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