机械设计题库

11、凸轮联轴器用M16(小径1d=13.835mm,中径2d=14.702mm)普通螺栓联接，螺栓均匀分布在直径D=155mm的圆周上，接合面摩擦系数=0.15,传递的转距T=800N.m，载荷较平稳，防滑系数fk=1.2，螺栓材料屈服极限s=480MPa，取安全系数[]s=4，确定螺栓个数z。解：许用应力[]=480120[]4sMPas每个螺栓所受预紧力0F，由强度条件，知2210[]13.83512013876.741.341.3dFN又02fDzFkT，故01.28000005.95115513876.70.1522fkTzDF即z=6。2、如图所示凸缘联轴器，用4个M16六角头铰制孔用螺栓联接，其受剪螺栓直径为d017mm，螺栓长65mm，螺纹段长28mm。螺栓材料为Q235钢，屈服极限SMPa240，联轴器材料为HT250，强度极限BMPa250。联轴器传递转矩T＝2000N.m，载荷较平稳，试校核螺纹联接强度。附：受剪螺栓联接许用切应力S2.5许用挤压应力（静载）：对钢pS1.5；对铸铁pB2.52设每个螺栓所受剪力为F，则zFDT2≥，故FTzD≥22200000041556452N切应力Fd4645241728022.42MPaS2.5MPa2402596.，安全。挤压面长度h()65282314mm对铸铁许用挤压应力pB100MPa12525025..对钢许用挤压应力pS1.5MPa224015160.挤压应力Pp.11MPaFdh016452171427＜，安全。3、板A用5个普通螺钉固定在机座B上，已知板与机座间摩擦系数=0.15，防滑系数（可靠性系数）Kf=1.2，螺钉许用应力60MPa，试指出哪个螺钉是危险螺钉？并按强度计算该螺钉联接中螺钉所需的小径（或计算直径）尺寸。（画出受力图）解：1）将力向形心简化：FQ＝2000N；3MF＝＝＝QNmm9002000900181052）FQ使每一个螺钉产生作用力FFRQN1520005400//M使每个螺钉产生作用力FMrR2N//()41810415030005方向如图（中间螺钉FR20)。3）第2个螺钉受力最大，为危险螺钉，设其受力为FRFFFRR1R2N40030003400。4）FKF≥fR，015123400..F，F27200N13412./Fd≤，413272006012./d≤，d12739.mm。式中：F——预紧力；d1——螺纹小径（亦可用计算直径dc计算）。4、用三个普通螺栓将钢板A固定在钢板B上。图中尺寸L＝460mm，a=85mm。钢板间摩擦系数=0.08，联接的可靠系数（防滑系数）Kf=1.5，螺纹小径d1=10.106mm，螺栓的许用拉应力[]=100MPa。画出螺栓受力图，求能承受的最大力F为多少（取螺纹计算直径dc=d1）。（画出受力图）4解：F产生之横向FF13FL产生之横向力FFaLFF25010200522螺栓所受最大力21maxFFF=2.83FF253F螺栓拉力FFFKF30.6621.038.23.1maxf013012.[]Fd≤884N30.6643.150294.730.6643.1][21dF5、图示油缸油压p3MPa，缸径D=160mm，螺栓数量z=8，螺栓材料许用应力150MPa,取剩余预紧力为工作拉力的1.5倍，试计算螺栓直径。5解：螺栓工作拉力N075432/1603)4/(22zDpF残余预紧力FF15.螺栓总拉力N0188575405.25.25.10FFFFFF螺栓小径mm.414)]150/()3.14[()(2/10c1Fdd≥或6、已知V带（三角带）传递的实际功率P＝7kW，带速v＝10m/s，紧边拉力是松边拉力的2倍，试求有效圆周力Fe和紧边拉力F1的值。解：1）带的有效圆周力FPveN100010007107002）带的松边拉力FFF12e由题意有：FF122联解FFFFF12127002eNF2700N3）带的紧边拉力FF12227001400N7、V带（三角带）传动所传递的功率P＝7.5kW，带速v＝10m/s，现测得张紧力F0＝1125N，试求紧边拉力F1和松边拉力F2。解：1）有效圆周力FeFPveN100010007510750.62）紧边拉力F1与松边拉力F2FFFe12初拉力FFF01212()联解FFFFFF121207502211252250eNN所以，F2750N，F11500N8、单根V带（三角带）传动的初拉力F0＝354N，主动带轮的基准直径dd1=160mm，主动轮转速n1=1500r/min，主动带轮上的包角1＝150，带与带轮之间的摩擦系数=0.485。求：1）V带（三角带）紧边、松边的拉力F1、F2；2）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力Fe及最大功率P。e=2.718解：1)带速vdnd1m/s160100060100012566.2)联解FFFFF1201222354708Ne1501802618.e2718271835590485261812697......FFFF12127083559.F2155286.F1552713.3)V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力FeFFeeeN211235435591355913974270...4)V带（三角带）传动能传递的最大功率PFvekW/(..)/.100039742712566100049949、单根V带（三角带）所能传递的最大功率P＝5kW，已知主动带轮的基准直径dd1=140mm，主动带轮转速n1=1460r/min，主动带轮上的包角1＝140，带与7带轮间的当量摩擦系数=0.5，求最大有效圆周力Fe和紧边拉力F1。附：e=2.718解：1）带的速度vdnd1m/s1601000140146060100010702.2）带的有效圆周力FPveN10001000510702467202..3）带的紧边拉力F1联解FFFFF1212eee2718.，05.，18014024435.radFFFF12120524435467202271833929.....eN所以，F2195245.N，F1662447.N10、单根V带（三角带）传递的最大功率P＝4.82kW，小带轮的基准直径dd1=180mm，大带轮的基准直径dd2=400mm，小带轮转速n1=1450r/min，小带轮上的包角1＝152，带与带轮的当量摩擦系数=0.25。试确定带传动的有效圆周力Fe、紧边拉力F1和张紧力F0。附：e=2.718。解1）带的速度vdnd1m/s160100018014506010001367.2）带的有效圆周力FPveN100010004821367352597...3）带的紧边拉力F1联解FFFFF1212ee1521802653.rad8e2718.FFFF12120252653352597271819409.....eF1727333.NF2374736.N4）张紧力F0FFF0121212727333374736551035()(..).N11、分析图中斜齿圆柱齿轮传动的小齿轮受力，忽略摩擦损失。已知：小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=59，法向模数mn=6mm，中心距a=235mm，传递功率P=100kW，小齿轮转速n1=960r/min，小齿轮螺旋线方向左旋。求：1）大齿轮螺旋角的大小和方向；2）大齿轮转矩T2；3）大齿轮分度圆直径d2；4）大齿轮受力（用三个分力表示）的大小和方向，并在图上画出。解：arccos()arccos().mzzan122523712245164264162535，旋向如图大齿轮分度圆直径dmz22571164264370106nmmcoscos..大齿轮转矩TPn2626955109551015145987931..Nmm大齿轮受力（用三个分力表示）三个分力的方向如图所示。9切向力222tTFd=轴向力tantaFF径向力cos/tanntrFF12、图示圆锥-圆柱齿轮减速器，轮1主动，转向如图示，试在图上画出：1）各轴转向；2）3、4两轮螺旋线方向（使II轴两轮所受轴向力方向相反）；3）轮2、3所受各分力的方向。解：见图。1013、图示为一斜齿圆柱齿轮-蜗杆传动，小斜齿轮1主动，已知蜗轮为右旋，转向如图示。试在图上标出：1）蜗杆螺旋线方向及转向；2）大斜齿轮螺旋线方向，要求大斜齿轮所产生的轴向力能与蜗杆的轴向力抵消一部分；3）小斜齿轮螺旋线方向及轴的转向；4）蜗杆轴（包括大斜齿轮）上各作用力的方向，画出受力图（各以三个分力表示）。解：如图。14、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转向如图所示，试从各轴受轴向力较小要求出发，在图上画出各轮的转动方向、螺旋线方向及轴向力方向。11解：15、起重卷筒用蜗杆传动，测得中心距为125mm，模数为5mm，z1＝1，z2＝40，D＝140mm，L=100mm，当量摩擦系数v=0.18，手推力F＝200N（忽略轴承摩擦）问：1）在图中画出起吊重物时手柄转向、蜗轮所受三个分力方向，以及蜗轮齿旋向。2）此机构能否自锁？为什么？3）计算蜗轮上三个分力的大小。解：121）右旋，如图示。2）dad122212554050mmarctanarctan.mzd115150571vvarctanarctan..018102v，故具有自锁性。3）TFL120010020000Nmmtan/tan()...v0102850351TTi2120000035140280800.NmmWTD2401142/.N4）FFTda2t1N280011FFTdt2a1N2280822FFFr2r1t2Ntan102216、指出图示轴系的结构错误（用笔圈出错误之处，并简单说明错误原因，不要求改正，指出10处）。13解：1）缺键；2）缺定位轴肩；3）旋转件与端盖接触；4）缺密封，端盖与旋转轴接触；5）缺挡油环；6）套筒顶不住齿轮；7）轴应加工成阶梯轴；8）缺键，齿轮无周向固定；9）精加工轴及外伸太长；10）缺调整垫片；17、如图所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并改正14解：（1）无垫片（2）无间隙、无密封（3）键太长（4）无定位轴肩（5）无轴肩（6）套筒高于轴承内圈高度（7）轴和轮毂一样长，起不到定位作用；（8）无定位；（9）无垫片（10）采用反装。18、指出图示某齿轮轴系的结构错误，轴承为脂润滑，齿轮为油润滑（用笔圈出错误之处，并简单说明错误原因，不要求改正）。解：1）轴承配用不合适：①向心推力轴承单个使用；2）转动件与静止件直接接触：②轴伸与端盖；3）轴上零件未定位，未固定：③套筒顶不住齿轮；④联轴器周向未固定，⑤联轴器轴向未固定4）工艺不合理：⑥悬伸轴精加工面过长，装配轴承不便；