鄭大遠程教育《機械設計基礎》

《鄭大遠程教育《機械設計基礎》》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《鄭大遠程教育《機械設計基礎》（42頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 鄭州大學現(xiàn)代遠程教育《機械設計基礎》 （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(nèi)，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 ）。 A．0 個約束 B． 1 個約束 C． 2 個約束 D． 3 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 l AB =30mm, l BC=70mm ， l CD=80mm

2、 ，則機架最大桿長為（  C ） A.80mm  B.100mm C.120mm  D.150mm 3．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(zhuǎn)  B.對棘輪進行雙向定位 C.保證棘輪每次轉(zhuǎn)過相同的角度 5．在標準直齒輪傳動

3、中，硬齒面齒輪應按 A．齒面接觸疲勞強度  D.驅(qū)動棘輪轉(zhuǎn)動 設計。 B．齒根彎曲疲勞強度  （  B  ） 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 H 1 和大齒輪的齒面接觸應力 H 2 的關系為 。 （ C ） A． H 1 > H 2 B． H 1 < H 2 C． H 1 = H 2 D．不確定 7．提高蝸桿傳動效率的措施是 。

4、 （ 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(zhuǎn)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(diào)節(jié)帶的拉力 10、鏈傳動設計中，當載荷大，中

5、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 3  h 的依據(jù)是  _____。  （ D ） A.輪轂長  B.鍵長 C.傳遞的轉(zhuǎn)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

6、 ） 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？ A．受集中載荷最大的截面 B．截面積最小的截面  （ C C．受載大，截面小，  ） 應力集中的截面 14、按扭轉(zhuǎn)強度估算轉(zhuǎn)軸軸頸時，求出的直徑指哪段軸頸？ A．裝軸承處的軸頸 B．軸的最小直徑 15、在正常條件下，滾動軸承的主要失效形式是 ______。  （ B C．軸上危險截面處的直徑 （ A ）  ） A.工作

7、表面疲勞點蝕  B.滾動體破裂  C.滾道磨損 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(zhuǎn)速較低，無沖擊的兩軸間宜選用  _____聯(lián)軸器。  （  C ） A.彈性套柱銷

8、 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(zhuǎn)并傳遞轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動副限制了構件的轉(zhuǎn)動自

9、由度。 （ 3 ） 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(zhuǎn)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。 （ 3 ） 6.將行星輪系轉(zhuǎn)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。 （ 3 ） 7、為了保證 V 帶傳動具有一定的傳動能力，小帶輪的包角通常要求小于或等于 120o （3）

10、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。 （ 3 ） 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。 （ 3 ） 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(zhuǎn)的同型號滾動軸承，其壽命相同。 （ 3 ） 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。 （ √ ）

11、 14、對于多盤摩擦式離合器， 當壓緊力和摩擦片直徑一定時，摩擦片越多， 傳遞轉(zhuǎn)矩的能力 越大。（ √ ） 15、非周期性速度波動可用加飛輪的方法調(diào)節(jié)。 （ 3 ） （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=1

12、 2.（10 分） 圖示為一曲柄滑塊機構，要求： （ 1） 在圖中標出壓力角 α、傳動角 γ ； （ 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 d a1 1

13、04 ， z1 24 ； mm 大齒輪 da 2 232mm，試求：（ 1）齒輪模數(shù) m 和大齒輪齒數(shù) z2；（2 ）傳動比 i12 ；（ 3）標 準中心距。 解： (1) d a1 （ z1 2) m (24 2) 104 ，m=104/26=4 d a2 ( z2 2)m 232 z2 =232/4-2=56 (2) i12 = z 2/ z1 =56/24=2.33

14、 (3) α=104+232/2=168mm 4．（ 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(zhuǎn)方向相同， 因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。

15、 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=Fa3 Ft2 =Ft3tan β 2， Ft3=Ft3tan β3 因齒輪 2 和齒輪 3 傳遞的轉(zhuǎn)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、

16、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 222222222222222222222222222222222222222222 1 二 、課程設計的內(nèi)容和任務 2222222222222222222222222222222222 2 三 、課程設計的步驟 222222222222222222222222222222222222222222 2 四 、電動機的選擇 2

17、22222222222222222222222222222222222222222222 3 五、傳動零件的設計計算222222222222222222222222222222222222 5 （ 1）帶傳動的設計計算 2222222222222222222222222222222222222 5 （ 2）齒輪傳動的設計計算 22222222222222222222222222222222222 7 六 、軸的計算 222222222222222222222222222222222222222222222222222 9 七 、軸承的校核 2222

18、22222222222222222222222222222222222222222222 13 八 、聯(lián)軸器的校核 22222222222222222222222222222222222222222222 13 九 、鍵聯(lián)接的選擇與計算 2222222222222222222222222222222222222 14 十 、減速器箱體的主要結(jié)構尺寸 22222222222222222222222222222 14 十一 、潤滑方式的選擇 2222222222222222222222222222222222222222 14 十二 、技術要求 2222

19、22222222222222222222222222222222222222222222 15 十三 、參考資料 22222222222222222222222222222222222222222222222 16 十四 、致謝 2222222222222222222222222222222222222222222222222222 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(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

20、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(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(nèi)容和任務： 1、課程設計的內(nèi)容應包括傳動裝置全部設計計算和結(jié)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

21、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(nèi)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

22、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(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)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(jié)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

23、選擇電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)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(jié)構等，確定額定功率、滿載轉(zhuǎn)速、結(jié)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 Y 系列自扇冷式籠型三相異步電動機，其結(jié)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

24、、反轉(zhuǎn)的場合（如起重機），則要求電動機轉(zhuǎn)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 / η=Fv/1000η wη 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

25、的軸承傳動效率 0.98，卷筒傳動效率 0.96。 η w2 η =0.962（ 0.992 0.99）2 0.972 0.992 0.982 0.96=0.85 Pd=2200 x 1.6/1000 x 0.85=4.14 kw 2） 確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為 nw=60 x 1000v/ 3.14D=60 x 1000 x 1./36.14 x 450=67.94r/min 取 V 帶傳動比 i1=2~4 , 單極齒輪傳動比 i2=3~5 ，w 則總傳動比范圍 i=6~20 故電動機轉(zhuǎn)速范圍為： nd= i2 nw =(60~20)

26、x 67.94=408~1359r/min 經(jīng)查表得有兩種適用的電動機型號 額定功率 P （ kw） 滿載轉(zhuǎn)速 (r/min) 方案 電動機型號 ed 1 Y160M2—8 5.5 720 2 Y132M2—6 5.5 960 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(jié)構較緊湊。 所選電動機額定功率 Ped=5KW,滿載轉(zhuǎn) 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(zhuǎn)速 nm 和工作

27、機主動軸的轉(zhuǎn)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(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(zhuǎn)速，與設定轉(zhuǎn)速之間的相對誤差為（ 3~5）% 對于多級傳動 i 為 i =i12 i22 i32 ```````````2 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。 i1=3。 4、計算傳

28、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(zhuǎn)速。功率和轉(zhuǎn)矩。 則各軸的轉(zhuǎn)速為 1)、各軸轉(zhuǎn)速 nⅠ =nm / i1 =720/3=240r/min nⅡ = nⅠ / i 2=240/3.5=68.6/min n 卷= nⅡ =68.6r/min 2)、各軸的輸入功率 PⅠ =pd2 η 1 =4.14 x 0.96=3.971kw PⅡ = PⅠ 2 η12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kw P 卷 = PⅡ 2 η 23 = 3.80x0.99x0.99=2.4 kw 3）

29、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 Td =95502 4.14/720=54.9N2 m TⅠ= Td 2 i12 η 1=54.9x3x0.96 =158N2 m TⅡ = TⅠ 2 i22 η 23=158x 4x 0.99x 0.97 =531 N2 m T 卷 = TⅡ 2 i32η42η2=531x1x0.99 x0.99 =520N2 m 參數(shù) 軸名 電動機軸 一軸 二軸 卷筒軸 轉(zhuǎn)速 （ r/min ） 720 240 68.6 68.6 n

30、 輸入功率 P(kw) 4.14 3.97 3.80 3.74 輸入轉(zhuǎn)矩 T(N.m) 54.9 158 531 520 傳動比 i 3 3.5 1 效率 η 0.96 0.96 0.98 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

31、.5=6.6kw 2、選帶型 據(jù) Pc=6.6 kw ，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(jié)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

32、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

33、=2 x500+3.14x(140+425)/2+(425- 140) 2/ 4x500 =1927.66 mm 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(jié)構不緊湊，在載荷變化或高速運轉(zhuǎn)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(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+0.0

34、3Ld=596mm 。 若 a1 過小可以加大中心距，改變傳動 7、驗算小帶輪包角 要求 a1>120 比或增設張緊輪， a1 可由下式計算 。 [57.3 x (dd2 - 。 a1=180 - 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、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

35、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 c [( P + P) K K ] =4.68 Z=P / 1 a l 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)+qv 2 =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 =2Z

36、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(jié)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(zhuǎn)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

37、，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(diào)質(zhì)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(jù)齒面接觸疲勞強度設計，根據(jù)式 (6-41) d1> (671/ ［σH］)2kT1(i+1)/ 1)載荷因數(shù) K. 圓周速度不大 ,精度不高

38、,齒輪關于軸承對稱布置 ,按表 6-9 取 K =1.2. 2)轉(zhuǎn)矩 T T=9.55X106XP/n1=9.55x106X 3.97/240=160000N2 mm 3)彎曲后減切應力［ σH］ 據(jù)式(6-42) σH］ =σHmin/ SHmin2 zN 由圖 6-36 查得 . σHlim1 =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，由公式 N=60njth算得 N1 =60 X 240 X 10X 300X16 =0.69X109 N2

39、= N1/i =0.69X109/3.5=0.19 X109 查圖 6-37 中曲線： ZN1 =1.02 ZN2 =1.12 按一般可靠性要求，取 SHmin =1 ［σH1］=σHlim1x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 Mpa ［σH2］=σHlim2x Zn2/ SHmin =500 x 1.12/1 Mpa =560Mpa 4）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/ ［σH］)2k

40、T1(i+1)/ i =68.6mm 取 d1=70 mm 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=70 m=d1/Z1=3.5mm 取標準 模數(shù) m=3.5mm 分度圓直徑 d1=mz1=3.5x20=70mm d2=mz2=3.5x70=245mm 1) 中心距 a a = (d1+d2)/ 2=1

41、57.5mm 2) 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 齒根高 hf hf=（ha* +c* ） m=1.25x3.5=4.375 5、校核彎曲疲勞強 根據(jù)式 (6-44) σbb =2kT1/bmd12 YFS 1）復合齒形因數(shù) YFS 如圖 6-39 得， YFS1=4.35 ， YFS2 =3.98 2 ) 彎曲疲勞許用應力 ［σbb］= σbblim/ Sf

42、min xYN 由圖 6-40 的彎曲疲勞極限應力 σ bblim1 =σbblim1=490Mpa σ bblim2 =410 Mpa 由圖 6-41 得彎曲疲勞壽命系數(shù) YN ；YN1 =1（N1＞N0，N0 =3x106） YN2=1 (N2＞N0, N0 =3x106） 彎曲疲勞的最小安全 SFmin，按一般可靠性要求，取 SFmin =1，計算得彎曲疲勞許用應力為： ［σbb1］ =σbblim1x YN 1/ SFmin =（490/1）X 1 =490 Mpa ［σbb2］ =σbblim2 x YN 2/ SFmin =（4

43、10/1）X 1 =410Mpa 3）校核計算： σ bb1=2kT1/bmd12 YFS1=2 X 1.2 X160000X 4.35/82X 3.5X 70 =83.15＜［σbb1］ σ bb2=2kT1/bmd12 YFS2=2 X 1.2 X 160000X3.98/77 X 3 .5X 70 =81＜［σbb2］ 故彎曲疲勞強度足夠. 六、軸的計算 1、Ⅱ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(diào)質(zhì)處理 ,

44、查表 12-1 知 σ b1=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）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸 ,輸出端與聯(lián)軸器相連接 ,從結(jié)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(zhuǎn)矩為 T

45、=9.55X106X P2/ n2=9.55X106X 3.80/68.6=530000 N2 mm 齒輪作用力： 圓周力 FT =2T/d2 =2 x 530000/245=4326.5N 徑向力 軸向力  Fr = =4326.5Xtan20=1574.7N Fa=0 （4）、軸的結(jié)構設計 軸結(jié)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(jié)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(nèi)壁的中央, 軸承對稱布置在齒輪兩邊,軸外

46、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 mm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(zhuǎn)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

47、 =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(cè)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(jié)構簡圖 （5）校核軸的強度 1 、畫出計算簡

48、圖 計算支反力和彎距，由軸的結(jié)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 M CH RBX = F X70=151427.5 N2 mm RBZ RDZ R 垂直面支反力 F =F = F /2=787.4N 垂直面彎矩 M = F X 70=55115 N2 mm CV RBZ 合成彎矩 2、計算當量彎

49、矩 Me 轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，應力折合系數(shù)為 a=［σ-1］bb/ ［σ0］bb=60/102=0.59 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 考慮該 截面上鍵槽的影響，直徑增加3%，則 d=1.03 x39 =40 mm 結(jié)構設計確定的直徑為 55mm，強度足夠。

50、 2、Ⅰ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(diào)質(zhì)處理 ,查表 12-1 知σb 1=σb 2 =600 Mpa, σ S1=σS2=300 Mpa, 查表 12-6可知［σ+1］bb=200 Mpa ［σ0］bb=95Mpa, ［σ-1 ］bb=55 Mpa （ 2）按扭轉(zhuǎn)強度

51、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(zhuǎn)矩為 T=9.55X106X P/ n=160000N2 mm 齒輪作用力： 圓周力 FT =2T/d1 =2 x 160000/70=4571N 徑向力 Fr = =1664N 軸向力 Fa=0 4）、軸的結(jié)構設計 1、軸結(jié)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(jié)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

52、內(nèi)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 6008 4、畫出軸的結(jié)構草圖

53、 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(jié)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 M CH RBX 70=160020 2 = F X N mm RBZ RDZ R 垂直面支反力 F =F = F /2=1664/2=832N 垂直面彎矩 M =832X 70=58240N2 mm CV 合成彎

54、矩 2、計算當量彎矩 M e 轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，應力折合系數(shù)為 a=［σ-1］bb/ ［σ0］bb=55/95=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(jié)構設計確定的直徑為 50mm，強度足夠。

55、 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(jié)構可知，軸承的內(nèi)徑為 40mm。即內(nèi)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。

56、 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(lián)軸器的校核 彈性柱銷聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器類型，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(zhuǎn)矩，由表 15-1

57、 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 3 < σ σP=4T/dhl =194.72 x 4 x 10 P］ ［ /52 x 10 x 56 =26.74 P 故可用 鑄鐵［σ ］=70 ~ 80 2、聯(lián)軸器與軸的配合 d1=36 mm 查得 鍵 10 x 8

58、L = 63 mm 則σP =4T/dhl =4x 194.72x103 / 36 x 8 x 63 =42.＜9［ σP］ 滿足要求。 十、減速器箱體的主要結(jié)構尺寸 箱體壁厚 δ=0.1252 α+1 取 8 mm δ1 =8 mm 箱蓋壁厚 δ=0.1252 α+1 取 8 mm δ2 =8 mm 箱蓋凸緣厚度 b1 =1.5δ 2 =1.5X8 =12 mm 箱座凸緣厚度 b =1.5δ1 =1.5 X8 =12 mm 箱座底凸緣厚度 b2 =2.5δ1 =2.5 X8 =20 mm 地腳螺釘直徑

59、 df =0.036Xα +12 =0.036X157.5+12 =17.67 mm 取 M20 地腳螺釘數(shù)目 n =4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 =0.75X20=15mm 取 M16 蓋與座連接螺栓直徑 d =0.4d =0. 4 X20 =8 mm 取 M10 2 f 檢查孔蓋螺釘直徑 d4=0.3 df =0.3 X20 =6mm 取 M 8 定位銷直徑 d =0.8 d2 =0.8X8 =6.4mm 取 8 d d d 到外壁箱距離 C 26 23 1

60、6 f 1 2 1 d d 到凸像距離 C 24 14 1 2 2 軸承旁凸臺半徑 1 2 R =C =20 凸臺高度 外箱壁至軸承座端面的距離 L1 C1+C2（5~10）=23+21+7=51 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁見的距離△ 1 > 1.2X8 =9.6mm 取 11mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離△ 2 >8mm 取 9mm 軸承端蓋外徑 D=90mm 軸承旁連接螺栓距離 有

61、結(jié)構確定 十一、潤滑方式的選擇 潤滑油的選用方式 飛濺潤滑 傳動見的傳動帶起潤滑油直接濺入軸承內(nèi)，或先濺到箱壁上，順著內(nèi)壁流入箱體的油溝中，再沿油溝流入軸承內(nèi)，此時端蓋部分必須開槽，并將端蓋端部的直徑取小些，以免油路堵塞 十二、技術條件 1、裝配前，全部零件用煤油清洗，箱體內(nèi)不許有雜物存在，在內(nèi)壁涂兩次不被機油 侵蝕的涂料。 2、用鉛絲檢驗裝配間隙。其間隙不小于0.16 mm，鉛絲不得大于最小間隙的 4 倍； 3、用涂色法檢驗斑點。齒高接觸斑點不小于百分四十；齒長接觸斑點不小于百分 五十。必要時可采用研磨或刮后研磨，以便改善接觸

62、情況； 4、調(diào)整軸承時所留軸向間隙如下： φ40 為 0.05 mm ~0.1 mm；φ55 為 0.08~0.15 mm； 5、裝配時，部分面不允許使用任何填料，可涂以密封油漆或水玻璃。試轉(zhuǎn)時應檢查 部分面、各接觸面及密封處，均不準漏油； 6、箱座內(nèi)裝 SH0357—92 中的 50 號工業(yè)齒輪油至規(guī)定高度； 7、表面涂灰色油漆。 十三、參考資料 1、陳立德 2機械設計基礎 2第2 版 2北京：高度教育出版社， 2004 2、《機械設

63、計師手冊》編寫組 2機械設計師手冊 2北京：機械工業(yè)出版社1998， 3、吳宗澤 2羅圣國 2機械設計課程設計手冊 2第2 版 2北京：高等教育出版社， 1999 4、龔 義 2機械設計課程設計指導書 2第2 版 2 北京： 高等教育出版社， 1990 5、盧頌峰 2機械零件課程設計手冊 2北京：中央廣播電視大學出版社，1985 6、浙江大學機械零件教研室，機械零件課程設計 2杭州：浙江大學出版1983社， 7、上海交通大學機械原理及設計零件教研室 2機械零件課程設1980計2 8、哈爾濱工業(yè)大學等 2機械零件課程設計指導書 2北京：高等教育出版社1982， 9、陳于萍 2互換性與測量技術基礎 2北京：機械工業(yè)出版社，1998 10、王中發(fā) 2機械設計 2北京：北京理工大學出版社，1998