15春郑大机械设计基础

1、郑州大学现代远程教育机械设计基础课程考核要求说明：本课程考核形式为提交作业，完成后请保存为WORD格式的文档，登陆学习平台提交，并检查和确认提交成功。一 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.由m个构件所组成的复合铰链所包含的转动副个数为 。 ( B )A.1B.m-1C.mD.m+l2在铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆之和大于其它两杆长度之和，则以 为机架，可以得

2、到双曲柄机构。 （ A ） A最短杆 B最短杆相对杆 C最短杆相邻杆 D任意杆3.一曲柄摇杆机构，若改为以曲柄为机架，则将演化为 。 （B）A.曲柄摇杆机构B.双曲柄机构C.双摇杆机构D.导杆机构4在圆柱凸轮机构设计中，从动件应采用 从动件。 （ B ） A尖顶 B滚子 C平底 D任意5能满足超越要求的机构是 。 （  B  ）A外啮合棘轮机构 B内啮合棘轮机构C外啮合槽轮机构 D内啮合槽轮机构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，载荷、工作条件和传动比确定后，影响齿轮接触疲劳强度的主要因素是 。 （ A ） A中心距 B齿数 C模数 D压力角7在标准

3、直齿轮传动中，硬齿面齿轮应按 设计。 （ C ） A齿面接触疲劳强度 B齿根弯曲疲劳强度 C齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度 D热平衡8蜗杆传动验算热平衡的目的是为了防止 。 （ A ） A胶合破坏 B蜗杆磨损 C点蚀破坏 D蜗杆刚度不足9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10、V带比平带传动能力大的主要原因是 _ 。 （ C ）A.V带的强度高 B.没有接头 C.产生的摩擦力大 11、带传动的中心距过大将会引起 不良后果 。 （ C ）A.带会产生抖动 B.带容易磨损 C.带容易产生疲劳破坏 12、滚子链传动中，应尽

4、量避免采用过渡链节的主要原因是_。 （ C ）A 制造困难 B 价格高 C 链板受附加弯曲应力13、普通平键联接的主要失效形式是 。 （ B ）A.工作面疲劳点蚀 B.工作面挤压破坏 C.压缩破裂14、只承受弯矩而不承受扭矩的轴 。 （ A ）A心轴 B传动轴 C转轴15、滚动轴承的直径系列，表达了不同直径系列的轴承，区别在于_。 （ C ）A.外径相同而内径不同 B.内径相同而外径不同 C.内外径均相同，滚动体大小不同16、重载、高速、精密程度要求高的机械设备应采用_润滑方式。 （ C ）A.油环润滑 B. 飞溅润滑 C.压力润滑17、下列4种类型的联轴器中，能补偿两轴的相对位移以及缓和冲击

5、、吸收振动的是 。 （ D ）A.凸缘联轴器 B.齿式联轴器C.万向联轴器 D.弹性柱销联轴器18、其他条件相同时，旋绕比C若选择过小会有_缺点。 （ C ）A.弹簧易产生失稳现象 B.簧丝长度和重量过大 C.卷绕弹簧困难19、造成回转件不平衡的原因是_。 （ B ）A. 回转件转速过高 B. 回转件质心偏离其回转轴线 C. 回转件形状不规则20、在正常条件下，滚动轴承的主要失效形式是_。 （B ）A.工作表面疲劳点蚀 B.滚动体破裂 C.滚道磨损（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.机构具有确定运动的条件是机构的自由度大于零。 （

6、）2当曲柄为主动件时，曲柄滑块机构存在死点和急回特性。 （ × ）3.直动从动件盘形凸轮机构可以用减小基圆半径的方法减小其推程压力角。 （ ）4斜齿圆柱齿轮的螺旋角越大越好。 （ × ）5一对能正确啮合传动的渐开线直齿圆柱齿轮，其啮合角一定为20度。 （ × ）6所谓过桥齿轮就是在轮系中不起作用的齿轮。 （ ）7、设计V带传动时，可以通过增大传动中心距来增大小带轮的包角。 （ ）8、带传动的弹性滑动是可以避免的。 （ ）9、滚子链设计中，由于链节数一般选用偶数，考虑到均匀磨损，链轮齿数也最好采用偶数。 （× ）10、选择链条型号时，依据的参数是传递的功率

7、。 （ × ）11、设计键联接时，键的截面尺寸通常根据传递转矩的大小来确定。 （× ）12、轴的各段长度取决于轴上零件的轴向尺寸。为防止零件的窜动，一般轴头长度应稍大于轮毂的长度。 （ ）13、选用滑动轴承润滑剂和润滑方式的主要依据是载荷大小。 （× ）14、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。 （ ）15、机械式钟表中的发条属于环形弹簧。 （ ）（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。ABCDEFGOH解：局部自由度 F 虚约束：E、H中有一个为虚约束活动构件数 ：4个低副：A、

8、C、G高副：B、F自由度：F3n-2PL-Ph=3*3-2*3=12（8分）一对外啮合标准直齿圆柱齿轮传动，正常齿制，小齿轮损坏需配制，已知：，标准中心距，试求：（1），；（2）， 。解：齿顶圆直径da2=m*（z2+2）=m*（100+2）=408 计算出m=408/102=4 齿顶高ha2=齿顶高系数*m=m 齿顶高系数一般为m 计算出齿顶高ha2=4mm 分度圆直径d2=m*z2=4*100=400mm 分度圆直径d1=2*a-d2=2*310-400=220mm 齿数z1=d1/m=220/4=55 所以m=4；z1=55；d1=220mm；d2=400mm ha是齿顶高，就是分度圆到

9、齿顶圆的距离 公式为ha=（da-d）/23（10分）有一个钢制液压油缸（如图），缸体内油压为，缸径为，缸盖上联接螺栓共有10个（扳手空间满足要求）。已知螺栓材料为45钢，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：2）每个螺栓要想承受这种横向载荷需要的轴向预紧力为：3）承受轴向预紧力的螺栓强度条件为：4）所以： 4（10分） 根据工作条件，决定在某传动轴上安装一对角接触球轴承， 如图所示，轴承型号为7208，已知轴承的径向载荷分别为 Fr1=2200N， Fr2=2000N，作用在轴上的轴向的外载荷FA1000N，判别系数e0.7，FS0.7Fr ，试画出内部轴向力F

10、S1、FS2的方向，并计算轴承的当量动载荷P1、P2。（注：当 时，X=0.41 , Y=0.87 ；当 时，X=1 , Y=0） 解：（1）如图所示两个附加轴向力的方向（2）F=0.7Fr 又 轴承1被放松，轴承2压紧。 轴承1的轴向力 轴承2的轴向力 又 X=0.41， Y=0.87 P1=XFr1+YFa1=0.41*2200 + 0.87*1540=2241.8 N又 X=0.41， Y=0.87 P2=XFr2+YFa2=0.41*2000 + 0.87*2540=3029.8（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。带式运

11、输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录 设计任务书1 传动方案的拟定及说明7 电动机的选择7 计算传动装置的运动和动力参数7 传动件的设计计算8轴的设计计算9 滚动轴承的选择及计算11 键联接的选择及校核计算12 连轴器的选择13 减速器附件的选择13润滑与密封13 设计小结14 参考资料目录14 机械设计课程设计任务书 题目设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一 总体布置简图 1电动机2联轴器3齿轮减速器4带式运输机5鼓轮6联轴器 二 工作情况 载荷平稳、单向旋转 三 原始数据 鼓轮的扭矩TN•m850 鼓轮的直径Dmm350 运输带速度Vm/

12、s0.7 带速允许偏差5 使用年限年5 工作制度班/日2 四 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 五 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 设计进度 1、 第一阶段总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为同轴式二级圆柱齿轮减

13、速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是减速器横向尺寸较小两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂轴向尺寸大中间轴较长、刚度差中间轴承润滑较困难。 电动机的选择 1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式YIP44系列的电动机。 2电动机容量的选择 1 工作机所需功率Pw Pw3.4kW 2 电动机的输出功率 PdPw/ 0.904 Pd3.76kW 3电动机转速的选择 ndi1•i2innw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4电动机型号的确定 由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率

14、为4kW满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配3 计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 4 计算纵向重合度 = =0.318×1×tan14 =1.59 5 计算载荷系数K 已知载荷平稳所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度由图108查得动载系数KV=1.11由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同 故 KH=1.12

15、+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表1013查得KF=1.36 由表103查得KH=KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×1.42=2.05 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式1010a得 d1= = mm=73.6mm 7 计算模数mn mn = mm=3.74 3按齿根弯曲强度设计 由式(1017 mn 1 确定计算参数 1)算载荷系数 K=KAKVKFKF=1×1.03×1.4×1.36=1.96 2)根据纵向重

16、合度=0.318dz1tan=1.59从图1028查得螺旋角影响系数 Y0。88 3)算当量齿数 z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47 4)查取齿型系数 由表105查得YFa1=2.724Yfa2=2.172 5)查取应力校正系数 由表105查得Ysa1=1.569Ysa2=1.798 6 )算F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa 7)计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。 2

17、 设计计算 mn =2.4 mn=2.5 4几何尺寸计算 1 )算中心距 z1 =32.9取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2 )圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos =13 5550” 3 )算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4 )算齿轮宽度 b=dd1 b=85mm B1=90mmB2=85mm 5)结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II轴 1初步确定轴的最小直径 d =34.2mm 2求

18、作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttan=223N Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承查手册得到直径为44mm。 iii. III-IV段为小齿轮外径90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮直径为55mm。 v. V-VI段安装大齿轮直径为40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承直径为35mm。 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为22

19、.75mm所以长度为22.75mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm轴承和箱体的间隙4mm所以长度为16mm。 3. III-IV段为小齿轮长度就等于小齿轮宽度90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮长度为120mm。 5. V-VI段用于安装大齿轮长度略小于齿轮的宽度为83mm。 6. VI-VIII长度为44mm。 4 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故Fa1=638N Fa2=189N 5精确校核轴的疲劳强度

20、 1 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大直径较小所以判断为危险截面 2 截面IV右侧的截面上的转切应力为 由于轴选用40cr调质处理所以 2P355表15-1 a) 综合系数的计算 由 经直线插入知道因轴肩而形成的理论应力集中为 2P38附表3-2经直线插入 轴的材料敏感系数为 2P37附图3-1 故有效应力集中系数为 查得尺寸系数为 扭转尺寸系数为 2P37附图3-22P39附图3-3 轴采用磨削加工表面质量系数为 2P40附图3-4 轴表面未经强化处理即 则综合系数值为 b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。 I轴 1作用

21、在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2初步确定轴的最小直径 3轴的结构设计 1 确定轴上零件的装配方案 2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d) 由于联轴器一端连接电动机另一端连接输入轴所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制选为25mm。 e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠定位轴肩高度应达2.5mm 所以该段直径选为30。 f) 该段轴要安装轴承考虑到轴肩要有2mm的圆角则轴承选用30207型即该段直径定为35mm。 g) 该段轴要安装齿轮考虑到轴肩要有2mm的圆角经标准化定为40mm。 h) 为了齿轮轴向定位可靠定位轴肩

22、高度应达5mm所以该段直径选为46mm。 i) 轴肩固定轴承直径为42mm。 j) 该段轴要安装轴承直径定为35mm。 2 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下 a) 该段轴安装轴承和挡油盘轴承宽18.25mm该段长度定为18.25mm。 b) 该段为轴环宽度不小于7mm定为11mm。 c) 该段安装齿轮要求长度要比轮毂短2mm齿轮宽为90mm定为88mm。 d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm采用油润滑轴承宽18.25mm定为41.25mm。 e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸定为57mm。 f) 该段

23、由联轴器孔长决定为42mm 4按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为 又由于轴受的载荷为脉动的所以 。 III轴 1作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2初步确定轴的最小直径 3轴的结构设计 1 轴上零件的装配方案 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 5求轴上的载荷 Mm=316767N.mm

24、 T=925200N.mm 6. 弯扭校合 滚动轴承的选择及计算 I轴 1求两轴承受到的径向载荷 5、 轴承30206的校核 1 径向力 2 派生力 3 轴向力 由于 所以轴向力为 4 当量载荷 由于 所以 。 由于为一般载荷所以载荷系数为 故当量载荷为 5 轴承寿命的校核 II轴 6、 轴承30307的校核 1 径向力 2 派生力 3 轴向力 由于 所以轴向力为 4 当量载荷 由于 所以 。 由于为一般载荷所以载荷系数为 故当量载荷为 5 轴承寿命的校核 III轴 7、 轴承32214的校核 1 径向力 2 派生力 3 轴向力 由于 所以轴向力为 4 当量载荷 由于 所以 。 由于为一般载荷所以载荷系数为 故当量载荷为 5 轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算 代号 直径 mm 工作长度 mm 工作高度 mm 转矩 N•m 极限应力 MPa 高速轴 8×7×60单头 25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80单头 40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12×8×70单头 40 58 4 191 41.2 低速轴 20×12×80单头 75 60 6 925.2 68.5 18×11×110单头 60 107 5.5 9