机械设计习题

机械设计习题1．图示为卷扬机传动系统简图，已知被提升的实物W＝1.2×104N，提升速度V＝1m/5，卷筒直径D＝400mm，减速器中齿轮的齿数分别为Z1＝20，Z2＝80，Z3＝19，Z4＝72，齿轮传动采用8级精度，轴承全部采用滚子轴承，卷筒效率(不包括轴承)η卷＝0.96（η齿＝0.97,η联＝0.99，η承＝0.98），试求：传动装置的轴出动率、总效承、总传动比和需要的输入功率。Z1Z2Z3Z4XXW123456782．在图示传动系统中，1为蜗杆，2为蜗轮，3和4为斜圆柱齿轮，5和6为直齿锥齿轮。若蜗杆主动，要求输出齿轮6的回转方向如图所示。试确定：1）若要使Ⅱ、Ⅲ轴上所受轴向力互相抵消一部分，蜗杆、蜗轮及斜齿轮3和4的螺旋线方向及的Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的回转方向（在图中标出）；2）Ⅱ、Ⅲ轴上各轮啮合点受力方向（Ft、Fr、Fa在图中画出）。3．图示轮系中为一手摇提升装置，若手柄按图示方向旋转(即轮1的方向)则重物是上升还是下降？（画箭头说明各轮转向及重物运动的方向）输出轴Ⅳ543ⅢⅡ21Ⅰ6n64．手动绞车采用圆柱蜗杆传动。已知mmm8、11z，mmd801、402z，卷筒直径mmD200。问：（1）欲使重物W上升1m，蜗杆应转多少转？（2）蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数18.0f，该机构能否自锁？（3）若重物kNW5，手摇时施加的力NF100，手柄转臂的长度l应是多少？例5-1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][=80MPa，液压油缸的直径D=200mm，为保证紧密性要求，剩余预紧力为PQ=1.6F，试求油缸内许用的的最大压强Pmax。解题要点：1．先根据强度条件求出单个螺栓的许用拉力Q；2．在求许用工作载荷F。解：根据：][≤43.1=21dQca，解得：Q≤][3.1×421d=80×3.1×4752.202=20814N依题意：FFFFQQP6.26.1由：2.6F=20814，解得：F=8005N例5-1图汽缸许用载荷：FΣ=zF=8F=64043N根据：6404342maxDpF解得：04.2200640434422maxDFpMPa例5-2如例2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][=240MPa，试求：所需螺栓的直径（d1）。解：(1)将R简化到螺栓组形心，成为一个横向载荷R和一个转矩T，如例3图2所示，其中：510123004000RLTNmm(2)求每个螺栓联接承受的分力R的分力：FSR=R/z=4000/4=1000NT的分力：3000100410125zrTrTFiSTN(3求FSmax45cos222maxSTSRSTSRSFFFFF=45cos3000100023000100022=3774N(4)据不滑移条件：QPfm≥KfFSmax所需预紧力QP：fmFKQSfPmax=115.037742.1=30192N(5)根据强度条件：2143.1dQPca≤][求得螺栓小径d1：240301923.14][3.141PQd=14.430mm讨论1：如果本题改为用铰制孔螺栓联接，在解法上有什么相同和不同之处？1．求FSR、FST和FSmax的方法相同，但求FST的公式应为：2maxmaxiSrTrF2．铰制孔螺栓联接不用求预紧力，因为FSmax就是铰制孔螺栓解所受的剪力。3．强度条件不同。铰制孔螺栓联接的可靠性条件是剪切强度和挤压强度。讨论2：如果螺栓的布置改为如例3-5图3所示，螺栓中心到螺栓组形心的距离r不变。问那种布置例2图1例2图2例3图3方案更合理？为什么？原来的布置方案更合理。因为在例3-5图3的方案中，螺栓1承载的两个分载荷FSR和FST方向相同，合成后的FSmax比原方案大。载荷大，所需螺栓尺寸就大。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，20，齿宽系数R=0.3；斜齿轮的参数为：模数mn=3mm，z3=25，z4=99，20n。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）。解：(1)各轮的转向如例10-7图2所示。(2)3、4轮的螺旋线方向如图所示。(3)齿轮2、3所受分力如图所示。(4)确定斜齿轮3的螺旋角β3：若使Ⅱ轴不受轴向力，必须：|Fa2|=|Fa3|根据：222sintantaFF333tantaFF得到：22sintantF33tantF即：2323sintantanttFF忽略摩擦损失：T2=T3，Ft2=2T2/dm2则：23332232/2/2mmttdddTdTFF)5.01()5.01(222RRmmzdd，333cos/zmdn5651.71)23/69(tan)/(tan11212zz将上述4式代入前式得到2233sintan)5.01(sinRnmzzm5651.71sin20tan)3.05.01(695.2253=0.176621729.10=10°10′22″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。例10-7图1例10-7图2SA/R≤eA/R＞eeYR2XYXY0.40100.41.5例13-2图1解：1．求内部派生轴向力S1、S2的大小方向20005.126000211YRSN55005.1216500222YRSN方向如图所示。2．求轴承所受的轴向力A1、A2公式归纳法：},max{211AFSSA2500}300055002000max{,N55003000}2000,5500{}S,max{122AFSAN，3．轴承的当量动载荷P1、P2据：A1/R1=2500/6000=0.417＞e=0.40，得：X1=0.4，Y1=1.5P1=fd（X1R1+Y1A1）=0.4×6000+1.5×2500=6150N据：A2/R2=5500/16500=0.33＜e，得：X2=1，Y2=0P2=fd（X2R2+Y2A2）=R2=16500NP2＞P1，用P2计算轴承寿命。4．计算轴承寿命3106610165009780050060106010PCnLh12562h例13-5试分析例13-5图1所示轴系结构中的错误，并加以改进。图中齿轮用油润滑，轴承用脂润滑。例13-2图2例13-5图1存在问题分析：1．轴承的轴向固定、调整，轴向力传递方面错误1）轴系采用全固式结构，两轴承反装不能将轴向力传到机架，应该为正装。2）全固式结构中，轴左端的弹性挡圈多余，应去掉。3）端盖处没有调整垫片，不能调整轴承游隙。2．转动零件与固定零件接触，不能正常工作方面错误1）轴右端的联轴器不能接触端盖，用端盖轴向定位更不行。2）轴与右端盖之间不能接触，应有间隙。3）定位齿轮的套筒径向尺寸过大，与轴承外圈接触。4）轴的左端端面不能与轴承端盖接触。3．轴上零件装配、拆卸工艺性方面错误1）右轴承的右侧轴上应有工艺轴肩，轴承装拆路线长（精加工面长），装拆困难。2）套筒径向尺寸过大，右轴承拆卸困难。3）因轴肩过高，右轴承拆卸困难4）齿轮与轴联接的键过长，套筒和轴承不能安装到位。4．轴上零件定位可靠方面错误1）轴右端的联轴器没有轴向定位，位置不确定。2）齿轮轴向定位不可靠，应使轴头长度短于轮毂长度。3）齿轮与轴联接键的长度过大，套筒顶不住齿轮。5．加工工艺性方面错误1）两侧轴承端盖处箱体上没有凸台，加工面与非加工面没有分开。2）轴上有两个键，两个键槽不在同一母线上。3）联轴器轮毂上的键槽没开通，且深度不够，联轴器无法安装。例13-5图26．润滑、密封方面错误1）右轴承端盖与轴间没有密封措施。2）轴承用脂润滑，轴承处没有挡油环，润滑脂容易流失。改进后如图例13-5图2所示。例13-7例13-7图1所示为反装圆锥滚子轴承支承小锥齿轮轴的套杯轴系结构，试分析其中的结构错误，并加以改进。例13-7图1存在问题分析：1）两个轴承的外圈均未轴向固定。2）不能将轴上的轴向力传到机座。3）齿轮轴的轴向位置没有固定，受到轴向力时会发生窜动。4）左轴承内圈直径小于两侧轴的直径，无法装配。5）轴承游隙不能调整。6）套杯和机座间没有调整垫片，整个轴系的轴向位置不能调整。7）轴承端盖与右侧轴承外圈之间的套筒多余。改进后如图例11-8图2所示。例13-7图2