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.1 B.m-1C.m D.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，
2、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
3、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
4、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
5、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
6、，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
7、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：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
8、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） ，mda40102zma3101z1fd。1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2/mNp，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，mD20，试计算所需螺栓的
9、最小直径 。 2/1N1dABCDEFGOH解：因 24pD210dmp16.80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，F S0.7F r ，试画出内部轴向力 FS1、F S2 的方向，并计算轴承的当量动载荷 P1、P 2。（注：当 时，X=0.41 , Y=0.87 ；当 时，X=1 , eFra eFraY=0） 解：（1）先计算轴承 1、2 的轴向力 FS1、FS
10、2： 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、Y 1=0；X 2=0.41、Y 2=0.87。故径向当量动载荷为 P1=1*2200+0*1540=2200NP2=0.410*2000+0.87*25
11、40=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/min5.93206.1106Dn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 knT3.1950P（2）电动
12、机输出功率 P kwd.1%834）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 84.950nim2）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45.28912i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/minnI=n0/i1=940/2.5
13、376nII=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 kwnTI 3.1950PPd=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，D 2。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 D
14、2=iD1（1-） (其中 取 0.02) 由查机械设计基础课程设计表 9-1，取 D 2=315mm。3 检验带速 vv=1.6m/s25m/s4 确定带的基准长度根据公式 729：0.7（D 1+D2）a2（D 1+D2）初定中心距 500mm依据式（7-12）计算带的近似长度 L= 1708.9mmaDaL4)()(221210由表 7-3 选取 Ld=1800mm，K L=1.015 确定实际中心距 a=545.6mm20ad6 验算小带包角 1=1600aao2o157.3)D-( 807 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，
15、由表 7-10 查得P 0=0.11，则 V 带的根数=1.52 根LadKz)(0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，HB 1 =240大齿轮：45 钢，正火，HB 2 =190模数：m=2齿数：z 1=24z2=96齿数比： u=z 2/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：d 1=mz1=48mmd2=mz2=192mm压力角：a=20 0齿顶高：h a=m=2mm齿根高：h f=1.25m2.5mm全齿高：h=(h a+hf)=4.5mm中心距：a=
16、m(z 1+z2)/2=120mm小齿轮宽：b 1= 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：b 2=40mm1 计算齿轮上的作用力设高速轴为 1，低速轴为 2圆周力：F t1=2T1/d=2200NFt2=2T/d=2058.3N径向力：F r1=F1ttana=800.7NFr2=F2ttana=749.2N轴向力为几乎为零 2）齿轮许用应力 H F 及校验 HdVEHucH uKTZEF 12)1(2 312ZH节点齿合系数 。对于标准直齿轮，nHaZ2sicoan=20,=0,Z H=1.76ZE弹
17、性系数， 。当两轮皆为钢制齿轮)1(2EZ（=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，Z E=271 ；2mNZ重合系数， 。对于直齿轮，Z=1。aK.K 载荷集中系数， 由精密机械设计图 8-38 选uFKmax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-2LbKSlim对应于 NHO的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材bHli料及热处理条件， 精密机械设计表 8-10； =2HBS+69=240x2+69=549Nmm-2。bHlimSH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
18、中 NHO：循环基数，查精密机械设计 图 8-6HOL41，N HO=1.5x107；N H：齿轮的应力循环次数，NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107；取 KHL =1.06=529.04 Nmm-2H H=465.00 Nmm-2 =529.04 Nmm-2H因此接触强度足够 FdVFVPtFmKTYKbmY21B齿宽， =0.83x48=39.84；1db许用弯曲应力；FFCLbKSlim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 =303362.0/P159n
19、CdT T计算得d1min20mmd2min30mm取 d 1=20mm，d 2=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
20、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：L 1=+C 1+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：L a:28.5 带轮中径到轴承距离，L b：67.5mm两轴承间距离。 NLFbarA 5.1065.67).28(.49NLFbarB 3.165
21、.672849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：； 2sinzF10F0单根 V 带的张紧力（N） 2)15.(qvzPKdPd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 NLFllatcbZcZtB 1485.1345.2308)67(705.3)(2 （l c =Lc =67 中轴到轴承距离）N,.206.
22、581457022FtA ttBzMA=F rLa=21352.2NmmMB=0同理求得：M=A=FtLa=58662.4 NmmM=B=FzLc=38190 NmmNmm5.6247.582.132 AAANmm1900BBB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：d 1=25mm,d2=35mm外径：D 1=52mm. D2=72mm宽度：B 1=15mm，B 2=17mm滚动轴承的当量载荷为： ）（ arpYFXfP 0， X=1
23、；Y=0；ae0r则 N264020.1FfPrp ） （ h20.18542640.3760PCnL3maximax10h ）（）（）（ 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h30Lh ）（ max10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：F r=2TII/d=2197600/40=9880N挤压强度： =123.5125150MPa=psrpLhF2因此挤压强度足够剪切强度： =82.3120MPa= sLbr2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
