机械设计题库

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资源描述

11、凸轮联轴器用M16(小径1d=13.835mm,中径2d=14.702mm)普通螺栓联接,螺栓均匀分布在直径D=155mm的圆周上,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fk=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[]=480120[]4sMPas每个螺栓所受预紧力0F,由强度条件,知2210[]13.83512013876.741.341.3dFN又02fDzFkT,故01.28000005.95115513876.70.1522fkTzDF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,其受剪螺栓直径为d017mm,螺栓长65mm,螺纹段长28mm。螺栓材料为Q235钢,屈服极限SMPa240,联轴器材料为HT250,强度极限BMPa250。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S2.5许用挤压应力(静载):对钢pS1.5;对铸铁pB2.52设每个螺栓所受剪力为F,则zFDT2≥,故FTzD≥22200000041556452N切应力Fd4645241728022.42MPaS2.5MPa2402596.,安全。挤压面长度h()65282314mm对铸铁许用挤压应力pB100MPa12525025..对钢许用挤压应力pS1.5MPa224015160.挤压应力Pp.11MPaFdh016452171427<,安全。3、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60MPa,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=2000N;3MF===QNmm9002000900181052)FQ使每一个螺钉产生作用力FFRQN1520005400//M使每个螺钉产生作用力FMrR2N//()41810415030005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FRFFFRR1R2N40030003400。4)FKF≥fR,015123400..F,F27200N13412./Fd≤,413272006012./d≤,d12739.mm。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[]=100MPa。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)。(画出受力图)4解:F产生之横向FF13FL产生之横向力FFaLFF25010200522螺栓所受最大力21maxFFF=2.83FF253F螺栓拉力FFFKF30.6621.038.23.1maxf013012.[]Fd≤884N30.6643.150294.730.6643.1][21dF5、图示油缸油压p3MPa,缸径D=160mm,螺栓数量z=8,螺栓材料许用应力150MPa,取剩余预紧力为工作拉力的1.5倍,试计算螺栓直径。5解:螺栓工作拉力N075432/1603)4/(22zDpF残余预紧力FF15.螺栓总拉力N0188575405.25.25.10FFFFFF螺栓小径mm.414)]150/()3.14[()(2/10c1Fdd≥或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F1的值。解:1)带的有效圆周力FPveN100010007107002)带的松边拉力FFF12e由题意有:FF122联解FFFFF12127002eNF2700N3)带的紧边拉力FF12227001400N7、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F0=1125N,试求紧边拉力F1和松边拉力F2。解:1)有效圆周力FeFPveN100010007510750.62)紧边拉力F1与松边拉力F2FFFe12初拉力FFF01212()联解FFFFFF121207502211252250eNN所以,F2750N,F11500N8、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。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vdnd1m/s160100060100012566.2)联解FFFFF1201222354708Ne1501802618.e2718271835590485261812697......FFFF12127083559.F2155286.F1552713.3)V带(三角带)传动能传递的最大有效圆周力FeFFeeeN211235435591355913974270...4)V带(三角带)传动能传递的最大功率PFvekW/(..)/.100039742712566100049949、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7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F1。附:e=2.718解:1)带的速度vdnd1m/s1601000140146060100010702.2)带的有效圆周力FPveN10001000510702467202..3)带的紧边拉力F1联解FFFFF1212eee2718.,05.,18014024435.radFFFF12120524435467202271833929.....eN所以,F2195245.N,F1662447.N10、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=0.25。试确定带传动的有效圆周力Fe、紧边拉力F1和张紧力F0。附:e=2.718。解1)带的速度vdnd1m/s160100018014506010001367.2)带的有效圆周力FPveN100010004821367352597...3)带的紧边拉力F1联解FFFFF1212ee1521802653.rad8e2718.FFFF12120252653352597271819409.....eF1727333.NF2374736.N4)张紧力F0FFF0121212727333374736551035()(..).N11、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,并在图上画出。解:arccos()arccos().mzzan122523712245164264162535,旋向如图大齿轮分度圆直径dmz22571164264370106nmmcoscos..大齿轮转矩TPn2626955109551015145987931..Nmm大齿轮受力(用三个分力表示)三个分力的方向如图所示。9切向力222tTFd=轴向力tantaFF径向力cos/tanntrFF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。1013、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。11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=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:121)右旋,如图示。2)dad122212554050mmarctanarctan.mzd115150571vvarctanarctan..018102v,故具有自锁性。3)TFL120010020000Nmmtan/tan()...v0102850351TTi2120000035140280800.NmmWTD2401142/.N4)FFTda2t1N280011FFTdt2a1N2280822FFFr2r1t2Ntan102216、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)。13解:1)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14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;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