厦门理工学院机械设计考试题型

吕苇白3124ⅠⅡⅢnⅠ例1：受力分析。已知n1转向，z1左旋，为了使轴Ⅱ上受到的轴向力最小，试定出各齿轮旋向及转向，并画出各力方向。Fr1Fa2Ft1Fa1Ft2Fr2Fr3Ft3Fa4Fa3Ft4Fr4nⅡnⅢ《机械设计》习题吕苇白例2：受力分析。已知圆锥齿轮1的转向n1，为了使轴Ⅱ上受到的轴向力最小，试定出各齿轮转向及斜出轮的旋向，并画出各力方向。3124ⅡⅢⅠ1nⅠnⅡnⅢFr1Ft1Fa1Ft2Fr2Fa2Fr3Ft3Fa4Fa3Ft4Fr4吕苇白例3：已知直齿圆柱齿轮节点处的接触应力计算公式，试计算下面三小题中的σH1，σH2各是多少？各题中的齿轮(齿条)材料均是45＃，调质后HB1＝HB2＝210，ZE＝190，α＝20°，m＝3mm，b1＝90mm，b2＝84mm，正常齿制，主动轮功率P＝10KW，载荷系数K＝1.5，效率η＝1。⒈内啮合减速传动，Z主＝20，Z从＝40，n主＝955r/min⒉外啮合增速传动，Z主＝60，Z从＝30，n主＝100r/min⒊齿条带动齿轮传动，齿轮齿数Z＝40，齿条移动速度，v＝2m/s.MpauudKTZd125.2311EH接触应力计算公式吕苇白⒈内啮合减速传动解：主动NmnPT10095510955095501114.160841dbd2204012zzud1＝mz1＝3×20＝60mmZ主＝Z1＝20；Z从＝Z2＝40212604.1101005.121905.233uudKTZd125.2311EH1Mpa335ZE＝190Mpa1/2，m＝3mm，b1＝90mm，b2＝84mm，P主＝10KW，K＝1.5，η＝1，Z主＝20，Z从＝40，n主＝955r/min＝H2uudKTZd125.2311EH吕苇白⒈内啮合减速传动或主动NmnPT200955210955095502224.160841dbd2204012zzud1＝mz1＝3×20＝60mmZ主＝Z1＝20；Z从＝Z2＝40212601204.1102005.121905.223uuddKTZdH125.22122E2H1Mpa335d2＝mz2＝3×40＝120mmZE＝190Mpa1/2，m＝3mm，b1＝90mm，b2＝84mm，P主＝10KW，K＝1.5，η＝1，Z主＝20，Z从＝40，n主＝955r/min吕苇白⒉外啮合增速传动主动NmnPT5.4772001109550955011193.090841dbd2306012zzud1＝mz1＝3×30＝90mmZ主＝Z2＝60；Z从＝Z1＝302129093.0105.4775.121905.233uudKTZdH125.2311E2H1Mpa488min/20010030602121rnzznZE＝190Mpa1/2，m＝3mm，b1＝90mm，b2＝84mm，P主＝10KW，K＝1.5，η＝1，Z主＝60，Z从＝30，n主＝100r/min吕苇白⒊齿条齿轮传动NmnPT300318110955095501117.0120841dbd4012zzud1＝mz1＝3×40＝120mmZ主＝Z齿条＝Z2＝∞；Z从＝Z齿轮＝Z1＝40111207.0103005.121905.233u1125.2311E2H1dKTZdHMpa409min/3181202100060100060111rdvn主动vZE＝190Mpa1/2，m＝3mm，b1＝90mm，b2＝84mm，P主＝10KW，K＝1.5，η＝1，Z＝40，齿条移动速度，v＝2m/s.吕苇白例4：已知：齿轮4的转向n4。试定出主动蜗杆的旋向及转向。为使中间轴Ⅱ所受的轴向力最小，画出各轮所受的力。n41234ⅡⅢⅠFr3Ft3Fa3Ft4Fr4Fa4Fa2Ft1Ft2Fa1n1Fr1Fr2吕苇白例5、斜齿圆柱齿轮减速器低速轴转速n＝1960rpm，齿轮上所受的圆周力FT＝1890N，径向力FR＝700N，轴向力FA＝360N，齿轮分度圆直径d＝188mm，轴颈直径d＝30mm，轴承预期寿命Lh＝20000h，载荷系数fp＝1.1，温度系数ft＝1，试选择轴承型号。⑴选用深沟球轴承(双支点单向固定)；⑵选用圆锥滚子轴承(正装)；⑶选用角接触球轴承(反装)。9090FAFRFT吕苇白㈠求支反力：⒈水平方向：NFFFTHH94521890221⒉垂直方向：NldFlFFARV538902218836090700221NFFFVRV16253870012［解］：9090FTFH2FH1219090FAFR21FV2FV1⒊支反力：NFFRVH10875389452221211NFFRVH8.9581629452222222吕苇白⑴初选6206型轴承，Cr＝19.5KN，C0r＝11.5KN由图可知:NFAA3601NA02查表13－5，得：031.01150036001rCA228.0e，916.1YR2R121FA⑵228.033.0108736011＝eRA56.01X，916.11YNAYRXP4.1298360916.1108756.011111⑶235.008.958022eRA12X，02YNAYRXP8.958008.958122222㈡深沟球轴承(双支点单向固定)：吕苇白⑷hPfCfnLprth216424.12981.119500196016667166673hLh20000选用6206型轴承合适。⑴初选30206型轴承，Cr＝43.2KN，C0r＝50.5KN，e＝0.37，Y＝1.6㈢圆锥滚子轴承(正装)：⑵NYRS7.3396.121087211NYRS6.2996.128.958222NSNSFA7.3396.6596.29936012轴承1被“压紧”：NFSAA6.65921轴承2被“放松”：NSA6.29922R2R121FAS1S2吕苇白⑶37.061.010876.65911＝eRA4.01X，6.11YNAYRXP14906.6596.110874.011111eRA31.08.9586.2992212X，02YNAYRXP8.9586.29908.958122222⑷hPfCfnLprth46339314901.14320019601666716667310hLh20000选用30206型轴承不合适，可重选较小型号轴承。（略）吕苇白㈣角接触球轴承(反装)：⑴初选7306AC，α＝25°型轴承，Cr＝25.2KN，C0r＝18.5KN，e＝0.68⑵NRS2.739108768.068.011NRS6528.95868.068.022NSNSFA65210992.73936021轴承1被“放松”：NSA2.73911轴承2被“压紧”：NFSAA109912R1R221FAS1S2吕苇白⑶eRA68.010872.7391111X，01YNAYRXP10876.65901087111111eRA146.18.95810992241.02X，87.02YNAYRXP1349109987.08.95841.022222⑷hPfCfnLprth4165513491.125200196016667166673hLh20000选用7306AC型轴承合适。吕苇白例6、已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相联接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离250mm、大小为60kN的载荷作用。现有如图所示的三种螺栓布置型式，设采用铰制孔用螺栓联接，试问哪一种布置型式所用的螺栓直径最小？为什么？25060kN25060kN25060kN250250250吕苇白解：⒈将载荷平移到螺栓组的对称中心，得：⑴横向载荷R：R＝60kN⑵转矩T：T＝60×250＝15000kNmm每个螺栓所受到的剪力为：F1＝R/6＝60/6＝10kNRRTTTR吕苇白(a)圆形布置：F1＝R/6＝60/6＝10kN（）kNrTrFi2012561251500022max2⒉分别求三种布置型式，铰制孔用螺栓组中所受到的最大载荷。由右图的受力分析可知红色螺栓所受到的剪力最大：Fmax(a)＝F1＋F2＝10＋20＝30KN吕苇白(b)矩形布置：F1＝R/6＝60/6＝10kN（）222222max25.6225.6212545.6212515000irTrF由右图的受力分析可知红色螺栓所受到的剪力最大：5.01255.62tg57.265.01tgkNFb63.3357.26cos39.2410239.241022maxkN39.24吕苇白(c)三角形布置：F1＝R/6＝60/6＝10kN（）2max2irTrF红色螺栓所受到的剪力最大：kN71.2730kNFc71.3630cos71.2710271.271022maxkN71.2717.72334.144351.216321500022由右图的受力分析可知22222222)12525031(3)12525032(31252503215000吕苇白⒊由以上计算可知：Fmax(a)＝30KNkNFb63.33maxkNFc71.36max(Fmax)min＝min｛Fmax(a)，Fmax(b)，Fmax(c)｝＝min｛30，33.63，36.71｝＝30kN故，采用圆形布置型式所用的螺栓直径最小。吕苇白例7、两块金属板用两个M12的螺栓联接。若接和面的摩擦系数f＝0.3，螺栓预紧力控制在其屈服极限的70％。螺栓用性能等级为4.8的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。普通螺栓铰制孔用螺栓RRd0RRR吕苇白⑶求此联接所能传递的横向载荷RKziFfs0NKziFfRs49342.12145.98673.00解：⒈采用普通螺栓联接⑴定螺栓的许用应力值4.8级中碳钢σs＝320MPa；查表5-10得控制预紧力的安全系数s＝1.4；查手册M12螺栓的小径为10.106mm。Mpass1604.1%70320⑵求单个螺栓所能承受的预紧力NdF45.98673.14160106.103.142210吕苇白⑶求此联接所能传递的横向载荷NzFR23880211940⒉采用铰制孔用螺栓联接(按满足剪切条件计算)⑴定螺栓的许用应力值4.8级中碳钢σs＝320MPa；查表5-10得控制预紧力的安全系数s＝2.5；查手册M12螺栓光杆直径为13mm。Mpass905.2%70320⑵求单个螺栓所能承受的剪切力NdF11940490134220吕苇白例8、气缸盖螺栓组联接。已知气缸内的工作压力p＝0～1MPa，缸盖与缸体均为钢制，直径D1＝350mm，D2=250mm，上、下凸缘厚均为25mm，试设计此联接。D2pF∑FFD1吕苇白⑶求单个螺栓所受到的总拉力kNFF025.