机械设计基础作业.doc

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，可以得到双曲柄机构。 （ B ） 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。 （ D ） A尖顶 B滚子 C平底 D任意5能满足超越要求的机构是 。 （ D ）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 。 （ D ） A中心距 B齿数 C模数 D压力角7在标准直齿轮传动中，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 。 （ C ） 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 。 （ A ）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_。 （ B ）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、吸收振动的是 。 （ A ）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_。 （C ）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。 （ ）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 （ ）10、选择链条型号时，依据的参数是传递的功率。 （ ）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：C处为复合铰链； E和H其中之一为虚约束； F处滚子为局部自由度。机构的可动构件数n=7, 低副数Pl9, 高副数Ph=1。 F3n2PlPh 372912 此机构自由度数等于2, 与原动件数相等。2（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：m=d/z=408/100=4.08约等于4Z1=2a/m-Z2=2*310/4-100=55df1=220 da1=400经计算，小齿轮，模数4；齿数55；压力角20；齿根圆d f1 =210；齿顶圆d a1=4003（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：因 即螺栓的最小直径为8.16mm4（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FS1、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）先计算轴承1、2的轴向力FS1、FS2：两个7208型轴承的内部轴向力为 S1=0.7Fr1=0.7*2200=1540N S2=0.7Fr2=0.7*2000=1400N 因S1+FA=1540+1000=2540NS2所以 FS2=S1+FA=1540+1000=2540N FS1=S1=1540N方向如图所示（2）计算轴承1、2的当量动载荷：7208型轴承e=0.7，而FS1/ Fr1=e=0.7 FS2/ Fr2=1.170.7 所以X1=1、Y1=0；X2=0.41、Y2=0.87。故径向当量动载荷为P1=1*2200+0*1540=2200NP2=0.410*2000+0.87*2540=820+2209.8=3029.8N （四）课程设计题（30分）设计结果如下：1：装配图：齿轮轴零件图2. 设计计算说明书 一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速n,即r/min一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。2.选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量（1）滚筒输出功率Pw （2）电动机输出功率P 4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1，20-2查出Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。3.计算传动装置传动比和分配各级传动比1）传动装置传动比2）分配各级传动比取V带传动的传动比i1 =2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为轴，各轴转速为 n0=nm=940r/min nI=n0/i1=940/2.5376nII=nI/i2=376/3.9495.5r/min二、V带选择1 选择V带的型号根据任务书说明，每天工作8小时，载荷平稳，由精密机械设计的表7-5查得KA =1.0。则Pd=PIKA =1.02.2=2.2kW 根据Pd=2.2和n1=940r/min,由机械设计基础课程设计图7-17确定选取A型普通V带。2 确定带轮直径D1，D2。由图7-17可知，A型V带推荐小带轮直径D1=125140mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径D1=125mm。大带轮直径，由公式D2=iD1（1-） (其中取0.02) 由查机械设计基础课程设计表9-1，取 D2=315mm。3 检验带速v v=1.6m/s25m/s4 确定带的基准长度根据公式729：0.7（D1+D2）a2（D1+D2）初定中心距500mm依据式（7-12）计算带的近似长度L= 1708.9mm由表7-3选取Ld=1800mm，KL=1.015 确定实际中心距a=545.6mm6 验算小带包角1 =16007 计算V带的根数z。由表7-8查得P01.40，由表7-9查得Ka=0.95，由表7-10查得P0=0.11，则V带的根数 =1.52根 取z=2三高速级齿轮传动设计1） 选择材料、精度及参数小齿轮：45钢，调质，HB1 =240大齿轮：45钢，正火，HB2 =190模数：m=2齿数：z1=24 z2=96齿数比： u=z2/z1=96/24=4精度等级：选8级（GB10095-88）齿宽系数d: d =0.83 （推荐取值：0.81.4）齿轮直径：d1=mz1=48mm d2=mz2=192mm压力角：a=200齿顶高：ha=m=2mm齿根高：hf=1.25m2.5mm全齿高：h=(ha+hf)=4.5mm中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm小齿轮宽：b1=dd1=0.8348=39.84mm大齿轮宽：根据机械设计基础课程设计P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b2=40mm1 计算齿轮上的作用力设高速轴为1，低速轴为2圆周力：Ft1=2T1/d=2200N Ft2=2T/d=2058.3N径向力：Fr1=F1ttana=800.7N Fr2=F2ttana=749.2N轴向力为几乎为零 2）齿轮许用应力H F 及校验ZH节点齿合系数。对于标准直齿轮，an=20,=0,ZH=1.76ZE弹性系数，。当两轮皆为钢制齿轮（=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，ZE=271；Z重合系数，。对于直齿轮，Z=1。.K载荷集中系数，由精密机械设计图8-38选取，k =1.08Kv动载荷系数，精密机械设计图8-39，kv=1.02计算得 H=465.00 Nmm-2对应于NHO的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处理条件，精密机械设计表8-10；=2HBS+69=240x2+69=549Nmm-2。SH安全系数。对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去SH=1.1；KHL寿命系数。式中NHO：循环基数，查精密机械设计图8-41，NHO=1.5x107；NH：齿轮的应力循环次数，NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107；取KHL =1.06=529.04 Nmm-2H=465.00 Nmm-2=529.04 Nmm-2因此接触强度足够B齿宽，=0.83x48=39.84；许用弯曲应力；四、轴的结构设计1 轴的材料选用45钢2 估算轴的直径根据精密机械设计P257式(10-2)，查表10-2轴的最小直径取C=110或=30计算得d1min20mmd2min30mm取 d1=20mm，d2=30mm3 轴的各段轴径根据机械设计基础课程设计P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取610mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取15mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。4 轴的各段长度设计1) 根据机械设计基础课程设计表3-1，表4-1以及图4-1，得取8mm, 1取8mm, 齿轮顶圆至箱体内壁的距离：1=10mm 齿轮端面至箱体内壁的距离：2=10mm 轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：3=5mm 箱体外壁至轴承座孔端面的距离：L1=+C1+C2+(510)=45mm 轴承端盖凸缘厚度：e=10mm5 轴的校核计算（精密机械设计P257P262，机械设计手册）对于高速轴校核：垂直面内支点反力：La:28.5带轮中径到轴承距离，Lb：67.5mm两轴承间距离。校核FrA= Fr+ FrB1065.5N=（749.2+316.3）N类似方法求水平面内支点反力：V带在轴上的载荷可近似地由下式确定： ； F0单根V带的张紧力（N）Pd计算功率Pd=2.079Kw ;ZV带的根数；=6.2 ms-1（为带速）Ka包角修正系数Ka=0.95qV带单位长度质量q=0.10（kgm-1）精密机械设计表7-11计算得F0=144.7Fz=570N（lc =Lc =67中轴到轴承距离）N,MA=FrLa=21352.2NmmMB=0同理求得： M=A=FtLa=58662.4 NmmM=B=FzLc=38190 NmmNmmNmm五、滚动轴承的选择及校核计算根据任务书上表明的条件：载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择圆锥滚子轴承。由轴径的相应段根据机械设计基础课程设计表15-7选择轻窄（2）系列，其尺寸分别为：内径：d1=25mm,d2=35mm外径：D1=52mm. D2=72mm宽度：B1=15mm，B2=17mm滚动轴承的当量载荷为：0，X=1；Y=0；则C额定动载荷，机械设计基础课程设计表15-7而题目要求的轴承寿命为，故轴承的寿命完全符合要求六、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由机械设计基础课程设计表14-1高速轴与V带轮联接的键为：键C8X30 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 12X32 GB1096-79轴与联轴器的键为：键C8X50 GB1096-792键的强度校核 齿轮与轴上的键 ：键C1232 GB1096-79bh=128,L=32,则Ls=L-b=20mm圆周力：Fr=2TII/d=2197600/40=9880N挤压强度：=123.5125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度：=82.3120MPa=因此剪切强度足够键C830 GB1096-79和键C856 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。七、 联轴器的选择 根据轴径的和机械设计基础课程设计表17-1选择联轴器的型号：GB3852-83 J1一对组合轴孔直径：d=30mm,长度：L=60mm