机械设计总结复习

1机械设计总结传动部分带传动、齿轮传动、蜗轮传动转动（轴系）部分轴、滚动轴承、滑动轴承、联轴器联接部分螺纹联接、键联接基本要求：零件特点（共性与差异）主要参数、材料失效形式、设计准则设计计算：受力分析、强度计算结构设计：2机械设计总结基本要求：主要参数、材料、失效结构图：普通螺栓联接、平键联接受力分析及强度计算紧螺栓的计算联接部分螺纹联接、键联接（螺旋传动不要求）)1911(][43.1210dF3用式（11-16）计算螺栓的总拉力时，残余预紧力可参考：紧密性有冲击不稳定载荷稳定地脚螺栓1.5~1.8F1.0~1.5F0.6~1.0F0.2~0.6FF'pF)1611(0FFFp)1811(2110FCCCFFp式（11-16）和（11-18）,视情况选用。4机械设计总结传动部分带传动、齿轮传动、蜗轮传动各种传动的特点运动形式、速比、效率、结构尺寸失效分析方法、改进措施、设计准则计算基本参数：几何尺寸、速比、动力计算：功率、转矩、效率受力计算：旋向、转向、各分力大小及方向强度计算中各参数的意义、对零件强度的影响5机械设计总结综合考虑各种传动的特点运动形式、速比、效率及工作要求各种传动零件的设计计算思路、方法，会灵活运用6机械设计总结轴、滚动轴承、联轴器的类型及选择（不计算）轴上零件、轴、轴承的计算滑动轴承：润滑状态、混合润滑轴承失效及计算液体动力润滑轴承的必要条件滑动轴承形成动力润滑的过程、基本参数及压力分布•转动（轴系）部分7机械设计总结轴系结构支承形式轴上零件、轴承的轴向定位轴上零件、轴承的周向固定密封轴的工艺性、装配8《机械设计》试题一..选择填空（每空最多选两项，.无正确答案的打）1.下列零件的失效形式：普通紧螺栓联接1、3；普通V带传动5、1；花键（动联接）6、2；普通平键4、2；开式齿轮6。（1）拉断（2）剪切（3）扭转（4）挤压（5）打滑（6）磨损（7）点蚀（8）胶合（9）塑性变形（10）弹性滑动2.针对齿轮的失效，.应采取的措施有：疲劳折断1、6；点蚀3、5、；胶合3、5；磨损3、5塑性变形3、。（1）增大模数（2）减小模数（3）提高硬度（4）降低硬度（5）提高润滑油的粘度（6）两齿轮均采取正变位（7）两齿轮均采取负变位（8）提高齿轮的精度。9分析：1、6均可提高线速度，因此可提高传动的功率4增加了循环次数；6增加了载荷因此会降低V带的寿命。增大V带传动功率的办法：增大初拉力；选择摩擦系数大的带轮；加压紧轮3.V带传动改变下列参数时，1、6可提高传动的功率；4、6会降低V带的寿命。（1）不改变n1、i、a/D2，而增大D1（2）不改变n1、i、a/D2，而减小D1（3）增大中心距a（4）减小中心距a（5）D1不变加大速比i（6）提高小轮转速n1。[*除以上方法外，请再举出一种增大V带传动功率的办法。]102．带传动工作时松边带速与紧边带速是否相等，如不相等说明哪个更大，并说明原因。由于紧边和松边的拉力不同，弹性变形也不同；带绕上主动轮后拉力由F1降低到F2，因而带的运动一面绕进、一面向后收缩，所以带的速度由紧边到松边逐渐降低。答：紧边带速大于松边带速。．矩形花键联接为什么采用内径定心。答：花键联接采用小径定心的方式，定心精度高，能用磨削的方法加工，以消除热处理引起的变形。11三．分析，计算题1．相同传动比的齿轮传动有两种设计方案，材料及热处理方式相同。z1z2mba方案一32688100400方案二641364100400分析（1）那个方案的齿面接触疲劳强度高（2）那个方案的齿根弯曲疲劳强度高（3）在同一对齿轮中那个齿轮的齿面接触疲劳强度高（4）在同一对齿轮中那个齿轮的齿根弯曲疲劳强度高12z1z2mba方案一32688100400方案二641364100400解：（1）两个方案的中心距相同，因此齿面接触疲劳强度基本相同。（2）方案一的齿轮模数大，因此齿根弯曲疲劳强度高。（3）在同一对齿轮中由于材料及热处理相同，若忽略接触次数的影响，则两个齿轮的齿面接触疲劳强度基本相同。（4）在同一对齿轮中材料及热处理相同，由于齿形不同，齿形系数不同；因此大齿轮的齿根弯曲疲劳强度高。132.图示起重卷筒用螺栓与传动大齿轮相联接，起重量FW=4000N，8个螺栓均匀分布在D=500mm的圆周上，钢丝绳在卷筒上的工作直径D0=360~400mm；接合面间的摩擦系数f=0.15。对螺栓组联接进行受力分析，并计算单个螺栓的受力（1）图b所示，普通螺栓联接;（2）图b所示，铰制孔用螺栓联接；（3）图c所示，普通螺栓联接;14NmmDFTW50108240040002NFFWR500840008荷螺栓由横向力产生的载解：一.螺栓组受力分析1.将受力FW向中心简化，螺栓组受有横向力FW和旋转力矩T，且在工作直径D0=400时，旋转力矩最大：每个螺栓所受工作载荷的方向如图所示。NDZTFT4002500810825载荷螺栓由旋转力矩产生的453212.单个螺栓受力，如图工作时卷筒顺时针转动15NFFWR500840008NFFFTR900400500NFKFnP720015.09002.1二.根据螺栓联接结构，进行单个螺栓计算（1）图b所示，普通螺栓联接：每个螺栓所受工作载荷的方向如图所示。经分析，螺栓5所受的工作载荷最大对普通螺栓联接，靠予紧力产生的摩擦力来传递横向力，其预紧力NDZTFT40025008108254532116NFFWR500840008NFFFTR900400500*（2）图b所示，铰制孔用螺栓联接铰制孔用螺栓联接所受的工作载荷和上述普通螺栓分析与计算相同，受力最大的螺栓5也是NDZTFT400250081082545321（其不同之处在于：靠螺栓侧面直接传递工作载荷。而非靠摩擦力传递，因此对螺纹只需稍加拧紧，而在计算时不考虑预予紧力的影响。17*45321（3）图c所示，普通螺栓联接与图b的结构不同，在被联接件卷筒和大齿轮之间加工出有一定精度相配合的定位止口。此种结构力矩T仍由螺栓联接传递；而横向载荷Fw由止口承担起到了阻碍卷筒向下滑移的趋势，也就是承受了向下的载荷。因此本结构螺栓只承受转距T产生的横向力，而不承受载荷Fw产生的横向力，故其工作载荷为：F=FT=400NNFKFnP320015.04002.1其所受预紧力为：18小结：通过上面三种情况的分析和计算，我们可以看出，虽然受到的外载荷相同，但是由于螺栓联接的类型不同，被联接件的结构不同，每个螺栓的受力情况会有很大差异，单个螺栓受力的大小可能相差很大。因此在机械设计中，结构设计的优劣必须给以足够重视。19112dTFttgFFtacosntttrtgFtgFF21112atFdTF12222atFdTFtgFFFtrr221iTT1220第7章蜗杆传动圆柱蜗杆传动7.4.1蜗杆传动的受力分析旋向?21例：图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，轴颈d0=30~35mm；齿轮分度圆直径d=45mm，Ft=3000N，Fr=1200N，Fa=900N；n=385rpm，中等冲击载荷；计算轴承寿命。垂直平面Rr1=Rr2=600Ra1=Ra2=202.5则RVI=397.5，RV2=802.5解：选取轴承型号“30206”（7206）C=24.8kN，e=0.36，Y=1.75050NR15525.3971500221NR17015.8021500222Rr1Rr2Ra1Ra2Rt1Rt2R1R2FrFaFt1.计算径向力水平平面Rt1=Rt2=150022轴承放松：轴向力A1=FS1=456N轴承压紧：轴向力A2=Fa+FS1=1356N3.计算当量动载荷R1R2Fa=900NFS1FS2NYRFS4567.121552211NYRFS5007.121701222P1=fPR1=1.51552=2328NP2=fP(XR2+YA2)=1.5(0.41701+1.71356)=4478N2.计算轴向力由手册C=24.8kN，e=0.36，Y=1.7；0129.0155245611YXeRA7.14.080.01701135622YXeRA4.计算寿命hPCnL115155)232824800(38516667)(60103/10161hPCnL13010)447824800(38516667)(60103/10262