机械设计大题.docx
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机械设计大题
1.键和花键的应用和特点
平键:
特点:
结构简单,对中性好,装拆,维护方便。
应用:
用于轴径大于100mm,对中性要求不高且载荷较大的重机械中
花键:
承载能力强,导向性好,对中性好,互换性好,加工复杂,成本高。
应用:
主要用于定心精度高、载荷大或经常滑移的连接(飞机,汽车,拖拉机,机床制造)。
2.摩擦型带的弹性滑动
1)由于拉力差引起的带的弹性变形而产生的滑动现象——弹性滑动
2)弹性滑动是不可避免的,是带传动的固有特性。
(∵只要带工作,必存在有效圆周力,必然有拉力差)
3)速度间关系:
v轮1>v带>v轮2。
量关系→滑动率ε表示:
传动比
或
4)后果:
a)v轮2 3.齿轮传动的主要失效形式 轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、和齿面胶合,塑性变形 4.滚动轴承的基本概念 滚动轴承室是将运转的轴与轴座之间的滑动摩擦变为滚动摩擦,从而减少摩擦损失的一中机械元件 5.轴系的轴向固定 常用的轴向固定有两种,一是双支撑单向固定(两端固定式),二是单支撑双向固定(一端固定,一端游动) 1滚动轴承的寿命计算 某轴由一对代号为30212的圆锥滚子轴承支承,其基本额定动载荷C=97.8kN。 轴承受 径向力R1=6000N,R2=16500N。 轴的转速n=500r/min,轴上有轴向力FA=3000N,方向如图。 轴承的其它参数见附表。 冲击载荷系数fd=1。 求轴承的基本额定寿命。 一传动装置的锥齿轮轴用一对代号为30212的圆锥滚子轴承支承,布置如图。 已知轴的转速为1200r/min,两轴承所受的径向载荷R1=8500N,R2=3400N。 fd=1,常温下工作。 轴承的预期寿命为15000小时。 试求: 1.允许作用在轴上的最大轴向力FA 2.滚动轴承所受的轴向载荷A1、A2 图示为二级圆柱齿轮减速器的低速轴,用一对型号为6308轴承支承,已知: 齿轮分度 圆直径d=400mm,齿轮上的圆周力Ft=8000N,径向力Fr=3000N,轴向力Fa=2000N,载荷平 稳。 试求: 1)1、2两轴承的当量动载荷P1、P2; 2)两轴承的寿命之比Lh1/Lh2。 解: 支反力: R1H=250N,R1V=2000N,R1=2016N R2H=3250N,R2V=6000N,R2=6824N 轴承1: R1=2016N,A1=0N, P1=R1=2016N 轴承2: R2=6824N,A2=Fa=2000N, P2=fd(X2R2+Y2A2)=(0.56×6824+1.53×2000)=6881N 载荷比: P2/P1=6881/2016=3.41 寿命比: Lh1/Lh2=(P2/P1)3=39.65 1,某轴用一对30310轴承支承,轴承径向载荷R1=8000N,R2=2000N,轴上有轴向载荷 Fa1=2000N,Fa2=1000N,工作转速n=350r/min,常温下工作,有中等冲击,试计算轴承的寿命。 解: 查表得到30310轴承: C=122kN,Y=1.7,e=0.35,S=R/(2Y)。 S1=8000/3.4=2353N,S2=2000/3.4=588N,FA=Fa1-Fa2=1000N(方向同Fa1) A1=S1=2353N,A2=S1+FA=2353+1000=3353N 取: fd=1.5 A1/R1<e,P1=1.5R1=12000N, A2/R2<e,P2=1.5(0.4×R1+1.7×3353)=9750N L10h=108403h 2.图示为深沟球轴承的载荷P与 寿命L的关系曲线,试求: 1)轴承的基本额定动载荷C 2)若: P=0.1C,n=1000r/min,L10h=? 、 因为轴承寿命L=1(106转)时承受的载荷为基本额定动载荷C,由图查得: C=4500N, ∵P=0.1C,n=1000r/min, 3.一齿轮减速器的中间轴由代号为6212的滚动轴承 支承,已知其径向载荷R=6000N,轴的转速为n=400r/min, 载荷平稳,常温下工作,已工作过5000h,问: 1)该轴承还能继续使用多长时间? 2)若从此后将载荷改为原载荷的50%,轴承还能继续使用多长时间? 解: 依题意: P=fdR=6000N 查得: C=36800N, 1)可以继续工作时间: 9613-5000=4613h 2)改为半载可以继续工作时间: 4613×23=36904h 例3-1如图所示,用8个M24(d1=20.752mm)的普通螺栓联接的钢制液压油缸,螺栓材料的许 用应力[σ]=80MPa,液压油缸的直径D=200mm,为保证紧密性要求,剩余预紧力为QP′=1.6F,试 求油缸内许用的的最大压强Pmax。 依题意: Q=QP′+F=1.6F+F=2.6F 由: 2.6F=20814,解得: F=8005N 汽缸许用载荷: FΣ=zF=8F=64043N 例3-6图示的夹紧联接中,柄部承受载荷P=600N,柄长L=350mm,轴直径db=60mm,螺栓 个数z=2,接合面摩擦系数f=0.15,螺栓机械性能等级为8.8,取安全系数S=1.5,可靠性系数Kf= 1.2,试确定螺栓直径。 例3-5如例3-5图1所示螺栓联接,4个普通螺栓成矩形分布,已知螺栓所受载荷R=4000N, L=300mm,r=100mm,接合面数m=1,接合面间的摩擦系数为f=0.15,可靠性系数Kf=1.2,螺栓的许用应力为[σ]=240MPa,试求: 所需螺栓的直径(d1)。 、 求得螺栓小径d1: 例3-7图示为一圆盘锯,锯片直径D=500mm,用螺母将其压紧在压板中间。 如锯片外圆的工 作阻力Ft=400N,压板和锯片间的摩擦系数f=0.15,压板的平均直径D1=150mm,取可靠性系数Kf=1.2,轴的材料为45钢,屈服极限σS=360MPa,安全系数S=1.5,确定轴端的螺纹直径。 3-52.在图示的汽缸联接中,汽缸内径D=400mm,螺栓个数z=16,缸内压力p在0~2N/mm 之间变化,采用铜皮石棉垫片,试确定螺栓直径。 3-51.如题3-51图所示,用6个M16的普通螺栓联接的钢制液压油缸,螺栓性能为8.8级, 安全系数S=3,缸内油压p=2.5N/mm2,为保证紧密性要求,剩余预紧力QP′≥1.5F,求预紧力QP 的取值范围。 (端盖与油缸结合面处采用金属垫片) 3-53.图示为某减速装置的组装齿轮,齿圈为45钢,σS=355MPa,齿芯为铸铁HT250,用6个8.8级M6的铰制孔用螺栓均布在D0=110mm的圆周上进行联接,有关尺寸如图所示。 。 试确定该联接传递最大转矩Tmax。 3-54.如题3-54图所示支架,用4个普通螺栓联接。 已知: R=4000N,L=400mm,b=200mm, 每个螺栓所加的预紧力QP=3000N,设螺栓和被联接件的刚度相等,求螺栓所受的总拉力Q和剩余预紧力QP′。 例7-6一对闭式直齿圆柱齿轮传动,已知: z1=25,z2=75,m=3mm,φd=1,小齿轮的转速n=970r/min。 主从动轮的[σH]1=690MPa,[σH]2=600MPa,载荷系数K=1.6,节点区域系数ZH=2.5,2材料弹性系数ZE=189.8MPa,重合度系数Zε=0.9,是按接触疲劳强度求该齿轮传动传递的功率。 解: 由已知条件: u=z2/z1=75/25=3 d1=mz1=3×25=75mmb=φdd1=1×75=75mm 因为大齿轮的许用接触应力较低,故按大齿轮计算承载能力: 齿轮传动所能传递的功率为: 7-62.题7-62图所示为二级直齿圆柱齿轮减速器,高速级与低速级的传动比相等u1=u2=3,低速级的齿宽系数为高速级的1.3倍,,齿轮材料均为45钢,小轮均调质处理,大轮均正火处理,其许用应力为: 1轮: [σH]1=590N/mm2;2轮: [σH]2=490N/mm2;3轮: [H]σ3=580N/mm2;4轮: [σH]4=480N/mm2;两级齿轮的载荷系数K、ZE、ZH、Zε均相同,其中高速级已根据接触强度算得d1=75mm,若使两对齿轮等接触疲劳强度,问低速级小齿轮直径d3应为多少? 解: 两对齿轮接触疲劳强度相等的条件为: 接触强度的安全系数相等。 可以写为 7-65.有两对标准直齿圆柱齿轮,其材料、热处理方式都相同,第A对: mA=2mm,zA1=50, zA2=150;第B对: mB=4mm,zB1=25,zB2=75;其齿宽b、小轮转速n1、传递功率P也相等。 按无限寿命考虑,试分析那对齿轮的接触强度高,那对齿轮的弯曲强度高。 解: 依题意: 两组齿轮中,每个齿轮的许用应力都相等,只需比较其接触应力和弯曲应力的大小来分析强度的高低。 1)比较接触强度 因两对齿轮的传动比以及齿宽相等,可以通过中心距(或齿轮直径)的大小比较两对齿轮的接 触应力。 两对齿轮的中心距相等,说明在相同的载荷下,接触应力一样。 又因为两者许用接触应力一样, 所以接触强度相等。 2)比较弯曲强度 在中心距和齿宽以及所受载荷相同的条件下,可以通过模数的大小比较两对齿轮的弯曲应力,A对齿轮模数较小,弯曲应力较大,B对齿轮模数较大,弯曲应力较小。 所以,A对齿轮弯曲强度较低,B对齿轮弯曲强度较高。 、 例7-8一对直齿圆锥齿轮传动如图所示,齿轮1主动,n1=960r/min,转向如图,传递功率P=3kW, 已知: m=4mm,z1=28,z2=48,b=30mm,φR=0.3,α=20°,试求两轮所受三个分力的大小并在图中标出方向。 例7-9图示圆锥—斜齿圆柱齿轮减速器。 齿轮1主动,转向如图,锥齿轮的参数为: 模数m=2.5mm, z1=23,z2=69,α=20°,齿宽系数φR=0.3;斜齿轮的参数为: 模数mn=3mm,z3=25,z4=99,αn=20°。 试: (1)标出各轴的转向; (2)为使Ⅱ轴所受轴向力较小,合理确定3、4轮的螺旋线方向; (3)画出齿轮2、3所受的各个分力。 (4)为使Ⅱ轴上两轮的轴向力完全抵消,确定斜齿轮3的螺旋角β3(忽略摩擦损失)。 7-61.图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器,高速级: mn1=2mm,z1=20,z2=80,β1=13°,α=20°,低速级: mn3=3mm,z3=25,z4=75,β3=12°,α=20°,齿轮1为右旋,n1=960r/min,转向如图,传递功率P1=5kW,忽略摩擦损失。 试: 1)在图上标出Ⅱ、Ⅲ轴的转向;2)合理确定(在图上标出)各轮的旋向; 3)确定2、3轮所受各个分力的大小和方向。 4)计算β3取值多大才能使Ⅱ轴不受轴向力。 解: 1)各轴的转向如题7-61解图所示。 2)2、3轮为左旋、4轮为右旋,如图所示。 Fa3=Ft3tanβ=4022×tan12°=855N Fr3=Ft3tanαn/cosβ3=4022×tan20°/cos12°=1496N 4)为使Ⅱ轴不受轴向力,必须: |Fa2|=|Fa3|根据: Fa2=Ft2tanβ1Fa3=Ft3tanβ3 得到: 2tan1=FtβFt3tanβ3即: 忽略摩擦损失: T2=T3,Ft2=2T2/d2,Ft3=2T3/d3则: 将上式整理得到:
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