專升本設(shè)計(jì)部分

1、10.1如圖所示，兩根梁用8個(gè)4.6級(jí)普通螺栓與兩塊鋼蓋板相聯(lián)接，梁受到的拉力F=28KN，接合面摩擦系數(shù)f=0.2，可靠性系數(shù)C=1.2，控制預(yù)緊力，螺栓許用應(yīng)力=184.6Mpa，試確定所需螺栓的直徑（不必圓整）。10.2圖示兩平板用2個(gè)M20的普通螺栓聯(lián)接，承受橫向載荷F=6000N，若取接合面間的摩擦系數(shù)f=0.2，可靠性系數(shù)c=1.2，螺栓材料的許用應(yīng)力=120N/mm2，螺栓的小徑d1=17.294。試校該螺栓的強(qiáng)度。10.3、在圖示拉桿螺紋聯(lián)接中，已知拉桿所受拉力Fa=15KN，載荷穩(wěn)定，螺桿所用材料的許用應(yīng)力=178N/mm2 試計(jì)算螺紋接頭的螺紋直徑d。（不需圓整，保留小數(shù)兩

2、位）10.4有一液壓油缸，油壓p = 4 Mpa，油缸內(nèi)徑D = 150mm，若選用8個(gè)力學(xué)性能為4.8級(jí)的螺栓聯(lián)接，試計(jì)算這種螺栓的最小直徑d1應(yīng)為多少？（安全系數(shù)S=3，F(xiàn)R1.8FE ，S=320Mpa）10.5、柴油機(jī)缸蓋通過(guò)12個(gè)M22（d120mm）的普通螺栓固定在缸體上。已知：缸蓋承受的軸向工作載荷F 在0與96KN之間作周期性變化，螺栓的許用拉應(yīng)力144MPa，缸蓋與缸體之間的殘余預(yù)緊力FR =7200 N。求：1）校核螺栓的靜強(qiáng)度；2）若單個(gè)螺栓的軸向工作載荷在0FE之間變化，試問(wèn)單個(gè)螺栓所受總拉伸載荷在什么范圍變化？（10分） 10.6、圖為用6個(gè)均勻分布的普通螺栓連接的凸

3、緣聯(lián)軸器。螺栓均勻分布分布于D0=220 mm的圓周上。螺栓的許用拉伸應(yīng)力=110 MPa。兩半聯(lián)軸器間的摩擦系數(shù)f=0.12,可靠性系數(shù)KS=1.2，若該聯(lián)軸器傳遞的最大轉(zhuǎn)矩T=400 N.m ,試計(jì)算所需螺栓的小徑d1的值（保留兩位小數(shù)）。（10分）11.1圖示傳動(dòng)系統(tǒng)由直齒圓錐齒輪、斜齒輪、蝸桿傳動(dòng)組成，試求 （1）為了使、軸上的軸向力最小，求斜齒輪和蝸桿的螺旋線方向；（2）在規(guī)定的“.”處畫出各輪的軸向力方向：（3）在圖上表示出蝸輪的轉(zhuǎn)向。11.2、如圖所示為蝸桿傳動(dòng)、斜齒輪和圓錐齒輪傳動(dòng)的組合，已知輸出軸上的錐齒輪Z6的轉(zhuǎn)向n6（1）欲使中間軸、上的軸向力能部分抵消，試確定蝸桿傳動(dòng)和

4、斜齒輪的螺旋線方向和蝸桿的轉(zhuǎn)向；（2）在圖中嚙合點(diǎn)處標(biāo)出各輪軸向力Fa和圓周力Ft的方向。11.3圖示減速傳動(dòng)系統(tǒng)由V帶傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)和斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)組成，若要求V帶傳動(dòng)的緊邊在下并保證輸出軸為圖示轉(zhuǎn)向n6，試確定并在圖上標(biāo)出：大帶輪2的轉(zhuǎn)向n2；V帶出現(xiàn)最大應(yīng)力max的位置；蝸輪4的螺旋線方向；輪4、輪5所受的各嚙合分力的方向。11.4如圖所示為一蝸桿傳動(dòng)和斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)組成的兩級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)，欲使中間軸II上的軸向力能相互抵消一部分，試確定：(12分)：1）在圖上標(biāo)出斜齒輪3、4的旋向； 2）標(biāo)出蝸輪2和斜齒輪3的軸向分力方向； 3）標(biāo)出重物G的運(yùn)動(dòng)方向4）根據(jù)承受載荷類型，軸、軸III是

5、何類型的軸？ 11.5、如圖示的蝸桿-斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知蝸桿轉(zhuǎn)向（主動(dòng)）及蝸輪齒的螺旋線旋向，試在圖中直接標(biāo)出：（1）、蝸桿1螺旋線方向和蝸輪2的轉(zhuǎn)速方向n2；、（2）、齒輪3、4的轉(zhuǎn)向n3、n4和螺旋線的方向（要求中間軸軸向力抵消一部分）；（3）、標(biāo)出蝸輪2、齒輪3所受各分力的方向。（6分）11.6下圖為蝸桿、斜齒輪和圓錐齒輪傳動(dòng)的組合，右旋蝸桿1為原動(dòng)件，軸和軸上傳動(dòng)件的軸向力都能相互抵消一部分，試確定：(12分)1）蝸輪2所受軸向分力的方向； 2）確定蝸桿1的轉(zhuǎn)向；3）確定蝸輪2的轉(zhuǎn)向； 4）確定斜齒輪3的螺旋線的方向。11.7圖示為蝸桿、齒輪傳動(dòng)裝置，已知斜齒輪1為輸入齒輪，蝸輪6

6、為輸出齒輪，主動(dòng)斜齒輪的轉(zhuǎn)向和蝸桿的旋向如圖示。今欲使軸上傳動(dòng)件軸向力相抵消，試確定： 斜齒輪、輪齒的旋向；（2）蝸輪的轉(zhuǎn)向及其旋向；（3）用圖表示軸上傳動(dòng)件的受力情況（用各分力表示）。11.8一對(duì)閉式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知齒數(shù)Z124，Z269，齒形系數(shù) YFa12.62，YFa22.24，應(yīng)力校正系數(shù)YSa11.59， YSa21.75，模數(shù)m4mm，齒寬b185mm，b2=80mm, 載荷系數(shù)K1.2，輸入轉(zhuǎn)速n1960r/min，許用彎曲應(yīng)力F1245MPa，F(xiàn)2270MPa，若僅從彎曲強(qiáng)度考慮,確定該對(duì)齒輪傳動(dòng)所能傳遞的最大功率？（10分）附公式： 11.9已知某開式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)

7、的有關(guān)參數(shù)如下：模數(shù)m3mm，齒數(shù)Z132、Z2118，齒寬b195mm、 b2=90mm，齒輪的許用應(yīng)力 H1636Mpa、H2491MPa，F(xiàn)1185 Mpa、F2138MPa，齒形系數(shù)YFa12.57、YFa22.18，應(yīng)力校正系數(shù)YSa11.66、YSa21.83，輸入功率P1=22 KW ，輸入轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，載荷系數(shù)K1.5，試判斷該齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度是否滿足。（12分）附公式： H =， F=11.10輪齒疲勞折斷通常發(fā)生在什么部位？如何提高齒輪輪齒的抗彎曲疲勞折斷能力11.11某單級(jí)外嚙合直齒圓柱齒輪減速器的基本參數(shù)如下：m=3mm，Z1=24，Z2=77，B1=72m

8、m， B2=68mm.，ZE=189.8，YFa1=2.65，YSa1=1.58，YFa2=2.27，YSa2=1.76，載荷系數(shù)KH=1.72，KF=1.69，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min，單向轉(zhuǎn)動(dòng)，齒輪的許用接觸應(yīng)力： H1 = H2=1030Mpa，齒輪的許用彎曲應(yīng)力：F1 =F2=450Mpa。要求：計(jì)算確定其允許傳遞的最大功率P1 ；（2） 如改為雙向傳動(dòng)，說(shuō)明其允許傳遞的最大功率P1是否有變化？（12分）附公式： H =， F=11.12已知某直齒圓柱齒輪閉式傳動(dòng)，齒輪參數(shù)為：m3mm，Z124mm，B172mm，Z277，B2=68mm, 大小齒輪材料均為40Cr并經(jīng)表面淬火

9、處理，H11030MPa，H21053MPa，F(xiàn)1F2437MPa，ZE189.8，YFa12.65，YSa11.58，YFa22.27， YFa21.76，接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)KH1.72，彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)KF1.69，小齒輪轉(zhuǎn)速n1955r/min，試按接觸強(qiáng)度計(jì)算該齒輪傳動(dòng)所能傳遞的最大功率P1。（12分）附公式： H =， F=14.1、指出圖示軸系中的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)，并作簡(jiǎn)要說(shuō)明。14.2、指出圖示輪系中的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)，并做簡(jiǎn)要說(shuō)明。（暫不考慮潤(rùn)滑方式）、14.414.5找出圖示結(jié)構(gòu)中的錯(cuò)誤，在錯(cuò)誤處標(biāo)注數(shù)字代號(hào)，并依次說(shuō)明錯(cuò)誤的原因（10分）。 序 號(hào)錯(cuò) 誤1234567891014.7找出圖示

10、結(jié)構(gòu)中的錯(cuò)誤，并在錯(cuò)誤處標(biāo)注數(shù)字代號(hào)，依次說(shuō)明錯(cuò)誤的原因。（10分）14.3、一汽車傳動(dòng)軸，傳遞最大功率為51KW，轉(zhuǎn)速n=400r/min。該軸采用實(shí)心軸，軸材料的許用應(yīng)力=30MPa，確定軸的直徑。16.1一對(duì)反裝圓錐滾子軸承受徑向力Fr1=4000N、Fr2=2000N，軸上軸向載荷FA1=500N、FA2=1500N，計(jì)算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2和當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2，內(nèi)部軸向力F，=Fr/2Y，e=0.37，F(xiàn)a/Fr>e時(shí)X=0.4、Y=2 Fa/Fre時(shí)X=1、Y=0；16.2分析一蝸桿減速器蝸桿軸上安裝30209軸承的可行性（壽命校核）。已知軸承的徑向反力Fr1=18

11、00N，F(xiàn)r2=520N，蝸桿軸向反力FA=4100N，方向如圖所示，蝸桿軸轉(zhuǎn)速n=1440r/min，要求使用壽命為11000h，有輕度沖擊fp=1.3，ft=1。查軸承手冊(cè)得到軸承的基本額定動(dòng)載荷C=64200N，系數(shù)e=0.4，Y=1.5，當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算：P=Fr（當(dāng)Fa/ Fre），P=0.4 Fr+1.5 Fa（當(dāng)Fa/ Fr>e）。16.3某中間軸兩端采用7213AC軸承反裝，已知兩軸承的徑向載荷:Fr1=5KN、Fr2=10KN，作用在兩斜齒輪上的軸向嚙合分力Fae1=4KN、Fae2=5KN，方向如圖所示。軸承在常溫下工作（ft=1），載荷有輕微沖擊（fP=1.2），工作

12、轉(zhuǎn)速n=720r/min。預(yù)期壽命Lh=1500h，該軸承選用是否合適？（12分）(7213軸承的主要參數(shù):基本額定動(dòng)載荷=51.2KN；派生軸向力FS=0.68Fr；e=0.68,當(dāng)Fa/Fre時(shí)，x=1、y=0；當(dāng)Fa/Fr/e時(shí)，x=0.41、y=0.87) 16.4、某軸選用7208AC軸承支撐，已知兩軸承徑向載荷Fr1=1000N、Fr2=2060N，軸向外載荷FA=880N，軸承的內(nèi)部軸向力F，=0.68Fr 求：（1）兩軸承的軸向載荷Fa1、Fa2 （2）兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷（注：e=0.68，F(xiàn)a/Fr>e時(shí)X=0.41、Y=0.87；Fa/Fre時(shí)X=1、Y=0）16.5

13、如圖所示，某機(jī)械傳動(dòng)裝置中采用一對(duì)反裝的角接觸球軸承，受有載荷Fr1=2000N，F(xiàn)r2=2500N，軸上的外加軸向載荷Fa=1500N, 轉(zhuǎn)速n=5000r/min，內(nèi)部軸向力FS=0.68Fr,e=0.68, fp=1.2，ft=1，預(yù)期壽命Lh=3000小時(shí)，試計(jì)算軸承的額定動(dòng)載荷Cr 的大小。（12分） 13.1某普通V帶傳動(dòng)，傳遞功率P=30KW， 帶速V=15m/s，小帶輪包角a1=170°，當(dāng)量摩擦系數(shù)f¢=0.3，試求圓周力F及緊邊拉力F1 、松邊拉力F2、初拉力F0 （離心力不計(jì)）（10分）13.2寫出V帶傳動(dòng)的主要失效形式并說(shuō)明發(fā)生的原因？13.3圖中為普通V帶傳動(dòng)簡(jiǎn)圖，且輪1為主動(dòng)帶輪，要求該V帶傳動(dòng)工作時(shí)緊邊在下方，寫出圖中最大應(yīng)力點(diǎn)的位置，并寫出最大應(yīng)力計(jì)算公式。（4分） 13.4帶傳動(dòng)的功率為15KW，帶速v=15m/s，緊邊拉力是松邊拉力的2倍，求緊邊拉力F1，有效拉力F和初拉力F0。15.1、有一非液體摩擦向心滑動(dòng)軸承，已知軸承承受徑向載荷F=20000N,軸頸直徑d=100mm，軸瓦寬度B=120