机械设计题库

1、1、 凸轮联轴器用M1 6 （小径d1 =1 3. 835 mm,中径d2 = 1 4. 702 mm）普通螺栓联接，螺栓均匀分布在直径D=155mm勺圆周上，接合面摩擦系数=0.15，传递的转距T=800N.m,载荷较平稳，防滑系数kf=1.2 ,螺栓材料屈服极限s=480MPa,取安全系数s =4,确定螺栓个数 Z解：许用应力尸一"0 120MPa S4每个螺栓所受预紧力 F。，由强度条件，知_ D _,又 zF0 kfT ,故 2即 z =6。2、如图所示凸缘联轴器，用 4个M16六角头钱制孔用螺栓联接，其受剪螺栓直径为d0 17mm ,螺栓长65mm,螺纹段长28mm。螺栓材

2、料为 Q235钢，屈服极限S 240MPa ,联轴器材料为 HT250 ,强度极限B 250MPa o联轴器传递转矩 T=2000N.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2.5许用挤压应力（静载）：对钢 n一巨；对铸铁 np1.5p设每个螺栓所受剪力为F,则zFDT,故2.、. F 6452切应力 28.42MPa22d0 1744B2.5挤压面长度h (65 28) 23 14 mm对铸铁许用挤压应力p "0 100MPap 12.52.5对钢许用挤压应力p &0 160MPap 21.515挤压应力 P 645227.11MPa< p ,安全

3、d0h 17 14p 13、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60 MPa ,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：Fq=2000?N;2） Fq使每一个螺钉产生作用力Fri Fq/5 2000/5 400NM使每个螺钉产生作用力方向如图（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FrFr Fr1 FR2 400 3000 3400 N。4） F >KfFR, 0.15F12 3400, F 27

4、200N2213F4/ d1 <, 4 1.3 27200 / d1060, d127.39mm式中：F 预紧力；d1螺纹小径（亦可用计算直径 dc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 L= 460mm, a=85mm。钢板间摩擦系数=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 =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） o （画出受力图）解：FF产生之横向F 13fl产生之横向力螺栓所受最大力F2FmaxLF2aFi500F5 一 F2 1002F 5F2 =

5、- -F 2.83F3 2螺栓拉力KfFmax1.3 2.83FFof-max 30.66F0.125、图示油缸油压 p3MPa ,缸径D=160?mm,螺栓数量z=8,螺栓材料许用应力150MPa，取乘馀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p D2/(4z) 31602/327540 N残余预紧力f15F螺栓总拉力FoF F 1.5F F2.5F2.57540 18850 N螺栓小径 d1（或dc）n（4 1.3Fo）/（ 150）1/2 14.4mm6、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

6、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：F12F2F1 F2Fe 700NFi 2F23）带的紧边拉力7、V带（三角带）传动所传递的功率P = 7.5kW,带速v= 10m/s,现测得张紧力F°=1125N,试求紧边拉力Fi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Fo 14 F2）联解所以，F2750N , F11500N8、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=0.485。

7、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 P=5kW,已知主动带轮的基准直径dd1=140mm,主动带轮转速n二1460r/min ,主动带轮上的包角1 = 140 ,带与带轮间的当量摩擦系数=0.5,求最大有效圆周力Fe和紧边拉力F10附：e=2.718解:1）带的速度v 607000140 146060 100010.702m/s1000P1000 52）带

8、的有效圆周力 Fe 467.202Nv 10.7023）带的紧边拉力F1联解e 2.718,05, 1402.4435 rad180所以，F2195245 N, F1 662.447N10、单根V带（三角带）传递的最大功率P = 4.82kW,小带轮的基准直径ddi=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1=152 ,带与带轮的当量摩擦系数=0.25。试确定带传动的有效圆周力 Fe、紧边拉力F1和张紧力F。附:e=2.718o解1)带的速度vdd1n12)60 10001,1000P带的有效圆周力Fe Kt180 14501367 m

9、/s60 10001000 4.82 -352.597 N13673)带的紧边拉力Fi联解4)152,2.653 rad180张紧力F0已知：小齿轮齿数P=100kW ,小齿轮转速Zi=18,大齿轮齿数n1=960r/min ,小齿轮螺旋线11、分析图中斜齿圆柱齿轮传动的小齿轮受力，忽略摩擦损失。 z2=59 ,法向模数 mn=6mm ,中心距 a=235mm ,传递功率 方向左旋。求：1）大齿轮螺旋角 的大小和方向；2）大齿轮转矩 丁2；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。mn（z1 z2）5 （23 71）_斛： arccos arcco

10、s 16.426416 25 35 ,旋向如图2a2 245大齿轮分度圆直径d2mn Z2cos5 71 cos16.4264370106 mm,6 P大凶轧转矩T29.55 10 一6159.55 10 987931N mm145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Ft2二d2轴向力Fa Ft tan径向力 Fr Ft tan n/cos12、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

11、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, z1=1, z2 = 40, D =140mm, L=100mm,当

12、量摩擦系数 v=0.18,手推力F = 200N （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) d1 2a d2 2 125 5 40 50mmv,故具有自锁性。3) T1 FL 200 100 20000N mm、2Tl4) Fa2 Ft1 L 800N d116、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：D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

13、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

14、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 C = 24800N,极限转速nim = 6000r/min ,承受当量动载 荷P= 5800N ,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：Lh16670(C) >

15、; lP考虑极卜M转速nnlim6000 r/min ,综合考虑，轴承允许的最高工作转速为211.5 r/min20、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=2600N, Fr2=1900 N, Fa=600 N,轴承计算有关系数如下表：eFa/Fr>eFa/F产 eFs0.7X=0.41, 丫=0.85X=1 , Y=00.7Fr试求：1）轴承的内部轴向力Fsi、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) FS10.7Fr1 0.7

16、2600 1820 N(2)Fs2 FaFs1, 1轴承压紧，2轴承放松。(3) 包 1930 0.74 e , X1 0.41, Y10.85Fr12600Fa2Fr2133019000.7 e, X21 , Y2P P2, 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FR = 400N,切向力FT = 2500 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/Fr< eFa/Fr>efs0.36X=1, Y=0X=0.4, Y=1.7Fr/2Y解：求支反力求派生轴向力：FL 19Z1 580 N （方向向右）2Y 2 1.7Fr2586、八八一Fs2 上 172 N 万向向左2Y 2 1.7求轴承所受到的轴向力：Fa FS1 600 580 1180 N >Fs2, 2 轴承压紧，1 轴承放松。所以 Fa1Fs1580N确定两轴承轴向动载荷系数、径向动载荷系数Fa1580Fr1 1971Fa21180Fr2 5860.29 e, X12.01 e, X1, Y 00.4, Y 17确定两轴承当量动载荷: 判断危险轴承：P2 Pi, 2轴承为危