徐州工程學(xué)院機(jī)械設(shè)計(jì)復(fù)習(xí)題

1、4 1.3F4 13 5333.3 mm12.130 mm【2.54】題圖所示為一圓盤鋸，鋸片直徑 D=500 mm,用螺母將其夾緊在壓板中間。已知鋸 片外圓上的工作阻力Ft=400N ,壓板和鋸片間的摩擦因數(shù)f=0.15 ,壓板的平均直徑Do=150mm ,可靠性系數(shù)Ks=1.2,軸材料的許用拉伸應(yīng)力=60MPa。試計(jì)算軸端所需的螺 紋直徑。（提示：此題中有兩個(gè)接合面，壓板的壓緊力就是螺紋連接的預(yù)緊力。）由GB/T196-2003 查得：M10:d18.376mm；M12 : d110.106mm； M16:d113.835mm；M 20: di 17.294mm。解：（1）計(jì)算壓板壓緊力

2、F0O由 2fF D0 KsFtD0得： 22KsFtD 1 2 400 500F 口N 5 333.3N2fD02 0.15 150（2）確定軸端螺紋直徑。查 GB196 2003,取 M16 ( d1=13. 835 mm > 12.130【2.55】題圖所示為一支架與機(jī)座用4個(gè)普通螺栓連接，所受外載荷分別為橫向載荷Fr=5000N ,軸向載荷Fq=16000N。已知螺栓的相對(duì)剛度 Cb/ （Cb+Cm） =0.25 ,接合面間摩擦 因數(shù)，f=0.15,可靠性系數(shù)Ks=1.2,螺栓材料的機(jī)械性能級(jí)別為8.8級(jí)，最小屈服點(diǎn)bmin=640MPa,許用安全系數(shù)S=2 ,試計(jì)算該螺栓小徑

3、d1的計(jì)算值。解：（1）螺栓組連接受力分析： 這是螺栓組連接受橫向載荷 Fr和軸向載荷Fq聯(lián)合作用的情況，故可按結(jié)合面不滑移計(jì)算螺栓所需的預(yù)緊力F ,按連接的軸向載荷計(jì)算單個(gè)螺栓的軸向工作載荷F,然后求螺栓的總拉力F0。1）計(jì)算螺栓的軸向工作載荷F。根據(jù)題給條件，每個(gè)螺栓所受軸向工作載荷相等，故有Fq 16 000F - N4 000N2）計(jì)算螺栓的預(yù)緊力F。由于有軸向載荷的作用，接合面間的壓緊力為殘余預(yù)緊力 4fF KsFr, F F 1 F oCb聯(lián)立兩式，則得:KSFRCbF -1b F4fCb Cm1.2 5000 N 1-0.25 4 000 N 13000 N4 0.15(2)計(jì)算

4、螺栓的小徑d1 ：螺栓材料的機(jī)械性能級(jí)別為8.8級(jí)，其最小屈服點(diǎn)S min640 MPa,安全系數(shù)S=2, 許用拉伸應(yīng)力S minS640 MPa 320 MPa2 d1,4 1.3 14 000320mm8.510 mm【2.59一壓力容器蓋螺栓組連接如圖所示，已知容器內(nèi)徑D=250mm ,內(nèi)裝具有一定壓強(qiáng)的液體，沿凸緣圓周均勻分布12個(gè)M16 ( d1 = 13.835mm)的普通螺栓，螺栓材料的許用拉應(yīng)力 180MPa ,螺栓的相對(duì)剛度C1一 0.5 ,按緊密性要求，剩余預(yù)緊力Ci C2Qr 1.83Qf , Qf為螺栓的軸向工作載荷。試計(jì)算：該螺栓組連接允許容器內(nèi)的液體最 大壓強(qiáng)及每個(gè)

5、螺栓連接所需的預(yù)緊力。解：(1)計(jì)算每個(gè)螺栓允許的最大總拉力:d124 1.3_218013.8354 1.320815N208152.87434N ,D2/4,-pmax 12p max12QfD212 743425021.82MPa44(2)計(jì)算容器內(nèi)液體最大壓強(qiáng)：Q Qr Qf2.8Qf , QfQfCiCi C2(3)計(jì)算預(yù)緊力：Q0 QQf 20815 0.5 7434 17098N【2.63】有一提升裝置如上右圖所示。(1)卷筒用6個(gè)M8 (di=6.647mm)的普通螺栓固連在蝸輪上，已知卷筒直徑 D=150mm , 螺栓均布于直徑 Do=i80mm的圓周上，接合面間摩擦系數(shù) f

6、=0.15 ,可靠性系數(shù) Ks=1.2,螺 栓材料的許用拉伸應(yīng)力b =120MPa，試求該螺栓組連接允許的最大提升載荷FWmax。(2 )若已知Fwmax =6 000N ,其他條件同(1),試確定螺栓直徑?；亟猓?1)此螺栓組的螺栓僅受預(yù)緊力F作用，螺栓所能承受的最大預(yù)緊力 Fmax為:3203.2NF d1206.6472max 4 1.34 1.3則根據(jù)接合面間不發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)條件可得：6 fFmax D0KsFwmax -22所以Fwmax6 fFmax DoKSDS6 15 3203.2 1801.2 1502882.9N6 fF(2)由接合面間不發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)條件可得:K S Fws

7、w m ax所以：FKsFwmaxD。6fD。1.2 6000 1506 0.15 1806666.7 Nd14 1.3F4 1.3 6666.71209.589mm查 GB 196-2003,取 M12 ( d110.106mm>9.589mm)【3.35】帶傳動(dòng)彈性滑動(dòng)是如何產(chǎn)生的？它和打滑有什么區(qū)別？能否通過正確設(shè)計(jì)來(lái)消除彈性打滑？它們各自對(duì)傳動(dòng)產(chǎn)生什么影響？打滑首先發(fā)生在哪個(gè)帶輪上？為什么？答：膠帶具有彈性，受拉后將產(chǎn)生彈性伸長(zhǎng)，且?guī)У淖冃瘟縁 ,因?yàn)镕1>F2,所以1> 2 ,帶繞過主動(dòng)輪時(shí)，伸長(zhǎng)量將逐漸減小并沿輪面滑動(dòng)，而使帶的速度落后于主動(dòng)輪的圓周速度。繞過從動(dòng)

8、輪時(shí)，帶將逐漸伸長(zhǎng)，也會(huì)沿輪面滑動(dòng)，不過在這里是帶速超前于從動(dòng)輪的圓周速度。這種由于材料的彈性變形而產(chǎn)生的滑動(dòng)稱為彈性滑動(dòng)。彈性滑動(dòng)是由帶的松、緊邊拉力差造成彈性伸長(zhǎng)量變化產(chǎn)生的帶與輪之間的相對(duì)滑動(dòng)，而打滑卻是由于過載而產(chǎn)生帶與輪之間的相對(duì)滑動(dòng)。只要有傳遞載荷，就有松、緊力拉力差，所以彈性滑動(dòng)是帶傳動(dòng)正常工作時(shí)固有的特性，不可避免。彈性滑動(dòng)對(duì)傳動(dòng)的影響：從動(dòng)輪的圓周速度總是落后于主動(dòng)輪的圓周速度，傳動(dòng)比不準(zhǔn)確；損失一部分能量。打滑的影響：打滑造成帶的嚴(yán)重磨損，并使帶的運(yùn)動(dòng)處于不穩(wěn)定狀態(tài)，使傳動(dòng)失效。因?yàn)閹г诖筝喩系陌谴笥谛≥喩系陌牵砸话銇?lái)說(shuō)打滑總是在小輪上先開始。【3.46】影響鏈傳動(dòng)

9、速度不均勻性的主要參數(shù)是什么？為什么一般情況下鏈傳動(dòng)的瞬時(shí)傳動(dòng) 比不是恒定的？在什么條件下是恒定的？答：影響鏈傳動(dòng)速度不均勻性白主要參數(shù)是小鏈輪齒數(shù)z1、節(jié)距p及緊邊鏈長(zhǎng)。通常瞬時(shí)傳動(dòng)比iid,而 2d1 cos隨時(shí)間而變化，其最大值為22是一個(gè)節(jié)距在主、 從動(dòng)輪上所對(duì)的圓心角，與齒數(shù)乙、Z2有關(guān)。即使主動(dòng)輪角速度1是常數(shù)，2也隨、 而變化，所以ii也隨時(shí)間而變化，故瞬時(shí)傳動(dòng)比不是很定的。只有當(dāng)ZiZ2 ,并且緊邊鏈長(zhǎng)為鏈節(jié)距的整數(shù)倍的特殊情況下才能保證瞬時(shí)傳動(dòng)比ii為常數(shù)?！?.54】設(shè)帶所能傳遞的最大功率P 3kw,已知主動(dòng)輪直徑d1 140mm, n1 1420r/min，小輪包角1 1

10、60 ,帶與帶輪間的當(dāng)量摩擦系數(shù)f'0.5,求最大有效圓周力F和緊邊拉力F1 0解：因?yàn)閂160dE11000140 142010.41m/s60 1000又由PFv10001000P/V 1000 3/10.41 288.46NF1F2F1F2F1F1ef 1288.46383.35N110.5 吧e 180即帶傳遞的最大有效圓周力F為288.46N,這時(shí)緊邊拉力F1為383.35N【3.55】一 V帶傳動(dòng)中，初拉應(yīng)力 0F0/1.2MPa ,傳遞的圓周力為750 N ,若不考慮帶的離心力，求工作時(shí)松、緊邊拉力F2、F1 A 4.76cm2 。解:F1F22F0F1F2FF1F22F

11、0 F22Fo F2FoA2 一 21.2MPa, A 4.76cm476mm ,一 Fo0A 1.2 476571.2N,而 F 750NF12Fo F2 571.2 750946.2NF22FoF2 571.2 750196.2N鏈所能傳遞的功率 PKpPoKaKz,由于兩種情況變化的僅是主動(dòng)輪齒數(shù)乙。所以傳遞的功率將【3.57一鏈傳動(dòng)，425, Z2 75,n1 960r/min ,現(xiàn)由于工作需要，擬將從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速降到 1 220r/min左右（相對(duì)誤差小于 3%）,若不考慮中心距變化的影響，試問：1）若從動(dòng)輪齒數(shù)及其它條件不變，應(yīng)將主動(dòng)輪齒數(shù)減小到多少？此時(shí)鏈條所能傳遞的功率將是原來(lái)的多

12、少倍？（用符號(hào)表示）2）若主動(dòng)輪齒數(shù)及其它條件不變，應(yīng)將從動(dòng)輪齒數(shù)增大到多少？3）上述兩種方案中，哪種方案比較合適？為什么？解：（1）改變 zi 的方案。為使 5220r/min,z2 75, n1 960r/min,則ZiZ2n1 /n1 75220/960 17.19齒，選乙17齒，相對(duì)誤差1.1%<3%,允許。是原來(lái)的KZ/KZ 。Kz為Zi 25的小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，Kz為Zi 17的小鏈輪齒數(shù)系數(shù)。（2）改變Z2方案。通過增大從動(dòng)輪齒數(shù)來(lái)滿足此 ,則Z2的142 75 960 220 109.1齒，取z2109齒，相對(duì)誤差0.1%<3% ,允許。從前述鏈所能傳遞的功率公式看沒

13、有改變的參數(shù)，所以鏈條所傳遞的功率不變。（3）比較上述兩種方案， 若傳動(dòng)空間允許時(shí)， 增大從動(dòng)輪齒數(shù)有利，因?yàn)闇p小主動(dòng)輪的齒數(shù)，將使傳動(dòng)功率下降。【3.58】一雙排滾子鏈傳動(dòng)，已知鏈節(jié)距p 19.05mm,單排鏈的額定功率 P0 3.5kW，小鏈輪齒數(shù)zi21,大鏈輪齒數(shù)Z2 67 ,中心距約為700mm,小鏈輪轉(zhuǎn)速ni 350r/min ,載荷平穩(wěn)，小鏈輪齒數(shù)系數(shù)K20.9,多排鏈系數(shù)Kp 1.7,工作情況系數(shù) KA 1.0,試計(jì)算：（1）該鏈傳動(dòng)能傳遞的最大功率；（2）鏈條的長(zhǎng)度。K - P-1 7 3 5解：（1）鏈傳動(dòng)能傳遞的最大功率P *二6.61kWKAKZ 1.0 0.9（2）鏈

14、節(jié)數(shù)LP2% 乙 Z2T 22PZ2Z1a02118.9節(jié)，取 LP 118節(jié)。鏈長(zhǎng)L Lp p118.919.052265.05mm【4.83】在展開式二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器中，已知：中間軸上高速級(jí)大齒輪的螺旋線方向?yàn)樽笮?，齒數(shù)乙 51,螺旋角115 ,法面模數(shù)mn 3；中間軸上低速級(jí)小齒輪的螺旋線的方向也為左旋，其齒數(shù) Z2 17,法面模數(shù)mn 5。試問：低速級(jí)小齒輪的螺旋角2應(yīng)為多少時(shí)，才能使中間軸上兩齒輪的軸向力相互抵銷？Ft1 tan 1Ft2解：若使中間軸兩齒輪軸向力能夠相互抵消，則必須滿足條件：Fa1 Fa2即 Ft1 tan 1Ft 2 tan 2, 1- tan由中間軸的力矩

15、平衡得Ft15Ft2電22則 tan 2Ft1 ,d2 .tan 1 tan 1Ft2d15 17/cos 2 tan 13 51/cos 15 17 _ . _得 sin 2 5 7 sin15 0.14383 518.278 16 12【4.91圖所示為一蝸桿一圓柱斜齒輪一直齒圓錐齒輪三級(jí)傳動(dòng)，已知蝸桿為主動(dòng),且按圖示方向轉(zhuǎn)動(dòng)。試在圖中繪出：（1）各輪轉(zhuǎn)向；（2）使n、出軸軸承所受軸向力較小時(shí)的斜齒輪輪齒的旋向；（3）斜齒輪3在嚙合點(diǎn)所受各分力 Ft3、Fr3、5的的方向?！?.93圖所示為一卷?yè)P(yáng)機(jī)的傳動(dòng)裝置，試計(jì)算卷?yè)P(yáng)機(jī)能夠提升的最大重力Fw 。已知電動(dòng)機(jī)功率P3kW ,減速器輸入轉(zhuǎn)速R

16、960r/min ,卷筒直徑D 200mm,齒輪齒數(shù)ziz3z2 z4 110,齒輪模數(shù)4mm,齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，其許用應(yīng)力值為H1H3 550MPa, H2H4 500MPa ,F1f3 250MPa ,F4200MPa ,齒輪寬度bb375mm, b2 b470mm。齒輪強(qiáng)度計(jì)算公21000KTi u 12000KTiYf2, bd12bd1mYf。式中，YF1 YF32.72,Yf4 2.18； K1.3。注：Ti的單位為N m。（忽略傳動(dòng)系統(tǒng)的摩擦損失）（圖見書P88)解：（1）計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速:n2n1 zi 960 22192r / minZ2110n3n2192r / min

17、 ,n4%z3192 2238.4r/minZ4110若電機(jī)全功率運(yùn)行,忽略傳動(dòng)系統(tǒng)摩擦損失，則各齒輪所受力矩:T495.5_ 5 _10 P/n4一_ 5 _ _ _一95.5 103/38.4 746.1N mT4d3T4 mz3d4746.1mz422110149.22N mT3 149.22N mT2d1T2 mZ)d2mz222149.22 一 29.84N m110(3)因第一對(duì)齒輪 乙、Z2與第二對(duì)齒輪Z3、Z4各項(xiàng)參數(shù)一致，第二對(duì)齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩大，只 按第二對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算：3、4齒輪的接觸應(yīng)力相同，但H4 H3,所以:KT3 u 1 21000,:bd；

18、 uH4'即H，早皿所以按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算：一F3 至0 91.1, 出 200 91.7Yf32.72Yf42.18由于一F3> 一以，故應(yīng)按齒輪YF3YF 44計(jì)算。2000 KT4 Yf bd4 mF4,則 T4 4657.7N mT4d322T34657.7 931.5N md4110(4)綜上分析，取 T3ma d4 149.22N m,m max則 T4max "max"149.22 746.1N md322所以：FWma*警 旨 7461N【4.99】由兩對(duì)材料、熱處理方法、加工精度等級(jí)和齒寬均對(duì)應(yīng)相等的直齒圓柱齒輪，已知:兩對(duì)齒輪接觸應(yīng)力的比值

19、H第一對(duì)齒輪 m4mm,z120,z240；第二對(duì)齒輪 m3mm,z140,z280。若不考慮重合度的影響， 試計(jì)算其在相同條件下工作時(shí),和彎曲應(yīng)力的比值 F / F o解：設(shè)輸入功率為 P1kW ,輸出功率為輸入軸車t速為n1r/min ,輸出軸轉(zhuǎn)速為 T 9.55 106 PN mm,P1n即 氏 T2n2/9.55 106T2n2P11 n1/ 9.55 106TnP2kW ；n2r / min 。T1nlT2n2J-6 kW , P22-6 kW9.55 109.5510n1T2又 i ，得T2 T1in2Ti【 5.5】普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合條件是什么？ma1 mt2m答：普通圓

20、柱蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合條件是：在中間平面上a1 t22【 5.15】蝸桿傳動(dòng)的主要失效形式有哪些？其設(shè)計(jì)計(jì)算準(zhǔn)則是什么？答： 蝸桿傳動(dòng)的主要失效形式有：齒面膠合、點(diǎn)蝕和磨損。蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算準(zhǔn)則是：按蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件性計(jì)算，蝸桿傳動(dòng)的承載能力，并在選擇許用應(yīng)力時(shí)，適當(dāng)考慮膠合和磨損等失效因素的影響。同時(shí)， 對(duì)閉式蝸桿傳動(dòng)要進(jìn)行熱平衡計(jì)算，必要時(shí)進(jìn)行蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算，蝸桿軸的強(qiáng)度計(jì)算和剛度計(jì)算。【5.19】有一標(biāo)準(zhǔn)普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，已知模數(shù)m 8mm,傳動(dòng)比i 21,蝸桿分度圓直徑d1 80mm ，蝸桿頭數(shù)z12 。試計(jì)算該蝸桿傳動(dòng)的主要幾何尺寸。若中心距圓整為a210mm,則變

21、位系數(shù)x應(yīng)取多少？解：da1 96mm； df1 60.8mm； pa1 25.1mm；11.3 ； z2 42 ； d2 336mm；da2 352mm； df2316.8mm； a 208mm； x 0.25【 6.18】 軸上零件的軸向固定有哪些方法？各有何特點(diǎn)？軸上零件的周向固定有哪些方法？各有何特點(diǎn)？答：1、軸上零件的軸向固定方法：軸肩：簡(jiǎn)單可靠，優(yōu)先選用。套筒：用作軸上相鄰的 零件的軸向固定，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，應(yīng)用較多。圓螺母：當(dāng)軸上相鄰的兩零件距離較遠(yuǎn)，無(wú)法用 套筒固定時(shí)，選用圓螺母，一般用細(xì)牙螺紋，以免過多的削弱軸的強(qiáng)度。軸端擋圈：軸端 的軸上零件的固定。彈性擋圈：當(dāng)軸向力小，或僅為防

22、止零件偶然軸向移動(dòng)時(shí)。緊定螺 釘：軸向力較小時(shí)采用。2、軸上零件的周向固定方法：鍵連接（平鍵、半圓鍵、楔鍵、切向鍵）：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，裝拆方便，在機(jī)械中廣泛應(yīng)用。花鍵連接：承載能力高，應(yīng)力集中較小，對(duì)軸和輪轂的強(qiáng)度削弱較小，軸上零件與軸的對(duì)中性、導(dǎo)向性好，缺點(diǎn)：加工時(shí)需專用設(shè)備，成本高。銷連接：傳遞不大的載荷。還可以作為安全裝置中的過載剪斷元件。脹緊連接。過盈配合連接。250N ,尺寸如圖所【6.33根據(jù)圖中數(shù)據(jù)，試確定杠桿心軸的直徑do已知手柄作用力F1示，心軸材料用 45鋼，-1b 60MPa。解：(1)9.55 106 p T n WT0.2d3(2)3 9.55 1066379.5

23、5 100.60.40.20.29604035.83mm0.8，Wt6379.55 10 960 0.2 401 0.6437.537mm9.55 106 包9600.2 401 0.4436.15mm9.55 106 93700.2 401 0.8442.722mm(3)0.8時(shí)，設(shè)取長(zhǎng)度為L(zhǎng),相對(duì)密度，實(shí)心軸35.832 LG0.8_20.2 42.722 L235.832 L0.05680.6,G0.8_20.4 37.537 L35.832 L0.17560.4, Go.820.6 36.15 L235.832 L0.36645從質(zhì)量上來(lái)看，從輕到重的順序?yàn)?，?nèi)徑比 0.8, 0.6,

24、 0.4,實(shí)心軸?！?.82試說(shuō)明基本額定壽命L 106r與基本額定動(dòng)載荷 C(N)、當(dāng)量動(dòng)載荷 P(N)之間的關(guān)C 一系。答：二者之間的關(guān)系為 L ,其中 為壽命指數(shù)，對(duì)于球軸承3,對(duì)于滾子P軸承 10/3。【7.113試說(shuō)明滾動(dòng)軸承代號(hào) 7210B的含義。答：7:角接觸球軸承2:直徑系列，2 (輕)系列10：軸承內(nèi)徑，d 12 5 60B：公稱角接觸40【7.148】已知7208AC軸承的徑向載荷 Fr 1000N ,軸向載荷Fa 2280N ,試求當(dāng)量動(dòng)載荷P。角接觸球軸承當(dāng)量動(dòng)載荷的X、YeFa /Fr>eFa/Fr eXYXY25°0. 680.410.871040&

25、#176;1. 140.350.5710解：7208AC軸承的接觸角25 ,查表得e 0.68,則Fa / Fr 2280/1000 2.28>0.68查表得，X=0.41 , Y=0.87,則 P XFr YFa 0.41 1000 0.87 2280 2394N【7.151】已知深溝球軸承6207的轉(zhuǎn)速n 2900r/min ,當(dāng)量動(dòng)載荷P 2413N ,載荷平穩(wěn)，工彳溫度t<105C,要求使用壽命 Lh 5000h徑向基本額定動(dòng)載荷 Cr 25500N ,試校核軸承壽命。解：因載荷平穩(wěn)，故 f Dp1；因 t<105C,故 ft對(duì)于球軸承，壽命指數(shù)3,軸承壽命:106 ft C60n fp P p10660 290031 255001 24136782h>5000h,滿足要求?！?.9比較滑動(dòng)軸承與滾動(dòng)軸承的特點(diǎn)和應(yīng)用場(chǎng)合。答：籠統(tǒng)的說(shuō)，滑動(dòng)軸承多用于兩種極端情況：一是不常運(yùn)轉(zhuǎn)或低速， 輕載，不重要的情況，如手動(dòng)機(jī)械和簡(jiǎn)單的農(nóng)業(yè)機(jī)械等，可用非液體滑動(dòng)軸承，因?yàn)樗Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，摩擦大,效率低。另一種情況是高速，重載，高精度的重要機(jī)械