郑大远程教育《机械设计基础》

郑州大学现代远程教育机械设计基础（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）。A0 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 l AB =30mm, l BC=70mm ，l CD=80mm ，则机架最大杆长为（C）A.80mmB.100mmC.120mmD.150mm3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5在标准直齿轮传动中，硬齿面齿轮应按A齿面接触疲劳强度D.驱动棘轮转动设计。B齿根弯曲疲劳强度（B）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H 1 和大齿轮的齿面接触应力H 2 的关系为。（C）AH 1 H 2BH 1 H 2CH 1 =H 2D不确定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 3h 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？A受集中载荷最大的截面B截面积最小的截面（CC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？A装轴承处的轴颈B轴的最小直径15、在正常条件下，滚动轴承的主要失效形式是_。（BC轴上危险截面处的直径（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。（3）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=12.（10 分）图示为一曲柄滑块机构，要求：（ 1） 在图中标出压力角 、传动角 ；（ 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da1104， z1 24 ；mm大齿轮 da 2232mm，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) d a1 （ z1 2)m(24 2)104 ，m=104/26=4d a2( z22)m232z2 =232/4-2=56(2) i12 = z 2/ z1 =56/24=2.33(3) =104+232/2=168mm4（ 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=Fa3Ft2 =Ft3tan 2，Ft3=Ft3tan 3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。一级圆柱齿轮减速器设计说明书目录一 、课程设计的目的222222222222222222222222222222222222222222 1二 、课程设计的内容和任务2222222222222222222222222222222222 2三 、课程设计的步骤222222222222222222222222222222222222222222 2四 、电动机的选择 2222222222222222222222222222222222222222222223五、传动零件的设计计算2222222222222222222222222222222222225（ 1）带传动的设计计算 2222222222222222222222222222222222222 5（ 2）齿轮传动的设计计算 22222222222222222222222222222222222 7六 、轴的计算 222222222222222222222222222222222222222222222222222 9七 、轴承的校核 22222222222222222222222222222222222222222222222213八 、联轴器的校核 2222222222222222222222222222222222222222222213九 、键联接的选择与计算2222222222222222222222222222222222222 14十 、减速器箱体的主要结构尺寸22222222222222222222222222222 14十一 、润滑方式的选择2222222222222222222222222222222222222222 14十二 、技术要求 222222222222222222222222222222222222222222222222 15十三 、参考资料 22222222222222222222222222222222222222222222222 16十四 、致谢 2222222222222222222222222222222222222222222222222222 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、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 / =Fv/1000 w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。 w2 =0.962（ 0.992 0.99）2 0.972 0.992 0.982 0.96=0.85Pd=2200 x 1.6/1000 x 0.85=4.14 kw2）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./36.14 x 450=67.94r/min取 V 带传动比 i1=24 , 单极齿轮传动比i2=35 ，w 则总传动比范围 i=620故电动机转速范围为： nd= i2 nw =(6020) x 67.94=4081359r/min经查表得有两种适用的电动机型号额定功率 P （ kw）满载转速 (r/min)方案电动机型号ed1Y160M285.57202Y132M265.5960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/min3、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（ 35）%对于多级传动 i 为i =i12 i22 i32 2 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。i1=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n =nm / i1 =720/3=240r/minn = n / i 2=240/3.5=68.6/minn 卷= n =68.6r/min2)、各轴的输入功率P =pd2 1 =4.14 x 0.96=3.971kwP = P 2 12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kwP 卷 = P 2 23 = 3.80x0.99x0.99=2.4 kw3）各轴的输入转矩Td =95502 4.14/720=54.9N2 mT= Td 2 i12 1=54.9x3x0.96 =158N2 mT = T 2 i22 23=158x 4x 0.99x 0.97 =531 N2 m T 卷 = T 2 i32422=531x1x0.99 x0.99 =520N2 m参数轴名电动机轴一轴二轴卷筒轴转速 （r/min）72024068.668.6n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 0.960.960.98五、传动零件的设计计算（ 1）带传动的设计计算1、计算功率 PcPc=KAP=1.2 x 5.5=6.6kw2、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dd1dd2 并取标准值。查表得10-9 确定dd1， dd2。dmmdd2=425mmd1=1404、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/sV25m/s,否则可调整小带轮的基准直径dd1 ，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=3.14n dd1/ 60x1000=5.3m/s5、验算带长一般中心距 a0 取值范围： 0.7（ dd1+ dd2) = a0 =2(dd1+ dd2)395.5= a0 120比或增设张紧轮， a1 可由下式计算。57.3 x (dd2 -。a1=180 -dd1 )/ a =149。a1120 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 kw9、单根 V 带额定功率增量根据带型及 i 查表 10-5 得：P1=0.09kw10、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=1.03c (P +P) K K=4.68Z=P /1a l所以取 Z =511、单根 V 带初拉力查表 10-1 得 q =0 . 10kg/mF0 =500(2 .5/ Ka) -1( Pc /zv)+qv 2 =218N12、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 FQFQ =2Z F0 SIN（ a1 /2） =2100.7N13 、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)d1 (671/ H)2kT1(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 TT=9.55X106XP/n1=9.55x106X 3.97/240=160000N2 mm3)弯曲后减切应力 H据式(6-42)H =Hmin/ SHmin2zN由图 6-36 查得 . Hlim1 =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 =0.69X109N2 = N1/i =0.69X109/3.5=0.19 X109查图 6-37 中曲线：ZN1 =1.02ZN2 =1.12按一般可靠性要求，取 SHmin =1H1=Hlim1x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 MpaH2=Hlim2x Zn2/ SHmin =500 x 1.12/1 Mpa =560Mpa4）计算小齿轮分度圆直径d1查表取 6-11 齿宽系数 1.1d1 = (671/ H)2kT1(i+1)/i=68.6mm取 d1=70 mm5）计算圆周速度 VV=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s因 V6 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。取小齿轮 齿数 为Z1=20Z2=ixZ1=70m=d1/Z1=3.5mm取标准 模数 m=3.5mm分度圆直径d1=mz1=3.5x20=70mmd2=mz2=3.5x70=245mm1) 中心距 aa = (d1+d2)/ 2=157.5mm2) 齿宽 bb = 1.1 x 70 =77mm取 b2 = 77mm 则 b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm3) 齿顶高 haha= ha* m=3.5mm齿根高 hfhf=（ha* +c* ） m=1.25x3.5=4.3755、校核弯曲疲劳强根据式 (6-44)bb=2kT1/bmd12 YFS1）复合齿形因数YFS如图 6-39 得， YFS1=4.35 ，YFS2 =3.982 ) 弯曲疲劳许用应力bb=bblim/ Sfmin xYN由图 6-40 的弯曲疲劳极限应力 bblim1 =bblim1=490Mpa bblim2 =410 Mpa由图 6-41 得弯曲疲劳寿命系数YN ；YN1 =1（N1N0，N0 =3x106）YN2=1(N2N0, N0 =3x106）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：bb1=bblim1x YN 1/ SFmin =（490/1）X 1 =490 Mpabb2=bblim2 x YN 2/ SFmin =（410/1）X 1 =410Mpa3）校核计算： bb1=2kT1/bmd12 YFS1=2 X 1.2 X160000X 4.35/82X 3.5X 70 =83.15bb1 bb2=2kT1/bmd12 YFS2=2 X 1.2 X 160000X3.98/77 X 3 .5X 70=81bb2故弯曲疲劳强度足够.六、轴的计算1、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 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 N2 mm齿轮作用力：圆周力FT =2T/d2 =2 x 530000/245=4326.5N径向力轴向力Fr =4326.5Xtan20=1574.7NFa=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 mm4 .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MCHRBX=FX70=151427.5 N2 mmRBZRDZR垂直面支反力 F=F=F /2=787.4N垂直面弯矩M = FX 70=55115 N2mmCVRBZ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=-1bb/ 0bb=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、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=160000N2 mm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=04）、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 60084、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MCHRBX70=160020 2=FXN mmRBZRDZR垂直面支反力 F=F =F /2=1664/2=832N垂直面弯矩M =832X 70=58240N2 mmCV合成弯矩2、计算当量弯矩 M e转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为a=-1bb/ 0bb=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. 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. 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 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：40 为 0.05 mm 0.1 mm；55 为 0.080.15 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 SH035792 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， 20042、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， 19994、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， 19905、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，19856、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1983社，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1980计28、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，199810、王中发 2机械设计 2北京：北京理工大学出版社，1998