机械设计大题Word格式.docx
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4)后果:
a)v轮2<
v轮1,i不准确;
b)η↓;
c)引起带的磨损;
d)带温度↑,寿命↓。
3.齿轮传动的主要失效形式
轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、和齿面胶合,塑性变形
4.滚动轴承的基本概念
滚动轴承室是将运转的轴与轴座之间的滑动摩擦变为滚动摩擦,从而减少摩擦损失的一中机械元件
5.轴系的轴向固定
常用的轴向固定有两种,一是双支撑单向固定(两端固定式),二是单支撑双向固定(一端固定,一端游动)
1滚动轴承的寿命计算
某轴由一对代号为30212的圆锥滚子轴承支承,其基本额定动载荷C=97.8kN。
轴承受
径向力R1=6000N,R2=16500N。
轴的转速n=500r/min,轴上有轴向力FA=3000N,方向如图。
轴承的其它参数见附表。
冲击载荷系数fd=1。
求轴承的基本额定寿命。
一传动装置的锥齿轮轴用一对代号为30212的圆锥滚子轴承支承,布置如图。
已知轴的转速为1200r/min,两轴承所受的径向载荷R1=8500N,R2=3400N。
fd=1,常温下工作。
轴承的预期寿命为15000小时。
试求:
1.允许作用在轴上的最大轴向力FA
2.滚动轴承所受的轴向载荷A1、A2
图示为二级圆柱齿轮减速器的低速轴,用一对型号为6308轴承支承,已知:
齿轮分度
圆直径d=400mm,齿轮上的圆周力Ft=8000N,径向力Fr=3000N,轴向力Fa=2000N,载荷平
稳。
1)1、2两轴承的当量动载荷P1、P2;
2)两轴承的寿命之比Lh1/Lh2。
解:
支反力:
R1H=250N,R1V=2000N,R1=2016N
R2H=3250N,R2V=6000N,R2=6824N
轴承1:
R1=2016N,A1=0N,
P1=R1=2016N
轴承2:
R2=6824N,A2=Fa=2000N,
P2=fd(X2R2+Y2A2)=(0.56×
6824+1.53×
2000)=6881N
载荷比:
P2/P1=6881/2016=3.41
寿命比:
Lh1/Lh2=(P2/P1)3=39.65
1,某轴用一对30310轴承支承,轴承径向载荷R1=8000N,R2=2000N,轴上有轴向载荷
Fa1=2000N,Fa2=1000N,工作转速n=350r/min,常温下工作,有中等冲击,试计算轴承的寿命。
查表得到30310轴承:
C=122kN,Y=1.7,e=0.35,S=R/(2Y)。
S1=8000/3.4=2353N,S2=2000/3.4=588N,FA=Fa1-Fa2=1000N(方向同Fa1)
A1=S1=2353N,A2=S1+FA=2353+1000=3353N
取:
fd=1.5
A1/R1<e,P1=1.5R1=12000N,
A2/R2<e,P2=1.5(0.4×
R1+1.7×
3353)=9750N
L10h=108403h
2.图示为深沟球轴承的载荷P与
寿命L的关系曲线,试求:
1)轴承的基本额定动载荷C
2)若:
P=0.1C,n=1000r/min,L10h=?
、
因为轴承寿命L=1(106转)时承受的载荷为基本额定动载荷C,由图查得:
C=4500N,
∵P=0.1C,n=1000r/min,
3.一齿轮减速器的中间轴由代号为6212的滚动轴承
支承,已知其径向载荷R=6000N,轴的转速为n=400r/min,
载荷平稳,常温下工作,已工作过5000h,问:
1)该轴承还能继续使用多长时间?
2)若从此后将载荷改为原载荷的50%,轴承还能继续使用多长时间?
依题意:
P=fdR=6000N
查得:
C=36800N,
1)可以继续工作时间:
9613-5000=4613h
2)改为半载可以继续工作时间:
4613×
23=36904h
例3-1如图所示,用8个M24(d1=20.752mm)的普通螺栓联接的钢制液压油缸,螺栓材料的许
用应力[σ]=80MPa,液压油缸的直径D=200mm,为保证紧密性要求,剩余预紧力为QP′=1.6F,试
求油缸内许用的的最大压强Pmax。
Q=QP′+F=1.6F+F=2.6F
由:
2.6F=20814,解得:
F=8005N
汽缸许用载荷:
FΣ=zF=8F=64043N
例3-6图示的夹紧联接中,柄部承受载荷P=600N,柄长L=350mm,轴直径db=60mm,螺栓
个数z=2,接合面摩擦系数f=0.15,螺栓机械性能等级为8.8,取安全系数S=1.5,可靠性系数Kf=
1.2,试确定螺栓直径。
例3-5如例3-5图1所示螺栓联接,4个普通螺栓成矩形分布,已知螺栓所受载荷R=4000N,
L=300mm,r=100mm,接合面数m=1,接合面间的摩擦系数为f=0.15,可靠性系数Kf=1.2,螺栓的许用应力为[σ]=240MPa,试求:
所需螺栓的直径(d1)。
求得螺栓小径d1:
例3-7图示为一圆盘锯,锯片直径D=500mm,用螺母将其压紧在压板中间。
如锯片外圆的工
作阻力Ft=400N,压板和锯片间的摩擦系数f=0.15,压板的平均直径D1=150mm,取可靠性系数Kf=1.2,轴的材料为45钢,屈服极限σS=360MPa,安全系数S=1.5,确定轴端的螺纹直径。
3-52.在图示的汽缸联接中,汽缸内径D=400mm,螺栓个数z=16,缸内压力p在0~2N/mm
之间变化,采用铜皮石棉垫片,试确定螺栓直径。
3-51.如题3-51图所示,用6个M16的普通螺栓联接的钢制液压油缸,螺栓性能为8.8级,
安全系数S=3,缸内油压p=2.5N/mm2,为保证紧密性要求,剩余预紧力QP′≥1.5F,求预紧力QP
的取值范围。
(端盖与油缸结合面处采用金属垫片)
3-53.图示为某减速装置的组装齿轮,齿圈为45钢,σS=355MPa,齿芯为铸铁HT250,用6个8.8级M6的铰制孔用螺栓均布在D0=110mm的圆周上进行联接,有关尺寸如图所示。
。
试确定该联接传递最大转矩Tmax。
3-54.如题3-54图所示支架,用4个普通螺栓联接。
已知:
R=4000N,L=400mm,b=200mm,
每个螺栓所加的预紧力QP=3000N,设螺栓和被联接件的刚度相等,求螺栓所受的总拉力Q和剩余预紧力QP′。
例7-6一对闭式直齿圆柱齿轮传动,已知:
z1=25,z2=75,m=3mm,φd=1,小齿轮的转速n=970r/min。
主从动轮的[σH]1=690MPa,[σH]2=600MPa,载荷系数K=1.6,节点区域系数ZH=2.5,2材料弹性系数ZE=189.8MPa,重合度系数Zε=0.9,是按接触疲劳强度求该齿轮传动传递的功率。
由已知条件:
u=z2/z1=75/25=3
d1=mz1=3×
25=75mmb=φdd1=1×
75=75mm
因为大齿轮的许用接触应力较低,故按大齿轮计算承载能力:
齿轮传动所能传递的功率为:
7-62.题7-62图所示为二级直齿圆柱齿轮减速器,高速级与低速级的传动比相等u1=u2=3,低速级的齿宽系数为高速级的1.3倍,,齿轮材料均为45钢,小轮均调质处理,大轮均正火处理,其许用应力为:
1轮:
[σH]1=590N/mm2;
2轮:
[σH]2=490N/mm2;
3轮:
[H]σ3=580N/mm2;
4轮:
[σH]4=480N/mm2;
两级齿轮的载荷系数K、ZE、ZH、Zε均相同,其中高速级已根据接触强度算得d1=75mm,若使两对齿轮等接触疲劳强度,问低速级小齿轮直径d3应为多少?
两对齿轮接触疲劳强度相等的条件为:
接触强度的安全系数相等。
可以写为
7-65.有两对标准直齿圆柱齿轮,其材料、热处理方式都相同,第A对:
mA=2mm,zA1=50,
zA2=150;
第B对:
mB=4mm,zB1=25,zB2=75;
其齿宽b、小轮转速n1、传递功率P也相等。
按无限寿命考虑,试分析那对齿轮的接触强度高,那对齿轮的弯曲强度高。
两组齿轮中,每个齿轮的许用应力都相等,只需比较其接触应力和弯曲应力的大小来分析强度的高低。
1)比较接触强度
因两对齿轮的传动比以及齿宽相等,可以通过中心距(或齿轮直径)的大小比较两对齿轮的接
触应力。
两对齿轮的中心距相等,说明在相同的载荷下,接触应力一样。
又因为两者许用接触应力一样,
所以接触强度相等。
2)比较弯曲强度
在中心距和齿宽以及所受载荷相同的条件下,可以通过模数的大小比较两对齿轮的弯曲应力,A对齿轮模数较小,弯曲应力较大,B对齿轮模数较大,弯曲应力较小。
所以,A对齿轮弯曲强度较低,B对齿轮弯曲强度较高。
例7-8一对直齿圆锥齿轮传动如图所示,齿轮1主动,n1=960r/min,转向如图,传递功率P=3kW,
m=4mm,z1=28,z2=48,b=30mm,φR=0.3,α=20°
,试求两轮所受三个分力的大小并在图中标出方向。
例7-9图示圆锥—斜齿圆柱齿轮减速器。
齿轮1主动,转向如图,锥齿轮的参数为:
模数m=2.5mm,
z1=23,z2=69,α=20°
,齿宽系数φR=0.3;
斜齿轮的参数为:
模数mn=3mm,z3=25,z4=99,αn=20°
试:
(1)标出各轴的转向;
(2)为使Ⅱ轴所受轴向力较小,合理确定3、4轮的螺旋线方向;
(3)画出齿轮2、3所受的各个分力。
(4)为使Ⅱ轴上两轮的轴向力完全抵消,确定斜齿轮3的螺旋角β3(忽略摩擦损失)。
7-61.图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器,高速级:
mn1=2mm,z1=20,z2=80,β1=13°
,α=20°
,低速级:
mn3=3mm,z3=25,z4=75,β3=12°
,齿轮1为右旋,n1=960r/min,转向如图,传递功率P1=5kW,忽略摩擦损失。
1)在图上标出Ⅱ、Ⅲ轴的转向;
2)合理确定(在图上标出)各轮的旋向;
3)确定2、3轮所受各个分力的大小和方向。
4)计算β3取值多大才能使Ⅱ轴不受轴向力。
解:
1)各轴的转向如题7-61解图所示。
2)2、3轮为左旋、4轮为右旋,如图所示。
Fa3=Ft3tanβ=4022×
tan12°
=855N
Fr3=Ft3tanαn/cosβ3=4022×
tan20°
/cos12°
=1496N
4)为使Ⅱ轴不受轴向力,必须:
|Fa2|=|Fa3|根据:
Fa2=Ft2tanβ1Fa3=Ft3tanβ3
得到:
2tan1=FtβFt3tanβ3即:
忽略摩擦损失:
T2=T3,Ft2=2T2/d2,Ft3=2T3/d3则:
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