N

垂直面弯矩Mcv=832X70=58240N,mm

弯矩

盛嬴二。‘讨

2、计算当量弯矩Me

转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为

3=Lo-Jbb/[o0]附=5的5=0.58

最大当量弯矩

Ms二中炉二/办。X，""

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

结构谢十确定的直径为50mm,触—

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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。

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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

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九、键联接的选择与计算