徐州工程学院机械设计复习题.docx
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徐州工程学院机械设计复习题
【2.54】题图所示为一圆盘锯,锯片直径D=500mm,用螺母将其夹紧在压板中间。
已知锯
片外圆上的工作阻力Ft=400N,压板和锯片间的摩擦因数f=0.15,压板的平均直径
D0=150mm,可靠性系数Ks=1.2,轴材料的许用拉伸应力[σ]=60MPa。
试计算轴端所需的螺纹直径。
(提示:
此题中有两个接合面,压板的压紧力就是螺纹连接的预紧力。
)由GB/T
196-2003查得:
M10:
d18.376mm;M12:
d110.106mm;M16:
d113.835mm;
M20:
d117.294mm。
解:
(1)计算压板压紧力F0。
由2fFD0KsFtD0得:
2st2
KsFtD1.2400500FstN5333.3N
2fD020.15150
2)确定轴端螺纹直径。
查GB196—2003,取M16(d1=13.835mm>12.130
【2.55】题图所示为一支架与机座用4个普通螺栓连接,所受外载荷分别为横向载荷
FR=5000N,轴向载荷FQ=16000N。
已知螺栓的相对刚度Cb/(Cb+Cm)=0.25,接合面间摩擦因数,f=0.15,可靠性系数Ks=1.2,螺栓材料的机械性能级别为8.8级,最小屈服点σ
min=640MPa,许用安全系数[S]=2,试计算该螺栓小径d1的计算值。
FQ16000
FQN
44
2)计算螺栓的预紧力
解:
(1)螺栓组连接受力分析:
这是螺栓组连接受横向载荷FR和轴向载荷FQ联合作用的情况,故可按结合面不滑移计算螺栓所需的预紧力F,按连接的轴向载荷计算单个螺栓的轴向工作载荷F,然后求螺栓的总拉力F0。
1)计算螺栓的轴向工作载荷F。
根据题给条件,每个螺栓所受轴向工作载荷相等,故有
4000N
F。
由于有轴向载荷的作用,接合面间的压紧力为残余预紧力F
联立两式,则得:
KsFR
4f
1CbF1.25000N1-0.254000N13000NCbCm40.15
(2)
计算螺栓的小径d1:
螺栓材料的机械性能级别为8.8级,其最小屈服点
Smin
640MPa,安全系数S=2,∴许用拉伸应力[]Smin640MPa320MPa[S]2
∴d1
41.314000
mm8.510mm
320
【2.59】一压力容器盖螺栓组连接如图所示,已知容器内径D=250mm,内装具有一定压强
的液体,沿凸缘圆周均匀分布12个M16(d1=13.835mm)的普通螺栓,螺栓材料的许用拉应力180MPa,螺栓的相对刚度C10.5,按紧密性要求,剩余预紧力
C1C2
Qr1.83QF,QF为螺栓的轴向工作载荷。
试计算:
该螺栓组连接允许容器内的液体最大压强及每个螺栓连接所需的预紧力。
【2.63】有一提升装置如上右图所示。
(1)卷筒用6个M8(d1=6.647mm)的普通螺栓固连在蜗轮上,已知卷筒直径D=150mm,
螺栓均布于直径D0=180mm的圆周上,接合面间摩擦系数f=0.15,可靠性系数Ks=1.2,螺栓材料的许用拉伸应力[σ]=120MPa,试求该螺栓组连接允许的最大提升载荷FWmax。
(2)若已知FWmax=6000N,其他条件同
(1),试确定螺栓直径。
解:
(1)此螺栓组的螺栓仅受预紧力F作用,螺栓所能承受的最大预紧力Fmax为:
d121206.6472
41.341.3
则根据接合面间不发生相对滑动条件可得:
6fFmaxD0KSFWmaxD
22
2)由接合面间不发生相对滑动条件可得:
查GB196-2003,取M12(d110.106mm>9.589mm)
【3.35】带传动弹性滑动是如何产生的?
它和打滑有什么区别?
能否通过正确设计来消除弹性打滑?
它们各自对传动产生什么影响?
打滑首先发生在哪个带轮上?
为什么?
答:
①胶带具有弹性,受拉后将产生弹性伸长,且带的变形量F,因为F1>F2,所以
1>2,带绕过主动轮时,伸长量将逐渐减小并沿轮面滑动,而使带的速度落后于主动轮的圆周速度。
绕过从动轮时,带将逐渐伸长,也会沿轮面滑动,不过在这里是带速超前于从动轮的圆周速度。
这种由于材料的弹性变形而产生的滑动称为弹性滑动。
②弹性滑动是由带的松、紧边拉力差造成弹性伸长量变化产生的带与轮之间的相对滑动,而打滑却是由于过载而产生带与轮之间的相对滑动。
③只要有传递载荷,就有松、紧力拉力差,所以弹性滑动是带传动正常工作时固有的特性,不可避免。
④弹性滑动对传动的影响:
从动轮的圆周速度总是落后于主动轮的圆周速度,传动比不准确;损失一部分能量。
打滑的影响:
打滑造成带的严重磨损,并使带的运动处于不稳定状态,使传动失效。
⑤因为带在大轮上的包角大于小轮上的包角,所以一般来说打滑总是在小轮上先开始。
【3.46】影响链传动速度不均匀性的主要参数是什么?
为什么一般情况下链传动的瞬时传动比不是恒定的?
在什么条件下是恒定的?
答:
①影响链传动速度不均匀性的主要参数是小链轮齿数z1、节距p及紧边链长。
②通常
2是一个节距在主、从动轮上所对的圆心角,与齿数z1、z2有关。
即使主动轮角速度1是常数,2也随、而变化,所以ii也随时间而变化,故瞬时传动比不是很定的。
③只有当z1z2,并且紧边链长为链节距的整数倍的特殊情况下才能保证瞬时传动比ii为常数。
【3.54】设带所能传递的最大功率P3kw,已知主动轮直径d1140mm,n11420r/min,小轮包角1160,带与带轮间的当量摩擦系数f'0.5,求最
大有效圆周力F和紧边拉力F1
即带传递的最大有效圆周力F为288.46N,这时紧边拉力F1为383.35N
带的离心力,求工作时松、紧边拉力F2、F1A4.76cm2。
∴F0
3.57】一链传动,z125,z275,n1960r/min,现由于工作需要,拟将从动轮转速降到
n2220r/min左右(相对误差小于3%),若不考虑中心距变化的影响,试问:
解:
(1)改变z1的方案。
为使n2220r/min,z275,n1960r/min,则
0A1.2476571.2N,而F750N
是原来的KZKZ
KZ为z125的小链轮齿数系数,KZ为z117的小链轮齿数系数。
(2)改变z2方案。
通过增大从动轮齿数来满足n2,则
z2z1n1n275960220109.1齿,取z2109齿,相对误差0.1%<3%,允许。
从前述链所能传递的功率公式看没有改变的参数,所以链条所传递的功率不变。
(3)比较上述两种方案,若传动空间允许时,增大从动轮齿数有利,因为减小主动轮的齿数,将使传动功率下降。
【4.83】在展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器中,已知:
中间轴上高速级大齿轮的螺旋线方向为
左旋,齿数z151,螺旋角115,法面模数mn3;中间轴上低速级小齿轮的螺旋线
的方向也为左旋,其齿数z217,法面模数mn5。
试问:
低速级小齿轮的螺旋角2应为
多少时,才能使中间轴上两齿轮的轴向力相互抵销?
解:
若使中间轴两齿轮轴向力能够相互抵消,则必须满足条件:
Fa1Fa2
由中间轴的力矩平衡得Ft1d1Ft2d2
t12t22
517
得sin2sin150.1438
2351
8.2781612
【4.91】图所示为一蜗杆—圆柱斜齿轮—直齿圆锥齿轮三级传动,已知蜗杆为主动,且按图示
方向转动。
试在图中绘出:
(1)各轮转向;
(2)使Ⅱ、Ⅲ轴轴承所受轴向力较小时的斜齿轮
轮齿的旋向;(3)斜齿轮3在啮合点所受各分力Ft3、Fr3、Fa3的方向。
4.93】
图所示为一卷扬机的传动装置,试计算卷扬机能够提升的最大重力
FW。
已知电动机
功率P
3kW,减速器输入转速n1
960r/min,卷筒直径
D200mm,齿轮齿数
z1z3
22,
z2z4110,齿轮模数
4mm,齿轮材料为
45钢,调质,其许用应力
值为
H1
H3550MPa,H2
H4500MPa,
F1
F3250MPa,
F2
F4
200MPa,齿轮宽度b1
b3
75mm,b2b4
70mm。
齿轮强度计算公
式H
210002
bd12
KT1u1
2000KT1Y
bd1mF
。
式中,YF1
YF32.72,
YF2
YF42.18;K
1.3。
注:
T1的单位为Nm。
(忽略传动系统的摩擦损失)
图见书
P88)
解:
(1)
计算各轴的转速:
n2
n1z196022192r/min
110
z2
n3
n2
192r/min,
n4
n3z31922238.4r/min
110
z4
若电机全功率运行,
忽略传动系统摩擦损失,则各齿轮所受力矩:
T4
5
95.5105P/n4
5
95.51053/38.4746.1Nm
T4d3T4mz3
d4
mz4
746.122149.22Nm
110
T3149.22Nm
T2d1T2mz1T1
d2
149.222229.84Nm
mz2110
3)因第一对齿轮z1、z2与第二对齿轮z3、z4各项参数一致,第二对齿轮传动的转矩大,只按第二对齿轮进行强度计算。
4)按齿面接触强度计算:
3、4齿轮的接触应力相同,但H4H3,所以:
所以按齿根弯曲强度计算:
F325091.1,F420091.7
YF32.72YF42.18
80。
4.99】由两对材料、热处理方法、加工精度等级和齿宽均对应相等的直齿圆柱齿轮,已知:
第一对齿轮m4mm,z120,z240;第二对齿轮m3mm,z140,z2
两对齿轮接触应力的比值H
若不考虑重合度的影响,试计算其在相同条件下工作时,
和弯曲应力的比值FF。
5.5】普通圆柱蜗杆传动的正确啮合条件是什么?
答:
普通圆柱蜗杆传动的正确啮合条件是:
在中间平面上
5.15】蜗杆传动的主要失效形式有哪些?
其设计计算准则是什么?
答:
①蜗杆传动的主要失效形式有:
齿面胶合、点蚀和磨损。
②蜗杆传动的设计计算准则是:
按蜗轮齿面接触疲劳强度条件性计算,蜗杆传动的承载能力,并在选择许用应力时,适当考虑胶合和磨损等失效因素的影响。
同时,对闭式蜗杆传动要进行热平衡计算,必要时进行蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算,蜗杆轴的强度计算和刚度计算。
【5.19】有一标准普通圆柱蜗杆传动,已知模数m8mm,传动比i21,蜗杆分度圆直径
d180mm,蜗杆头数z12。
试计算该蜗杆传动的主要几何尺寸。
若中心距圆整为
a210
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