1、机械设计题库1、凸轮联轴器用M16 (小径 =1 3. 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= = = 20MPas 4每个螺栓所受预紧力外,由强度条件,知又 zFkfT ,故即 z =6 o2、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 =
2、240MPa ,联轴器材料为HT250,强度极限 crB = 250MPa o联轴器传递转矩7=2000Nm,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 = 14 mm对铸铁许用挤压应力bp、=箜= ? = 100MPa 对钢许用挤压应力gpL =丝=竺=160 MPa1 5 13、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
3、)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 = 400N M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) FNKfFR, 0.15尸=L2 x 3400,尸= 27200N1.3Fr x4/kJ12o-, 4x1.3x27200/7160, =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
4、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100 MPa。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 = P71 Z)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 = 2.5 x 75
5、40 = 1885 0 N螺栓小径 dx (或4) - (4 x 1.3%) /( x 150 )1/2= 14.4mm6、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 = 2F23)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Fe2) 紧边拉力尤与松边拉力巴初拉力尤=(+&)联解所以,F2 = 750N , Fx = 1500N8、 单根V带(三
6、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Fe4) 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
7、.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 x 140 x 1460 free ,1) 带的速度口 = = =10.702m/s60 x 1000 60 x 10002) 市的有效圆周力乙= = =467.202Nv 10.7023) 带的紧边拉力联解Ke = 2.718 , = 05 , a x 140= 2.4435rad180所以,F2 = 195.245N , = 662.447N10、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
8、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/s60x1000 60x10002) 带的有效圆周力 Fc = = 1000x482 = 352.597Ne v 13.673)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z18,大齿轮齿数 z2=59,法向模数mn=6mm,中心距o=235mm,传递功率P= 1 OOkW,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
9、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 = arccosEi +Z2)= arccos5 X (23 +71) = 16.4264 = 16。2535,旋向如图la 2x 245m x z 5x7大齿轮分度圆直径勺=W = 64264。= 37-106mmp 15大齿轮转矩 7; = 9.55 xlO6 = 9.55 x 106 x =98793IN - mm - n2 145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 =
10、Ft tanan /cos312、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
11、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 = 2 x 125 5 x 40 = 50mm/,故具有自锁性。3)7;=乩=200 x
12、100 = 20000N - mm16、 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
13、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:向心推力轴承单个使用;2) 转动件与静止件直接接触:轴伸与端盖;3) 轴上零件未定位,未固定:套筒顶不住齿轮;联轴器周向未固定,联轴器轴向未固定4) 工艺不合理:悬伸轴精加工面过长,装配轴承不便;箱体端面的加工面与非加工面没有分开; 端盖与箱体端面之间无垫片,无法调整轴承游隙;齿轮周向定位键过长,套筒无法装入;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:(
14、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n eFs0.7X=0.41,件0.85x=i, y=o0.7Fr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| =0.7 x 2600 =1820N(2)氏2+0乌,/轴承压紧,2轴承放松。
15、F 1930丈=商=.74* X*41,*=。.85P 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=19.9 kN, 轴上有轴向力FA=600 N,径向力FR=400N,切向力FT=2500 N,轴转速n=600 r/min, fd=1.3o1) 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eFa/FrWeFa/FreFS0.36X=l, Y=0X=0.4, Y=1.7Fr/2Y解:求支反力求派生轴向力:(方向向右)(方向向左)F 1971乌=里=-580N2Y 2 x 1.7FS2 = = - = 1
16、72N s- 27 2x 1.7求轴承所受到的轴向力: 稣+& =600 + 580 = 1180 Ng,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= 0.295 xq, K=。会晋2e,x = o4, 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= 1500 N,.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?eFJFreFs0.38x=i, r=oX=0.4,左 1.60.313Fr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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