机械设计典型例题

滚动轴承如图所示，一对角接触球轴承反安装。已知：径向力FrI=6750N，FrII=5700N，外部轴向力FA=3000N，方向如图所示，试求两轴承的当量动载荷PI、PII，并判断哪个轴承寿命短些。注：内部轴向力Fs=0.7Fr，e=0.68，X=0.41、Y=0.87。解：（1）先计算轴承1、2的轴向力FaI、FaIIN399057007.07.0N472567507.07.0rIIsIIrIsIFFFF因为N3990N772530004725sIIAsIFFF所以4725sIaIFFN7725AsIIIaFFF（2）计算轴承1、2的当量动载荷68.036.15700772568.07.067504725rIIaIIrIaIFFFF故径向当量动载荷为N75.9057772587.0570041.0N25.6878472587.0675041.0IIIPP因为，PIPII所以轴承II寿命短些。1RF2RFXFSFSFRFARFFARFF2、下图所示为一对角接触球轴承支承的轴系，轴承正安装（面对面），已知两个轴承的径向载荷分别为=2000N，=4000N，轴上作用的轴向外加载荷=1000N,轴承内部附加轴向力的计算为=0.7，当轴承的轴向载荷与径向载荷之比＞e时，X=0.41，Y=0.87，当≤e，X=1，Y=0，e=0.68，载荷系数fp=1.0，试计算：（1）两个轴承的轴向载荷FA1、FA2；（2）两个轴承的当量动载荷P1、P2。1122120.70.7200014000.70.740002800140010002400SRSRSXSFFNFFNFFF1222800100018002800AASFNFFN11111111122222222218000.90.68,0.41,0.872000()20000.410.871800238628000.70.68,0.41,0.874000()40000.410.8728004076ARpRAARFRAFeXYFPfXFYFNFeXYFPfXFYFN解：（1）轴承1为压紧端，轴承2为放松端(2)轴结构设计下图为斜齿轮、轴、轴承组合结构图。齿轮用油润滑，轴承用脂润滑，指出该设计的错误。要求：（1）在图中用序号标注设计错误处；（2）在图下方的空白处标注序号，按序号列出错误，并提出修改建议；（3）不必在图中直接改正。1.轴肩高于轴承内圈；降低轴肩2.无挡油环；加挡油环5.两键未开在同一轴线上；两键同轴线3.齿轮与轴段同宽；轴段减小6.套筒高于轴承内圈；降低套筒高度7.长轴段未加工阶梯；设计阶梯轴8.轴承端盖直接与轴接触；留出间隙4.未设置密封；设计密封9.联轴器与轴承端盖直接接触；设计阶梯，分离联轴器与轴承端盖10.联轴器未用阶梯轴进行轴向定位；设计阶梯11、轴应比联轴器短1－2mm12.轴承端盖应加调整垫片。13.轴两端应加工倒角。下图为某减速器输出轴的结构图，齿轮用油润滑，轴承用脂润滑。试用编号列出图中的结构设计错误，并指出错误的原因（不需要改正）。1.齿轮无周向固定；2.两轴承均无挡油环；3.两轴承端盖均无调整垫片；4.两轴承外圈无轴向定位；5.安装轴承的轴段无阶梯；6.套筒比轴承内圈高；7.右侧轴承端盖与轴无间隙；8.轴段与齿轮同宽，定位不可靠；9.轴肩比轴承内圈高；受力分析n1ⅠⅡⅢ1234图示为由圆锥齿轮和斜齿圆柱齿轮组成的传动系统。已知：Ⅰ轴为输入轴，转向如图所示。1.在下图中标出各轮转向。2.为使2、3两轮的轴向力方向相反，确定并在图中标出3、4两轮的螺旋线方向。3.在图中分别标出2、3两轮在啮合点处所受圆周力、轴向力和径向力的方向（3）2、3两轮的各分力方向下图所示。（1）各轴转向如图所示。（2）3轮左旋，4轮右旋。下图为斜齿圆柱齿轮—蜗杆传动，齿轮1由电机驱动。已知蜗轮的轮齿旋向为左旋，其转动方向如图所示。试确定（1）蜗杆3的旋向和转动方向。（2）为使中间轴所受的轴向力最小，求斜齿轮1和斜齿轮2的螺旋方向。（3）分别画出齿轮2和蜗杆3在啮合点的圆周力、轴向力和径向力的方向。（2）斜齿轮1为右旋，齿轮2为左旋（1）左旋，转动方向如图所示螺栓联接一压力容器的螺栓组连接如下图所示。已知容器的工作压力p=12MPa，容器内径D=78mm，螺栓数目z=6，采用橡胶垫片。试确定预紧力，以及螺栓直径的最小值。已知参数与公式：1）剩余预紧力F”=1.6F，F为工作拉力；2）连接件与被连接件刚度系数：C1/(C1＋C2)=0.9，C2/(C1＋C2)=0.1；3）[]=230.77MPa。1）求每个螺栓所受的工作拉力F2278129556446DpFz2）按紧密性要求选取剩余预紧力F”F”=1.6F=1.69556=15291N3）求应施加在每个螺栓上的预紧力F’212'152910.1955616246CFFFCC4）求单个螺栓所受的总拉力F0095561624624847FFF5）确定螺栓直径0141.341.32484713.35[]230.77FdM16。1.1fK0.3f300sMPa1.2S如图所示的螺栓组联接，已知外载荷F＝5KN，各有关几何尺寸如图所示。试计算螺栓的最小小径d1。（防滑系数，接合面摩擦系数，安全系数）125041053zF（1）将F向螺栓组形心平移，同时得转矩T：T=500×F＝5×103×500＝2.5×106（N）在F作用下，各螺栓所受横向力为：Fs1＝在T作用下，各螺栓所受横向力也相等，为（N）2262280804105.244FrTrrTs3.5524＝（N）cos2212221maxsssssFFFFF135cos3.5524125023.552412502264690maxmax01.16469237200.3fsfsFfKFKFFNf021011.3,1441.341.3237201.212.5353.14300scasFSdFSdmm