機械設計-習題集答案_第1頁
機械設計-習題集答案_第2頁
機械設計-習題集答案_第3頁
機械設計-習題集答案_第4頁
機械設計-習題集答案_第5頁
已閱讀5頁,還剩21頁未讀, 繼續(xù)免費閱讀

下載本文檔

版權說明:本文檔由用戶提供并上傳,收益歸屬內容提供方,若內容存在侵權,請進行舉報或認領

文檔簡介

...wd......wd......wd...第一章緒論1-1機器的基本組成要素是什么答:機械零件1-2什么是零件什么是構件什么是部件試各舉三個實例。答:零件是組成機器的不可拆的基本單元,即制造的基本單元。如齒輪、軸、螺釘?shù)?。構件是組成機器的運動的單元,可以是單一整體也可以是由幾個零件組成的剛性構造,這些零件之間無相對運動。如內燃機的連桿、凸緣式聯(lián)軸器、機械手的某一關節(jié)等。部件是由一組協(xié)同工作的零件所組成的獨立制造或獨立裝配的組合體,如減速器、離合器、聯(lián)軸器。1-3什么是通用零件什么是專用零件答:通用零件在各種機器中經常都能用到的零件,如:齒輪、螺釘、軸等。在特定類型的機器中才能用到的零件,如:渦輪機的葉片、內燃機曲軸、減速器的箱體等。1-4機械設計課程研究的內容是什么答:機械系統(tǒng)設計的根基知識和一般尺寸和參數(shù)的通用零件設計方法。第二章機械設計總論2-1答:一臺完整的機器通常由原動機、執(zhí)行局部和傳動局部三個基本局部組成。原動機是驅動整部機器以完成預定功能的動力源;執(zhí)行局部用來完成機器的預定功能;傳動局部是將原動機的運動形式、運動及動力參數(shù)轉變?yōu)閳?zhí)行局部所需的運動形式、運動及動力參數(shù)。2-2答:設計機器應滿足使用功能要求、經濟性要求、勞動保護要求、可靠性要求及其它專用要求。設計機械零件應滿足防止在預定壽命期內失效的要求、構造工藝性要求、經濟性要求、質量小的要求和可靠性要求。2-3答:機械零件常見的失效形式:整體斷裂、過大的剩余變形、零件的外表破壞以及破壞正常工作條件引起的失效等。常用的計算準那么主要有強度準那么、剛度準那么、壽命準那么、振動穩(wěn)定性準那么和可靠性準那么。2-4答:強度要求為確保零件不發(fā)生斷裂破壞或過大的塑性變形。強度條件為。提高機械零件的強度,可以采?。篴、采用強度高的材料,使零件具有足夠的截面尺寸;b、合理地設計零件的截面形狀,增大截面的慣性矩;c、采用熱處理和化學處理方法,提高材料的力學性能;d、提高運動零件的制造精度,降低工作時的動載荷;e、合理配置零件的位置,降低作用于零件上的載荷等。2-9答:HT150:灰鑄鐵,抗拉強度為150MPaZG230-450:鑄鋼,屈服強度為230MPa,抗拉強度為450MPa65Mn:優(yōu)質碳素構造鋼,含碳量為0.65%,含錳量<1.5%45:優(yōu)質碳素構造鋼,含碳量為0.45%Q235:普通碳素構造鋼,屈服強度為235MPa40Cr:中碳合金鋼,含碳量為0.40%,含鉻量<1.5%20CrMnTi:低碳合金鋼,含碳量為0.20%,含鉻、錳、鈦量<1.5%ZCuSn10Pb5:鑄造錫青銅,含錫量為10%,含鉛量為5%第三章機械零件的強度3-1外表化學熱處理、外表淬火、外表硬化加工3-2〔3〕3-3截面形狀突變增大3-4〔1〕〔1〕3-5〔1〕3-7答:當應力循環(huán)次數(shù)大于N0時,不管應力循環(huán)多少次,材料破壞的極限應力變化不大,視為恒定,所以將應力循環(huán)次數(shù)大于N0以后的壽命段稱為無限壽命區(qū)。所以只要施加在材料上的應力不超過循環(huán)基數(shù)所對應的極限應力,那么不管應力循環(huán)多少次,材料都不會發(fā)生破壞,因此稱循環(huán)基數(shù)對應的極限應力稱為材料的疲勞極限。3-8答:圖〔a〕中,為靜應力,r=1;圖〔b〕中,為對稱循環(huán)變應力,r=-1;圖〔c〕中,為非對稱循環(huán)變應力,0<r<1。3-9答:彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)是材料對稱循環(huán)彎曲疲勞極限與零件對稱循環(huán)彎曲疲勞極限的比值,不對稱循環(huán)時,為材料與零件的極限應力幅的比值。它與零件的尺寸及幾何形狀變化、加工質量及強化因素有關。它使得零件的疲勞極限相對于材料的疲勞極限有所降低,對于靜強度那么沒有影響。3-10答:零件等壽命疲勞曲線的疲勞極限線是材料試件等壽命疲勞曲線的疲勞極限線按比例下移,而靜強度極限線與材料試件等壽命疲勞曲線的靜強度極限線一樣。作業(yè):3-1:,,,,,。求N1、N2、N3的有限壽命彎曲疲勞極限。解:∵,<NC=,∴3-5:圓軸軸肩尺寸為,,;該軸肩材料的力學性能為,,,;不安全截面上的平均應力,。按求該截面的計算安全系數(shù)Sca。解:〔1〕∵∴,∴,,〔2〕查附圖3-1,材料的敏性系數(shù);,查附表3-2(彎曲,插值法),軸肩圓角處的理論應力集中系數(shù);軸肩的彎曲有效應力集中系數(shù)查附圖3-2,尺寸及截面形狀系數(shù);查附圖3-4,外表質量系數(shù);查附表3-10,化學熱處理的強化系數(shù)〔有應力集中〕;由公式〔3-12〕,彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)系數(shù)由公式〔3-8〕,零件的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限為。所以有,,〔3〕在極限應力線圖中標出點和的位置。所以∴3-20一零件由45鋼制成,材料的力學性能為:,,材料常數(shù)。零件上的最大工作應力為,最小工作應力為,應力變化規(guī)律為,彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù),試畫出零件的極限應力線圖,在圖上找出零件的工作應力點和極限應力點,并用圖解法確定該零件的計算安全系數(shù)。解:,∵,∴零件極限應力線圖上的特殊點A〔0,〕、、D〔,0〕為A〔0,150〕、C〔250,125〕、D〔360,0〕,據(jù)此作出零件的極限應力線圖,在圖上找出零件的工作應力點和極限應力點,由圖中量得,第5章螺紋連接和螺旋傳動5-1大徑中徑〔P69式5-4、5〕小徑5-2降低3升高1升高1降低35-32過渡配合5-490%螺紋根部5-535-6〔4〕,5-10答:普通螺栓連接的主要失效形式:螺栓桿螺紋局部拉斷;設計準那么:保證螺栓桿的拉伸強度。鉸制孔用螺栓連接的主要失效形式:螺栓光桿被剪斷和螺栓桿與孔壁的貼合面發(fā)生壓潰;設計準那么:保證螺栓光桿的剪切強度和連接的擠壓強度。5-13答:螺栓性能等級為8.8級,小數(shù)點前的8代表該螺栓抗拉極限的1/100,小數(shù)點后的8表示該螺栓屈服極限與抗拉極限的比值的10倍。5-15答:螺栓所受的總拉力,,當F0一定,軸向外載在0~F之間變化時,由公式可看出:Cb↑,Cm↓,F(xiàn)2↑,連接的疲勞強度降低,連接的嚴密性增加;與此相反,Cb↓,Cm↑,F(xiàn)2↓,連接的疲勞強度提高,連接的嚴密性降低。5-16答:保證連接嚴密性和靜強度要求的前提下,要提高疲勞強度,必須↓Cb,↑Cm,同時適當增加預緊力。5-21如以下列圖一牽引鉤用2個M12〔d1=10.106mm〕的普通螺栓固定于機體上,:接合面摩擦系數(shù)f=0.2,防滑系數(shù)Ks=1.2,螺栓力學性能等級為6.8級,安全系數(shù)S=3,試計算該螺栓組允許的最大牽引力F。解:螺栓性能等級為6.8級,許用應力螺栓允許的預緊力連接允許的牽曳力5-23圖示凸緣聯(lián)軸器〔GB/T5843-2003〕的型號為YLD10,允許傳遞最大轉矩T為630Nm。兩半聯(lián)軸器采用4個M12的鉸制孔用螺栓連接,螺栓規(guī)格為M12×60〔GB/T27-1988〕,螺紋段長22mm,,螺栓的性能等級為8.8級,聯(lián)軸器材料為HT200,試校核其連接強度。解:安全系數(shù),〔P87,表5-10〕每個螺栓的橫向載荷許用應力,∴強度足夠。5-24受軸向載荷的緊螺栓連接,被連接鋼板間采用橡膠墊片,螺栓的相對剛度為0.9。預緊力F0=1500N,當軸向工作載荷F=1000N時,求螺栓所受的總拉力及被連接件之間的剩余預緊力。解:5-25鉸制孔用螺栓組連接的三種方案如以下列圖。L=300mm,a=60mm,試求螺栓連接的三個方案中,受力最大的螺栓所受的力各為多少哪個方案最好解:三個方案中都是把工作載荷F移動至螺栓組連接的形心上,這樣將工作載荷轉變?yōu)檫^形心的橫向載荷F和繞形心的轉矩T。在橫向力F作用下,單個螺栓所受力為。在轉矩T作用下,單個螺栓所受力大小與三個方案螺栓布置方式有關。因此單個螺栓所受總載荷與各自的布置方式有關,現(xiàn)分別討論。方案1:在轉矩T作用下,1、3螺栓〔2螺栓不受轉矩影響〕所受力大?。?螺栓受力最大,為方案2:在轉矩T作用下,1、3螺栓〔2螺栓不受轉矩影響〕所受力大?。?、3螺栓受力一樣為方案3:在轉矩T作用下,單個螺栓所受力大小:2螺栓受力最大,為對3個方案進展比較,發(fā)現(xiàn),,,很明顯,方案3較好??紤]:如果換成普通螺栓,結果會怎樣第6章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接6-1〔4〕6-2工作面被壓潰工作面的過度磨損6-3〔4〕6-4小徑齒形作業(yè)題:6-1為什么采用兩個平鍵時,一般布置在沿周向相隔180°的位置;采用兩個楔鍵時,相隔90°~120°;而采用兩個半圓鍵時,卻布置在軸的同一母線上這是從盡量減小對軸的強度削弱考慮的,同時又考慮了各類鍵的特點。兩個平鍵相隔180°布置,工作面上產生的擠壓力的方向正好相反,不會產生附加應力,并且全部轉化為扭轉力矩,減少了軸受損的可能。假設兩個平鍵相隔不為180°如以下列圖,,;工作面上產生的擠壓力在軸上的合力不為零,大小為;這個力相當于軸上的附加力,對軸的工作產生不利影響。采用兩個楔鍵時,如果也相隔180°布置,那么楔緊時只是兩個楔鍵的頂面與輪轂鍵槽的底面接觸,軸和輪轂不接觸,工作可靠性差。兩個楔鍵相隔90°~120°那么楔緊后軸和輪轂也接觸楔緊,增加了工作可靠性。由于軸上半圓鍵槽較深,在同一截面處加工出兩個鍵槽會大大削弱軸的強度,所以采用兩個半圓鍵時應布置在軸的同一母線上。6-4圖示的凸緣半聯(lián)軸器及圓柱齒輪,分別用鍵與減速器的低速軸相連接。試選擇兩處鍵的類型及尺寸,并校核聯(lián)接的強度。軸的材料為45鋼,傳遞的轉矩T=1000N·m,齒輪用鍛鋼制成,半聯(lián)軸器用灰鑄鐵制成,工作時有輕微沖擊。解:半聯(lián)軸器軸頸處,,選取A型普通平鍵,鍵寬,鍵高,鍵長。。齒輪軸頸處,,選取A型普通平鍵,鍵寬、鍵高、鍵長。第八章帶傳動8-1〔2〕8-2〔3〕〔3〕8-3緊松邊拉應力離心拉應力彎曲應力緊邊繞入小帶輪處8-4〔2〕8-5預緊力小輪包角摩擦系數(shù)8-68-78-88-98-108-11答:主要是考慮繞入主動輪處帶內彎曲應力的影響,實驗用帶傳動的主從動帶輪齒數(shù)一樣,,所能傳遞的功率要比時要小,所以當時,這時所能傳遞的功率增大。8-128-138-148-158-16方案a〕,因為首先該題針對帶傳動而言,所以從帶傳動角度出發(fā)分析增速要求。方案1和方案2均減小傳動比,可以起到增速的作用,但從減小帶的最大應力出發(fā),采用方案1更合理。8-20解:查表8-4a,,,單根普通V帶的基本額定功率查表8-4b,A型帶,,,功率增量小帶輪包角查表8-5,,帶的基準長度由表8-2,普通V帶基準長度取為,由表8-7,一天運轉8h,工作載荷變動較大,∴8-21解:1.確定計算功率查表8-7,,∴2.選取V帶帶型由圖8-11,,,選取A型V帶查表8-4a,,,單根普通V帶的基本額定功率查表8-4b,A型帶,,,功率增量5.計算主動輪包角小帶輪包角查表8-5,,4.確定V帶基準長度帶的基準長度由表8-2,普通V帶基準長度取為,6.計算V帶根數(shù),∴V帶根數(shù)8-24答:應逆時針轉動較好,使松邊在上。圖a方案中應使張緊輪放在松邊外側,靠近小輪,以增大小輪包角;圖b方案中應使張緊輪放在松邊內側,防止帶雙向彎曲,并靠近大輪。作業(yè):8-1解:,∴,。。8-2解:∵,;∴,8-4解:1.確定計算功率查表8-6,,∴2.選取V帶帶型由圖8-9,選取B型V帶3.確定帶輪基準直徑;查表8-3,取,∴查表8-7,取從動輪轉速從動輪轉速誤差帶速4.確定V帶基準長度和傳動中心距根據(jù),初取由表8-2,V帶基準長度取為由式〔8-21〕計算傳動中心距。5.計算主動輪包角。6.計算V帶根數(shù)查表8-5a、b得,,;查表8-8、表8-2得,,;由式〔8-22〕得,∴V帶根數(shù)。7.計算預緊力查表8-4,B型V帶,由式〔8-23〕得。8.計算壓軸力第9章鏈傳動9-1〔3〕9-2外鏈板與銷軸內鏈板與套筒滾子與套筒套筒與銷軸9-3套筒與銷軸9-4越高越大越少9-5鏈板的疲勞破壞鉸鏈的磨損鉸鏈的膠合鏈條的靜力拉斷鏈板的疲勞破壞9-69-79-89-99-109-119-129-139-149-159-169-179-18答:〔1〕21,減??;〔2〕90,不變9-19解:由圖9-11,,08A型鏈,∴額定功率由圖9-13,,查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)又因為,,因此至少需要四排鏈。9-20解:由表9-6,,16A型鏈,額定功率由圖9-13,,查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù);單排鏈,;鏈條可以傳遞的功率為作業(yè)9-1答:圖a和圖b均逆時針方向回轉,即緊邊在上、松邊在下合理。圖c垂直布置時,下垂量增大會減少下鏈輪有效嚙合齒數(shù),降低傳動能力,為此應采用:a〕中心距可調;b〕設張緊裝置;c〕上下兩輪錯開,使兩輪軸線不在同一鉛垂面內。9-3解:查表9-1,∵,∴滾子鏈的鏈號應為16A,節(jié)距。由圖9-11,∵,∴額定功率由圖9-13,,查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù);單排鏈,;故鏈條可以傳遞的功率為9-4解:1.選擇鏈輪齒數(shù)選取,。2.計算功率3.初定鏈條的節(jié)距查圖9-11,,,選鏈號為單排鏈,4.計算鏈條鏈節(jié)數(shù)5.計算實際中心距6.驗算鏈速第十章齒輪傳動10-11734581026910-2〔2〕10-3(1)10-4(3)10-5減小動載荷系數(shù)減小齒向載荷分配不均勻系數(shù)10-6制造安裝精度和圓周速度10-7〔1〕10-8(2)10-91/100脈動10-10齒寬中點處10-131516171810-19〔1〕彎曲應力減小,接觸應力不變〔2〕彎曲應力減小,接觸應力減小〔3〕彎曲應力增大一倍,接觸應力不變10-26答:〔1〕,〔2〕,作業(yè):10-1解:10-2解:〔1〕B輪是惰輪,齒根彎曲應力是對稱循環(huán)變應力。查圖10-21d),接觸疲勞極限應力,彎曲疲勞極限應力。許用應力為:;〔2〕B輪是主動輪,齒根彎曲應力是脈動循環(huán)變應力。查圖10-21d),接觸疲勞極限應力,彎曲疲勞極限應力。許用應力為:;10-7解:該齒輪傳動的承載能力由齒面接觸強度所限定。1.計算按齒面接觸強度所限定的轉矩,由式〔10-21〕得:1〕小齒輪分度圓直徑。2〕齒寬系數(shù)。3〕查圖10-26,,端面重合度。4〕齒數(shù)比。5〕由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。6〕由圖10-30查得區(qū)域系數(shù)。7〕小齒輪合金鋼調質260HBS,由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞極限;大齒輪碳鋼調質220HBS,由圖10-21d查得大齒輪的接觸疲勞極限。8〕計算接觸疲勞許用應力由式〔10-13〕計算應力循環(huán)次數(shù)。由圖10-19查接觸疲勞壽命系數(shù),。取失效概率為1%,安全系數(shù),由式〔10-12〕,。斜齒輪的接觸疲勞許用應力。9〕計算載荷系數(shù)按輕微沖擊,由表10-2查得。小齒輪圓周速度,精度等級8級,由圖10-8查得動載系數(shù)。查表10-3,按,齒間載荷分配系數(shù)。查表10-4,接觸疲勞齒向載荷分布系數(shù)。齒高與齒寬之比,從圖10-13中查得彎曲強度齒向載荷分布系數(shù)。載荷系數(shù)。代入以上各項數(shù)值,計算出按齒面接觸強度所限定的轉矩為:2〕計算該傳動所能傳遞的功率圓周力,符合假設。該齒輪傳動能夠傳動的功率為10-26答:〔1〕,〔2〕,第十一章蝸桿傳動11-1〔課本〕答:11-14答:〔1〕有錯誤,,因為,而,其大小已標準化?!?〕錯誤,因為,中心距應為?!?〕錯誤,。11-23圖示為某起重設備的減速裝置。各輪齒數(shù)z1=z2=20,z3=60,z4=2,z5=40,輪1轉向如以下列圖,卷筒直徑D=136mm。試求:(1)此時重物是上升還是下降?(2)設系統(tǒng)效率η=0.68,為使重物上升,施加在輪1上的驅動力矩T1=10N·m,問重物的重量是多少?解:〔1〕,行星架H的轉向與中心輪1的轉向相反,所以蝸桿4的轉向標示為箭頭向下,又因為蝸桿4為右旋,采用右手定那么,所以蝸桿4軸向力向右,蝸輪5的圓周力向左,因此蝸輪4順時針方向旋轉,重物下降?!?〕,,,11-29答:不合理,把鏈傳動布置在帶式運輸機的輸入側。第11章作業(yè)題:11-17圖示為簡單手動起重裝置。假設按圖示方向轉動蝸桿,提升重物G,試確定:〔1〕蝸桿和蝸輪齒的旋向;〔2〕蝸輪所受作用力的方向;〔3〕當提升或將下重物時,蝸輪輪齒是單側受載還是雙側受載答:Ft2Ft2Fr2Ft2Fa1G11-28、件1、5為蝸桿,件2、6為蝸輪,件3、4為斜齒圓柱齒輪,件7、8為直齒錐齒輪。蝸桿1主動,要求齒輪8的回轉方向如圖示。試標出:1〕各軸的回轉方向。2〕考慮三根軸上所受軸向力能抵消一局部,定出各輪的螺旋線方向。3〕各輪的軸向分力的方向。11-1低好1、2、4、611-220Cr或40Cr滲碳淬火錫青銅11-3〔4〕11-4〔3〕11-5油池潤滑噴油潤滑11-10答:蝸桿傳動中,為保證正確嚙合,用與蝸桿具有同樣尺寸的蝸輪滾刀加工與其配對的蝸輪。這樣,一種尺寸的蝸桿對應一種尺寸的蝸輪滾刀。同一模數(shù)下,蝸桿的直徑有很多,蝸輪滾刀的數(shù)目也會很多。因此,為限制蝸輪滾刀的數(shù)目及便于滾刀標準化,每種模數(shù)下規(guī)定了一定數(shù)目的蝸桿分度圓直徑,將其標準化。11-12答:影響蝸桿傳動效率的主要因素有嚙合摩擦、軸承摩擦及濺油損耗。11-13答:蝸輪材料的許用接觸應力確實定方式主要由蝸輪材料的主要失效形式所決定的?;诣T鐵、高強青銅蝸輪〔σB≥300MP〕主要失效形式為膠合,按接觸強度進展條件性設計,其[σH]與應力循環(huán)次數(shù)N無關,按Vs大小查取。錫青銅蝸輪〔σB<300MP〕主要為點蝕失效,為接觸疲勞問題,所以[σH]與應力循環(huán)次數(shù)N有關。第十二章滑動軸承12-3限制壓力過大擠出潤滑油使軸瓦產生磨損限制軸承的溫升12-29補充1試分析圖12-29所示四種摩擦副,在摩擦面間哪些摩擦副不能形成油膜壓力,為什么〔為相對運動速度,油有一定的粘度?!硤D12-29答:題12-29圖中的四種摩擦副,只有圖c能形成油膜壓力,其他三種摩擦副均不能形成油膜壓力。這是因為圖a的摩擦副沒有楔形間隙;圖b的摩擦副不是沿邊運動方向呈從大到小的楔形間隙;圖d的摩擦副兩平面間沒有相對運動速度。12-30補充2當油的動力粘度及速度v足夠大時,試判斷題12—30圖所示的滑塊建設動壓油膜的可能性。A.可能B.不可能C.不一定圖12-3012-31動壓潤滑滑動軸承能建設油壓的條件中,不必要的條件是D。A.軸頸和軸承間構成楔形間隙B.充分供應潤滑油C.軸頸和軸承外表之間有相對滑動D.潤滑油溫度不超過5012-32形成液體動力潤滑的必要條件1、2、3,而充分條件是。答:12-1〔3〕12-2〔2〕12-4增大減小12-5〔2〕12-19答:第十三章滾動軸承13-1〔1〕N316/P651316〔2〕51316N316/P6〔3〕6306/P551316〔4〕6306/P5〔5〕3030613-2〔1〕13-9答:一個30000或70000型軸承只能承受單向軸向力,所以該類型軸承只能成對使用。正裝指軸承的外圈窄邊相對,軸承的支撐反力作用點的跨距較小,派生軸向力相對;反裝指軸承的外圈寬邊相對,軸承支撐反力作用點的跨距較大,派生軸向力相背。面對面安裝即正裝,背對背即反裝。13-13答:常見的失效形式為點蝕、磨損、膠合、斷裂等,壽命公式是針對點蝕失效形式建設起來的,L是基本額定動載荷為C的軸承所受當量動載荷為P時的壽命。作業(yè)題13-1答:N307/P4、6207、30207的內徑為35mm,51301的內徑為12mm。N307/P4公差等級最高,6207允許的極限轉速最高,N307/P4承受徑向能力最強,51301不能承受徑向載荷。13-6解:圓錐滾子軸承反裝,查手冊知30207的基本額定動載荷為54200N,e=0.37,Y=1.6?!?〕兩軸承的徑向載荷Fr1和Fr2Fr1=875.65N,F(xiàn)r2=1512.62N〔2〕兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2因為所以1被壓緊,2被放松。 ,〔3〕兩軸承的當量動載荷因為 ,所以X1=0.4,Y1=1.6; X2=1,Y2=0即有〔4〕驗算軸承的壽命因為P1>P2,所以按軸承1的受力大小驗算eFa/Fr≤eFa/Fr>e0.35XYXY100.41.7故所選軸承滿足壽命要求。補充:某轉軸兩端各用一個30204軸承支撐,軸上載荷Fre=1000N,F(xiàn)ae=300N,軸轉速為1000r/min,載荷系數(shù)fp=1.2,常溫下工作。求:1〕兩支點反力;2〕兩軸承的當量動載荷;3〕不安全軸承的壽命。:30204軸承基本額定動載荷C=28.2KN,且有Fd=Fr/〔2Y〕,Y=1.7。有關數(shù)據(jù)如下:解:正裝,派生軸向力如以下列圖,左軸承為1軸承,右軸承為2軸承?!?〕兩支點反力因為所以2被壓緊,1被放松。 ,〔2〕兩軸承的當量動載荷因為 ,所以X1=1,Y1=0; X2=0.4,Y2=1.7即有3〕不安全軸承的壽命P1<P2,所以2軸承為不安全軸承,其壽命為補充習題1:一軸由兩個角接觸球軸承〔Fd=0.68Fr〕,F(xiàn)1=10KN,F(xiàn)2=5KN,a=100mm,b=300mm,c=50mm,軸轉速n=100r/min,沖擊載荷系數(shù)fa=1.2,預期使用壽命[Lh]=5000h。求軸承額定動載荷為多少〔注:e=0.68。Fa/Fr≤e時,X=1且Y=0;Fa/Fr>e時,X=0.41且Y=0.87〕解:〔1〕求支點反力因為<,所以1軸承壓緊,2軸承被放松。所以 ,〔2〕求額定動載荷因為 ,所以X1=0.41,Y1=0.87; X2=1,Y2=0即有按P1計算C13-3〔4〕(2)13-4單向制0負值13-5〔1〕13-6〔4〕13-15答:兩端固定支承需要調整軸承游隙??刹捎萌缦路绞剑骸?〕調整端蓋端面與外殼之間墊片的厚度;〔2〕調整軸承內圈或外圈的軸向位置。13-19答:裝配時,可通過增減套杯端面與外殼之間墊片的厚度,調整錐齒輪的軸向距離。13-27答〔a〕或〔b〕或〔c〕〔d〕〔e〕或〔f〕第15章軸作業(yè)題:15-4答:1、無定位軸肩,作為軸左端所裝配零件的右側定位方式;2、軸承端蓋孔和伸出軸間無間隙;3、軸承端蓋孔和伸出軸間無毛氈圈;4、鍵太長;5、軸承端蓋和箱體間無調整墊片;6、無非定位軸肩,區(qū)分與軸承裝配軸段和與端蓋裝配軸段;7、角接觸球軸承應正裝;8、定位套筒高度超過了軸承內圈高度;9、軸段長度與所配合齒輪的寬度相等,應小于2~3mm;10、軸承無左端定位方式;補充作業(yè)1——圖示為起重機絞車的齒輪1、卷筒2和軸3的三種連接方案。圖(a)為齒輪1與卷筒2分別用鍵固定在軸上,軸的兩端通過軸承支承在機架上;圖(b)為齒輪1與卷筒2用螺栓連接成一體空套在軸上,軸的兩端固定在機架上;圖(c)為齒輪1與卷筒2用螺栓連接成一體,并用鍵固定在軸上,軸的兩端通過軸承支承在機架上。假設外載恒定,試分析確定三種方案中:(1)軸上載荷的種類及軸的類型;(2)軸上所受應力及性質;(3)假設三種方案中軸的直徑、材料及熱處理方法一樣,試比較三種方案中軸的強度。15-7兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸,尺寸和構造如以下列圖。:中間軸轉速n2=180r/min,傳遞功率P=5.5KW。有關的齒輪參數(shù)為:齒輪2:mn=3mm,,,z2=112,右旋齒輪3:mn=4mm,,,z3=23,右旋解:1)2)求各齒輪的受力齒輪2:,,齒輪3:,,3)兩支點的反力在垂直平面內:在水平平面內:4〕求彎矩、扭矩及當量彎矩圖48.6105.648.6105.6153.76.6263.2469.111151.36+220054.81=231206.17=480.8Nm23623.69+220054.81=243678.5=493.6Nm43.56+69274.24=69317.8=263.32361.96+69274.24=267.6493.6493.6263.3480.8267.6291.8291.8523.7523.7316.2267.615-18試指出圖示小圓錐齒輪軸系中的錯誤構造,并畫出正確構造圖。15-19試指出圖示斜齒圓柱齒輪軸系中的錯誤構造,并畫出正確構造圖。強度計算:應力≤許用應力和越接近,強度越低,越遠離,強度越高。上課講例題10-1、2:今有兩對標準直齒圓柱齒輪,傳遞功率一樣,其齒輪材料熱處理方法、精度等級和齒寬均對應相等,齒輪的模數(shù)和齒數(shù)分別為:第一對m=4mm,Z1=20,Z2=40;第二對m=2mm,Z1=40,Z2=80。在同樣工況條件下工作時,求兩對齒輪彎曲應力的比值σF/σF`和接觸應力的比值σH/σH`,比較兩對齒輪的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度。提示:,解:〔1〕彎曲應力比和彎曲疲勞強度由表10-5查得:Z=20,YFa=2.80,Ysa=1.55。Z=40,YFa=2.40,Ysa=1.67。Z=80,YFa=2.22,Ysa=1.77。計算各齒輪的彎曲應力第一對齒輪:,。第二對齒輪:,兩對齒輪的應力比,。第二對齒輪比第一對齒輪的彎曲應力大,因為許用彎

溫馨提示

  • 1. 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
  • 2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權益歸上傳用戶所有。
  • 3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內容里面會有圖紙預覽,若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
  • 4. 未經權益所有人同意不得將文件中的內容挪作商業(yè)或盈利用途。
  • 5. 人人文庫網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內容的表現(xiàn)方式做保護處理,對用戶上傳分享的文檔內容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內容負責。
  • 6. 下載文件中如有侵權或不適當內容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
  • 7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

評論

0/150

提交評論