機(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題

1、機(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題1圖示為卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖，已知被提升的實(shí)物W1.2×104N，提升速度V1m/5，卷筒直徑D400mm，減速器中齒輪的齒數(shù)分別為Z120，Z280，Z319，Z472，齒輪傳動(dòng)采用8級精度，軸承全部采用滾子軸承，卷筒效率(不包括軸承)卷0.96（齒0.97, 聯(lián)0.99，承0.98），試求：傳動(dòng)裝置的軸出動(dòng)率、總效承、總傳動(dòng)比和需要的輸入功率。XXW Z1 Z2 Z3 Z4 2在圖示傳動(dòng)系統(tǒng)中，1為蝸桿，2為蝸輪，3和4為斜圓柱齒輪，5和6為直齒錐齒輪。若蝸桿主動(dòng)，要求輸出齒輪6的回轉(zhuǎn)方向如圖所示。試確定：1） 若要使、軸上所受軸向力互相抵消一部分，蝸桿、蝸輪及斜齒輪3

2、和4的螺旋線方向及的、軸的回轉(zhuǎn)方向（在圖中標(biāo)出）；2） 、軸上各輪嚙合點(diǎn)受力方向（Ft、Fr、Fa在圖中畫出）。輸出軸543216n63圖示輪系中為一手搖提升裝置，若手柄按圖示方向旋轉(zhuǎn)(即輪1的方向)則重物是上升還是下降？（畫箭頭說明各輪轉(zhuǎn)向及重物運(yùn)動(dòng)的方向）123456784手動(dòng)絞車采用圓柱蝸桿傳動(dòng)。已知、，、，卷筒直徑。問：（1）欲使重物W上升1m，蝸桿應(yīng)轉(zhuǎn)多少轉(zhuǎn)？（2）蝸桿與蝸輪間的當(dāng)量摩擦系數(shù)，該機(jī)構(gòu)能否自鎖？（3）若重物，手搖時(shí)施加的力，手柄轉(zhuǎn)臂的長度l應(yīng)是多少？ 例5-1圖例5-1 如圖所示，用8個(gè)M24（d1=20.752 mm）的普通螺栓聯(lián)接的鋼制液壓油缸，螺栓材料的許用應(yīng)力=

3、80 MPa，液壓油缸的直徑D =200 mm，為保證緊密性要求，剩余預(yù)緊力為=1.6F，試求油缸內(nèi)許用的的最大壓強(qiáng)Pmax。解題要點(diǎn)：1先根據(jù)強(qiáng)度條件求出單個(gè)螺栓的許用拉力Q；2在求許用工作載荷F。解：根據(jù)： ，解得： Q =20814 N依題意： 由： 2.6F = 20814，解得：F = 8005 N汽缸許用載荷： F = z F = 8F = 64043 N根據(jù)：解得： MPa例5-2 如例2圖1所示螺栓聯(lián)接，4個(gè)普通螺栓成矩形分布，已知螺栓所受載荷R = 4000 N，L=300mm，r=100mm，接合面數(shù)m =1，接合面間的摩擦系數(shù)為f = 0.15，可靠性系數(shù)Kf = 1.2

4、，螺栓的許用應(yīng)力為=240MPa，試求：所需螺栓的直徑（d1）。例2圖1解：(1) 將R簡化到螺栓組形心，成為一個(gè)橫向載荷R和一個(gè)轉(zhuǎn)矩T，如例3圖2所示，其中： Nmm(2) 求每個(gè)螺栓聯(lián)接承受的分力R的分力：FSR = R/z = 4000/4 =1000 N例2圖2T的分力：N(3求FSmax = 3774 N(4) 據(jù)不滑移條件：QP f m Kf FSmax所需預(yù)緊力QP ：= 30192 N(5) 根據(jù)強(qiáng)度條件：例3圖3求得螺栓小徑d1：=14.430mm討論1：如果本題改為用鉸制孔螺栓聯(lián)接，在解法上有什么相同和不同之處？1求FSR、FST和FSmax的方法相同，但求FST的公式應(yīng)為

5、：2鉸制孔螺栓聯(lián)接不用求預(yù)緊力，因?yàn)镕Smax就是鉸制孔螺栓解所受的剪力。3強(qiáng)度條件不同。鉸制孔螺栓聯(lián)接的可靠性條件是剪切強(qiáng)度和擠壓強(qiáng)度。討論2：如果螺栓的布置改為如例3-5圖3所示，螺栓中心到螺栓組形心的距離 r 不變。問那種布置方案更合理？為什么？原來的布置方案更合理。因?yàn)樵诶?-5圖3的方案中，螺栓1承載的兩個(gè)分載荷FSR 和FST方向相同，合成后的FSmax比原方案大。載荷大，所需螺栓尺寸就大。圖示圓錐斜齒圓柱齒輪減速器。齒輪1主動(dòng)，轉(zhuǎn)向如圖，錐齒輪的參數(shù)為：模數(shù)m=2.5mm，z1=23，z2 = 69，齒寬系數(shù) =0.3；斜齒輪的參數(shù)為：模數(shù)mn=3mm，z3=25，z4=99，。

6、試：(1) 標(biāo)出各軸的轉(zhuǎn)向；(2) 為使軸所受軸向力較小，合理確定3、4輪的螺旋線方向；(3) 畫出齒輪2、3 所受的各個(gè)分力。(4) 為使軸上兩輪的軸向力完全抵消，確定斜齒輪3的螺旋角3（忽略摩擦損失）。 例10-7 圖1解：(1) 各輪的轉(zhuǎn)向如例10-7圖2所示。(2) 3、4輪的螺旋線方向如圖所示。(3) 齒輪 2、3 所受分力如圖所示。(4) 確定斜齒輪3的螺旋角3：若使軸不受軸向力，必須：|Fa2|=|Fa3|根據(jù)： 例10-7 圖2得到：即： 忽略摩擦損失：T2 = T3，F(xiàn)t2 = 2T2/dm2則： ， 將上述4式代入前式得到= 0.17662= 10°1022某軸由

7、一對代號為30212的圓錐滾子軸承支承，其基本額定動(dòng)載荷C = 97.8 kN。軸承受徑向力R1= 6000N，R2 =16500N。軸的轉(zhuǎn)速 n =500 r/min，軸上有軸向力FA = 3000 N，方向如圖。軸承的其它參數(shù)見附表。沖擊載荷系數(shù) fd = 1。求軸承的基本額定壽命。SA/ReA/ReeXYXY0.40100.41.5 例13-2 圖1解：例13-2 圖21求內(nèi)部派生軸向力S1、S2的大小方向 N N方向如圖所示。2求軸承所受的軸向力A1、A2公式歸納法：NN， 3軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2據(jù)：A1/ R1 = 2500/6000 = 0.417e = 0.40，得：X1

8、= 0.4，Y1 =1.5 P1 = fd（X1 R1 + Y1 A1）= 0.4×6000 + 1.5×2500 = 6150 N據(jù)：A2/ R2 = 5500/16500 = 0.33 e，得：X2 = 1，Y2 = 0 P2 = fd（X2 R2 + Y2 A2）= R2 = 16500 N P2P1，用 P2 計(jì)算軸承壽命。4計(jì)算軸承壽命12562 h例13-5 試分析例13-5圖1所示軸系結(jié)構(gòu)中的錯(cuò)誤，并加以改進(jìn)。圖中齒輪用油潤滑，軸承用脂潤滑。例13-5 圖1存在問題分析：1軸承的軸向固定、調(diào)整，軸向力傳遞方面錯(cuò)誤1）軸系采用全固式結(jié)構(gòu)，兩軸承反裝不能將軸向力傳

9、到機(jī)架，應(yīng)該為正裝。2）全固式結(jié)構(gòu)中，軸左端的彈性擋圈多余，應(yīng)去掉。3）端蓋處沒有調(diào)整墊片，不能調(diào)整軸承游隙。2轉(zhuǎn)動(dòng)零件與固定零件接觸，不能正常工作方面錯(cuò)誤1）軸右端的聯(lián)軸器不能接觸端蓋，用端蓋軸向定位更不行。2）軸與右端蓋之間不能接觸，應(yīng)有間隙。3）定位齒輪的套筒徑向尺寸過大，與軸承外圈接觸。4）軸的左端端面不能與軸承端蓋接觸。3軸上零件裝配、拆卸工藝性方面錯(cuò)誤1）右軸承的右側(cè)軸上應(yīng)有工藝軸肩，軸承裝拆路線長（精加工面長），裝拆困難。2）套筒徑向尺寸過大，右軸承拆卸困難。3）因軸肩過高，右軸承拆卸困難4）齒輪與軸聯(lián)接的鍵過長，套筒和軸承不能安裝到位。4軸上零件定位可靠方面錯(cuò)誤1）軸右端的聯(lián)軸

10、器沒有軸向定位，位置不確定。2）齒輪軸向定位不可靠，應(yīng)使軸頭長度短于輪轂長度。3）齒輪與軸聯(lián)接鍵的長度過大，套筒頂不住齒輪。5加工工藝性方面錯(cuò)誤1）兩側(cè)軸承端蓋處箱體上沒有凸臺，加工面與非加工面沒有分開。2）軸上有兩個(gè)鍵，兩個(gè)鍵槽不在同一母線上。3）聯(lián)軸器輪轂上的鍵槽沒開通，且深度不夠，聯(lián)軸器無法安裝。例13-5 圖26潤滑、密封方面錯(cuò)誤1）右軸承端蓋與軸間沒有密封措施。2）軸承用脂潤滑，軸承處沒有擋油環(huán)，潤滑脂容易流失。改進(jìn)后如圖例13-5圖2所示。例13-7 例13-7圖1所示為反裝圓錐滾子軸承支承小錐齒輪軸的套杯軸系結(jié)構(gòu)，試分析其中的結(jié)構(gòu)錯(cuò)誤，并加以改進(jìn)。例13-7 圖1存在問題分析： 1）兩個(gè)軸承的外