机械设计复习.docx
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机械设计复习
一、提高螺栓联接强度的措施有哪些?
1、降低影响螺栓疲劳强度的应力幅2、改善螺纹牙上载荷分布不均的现象3、减小应力集中的影响4、采用合理的制造工艺
二、试述动压滑动润滑的基本条件
1、两摩擦面有足够的相对运动速度2、润滑剂有适当的粘度,供油充分3、相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙
三、轴上零件的轴向定位和周向定位有哪些类型,至少分别说出3种以上
1、轴向定位:
轴间定位套、轴用卡套、紧定螺钉2、周向定位:
键连接、圆锥销连接、成型连接、过盈配合
四、何谓滚动轴承的基本额定寿命?
何谓滚动轴承的基本额定动载荷?
1、指90%的可靠度、常用材料和加工质量,常规条件下的寿命2、将基本额定寿命为100万转时轴承受的恒定载荷取为基本额定载荷
五、为什么对于重要的螺栓联结要控制螺栓的预紧力F0?
控制预紧力的方法有哪些?
1、适当的选用较大的预紧力对螺纹连接的疲劳强度都是有利的,但过大的预紧力会导致整个连接的结构尺寸增大,也会连接件在装配时或偶然过载时被拉断,因此,对于重要的螺栓连接,在装配时要控制预紧力。
2、方法:
测力矩扳手、定力矩扳手、测定螺栓伸长量
二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器如图(a)所示。
已知:
动力由I轴输入,III轴为输出轴,其转动方向如图(a)所示,齿轮4的轮齿旋向为右旋。
试解答:
(1)在图上标出输入轴I和中间轴II的转向;
(2)确定并在图上标出齿轮1,2和3的轮齿旋向,要求使轴II上所受的轴向力尽可能小;
(3)在图(b)上标出中间轴II各齿轮在啮合点处所受诸作用力的方向。
图示为蜗杆、齿轮传动装置。
右旋蜗杆
为主动件,为使轴Ⅱ、Ⅲ传动件的轴向力能相抵消,试确定:
(1)蜗杆的转向;(1分)
(2)一对斜齿轮3、4轮齿的旋向;(1分)
(3)请画出斜齿轮的三对受力方向。
(3分)
分析轴系结构的错误,简单说明错误原因,画出正确结构。
主要结构错误分析如下:
1.轴左端的轮毂轴向定位不可靠,采用圆锥面轴向定位就不能再采用轴肩定位;
2.左侧轴承端盖与轴之间没有间隙,严重磨损;
3.左侧轴承端盖与轴之间应有密封措施;
4.左侧轴承端盖处箱体没有凸台,加工面与非加工面没有分开;
5.两个轴承反装不能将轴上的轴向力传到机座,且支承刚度低,应该为正装;
6.左侧轴承装配路线过长,装配困难;
7.左侧轴承处轴肩过高,拆卸困难;
8.右侧轴承处套筒外径过大,轴承拆卸困难;
9.右侧轴承端盖处也应加调整垫片,只一侧有调整垫片不能调整轴系的轴向位置。
改正后的结构如图所示。
分析轴系结构的错误,用文字简单说明错误原因,画出正确结构。
主要结构错误分析如下:
1.两侧的轴承端盖处没有调整垫片,不能调整轴承游隙和轴系的轴向位置;
2.轴的两端轴颈过长,与端盖接触严重磨损,浪费材料和加工时间、轴承装拆麻烦;
3.齿轮没有轴向定位,未将齿轮上的轴向力传到机座,应将轴承改为正装;
4.两轴承的内、外圈没有轴向固定,极易分离;
5.两轴承的内圈高度低于套筒,轴承拆卸困难;
6.两个齿轮不能共用一个键,而且键过长,三个套不能装配;
7.两个齿轮间用套筒定位,不能固定齿轮与轴的相对位置,应改为轴环;
8.两齿轮的轮毂长度与轴头相等,也使齿轮轴向定位不可靠;
改正后的结构如图所示。
解:
(1)处两轴承应当正装。
(2)处应有间隙并加密封圈。
(3)处应有轴间定位。
(4)处键不能伸入端盖,轴的伸出部分应加长。
(5)处齿轮不能保证轴向固定。
(6)处应有轴间定位。
(7)处应加调整垫片。
改正图见轴线下半部分。
设根据工作条件决定在轴的两端反装两个角接触球轴承,如图所示。
已知轴上齿轮受切向力Fte=2200N,径向力Fre=900N,轴向力Fae=400N,齿轮分度圆直径d=314mm,齿轮转速n=520r/min,运转中有中等冲击载荷,轴承预期寿命L′h=15000小时。
设初选两个轴承型号均为7207C,试验算轴承是否能达到预期寿命的要求。
附:
角接触球轴承7207C的基本额定动载荷C=30500N,基本额定静载荷C0=20000N;查表得到计算需要的e1=0.422,e2=0.401;查表得到载荷系数为对轴承1:
X1=0.44,Y1=1.327,对轴承2:
X2=1,Y2=0。
有一转轴采用角接触球轴承作支承,其布置方式如图所示,已知轴颈直径d=40mm,转速n=960r/min,轴向载荷Fa=800N,径向载荷FR1=3000N,FRⅡ=1200N,工作中有中等冲击载荷,轴承型号为7308C,要求轴承寿命不低于10000h,试校核轴承寿命。
(轴承内部派生轴向力Fd=eFR,载荷系数fd=1.1,基本额定动载荷C=30500N))(12分)
Fa/Fr≤e
Fa/Fr>e
判断系数e
X
Y
X
Y
1
0
0.44
1.40
0.4
已知某材料的机械性能为对称循环疲劳极限σ-1=450MPa,脉动循环疲劳极限σ0=700MPa,屈服极限σS=800MPa:
1)按比例绘制材料的简化等寿命疲劳曲线图(双直线极限应力线图);
2)由该材料制成的某轴类零件受弯曲稳定变应力作用,最大工作应力为σmax=200MPa,最小工作应力为σmin=—100MPa,该零件的综合影响系数Kσ=
,试在该图上标明工作应力点M;(写出计算过程,并标出坐标);
3)取许用安全系数[S]=1.4,按r=C计算该轴的计算安全系数,并校验此轴是否安全。
图示为压力容器缸体与压力容器盖用8个M18的螺栓连接,每个螺栓均施加预紧力F0=15000N,螺栓小径d1=15.294mm,螺栓均匀分布在一个直径为D0的圆上,容器缸径D=500mm,工作时容器中通入p=0.4MPa的气体。
要求:
1)计算工作时单个螺栓的总拉力F2;(螺栓的相对刚度
)
2)试计算螺栓强度是否满足要求。
(注:
螺栓许用应力[σ]=180MPa)
有一转轴采用一对圆锥滚子轴承作支承,轴承正向安装(面对面),轴承型号为30204,其布置方式及力作用位置如图所示。
已知轴转速n=1000r/min,工作中有中等冲击载荷,取载荷系数f d=1.5;外加径向载荷Fre=2040N,外加轴向载荷Fae=500N.
1)计算轴承Ⅰ、Ⅱ的当量动载荷P1、P2;
2)如要求轴承寿命不低于30000小时,试判断哪个轴承更危险,并校核危险轴承的寿命是否满足要求。
注:
30204轴承的有关数据如下
轴承派生轴向力
;基本额定动载荷C=28.2kN;
径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
Fa/Fr≤e
Fa/Fr>e
判断系数e
X
Y
X
Y
1
0
0.4
1.7
0.35
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