机械设计复习题

一 判断 2 设计软齿面圆柱齿轮传动时 应取小齿轮的齿面硬度与大齿轮的齿面硬度相同 F 3 一对啮合的直齿圆柱齿轮z1 18 z2 44 小轮齿面的接触应力比较大 F 4 齿轮传动的瞬时传动比随外载荷的变化而变化 F 5 设计圆柱齿轮传动时 应取小齿轮的齿宽小于或等于大齿轮的齿宽 F 6 开式齿轮传动 齿面点蚀是其主要的一种失效形式 F 8 与带传动 链传动相比 齿轮传动的效率最高 T 9 在一对标准圆柱齿轮传动中 由于模数相同 所以两轮轮齿的弯曲强度也相同 F 10 设计齿轮传动时 同一齿数的直齿圆柱齿轮 斜齿圆柱齿轮和锥齿轮的齿形系数 YFa值是相同的 F 11 一对直齿圆柱齿轮传动 在齿顶到齿根各点接触时 齿面的法向力 Fn是相同的 T 12 在闭式齿轮传动中 一对软齿面齿轮的齿数一般应互为质数 T 13 影响一对齿轮齿面接触强度的主要尺寸是中心距和齿宽 T 14 在齿根弯曲疲劳强度计算中 只考虑作用于齿根危险截面上的弯曲应力 其他应力忽略不计 T 15 对于软齿面闭式齿轮传动 若弯曲强度校核不足 则较好的解决办法是保持 d1 或 a 和 b 不变 减 少齿数 增大模数 T 二 选择 1 对齿面硬度 350HBS 的一对齿轮传动 选取齿面硬度时应使 C A 小齿轮齿面硬度大齿轮齿面硬度 D 小齿轮齿面硬度 大齿轮齿面硬度 2 两个齿轮的材料 齿宽 齿数相同 第一个齿轮模数m1 2mm 第二个齿轮模数m2 4mm 它们的弯曲强 度承载能力 B A 相同 B 第二个比第一个大 C 第一个比第二个大 D 承载能力与模数无关 3 标准直齿圆柱齿轮传动 轮齿弯曲强度计算中的齿形系数只决定于 B A 模数 m B 齿数 zC 齿宽系数 dD 齿轮精度等级 4 对普通齿轮传动 精度为 7 8 9 级 轮齿弯曲强度公式是按载荷作用在 B 为出发点推导出来的 A 齿根B 齿顶C 分度圆附近D 齿根圆角30 切线与轮齿中心线交点 5 公式用于直齿圆柱齿轮的 A 3 2 H HE1 1 12 ZZ u uKT d d A 齿面接触疲劳强度计算B 齿根弯曲疲劳强度计算 C 抗磨损计算D 抗胶合计算 6 选择齿轮精度等级的主要依据是 A A 圆周速度B 转速C 传递功率D 传递转矩 7 一对齿轮传动 已知齿数z1 H2 B H1 H2 C H1350HBS 大齿轮齿面硬度 350HBS 在传递 动力时 C A 小齿轮齿面最大接触应力较大B 大齿轮齿面最大接触应力较大 C 两齿轮齿面最大接触应力相等D 与齿数 材料有关 不一定哪个大 1 在齿轮传动中 主动轮所受的切向力 圆周力 与其转向 而从动轮所受的切向力 圆周力 与 其转向 相反 相同 2 在齿轮传动中 大小齿轮互相对应的齿面点的接触应力是 相 等的 大小齿轮的齿根最大弯曲应力 是不 等的 相 不 3 齿轮的主要失效形式有 齿面磨损 齿面点蚀 胶合 齿面塑性变形 轮齿折断 4 在确定齿轮传动的齿数时 对于闭式传动 应将z1取得 些 对于开式传动 应将z1取得 些 多 少 5 圆柱齿轮校核计算中的齿宽系数 是 齿轮的齿宽与 齿轮的分度圆直径之比 大 小 6 齿轮齿面接触强度计算中 不同工况时 齿面接触应力的循环特性 都是脉动循环 7 软齿面闭式齿轮传动主要失效形式是 高硬度硬齿面闭式齿轮传动的主要失效形式是 点蚀 轮齿折断 8 圆柱齿轮的齿宽系数 齿宽 b 愈宽 承载能力愈 但大 会使 严重 选择 d b d 1 d 的原则是 大 小轮为硬齿面 取偏 值 精度高取偏 值 对称布置比悬臂布置 d d 可取偏 值 大 载荷分布不均现象 小 大 大 9 直齿圆柱齿轮传动中 齿面受法向力 Fn 径向力 Fr和圆周力 切向力 Ft 在轮齿啮合的每一点都可 得到以上三个力的大小和方向 但其中只有 Fn的大小 在各啮合点为一不变的常量 1 V 带 三角带 传动因为有 弹性滑动 的影响 其传动比不恒定 2 带传动的主要失效形式为 打滑 和 疲劳破坏 3 V 带 三角带 的截面尺寸越大 则带轮的最小直径应越 大 4 限制小带轮的最小直径是为了保证带中 弯曲应力 不致过大 5 当采用张紧轮装置将带张紧时 为了带只受单向弯曲 张紧轮一般放在 松 边 内 侧 同时 张紧轮应尽量靠近 大 轮 以免过分地影响带在小带轮上的包角 若主要考虑增大包角 则张 紧轮应放在靠近 小 轮处的 松 边 外 侧 6 为了使 V 带 三角带 与带轮轮槽更好地接触 轮槽角应 小 于 V 带截面的楔角 随带轮 直径减小 角度的差值越 大 7 举出三种带轮材料 铸铁 铸钢 铸铝 塑料 8 带传动工作时 带上应力由 拉应力 离心应力 弯曲应力 三部分组成 二 判断 1 为了避免打滑 可将带轮上与带接触的表面加工得粗糙些以增大摩擦 F 2 通常 V 带 三角带 传动的中心距都做成不可调的 F 3 V 带 三角带 传动的效率比平带传动的效率高 所以 V 带 三角带 应用更为广泛 F 4 V 带 三角带 传动的平均传动比是准确的 F 5 与齿轮传动相比 V 带 三角带 传动具有过载保护的优点 T 三 简答 1 带传动的设计准则是什么 带传动的设计准则是 在保证带传动不打滑的条件下 具有一定的疲劳强度和寿命 2 带传动的打滑经常在什么情况下发生 打滑多发生在大带轮上还是小带轮上 当工作载荷超过一定限度时发生打滑 由于小带轮包角总是小于大带轮包角 故打滑通常发生在小带轮上 3 带传动为什么要限制其最小中心距和最大传动比 1 中心距愈小 带长愈短 在一定速度下 单位时间内带的应力变化次数愈多 会加速带的疲劳破 坏 如在传动比一定的条件下 中心距越小 小带轮包角也越小 传动能力下降 所以要限制最小中心距 2 传动比较大且中心距小时 将导致小带轮包角过小 传动能力下降 故要限制最大传动比 4 带传动的弹性滑动与打滑的主要区别是什么 带传动的弹性滑动与打滑的主要区别 1 弹性滑动是由于带传动在工作时 带受到拉力后要产生弹性变形 但因紧边和松边的拉力不 同 带两边弹性变形也不同 故带与带轮轮缘之间发生相对滑动 而打滑是由于工作载荷过大 使带传动传递的有效圆周力超过了最大 临界 值而引起的 2 弹性滑动只发生在带由主 从动轮上离开以前那一部分接触弧上 而打滑发生在相对于全部 包角的接触弧上 即前者静弧 0 后者静弧 0 3 弹性滑动是带传动正常工作时固有特性 避免不了的 而打滑则使传动失效 应该避免 一 判断 1 轴承预紧力的大小应合适 预紧过大时对提高轴系刚度的效果不再显著 T 2 某齿轮位于左 右两个面对面安装 正安装 的角接触滚动轴承支承的轴中部 若采用背对背安装 反安装 型式 则降低了轴系刚度 T 3 滚动轴承一般由内座圈 外座圈 滚动体和保持架四部分组成 有些滚动轴承可以缺少其中某一部分 或某几部分 但滚动体是不缺少的 T 4 由于三支点轴系对制造及装配精度要求高 因此一般情况下 应尽量不采用三支点轴系 T 5 深沟球轴承 6206 旧 206 内圈与轴的配合可以标注为 30k6 T 6 深沟球轴承 6206 旧 206 外圈与孔的配合在装配图上可以标注为 F 62 H7 h6 7 直齿圆柱齿轮轴系由一对角接触球轴承 7206C 支承 旧 36206 两轴承所受径向力大 小不相等 但这两个轴承所受的轴向力将是相等的 T 二 选择 1 某正反向回转 承受轴向力大的蜗杆轴系 当在一般速度下运转时 需选用 支承结构 在高速运转条件下 则宜选用 支承结构 C D A 深沟球轴承两端固定 B 角接触球轴承两端固定 C 双列推力球轴承与 60000 型构成一端固定 另一端游动 D 一对角接触球轴承构成一端固定 另一端游 动 2 为保证传动的啮合精度 轴系应具有轴向位置调整功能 B A 斜齿圆柱齿轮B 锥齿轮C 平带传动 D 直齿圆柱齿轮 3 对于工作温度较高或较长的轴 轴系固定结构可采用 C A 两端固定安装的深沟球轴承 B 两端固定安装的角接触轴承 C 一端固定 另一端游动的型式 D 两端游动安装的结构型式 4 滚动轴承外圈与机座孔的配合 采用 制 B A 基孔制B 基轴制C 混合制 D 基孔 基轴制均可 5 采用 轴承的轴系轴向刚度高 A A 圆锥滚子轴承B 角接触球轴承 25 C 深沟球轴承 D 角接触球轴承 15 例 设计如图 8 18 所示的带式运输机传动方案 中的滚子链传动 已知小链轮转速 n1 173 8r min 传动 比 i 2 5 传递功率 P 10 04kW 两班制工作 中心距可调节 工作中有中等冲击 图 8 18 带式运输机传动方案 解 1 选定链轮齿数 z1 z2 初步假设链速 v 0 6 3m s 由表 8 8 查得小链轮齿数 z1 17 取 z1 23 z2 iz1 2 5 23 57 5 取 z2 58 120 合适 2 根据实用功率曲线 选链条型号 1 初定中心距 a0 40p 链节数 LP为 取 LP 122 节 由于中心距可调 可不算实际中心距 估计 链条链板可能产生疲劳破坏 由表 8 6 查得 KZ 1 23 由表 8 7 查得 KP 1 0 初取单排链 由 图 8 16 查得 KL 1 07 由表 8 5 查得 KA 1 3 该链条在实验条件下所需传递的功率 由图 8 14 按 P0 9 92kW n1 173 8r min 选取链条型号为 20A p 31 75mm 且 P0与 n1交点在曲线 顶点左侧 确系链板疲劳破坏 估计正确 3 校核链速 与原假设 v 0 6 3m s 范围符合 4 计算链长和中心距 链长 L LP 中心距 中心距调整量 5 计算作用在轴上的压轴力 工作拉力 作用在轴上的压轴力 计算结果 链条型号 20A 1 122 GB1243 1 83 6 链轮结构设计从略 1 已知 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 Fe和紧 松边拉力 F1 F2的值 1 带的有效圆周力 F P v e N 100010007 10 700 2 带的松边拉力 FFF 12 e 由题意有 FF 12 2 联解 FFF FF 12 12 700 2 e N F2700 N 3 带的紧边拉力 FF 12 227001400 N 2 单根 V 带 三角带 传动的初拉力 F0 354N 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 1 150 带与带轮之间的摩擦系数 f 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 1 带速v d n d1 m s 1 601000601000 12566 2 联解 f FF FFF e N70835422 21 021 150 180 2618 559 3 718 2718 2 e 2697 1 618 2 485 0 f FF F F 12 12 708 3559 F1552 713 F2155286 3 V 带 三角带 传动能传递的最大有效圆周力 Fe N427 397 1559 3 1559 3 3542 1e 1e 2 0e f f FF 4 V 带 三角带 传动能传递的最大功率 PF v e kW 10003974271256610004994 3 一普通 V 带 三角带 传动 采用 A 型带 两个带轮的基准直径分别为 125mm和250mm 初定中 心距a0 450mm 据此 初步求得带长 Ld0 1498mm 试 1 按标准选定带的基准长度 Ld 2 确定实际中心距 附 A 型带的基准长度系列 部分值 Ld mm 900 1000 1120 1250 1400 1600 1800 2000 解 1 选定 V 带 三角带 的基准长度 Ld 1600mm 2 实际中心距 mm501 2 14981600 450 2 d0d 0 LL aa 若选 则mm1400 d Lmm401 2 14981400 450 a 1 与带传动相比 链传动对轴的压轴力比较小 T 2 推荐链轮最大齿数 zmax 120 此限制是为了保证链速的均匀性 F 3 链条的节数宜采用偶数 T 4 链传动的平均传动比 F 1 2 d d i 5 滚子链可实现比较平稳和无噪声工作传动 F 6 滚子链传动中 滚子的作用是减轻轮齿的磨损 T 7 链传动运动的不均匀性是造成瞬时传动比不恒定的原因 T 8 打滑是链传动的一种失效形式 F 9 链传动中两轮轴线的相对位置应 A A 平行 B 相交成一定的角度 C 相交成直角D 成任意角交错 10 链传动的特点是 D A 瞬时传动比和平均传动比都是常数 B 瞬时传动比和平均传动比都不是常数 C 瞬时传动比是常数而平均传动比不是常数 D 瞬时传动比不是常数而平均传动比是常数 1 零件的应力变化规律 工作应力增长规律 通常分为几种 并对每种举出一个实例 工程 设计中难以确定应力变化规律时 可采用何种类型 分为简单加载 r 常数 或 常数 复杂加载 m 常数及 min 常数 ma r 常数 转轴弯曲应力 m 常数 车辆减振弹簧 min 常数 气缸盖螺栓 难以判定类型时 一般按 r 常数处理 2 在图示某零件的许用极限应力图中 A E S 为疲劳极限曲线 M 为零件的工作应力点 下列 三种情况下的极限应力点分别为 a 应力循环特性 r 常数时 M3 点 b 平均应力 m 常数时 M1 点 c 最小应力 min 常数时 M2 点 1 求直齿圆柱齿轮传动的从动轮受力大小和方向 用两个分力表示 已 知 传动功率 P1 2kW 从动轮转速 n2 95 5r min z1 30 z2 60 m 3mm 20 i n n z z 1 2 2 1 60 30 2 nn 12 22955 minr F T d P n mz t N 22955102955102 3202955 22222 1 1 6 11 1 6 FF rt N tan tan 22222208088 例 深沟球轴承 6208 旧 208 的基本额定动载荷 Cr 25 6kN 当量动载荷 P 5200N 工作转速 n 630r min 试计算轴承寿命 Lh 如要求一班制工作三年 按每年工作 260 天 轴承寿命是否满足要求 L n C P h 25600 5200 1667016670 630 3157 h 3 不满足要求 Lh 826036240 h LL hh 例 试计算图示各轴承所受的轴向载荷 内部轴向力 FS 0 7Fr FF S1r1 070755003850 N FF S2r2 075600 N FF S1A1 385030006850 N FF S2A2 5600800013600 N FFFF S2A2S1A1 FFFF a1S2A2A1 13600300010600 N FF a2S2 5600 N 例题 某零件受稳定交变弯曲应力作用 最大工作应力 最小工作应力 MPa180 max 屈服极限 对称循环疲劳极限 脉动循环疲劳极限MPa150 min MPa240 S MPa180 1 略去危险截面处应力集中系数等影响 MPa240 0 试求 1 作极限应力图 2 材料特性系数 等效系数 值 3 安全系数 S 值 解 1 作极限应力图 见图 标明工作点 M r 常数 833 0 180 150 maxmin r MPa165 2 minmax m MPa15 2 minmax a 2 由图可知 0 01 0 0 1 2 2 2 tan 5 0 240 2401802 材料特性系数 表示材料对循环不对称性的敏感程度 材料强度越高 其值越大 3 S 延长 0M 得 极限应力点 由直线方程 M MS 240 S yx 直线 0M 方程 联解 x 220 y 20 11 1 165 15 x y 33 1 15 20 16515 22020 S所所以以 由作图法 r 常数 33 1 15 20 0 0 MH GM M M S 1 图示为一标准蜗杆传动 蜗杆主动 转矩 T1 25N m 蜗杆轴向模数 m 4mm 压力角 20 头数 z1 2 直径 d1 40mm 蜗轮齿数 z2 54 传动的啮合效率 0 75 试确定 1 蜗轮的转向及旋向 2 作用在蜗杆 蜗轮上的力大小及其方向 1 蜗轮转向顺时针 蜗轮旋向为右旋 2 mN25506750 2 54 25 12 iTT mm40 1 dmm216544 2 d a2 1 1 t1 N1250 40 2500022 F d T F a1 2 2 t2 N54687 216 50625022 F d T F r2t2r1 tan tanFF 2 有一蜗杆传动 求 1 蜗轮转向 2 蜗轮所受三个分力的大小并在图上表示其方向 蜗轮逆时针旋转 例题 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 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 60MPa 所需的小径 或计算直径 尺寸 1 将力向形心简化 FQ 2000 N 2 使每一个螺钉产生作用力 Q F FF RQ N 1 52000 5400 M使每个螺钉产生作用力 FMr R2 N 4181041503000 5 方向如图 中间螺钉 FR2 0 3 第 2 个螺钉受力最大 为危险螺钉 设其受力为FR FFF RR1R2 N 40030003400 4 Rf0 FKF 34002 115 0 0 FN02720 0 F 2 01 1 34 Fd 4132720060 1 2 d d12739 mm 式中 预紧力 螺纹小径 亦可用计算直径计算 0 F 1 ddc 一 判断 1 一个双线螺纹副 螺距为 4mm 则螺杆相对螺母转过一圈时 它们沿轴向相对移动的距离应为 4mm F 8mm 1 三角形螺纹由于当量摩擦系数大 强度高 所以是常用的连接螺纹 T 2 设计外载荷是轴向变载荷的紧螺栓连接 除考虑螺栓的静强度外 还必须验算其疲劳强度 T 3 普通螺栓连接的强度计算 主要是计算螺栓的剪切强度 F 拉伸强度 4 对受轴向变载荷的普通螺栓连接适当增加预紧力可以提高螺栓的抗疲劳强度 T 5 受横向载荷的螺栓组连接中的螺栓必须采用有铰制孔的精配合螺栓 F 可以 6 受轴向载荷的紧螺栓连接的螺栓所受的总拉力是预紧力与工作拉力之和 F 剩余预紧力 7 在受轴向变载荷的紧螺栓连接中 使用柔性螺栓 其主要作用是降低螺栓的应力幅 T 8 受翻转 倾覆 力矩作用的螺栓组连接中 螺栓的位置应尽量远离接合面的几何形心 F 接近 9 在受轴向变载荷的紧螺栓连接结构中 在两个被连接件之间加入橡胶垫片 可以提高螺栓疲劳强度 F 钢块之类硬物 使用橡胶会降低疲劳强度 二 选择 1 常见的连接螺纹是 C A 左旋单线 B 右旋双线C 右旋单线D 左旋双线 2 相同公称尺寸的三角形细牙螺纹和粗牙螺纹相比 因细牙螺纹的螺距小 小径大 故细牙螺纹的 B A 自锁性好 钉杆受拉强度低B 自锁性好 钉杆受拉强度高 C 自锁性差 钉杆受拉强度高D 自锁性差 钉杆受拉强度低 强度 指螺纹杆的承载能力 3 用作调节或阻塞的螺纹 应采用 D A 三角形粗牙螺纹B 矩形螺纹C 锯齿形螺纹D 三角形细牙螺纹 4 标注螺纹时 A A 右旋螺纹不必注明 B 左旋螺纹不必注明 C 左 右旋螺纹都必须注明 D 左 右旋螺纹都不必注明 5 Q 900 2000 900 18 10 N mmMF 5 连接用的螺母 垫圈的尺寸 型号 是根据螺栓的 选用的 C A 中径 d2 B 小径 d1 C 大径 d D 钉杆直径 6 管螺纹的公称直径是指 D A 螺纹的外径 B 螺纹的内径C 螺纹的中径 D 管子的内径 三 填空 1 普通螺栓的公称直径为螺纹 径 大 2 用于薄壁零件连接的螺纹 应采用 三角形细牙螺纹 3 受单向轴向力的螺旋传动宜采用 锯齿形 螺纹 4 普通三角形螺纹的牙型角为 60 度 5 常用连接螺纹的旋向为 右 旋 6 图示板 A 用 4 个铰制孔用螺栓固定在板 B 上 受力为 F 则 4 个螺栓中受力最大为 3 试改正下图中的错误结构 另画出一正确结构图即可 四 简答 1 常用螺纹的主要类型有哪些 其主要用途是什么 常用螺纹的主要类型有普通螺纹 管螺纹 矩形螺纹 梯形螺纹 锯齿形螺纹 前两种主要用于连 接 后三种主要用于传动 2 与粗牙螺纹相比 细牙螺纹有什么特点 公称直径相同时 细牙螺纹的螺距小 因而细牙螺纹小径较大 升角和导程较小 细牙螺纹强度较 高 自锁性较好 多应用于薄壁零件 或受变载 冲击及振动的连接中 3 管螺纹的公称直径是指什么直径 为什么管子上的螺纹通常采用细牙螺纹或圆锥螺纹 管螺纹的公称直径指管子的通径 内径 管螺纹采用细牙螺纹主要是考虑薄壁 管螺纹采用圆锥螺 纹主要是保证紧密性 无需填料 密封简单 4 按螺纹的旋向不同 螺纹分为哪几种 如何判别螺旋的旋向 要求各画一简图 按螺纹的旋向不同 螺纹分为右螺纹和左螺纹 使外螺纹轴线铅垂 观察其螺纹方向 向右向上者为右螺纹 向左向上者为左螺纹 5 螺纹连接主要有哪几种类型 试简述其特点及适用场合 不要求画图 1 螺栓连接 螺栓穿过被连接件的钉孔再用螺母锁紧 无需在被连接件上切制螺纹 构造简单 装拆方便 适用 于被连接件不是很厚可制通孔的场合 2 螺钉连接 不用螺母而将螺钉穿过被连接件之一的通孔 再旋入另一被连接件的螺纹孔中 它用于被连接件之 一较厚不宜穿通的场合 但这种连接不宜用于经常装拆的地方 以免损坏被连接件的螺纹孔 3 双头螺柱连接 双头螺柱座端穿过被连接件之一的通孔并旋入和紧定在被连接件之一的螺纹孔中 另一端用螺母拧 紧 用于受结构限制 不能用贯穿螺栓而又常需装拆的场合 4 紧定螺钉连接 将螺钉旋入被连接件之一的螺纹孔中 其末端顶住另一被连接件的表面或顶入相应的坑中以固定两 个零件的相互位置 并可传递不大的力或转矩 五 计算题 01 图示某机构上的拉杆端部采用普通螺纹连接 已知拉杆所受最大载荷 F 16kN 载荷很少变动 螺钉和拉杆材料为 Q235 钢 屈服极限 试确定拉杆螺纹的最小直径 安全系数可取MPa240 S 6 1 S S 许用拉应力 MPa1506 1 240 S S S 松连接 拉杆螺纹小径 dd F 1 4416000 150 11654 或 c mm 02 图示轴承盖用 4 个螺钉固定于铸铁箱体上 已知作用于轴承盖上的力 FQ 10 4kN 螺钉材料为 Q235 钢 屈服极限 取剩余预紧力 F 为工作拉力的 0 4 倍 不控制预紧力 取安全系数 SMPa 240 求螺栓所需最小直径 SS 4 许用拉应力 MPa100 4 400 S S S 4 个螺钉 z 4 每个螺钉的工作载荷 N 5000 2 10000 Q z F F 剩余预紧力F 0 4F 0 4 2600 1040 N 故得螺钉中总拉力 N 640310402600 0 FFF 按强度条件 螺栓小径 03 图示吊钩起重量 W 20 kN 吊钩材料为 Q235 起重用 取安全系数 MPa400 S 5 S S 试求吊钩螺纹部分所需最小直径 0 1c 4 1 34 1 3 3640 10 021mm 60 F dd 或 许用拉力应 MPa80 5 400 S S S 螺栓受拉力 F W 20 kN 按强度条件 螺栓小径 dd F 1 4420000 80 17841 或 c mm 1 一对斜齿圆柱齿轮传动 由强度设计得 mn 3 5mm z1 25 z2 76 10 54 16 已知传递的功率 P1 75kW 转速 n1 730r min 求从动轮所受各分力 忽略摩擦损失 并在图中示出各分力的方向 T P n 1 61 1 6 9551095510 75 730 98116438 N mm d m z 1 1 3525 10 54 16 89109 n mm cos cos N442426145106722021 ta tan tanFF FF rtn N tan cos tan cos 22021672010 54 1681626 2 图示两级斜齿圆柱齿轮减速器 已知齿轮 1 的转向和螺旋线方向 齿轮 2 的参数 mn 2mm z2 50 10 齿轮 3 的参数 mn 4mm z3 20 求 1 使 II 轴所受轴向力最小时 齿轮 3 的螺旋线应是何旋向 在图上标出齿轮 2 3 的螺旋线方向 2 在图上标出齿轮 2 3 所受各分力方向 3 如使 II 轴的轴承不受轴向力 则齿轮 3 的螺旋角应取多大值 1 齿轮 3 为右旋 齿轮 2 3 的旋向如图 2 齿轮 2 3 所受各分力方向如图 3 由 FF aa32 得 FF at tan FF t2t3 tantan 23 由转矩平衡 得 TT 23 代入F d F d t2t3 23 22 得tan tantan cos cos tan 32 3 2 2 33 22 2 F F d d m z m z t2 t3 n3 n2 1 t 1 22 981164 38 22021 67N 89 109 T F d 即 1 如图所示 试分析图中 A B C 三点是否能安全工作或者发生何种破坏 按简单加载情况 即 minmax r 常数 A 点 安全 B 点 疲劳破坏 C 点 塑性变形 对应于 B C 点的疲 劳应力为 B C B C 分 别位于疲劳安全区和塑性 安全区外 A 点位于安全 区内 2 试在下列极限应力图上分别标出三种不同加载情况下的疲劳安全区及塑性安全区 3 已知塑性材料的极限应力图如下 试在图上标出 对称循环疲劳极限 1 屈服极限 S 脉动循环疲劳极限 0 arctan 4 一个由 40Cr 制成的零件 其力学性能如下 屈服极限 对称循环疲劳极限 S MPa 550 1 320MPa 脉动循环疲劳极限 已知最大工作应力 最小工作应力 0540 MPa max 185MPa 3 7 985 n33 32 n22 4 20 sinsinsin100 1389 2 50 m z m z r 常数 综合影响系数 试绘制该零件的许用极限应力图 折线图 并用作图法 min 75MPa2 K 计算它的安全系数 指出该零件可能发生的破坏形式 1 许用极限应力图 0 1 KA A 0 320 2 160 2 2 00 K B B 540 2 270135 许用疲劳极限曲线为折线 A B E S 2 计算安全系数 S 简单加载情况 MPa55 2 75185 2 minmax m MPa1302 75185 2 minmaxa 图解法 工作应力点 按比例量 130 55 M173 1 130 5 1520 0 MMS 计算法 185 0 540 54032022 0 01 18 1 55185 0 1302 320 ma 1 K S 3 可能发生的破坏形式 疲劳断裂 2 设计增速直齿圆柱齿轮传动 只按接触疲劳强度设计 不计弯曲 计算公式 d1 已知 增 21 1 2 3 KT u u Z Z d EH H ZEMPa 1898 1 2 ZH 25 H MPa 600 速时的 K 1 8 主动轮转速 200r min 从动轮转速 540r min 传动功率 1kW 取齿宽 b 0 8d1 d1 为小轮直径 试求出 d1以后 确定 z1 z2 m b 不计摩擦损失 取 n1540 r min T1 6 955101 54017685 N mmu d 540 2002708 d1 2 3 21817685 08 271 27 189825 600 4085 mm 取 z121 m 2mmz257 b 326834 mmd142 mmd2104 mm b 34mm 注 脚标 1 的尺寸为小齿轮 即从动轮 5 如图所示斜齿圆柱齿轮传动 齿轮 1 主动 请在图中补上转向和螺旋线方向 并画出从动轮未知 的分力 当转向或螺旋线方向改变时 从动轮各分力的方向有何变化 1 转向 旋向及分力方向如右图 2 转向改变时 Ft2 Fa2方向相反 Fr2方向不变 3 旋向改变时 Fa2方向相反 Ft2 Fr2方向不变 第 3 章 强度 1 某零件的材料 试画出 B MPa 1000 S MPa 800 1 400MPa 025 其简化极限应力图 当工作应力 试在该图上标出此点 max 300MPa min 100MPa K 并说明是否在安全区 1 所以 2 025 10 0 01 2125 400 125 320 MPa 2 K max ma 300 min ma 100 m MPa 100 a MPa 200 所以K 100200 3 位于安全区 2 已知塑性材料的极限应力图如下 试在图上标出 1 对称循环疲劳极限 1 2 屈服极 限 S 3 脉动循环疲劳极限 0 4 arctan 解 如图 3 某钢制零件 已知其许用极限应力图 且工作应力的循环特性 r 0 268 1 图解法求当安全系数为 1 5 情况下的最大工作应力 max大小 2 过载时可能失效形 式 s 480MPa 1 已知 268 0 r 577 0 268 0 1 268 0 1 1 1 tan m a r r 30 2 自原点 0 作射线交折线于点 极限应力点 30 SEA C 3 安全系数为 1 5 时 即 CCC0 2 3 05 10 直接在直线上可量得工作应力点 C CC 0 3 2 0 4 对应于 C 点的 MPa320000 maxma CCHHHCH 2 可能失效形式 静强度失效 塑性变形 第 5 章 螺栓连接 1 图示一铸铁吊架用两只普通螺栓固定在梁上 吊架承受的载荷 FQ 10000N 螺栓材料 为 5 8 级 Q235 S 400 MPa 安装时不控制预紧力 取安全系数 取剩余预紧力 SS 4 为工作拉力的 0 4 倍 试确定螺栓所需最小直径 许用拉应力 S S MPa S 400 4 100 2 个螺栓 z 2 每个螺栓的工作载荷F F z Q 5000 N 10000 2 剩余预紧力 F1 0 4F 0 4 5000 2000N 故得螺钉中总拉力 F2 F F1 5000 2000 7000N 按强度条件 螺栓小径 mm764 10 100 70003 143 14 2 c1 F dd 或或 2 如图所示的螺栓组联接 已知外载荷 F 5KN 各有关几何尺寸如图所示 试计算受力最 大螺栓所受的横向工作载荷 Fsmax 解 1 将 F 向螺栓组形心平移 同时得转矩 T T 500 F 5 103 500 2 5 106 Nmm 在 F 作用下 各螺栓所受横向力为 Fs1 N 1250 4 105 3 z F 在 T 作用下 各螺栓所受横向力也相等 为 N 22 6 2 2 80804 105 2 44 F r T r rT s 3 5524 160 160 500 F 显然 1 2 两螺栓所受的横向力最大 为 cos2 21 2 2 2 1maxsssss FFFFF 135cos 3 5524125023 55241250 22 N 6469 3 气缸盖联接结构如图所示 气缸内径 D 250mm 为保证气密性要求采用 12 个 M18 的螺栓 螺纹内径 15 294mm 中径 16 376mm 许用拉应力 120MPa 取剩余预紧力为 工作拉力的 1 5 倍 求气缸所能承受的最大压强 取计算直径 dc d1 螺栓总拉力 Fd 0 1 2 413 残余预紧力 F 为螺栓工作拉力 FF15 FFFFFF 0 1525 FF 0 25 Fdd 1 2 1 2 2 4251313 12015294136783 N 汽缸压力为 p pnFD 412678342501 22 658 MPa 第 8 章 带传动 2 单根 V 带 三角带 所能传递的最大功率 P 5kW 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 1 140 带与带轮间的当量 摩擦系数 fv 0 5 求最大有效圆周力 Fe和紧边拉力 F1 解 1 带的速度m s702 10 100060 1460140 100060 1d1 nd v 2 带的有效圆周力N202 467 702 10 510001000 e v P F 3 带的紧边拉力 F1 联解 v f F F FFF e 2 1 e21 rade 2718 5 0 v f 180 14024435 N3929 3 718 2e 202 467 4435 2 5 0 2 1 21 v f F F FF 所以 F2195245 NF1662447 N 第 10 章 齿轮