機(jī)械設(shè)計總復(fù)習(xí)

第4章帶傳動1、圖示為帶傳動：（1）若主動輪O1逆時針方向轉(zhuǎn)動，哪一邊是緊邊（圖示之）？（2）已知小帶輪輸入功率P=5kW，轉(zhuǎn)速n1=1450r/min，D1=200mm,efα=2，求緊邊與松邊上的極限拉力值（不計離心力）。解：（1）上邊（2）有效圓周力Fec＝1000P/V＝1000×P×60×1000/（π×D1×n1）=1000×5×60×1000/（π×200×1450）＝329.3N緊邊拉力為F1，松邊拉力為F2F1-F2＝Fec=329.3F1/F2＝efα=2解上述聯(lián)立方程：F1＝658.6NF2=329.3N2/27/20231

2、某A型三角帶傳動，其斷面尺寸如圖示，帶與輪的摩擦系數(shù)f＝0.1，兩帶輪計算直徑分別為D1＝100mm，D2＝200mm，輪槽夾角φ＝38°，小輪傳遞的功率P1＝3.796KW，轉(zhuǎn)速n1＝1450r/min，初拉力F0＝375N。

1)為保證正常傳動，小輪包角至少應(yīng)為多大？2)帶傳動正確安裝的中心距a至少應(yīng)為多少？

附：解：（1）由V＝πnD1/(60×1000)=π×1450×100/（60×1000）＝7.59m/s有效圓周力Fec＝1000×P1/v＝1000×3.796/7.59＝500N

2/27/20232

換算成角度為150°得到所以a>=200mm由得Fec＝F1-F2再由得：（2）由于2/27/202333、已知帶傳動的預(yù)緊拉力F0=2.4KN，小帶輪節(jié)圓直徑d1=150mm,工作轉(zhuǎn)速n1=750r/min，功率P=10KW，求緊邊拉力F1與松邊拉力F2（忽略離心力的影響）。解：

F1-F2=Fe=1698N；F1+F2=2F0=4800N所以：F1=3249N，F(xiàn)2=1551N2/27/202344、在帶傳動中，若主動輪O2逆時針方向轉(zhuǎn)動，試在圖中標(biāo)出緊邊與松邊；已知輪O1的最大允許轉(zhuǎn)矩T1=3×104Nmm,D1=200mm,efα=2.45，求緊邊與松邊的拉力（不計離心力影響）。解：（1）松邊在上、緊邊在下；T1=Fec×（D1/2）Fec=2×T1/D1=2×3×104/200=300NFec=F1-F2,F1/F2=efα所以F2=Fec/(efα-1)=300/(2.45-1)=207F1=Fec+F2=507N2/27/20235第05章鏈傳動2/27/20236第06章齒輪傳動第07章蝸桿傳動2、某齒輪傳動已知Z1=25，Z2=58,b1=55mm,b2=50mm，m=2.5mm,[σH]1=600Mpa[σH]2=580Mpa,ZE=189.8

K=1.3,n1=1000r/min試按接觸應(yīng)力求該傳動允許傳遞的最大功率。提示:

解:按公式求T1，注意φd=b2/d1,[σH]=[σH]2=580Mpa

所以:

P1=T1×n1/（9.55×106）=…2/27/202371、圖示兩級斜齒輪傳動，斜齒輪1為主動件，轉(zhuǎn)速n1方向如圖，右旋，求：（1）畫出輸出軸轉(zhuǎn)向n4和輪2，3，4的旋向（2）畫出輪2，輪3上的圓周力，徑向力和軸向力（上述均要求2，3齒輪上的軸向力相互抵消一部分）

解答：受力分析2/27/202382、圖示為蝸輪蝸桿——斜齒輪傳動，蝸輪1為主動件左旋，轉(zhuǎn)速n1方向如圖，求：（1）畫出輸出軸轉(zhuǎn)向n4和輪2，3，4的旋向（2）畫出輪2，輪3上的圓周力，徑向力和軸向力（上述均要求2，3齒輪上的軸向力相互抵消一部分）解答：2/27/202393、如圖所示，已知主動輪Z1為左旋，蝸輪轉(zhuǎn)向為順時針，為了使中間軸上軸向力能抵消一部分，試決定：（1）蝸桿螺旋線的旋向；（2）主動輪Z1的轉(zhuǎn)向；（3）畫出齒輪Z1、Z2和蝸桿所受軸向力的方向。解答：2/27/2023108、左圖示為圓錐-圓柱齒輪傳動裝置。輪1為主動輪，轉(zhuǎn)向如圖所示，輪3、4為斜齒圓柱齒輪。輪3、4的螺旋方向應(yīng)如何選擇，才能使軸II上兩齒輪的軸向力相反？解答：2/27/202311第08章滾動軸承

1、根據(jù)工作條件決定在軸的兩端反裝兩個角接觸球軸承7207AC，溫度系數(shù)ft=1.0，載荷系數(shù)fp=1.5，已知兩支點(diǎn)反力R1＝1000N，R2＝2100N，軸上軸向力Fa=900N。求：（1）當(dāng)軸承轉(zhuǎn)速n=960r/min時，計算該對軸承的壽命。（2）軸承在此壽命下工作時的失效概率為多大？7207AC軸承的參數(shù)：C0＝18800N，C＝27000N，S＝0.68R且7207ACA/R≤eA/R>e判別系數(shù)eXYXY100.410.870.682/27/202312解：（1）計算該對軸承的壽命。1）先畫受力分析圖，兩內(nèi)部軸向力S1，S2分別指向兩軸承外側(cè)2）計算S1，S2S1=0.68R1=0.68×1000=680NS2=0.68R2=0.68×2100=1428N3）將相同方向的軸向力相加并比較大小和軸的運(yùn)動方向趨勢S1+Fa=680+900=1580N>S2=1428N所以軸承向左串動，軸承1放松，軸承2壓緊4）FA1=S1=680N，F(xiàn)A2=S1+Fa=1580N2/27/202313FA1/R1=680/1000=0.68=e,X1=1,Y1=0,P1=fp(X1R1+Y1FA1)=fpR1=1.5×1000=1500NFA2/R2=1580/2100=0.752>e,X2=0.41,Y2=0.87P2=fp(X2R2+Y2FA2)=1.5×(0.41×2100+0.87×1580)=3353.4N因為P2>P1所以以P2為計算依據(jù)，下式中P=P2（2）軸承在此壽命下工作時的失效概率為10%

2/27/2023142、一承受徑向載荷的深溝球軸承（C＝48.4KN）若轉(zhuǎn)速n=550r/min，中等沖擊：fp=1.5，預(yù)期壽命L′h＝12000h:ft=1,求此軸承能承受的最大徑向載荷。解：深溝球軸承P=Pr2/27/2023153、已知某深溝球軸承，當(dāng)它的轉(zhuǎn)速為n1，當(dāng)量動載荷P1=2500N，其壽命為8000小時，壽命指數(shù)ε＝3。求：若轉(zhuǎn)速保持不變，而當(dāng)量動載荷增加到P2=5000N,其壽命為多少？當(dāng)轉(zhuǎn)速增加一倍，即n2=2n1，而當(dāng)量動載荷保持不變時，其壽命應(yīng)為多少？解：根據(jù)滾動軸承壽命計算公式(1)設(shè)該壽命為Lh2,Lh2=Lh1/8=8000/8=1000h(2)設(shè)該壽命為Lh2,

Lh2=Lh1/2=8000/2=4000h

2/27/2023164、分析某一球軸承和滾子軸承。當(dāng)軸承的負(fù)荷增大一倍時，其它條件不變，軸承壽命是否降低一倍？解：軸承壽命計算公式為：設(shè)負(fù)荷為FP時，軸承壽命為Lh。負(fù)荷為2FP時，軸承壽命為L’h，則球軸承壽命降低8倍，滾子軸承壽命降低10倍。2/27/2023175、如圖所示，一根裝有一個斜齒輪的軸用一對反裝的7209AC角接觸球軸承支承，斜齒輪上受到圓周力Ft=6000N、徑向力Fr=4050N、軸向力Fa=2800N，轉(zhuǎn)速n=300r/min，載荷系數(shù)fp=1.2，F(xiàn)d=0.68Fr,Cr=30400N。試計算兩個軸承的基本額定壽命(以小時計)；若兩軸承正裝，兩個軸承的基本額定壽命有什么變化？7207ACA/R≤eA/R>e判別系數(shù)eXYXY100.410.870.682/27/202318解：1）由圖可知：軸承1派生軸向力向左，而軸承2派生軸向力向右，齒輪上軸向力向左。2）圓周力Ft和徑向力Fr均垂直于軸線，故將兩力合成為F將F分配到軸承1、軸承22/27/202319軸承1，2派生軸向力為：故軸承1放松，軸承2壓緊得

3）判斷軸承運(yùn)動趨勢

4）計算軸承受力

2/27/2023205）計算當(dāng)量動負(fù)荷2/27/2023216）計算壽命：P2>P1,所以P=P2故這對軸承壽命為軸承1的壽命3873.4h。

2/27/202322第09章滑動軸承1、離心泵向心滑動軸承，軸直徑d=60mm，轉(zhuǎn)速n=1500r/min，軸承徑向載荷F=2600N，軸承材料ZQSn6-6-3，其[p]=8Mpa，[pv]=15Mpa×m/s，[v]=5m/s，根據(jù)不完全液體潤滑滑動軸承計算方法校核該軸是否可用。（取B/d=1）解：

滿足要求可用2/27/202323第11章軸1、根據(jù)承受的載荷情況看，圖中軸屬于___軸。軸上一對角接觸軸承屬于____安裝（正，反）；軸承的配置方式（或稱支承形式）屬于____________。支承游隙的調(diào)整可利用______________。指出圖上結(jié)構(gòu)錯誤5處，并簡述理由。（在圖中相應(yīng)錯誤之處標(biāo)上序號，如①）

解答：1）轉(zhuǎn)。2）正，單支點(diǎn)雙向固定。3）端蓋墊圈。2/27/2023241軸承內(nèi)圈無定位且齒輪沒有固定4鍵伸出太長2軸承內(nèi)圈定位軸肩超過軸承內(nèi)圈高度軸承無法拆卸5聯(lián)軸器無定位軸肩3無密封元件，且端蓋不應(yīng)直接與軸接觸62/27/202325

2、結(jié)構(gòu)改錯題解答：1聯(lián)軸器與軸應(yīng)有鍵聯(lián)接6齒輪與軸應(yīng)有鍵聯(lián)接2聯(lián)軸器沒有軸肩定位7軸肩高度太高，應(yīng)與軸承內(nèi)圈2/3高齊3透蓋沒有氈圈8二軸承蓋與箱體間應(yīng)有調(diào)整墊片4軸承沒有軸向固定，套筒伸長接觸軸承內(nèi)圈并不要超過軸承內(nèi)圈2/3高度9箱體上二軸承蓋接觸面之外的表面應(yīng)低一些5軸轂長度應(yīng)比齒輪短2-3mm10軸的左端面應(yīng)縮進(jìn)來1-2mm2/27/2023262/27/202327第12章軸轂連接1、在一直徑d＝75mm的鋼制軸端，安裝一鑄鐵帶輪，輪轂寬度B＝90mm，兩者之間選用A型平鍵聯(lián)接，傳遞轉(zhuǎn)矩T＝820N.m，工作時有輕微沖擊，試正確設(shè)計此平鍵聯(lián)接。表（1）計算用表軸徑d鍵b×h鍵長度L系列>58~6518×11505663708090>65~7520×125663708090100>75~8522×1463708090100110>85~9525×147080901001102/27/202328許用值聯(lián)接方式鍵,軸,轂的材料載荷性質(zhì)靜載荷輕微沖擊沖擊[σ]pMPa靜聯(lián)接鋼120～150100～12060～90鑄鐵70～8050～6030～45[p]MPa動聯(lián)接鋼504030表（2）計算用表解：根據(jù)d＝75mm選鍵20×12，根據(jù)輪轂寬度B＝90mm選鍵長80mm，計算鍵的擠壓應(yīng)力：因為帶輪為鑄鐵[σ]P=50~60所以不滿足條件，可采用雙鍵。2/27/202329第13章螺紋連接與螺旋傳動1、一鋼板用兩個M12（d1=10.106mm，d2=10.863mm）的普通螺栓與機(jī)架相聯(lián)，尺寸如圖，已知載荷R＝600N，接合面摩擦系數(shù)f＝0.16，防滑系數(shù)KS＝1.2，許用應(yīng)力[σ]=200MPa,問：（1）每個螺栓聯(lián)接上的工作載荷F為多大？（2）螺栓聯(lián)接安裝時需要的預(yù)緊力QP為多大?（3）此聯(lián)接的強(qiáng)度是否足夠？(圖中尺寸單位為mm)2/27/202330解：將力R向兩螺釘中點(diǎn)簡化成力R和扭矩T。在R的作用下得每個螺栓的橫向載荷F1，方向向下

在T的作用下得每個螺栓的橫向載荷F2，方向水平所以每個螺栓聯(lián)接上的工作載荷2/27/2023312/27/202332

2、圖示螺栓聯(lián)接用4個M16的螺栓(其中d1＝13.825,[σ]=160Mpa),接合面間摩擦系數(shù)f＝0.165，取可靠系數(shù)KS＝1.2試計算允許的靜載荷FΣ。設(shè)z為螺栓個數(shù)，m為結(jié)合面數(shù)，計算允許的靜載荷FΣ。解：先計算允許的預(yù)緊力F02/27/2023333、試確定圖示鉸制孔螺栓組聯(lián)接中受力最大的螺栓所受的力。解：1)將P力向螺栓組的對稱中心簡化，得一橫向力和一個橫向力矩。做受力圖。橫向力使每個螺栓受剪力F12/27/202334F1＝P/z=6000/3=2000N2)旋轉(zhuǎn)力矩使每個螺栓受剪力F2

F2＝P×250/3r

F2=6000×250/(3×144.3)=3465N3)由圖知，螺栓2受力最大=5292.4N

2/27/2023359、如圖所示為一方形蓋板用4個螺栓與箱體聯(lián)接,蓋板中心O點(diǎn)的吊環(huán)受拉力Q=20000N，尺寸如圖所示。設(shè)殘余預(yù)緊力F”＝0.6F，F(xiàn)為螺栓所受的軸向工作載荷。試求：