机械设计计算题

。（1）活动构件数n=5，低副数PL=7，高副数PH=0，因此自由度数F=3n-2PL-PH=3*5-2*7=1C为复合铰链（2）活动构件数n=5，低副数PL=7，高副数PH=0因此自由度数F=3n-2PL-PH=3*5-2*7=1F、G为同一个移动副，存在一个虚约束。2．在图示锥齿轮组成的行星轮系中，各齿轮数120Z，Z2=27，Z2’=45，340Z，已知齿轮1的转速1n=330r/min，试求转臂H的转速nH(大小与方向)。（1）判断转化轮系齿轮的转动方由画箭头法可知，齿轮1与齿轮3的转动方向相反。（2）转化轮系传动比关系式'21323113ZZZZnnnniHHH（3）计算转臂H的转速Hn。代入13330,0nn及各轮齿数330274002045330615150/minHHHHnnnnr转臂H的转动方向与齿轮1相同。2’213H3．有一轴用一对46309轴承支承，轴承的基本额定动负载rC=48.1kN，内部轴向力S=0.7Fr，已知轴上承力RF=2500N，AF=1600N，轴的转速n=960r/min，尺寸如图所示。若取载荷系数pf=1.2，试计算轴承的使用寿命。1）计算径向负荷FAFr1S2FRS1Fr2由力矩平衡Fr2×200-FR×300+FA×40=0Fr2=(FR×300-FA×40)/200=(2500×3000-1600×40)/200=3430NFr1=Fr2-FR=3430-2500=930N（2）计算轴向负荷内部轴向力S1=0.7Fr1=0.7×930=651N；S2=0.7Fr2=0.7×3430=2401N由S1+FAS2，可知轴承1为“压紧”轴承，故有Fa1=S2-FA=2401-1600=801NFa2=S2=2401N（3）计算当量动负荷轴承1：Fa1/Fr1=801/930=0.86e；取X＝0.41，Y＝0.87P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2×(0.41×930+0.87×801)=1294N轴承2：Fa2/Fr2=0.7=e；取X=1,Y=0P2=fp×Fr2=1.2×3430=4116N∵P2P1∴取P=P2=4116N计算轴承寿命。（4）计算轴承寿命Lh=(106/60n)(Ct/P)ε=〔106/(60×960)〕×(48.1×103/4116)ε=27706heFa/Fr≤eFa/Fr＞eXYXY0.7100.410.85此轴承组合设计有以下四个方面的错误：（1）转动件与静止件接触：轴与轴盖；套筒与轴承外圈（2）轴上零件未定位、未固定：筒顶不住齿轮（过定位）；卡圈不需要（3）工艺不合理：加工：精加工面过长且加工不方便；联轴器孔未打通；箱体加工面与非加工面没有分开安装：轴肩过高，无法拆卸轴承；键过长，套筒无法装入调整：无垫片，无法调整轴承游隙润滑与密封：齿轮用油润滑，轴承用脂润滑而挡油盘；缺缺密封件、、如图所示的轮系中，已知z1=z2=z4=z5=20，z3=z6=60，齿轮1的转速n1=1440(r/min),求齿轮6的转速（大小及方向）（方向用箭头表示）。其转动比为12i=61nn=(-1)2920206060416354265321XXzzzzzzzzzzzz)min(160914401216rinn轮6转向轮1同。已知一正常齿制的标准直齿圆柱齿轮，齿数z1=20，模数m=2mm，拟将该齿轮作某外啮合传动的主动齿轮，现须配一从动齿轮，要求传动比i=3.5，试计算从动齿轮的几何尺寸及两轮的中心距。（20分）解：根据给定的传动比i，可计算从动轮的齿数z2=iz1=3.5×20=70已知齿轮的齿数z2及模数m，由表5-2所列公式可以计算从动轮各部分尺寸。分度圆直径d2=mz2=2×70=140mm齿顶圆直径da2=(z2+2ha*)m=(70+2×1)2=144mm齿根圆直径df=(z2-2ha*-2c*)m=(70-2×1-2×0.25)2=135mm全齿高h=(2ha*+c*)m=(2×1+0.25)2=4.5mm中心距90)7020(22)(22a2121zzmddmm1．请说明平面机构速度瞬心的概念，并简述三心定理。答：瞬心是指互相作平面相对运动的两构件在任一瞬时，其相对速度为0的重合点，或者是绝对速度相等的重合点。（3分）三心定理：作平面运动的三个构件共有三个瞬心（1.5分），它们位于同一直线上（1.5分）。2．简述闭式齿轮传动的设计准则答：1）对于软齿面闭式齿轮传动，通常先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度(2）对于硬齿面闭式齿轮传动，通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。3．平键连接的工作原理是什么？主要失效形式有哪些?平键的截面尺寸bxh是如何确定的?答：平键的工作面为两侧面，工作时靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩。主要失效形式是工作面的压溃和键的剪断。)截面尺寸根据轴径d由标准查出。4．简述形成流体动压油膜的必要条件。答：形成动压油膜的必要条件是：1）相对运动表面之间必须形成收敛形间隙；2）要有一定的相对运动速度，并使润滑油从大口流入，从小口流出；3）间隙间要充满具有一定粘度的润滑油。1．（8分）如图示螺栓联接的受力－变形图。若保证残余预紧力F的大小等于其预紧力F’的一半。求该联接所能承受的最大工作载荷和螺栓所受的总拉力，并在图中标出各力。解：在受力－变形图中标出残余预紧力、预紧力及工作载荷，由图中几何关系可知螺栓连接最大工作载荷为:F=F’螺栓所受的总拉力为：3'5.1'0FFFFFFF2．计算图中所示机构的自由度数，若该机构存在局部自由度、复合铰链、虚约束等请在图中指明。答：活动构件数：n=7高副数：PL=9低副数：PH=1F=3n-2PL-PH=2F处存在局部自由度（1分），E处或E’处存在虚约束，C处存在复合铰链。4.如图所示轮系中，若已知各轮齿数1z=2z=4z=5z=20，3z=40，6z=60，求Hi1的大小,并说明轮1与转臂H的转向相同还是相反。解：此轮系为混合轮系，其中定轴轮系传动比：22040122112zznni周转轮系的转化轮系传动比：42080)1(355225zznnnniHHH由于05n，故：42HHnnn得：52Hnn故：10522212121HHHnnnniii轮1与转臂H转向相反F‘F“FF0３４１５Ｈ２试分析图示齿轮轴轴系结构上的结构错误，在图中编号并指出错误原因。轴承采用脂润滑。位置1、两轴承类型一致，角接触轴承应成对使用；位置2、旋转件和静止件接触；位置3、齿轮安装轴段的长度应小于齿轮宽度；位置4、无键槽；位置5、联轴器轴段无轴向定位，应设计成阶梯轴；位置6、与轴承内圈配合轴段太长，应设计成阶梯轴；位置7、机箱体应加凸台以减小加工面积；位置8、应加调整垫片；位置9、键槽孔太长；位置10、缺甩油环；位置11、轴肩太高，轴承内圈无法拆卸；位置12、无密封。15.螺纹联接的防松方法，按工作原理来分可分为哪几种？要求每一种举一例。15.答：摩擦防松，如用对顶螺母，弹簧垫圈，自琐螺母等。机械防松，如开口销与六角开槽螺母，止动垫圈，串联钢丝等。其它防松，如铆冲，胶粘等16.什么是滚动轴承的基本额定寿命和基本额定动载荷？16.答：按一组轴承中10％的轴承发生点蚀失效，而90％的轴承不发生点蚀失效前轴承内外圈的相对转数（以106为单位）或工作小时数作为轴承的寿命，并把这个寿命叫做基本额定寿命。滚动轴承基本额定动载荷，就是使轴承的基本额定寿命恰好为106转时，轴承所能承受的载荷。17.试解释带传动中弹性滑动和打滑现象。弹性滑动和打滑会引起什么后果？二者都可以避免吗？17.答：带传动的弹性滑动与打滑的主要区别是弹性滑动是局部滑动，会引起传动比不准,是不可避免的；打滑是全面滑动，将是带的磨损加剧，从动轮的转速急剧降低，甚至使传动失效，这种情况应当避免18.答:铰链四杆机构的基本型式有三种:曲柄摇杆机构;双曲柄机构;双摇杆机构19.仅承受扭矩的轴叫转轴。转轴→传动轴20.下图为某深沟球轴承的载荷P与寿命L的关系曲线，试求：1）此轴承的基本额定动载荷C；C＝45000NLnCPCCh166701667010000116670h3()(.)2）若轴承当量动载荷P＝0.1C，轴承转速n=1000r/min，轴承寿命Lh为多少？21.有一滑动轴承，其轴颈直径d=100mm，B/d=1.4，[p]＝8MPa，[V]=3m/s，[pV]=15MPa.m/s，转速n=500r/min，问此轴承允许最大工作载荷为多少？Bd1414100140mm..；FdBp1001408112000NVdn/().601000100500601000262m/s；pVp15262.所以p152625725MPa..由此得F572510014080150.N所以，允许最大工作载荷为80150N。22.如图所示用两个M10（小径d18.376mm，中径d29026.mm，）的螺钉固定一牵引钩。若螺钉材料为Q235钢，屈服极限SMPa240，装配时控制预紧力（安全系数取SS16.),考虑摩擦传力的可靠性系数（防滑系数）Kf12.,接合面摩擦因数=0.2，求其允许的牵引力FR（取计算直径dc=d1）。许用拉应力MPa0156.1/240SSS；螺钉数z＝2，接缝面数m=1，则所需预紧力RRRf3212.02.1FFmzFKF，；强度条件为≤2143.1dFN192133.14150376.833.14221RdF≤23.一对外啮合标准直齿圆柱齿轮，已知模数m=2mm，齿数z1=25，z2=75。求齿距p，全齿高h，分度圆直径d1，d2，齿顶圆直径da1，齿根圆直径df2，标准中心距a和传动比i。齿距p=πm=3.14×2=6.28mm全齿高h=2.25m=2.25×2=4.5mm分度圆直径d1=mz1=2×25=50mmd2=mz2=2×75=150mm齿顶圆直径da1=d1+2m=50+2×2=54mm齿根圆直径df2=d2-2.5m=150-2.5×2=145mm标准中心距a=(d1+d2)/2=(50+150)/2=100mm传动比i=z2/z1=75/25=324.按图所示铰链四杆机构中的尺寸，分别确定各机构的名称。a）双曲柄机构；b）曲柄摇杆机构；c）双摇杆机构；d）双摇杆机构七、作图题（有2小题，每题5分,共10分）25.请画出螺栓联接式蜗轮结构图（剖面图）。26.试分析图中受单向轴向力Fa的角接触球轴承结构中的不合理结构处，并画出正确结构。31.已知在一级蜗杆传动中，蜗杆为主动轮，蜗轮的螺旋线方向和转动方向如图所示。试将蜗杆、蜗轮的轴向力、圆周力、蜗杆的螺旋线方向和转动方向标在图中。蜗轩转动方向如图所示；蜗杆为右旋Ft2与蜗轮分度圆相切，指向左端Ft1与蜗杆分度圆相切，指向右端Fa1与蜗杆轴线平行，指向右Fa2与蜗轮轴线平行，指向左32.试分析只受预紧力F′作用的单个螺栓联接的应力情况，写出其强度计算公式，并指出公式中每个参数的物理意义。螺栓受到拉应力σ和扭转剪应力τ的作用σ=13412.Fd≤［σ］σ—拉应力，d1—螺栓最小直径，［σ］—许用拉应力。、33.计算图示机构的自由度，若含有复合铰链，局部自由度和虚约束请明确指出。(1)F处为复合铰链，H处(或I处)为虚约束，应除去(2)计算自由度：n=6,PL=8,PA=1F=3n-2P1—PH=3×6-2×8-1=134.已知一对外啮合标准直齿圆柱齿轮传动的标准中心距a=108mm,传动比i12=3,小齿轮的齿数z1=18。试确定大齿轮的齿数z2、齿轮的模数m和两轮的分度圆直径、齿顶圆直径。∵i12=zz21=3∴Z2=i12Z1=3×18=54∵a