15春郑大机械设计基础概要.docx
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15春郑大机械设计基础概要
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-1
C.mD.m+l
2.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。
(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、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。
(√)
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。
(×)
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。
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、C、G
高副:
B、F
自由度:
F=3n-2PL-Ph=3*3-2*3=1
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:
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=400mmha是齿顶高,就是分度圆到齿顶圆的距离公式为ha=(da-d)/2
3.(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FA=1000N,判别系数e=0.7,FS=0.7Fr,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)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=2241.8N
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/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/η
η0.904
Pd3.76kW
3电动机转速的选择
ndi1’•i2’„in’nw
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=φdd1t=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εβ
εβ==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10—8查得动载系数KV=1.11
由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同
故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=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10—10a
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(10—17mn≥
1确定计算参数
1)算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
2)根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59从图1028
查得螺旋角影响系数Yβ0。
88
3)算当量齿数
z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89
z2=z2/cosβ=100/cos14=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[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=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
β=arcos=1355’50”
3)算大、小齿轮的分度圆直径
d1=85.00mm
d2=425mm
4)算齿轮宽度
b=φdd1
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求作用在齿轮上的受力
Ft1==899N
Fr1=Ft=337N
Fa1=Fttanβ=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22.75mm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
66207.563.5
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
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
[2]P355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
[2]P38附表3-2经直线插入
轴的材料敏感系数为
[2]P37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
[2]P37附图3-2[2]P39附图3-3
轴采用磨削加工表面质量系数为
[2]P40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-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII
直径607075877970
长度105113.758399.533.25
5求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
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25353.539.826.0
12×8×80单头4068439.87.32
中间轴12×8×70单头4058419141.2
低速轴20×12×80单头75606925.268.5
18×11×110单头601075.5925.252.4
由于键采用静联接冲击轻微所以许用挤压应力为所以上
述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机原动机为电动机所以工作情况系数为
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4GB4323-84但由于联轴器
一端与电动机相连其孔径受电动机外伸轴径限制所以选用TL5
GB4323-84
其主要参数如下
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长
装配尺寸
半联轴器厚
[1]P163表17-3GB4323-84三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机原动机为电动机所以工作情况系数为
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10GB4323-84
其主要参数如下
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长
装配尺寸
半联轴器厚
[1]P163表17-3GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用选通气器一次过滤采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑由于低速级周向速度为所以浸油高度约为六分
之一大齿轮半径取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利考虑到该装置用于小型设
备选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封
圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为FB25-42-7-ACMF
B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
由于时间紧迫所以这次的设计存在许多缺点比如说箱体结构庞大重量也很大。
齿轮的计算不够精确等等缺陷我相信通过这次的实践能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作有能力设
计出结构更紧凑传动更稳定精确的设备
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- 15 春郑大 机械设计 基础 概要