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1、 凸轮联轴器用M16(小径=13.835mm,中径=14.702mm)普通螺栓联接，螺栓均匀分布在直径=155mm的圆周上，接合面摩擦系数=0.15,传递的转距=800N.m，载荷较平稳，防滑系数=1.2，螺栓材料屈服极限=480MPa，取安全系数=4，确定螺栓个数。解：许用应力= 每个螺栓所受预紧力，由强度条件，知又，故即=6。2、如图所示凸缘联轴器，用4个M16六角头铰制孔用螺栓联接，其受剪螺栓直径为，螺栓长65mm，螺纹段长28mm。螺栓材料为Q235钢，屈服极限，联轴器材料为HT250，强度极限。联轴器传递转矩T2000N.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许用挤压应力（静载）：对钢；对铸铁设每个螺栓所受剪力为F，则，故切应力，安全。挤压面长度对铸铁许用挤压应力对钢许用挤压应力挤压应力，安全。3、板A用5个普通螺钉固定在机座B上，已知板与机座间摩擦系数m=0.15，防滑系数（可靠性系数）Kf=1.2，螺钉许用应力，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：FQ2000N； 2）FQ使每一个螺钉产生作用力M使每个螺钉产生作用力 方向如图（中间螺钉)。3）第2个螺钉受力最大，为危险螺钉，设其受力为FR。 4）， ，。式中： 预紧力； 螺纹小径（亦可用计算直径计算）。4、用三个普通螺栓将钢板A固定在钢板B上。图中尺寸L460mm，a=85mm。钢板间摩擦系数m=0.08，联接的可靠系数（防滑系数）Kf=1.5，螺纹小径d1=10.106mm，螺栓的许用拉应力s=100 MPa。画出螺栓受力图，求能承受的最大力F为多少（取螺纹计算直径dc=d1）。（画出受力图）解： F产生之横向 FL产生之横向力 螺栓所受最大力= 螺栓拉力 5、图示油缸油压，缸径D=160mm，螺栓数量z=8，螺栓材料许用应力,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 残余预紧力 螺栓总拉力螺栓小径6、已知V带（三角带）传递的实际功率P7kW，带速v10m/s，紧边拉力是松边拉力的2倍，试求有效圆周力Fe和紧边拉力F1的值。解：1）带的有效圆周力 2）带的松边拉力 由题意有： 联解 3）带的紧边拉力 7、V带（三角带）传动所传递的功率P7.5kW，带速v10m/s，现测得张紧力F01125N，试求紧边拉力F1和松边拉力F2。解：1）有效圆周力Fe2）紧边拉力F1与松边拉力F2初拉力联解所以，8、单根V带（三角带）传动的初拉力F0354N，主动带轮的基准直径dd1=160mm，主动轮转速n1=1500r/min，主动带轮上的包角a1150，带与带轮之间的摩擦系数m=0.485。求：1）V带（三角带）紧边、松边的拉力F1、F2；2）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力Fe及最大功率P。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P5kW，已知主动带轮的基准直径dd1=140mm，主动带轮转速n1=1460r/min，主动带轮上的包角a1140，带与带轮间的当量摩擦系数m=0.5，求最大有效圆周力Fe和紧边拉力F1。附：e=2.718解：1）带的速度2）带的有效圆周力3）带的紧边拉力F1联解，rad所以，10、单根V带（三角带）传递的最大功率P4.82kW，小带轮的基准直径dd1=180mm，大带轮的基准直径dd2=400mm，小带轮转速n1=1450r/min，小带轮上的包角a1152，带与带轮的当量摩擦系数m=0.25。试确定带传动的有效圆周力Fe、紧边拉力F1和张紧力F0。 附：e=2.718。解1）带的速度2）带的有效圆周力3）带的紧边拉力F1联解rad4）张紧力F011、分析图中斜齿圆柱齿轮传动的小齿轮受力，忽略摩擦损失。已知：小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=59，法向模数mn=6mm，中心距a=235mm，传递功率P=100kW，小齿轮转速n1=960r/min，小齿轮螺旋线方向左旋。求：1）大齿轮螺旋角b的大小和方向；2）大齿轮转矩T2；3）大齿轮分度圆直径d2；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：， 旋向如图大齿轮分度圆直径 大齿轮转矩 大齿轮受力（用三个分力表示）三个分力的方向如图所示。 切向力=轴向力径向力 12、图示圆锥-圆柱齿轮减速器，轮1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II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，已知蜗轮为右旋，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部分；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，z11，z240，D140mm，L=100mm，当量摩擦系数mv=0.18，手推力F200N（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），故具有自锁性。3）4）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、如图所示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）轴承配用不合适：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：（13）缺线。19、圆锥滚子轴承30206（旧7206）的基本额定动载荷C24800N，极限转速nlim6000r/min，承受当量动载荷P5800N，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： 考虑极限转速，综合考虑，轴承允许的最高工作转速为211.5 r/min。 20、斜齿轮轴由一对角接触球轴承7307AC（旧46307）支承，轴承正安装，已知Fr1=2600 N，Fr2=1900 N，FA=600 N，轴承计算有关系数如下表：eFa/FreFa/FreFS0.7X=0.41，Y=0.85X=1，Y=00.7Fr试求：1）轴承的内部轴向力FS1、FS2，并图示方向；2）轴承的轴向力Fa1、Fa2；3）轴承的当量动载荷P1、P2，并判断危险轴承（fd=1，内部轴向力也称派生轴向力）。解：（1） （2），1轴承压紧， 2轴承放松。 （3）， ， ，1轴承为危险轴承。 21、轴系由一对圆锥滚子轴承36205C（旧7205）支承，轴承的基本额定动载荷Cr =19.9 kN，轴上有轴向力FA=600 N，径向力FR400N，切向力FT2500 N，轴转速n=600 r/min，fd=1.3。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eFa/FreFa/FreFS0.36X=1，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）求轴承所受到的轴向力：FS2，2轴承压紧，1轴承放松。所以确定两轴承轴向动载荷系数、径向动载荷系数：，确定两轴承当量动载荷：判断危险轴承：，2轴承为危险轴承