機(jī)械設(shè)計精選題100例

1、第三章機(jī)械零件強(qiáng)度1、 某優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼零件，其 s=280MPa， B=560MPa， -i=250MPa，工作應(yīng) 力max=155MPa， min=30MPa，零件的有效應(yīng)力集中系數(shù) K =1.65,尺寸系數(shù)=0.81,表面狀態(tài)系數(shù) =0.95,等效系數(shù)=0.30。如取許用安全系數(shù) S=1.5,試校核該零件的強(qiáng)度是否足夠（為安全起見一般計算屈服強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度兩種安 全系數(shù)）。2、 某零件的工作應(yīng)力變化如圖所示，求最大應(yīng)力max,最小應(yīng)力 min，平均應(yīng) 力m，應(yīng)力幅a，循環(huán)特性r。3、某零件受穩(wěn)疋交變彎曲應(yīng)力作用，最大工作應(yīng)力max 180MPa，最小工作應(yīng)力min 150MPa，屈服極限

2、S 240MPa，對稱循環(huán)疲勞極限 ! 180MPa , 脈動循環(huán)疲勞極限 0 240MPa，略去危險截面處應(yīng)力集中系數(shù)等綜合影響系數(shù)（K ）d的影響，試求：（1） 等效系數(shù)值（2）安全系數(shù)S值4、已知材料 1 260MPa ，0 360MPa ， 25，50MPa40MPa，r常數(shù)，用圖解法及計算法求安全系數(shù) S。注：簡化疲勞極限線圖采用折線圖法。5、某鋼制零件,其 B 560MPa , S 280MPa ,1 250MPa ,0 385MPa 。工作變應(yīng)力max 155MPa , min 30MPa ,零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)K 165，絕對尺寸系數(shù)0.8，表面狀態(tài)系數(shù)0.95。要求許用安全

3、系數(shù)S 15，r常數(shù)，校核該零件的強(qiáng)度是否足夠。& 一個由40Cr制成的零件，其力學(xué)性能如下：屈服極限s 550MPa，對稱循 環(huán)疲勞極限 i 320MPa，脈動循環(huán)疲勞極限 540MPa，已知最大工作應(yīng)力max 185MPa，最小工作應(yīng)力min 75MPa，r=常數(shù)，綜合影響系數(shù)(K )d 2，試?yán)L制該零件的許用極限應(yīng)力圖(折線圖)，并用作圖法計算它的安全系數(shù)，指出該零件可能發(fā)生的破壞形式。7、 某零件的材料 B 1000 MPa， s 800MPa，1 400MPa，0.25，試畫出其簡化極限應(yīng)力圖；當(dāng)工作應(yīng)力 max 300MPa， min 100MPa，試在 該圖上標(biāo)出此點K，并說明是

4、否在安全區(qū)。1000 -IIIIIjIII_ Gjr 111也0500WOO8、 某零件受對稱循環(huán)變應(yīng)力，其材料在 N。107次時，1 300MPa，疲勞曲 線方程的指數(shù)m 9。若零件的實際工作情況為：在1 600MPa下工作N1104次，在 2400 MPa下工作N 24104，試問若又在 3 350MPa下工作，允 許工作多少次數(shù)?9、某鋼制零件已知材料的極限應(yīng)力圖，其256MPa ,456 MPa ,s 0.6 b , b 800 MPa，該零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)K 141，尺寸系數(shù)0.91，表面狀態(tài)系數(shù)1，壽命系數(shù)kN 12，工作應(yīng)力的循環(huán)特性r 0268。1試用作圖法求當(dāng)安全系數(shù)為1

5、.5情況下的最大工作應(yīng)力max值;2該零件過載時的可能破壞形式；3.繪出工作應(yīng)力t圖(圖上標(biāo)出min， max， a，m)。10、有一材料 S 360MPa，1 220MPa，在 mN C 式中 m 9，N 107，問當(dāng)N?時，疲勞強(qiáng)度rN s，此時會出現(xiàn)什么現(xiàn)象？是否可按此應(yīng)力設(shè)計11、如已知材料的對稱循環(huán)疲勞極限1=240MPa，脈動循環(huán)疲勞極限0 =420MPa,屈服極限s=570MPa,試畫出按折線簡化的極限應(yīng)力圖。如有一應(yīng)力狀態(tài)K( Km , Ka)為已知，其應(yīng)力變化規(guī)律為min： max =常數(shù)=0.75 , m 180MPa,試在極限應(yīng)力圖上標(biāo)出K點的極限應(yīng)力點OnC12、圖示為

6、一塑性材料的簡化極限應(yīng)力圖，1）請標(biāo)出圖中點A、B、S的坐標(biāo)；2） 設(shè)用該材料制造機(jī)械零件，其綜合影響系數(shù)（K）d二2,則考慮綜合影響系數(shù)時點 A、B在圖上何處，請標(biāo)出。13、已知極限應(yīng)力圖中某應(yīng)力狀態(tài)C（ cm, Ca）,試在該圖上標(biāo)出C點按三種應(yīng)力變化（r min max =常數(shù)、m=常數(shù)及min=常數(shù)）時的極限應(yīng)力點。第5章螺紋連接14、圖示某機(jī)構(gòu)上的拉桿端部采用普通螺紋聯(lián)接。已知拉桿所受最大載荷F二16kN,載荷很少變動。螺釘和拉桿材料為 Q235鋼，屈服極限s 240MPa，試 確定拉桿螺紋的最小直徑（安全系數(shù)可取 SS 16 ）。15、圖示吊鉤起重量 W= 20 kN,吊鉤材料為5

7、.8級，Q235, S 400MPa，起重用，取安全系數(shù)Ss 5 ,試求吊鉤螺紋部分所需最小直徑。16、剛性凸緣聯(lián)軸器用6個普通螺栓聯(lián)接，螺栓均勻分布在 D = 155 mm的圓周上，接合面摩擦系數(shù) =0.12，摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)） 012。若聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩T= 1500 Nm,問每個螺栓預(yù)緊力F應(yīng)為多大？Kf 12，試計算該聯(lián)接允許傳遞的靜載荷 FR （取計17、 圖示螺栓聯(lián)接中，采用兩個M16 （小徑d1 13835 mm，中徑d2 14.701mm ,） 的普通螺栓，螺栓材料為45鋼，8.8級，S 640MPa，聯(lián)接時不嚴(yán)格控制預(yù)緊 力（取安全系數(shù)Ss 4，被聯(lián)接件接合面間

8、的摩擦系數(shù) =0.2。若考慮摩擦傳力 的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)） 算直徑dc=d1）。18、 一受軸向外載荷F= 1000 N的緊螺栓聯(lián)接，螺栓的剛度為 Ci，被聯(lián)接件的 剛度為C2，且C2 = 8Ci ;預(yù)緊力F = 1000 N。試求螺栓中的總拉力Fo和被聯(lián)接 件中的剩余預(yù)緊力F。19、圖示一鑄鐵吊架用兩只普通螺栓固定在梁上。吊架承受的載荷 Fq = 100000N,螺栓材料為5.8級，Q235,S 400MPa，安裝時不控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)Ss 4，取剩余預(yù)緊力為工作拉力的0.4倍，試確定螺栓所需最小直徑。20、已知普通粗牙螺紋大徑 d=24mm，中徑d2 22.051 mm，螺距P =

9、 3mm，螺 紋副間摩擦系數(shù)=0.15，試求：1 ）螺紋升角；2）此螺栓能否自鎖？3） 若用此螺栓作起重螺桿，起重時的效率為多少？21、氣缸蓋聯(lián)接結(jié)構(gòu)如圖所示，氣缸內(nèi)徑 D=250mm，為保證氣密性要求采用12個M18的螺栓，螺紋內(nèi)徑15.294mm、中徑16.376mm,許用拉應(yīng)力 =120MPa，取剩余預(yù)緊力為工作拉力的 1.5倍，求氣缸所能承受的最大壓強(qiáng)（取計算直徑 dc=di）。22、剛性凸緣聯(lián)軸器用6個普通螺栓聯(lián)接。螺栓均勻分布在D=100mm的圓周上， 接合面摩擦系數(shù)=0.15，考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)） Kf 12。若聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩T = 150Nm，載荷較平穩(wěn)，螺栓

10、材料為6.8級，45鋼，S 480 MPa，不控制預(yù)緊力，安全系數(shù)取 Ss 4，試求螺栓的最小直徑。23、如圖所示的夾緊聯(lián)接柄承受靜載荷 Fq= 720N，螺栓個數(shù)z= 2，聯(lián)接柄長度L = 250mm，軸直徑dp 60mm，夾緊接合面摩擦系數(shù)=0.15，螺栓材料為4.6級、Q235鋼、s 240MPa，擰緊時不嚴(yán)格控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)S 4,試求螺栓所需最小直徑（或計算直徑）。24、圖示為一氣缸蓋螺栓聯(lián)接預(yù)緊時的受力-變形圖。當(dāng)螺栓再承受 F=+2000 +1000N的工作載荷時，試求：1）螺栓總拉力f0應(yīng)如何變化，其最大拉力和最小拉力為多少？2）螺栓受拉應(yīng)力循環(huán)特性系數(shù)是多少?25、板A

11、用5個普通螺釘固定在機(jī)座B上，已知板與機(jī)座間摩擦系數(shù) =0.15, 防滑系數(shù)（可靠性系數(shù)）Kf=1.2，螺釘許用應(yīng)力60MPa，試指出哪個螺釘 是危險螺釘？并按強(qiáng)度計算該螺釘聯(lián)接中螺釘所需的小徑（或計算直徑）尺寸26、圖示方形蓋板用4個螺釘與箱體聯(lián)接，吊環(huán)作用10 kN的力，吊環(huán)因制造誤 差，中心O與螺栓組形心O偏離J2mm,求受力最大的螺栓所受的工作拉力。27、受軸向力緊螺栓聯(lián)接，已知螺栓剛度Ci 04 106 N / mm，被聯(lián)接件剛度C2 16 106 N/mm，螺栓所受預(yù)緊力F 8000N，螺栓所受工作載荷為 F =4000N。要求:1）按比例畫出螺栓與被聯(lián)接件受力-變形圖（比例尺自定

12、）。2）在圖上量出螺栓所受的總拉力F。和剩余預(yù)緊力F ,并用計算法求出此二 值，互相校對。3）若工作載荷在04000 N之間變化，螺栓的危險截面面積為 96.6mm2 ,求螺栓的應(yīng)力幅a和平均應(yīng)力 m （按計算值F0等求m、a，不按作圖求值）用螺栓將板A固定在B上，試確定圖示鉸制孔用螺栓組聯(lián)接中受力最大的螺栓所受的力。. 埶Im 2W-6CDMN+/ 血H- V 4/1防28、如圖所示氣缸內(nèi)徑 D = 400mm，蒸汽壓力p=00.5MPa,采用16個M22普通螺栓聯(lián)接（螺栓小徑d1 19.294mm，中徑d2 20.376mm ,），螺栓均勻分布C在U的圓周上。螺栓的相對剛度亠0.8，聯(lián)接剩

13、余預(yù)緊力為工作載荷的1.5C1 C2倍。若螺栓的許用拉應(yīng)力60MPa，許用應(yīng)力幅 a 20MPa，試校核該螺栓組的強(qiáng)度（取計算直徑dc=dj。29、試改正下圖螺釘聯(lián)接的錯誤結(jié)構(gòu)。（另畫一正確圖即可。）30、下圖是R. B. Heywood為了提高螺栓聯(lián)接疲勞壽命設(shè)計的 點，試說明各自提高壽命的原因。的許用擠壓應(yīng)力80MPa。個結(jié)構(gòu)特第6章鍵、銷31、試校核A型普通平鍵聯(lián)接鑄鐵輪轂的擠壓強(qiáng)度。已知鍵寬b=18mm,鍵高h(yuǎn)=11mm，鍵（轂）長L=80mm，傳遞轉(zhuǎn)矩T=840Nm，軸徑d=60mm，鑄鐵輪轂32、如圖所示，齒輪與軸用普通A型平鍵聯(lián)接，軸徑d=70mm,齒輪分度圓直徑di=200mm

14、，圓周力 Ft 5kN，鍵寬 b=20mm，鍵高 h=12mm，鍵長 L=80mm，求鍵側(cè)擠壓應(yīng)力33、鋼齒輪與直徑d=80mm的鋼軸用普通平鍵 B22 100 GB1096 90,靜聯(lián)接, 鍵高h(yuǎn)=14mm,工作時有沖擊，取p 60MPa，求鍵能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。34、電瓶車牽引板與拖車掛鉤間用圓柱銷聯(lián)接已知t 8 mm，銷材料為20鋼,許用切應(yīng)力30 MPa，許用擠壓應(yīng)力100 MPa，牽引力 F = 15 kN，求銷的直徑do（圓柱銷直徑系列：，6, 8，10，12，16, 20, 25, 30, 40，50）（牽引板及拖車掛鉤材料為45鋼。）35、用手柄1轉(zhuǎn)動軸2,在手柄與軸之間有 88

15、的孔與軸相配，配合為H7/h6, 問：1）若使軸轉(zhuǎn)動，應(yīng)在B處裝一銷還是應(yīng)在A、B兩處各裝一銷？2） 設(shè)銷的許用切應(yīng)力100 MPa，求銷的直徑，銷的數(shù)目按你上面的決36、分別用箭頭指出工作面，并在圖下方標(biāo)出鍵的名稱。第8章帶傳動37、單根 V帶（三角帶）傳動的初拉力Fo= 354N，主動帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=160mm,主動輪轉(zhuǎn)速n1=1500r/min,主動帶輪上的包角 1= 150，帶與帶輪 之間的摩擦系數(shù)=0.485。求：1） V帶（三角帶）緊邊、松邊的拉力 Fi、F2；2） V帶（三角帶）傳動能傳遞的最大有效圓周力Fe及最大功率P。38、已知V帶（三角帶）傳遞的實際功率 P= 7kW

16、，帶速v= 10m/s,緊邊拉力 是松邊拉力的2倍，試求有效圓周力Fe和緊邊拉力F1的值。39、單根 V帶（三角帶）傳遞的最大功率P = 4.82kW，小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=180mm，大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=400mm，小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1450r/min，小帶輪上的包角1 = 152，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù) =0.25。試確定帶傳動的有效圓周力Fe、緊邊拉力F1和張緊力F。附： e=2.718。40、一開口平帶減速傳動，已知兩帶輪基準(zhǔn)直徑為dd1=150mm 和 dd2=400mm，中心距a=1000mm,小輪轉(zhuǎn)速n1=1460r/min,試求：1 ）小輪包角；2）不考慮帶傳動的彈性滑動

17、時大輪的轉(zhuǎn)速；3）滑動率 =0.015 時大輪的實際轉(zhuǎn)速。41、帶傳遞最大功率 P = 4.7kW，小帶輪基準(zhǔn)直徑 ddi=200mm,小帶輪的轉(zhuǎn)速 ni=1800r/min，小帶輪包角i=135，摩擦系數(shù)=0.25,求緊邊拉力Fi和有效拉 力Fe （帶與輪間的摩擦力已達(dá)到最大摩擦力）。42、某帶傳動裝置，主、從動軸平行且軸心距 a=1000mm，主動輪傳遞功率為10kW、轉(zhuǎn)速 n1=1200r/min、基準(zhǔn)直徑 dd1=300mm，從動輪轉(zhuǎn)速 n2=400r/min，帶 的厚度忽略不計，摩擦系數(shù) =0.2，設(shè)此時有效拉力已達(dá)最大值。試求從動帶輪 基準(zhǔn)直徑dd2，帶速V,各輪上包角1、 2及作

18、用于緊邊上的拉力F1 （不計彈性 滑動的影響）。43、 根據(jù)初拉力F0、包角、當(dāng)量摩擦系數(shù)v求得C型帶基準(zhǔn)長度Ld= 1600mm, 根數(shù)z= 3的普通V帶傳動的極限總摩擦力 F= 2000N。當(dāng)帶速v= 7m/s時要求 傳遞功率P尸15kW，問此傳動能否正常工作？若不能正常工作，可采取哪些措 施使傳動能正常工作？（答出二種即可）44、一普通 V 帶（三角帶）傳動，采用 A 型帶，兩個帶輪的基準(zhǔn)直徑分別為 125mm 和250mm,初定中心距a0=450mm 據(jù)此，初步求得帶長Ldo = 1498mm。試：1）按標(biāo)準(zhǔn)選定帶的基準(zhǔn)長度 Ld；2）確定實際中心距。附： A 型帶的基準(zhǔn)長度系列（部分

19、值）Ld /mm： 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000,45、有一 V帶（三角帶）傳動，測量主動輪外徑 dai=190mm,從動輪外徑da2= 720mm,主動輪轉(zhuǎn)速 m=940r/min,從動輪轉(zhuǎn)速n2=233r/min , V帶型號為B型, 試求：1）傳動比；2）滑動率 （外徑da dd 2ha, B型帶ha=5mm）。46、 有一 A型V帶（三角帶）傳動，主動軸轉(zhuǎn)速 n=1480r/min，單位長度質(zhì)量 q=0.006kg/m，從動軸轉(zhuǎn)速 n2=600r/min，傳遞的最大功率 P = 1.5kW，帶速 v=7.75m/s，中心距a

20、=800mm,當(dāng)量摩擦系數(shù) =0.5，求帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2和 初拉力F。附：e=2.71 &47、 以下四種情況采用的是同樣的 V帶（三角帶）傳動，初拉力相同，張緊方 式不同，哪種情況帶可能先斷？為什么？并按壽命由長到短排出這四種傳動的順 序。第9章鏈傳動48、已知鏈節(jié)距p= 19.05mm,主動鏈輪齒數(shù) 乙=23，轉(zhuǎn)速n1=970r/min。試求平 均鏈速V。49、一滾子鏈傳動，已知傳動比i=2.78, z2=47,小鏈輪分度圓直徑di=86.395mm, 鏈的長度L = 1778mm,求鏈節(jié)數(shù)Lp。50、 單列滾子鏈水平傳動，已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速ni=970r/min，從動鏈輪轉(zhuǎn)速 n

21、2=323r/min，平均鏈速v= 5.85m/s，鏈節(jié)距p=19.05mm,求鏈輪齒數(shù)z1 z2和兩 鏈輪分度圓直徑。51、 單列滾子鏈水平傳動，已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1=965r/min，從動鏈輪轉(zhuǎn)速 n2=350r/min，平均鏈速v= 3.47m/s，鏈節(jié)距p=12.7mm,求鏈輪齒數(shù) z1 z2和兩 鏈輪分度圓直徑。52、 已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1=965r/min，傳動比i=2.76,從動鏈輪分度圓直徑 d2=190.12mm,從動鏈輪齒數(shù) 垮 47,試計算平均鏈速。53、圖示鏈傳動，小鏈輪1按什么方向旋轉(zhuǎn)比較合理（在圖中標(biāo)出）？并說明原 因。第10章齒輪傳動54、一對斜 齒圓柱齒 輪傳動

22、，由 強(qiáng)度設(shè)計 得：mn=3.5mm, z1=25 , z2=76.=10 5416。已知傳遞的功率 Pi = 75kW，轉(zhuǎn)速ni=730r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。55、手動起升裝置，采用兩級開式齒輪傳動。已知： Zi = Z3= 20, Z2 = Z4 = 60,手 柄長度L= 250mm,人手最大作用力F = 150N,卷筒直徑D = 500mm,開式齒輪 效率k= 0.96,軸承效率c=0.98,求最大起重量 W。56、圖示兩級斜齒圓柱齒輪減速器。已知輪1的螺旋線方向和III軸轉(zhuǎn)向，齒輪2 的參數(shù) mn=3mm，z2=57， =14，齒輪

23、3 的參數(shù) mn=5mm，z3=21。求：1）使II軸所受軸向力最小時，齒輪3的螺旋線應(yīng)是何旋向？在圖上標(biāo)出齒 輪2、3的螺旋線方向。2）在圖上標(biāo)出齒輪2、3所受各分力方向。3）如使II軸的軸承不受軸向力，則齒輪 3的螺旋角應(yīng)取多大值？57、分析圖中斜齒圓柱齒輪傳動的小齒輪受力，忽略摩擦損失。已知：小齒輪齒數(shù)可=19，大齒輪齒數(shù)Z2=78，法向模數(shù) mn=2mm，中心距a=100mm，傳遞功率P=15kW，小齒輪轉(zhuǎn)速ni=960r/min，小齒輪螺旋線方向左旋。求：1） 大齒輪螺旋角的大小和方向；2）小齒輪轉(zhuǎn)矩；3）小齒輪分度圓直徑d1；4）小齒輪受力（用三個分力表示）的大小和方向，并在圖上畫

24、出。58、有A、B兩個單級直齒圓柱齒輪減速器，其齒輪材料、熱處理方法、精度等 級和寬度均對應(yīng)相等。A減速器中齒輪的參數(shù)為：叫 4mm，z1A20 （齒形系數(shù)YFalA2.8，應(yīng)力修正系數(shù)YsaiA 156），Z2a4 0（泉2人24匕2人167 ）； B減速器中齒輪的參數(shù)為：mB 2mm，z1B 40 （YFA1B2.4 ,Ysa2B 167），Z2B80（YFa2B 2.22,Ysa1B 177）。若不考慮重合度影響，試分析在同樣工作條件下，哪一個減速器中齒輪強(qiáng)度高？59、求直齒圓柱齒輪傳動的從動輪受力大小和方向（用兩個分力表示）。已知:傳動功率 P1= 1kW，從動輪轉(zhuǎn)速 n2=95.5r

25、/min，z1 = 20, m=2.5mm， =20，z2=40。，已知:60、求直齒圓柱齒輪傳動的從動輪受力大小和方向（用兩個分力表示）傳動功率 P1 = 2kW，從動輪轉(zhuǎn)速 n2=95.5r/min，乙=30, = 60, m=3mm， =20。61、一對標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，已知乙=20，Z2 = 40， m=2mm， b=40mm.Ysa1=1.55, YSa2=1.67, YFa1=2.80, Yfs2=2.40, Zh=2.5, Ze=189.8(MPb嚴(yán)，Zu=1.225,P=5.5kW， n1=1450r/min, K1=K2。求：F1/ F2和 H1/ H2。注:F bm 譙

26、冷，H ZeZhZ, bd162、一對斜齒圓柱齒輪傳動，由強(qiáng)度設(shè)計得：mn=3.5mm,可=25 , Z2=76,=10 5416。已知傳遞的功率 Pi = 75kW，轉(zhuǎn)速ni=730r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。63、一對斜齒圓柱齒輪傳動，由強(qiáng)度設(shè)計得：mn=3mm, zi=25, z2=75， =8 0634已知：傳遞的功率P1 = 70kW，轉(zhuǎn)速n1=750r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩 擦損失），并在圖中示出各分力的方向。64、設(shè)計如圖所示齒輪減速傳動時，已知輸入軸轉(zhuǎn)速n1=730r/min，輪1、2的傳動比i1=1.5,輪2、3的傳

27、動比i2=2,每天工作8h,每年工作260天，預(yù)期壽命10年。求各齒輪的接觸應(yīng)力及彎曲應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)N。2 j65、圖示標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動，z1為左旋,z1 = 29, z2= 70, z3= 128, a1=100mm, a2=200mm, mn=2mm,功率 P1 = 3kW, n1=100r/min （忽略摩擦，輪 1 主動），求Z2受力（各用三個分力表示），并在圖上標(biāo)出66、如圖所示手動提升裝置，采用兩級直齒圓柱齒輪傳動，兩級齒輪傳動的中心 距a、模數(shù)m均相等，且乙=Z3, Z2= Z4。勻速提升重物 W= 3500N,卷筒直徑D=350mm,手柄長度L = 200mm,傳動總效率

28、=0.80,求:1）此裝置的總傳動比i;2）各級齒輪的傳動比d i2。3）作用在手柄上的圓周力Ft67、圖示為一對錐齒輪與一對斜齒圓柱齒輪組成的二級減速器。已知：斜齒輪mn=2mm, Z3=25， z4=53, II 軸轉(zhuǎn)矩 T2=1210Nmm。1）如使0、Z4的中心距a=80mm,問斜齒輪螺旋角 =?2）如使II軸軸向力有所抵消，試確定Z3、Z4的螺旋線旋向（在圖上表示）,并計算Fa3的大小，其方向在圖上標(biāo)出68、圖示直齒圓柱齒輪變速箱，長期工作，各對齒輪的材料、熱處理、載荷系數(shù)、 齒寬、模數(shù)均相同，不計摩擦損失。已知： z1 = 20，z2= 80，z3 = 40, 4 = 60，乓=3

29、0, Z6= 70。主動軸I的轉(zhuǎn)速ni=1000r/min，從動軸II的轉(zhuǎn)矩T2恒定。試分析哪對齒輪接觸強(qiáng)度最大，哪對最小69、圖示傳動系統(tǒng)中，1、2為錐齒輪，3、4為斜齒輪，5為蝸桿，6為蝸輪，小 錐齒輪為主動輪，轉(zhuǎn)向如圖所示，試從各軸受軸向力較小要求出發(fā)， 在圖上畫出 各輪的轉(zhuǎn)動方向、螺旋線方向及軸向力方向。70、在圖示傳動系統(tǒng)中，已知輸入軸I的轉(zhuǎn)向，要求蝸輪的轉(zhuǎn)向為順時針轉(zhuǎn)動, 試：1）確定蝸輪的螺旋線方向；2）為了使軸II、III上各傳動件的軸向力相抵消一部分，在圖上畫出各齒輪 的螺旋線方向；3）在各對傳動的嚙合處畫出各齒輪和蝸桿所受的軸向力。71、有一雙頭蝸桿傳動，蝸桿主動，轉(zhuǎn)速 9

30、60r/min, z2=61, m=8mm, d=80mm,當(dāng)量摩擦系數(shù)v=0.08,蝸桿輸入功率P尸7kW，求：1）蝸桿分度圓導(dǎo)程角；2） 蝸桿傳動效率（只考慮傳動嚙合效率，忽略攪油及軸承損失）；3）蝸輪轉(zhuǎn)向；4）蝸輪所受三個分力的大小并在圖上表示其方向。72、有一閉式普通圓柱蝸桿傳動，蝸桿軸的輸入功率P=3kW,轉(zhuǎn)速ni=1430r/min,設(shè)計時選用鋼制蝸桿（45鋼），硬度V45HRC,蝸輪用ZCuSn10P砂模鑄造，b= 220MPa,彈性系數(shù)Ze 160. MPa ,當(dāng)量摩擦系數(shù) 尸0.03,傳動參數(shù)為：蝸桿頭數(shù)乙=2, 蝸輪齒數(shù)Z2 = 52,模數(shù)m=6mm,蝸桿直徑系數(shù)q=9，載

31、荷穩(wěn)定（載荷系數(shù) K =1.1）,試按接觸疲勞強(qiáng)度計算該蝸桿傳動的使用壽命單位h（小時）。9.47KT2注:( 1) HZe d1d-cos H2 H 09 B8 N07斗Nv73、圖示為開式蝸桿-斜齒圓柱齒輪傳動，已知蝸桿主動，大齒輪 4的轉(zhuǎn)向及螺 旋線方向如圖示，試畫出：1）軸I、II的轉(zhuǎn)向。2）使軸II上兩輪的軸向力抵消一部分時蝸輪、蝸桿的螺旋線方向。3）蝸輪2和齒輪3的受力圖（用分力表示）。第12章滑動軸承74、有一液體動壓滑動軸承，軸頸直徑為100mm，半徑間隙為0.1mm,偏心距離為0.06mm，求此時的最小油膜厚度hmin大小。75、有一不完全液體潤滑（混合潤滑）徑向滑動軸承，寬

32、徑比B/d= 1.5,軸頸直徑 d=100 mm,軸承材料為青銅，p = 5 MPa, V=3 m/s，pV|=10 MPa.m/s。試求軸轉(zhuǎn)速分別為以下三種數(shù)值時，軸允許最大載荷各為多少。（1） n=250 r/min； （2） n=500 r/min ； （3） n=1000 r/min。76、一液體動力潤滑向心滑動軸承，軸頸上載荷 F = 100kN，轉(zhuǎn)速n=500r/min， 軸頸直徑 d=200mm，軸承寬徑比 B/d=1，軸及軸瓦表面的粗糙度為Rz1 =0.0032mm, Rz2=0.0063mm,設(shè)其直徑間隙 =0.250mm，工作溫度為 50 C,潤滑油運動粘度50=50cSt

33、,密度50 = 0.9 g/cm3，試校核其最小油膜厚度是否滿足軸承工作可靠性要求。附：Cp2 VBhminr (1偏心率B/d0.50.60.650.70.750.80.85承載量系數(shù)Cp1.00.8531.2531.5281.9292.4693.3724.80877、計算一包角為180的液體動壓潤滑滑動軸承，已知軸頸直徑 d=150mm,軸 承寬度B= 90mm,載荷F = 15000N,轉(zhuǎn)速n=1500r/min，相對間隙 =0.002,潤 滑油工作粘度=0.0198Pas,軸頸和軸瓦表面不平度的平均高度 Rzi=Rz2=3.2 m, 試計算：最小油膜厚度hmin及其安全系數(shù)S為多少。l

34、l417/)-k.9fj.XTI：!a?f.d-JtVTXu/、-W/yxj/LX /j_1 u_ -二. 亠:活1_ 十;1-1578、判斷圖示兩種推力軸承是否可能建立動壓潤滑油膜。第13章滾動軸承79、 軸系由一對相同的圓錐滾子軸承支承，兩軸承的當(dāng)量動載荷分別為P仁4800N, P2= 7344N，軸轉(zhuǎn)速n=960r/min,若要求軸承預(yù)期壽命 Lh 24000 h , 軸承的基本額定動載荷應(yīng)為多少？80、 斜齒輪軸系由一對角接觸球軸承支承，軸承的基本額定動載荷 Cr=12.3 kN, 軸轉(zhuǎn)速n=960r/min ,兩軸承當(dāng)量動載荷分別為 Pi = 1078 N, P2= 1342 N,試

35、計算 各軸承的壽命，若要求一班制工作十年（按每年工作 260天計算），軸承是否滿 足要求？81、深溝球軸承6210 （舊 210）的基本額定動載荷為Cr1=27.5kN，圓柱滾子軸承N210 （舊 2210）的基本額定動載荷為Cr2=42.0kN，某軸系上軸承受徑向力Fr=4500N ,fd=1.2,若采用N210軸承取代6210軸承，壽命可提高為原來的幾倍？82、試計算圖示各軸承所受的軸向載荷（內(nèi)部軸向力Fs= 0.7Fr）血二35&0 V 一曠祖0 K83、軸系支承在一對反安裝的角接觸球軸承 7209AC （舊 46209）上，軸上有徑 向載荷Fr = 2000N，內(nèi)部軸向力Fs= 0.7

36、Fr,求：1）兩軸承各受多大的徑向力和軸向力。2）哪個軸承的壽命低，為什么？!a-84、懸臂起重機(jī)用的圓錐齒輪減速器主動軸采用一對 30207圓錐滾子軸承（如下 圖），已知錐齒輪平均模數(shù) mm=3.6mm,齒數(shù)z= 20,轉(zhuǎn)速n=1450r/min，輪齒上 的三個分力Ft= 1300N, Fr=400N, Fa=250N,軸承工作時受有中等沖擊載荷（可取沖擊載荷系數(shù)fd=1.5），要求使用壽命不低于12000h,試校驗軸承是否合用注：30207，內(nèi)部軸向力 Fs J, e 0.38。當(dāng)孑 e, X 0.4, Y 16 ；29400 N 。當(dāng)Fa e, X=0.4, Y=1.6, Fs=Fr/3

37、.2。02200086、斜齒輪軸由一對角接觸球軸承 7307AC （舊 46307）支承，軸承正安裝，已 知Fr1=2600 N, Fr2=1900 N, Fa=600 N,軸承計算有關(guān)系數(shù)如下表：eFa/FreFa/Fr三 eFs0.7X=0.41 , Y=0.85X=1 , Y=00.7Fr試求：1）軸承的內(nèi)部軸向力FS1、FS2，并圖示方向；2）軸承的軸向力Fa1、Fa2；3） 軸承的當(dāng)量動載荷 P1、P2,并判斷危險軸承（fd = 1，內(nèi)部軸向力也稱派生軸向力）87、軸系由一對反安裝的角接觸球軸承 7205AC （舊 46205）支承（如圖），轉(zhuǎn)速 n=730r/min， FR=3500N，fd=1.2。1） 按圖示情況分析兩軸承受力（求徑向力Fr、軸向力Fa、當(dāng)量動