2019機械設計期末復習1ppt課件

1、NFCCCFFmbb10800108090005400102105 . 0105 . 0900066602NFFF5400540010080211 1、某一受軸向力的緊螺栓聯(lián)接，已知螺栓剛度、某一受軸向力的緊螺栓聯(lián)接，已知螺栓剛度C1=0.5C1=0.5106N/mm106N/mm，被聯(lián)接件剛度，被聯(lián)接件剛度C2=2C2=2106N/mm106N/mm，螺，螺栓預緊力栓預緊力F0=9000NF0=9000N，螺栓受工作載荷，螺栓受工作載荷F=5400NF=5400N，求螺栓所，求螺栓所受的總拉力受的總拉力F2F2及被聯(lián)接件之間的殘余預緊力及被聯(lián)接件之間的殘余預緊力F1F1。解：解：殘余預緊力：

2、殘余預緊力：2 2、如圖所示為一螺栓聯(lián)接的力、如圖所示為一螺栓聯(lián)接的力變形圖。若保證殘余預緊力變形圖。若保證殘余預緊力F1F1的大小等于其預緊力的大小等于其預緊力F0F0的一半。試求該聯(lián)接所能承受的最大的一半。試求該聯(lián)接所能承受的最大工作載荷和螺栓所受的總拉力。工作載荷和螺栓所受的總拉力。 力被聯(lián)接件螺栓4545變形解：解：F1=F0/2 F2=F1+F F1=F0/2 F2=F1+F F2=F0+CbF/(Cb+Cm)=2F1+F/2 F1+F=2F1+F/2 F2=F0+CbF/(Cb+Cm)=2F1+F/2 F1+F=2F1+F/2 F=2F1=F0 F2=3F/2=3F0/2=3F1F

3、=2F1=F0 F2=3F/2=3F0/2=3F1mbbCCC3 3、圖示為一汽缸蓋螺栓聯(lián)接。已知汽缸內徑、圖示為一汽缸蓋螺栓聯(lián)接。已知汽缸內徑D=200mmD=200mm，最大，最大工作壓力工作壓力p = 2 MPap = 2 MPa，缸蓋與缸體用，缸蓋與缸體用8 8個螺栓聯(lián)接，螺栓相對剛個螺栓聯(lián)接，螺栓相對剛度度 =0.8 =0.8，要求螺栓殘余預緊力，要求螺栓殘余預緊力F1F1為螺栓最大工作載荷為螺栓最大工作載荷F F的的1.51.5倍，試求：倍，試求： 1 1單個螺栓所受總拉力單個螺栓所受總拉力F2F2的大??；的大?。?2 2單個螺栓所受預緊力單個螺栓所受預緊力F0F0為多少？為多少？

4、 3 3若采用性能等級為若采用性能等級為4.64.6的螺栓，計算螺栓小徑。的螺栓，計算螺栓小徑。( (取安全因取安全因數(shù)數(shù)S=1.0)S=1.0)N62800N2420014. 3422pDFmbbCCC MPa5 . 1240Ss 2 .14mm16014. 3196003 . 1443 . 121Fd解：解：1 1、螺栓總拉力、螺栓總拉力F2F2的大小的大小（1 1汽缸蓋最大載荷：汽缸蓋最大載荷：（2 2螺栓工作載荷螺栓工作載荷 F= 62800 / 8 N=7850N F= 62800 / 8 N=7850N；（3 3殘余預緊力殘余預緊力F1 F1=1.5FF1 F1=1.5F， F1=

5、1.5 F1=1.57850N=11775N7850N=11775N（4 4螺栓總拉力螺栓總拉力F2F2的大?。旱拇笮。篎2=F1+F=2.5F=2.5F2=F1+F=2.5F=2.5* *7850N=19600N7850N=19600N；2 2、 螺栓預緊力螺栓預緊力F0 F2=F0+FF0 F2=F0+F，F(xiàn)=F= F=0.8 F=0.8* *7850N=6280N7850N=6280N，F(xiàn)0= F2-F=19600-6280N=13320NF0= F2-F=19600-6280N=13320N；160 MPa160 MPamm3 3、性能等級為、性能等級為4.64.6的螺栓，屈服極限：的

6、螺栓，屈服極限：s=400s=4000.60.6240 MPa240 MPa， 許用應力：許用應力： 計算螺栓尺寸：計算螺栓尺寸：4 4、圖示支架用、圖示支架用4 4個普通螺栓連接在力柱上，已知載荷個普通螺栓連接在力柱上，已知載荷P=12400NP=12400N，連接的尺寸參數(shù)如圖所示，結合面摩擦系數(shù)，連接的尺寸參數(shù)如圖所示，結合面摩擦系數(shù)f=0.2f=0.2，螺栓材料的屈服極限螺栓材料的屈服極限s=270N/mms=270N/mm，安全系數(shù)，安全系數(shù)S=1.5S=1.5，螺栓，螺栓的相對剛度為的相對剛度為0.30.3，防滑系數(shù)，防滑系數(shù)Ks=1.2Ks=1.2。試求所需螺栓小徑。試求所需螺栓

7、小徑d1d1。 解題要點：解題要點：1、載荷、載荷P產(chǎn)生傾覆力矩產(chǎn)生傾覆力矩M，在，在M的作用下，左邊的兩個螺栓所受的作用下，左邊的兩個螺栓所受軸向拉力最大，容易拉斷失效，因此所需螺栓小徑軸向拉力最大，容易拉斷失效，因此所需螺栓小徑d1的計算應以的計算應以左邊兩螺栓為對象；左邊兩螺栓為對象；2、在橫向載荷、在橫向載荷P的作用下，支架可能產(chǎn)生滑移，使聯(lián)接失效。為的作用下，支架可能產(chǎn)生滑移，使聯(lián)接失效。為此，要保證在螺栓預緊力作用下，聯(lián)接的結合面間產(chǎn)生的摩擦力此，要保證在螺栓預緊力作用下，聯(lián)接的結合面間產(chǎn)生的摩擦力大于橫向載荷與防滑系數(shù)的乘積；大于橫向載荷與防滑系數(shù)的乘積；ziilMl12max2

8、)2160(421601860000解：在力解：在力P P的作用下：的作用下：1 1、螺栓組聯(lián)接承受的傾覆力矩順時針方向）、螺栓組聯(lián)接承受的傾覆力矩順時針方向） M=P M=P150=1860000N150=1860000Ncmcm2 2、在傾覆力矩、在傾覆力矩MM的作用下，左邊螺栓受力較大，所受載荷的作用下，左邊螺栓受力較大，所受載荷FmaxFmax： Fmax= Fmax= =5812.5NfzPKsmbbCCC F3 . 142 18075.203433 . 143 3、在橫向力、在橫向力P P作用下，支架與力柱結合面可能產(chǎn)生滑移，根據(jù)不滑移條作用下，支架與力柱結合面可能產(chǎn)生滑移，根據(jù)不

9、滑移條件件 fF0zKsP fF0zKsP可得可得 F0 F0=18600N=18600NF=18600+0.3F=18600+0.35812.5=20343.75N5812.5=20343.75N= =13.677mm4 4、左邊螺栓所受總拉力、左邊螺栓所受總拉力F2F2： F2=F0+ F2=F0+5 5、螺栓的許用應力、螺栓的許用應力=s/S=270/1.5=180MPa =s/S=270/1.5=180MPa 螺栓危險截面的直徑螺栓小徑螺栓危險截面的直徑螺栓小徑d1d1）6 6、d1d11 1、設單根、設單根V V帶所能允許傳遞的功率帶所能允許傳遞的功率P1=4.2kwP1=4.2kw

10、，主動帶輪，主動帶輪dd1=160mmdd1=160mm，轉速，轉速n1=1450r/minn1=1450r/min，包角，包角=1400=1400，帶與帶，帶與帶輪間的當量摩擦系數(shù)輪間的當量摩擦系數(shù)fv=0.2fv=0.2。求此單根。求此單根V V帶傳遞的有效拉力帶傳遞的有效拉力FeFe和緊邊拉力和緊邊拉力F1F1。 解：解：NndPvPFde7 .34514501602 . 4106600001000100061111 21801402 . 022163. 1FeFeFFvf eFFF 21NFFe4 .89463. 0/7 .34563. 163. 0/63. 11 2 2、單根、單根V

11、 V帶傳遞的最大功率帶傳遞的最大功率P=4.82KWP=4.82KW，小帶輪直徑，小帶輪直徑D1=180mmD1=180mm，大帶輪直徑，大帶輪直徑D2=400mmD2=400mm，n1=1450r/minn1=1450r/min，小，小輪包角輪包角1=1521=152，帶和帶輪的當量摩擦系數(shù)，帶和帶輪的當量摩擦系數(shù)fv=0.25fv=0.25，試確定，試確定帶傳動的有效圓周力帶傳動的有效圓周力FeFe、緊邊拉力、緊邊拉力F1F1和張緊力和張緊力F0F0。 解：解：v=D1n1/60=13.666m/sv=D1n1/60=13.666m/s 由由 P=FeV/1000 P=FeV/1000 那

12、么那么 Fe=1000P/v=352.7N Fe=1000P/v=352.7N 由由 Fe=2F0(efv -1)/(efv +1) Fe=2F0(efv -1)/(efv +1) 得得 F0=Fe/2(efv +1)/(efv -1)=551.6N F0=Fe/2(efv +1)/(efv -1)=551.6N F1=F0+Fe/2=727.95N F1=F0+Fe/2=727.95N F2=F0-Fe/2=375.25N F2=F0-Fe/2=375.25N3 3、圖示為帶傳動簡圖。輪、圖示為帶傳動簡圖。輪1 1為主動輪。試問：為主動輪。試問：（1 1帶傳動的主要失效形式有哪些？帶傳動工作

13、時為什么出帶傳動的主要失效形式有哪些？帶傳動工作時為什么出現(xiàn)彈性滑動現(xiàn)象？這種滑動是否可以避免？現(xiàn)彈性滑動現(xiàn)象？這種滑動是否可以避免？（2 2帶傳動工作時，帶處于圖中哪一點應力最大？最大應力帶傳動工作時，帶處于圖中哪一點應力最大？最大應力max=max=？解：解：（1 1帶傳動的主要失效形式是打滑和帶的疲勞破壞。帶傳動的主要失效形式是打滑和帶的疲勞破壞。帶傳動工作時，緊邊與松邊有拉力差，帶饒在帶輪上從緊邊到帶傳動工作時，緊邊與松邊有拉力差，帶饒在帶輪上從緊邊到松邊其彈性變形逐漸減少，帶也隨之收縮，與帶輪之間產(chǎn)生相松邊其彈性變形逐漸減少，帶也隨之收縮，與帶輪之間產(chǎn)生相對滑滑動。對滑滑動。 這種滑

14、動是不可避免的。這種滑動是不可避免的。（2 2緊邊開始繞上小輪處的緊邊開始繞上小輪處的a a點應力最大。點應力最大。max=1+b1+cmax=1+b1+c1 1、欲設計一對標準直齒圓柱齒輪傳動，現(xiàn)有兩種方案，、欲設計一對標準直齒圓柱齒輪傳動，現(xiàn)有兩種方案，方案一對齒輪的參方案一對齒輪的參數(shù)為：模數(shù)數(shù)為：模數(shù)m=4mmm=4mm，齒數(shù)，齒數(shù)Z1=20Z1=20，Z2=40Z2=40，=200=200，齒寬，齒寬b=80mmb=80mm，方方案一對齒輪參數(shù)為：模數(shù)案一對齒輪參數(shù)為：模數(shù)m=2mmm=2mm，齒數(shù)，齒數(shù)Z1=40Z1=40，Z2=80Z2=80，=200=200，齒寬，齒寬b=80

15、mmb=80mm。試分析這兩種方案對齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度、抗。試分析這兩種方案對齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度、抗膠合能力和成本等方面的影響。膠合能力和成本等方面的影響。答：（答：（1 1齒面接觸疲勞強度齒面接觸疲勞強度 方案的大、小齒輪的分度圓直徑和方案的大、小齒輪的分度圓直徑和方案的大、小齒輪的分度圓直徑分方案的大、小齒輪的分度圓直徑分別相等，兩對齒輪的齒寬也相等，其它條件相同時，兩種方案的齒面接觸疲別相等，兩對齒輪的齒寬也相等，其它條件相同時，兩種方案的齒面接觸疲勞強度相等。勞強度相等。 （2 2齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度 兩對齒輪的分度圓分別相等，但兩對齒輪的分

16、度圓分別相等，但方案的模數(shù)是方案的模數(shù)是方案的方案的2 2倍，其它條件倍，其它條件相同，模數(shù)大的抗彎強度高，相同，模數(shù)大的抗彎強度高，方案齒根彎曲疲勞強度大。方案齒根彎曲疲勞強度大。 （3 3抗膠合能力抗膠合能力 相對滑動速度大的地方，愈容易發(fā)生膠合。分度圓直徑相等時，模數(shù)愈大，相對滑動速度大的地方，愈容易發(fā)生膠合。分度圓直徑相等時，模數(shù)愈大，滑動速度也愈大，滑動速度也愈大，方案抗膠合能力弱。方案抗膠合能力弱。 （4 4本錢本錢 減小模數(shù)，降低齒高，因而減少金屬切削量，節(jié)省制造費用。減小模數(shù)，降低齒高，因而減少金屬切削量，節(jié)省制造費用。方案方案制造成本高。制造成本高。2 2、圖示為由錐齒輪和斜

17、齒圓柱齒輪組成的傳動系統(tǒng)。知：、圖示為由錐齒輪和斜齒圓柱齒輪組成的傳動系統(tǒng)。知：軸為輸入軸，軸為輸入軸，轉向如圖所示，輸入功率轉向如圖所示，輸入功率PP5 kW5 kW，轉速，轉速nn1440 r/min1440 r/min，各輪齒數(shù)，各輪齒數(shù)為：為：z1=25z1=25，z2=61z2=61，z3=22z3=22，z4=85z4=85，假設效率，假設效率 1 1。在圖中標出各輪轉向，并計算輸出軸（在圖中標出各輪轉向，并計算輸出軸（軸的轉矩。軸的轉矩。為使為使軸所受的軸向力最小，確定并在圖中標出軸所受的軸向力最小，確定并在圖中標出3 3、4 4兩輪的螺旋方向。兩輪的螺旋方向。在圖中標出輪在圖中

18、標出輪3 3在嚙合點處所受各分力在嚙合點處所受各分力(Ft3(Ft3、Fr3Fr3、Fa3)Fa3)的方向。的方向。解答：解答：（1各輪轉向如圖所示。各輪轉向如圖所示。 43. 92225856131424114 zzzznnnni7 .152min/43. 9144014 rinn3127 .152595509550 NmnPT（2） 3輪左旋，輪左旋，4輪右旋。輪右旋。 （3輪輪3的各分力方向如圖所示。的各分力方向如圖所示。 3 3、圖為一由錐齒輪、圖為一由錐齒輪斜齒圓柱齒輪組成的二級減速傳動。知斜齒圓柱齒輪組成的二級減速傳動。知軸為輸入軸，要求輸出軸軸為輸入軸，要求輸出軸按圖示方向回轉。

19、試在圖上標出按圖示方向回轉。試在圖上標出軸的轉向、齒輪軸的轉向、齒輪3 3的旋向，以及齒輪的旋向，以及齒輪2 2和齒輪和齒輪3 3所受的各個分力。所受的各個分力。 解答：解答：1、試標出各圖中未注明的蝸桿或蝸輪的轉動方向及螺旋線方向。、試標出各圖中未注明的蝸桿或蝸輪的轉動方向及螺旋線方向。 2a)n11n1b)2121n2c)1221n1d)答：答：a)圖：蝸輪逆時針轉動，（蝸桿左旋蝸輪左旋圖：蝸輪逆時針轉動，（蝸桿左旋蝸輪左旋 b)圖：蝸輪向下轉動左視：逆時針轉動），蝸桿左旋蝸圖：蝸輪向下轉動左視：逆時針轉動），蝸桿左旋蝸輪左旋）輪左旋） c)圖：蝸桿向左轉動上視：順時針轉動），（蝸桿右旋圖

20、：蝸桿向左轉動上視：順時針轉動），（蝸桿右旋蝸輪右旋蝸輪右旋 d)圖：蝸輪圖：蝸輪2逆時針轉動，（蝸桿右旋），蝸輪右旋逆時針轉動，（蝸桿右旋），蝸輪右旋 蝸輪蝸輪2順時針轉動，（蝸桿右旋），蝸輪右旋順時針轉動，（蝸桿右旋），蝸輪右旋 2 2、圖示為斜齒圓柱齒輪、圖示為斜齒圓柱齒輪蝸桿傳動，主動齒輪轉動方向和齒蝸桿傳動，主動齒輪轉動方向和齒的旋向如圖，設要求蝸桿軸的軸向力為最小時，試畫出蝸輪的的旋向如圖，設要求蝸桿軸的軸向力為最小時，試畫出蝸輪的轉向和作用在輪齒上的力以三個分力表示），并說明蝸輪輪轉向和作用在輪齒上的力以三個分力表示），并說明蝸輪輪齒螺旋線方向。齒螺旋線方向。 解答：解答：1 1

21、、圖示某轉軸兩端各用一個、圖示某轉軸兩端各用一個3020430204軸承支承，軸上載荷軸承支承，軸上載荷Fre=1000NFre=1000N，F(xiàn)ae=300NFae=300N，軸轉速為，軸轉速為1000r/min1000r/min，載荷系，載荷系數(shù)數(shù)fP=1.2fP=1.2，常溫下工作。求：，常溫下工作。求：（1 1兩支點反力；兩支點反力；（2 2兩軸承的計算載荷；兩軸承的計算載荷；（3 3危險軸承的壽命。危險軸承的壽命。知：知：3020430204軸承基本額定動載軸承基本額定動載荷荷C=28.2kNC=28.2kN，且有，且有Fd=Fr/(2Y)Fd=Fr/(2Y)，有關數(shù)據(jù)如下：，有關數(shù)據(jù)如下：eFa/FreFa/Fr e0.38XYXY100.41.7備用公式備用公式 t6h)(6010PCfnL 解：解：(1)N747N)1000(N253N150403005010001r2r1 rFFF(2)N74N7 . 122532r1d1 YFFN220N7 . 1274722r2d YFFFd1，F(xiàn)d2方向如圖所示。Fd1+Fae=74+300=374NFd2所以軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。Fa1= Fd1=74N，F(xiàn)a2= Fd1+300=374NeFF 29. 0253741r1a0, 1YXeFF 5 . 07