机械设计期末复习

1、一、螺纹连接强度计算一、螺纹连接强度计算fziFKFFKzifFss00或受力平衡条件：单个螺栓受力单个螺栓受力0F螺栓组受力螺栓组受力F dFddFca012103 . 144/3 . 1或（1）普通螺栓组连接）普通螺栓组连接3 . 11 . 1_可靠性系数，取可靠性系数，取接合面数目；接合面数目；接合面间的摩擦系数，接合面间的摩擦系数，sKifF0（2 2）受轴向载荷的螺栓组连）受轴向载荷的螺栓组连接接单个螺栓的受力：预紧力单个螺栓的受力：预紧力F F0 0 工作力工作力F F : :zFFFCCCFFFFmbb002 dFddFca212123 . 144/3 . 1或001mbmCCC

2、FFF对于有紧密性要求的连接，对于有紧密性要求的连接，FF8 .15 .111、设螺栓刚度Cb为被连接件刚度Cm的1/3，螺栓的预紧力F0为60kN，轴向工作载荷在40kN至10kN之间变化。（1）计算螺栓所受载荷的最大值与最小值。（2）当轴向工作载荷为多大时，被连接件间出现间隙。 2max0max16040704bbmCFFFKNCC2min0min1601062.54bbmCFFFKNCC013(1)4bbmCFFFFCC04803FFKN当被接件间出现间隙时，残余预紧力F1=0，则有：（1）（2）2、图示为一压力容器盖螺栓组连接，已知容器内径D=250mm，内装有一定压强的气体，沿凸缘圆

3、周均匀分布12个M16（d1=13.835mm）普通螺栓，螺栓材料的许用拉应力=80MPa，螺栓的相对刚度为0.5，按紧密性要求残余预紧力F1为螺栓轴向工作载荷F的1.8倍。试计算该螺栓组连接允许的容器内气体的最大压强pmax=？此时螺栓所需的预紧力F0=？ 3、如图所示，一牵引钩用2个M10（d1=8.376mm）的普通螺栓固定于机体上，已知接合面间摩擦系数f=0.15，可靠性系数Ks=1.2，螺栓材料强度级别为6.6级，安全系数S=3，试计算该螺栓组连接允许的最大牵引力Rmax。 43 . 1210dFca360 1203sMPaS 2210 8.3761205083.74 1.34 1.

4、3dFN 0SfF ziK R 00.15 5083.72 11270.91.2SfF ziRNK 螺栓的拉伸强度条件为 式中，螺栓的许用拉应力 接合面不滑移的条件为 由图可见，接合面数i=1 二、齿轮传动受力分析二、齿轮传动受力分析圆周力：圆周力：径向力：径向力：和和 指向各自的轮心指向各自的轮心1rF2rF主动轮主动轮上上与转向相反与转向相反1tF2tF与转向相同与转向相同从动轮从动轮上上同直同直齿轮齿轮轴向力：轴向力： 左旋齿轮用左手法则左旋齿轮用左手法则右旋齿轮用右手法则右旋齿轮用右手法则弯曲四指为转动方向、大指为弯曲四指为转动方向、大指为方向方向1aF用用左右手法左右手法则判定：则判

5、定：1aF主动轮主动轮上上 主、从动轮主、从动轮上各对应力大小上各对应力大小相等、方向相反相等、方向相反主动Fa1Fa1Fa2Fa2从动轮从动轮的的Fa2与与从动轮从动轮的的Fa1反向反向（1）斜齿圆柱齿轮传动受力分析）斜齿圆柱齿轮传动受力分析n n1 1n n1 1例：圆柱齿轮的受力分析例：圆柱齿轮的受力分析1 12 2n33 34 4n n2 2n n1 1F Fr1r1F Fr2r2F Ft1t1F Ft2t2F Fa2a2F Fa1a1F Fr1r1F Fr2r2F Fa1a1F Fa2a2F Ft2t2F Ft1t1齿轮齿轮1 1、2 2：齿轮齿轮3 3：Ft4Fr3Fa3齿轮齿轮4

6、 4：Ft3Fr4Fa4F方向方向径向力：径向力：指向圆心；指向圆心；轴向力：轴向力：指向大端。指向大端。圆周力：圆周力：主动轮上主动轮上与转向相反与转向相反1 tF2tF与转向相同与转向相同从动轮上从动轮上（2）圆锥齿轮传动受力分析）圆锥齿轮传动受力分析例：判断力的方向21n1F Fr1r1Fa1Ft1Ft2Fa2F Fr2r2n2 切向力切向力主动轮：主动轮：与啮合点线速度 方向相反从动轮：从动轮：与啮合点线速度 方向相同径向力：径向力： 啮合点指向轴线轴向力：轴向力： 轴向指向工作齿廓侧轴向力轴向力亦可视亦可视主动轮主动轮的螺旋线旋向采用左手或右手定则：的螺旋线旋向采用左手或右手定则：左

7、旋齿轮用左手法则右旋齿轮用右手法则弯曲四指为转动方向、大指为 方向1aF（3）蜗杆传动受力分析）蜗杆传动受力分析 注意：注意：一对啮合的蜗杆蜗轮的旋向相同一对啮合的蜗杆蜗轮的旋向相同例：力的方向判断例：力的方向判断Fa1Ft2Fr2Fr1Ft1Fa2图示为蜗杆、齿轮传动装置。右旋蜗杆I为主动件，为使轴、上传动件的轴向力能相抵消，试确定：（1）一对斜齿轮3、4轮齿的旋向；（2）用图表示各轴上传动件的受力（用各分力表示）情况。Fr5Ft1Fr6Fa6Ft2xFa1n2n3n1Fa2Fa3Fa4Ft3xFt4Fa5Ft5xFt6Fr1Fr2Fr3Fr4）标明各个轴向力（内、外的方向）。）标明各个轴向

8、力（内、外的方向）。）根据合力，判断轴承）根据合力，判断轴承“放松端放松端”和和“压紧端压紧端” ” 。）放松端轴承的轴向力）放松端轴承的轴向力F Fa a= =它自身的附加轴向力； 压紧端轴承的轴向力压紧端轴承的轴向力F Fa a= =除去它自身的附加轴向力外， 其余轴向力的矢量合力。）（arpYFXFfPeFFraYX,CLh,4 4）hLPCfnLhth66010NLnfPCht161060计算轴承寿命的方法归纳：计算轴承寿命的方法归纳：三、滚动轴承计算三、滚动轴承计算FeaFd1Fd2222112111daeadddeaddaFFFFFFFFFWF112WFFFdead121deadF

9、FFW112deadFFF时时VW1VW2压紧压紧放松放松放松放松压紧压紧12deadFFF122deadFWFFeaddFFFW212eadddeaddadaFFFFFFFWFFF122122211212deadFFF时时312deadFFF时1. “放松放松”轴承的轴向力等于其派生轴向力；轴承的轴向力等于其派生轴向力；2. “压紧压紧”轴承的轴向力等于外部轴向力的代数和。轴承的轴向力等于外部轴向力的代数和。结论结论讨论讨论1、图示轴上装有一对角接触球轴承，已知轴承的基本额定动载荷C=33400N，轴的转速n=288r/min，轴上作用的轴向力为FA=2000N，轴上作用的径向力分别为F1=

10、2000N，F2=2000N，常温工作，动载荷系数fp=1.1。试求危险轴承的寿命是多少小时？（已知：e=0.68，Fd=0.68Fr；Fa/Fre时，X=1，Y=0；Fa/Fre时，X=0.41，Y=0.87；=3） （1）计算轴承上的径向载荷 1212rrFFFF12215020050rFFFFr1Fr215000rFN21000rFN （2）计算派生轴向力 110.680.68 50003400drFFN220.680.68 1000680drFFNFd1Fd2（3）计算轴承上的轴向载荷 12340020005400dAdFFNF轴承2压紧 113400adFFN215400adAFFF

11、N（4）计算当量动载荷 对轴承11134000.685000arFeF对轴承2 2254005.41000arFeFX=1，Y=0 X=0.41，Y=0.87 111.11.1 50005500rPFN2221.11.10.41 10000.87 54005618.8raPXFYFN21PP故轴承2为危险轴承 （5）计算危险轴承寿命 36610103340012155.286060 2885618.8thf CLhnP四、轴系结构四、轴系结构轴的结构改错问题通常从以下几个方面考虑轴的结构改错问题通常从以下几个方面考虑: :1.1. 轴与轴上零件是否用键作周向固定轴与轴上零件是否用键作周向固定,

12、 ,若轴上有多个零件时，其若轴上有多个零件时，其键槽是否在同一母线。键槽是否在同一母线。2.2. 轮毂长度是否略大于安装轴段的长度。轮毂长度是否略大于安装轴段的长度。3.3. 轴上零件的两端轴上定位如何？轴上零件的两端轴上定位如何？4.4. 轴承的类型选择和组合是否合理？特别是采用角接触球轴承轴承的类型选择和组合是否合理？特别是采用角接触球轴承或圆锥滚子轴承时，应检查是否为成对使用，其内外圈传力或圆锥滚子轴承时，应检查是否为成对使用，其内外圈传力点处是否设置有传力件。点处是否设置有传力件。5.5. 轴承的内、外圈厚度是否高出与之相接触的定位轴肩或定位轴承的内、外圈厚度是否高出与之相接触的定位轴

13、肩或定位套筒的高度。套筒的高度。6.6. 轴承端盖处有无密封及间隙。轴承端盖处有无密封及间隙。7.7. 整个轴系相对于箱体轴向位置是否可调整个轴系相对于箱体轴向位置是否可调? ?指出图示轴系结构中的错误和不合理之处。用笔按指出图示轴系结构中的错误和不合理之处。用笔按序号圈出错误之处，并简要说明错误原因，不要求序号圈出错误之处，并简要说明错误原因，不要求改正图。改正图。 1、轴端面应在联轴器孔内 2、联轴器轴向未定位（应加轴肩）3、轴承端盖与轴之间应有密封装置 4、与左轴承配合处的轴段过长，轴缺少台阶，轴承装拆不方便5、套筒过高，轴承装拆不方便6、安装齿轮的轴段长度应小于轮毂宽度，以使齿轮得到可靠的轴向定位7、齿轮上的键槽与键之间应留有间隙8、为便于加工，轴上安装齿轮处的键槽应与安装联轴器键处的键槽开在同一母线上。9、右轴承内圈没有固定 10、圆锥滚子轴承应成对使用11、轴承盖上的孔应大于螺钉外径12、箱体上螺纹孔的深度应大