机械设计基础公式计算例题

1、解：原动构件1绕A轴转动、通过相互较接的运动构件2、3、4带动滑块5作往复直线移动。构件2、3和4在C处构成复合较链。此机构共有5个运动构件、6个转动副、1个移动副，即n =5, pl=7, ph=0。则该机构的自由度为F=3n 2Plph = 3 5 2 7 0=1二、在图所示的较链四杆机构中，设分另以a、b、c、d表示机构中各构件的长度， 且设a d时，亦可得出得 d c d b d a分析以上诸式，即可得出较链四杆机构有曲柄的条件为：(1)连架杆和机架中必有一杆是最短杆。(2)最短杆与最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。上述两个条件必须同时满足，否则机构中便不可能存在曲柄，因而只能是双

2、摇杆机构。通常可用以下方法来判别钱链四杆机构的基本类型：(1)若机构满足杆长之和条件，则：以最短杆为机架时，可得双曲柄机构。 以最短杆的邻边为机架时，可得曲柄摇杆机构。 以最短杆的对边为机架时，可得双摇杆机构。 2)若机构不满足杆长之和条件则只能获得双摇杆机构。三、卜=/1c2 t2 = tL=_L=180ViC1C2 3 t22 180= 180,180k =180式中k称为急回机构的行程速度变化系数。四、从动件位移s与凸轮转角之间的关系可用图表示，它称为位移曲线(也称S 曲线)位移曲线直观地表示了从动件的位移变化规律，它是凸轮轮廓设计的依据凸轮与从动件的运动关系五、凸轮等速运动规律vVoh

3、0 dv dt常数从动件等速运动的运动参数表达式为等速运动规律运动曲线等速运动位移曲线的修正六、凸轮等加等减速运动规律（抛物线运动规律）等加等减速运动曲线图七、凸轮简谐运动规律（余弦加速度运动规律）简谐运动规律简谐运动规律运动曲线图八、压力角凸轮机构的压力角FxFn sinFy Fn cos法向力可分解为两个分力压力角的检验九、B型V带传动中，已知：主动带轮基准直径d1=180mm 从动带轮基准直径 d2=180mm两轮的中心距a =630mm主动带轮转速n1 1 450 r/min ，能传递的最大功率 P=10kW试求：V带中各应力，并画出各应力1、2、b1、 b2及 c的分布图。附：V带的

4、弹f模量E=130200MPa V带的质量q=0.8kg/m ;带与带轮间的当量摩擦系数 fv= ; B型带的截面积 A=138mm2 B 型带的高度 h=10.5mmb解题要点：V带传动在传递最大功率时，紧边拉力F1和松边拉力F2的关系符合欧拉公式，即fva0.51fi/F2= e e5。带速60dm1000180 1450 ”一13.6760 1000m/s有效圆周力Fe1000P1000 10 “c73213.67V带中各应力:紧边拉应力离心力Fe离心拉应力FiFc915 6.631380.1833.6A 138MPa13.67233.60.24MPabl弯曲应力di10.5170 18

5、09.92MPa最大应力maxbl(6.639.92)16.55 Mpa各应力分布如图所示。十、设计一铳床电动机与主轴箱之间的已知电动机额定功率P = 4 kW ,转速nl = 1 440 r/min轮转速n2 =440 r/min ,两班制工作，两轴间距离为500 mm序号计算项目计算内容计算结果(1)计算功率PC=KAP=由表65确定KAKA=PC= KW(2)选择带型根据PC= KW和n l = 1440 r/min由图6-12选取A型(3)确定带轮 基准直径由表6 4确定dd11440100 (1 0.02)dd2=idd1(1 一 e)= 400查表66取标准值dd1=100mmdd

6、2=355mm(4)验算带速因为5 m/sv Fiim2 220MPa ;取 s-n=1, -。则(2)按齿面接触疲劳强度设计计算传递车专矩 T1： T1 9.55 106 PL (9.55 106 )N ?mm 121550N ?mm n1550载荷系数K:因载荷有轻微冲击，齿轮相对于轴承对称布置，由表 7-6取K=齿宽系数 d ：由表7-7取d =许用接触应力H ： h H2 560MPa将以上参数代入式(7-37)(3)确定齿轮参数及主要尺寸1)齿数 取 Zi=23, z2nz 1=4X23=922）模数初选螺旋角15 ,则法向模数取标准值3）中心距mn=2.5mm标准中心距mn(zi

7、Z2)2cos为了便于箱体的加工和测量，取 在825范围内，合适。4）其他主要尺寸(竺 经 92)mm 148.82mm 2 cos15a=150mm则实际螺旋角分度圆直径:齿顶圆直径:齿宽：bddd1mn ,2.5 23 mm cos16.597860.00mmcos1d21mn Z2 cos2.5 92 mmcos16.5978240.00mmda1d12mn(602 2.5)mm65mmd2d22mn(2402 2.5)mm245mm11(1.260)mm72mm ,取b2=72mm（4）验算齿根弯曲疲劳强度Zvi当量齿数Zv：Z13 cos233 cos316.597826.13Zv2

8、复合齿形系数Yfs：根据Zv1、 弯曲强度足够。Z23 cosZv2查图92一一z 104.53cos316.59787-28 得 YFS1=, YFS2=（5）确定齿轮传动精度齿轮圆周速度d1nlv 60 100060 550 m/s 4.56m/s60 1000（6）齿轮结构设计小齿轮da1=65mm尺寸较小，采用齿轮轴（工作图略）；大齿轮da2=245mm采用腹板式齿轮，其结构尺寸由经验公式确定，设计大齿轮配合处的轴径d=60mm十四、如图中，已知 ni=96or/min ，转向如图，各齿轮的齿数分别为乙=20, Z2 = 60, Z2 =45, Z3=90,Z3 =30, Z4=24,

9、 Z5 =25o试求齿轮5的转速n5 ,并在图上注明其转向。解：由图可知该轮系为轴线平行定轴轮系，故可根据式（9-2）计算得i151)n53 Z2Z3Z4Z5Z1Z2 Z3Z460 90 24 25=520 45 30 24因此有ni960=-192r/mini15因传动比为负号，所以齿轮 5的转向与齿轮1的转向相反十五、图所示为一个大传动比的减速器，已知各轮齿数为Z1 = 100, Z2=101, Z2 =100, Z3 =99。求原动件H对从动件1的传动比iH1。解：由式(9-3)得，转化轮系的传动比为：H. h Rn1 Ah2Z2 Z3i13 =H- = = (T)n3n3 nH乙 z2

10、n1 Ah _ 101 990 nH 100 100故 iH1 = nH- =10000A1十六、如图所小轮系中，已知各轮齿数分别为z1 , z2, z2 , z3, z3 , z4, z5 0求传动比i1H解：(1)先找出轮系中的行星轮 4,行星架H ，太阳轮3/ , 5,组成了行星轮系，即 3/ -4-5- H部分, 余下的部分12 2/ 3为定轴轮系。(2)定轴轮系1 2 2/ -3分，其传动比为：n34 z2n-江 n3(a)乙z2(3)行星轮系3/ -4-5- H部分，其传动比为：h n3 nHz5i35 =- n5nHz3因为轮5固定不动，即n5 =0故%nH-马0 nHz3即1必

11、=至nHz3z5、A3 = (1十 )Ah = r3(b)Z3将(b)式代入(a)式，得z5、 / z2 z3、n1 = Ah (1 +)()nii1H = 一 nH(1十至)Z3z_z_)4 Z2十七、某轴上有一对型号为 6310的深沟球轴承，该轴承转速n=900r/min ,已知轴承承受的轴向载荷Fa=2600N,径向载荷Fr=5500N,有轻微振动，工作温度小于100C,求该轴承的工作寿命。解：(1)确定C值查有关手册得6310轴承的C = , Cor=38kNo(2)计算当量动载荷Pr确定e值 根据表11-4计算Fa/ C or=2600/38000=;用插值法求得e=。判别Fa/Fr与e值大小Fa/F r =2600/5500 e根据公式，且由表11-4查得系数X=、Y= 求当量动载荷PrPr=X Fr+YFa=X5500+ X 2600=7344N(3)计算轴承寿命由表11-5,按温度小于100c可知ft=1；查表11-6,按载荷有轻微冲击查得f0=;寿命指数 =3;由寿命公p式即可求得轴承寿命。该轴承寿命为6386h。FR=3000N求下列两种情况下所受的轴十八、一对7000