機(jī)械設(shè)計(jì)題例

第三章機(jī)械零件強(qiáng)度1、某優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼零件，其 =280MPa,=560MPa, =250MPa,工作應(yīng)力sB －1=155MPa， =30MPa，零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)K=，尺寸系數(shù)二，表面狀態(tài)系數(shù)max min=，等效系數(shù)=。如取許用安全系數(shù)S=，試校核該零件的強(qiáng)度是否足夠（為安全起見一般計(jì)算屈服強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度兩種安全系數(shù)）。2、某零件的工作應(yīng)力變化如圖所示，求最大應(yīng)力b,，最小應(yīng)力c ，平均應(yīng)maxmin3、某零件受穩(wěn)定交變彎曲應(yīng)力作用，最大工作應(yīng)力c =180MPa，最小工作max應(yīng)力c=150MPa，屈服極限c=240MPa，對(duì)稱循環(huán)疲勞極限c=180MPa，min S -1脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限c=240MPa，略去危險(xiǎn)截面處應(yīng)力集中系數(shù)等綜合影響系數(shù)0（K）的影響，試求：cD（1） 等效系數(shù)屮值c（2） 安全系數(shù)S值K4、已知材料c=260MPa,c=360MPa, %=2.5,b=50MPa,-1 0 ￡卩 acc=40MPa,r二常數(shù)，用圖解法及計(jì)算法求安全系數(shù)S。m注：簡(jiǎn)化疲勞極限線圖采用折線圖法。5、 某鋼制零件，其c=560MPa，c=280MPa，c=250MPa，c=385MPa。BS -1 0工作變應(yīng)力c=155MPa，c=30MPa，零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)max minK=1.65，絕對(duì)尺寸系數(shù)￡=0.8，表面狀態(tài)系數(shù)0=0.95。要求許用安全系數(shù)cc[S]=15，r=常數(shù)，校核該零件的強(qiáng)度是否足夠。6、 一個(gè)由40Cr制成的零件，其力學(xué)性能如下：屈服極限c=550MPa，對(duì)稱循S環(huán)疲勞極限c=320MPa，脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限c=540MPa，已知最大工作應(yīng)-10力c=185MPa，最小工作應(yīng)力c=-75MPa，r二常數(shù)，綜合影響系數(shù)max min(K)=2，試?yán)L制該零件的許用極限應(yīng)力圖(折線圖)，并用作圖法計(jì)算它的安cD全系數(shù)，指出該零件可能發(fā)生的破壞形式。7、 某零件的材料c=1000MPa，c=800MPa，c=400MPa，屮=0.25，B S -1 c試畫出其簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖；當(dāng)工作應(yīng)力c =300MPa，c=-100MPa，試在max min該圖上標(biāo)出此點(diǎn)K,并說(shuō)明是否在安全區(qū)。1,0a/MPaJ000- I i i i [ i i i i I t；匚IIPdTOC\o"1-5"\h\zU 5U0 [：；觀8、 某零件受對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，其材料在N二107次時(shí)，b=3OOMPa，疲勞曲0 -1線方程的指數(shù)m=9。若零件的實(shí)際工作情況為：在b=600MPa下工作N二10411次，在b=400MPa下工作N二4x104，試問若又在b=350MPa下工作，允2 2 3許工作多少次數(shù)9、 某鋼制零件已知材料的極限應(yīng)力圖，其 b=256MPa，b=456MPa，-1 0b=0.6b，b=800MPa，該零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)K=141，尺寸系數(shù)S BB b￡=0.91，表面狀態(tài)系數(shù)0=1，壽命系數(shù)k=12，工作應(yīng)力的循環(huán)特性bNr=-0.268。試用作圖法求當(dāng)安全系數(shù)為情況下的最大工作應(yīng)力b值；max該零件過(guò)載時(shí)的可能破壞形式；繪出工作應(yīng)力b-t圖（圖上標(biāo)出b，b，b，b）。minmaxam10、 有一材料b=36OMPa,b=220MPa，在qmN=C式中m=9,N二107,S -1 0問當(dāng)N=?時(shí)，疲勞強(qiáng)度b三b，此時(shí)會(huì)出現(xiàn)什么現(xiàn)象是否可按此應(yīng)力設(shè)計(jì)。rNS11、 如已知材料的對(duì)稱循環(huán)疲勞極限=240MPa，脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限=420MPa,10屈服極限=570MPa，試畫出按折線簡(jiǎn)化的極限應(yīng)力圖。如有一應(yīng)力狀態(tài)K(，)S KmKa為已知，其應(yīng)力變化規(guī)律為r=b.b二常數(shù)二，=180MPa，試在極限應(yīng)力圖min■max m上標(biāo)出K點(diǎn)的極限應(yīng)力點(diǎn)。 一:\-012、圖示為一塑性材料的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖，1)請(qǐng)標(biāo)出圖中點(diǎn)A、B、S的坐標(biāo)；2)設(shè)用該材料制造機(jī)械零件，其綜合影響系數(shù)(K)=2,則考慮綜合影響系數(shù)時(shí)點(diǎn)A、DB在圖上何處，請(qǐng)標(biāo)出。

13、已知極限應(yīng)力圖中某應(yīng)力狀態(tài)C(C,C),試在該圖上標(biāo)出C點(diǎn)按三種應(yīng)力變化CmCa(r=cc二常數(shù)、二常數(shù)及.二常數(shù))時(shí)的極限應(yīng)力點(diǎn)。minmax m min第5章螺紋連接

14、圖示某機(jī)構(gòu)上的拉桿端部采用普通螺紋聯(lián)接。已知拉桿所受最大載荷F=16kN，載荷很少變動(dòng)。螺釘和拉桿材料為Q235鋼，屈服極限c=240MPa，試S確定拉桿螺紋的最小直徑（安全系數(shù)可取Ls]=16）。S15、圖示吊鉤起重量W=20kN，吊鉤材料為級(jí)，Q235,c=400MPa，起重用,S取安全系數(shù)k]=5，試求吊鉤螺紋部分所需最小直徑。S16、 剛性凸緣聯(lián)軸器用6個(gè)普通螺栓聯(lián)接，螺栓均勻分布在D=155mm的圓周上，接合面摩擦系數(shù)二，摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）K=12。若聯(lián)軸器傳遞f的轉(zhuǎn)矩T=1500Nm，問每個(gè)螺栓預(yù)緊力F應(yīng)為多大17、 圖示螺栓聯(lián)接中，采用兩個(gè)16（小徑d=13835mm，中徑d=14.701mm,）12的普通螺栓，螺栓材料為45鋼，級(jí)，b=640MPa，聯(lián)接時(shí)不嚴(yán)格控制預(yù)緊力S（取安全系數(shù)kJ二4，被聯(lián)接件接合面間的摩擦系數(shù)=。若考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）K=12，試計(jì)算該聯(lián)接允許傳遞的靜載荷Fr（取計(jì)算直徑fRd=d）。c1

18、 一受軸向外載荷F=1000N的緊螺栓聯(lián)接，螺栓的剛度為C，被聯(lián)接件的剛1度為C，且C=8C；預(yù)緊力F=1000N。試求螺栓中的總拉力F和被聯(lián)接件中2210的剩余預(yù)緊力F。19、 圖示一鑄鐵吊架用兩只普通螺栓固定在梁上。吊架承受的載荷q=100000N,螺栓材料為級(jí)，Q235,b=400MPa，安裝時(shí)不控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)4,SS取剩余預(yù)緊力為工作拉力的倍，試確定螺栓所需最小直徑。20、 已知普通粗牙螺紋大徑d=24mm，中徑d=22.051mm，螺距P=3mm，螺紋2副間摩擦系數(shù)=，試求：1） 螺紋升角；2） 此螺栓能否自鎖3） 若用此螺栓作起重螺桿，起重時(shí)的效率為多少21、 氣缸蓋聯(lián)接結(jié)構(gòu)如圖所示，氣缸內(nèi)徑D=250mm，為保證氣密性要求采用12個(gè)M18的螺栓，螺紋內(nèi)徑15.294mm、中徑16.376mm，許用拉應(yīng)力t]=120MPa，取剩余預(yù)緊力為工作拉力的倍，求氣缸所能承受的最大壓強(qiáng)（取計(jì)算直徑d=d）。c122、 剛性凸緣聯(lián)軸器用6個(gè)普通螺栓聯(lián)接。螺栓均勻分布在D=100mm的圓周上，接合面摩擦系數(shù)二，考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）K=12。若聯(lián)軸器f傳遞的轉(zhuǎn)矩T=，載荷較平穩(wěn)，螺栓材料為級(jí)，45鋼，b=480MPa，不控制預(yù)S緊力，安全系數(shù)取Iss\=4，試求螺栓的最小直徑。23、 如圖所示的夾緊聯(lián)接柄承受靜載荷Fq=720N，螺栓個(gè)數(shù)z=2,聯(lián)接柄長(zhǎng)度L=250mm，軸直徑d=60mm，夾緊接合面摩擦系數(shù)=，螺栓材料為級(jí)、Q235鋼、B

b=240MPa,擰緊時(shí)不嚴(yán)格控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)4，試求螺栓所需最SS小直徑（或計(jì)算直徑）。24、圖示為一氣缸蓋螺栓聯(lián)接預(yù)緊時(shí)的受力-變形圖。當(dāng)螺栓再承受F=+2000+1000N的工作載荷時(shí)，試求：1）螺栓總拉力F應(yīng)如何變化，其最大拉力和最小拉力為多少0

25、板A用5個(gè)普通螺釘固定在機(jī)座B上，已知板與機(jī)座間摩擦系數(shù)=，防滑系數(shù)（可靠性系數(shù)）Kf二，螺釘許用應(yīng)力匸］二60MPa，試指出哪個(gè)螺釘是危險(xiǎn)螺釘并按強(qiáng)度計(jì)算該螺釘聯(lián)接中螺釘所需的小徑（或計(jì)算直徑）尺寸。€arq€arq三曲卿 t■26、圖示方形蓋板用4個(gè)螺釘與箱體聯(lián)接，吊環(huán)作用10kN的力，吊環(huán)因制造誤差，中心0與螺栓組形心0偏離4j2mm，求受力最大的螺栓所受的工作拉力。27、受軸向力緊螺栓聯(lián)接，已知螺栓剛度C二0.4x106N/mm,被聯(lián)接件剛度1C二16x106N/mm，螺栓所受預(yù)緊力F丄8000N，螺栓所受工作載荷為F=24000N。要求：1） 按比例畫出螺栓與被聯(lián)接件受力-變形圖（比例尺自定）。2） 在圖上量出螺栓所受的總拉力F和剩余預(yù)緊力F,并用計(jì)算法求出此二0值，互相校對(duì)。3） 若工作載荷在0?4000N之間變化，螺栓的危險(xiǎn)截面面積為96.6mm2,求螺栓的應(yīng)力幅c和平均應(yīng)力c（按計(jì)算值F等求c、c，不按作圖求值）。a m 0ma用螺栓將板A固定在B上,試確定圖示鉸制孔用螺栓組聯(lián)接中受力最大的螺栓所受的力。25Q81：:'25Q81：:'28、如圖所示氣缸內(nèi)徑D=400mm，蒸汽壓力p=0?，采用16個(gè)M22普通螺栓聯(lián)接（螺栓小徑d=19.294mm，中徑d=20.376mm,），螺栓均勻分布在D的圓121C周上。螺栓的相對(duì)剛度一C—=0.8，聯(lián)接剩余預(yù)緊力為工作載荷的倍。若螺栓C+C12的許用拉應(yīng)力[c]=60MPa，許用應(yīng)力幅L]=20MPa，試校核該螺栓組的強(qiáng)度a（取計(jì)算直徑d=d）。c1

HI29、試改正下圖螺釘聯(lián)接的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)。（另畫一正確圖即可。）30、下圖是R.B.Heywood為了提高螺栓聯(lián)接疲勞壽命設(shè)計(jì)的?個(gè)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，試說(shuō)明各自提高壽命的原因。

第6章鍵、銷31、 試校核A型普通平鍵聯(lián)接鑄鐵輪轂的擠壓強(qiáng)度。已知鍵寬b=18mm，鍵高h(yuǎn)=11mm，鍵（轂）長(zhǎng)L=80mm，傳遞轉(zhuǎn)矩T=840Nm，軸徑d=60mm，鑄鐵輪轂的許用擠壓應(yīng)力LL80MPa。p32、 如圖所示，齒輪與軸用普通A型平鍵聯(lián)接，軸徑d=70mm，齒輪分度圓直徑d=200mm，圓周力F=5kN，鍵寬b=20mm，鍵高h(yuǎn)=12mm，鍵長(zhǎng)L=80mm，求鍵側(cè)1t擠壓應(yīng)力b。p

33、鋼齒輪與直徑d=80mm的鋼軸用普通平鍵B22100GB1096—90，靜聯(lián)接，鍵高h(yuǎn)=14mm，工作時(shí)有沖擊，取L]=60MPa，求鍵能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。p34、電瓶車牽引板與拖車掛鉤間用圓柱銷聯(lián)接。已知t=8mm,銷材料為20鋼,許用切應(yīng)力\t]=30MPa，許用擠壓應(yīng)力L]=100MPa，牽引力F=15kN，求p銷的直徑d。（圓柱銷直徑系列：…，6，8，10，12，16，20，25，30，40，50）（牽引板及拖車掛鉤材料為45鋼。）

35、用手柄1轉(zhuǎn)動(dòng)軸2,在手柄與軸之間有88的孔與軸相配，配合為H7/h6,問：1） 若使軸轉(zhuǎn)動(dòng)，應(yīng)在B處裝一銷還是應(yīng)在A、B兩處各裝一銷2） 設(shè)銷的許用切應(yīng)力\,]=100MPa，求銷的直徑，銷的數(shù)目按你上面的決定。0160rI7廠/—羽K36、分別用箭頭指出工作面，并在圖下方標(biāo)出鍵的名稱。第8章帶傳動(dòng)37、 單根V帶（三角帶）傳動(dòng)的初拉力F=354N,主動(dòng)帶輪的基準(zhǔn)直徑d=160mm,0 d1主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n=1500r/min,主動(dòng)帶輪上的包角=150,帶與帶輪之間的摩擦系數(shù)11=。求：1） V帶（三角帶）緊邊、松邊的拉力F、F；122） V帶（三角帶）傳動(dòng)能傳遞的最大有效圓周力F及最大功率P。e38、 已知V帶（三角帶）傳遞的實(shí)際功率P=7kW，帶速v=10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的2倍，試求有效圓周力F和緊邊拉力F的值。e139、 單根V帶（三角帶）傳遞的最大功率卩=，小帶輪的基準(zhǔn)直徑d=180mm，大d1帶輪的基準(zhǔn)直徑d=400mm，小帶輪轉(zhuǎn)速n=1450r/min，小帶輪上的包角=152,d2 1 1帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)=。試確定帶傳動(dòng)的有效圓周力F、緊邊拉力F和張緊e1力F。0附：e=。40、 一開口平帶減速傳動(dòng)，已知兩帶輪基準(zhǔn)直徑為d=150mm和d=400mm，中心d1 d2距a=1000mm，小輪轉(zhuǎn)速n=1460r/min，試求：11） 小輪包角；2） 不考慮帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)時(shí)大輪的轉(zhuǎn)速；3） 滑動(dòng)率=時(shí)大輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速。41、 帶傳遞最大功率P=,小帶輪基準(zhǔn)直徑d=200mm,小帶輪的轉(zhuǎn)速d1n=1800r/min，小帶輪包角二135，摩擦系數(shù)二，求緊邊拉力F和有效拉力F（帶1 1 1 e與輪間的摩擦力已達(dá)到最大摩擦力）。42、 某帶傳動(dòng)裝置，主、從動(dòng)軸平行且軸心距a=1000mm,主動(dòng)輪傳遞功率為10kW、轉(zhuǎn)速n=1200r/min、基準(zhǔn)直徑d=300mm，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n=400r/min，帶的厚度忽1 d1 2略不計(jì)，摩擦系數(shù)=,設(shè)此時(shí)有效拉力已達(dá)最大值。試求從動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑d,d2帶速v，各輪上包角、及作用于緊邊上的拉力F（不計(jì)彈性滑動(dòng)的影響）。12143、 根據(jù)初拉力F、包角、當(dāng)量摩擦系數(shù)求得C型帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度L=1600mm，根0 v d數(shù)z=3的普通V帶傳動(dòng)的極限總摩擦力F=2000N。當(dāng)帶速v=7m/s時(shí)要求傳遞功率P=15kW，問此傳動(dòng)能否正常工作若不能正常工作，可采取哪些措施使傳動(dòng)c能正常工作（答出二種即可）44、 一普通V帶（三角帶）傳動(dòng)，采用A型帶，兩個(gè)帶輪的基準(zhǔn)直徑分別為125mm和250mm初定中心距a=450mm,據(jù)此，初步求得帶長(zhǎng)=1498mm試：0 d01） 按標(biāo)準(zhǔn)選定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L；d2） 確定實(shí)際中心距。附：A型帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度系列（部分值）L/mm：900，1000，1120，1250，1400，1600，1800，2000，…d45、 有一V帶（三角帶）傳動(dòng)，測(cè)量主動(dòng)輪外徑d=190mm，從動(dòng)輪外徑d=720mm，a1 a2主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n=940r/min，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n=233r/min，V帶型號(hào)為B型，試求：121） 傳動(dòng)比；2） 滑動(dòng)率（外徑d=d+2h，B型帶h=5mm）。ada a

46、 有一A型V帶（三角帶）傳動(dòng)，主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n=1480r/min，單位長(zhǎng)度質(zhì)量1q=0.006kg/m,從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n=600r/min,傳遞的最大功率P=,帶速v=7.75m/s,2中心距a=800mm，當(dāng)量摩擦系數(shù)二，求帶輪基準(zhǔn)直徑d、d和初拉力F。d1d2附：e=。47、 以下四種情況采用的是同樣的V帶（三角帶）傳動(dòng)，初拉力相同，張緊方式不同，哪種情況帶可能先斷為什么并按壽命由長(zhǎng)到短排出這四種傳動(dòng)的順序。第9章鏈傳動(dòng)48、 已知鏈節(jié)距p=19.05mm，主動(dòng)鏈輪齒數(shù)z=23，轉(zhuǎn)速n=970r/min。試求平11均鏈速v。49、 一滾子鏈傳動(dòng)，已知傳動(dòng)比i二，z=47，小鏈輪分度圓直徑d=86.395mm，鏈21的長(zhǎng)度L=1778mm，求鏈節(jié)數(shù)L。p50、 單列滾子鏈水平傳動(dòng)，已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n=970r/min，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速1n=323r/min，平均鏈速v=5.85m/s，鏈節(jié)距p=19.05mm，求鏈輪齒數(shù)z、z和212兩鏈輪分度圓直徑。51、 單列滾子鏈水平傳動(dòng)，已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n=965r/min，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速1n=350r/min，平均鏈速v=3.47m/s，鏈節(jié)距p=12.7mm，求鏈輪齒數(shù)z、z和兩212鏈輪分度圓直徑。52、 已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n=965r/min，傳動(dòng)比i=，從動(dòng)鏈輪分度圓直徑1d=190.12mm，從動(dòng)鏈輪齒數(shù)z=47，試計(jì)算平均鏈速。2253、圖示鏈傳動(dòng)，小鏈輪1按什么方向旋轉(zhuǎn)比較合理（在圖中標(biāo)出）并說(shuō)明原因。

第10章齒輪傳動(dòng)54、一對(duì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，由強(qiáng)度設(shè)計(jì)得：mn=3.5mm,,z=25,z=76,=105416。12已知傳遞的功率P=75kW，轉(zhuǎn)速n=730r/min。求從動(dòng)輪所受各分力（忽略摩擦11損失），并在圖中示出各分力的方向。55、手動(dòng)起升裝置，采用兩級(jí)開式齒輪傳動(dòng)。已知：z=z=20,z=z=60，手1 3 2 4柄長(zhǎng)度L=250mm，人手最大作用力F=150N，卷筒直徑D=500mm，開式齒輪效率=，軸承效率=，求最大起重量W。kc

56、圖示兩級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。已知輪1的螺旋線方向和III軸轉(zhuǎn)向，齒輪2的參數(shù)m=3mm，z=57，=14，齒輪3的參數(shù)m=5mm，z=21。求：

n2n31） 使II軸所受軸向力最小時(shí)，齒輪3的螺旋線應(yīng)是何旋向在圖上標(biāo)出齒輪2、3的螺旋線方向。2） 在圖上標(biāo)出齒輪2、3所受各分力方向。3） 如使II軸的軸承不受軸向力，則齒輪3的螺旋角應(yīng)取多大值57、分析圖中斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的小齒輪受力，忽略摩擦損失。已知：小齒輪齒數(shù)z=19,大齒輪齒數(shù)z=78,法向模數(shù)m=2mm，中心距a=100mm，傳遞功率P=15kW，12n小齒輪轉(zhuǎn)速n=960r/min,小齒輪螺旋線方向左旋。求:11）大齒輪螺旋角的大小和方向；2） 小齒輪轉(zhuǎn)矩T；13） 小齒輪分度圓直徑d；14） 小齒輪受力（用三個(gè)分力表示）的大小和方向，并在圖上畫出。58、 有A、B兩個(gè)單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，其齒輪材料、熱處理方法、精度等級(jí)和寬度均對(duì)應(yīng)相等。A減速器中齒輪的參數(shù)為：m=4mm,z=20（齒形A1A系數(shù)Y =2.8，應(yīng)力修正系數(shù)Y=156）,z=40（Y=2.4,Y=1.67）；BFa1ASa1A2AFa2ASa2A減速器中齒輪的參數(shù)為：m=2mm,z=40（Y=2.4,YSa2B=167 ），B 1B FA1Bz=80（Y=2.22,Y=177）。若不考慮重合度影響，試分析在同樣工作條2B Fa2B Sa1B件下，哪一個(gè)減速器中齒輪強(qiáng)度高59、 求直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的從動(dòng)輪受力大小和方向（用兩個(gè)分力表示）。已知：傳動(dòng)功率P—1kW,從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n二min,z=20,m=2.5mm,=20,z=40。1212

60、求直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的從動(dòng)輪受力大小和方向（用兩個(gè)分力表示）,已知：傳動(dòng)功率P=2kW,從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n二min,z=30,z=60,m=3mm,=20。121261、一對(duì)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng),已知z=20,z=40,m=2mm,b=40mm,Y=,12Sa1Y=,Y=,Y=,Z=,Z=(MPa)1/2,Z=,P=,n=1450r/min,K=K。求：/和Sa2Fa1Fa2HEu112F1F2/。H1H2、、 KF \KF汪：b=jYY,b=ZZZjFbmSaFaHehu\ibd

62、一對(duì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，由強(qiáng)度設(shè)計(jì)得：m=3.5mm,,z=25,z=76,=105416。n12已知傳遞的功率P=75kW，轉(zhuǎn)速n=730r/min。求從動(dòng)輪所受各分力（忽略摩擦11損失），并在圖中示出各分力的方向。X63、一對(duì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，由強(qiáng)度設(shè)計(jì)得:m=3mm,z=25,z=75,=80634。已n 1 2知：傳遞的功率P=70kW，轉(zhuǎn)速n=750r/min。求從動(dòng)輪所受各分力（忽略摩擦11損失）,并在圖中示出各分力的方向。64、設(shè)計(jì)如圖所示齒輪減速傳動(dòng)時(shí)，已知輸入軸轉(zhuǎn)速n=730r/min,輪1、2的傳1動(dòng)比i二，輪2、3的傳動(dòng)比i=2,每天工作8h,每年工作260天，預(yù)期壽命1012年。求各齒輪的接觸應(yīng)力及彎曲應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)N。

65、圖示標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，，為左旋，z=29,，=70,，=128,a=100mm,11231a=200mm,m=2mm，功率P=3kW,n=100r/min（忽略摩擦，輪1主動(dòng)），求z2 n 1 1 2受力（各用三個(gè)分力表示）,并在圖上標(biāo)出。66、如圖所示手動(dòng)提升裝置,采用兩級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng),兩級(jí)齒輪傳動(dòng)的中心距a、模數(shù)m均相等，且z=z,z=z。勻速提升重物W=3500N,卷筒直徑D1324=350mm，手柄長(zhǎng)度L=200mm，傳動(dòng)總效率=，求：1）此裝置的總傳動(dòng)比i；2）各級(jí)齒輪的傳動(dòng)比i、i。123）作用在手柄上的圓周力Ft67、圖示為一對(duì)錐齒輪與一對(duì)斜齒圓柱齒輪組成的二級(jí)減速器。已知：斜齒輪m=2mm，z=25，z=53，II軸轉(zhuǎn)矩T=。n 3 4 21） 如使z、z的中心距a=80mm，問斜齒輪螺旋角=342） 如使II軸軸向力有所抵消，試確定z、z的螺旋線旋向（在圖上表示）,并計(jì)算F的大小，其方向在圖上標(biāo)出。a368、圖示直齒圓柱齒輪變速箱，長(zhǎng)期工作，各對(duì)齒輪的材料、熱處理、載荷系數(shù)、齒寬、模數(shù)均相同，不計(jì)摩擦損失。已知：z=20,z=80,z=40,z=60,z12345=30,z=70。主動(dòng)軸I的轉(zhuǎn)速n=1000r/min，從動(dòng)軸II的轉(zhuǎn)矩T恒定。試分612析哪對(duì)齒輪接觸強(qiáng)度最大,哪對(duì)最小。69、圖示傳動(dòng)系統(tǒng)中,1、2為錐齒輪,3、4為斜齒輪,5為蝸桿,6為蝸輪,小錐齒輪為主動(dòng)輪,轉(zhuǎn)向如圖所示,試從各軸受軸向力較小要求出發(fā),在圖上畫出各輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向、螺旋線方向及軸向力方向。

70、在圖示傳動(dòng)系統(tǒng)中，已知輸入軸I的轉(zhuǎn)向，要求蝸輪的轉(zhuǎn)向?yàn)轫槙r(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，試：1）確定蝸輪的螺旋線方向；2） 為了使軸II、III上各傳動(dòng)件的軸向力相抵消一部分，在圖上畫出各齒輪的螺旋線方向；3） 在各對(duì)傳動(dòng)的嚙合處畫出各齒輪和蝸桿所受的軸向力。第11章蝸桿傳動(dòng)71、有一雙頭蝸桿傳動(dòng)，蝸桿主動(dòng)，轉(zhuǎn)速960r/min，z=61，m=8mm，d=80mm，當(dāng)21量摩擦系數(shù)二，蝸桿輸入功率P=7kW，求：v11） 蝸桿分度圓導(dǎo)程角；2） 蝸桿傳動(dòng)效率（只考慮傳動(dòng)嚙合效率，忽略攪油及軸承損失）；

3）蝸輪轉(zhuǎn)向；4）蝸輪所受三個(gè)分力的大小并在圖上表示其方向。72、有一閉式普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，蝸桿軸的輸入功尊3kW,轉(zhuǎn)速n=1430r/min，設(shè)1計(jì)時(shí)選用鋼制蝸桿（5鋼），硬度C45HRC蝸輪用ZCuSnlOPl砂模鑄造，=220MPa,B彈性系數(shù)Z口二16^MPa，當(dāng)量摩擦系數(shù)=，傳動(dòng)參數(shù)為：蝸桿頭數(shù)z=2，蝸TOC\o"1-5"\h\zE v i輪齒數(shù)z=52，模數(shù)m=6mm，蝸桿直徑系數(shù)q=9，載荷穩(wěn)定（載荷系數(shù)K=，試2按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算該蝸桿傳動(dòng)的使用壽命［單位h（小時(shí)）］。\o"CurrentDocument"：9.47KT A]注：厶cosY 」注：Edd2 Hf12⑵[ch]=0.9。b\：‘帶V73、圖示為開式蝸桿-斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知蝸桿主動(dòng)，大齒輪4的轉(zhuǎn)向及螺旋線方向如圖示，試畫出：1） 軸I、II的轉(zhuǎn)向。2） 使軸II上兩輪的軸向力抵消一部分時(shí)蝸輪、蝸桿的螺旋線方向。3）蝸輪2和齒輪3的受力圖（用分力表示）。

第12章滑動(dòng)軸承74、有一液體動(dòng)壓滑動(dòng)軸承，軸頸直徑為100mm，半徑間隙為0.lmm，偏心距離為0.06mm，求此時(shí)的最小油膜厚度h大小。min75、有一不完全液體潤(rùn)滑(混合潤(rùn)滑)徑向滑動(dòng)軸承，寬徑比B/d=，軸頸直徑d=100mm，軸承材料為青銅,[p]=5MPa，[V]=3m/s，[pV]=10s。試求軸轉(zhuǎn)速分別為以下三種數(shù)值時(shí)，軸允許最大載荷各為多少。(1)n=250r/min；(2)n=500r/min；(3)n=1000r/min。76、一液體動(dòng)力潤(rùn)滑向心滑動(dòng)軸承，軸頸上載荷F=100kN，轉(zhuǎn)速n=500r/min,軸頸直徑d=200mm，軸承寬徑比B/d=1，軸及軸瓦表面的粗糙度為R=0.0032mm，z1R=0.0063mm，設(shè)其直徑間隙=0.250mm，工作溫度為50?C，潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度z2=50cSt,密度二g/cm3,試校核其最小油膜厚度是否滿足軸承工作可靠性要求。50 50

77、計(jì)算一包角為180的液體動(dòng)壓潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承，已知軸頸直徑d=150mm，軸承寬度B=90mm，載荷F=15000N，轉(zhuǎn)速n=1500r/min，相對(duì)間隙=，潤(rùn)滑油工作粘度=s，軸頸和軸瓦表面不平度的平均高度R=R=3.2?m,試計(jì)算：z1z2最小油膜厚度h及其安全系數(shù)最小油膜厚度h及其安全系數(shù)S為多少。min78、判斷圖示兩種推力軸承是否可能建立動(dòng)壓潤(rùn)滑油膜。第13章滾動(dòng)軸承79、 軸系由一對(duì)相同的圓錐滾子軸承支承，兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷分別為 P=14800N,P=7344N,軸轉(zhuǎn)速n=960r/min，若要求軸承預(yù)期壽命[l]=24000h,2h軸承的基本額定動(dòng)載荷應(yīng)為多少80、 斜齒輪軸系由一對(duì)角接觸球軸承支承，軸承的基本額定動(dòng)載荷C=kN，軸轉(zhuǎn)r速n=960r/min，兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷分別為P=1078N，P=1342N，試計(jì)算各軸12承的壽命，若要求一班制工作十年（按每年工作260天計(jì)算），軸承是否滿足要求81、 深溝球軸承6210（舊210）的基本額定動(dòng)載荷為C=，圓柱滾子軸承N210r1（舊2210）的基本額定動(dòng)載荷為C=，某軸系上軸承受徑向力F=4500N，fd=，r2 r d若采用N210軸承取代6210軸承，壽命可提高為原來(lái)的幾倍82、 試計(jì)算圖示各軸承所受的軸向載荷（內(nèi)部軸向力F=）。S83、軸系支承在一對(duì)反安裝的角接觸球軸承7209AC（舊46209）上，軸上有徑向載荷F=2000N,內(nèi)部軸向力F=，求：RS1） 兩軸承各受多大的徑向力和軸向力。2） 哪個(gè)軸承的壽命低，為什么84、懸臂起重機(jī)用的圓錐齒輪減速器主動(dòng)軸采用一對(duì)30207圓錐滾子軸承（如下圖），已知錐齒輪平均模數(shù)m=3.6mm，齒數(shù)z=20，轉(zhuǎn)速n=1450r/min,輪齒上的m三個(gè)分力F=1300N，F(xiàn)=400N，F(xiàn)=250N，軸承工作時(shí)受有中等沖擊載荷（可取沖T R A擊載荷系數(shù)fd=，要求使用壽命不低于12000h，試校驗(yàn)軸承是否合用。dFF注：30207，內(nèi)部軸向力F二3-,e二0.38。當(dāng)戸>e,X=0.4,Y=1.6；rF當(dāng)fWe,X=1,Y=0?；绢~定載荷C=29400N。Frr85、圖示軸上裝有兩個(gè)30208圓錐滾子軸承，基本額定動(dòng)載荷C=34kN,額定靜載r荷C=31kN,軸的轉(zhuǎn)速n=1400r/min，軸上作用力F=1500N,沖擊載荷系數(shù)f=。0r d試問：（1） 哪個(gè)軸承是危險(xiǎn)軸承（2） 危險(xiǎn)軸承壽命是多少小時(shí)注：e=,當(dāng)F/FWe,X=1,Y=0；當(dāng)F/F>e,X=,Y=,F=F/。ar ar Sr

86、斜齒輪軸由一對(duì)角接觸球軸承7307AC（舊46307）支承，軸承正安裝，已知F=2600N，F(xiàn)=1900N，F(xiàn)=600N,軸承計(jì)算有關(guān)系數(shù)如下表:r1 r2 AF/F>eF/F>earF/FWearX=,Y=X=l,Y=0eFS試求:1） 軸承的內(nèi)部軸向力F、F，并圖示方向；S1S22） 軸承的軸向力F、F；a1a23） 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P、P，并判斷危險(xiǎn)軸承（f=1，內(nèi)部軸向力也稱派12d生軸向力）。

87、軸系由一對(duì)反安裝的角接觸球軸承7205AC（舊46205）支承（如圖），轉(zhuǎn)速n=730r/min，F(xiàn)=3500N，f=。