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- 设计题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级圆柱齿轮减速箱。
- 什么是机械零件的工作能力？常用的计算准则有哪几种
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学新能源汽车学校进行系统的学习，专业的学校有先进的实训设备，检测工具，操作规范，老师手把手教学。在学习技术的同时还会提供学历服务，可以考取相关专业证书。学校有校企合作，在就业方面有保障，创业有帮扶。感兴趣可以实地参观了解~~
新能源汽车这个专业目前来说是比较新颖的专业。而且国家大力发展复环保事业，新能源汽车技术也属于其中之一。新能源汽车是国道家汽车能源发展的新方向，未来就业比较可以可观。
新能源技师这个专业主要学习汽车一整套检测与维修技术，包含了发动机、底盘、传动轴变速器等机械故障诊断与维修， 整车所有的线路故障、电控传感器的故障诊断与维修；同时会针对新能源纯电动汽车技术进行全面深入学习，比如新能源动力系统、新能源驱动系统、新能源整车控制系统、新能源汽车故障与排除等等，实用性非常强。只要喜欢动手，技术都是可以学会的。
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答；六角管 六角钢管?供需形势展望，查产品品质证明文件。根据核查产品品质使用说明上的生产厂家名字、出厂日期、生产制造(炉)生产批号、生产制造规范、原厂检测新项目及有关检验数据信息、检测用章等信息内容，进一步确定购买的无缝钢管是不是考虑设计方案或是有关技术标准规定。
六角管 六角钢管 是用铸钢件或实芯精轧管经破孔做成毛管，随后经热扎、冷扎或冷拨做成。无缝管具备空心横截面，很多作为运输流体力学的管路，无缝钢管与园钢等实芯不锈钢板材对比，在抗弯强度抗扭抗压强度同样时，净重比较轻，是一种经济发展横截面不锈钢板材，普遍用以生产制造零部件和机械零件，如原油钻具、传动轴、自行车车架及其建筑工程施工选用的钢钢管脚手架等。
汽车底盘车间实习总结
机械是需要花比较多的精力的，作为一个能独立设计的工程师，我们的设计步骤一般是这样：结构上的设计，单纯的一些传动部件及一些机座结构的设计，这里需要的知识点应该是：材料及热处理工艺的选择，传动方式的选择（一般带、链、齿轮、蜗轮、丝杆、导轨），零件加工方式的选择（可以不写出来，但设计的时候需要明白你手里的零件是通过什么方式加工才能达到图纸上的要求）（如车、铣、磨、钻、加工中心、线切割、电火花、焊接、铸造、钣金、锻造、冲），电机的选择或其它动力件的选择，传动轴的设计（要满足扭矩或其它力学性能）、关键部件的力学分析，及一些特殊结构的设计（需要某一方面很强的专业知道），然后其它一些标准件的应用，如轴承、挡圈、定位销、密封件等。 最后才是画图，画图也是很重要，前面设计我们一般用三维，后面出二维时就要注意公差及表面处理及热处理及一些制图规范就可以了。
我不知道别人的路是怎么走的，但我是先做了二年的机加工中，中间零碎的做了点电工的工作，才开始搞设计，中间做过鞋机、工程机械、纸品机械等，做设计做了四五年了，之所以换了这么多行业，还是想了解机械在不同行业的异同点，到现在还是很惶恐，机械行业的水太深了，永远都是在入门。希望能帮到你，另外说一句，软件不是重点，但选一个效率高顺手的软件会省很多事情，因为每个公司要求不一样，三维软件我用过proe、UG、solidworks、cimit（鞋模及加工编程时用到），当然CAD和CAXA也用，个人觉得如果做机械设备，solidworks是一款非常优秀的软件，工程机械一般是用proe或UG，因为它里面有些是曲面处理及模具设计。
大众cug发动机什么意思
汽车底盘车间实习总结
总结是对过去一定时期的工作、学习或思想情况进行回顾、分析，并做出客观评价的书面材料，它有助于我们寻找工作和事物发展的规律，从而掌握并运用这些规律，不如静下心来好好写写总结吧。你所见过的总结应该是什么样的？下面是我收集整理的汽车底盘车间实习总结，欢迎大家分享。
来万达一个月了，这一个月来在底盘车间跟着工人师傅学习底盘装配流程及装配工艺，同时了解在装配过程中的出现的一些问题，并参与解决，对客车底盘结构和装配工艺有了基本的了解。之前主要是从事卡车相关的工作，对卡车底盘有相当的了解，现通过底盘车间实习，进行对比之后发现卡车和客车底盘大同小异。虽然说大致相同，也有些差异，主要存在的不同是这里多了发动机后置的底盘，当然装配上差异也很大。通过这一个月的实习，对万达公司底盘车间的装配工位序和装配工艺有了基本的了解，对底盘的构造的了解也更进一步。
一、以下是目前对底盘车间布局和工位的了解：
公司底盘车间主要工作工位有组装桥和车架工位、安装制动管路工位、安装方向机工位、底盘号打印工位、传动和消声器安装工位、散热器和发动机安装工位和车身吊装工位。
耗时较多的`工位是前后悬与车架的组装、发动机搭装、传动轴装配。
二、个人发现问题：
1、供应商供应的零部件尺寸误差大，装配困难，有的甚至装不上，需要临时切割等，反馈力度不够，重复出现情况比较多。
2、装配问题多，很多问题不能在数模上解决，而是带到装配中临时解决，需要设计人员有更强的动手和现场分析问题的能力。
3、现场管理混乱，完全不按装配工艺操作，零部件摆放不固定，使得装配耗费很多时间去找件，严重影响装配速度。
4、装配工艺文件不完备，作业指导书标准制定不够详细和直观（缺少性详细作业指导书指导，现场就经常出现制动管路错装现象）。
5、出现技术问题，技术人员现场解决时，现场配合力度不够。
6、机械化和自动化程度相当低，基本人工操作，劳动强度大，使用装配工具老旧，很多有力矩要求的装配达不到力矩要求，在跑路试时出现零部件脱落的的现象。（例如转向机松动问题经常出现）
三、个人小结： 之前工作主要是技术管理方面内容，现在实际问题解决能力欠缺，汽车行业企业标准和国标不够了解，没完全融入万达目前的工作模式。后期需在现场装配问题的解决、绘图标准的熟悉、catia和CAD等制图软件操作的熟练等多方面进行加强。争取尽快成为为公司有突出贡献的工作人员。
;设计题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级圆柱齿轮减速箱。
是高尔夫2017款的发动机。ea888dkx与cug两款发动机的区别是涡轮增压器不同，cug是混喷发动机，dkx是直喷发动机。发动机是通过将化学能转化为机械能为汽车提供动力的机器，发动机包括变速齿轮，引擎和传动轴等。
引擎
是整个发动机的核心部分，通过发动机不同类型可以分为内燃机、外燃机和电动机三大类，发动机一般由机体，曲轴箱气缸盖等组成的，机体是发动机各个机构和系统的安装机组，安装着汽车所有的零部件。
承载发动机在工作过程中的负荷，一般在发动机的工作过程中，需要对发动机的气缸体和气缸盖进行冷却，防止气缸一直处于高温环境下工作，影响功率的正常输出。
什么是机械零件的工作能力？常用的计算准则有哪几种
目 录
一 课程设计书 2
二 设计要求 2
三 设计步骤 2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
5. 设计V带和带轮 6
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
8. 键联接设计 26
9. 箱体结构的设计 27
10.润滑密封设计 30
11.联轴器设计 30
四 设计小结 31
五 参考资料 32
一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
表一:
题号
参数 1 2 3 4 5
运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8
运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4
卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300
二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。
三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
＝0.96× × ×0.×0.96＝0.759；
为V带的效率, 为第一对轴承的效率，
为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，
为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,用开式效率计算)。
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n＝ =82.76r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，
则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。
方案 电动机型号 额定功率
P
kw 电动机转速
电动机重量
N 参考价格
元 传动装置的传动比
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1） 总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/82.76＝17.40
（2） 分配传动装置传动比
＝ ×
式中 分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3，则减速器传动比为 ＝ ＝17.40/2.3＝7.57
根据各原则，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.33
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
= =82.93 r/min
（2） 各轴输入功率
＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
＝ ×η2× ＝2.×0.98×0.95＝2.70kW
＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.＝2.57kW
则各轴的输出功率：
＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各轴输入转矩
= × × N?m
电动机轴的输出转矩 =9550 =9550×3.25/1440=21.55 N?
所以: ＝ × × =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m
＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m
= × × =311.35×0.95×0.=286.91 N?m
输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m
＝ ×0.98=140.66 N?m
＝ ×0.98=305.12N?m
＝ ×0.98=281.17 N?m
运动和动力参数结果如下表
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3.25 21.55 1440
1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93
5.设计V带和带轮
⑴ 确定计算功率
查课本 表9-9得：
,式中 为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.
⑵ 选择带型号
根据 ， ,查课本 表8-8和 表8-9选用带型为A型带．
⑶ 选取带轮基准直径
查课本 表8-3和 表8-7得小带轮基准直径 ，则大带轮基准直径 ,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本 表8-7后取 。
⑷ 验算带速v
在5～25m/s范围内，V带充分发挥。
⑸ 确定中心距a和带的基准长度
由于 ,所以初步选取中心距a： ，初定中心距 ，所以带长,
= .查课本 表8-2选取基准长度 得实际中心距
取
⑹ 验算小带轮包角
，包角合适。
⑺ 确定v带根数z
因 ，带速 ，传动比 ,
查课本 表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得 .
查课本 表8-2得 =0.96.
查课本 表8-8,并由内插值法得 =0.96
由 公式8-22得
故选Z=5根带。
⑻ 计算预紧力
查课本 表8-4可得 ,故:
单根普通V带张紧后的初拉力为
⑼ 计算作用在轴上的压轴力
利用 公式8-24可得:
6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1） 齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24
高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z =i×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
确定各参数的值:
①试选 =1.6
查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433
由课本 图10-26
则
②由课本 公式10-13计算应力值环数
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )
③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5
[ ] = =0.96×450=432
许用接触应力
⑤查课本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d
=
②计算圆周速度
③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b= =49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角 =14
=
④计算齿宽与高之比
齿=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318 =1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数 =1
根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得
动载系数K =1.07,
查课本由 表10-4得K 的计算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查课本由 表10-13得: K =1.35
查课本由 表10-3 得: K = =1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d =d =49.53× =51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允许
② 计算当量齿数
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
④ 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查课本由 表10-5得:
齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211
应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y
端面重合度近似为 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 计算大小齿轮的
安全系数由表查得S ＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮 大齿轮
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K =0.86 K =0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[ ] =
[ ] =
大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
z = =25.0 取z =25
那么z =3.24×25=81
② 几何尺寸计算
计算中心距 a= = =109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d = =51.53
d = =166.
计算齿轮宽度
B=
圆整的
（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30
速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K =1.6
②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45
③试选 ,查课本由 图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数
K =0.94 K = 0.
查课本由 图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b= d =1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m =
齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度
6. 计算载荷系数K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系数K =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故载荷系数
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d =d =65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
一确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN?m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允许
（3） 初选齿宽系数
按对称布置，由表查得 ＝1
（4） 初选螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 载荷系数K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.7
由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y
（7） 螺旋角系数Y
轴向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.7
（8） 计算大小齿轮的
查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
计算大小齿轮的 ,并加以比较
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
计算中心距 a= = =102.234
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
分度圆直径
d = =61.34
d = =143.12
计算齿轮宽度
圆整后取
低速级大齿轮如上图：
V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
V带 高速级齿轮 低速级齿轮
2.3 3.24 2.33
2. 各轴转速n
(r/min)
(r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93
3. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
3.12 2.90 2.70 2.57
4. 各轴输入转矩 T
(kN?m)
(kN?m) (kN?m) (kN?m)
47.58 143.53 311.35 286.91
5. 带轮主要参数
小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）
中心距a（mm） 基准长度 （mm）
带的根数z
90 224 471 1400 5
7.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩
P =2.70KW =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 ,选取
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
D B
轴承代号
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .
右端滚动轴承用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,
高速齿轮轮毂长L=50 ,则
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
传动轴总体设计结构图:
(从动轴)
(中间轴)
(主动轴)
从动轴的载荷分析图:
6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
= =
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= =
轴的材料为45钢。调质处理。
由课本 表15-1查得：
因
经插入后得
2.0 =1.31
轴性系数为
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以
综合系数为： K =2.8
K =1.62
碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
= = K =
K =
所以
综合系数为：
K =2.8 K =1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据 d =55 d =65
查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作长度 36-16=20
50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
两者都合适
取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-19
键3：20×50 A GB/T1096-19
9.箱体结构的设计
减速器的箱体用铸造（HT200）制成，用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体用 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称 符号 计算公式 结果
箱座壁厚
10
箱盖壁厚
9
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
15
箱座底凸缘厚度
25
地脚螺钉直径
M24
地脚螺钉数目
查手册 6
轴承旁联接螺栓直径
M12
机盖与机座联接螺栓直径
=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）
8
定位销直径
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外机壁距离
查机械课程设计指导书表4 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查机械课程设计指导书表4 28
16
外机壁至轴承座端面距离
= + +（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离
>
10
机盖，机座肋厚
9 8.5
轴承端盖外径
+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）
10. 润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.
2.载荷计算.
公称转矩：T=9550 9550 333.5
cad中 M14*1.5 中的 m14指的是什么， 1.5指的有是什么？ 谢谢
1、机械零件的工作能力是指在一定的运动、载荷和环境情况下，在预定的使用期限内，不发生失效的安全工作限度。
2、零件的工作能力准则是指衡量零件工作能力的指标。
常用的计算准则有：强度准则、刚度准则、耐磨性准则、振动稳定性准则和耐热性准则等。
扩展资料：
机械零件的变形形式
机械零件机械零件在不同的外力作用下，将产生不同形式的变形。
主要的受力和变形有如下几种：
1、拉伸与压缩
这类变形形式是由大小相等，方向相反，作用线与杆件轴线重合的一对力引起的，表现为杆件的长度发生伸长或缩短。
如起吊重物的钢索，桁架的杆件，液压油缸的活塞杆等的变形，都属于拉伸或压缩变形。
在工程中经常见到承受拉伸或压缩的杆件。
例如紧固螺钉， 当拧紧螺帽时，被压紧的工件对螺钉有反作用力，螺钉承受拉伸；千斤顶的螺杆在顶起重物时，则承受压缩。
前者发生伸长变形，后者发生缩短变形，直杆沿轴线受大小相等、方向相反的外力作用，发生伸长或缩短的变形时，称为直杆的轴向拉伸或压缩。
本章只讨论直杆的轴向拉伸与压缩。 若把承受轴向拉伸或压缩的杆件的形状和受力情况进行简化，则可以简化成受力简图。
2、剪切
工程中经常见到承受剪切作用的构件。
这类杆件受力的共同特点是：在构件的两侧面上受到大小相等，方向相反，作用线相距很近而且垂直于杆轴的外力的作用。
在这样的外力作用下，杆件的主要变形是：以两力 间的横截面m—m为分界面，构件的两部分沿该面发生相对错动。
构件的这种变形形式称为剪切，截面m—m称为剪切面，剪切面与外力的方向平行。
当外力足够大时，构件将沿剪切面被剪断。
只有一个剪切面，称为单剪，同时构件受压，两侧还受到其它构件的挤压作用，这种局部表面受压的现象称为挤压。
若压力较大，则接触面处的局部区域会发生显著的塑性变形，致使结构不能正常使用，这种现象称为挤压破坏。?
联接件除了受剪切和挤压外，往往还伴随有其它形式的变形。
例如，弯曲或拉伸变形，但由于这些变形相对剪切和挤压变形来说是次要的，故一般不予考虑。
这类变形形式是由大小相等，方向相反，作用线相互平行的力引起的，表现为受剪杆件的两部分沿外力作用方向发生相对错动。
机械中常用的联接件，如键、销钉、螺栓等都产生剪切变形。
3、扭转
这类变形形式是由大小相等，方向相反，作用面都垂直于杆轴的两个力偶引起的。
表现为杆件的任意两个横截面发生绕轴线的相对转动。汽车的传动轴，电机和水轮机的主轴等都是受扭杆件。
在垂直于杆轴线的平面内有力偶作用时，杆件将产生扭转变形，即杆的各横截面绕杆轴相对转动。杆的扭转变形具有如下特点：
（1）受力：在杆的两端垂直于杆轴线的平面内作用着两个力偶，其力偶矩相等，转向相反。
（2）变形：杆上各个横截面均绕杆的轴线发生相对转动。
任意两个横截面之间相对转过的角度称为相对扭转角。
在工程中经常遇到扭转变形的构件，例如驾驶员的两手在方向盘上的平面内各施加一个大小相等，方向相反，作用线平行的力 ，它们形成一个力偶，作用在操纵杆的 端，而在操纵杆的 端则受到来自转向器的反力偶的作用，这样操纵杆便受到扭转作用。
4、弯曲?
这类变形形式是由垂直于杆件轴线的横向力，或由作用于包含杆轴的纵向平面内的一对大小相等，方向相反的力偶引起的，表现为杆件轴线由直线变为曲线。
工程中，受弯杆件是最常遇到的情况之一，桥式起重机的大梁，各种心轴以及车刀等的变形，都属于弯曲变形。
受力后这些直杆的轴线将由原来的直线弯成曲线，这种变形称为弯曲。
以弯曲变形为主的杆件通常称为梁。
还有一些杆件同时发生几种基本变形，例如车床主轴工作时发生弯曲、扭转和压缩三种基本变形；钻床立柱同时发生拉伸和弯曲两种基本变形，这种情况称为组合变形。
参考资料
百度百科-机械零件
CAD中 M14*1.5 中的 m14指的是公称直径，1.5指的是螺距。
M14指的是公称直径，就是内螺纹的大小，1.5指的是螺距。就是螺牙的规格。
普通螺纹的牙型代号为M，有粗牙和细牙之分，粗牙螺纹的螺距可省略不注；中径和顶径的公差带代号相同时，只标注一次；右旋螺纹可不注旋向代号。
扩展资料常用的内外螺纹公差带规定如下：
1、对内螺纹规定为G、H两种位置；对外螺纹规定为e、f、g、h四种位置。
2、对内螺纹小径和中径规定为4、5、6、7、8五种公差等级；对外螺纹大径规定为4、6、8三种公差等级；对外螺纹中径规定为3、4、5、6、7、8、9七种公差等级。
内外螺纹旋合时，其公差带代号用斜线分开，如6H/6g、6H/5g6g等。
百度百科-螺纹标注
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