机械设计题库0723155529.docx
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机械设计题库0723155529
在直径D=155mm勺圆周上,接合面摩擦系数=,传递的转距T=,载荷较平稳,防滑系数kf=,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[]=」480120MPa
[S]4
每个螺栓所受预紧力F0,由强度条件,知
D
又zR—kfT,故
2
即z=6。
2、如图所示凸缘联轴器,用4个M16六角头铰制孔用螺栓联接,其受剪螺栓直
螺栓材料为Q235钢,屈服极
b250MPa。
联轴器传递转
径为d017mm,螺栓长65mm,螺纹段长28mm。
限s240MPa,联轴器材料为HT250,强度极限
矩T=,载荷较平稳,试校核螺纹联接强度。
,安全。
螺栓拉力
F。
1.32.83F
0.12
30.66F
螺钉许用应力60MPa,试指岀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。
(画岀受力图)
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FriFq/52000/5400N
M使每个螺钉产生作用力
方向如图(中间螺钉Fr20)。
3)第2个螺钉受力最大,为危险螺钉,设其受力为Fr
FrFriFr240030003400N。
4)F>KfFr,0.15F123400,F27200N
22
13F4/di<,41327200/d1<60,d127.39mm
解:
f产生之横向
F1
f
3
LLF
500F
5厂
fl产生之横向力
F2
-f
2a
2100
2
螺栓所受最大力
FmaxF1
F2=F
5
F2.83F
3
2
150MPa
5、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
取剩余预紧力为工作拉力的倍,试计算螺栓直径。
解:
螺栓工作拉力fpD2/(4z)31602/327540N
残余预紧力F1.5F
螺栓总拉力F0FF1.5FF2.5F2.5754018850N
螺栓小径d1(或dc)>[(41.3F0)/(150)]1/214.4mm
6、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和紧边拉力Fi的值
解:
1)带的有效圆周力
2)带的松边拉力
由题意有:
F12F2
3)带的紧边拉力
7、V带(三角带)传动所传递的功率P=,带速v=10m/s,现测得张紧力Fo=1125N,
试求紧边拉力F1和松边拉力F2
解:
1)有效圆周力Fe
2)紧边拉力F1与松边拉力F2
1
初拉力Fo(F1F2)
2
联解
所以,F2750N,F11500N
8、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=。
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=
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Fe
4)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n1=1460r/min,主动带轮上的包角1=140,带与带轮间的
当量摩擦系数=,求最大有效圆周力Fe和紧边拉力F1。
附:
e=
解:
所以,F2195245N,F1662.447N
10、单根V带(三角带)传递的最大功率P=,小带轮的基准直径dd1=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=。
试确定带传动的有效圆周力Fe、紧边拉力F1和张紧力Fo。
附:
e=。
解
3)带的紧边拉力F1
联解
4)张紧力F°
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。
已知:
小齿轮齿数Z1=18,大齿轮齿数
z2=59,法向模数mn=6mm,中心距a=235mm,传递功率P=100kW,小齿轮转速n1=960r/min,小齿轮螺旋线方向左旋。
求:
1)大齿轮螺旋角的大小和方向;
2)大齿轮转矩T2;
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,并在图上画岀。
解:
arccosmn(Z1
Z2)
5(2371)
arccos
16.4264162535,旋向如图
2a
2245
大齿轮分度圆直径
d2
mn
Z2571
370106mm
cos
cos16.4264
6p615
大齿轮转矩T29.551069.55106987931Nmm
n2145
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Ft2T2=
d2
轴向力FaFttan
径向力FrFttann/cos
12、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,画岀受力图(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岀发,在图上画岀各轮的转动方向、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,当量摩擦系数v=,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
d2212554050mm
v,
故具有自锁性。
3)T1
FL
20010020000Nmm
4)Fa2
Ft1
2T1
-800N
d1
16、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:
1)缺键;
2)缺定位轴肩;
3)旋转件与端盖接触;
4)缺密圭寸,端盖与旋转轴接触;
5)缺挡油环;
6)套筒顶不住齿轮;
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:
①向心推力轴承单个使用;
2)转动件与静止件直接接触:
②轴伸与端盖;
3)轴上零件未定位,未固定:
③套筒顶不住齿轮;④联轴器周向未固定,⑤联轴器轴向未固定
4)工艺不合理:
⑥悬伸轴精加工面过长,装配轴承不便;⑦箱体端面的加工面与非加工面没有分开;⑧端盖与箱体端面之间无垫片,无法调整轴承游隙;⑨齿轮周向定位键过长,套筒无法装入;⑩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niim=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:
考虑极限转速nn|m6000r/min,综合考虑,轴承允许的最高工作转速为r/min
20、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=2600
N,Fr2=1900N,Fa=600N,轴承计算有关系数如下表:
e
Fa/Fr>e
Fa/Fr Fs X=,Y= X=1,Y=0 试求: 1)轴承的内部轴向力FS1、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)FS10.7Fr10.726001820N (2) Fs2FaFs1,1轴承压紧,2轴承放松。 (3)电19300.74e,X10.41,Y10.85 Fr12600 Fa21330 RP2,1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=kN,轴上有轴向力FA=600N,径向力FR=400N,切向力FT=2500N,轴转速n=600r/min,fd=。 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 e Fa/Frwe Fa/Fr>e FS X=1,Y=0 X=,Y= Fr/2Y 解: 求支反力 求派生轴向力: Fs1也亠971580N(方向向右) 2Y217 虫卫乞172N(方向向左) 2Y217 求轴承所受到的轴向力: FAFS16005801180N>Fs2,2轴承压紧,1轴承放松。 所以Fa1FS1580N 201e,X 0.4,Y17 1180 586 确定两轴承轴向动载荷系数、径向动载荷系数: 确定两轴承当量动载荷: 判断危险轴承: P2P,2轴承为危险轴承,应按2轴承校核寿命。 校核危险轴承寿命: 轴承寿命满足要求。 22、图示轴系由一对30208(旧7208)轴承支承,基本额定动载荷Cr=34kN,轴转速n=2000r/min,轴上作用力F=1500N,fd=,问: 1)哪个轴承是危险轴承? 2)危险轴承的寿命是多少小时? e Fa/F「we Fa/Fr>e Fs X=1,Y=0 X=,Y= 解: Fa1 626 Fr1 2000 0.313 e,Xi Fa2 F2 626 500 e,X2 0.4,Y21.6 RF2,1轴承为危险轴承,PR2400N
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