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机械设计习题1.图示为卷扬机传动系统简图,已知被提升的实物W=1.2×104N,提升速度V=1m/5,卷筒直径D=400mm,减速器中齿轮的齿数分别为Z1=20,Z2=80,Z3=19,Z4=72,齿轮传动采用8级精度,轴承全部采用滚子轴承,卷筒效率(不包括轴承)η卷=0.96(η齿=0.97,η联=0.99,η承=0.98),试求:传动装置的轴出动率、总效承、总传动比和需要的输入功率。Z1Z2Z3Z4XXW123456782.在图示传动系统中,1为蜗杆,2为蜗轮,3和4为斜圆柱齿轮,5和6为直齿锥齿轮。若蜗杆主动,要求输出齿轮6的回转方向如图所示。试确定:1)若要使Ⅱ、Ⅲ轴上所受轴向力互相抵消一部分,蜗杆、蜗轮及斜齿轮3和4的螺旋线方向及的Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的回转方向(在图中标出);2)Ⅱ、Ⅲ轴上各轮啮合点受力方向(Ft、Fr、Fa在图中画出)。3.图示轮系中为一手摇提升装置,若手柄按图示方向旋转(即轮1的方向)则重物是上升还是下降?(画箭头说明各轮转向及重物运动的方向)输出轴Ⅳ543ⅢⅡ21Ⅰ6n64.手动绞车采用圆柱蜗杆传动。已知mmm8、11z,mmd801、402z,卷筒直径mmD200。问:(1)欲使重物W上升1m,蜗杆应转多少转?(2)蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数18.0f,该机构能否自锁?(3)若重物kNW5,手摇时施加的力NF100,手柄转臂的长度l应是多少?例5-1如图所示,用8个M24(d1=20.752mm)的普通螺栓联接的钢制液压油缸,螺栓材料的许用应力][=80MPa,液压油缸的直径D=200mm,为保证紧密性要求,剩余预紧力为PQ=1.6F,试求油缸内许用的的最大压强Pmax。解题要点:1.先根据强度条件求出单个螺栓的许用拉力Q;2.在求许用工作载荷F。解:根据:][≤43.1=21dQca,解得:Q≤][3.1×421d=80×3.1×4752.202=20814N依题意:FFFFQQP6.26.1由:2.6F=20814,解得:F=8005N例5-1图汽缸许用载荷:FΣ=zF=8F=64043N根据:6404342maxDpF解得:04.2200640434422maxDFpMPa例5-2如例2图1所示螺栓联接,4个普通螺栓成矩形分布,已知螺栓所受载荷R=4000N,L=300mm,r=100mm,接合面数m=1,接合面间的摩擦系数为f=0.15,可靠性系数Kf=1.2,螺栓的许用应力为][=240MPa,试求:所需螺栓的直径(d1)。解:(1)将R简化到螺栓组形心,成为一个横向载荷R和一个转矩T,如例3图2所示,其中:510123004000RLTNmm(2)求每个螺栓联接承受的分力R的分力:FSR=R/z=4000/4=1000NT的分力:3000100410125zrTrTFiSTN(3求FSmax45cos222maxSTSRSTSRSFFFFF=45cos3000100023000100022=3774N(4)据不滑移条件:QPfm≥KfFSmax所需预紧力QP:fmFKQSfPmax=115.037742.1=30192N(5)根据强度条件:2143.1dQPca≤][求得螺栓小径d1:240301923.14][3.141PQd=14.430mm讨论1:如果本题改为用铰制孔螺栓联接,在解法上有什么相同和不同之处?1.求FSR、FST和FSmax的方法相同,但求FST的公式应为:2maxmaxiSrTrF2.铰制孔螺栓联接不用求预紧力,因为FSmax就是铰制孔螺栓解所受的剪力。3.强度条件不同。铰制孔螺栓联接的可靠性条件是剪切强度和挤压强度。讨论2:如果螺栓的布置改为如例3-5图3所示,螺栓中心到螺栓组形心的距离r不变。问那种布置例2图1例2图2例3图3方案更合理?为什么?原来的布置方案更合理。因为在例3-5图3的方案中,螺栓1承载的两个分载荷FSR和FST方向相同,合成后的FSmax比原方案大。载荷大,所需螺栓尺寸就大。图示圆锥—斜齿圆柱齿轮减速器。齿轮1主动,转向如图,锥齿轮的参数为:模数m=2.5mm,z1=23,z2=69,20,齿宽系数R=0.3;斜齿轮的参数为:模数mn=3mm,z3=25,z4=99,20n。试:(1)标出各轴的转向;(2)为使Ⅱ轴所受轴向力较小,合理确定3、4轮的螺旋线方向;(3)画出齿轮2、3所受的各个分力。(4)为使Ⅱ轴上两轮的轴向力完全抵消,确定斜齿轮3的螺旋角β3(忽略摩擦损失)。解:(1)各轮的转向如例10-7图2所示。(2)3、4轮的螺旋线方向如图所示。(3)齿轮2、3所受分力如图所示。(4)确定斜齿轮3的螺旋角β3:若使Ⅱ轴不受轴向力,必须:|Fa2|=|Fa3|根据:222sintantaFF333tantaFF得到:22sintantF33tantF即:2323sintantanttFF忽略摩擦损失:T2=T3,Ft2=2T2/dm2则:23332232/2/2mmttdddTdTFF)5.01()5.01(222RRmmzdd,333cos/zmdn5651.71)23/69(tan)/(tan11212zz将上述4式代入前式得到2233sintan)5.01(sinRnmzzm5651.71sin20tan)3.05.01(695.2253=0.176621729.10=10°10′22″某轴由一对代号为30212的圆锥滚子轴承支承,其基本额定动载荷C=97.8kN。轴承受径向力R1=6000N,R2=16500N。轴的转速n=500r/min,轴上有轴向力FA=3000N,方向如图。轴承的其它参数见附表。冲击载荷系数fd=1。求轴承的基本额定寿命。例10-7图1例10-7图2SA/R≤eA/R>eeYR2XYXY0.40100.41.5例13-2图1解:1.求内部派生轴向力S1、S2的大小方向20005.126000211YRSN55005.1216500222YRSN方向如图所示。2.求轴承所受的轴向力A1、A2公式归纳法:},max{211AFSSA2500}300055002000max{,N55003000}2000,5500{}S,max{122AFSAN,3.轴承的当量动载荷P1、P2据:A1/R1=2500/6000=0.417>e=0.40,得:X1=0.4,Y1=1.5P1=fd(X1R1+Y1A1)=0.4×6000+1.5×2500=6150N据:A2/R2=5500/16500=0.33<e,得:X2=1,Y2=0P2=fd(X2R2+Y2A2)=R2=16500NP2>P1,用P2计算轴承寿命。4.计算轴承寿命3106610165009780050060106010PCnLh12562h例13-5试分析例13-5图1所示轴系结构中的错误,并加以改进。图中齿轮用油润滑,轴承用脂润滑。例13-2图2例13-5图1存在问题分析:1.轴承的轴向固定、调整,轴向力传递方面错误1)轴系采用全固式结构,两轴承反装不能将轴向力传到机架,应该为正装。2)全固式结构中,轴左端的弹性挡圈多余,应去掉。3)端盖处没有调整垫片,不能调整轴承游隙。2.转动零件与固定零件接触,不能正常工作方面错误1)轴右端的联轴器不能接触端盖,用端盖轴向定位更不行。2)轴与右端盖之间不能接触,应有间隙。3)定位齿轮的套筒径向尺寸过大,与轴承外圈接触。4)轴的左端端面不能与轴承端盖接触。3.轴上零件装配、拆卸工艺性方面错误1)右轴承的右侧轴上应有工艺轴肩,轴承装拆路线长(精加工面长),装拆困难。2)套筒径向尺寸过大,右轴承拆卸困难。3)因轴肩过高,右轴承拆卸困难4)齿轮与轴联接的键过长,套筒和轴承不能安装到位。4.轴上零件定位可靠方面错误1)轴右端的联轴器没有轴向定位,位置不确定。2)齿轮轴向定位不可靠,应使轴头长度短于轮毂长度。3)齿轮与轴联接键的长度过大,套筒顶不住齿轮。5.加工工艺性方面错误1)两侧轴承端盖处箱体上没有凸台,加工面与非加工面没有分开。2)轴上有两个键,两个键槽不在同一母线上。3)联轴器轮毂上的键槽没开通,且深度不够,联轴器无法安装。例13-5图26.润滑、密封方面错误1)右轴承端盖与轴间没有密封措施。2)轴承用脂润滑,轴承处没有挡油环,润滑脂容易流失。改进后如图例13-5图2所示。例13-7例13-7图1所示为反装圆锥滚子轴承支承小锥齿轮轴的套杯轴系结构,试分析其中的结构错误,并加以改进。例13-7图1存在问题分析:1)两个轴承的外圈均未轴向固定。2)不能将轴上的轴向力传到机座。3)齿轮轴的轴向位置没有固定,受到轴向力时会发生窜动。4)左轴承内圈直径小于两侧轴的直径,无法装配。5)轴承游隙不能调整。6)套杯和机座间没有调整垫片,整个轴系的轴向位置不能调整。7)轴承端盖与右侧轴承外圈之间的套筒多余。改进后如图例11-8图2所示。例13-7图2
本文标题:机械设计习题
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