机械设计题库.docx
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机械设计题库
1、凸轮联轴器用M16（小径％=13.835mm,中径d2=14.702mm）普通螺栓联接，螺栓均匀分布
在直径D-155mm的圆周上，接合面摩擦系数//=0.15,传递的转距TWSN.m,载荷较平稳，防滑系数A广1.2,螺栓材料屈服极限crs,=480MPa,取平安系数[s]=4,确定螺栓个数z。
解：
许用应力[b]=^=—=\20MPa
[s]4
每个螺栓所受预紧力外,由强度条件，知
又zF^—>kfT,故
即z=6o
2、如下图凸缘联轴器，用4个M16六角头铉制孔用螺栓联接，其受剪螺栓直径为d°=17mm，螺栓长
65mm,螺纹段长28mm。
螺栓材料为Q235钢，屈服极限（Ts=240MPa,联轴器材料为HT250,强度极限crB=250MPao联轴器传递转矩7=2000N・m,载荷较平稳，试校核螺纹联接强度。
附：
受剪螺栓联接许用切应力[，]=法
设每个螺栓所受剪力为F,
r<[r],平安。
挤压面长度h=（65—28）—23=14mm
对铸铁许用挤压应力[bp、=箜=?
^=100MPa对钢许用挤压应力gpL=丝=竺=160MPa
1•^51
3、板A用5个普通螺钉固定在机座B上，己知板与机座间摩擦系数30.15,防滑系数（可靠性系数）Kf=1.2,螺钉许用应力[cr]=60MPa,试指出哪个螺钉是危险螺钉？
并按强度计算该螺钉联接中螺钉所需的小径（或
计算直径）尺寸。
（画出受力图）
解：
1）将力向形心简化：
Fq=2000?
N；
2）Fq使每一个螺钉产生作用力=%/5=2000/5=400NM使每个螺钉产生作用力
方向如图（中间螺钉作2=0）。
3）第2个螺钉受力最大，为危险螺钉，设其受力为耳
作=作］+作2=4。
。
+3000=3400N。
4）"F'NKfFR,0.15尸=L2x3400,尸=27200N
1.3Frx4/kJ12<[o-],4x1.3x27200/71^^60,[=27.39mm。
式中：
F'一一预紧力；4——螺纹小径（亦可用计算直径心计算）。
（取螺纹计算直径dc=d｝）o（画出受力图）
4、用三个普通螺栓将钢板A固定在钢板B上。
图中尺寸L=460mm,cz=85mm。
钢板间摩擦系数0.08,联接的可靠系数（防滑系数）Kf=1.5,螺纹小径di=10.106mm,螺栓的许用拉应力［.牛100MPa。
画出螺栓受力图，求能承受的最大力F为多少解：
F产生之横向
5、图示油缸油压〃=3MPa,缸径Z）=160?
mm,螺栓数量z=8,螺栓材料许用应力［b］=150MPa,取剩余
预紧力为工作拉力的1.5倍，试计算螺栓直径。
解：
螺栓工作拉力8=P71Z）2/（4z）=34x16（）2/32=7540N
剩余预紧力F"=15F
螺栓总拉力F°=F"+F=L5F+F=2.5F=2.5x7540=18850N
螺栓小径dx（或4）-［（4x1.3%）/（x150）］1/2=14.4mm
6、己知V带（三角带）传递的实际功率P=7kW,带速v=10m/s,紧边拉力是松边拉力的2倍，试求有效圆周力心和紧边拉力八的值。
解：
1）带的有效圆周力
2）带的松边拉力
由题意有：
F［=2F2
3）带的紧边拉力
7、V带（三角带）传动所传递的功率P=7.5kW,带速v=10m/s,现测得张紧力F0=1125N,
试求紧边拉力Fx和松边拉力F2o
解：
1）有效圆周力Fe
2）紧边拉力尤与松边拉力巴
初拉力尤=［（《+&）
联解
所以，F2=750N,Fx=1500N
8、单根V带（三角带）传动的初拉力F（）=354N,主动带轮的基准直径4］=160mm,主动轮转速H=1500r/min,主动带轮上的包角・彳=150?
带与带轮之间的摩擦系数.^0.485o求：
1）V带（三角带）紧边、松边的拉力F］、F2；
2）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力心及最大功率户。
e=2.718
解：
1）带速
2）联解
3）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力Fe
4）V带（三角带）传动能传递的最大功率
9、单根V带（三角带）所能传递的最大功率P=5kW,主动带轮的基准直径
ddi=140mm,主动带轮转速〃i=1460r/min,主动带轮上的包角？
i=140?
带与带轮间的当量
摩擦系数七0.5,求最大有效圆周力已和紧边拉力乙。
附：
e=2.718
解：
、丹心、士七冗兀x140x1460free，
1）带的速度口=——==10.702m/s
60x100060x1000
2）市的有效圆周力乙===467.202N
v10.702
3）带的紧边拉力£
联解
K
e=2.718,〃=05,ax140°=2.4435rad
180°
所以，F2=195.245N,=662.447N
10、单根V带（三角带）传递的最大功率F=4.82kw,小带轮的基准直径4i=180mm,大带
轮的基准直径dd2=400mm,小带轮转速〃]=1450r/min,小带轮上的包角3=152?
带与带轮
的当量摩擦系数尢0.25。
试确定带传动的有效圆周力匚、紧边拉力乙和张紧力&。
附:
e=2.718o
解
1）带的速度u=^^=5180xl450=i367m/s
60x100060x1000
2）带的有效圆周力Fc==1000x482=352.597N
ev13.67
3）带的紧边拉力入
联解
"晋=2.653函
11、分析图中斜齿圆柱齿轮传动的小齿轮受力，忽略摩擦损失。
己知：
小齿轮齿数z「18,大齿轮齿数z2=59,法向模数mn=6mm,中心距o=235mm,传递功率P=1OOkW,小齿轮转速勺二960r/min,小齿轮螺旋线方向左旋。
求：
1）大齿轮螺旋角用勺大小和方向；
2）大齿轮转矩皿；
3）大齿轮分度圆直径％；
4）大齿轮受力（用三个分力表示）的大小和方向，并在图上画出。
解：
yg=arccos〃Ei+Z2）=arccos5X（23+71）=16.4264°=16。
25'35〃，旋向如图
la2x245
mxz5x7]
大齿轮分度圆直径勺=W="64264。
=37°-106mm
p15
大齿轮转矩7；=9.55xlO6—=9.55x106x——=98793IN-mm-n2145
大齿轮受力（用三个分力表示）三个分力的方向如下图。
切向力耳=牛=
d2
轴向力Fa=F{tan（3=
径向力Fr=Fttanan/cos[3
12、图示圆锥-圆柱齿轮减速器，轮/主动，转向如图示，试在图上画出:
1）各轴转向；
2）3、4两轮螺旋线方向（使〃轴两轮所受轴向力方向相反）；
3）轮2、3所受各分力的方向。
解：
见图。
13、图示为一斜齿圆柱齿轮-蜗杆传动，小斜齿轮1主动，蜗轮为右旋，转向如图示。
试在图上标出：
1）蜗杆螺旋线方向及转向；
2）大斜齿轮螺旋线方向，要求大斜齿轮所产生的轴向力能与蜗杆的轴向力抵消一局部；
3）小斜齿轮螺旋线方向及轴的转向；
4）蜗杆轴（包括大斜齿轮）上各作用力的方向，画出受力图（各以三个分力表示）。
解：
如图。
14、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转向如图所示，试从各轴受轴向力较小要求出发，在图上画出各轮的转动方向、螺旋线方向及轴向力方向。
解：
15、起重卷筒用蜗杆传动，测得中心距为125mm,模数为5mm,zl=l,z2=40,D=
140mm,100mm,当量摩擦系数.&=0.18,手推力F=200N（忽略轴承摩擦）问：
1）在图中画出起吊重物时手柄转向、蜗轮所受三个分力方向，以及蜗轮齿旋向。
2）此机构能否自锁？
为什么？
3）计算蜗轮上三个分力的大小。
解：
1）右旋，如图示。
2）
d、=2a-d2=2x125—5x40=50mm
/"，故具有自锁性。
3）
7；=乩=200x100=20000N-mm
16、指出图示轴系的结构错误（用笔圈出错误之处，并简单说明错误原因，不要求改正，指出10处）。
解：
1）缺键；
2）缺定位轴肩；
3）旋转件与端盖接触；
4）缺密封，端盖与旋转轴接触；
5）缺挡油环；
6）套筒顶不住齿轮；
7）轴应加工成阶梯轴；
8）缺键，齿轮无周向固定；
9）精加工轴及外伸太长；
10）缺调整垫片；
17、如下图为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并改正
解：
（1）无垫片
（2）无间隙、无密封（3）键太长（4）无定位轴肩（5）无轴肩（6）套筒高于轴承内圈高度（7）轴和轮毂一样长，起不到定位作用；（8）无定位；（9）无垫片（10）采用反装。
18、指出图示某齿轮轴系的结构错误，轴承为脂润滑，齿轮为油润滑（用笔圈出错误之处，并简单说明错误原因，不要求改正）。
解：
1）轴承配用不适宜：
①向心推力轴承单个使用；
2）转动件与静止件直接接触：
②轴伸与端盖；
3）轴上零件未定位，未固定：
③套筒顶不住齿轮；④联轴器周向未固定，⑤联轴器轴向未固定
4）工艺不合理：
⑥悬伸轴精加工面过长，装配轴承不便；⑦箱体端面的加工面与非加工面没有分开；⑧端盖与箱体端面之间无垫片，无法调整轴承游隙；⑨齿轮周向定位键过长，套筒无法装入；⑩左端轴承处轴肩过高；
5）润滑与密封问题：
（11）齿轮油润滑，轴承脂润滑而无挡油环；（12）无密封，端盖不应与轴接触;
6）制图问题：
（13）缺线。
19、圆锥滚子轴承30206（旧7206）的根本额定动载荷C=24800N,极限转速/nim=6000r/min,承受当量动载荷P=5800N,要求预期寿命［Lh］=10000h,求这个轴承允许的最高转速为多少。
解：
解：
如=半（¥）'3［晶
考虑极限转速n20、斜齿轮轴由一对角接触球轴承7307AC（旧46307）支承，轴承正安装，玲=2600N,Fr2=1900N,Fa=600N,轴承计算有关系数如下表：
e
Fa/Fr>e
Fs
0.7
X=0.41,件0.85
x=i,y=o
0.7Fr
试求：
1）轴承的内部轴向力Fsi、FS2,并图示方向;
2）轴承的轴向力Fal、Fa2；
3）轴承的当量动载荷Pl、P2,并判断危险轴承，=1,内部轴向力也称派生轴向力）。
解：
（1）氏］=0.7已|=0.7x2600=1820N
（2）
氏2+0>乌，/轴承压紧，2轴承放松。
F1930
⑶丈=商=°.74*'X*・41，*=。
.85
P\>P”/轴承为危险轴承。
21、轴系由一对圆锥滚子轴承36205CC旧7205）支承，轴承的根本额定动载荷Cr=19.9kN,轴上有轴向力FA=600N,径向力FR=400N,切向力FT=2500N,轴转速n=600r/min,fd=1.3o
1）求两轴承的支反力；
2）求两轴承的当量动载荷;
3）校核危险轴承的寿命
e
Fa/FrWe
Fa/Fr>e
FS
0.36
X=l,Y=0
X=0.4,Y=1.7
Fr/2Y
解：
求支反力
求派生轴向力：
（方向向右）
（方向向左）
F1971
乌=里=—-580N
2Y2x1.7
FS2=^=-^-=172Ns-272x1.7
求轴承所受到的轴向力：
稣+&=600+580=1180Ng，2轴承压紧，1轴承放松。
所以尺i=51=580N
确定两轴承轴向动载荷系数、径向动载荷系数:
普咨=0.295xq,K=。
会晋2°e，x=o・4,y=1.7
确定两轴承担量动载荷:
判断危险轴承：
3>4，2轴承为危险轴承，应按2轴承校核寿命。
校核危险轴承寿命：
轴承寿命满足要求。
22、图示轴系由一对30208（旧7208）轴承支承，根本额定动载荷G=34kN,轴转速
〃=2000r/min,轴上作用力g=1500N,.右二1.2,问：
1）哪个轴承是危险轴承？
2）危险轴承的寿命是多少小时?
e
FJFr>e
Fs
0.38
x=i,r=o
X=0.4,左1.6
0.313Fr
解:
务=舞皿8匕=。
X2=0.4,匕=1.6
匕>3，/轴承为危险轴承，P=R=2400N
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