機械設(shè)計題例

1、第三章機械零件強度1、某優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼零件，其s=280MPa, B=560MPa, i=250MPa,工作應(yīng)力max=155MPa, min=30MPa,零件的有效應(yīng)力集中系數(shù) K二,尺寸系數(shù) 二,表 面狀態(tài)系數(shù)=，等效系數(shù)=。如取許用安全系數(shù) S=，試校核該零件的強度是 否足夠(為安全起見一般計算屈服強度和疲勞強度兩種安全系數(shù))。2、某零件的工作應(yīng)力變化如圖所示，求最大應(yīng)力 max,最小應(yīng)力min,平均應(yīng)力m,應(yīng)力幅a,循環(huán)特性。3、某零件受穩(wěn)止父變彎曲應(yīng)力作用，最大工作應(yīng)力max 180MPa ,最小工作應(yīng)力min 150MPa，屈服極限S 240MPa，對稱循環(huán)疲勞極限1180MPa

2、,脈動循環(huán)疲勞極限 0 240MPa ,略去危險截面處應(yīng)力集中系數(shù)等綜合影響系數(shù)(K。的影響,試求：(1)等效系數(shù) 值(2)安全系數(shù)S值 K4、已知材料 1 260MPa ,0 360MPa ,2.5, a 50MPa ,m 40MPa , r常數(shù)，用圖解法及計算法求安全系數(shù) S。注：簡化疲勞極限線圖采用折線圖法。5、某鋼制零件，其 B 560MPa , s 280MPa ,1 250MPa , o 385MPa。工作變應(yīng)力 max 155MPa , min 30MPa ,零件的有效應(yīng)力集中系數(shù) K 165 ,絕對尺寸系數(shù) 0.8 ,表面狀態(tài)系數(shù)0.95。要求許用安全系數(shù)S 15 , r常數(shù)，

3、校核該零件的強度是否足夠。6、一個由40Cr制成的零件，其力學(xué)性能如下：屈服極限s 550MPa ,對稱循 環(huán)疲勞極限1 320MPa ,脈動循環(huán)疲勞極限0 540MPa ,已知最大工作應(yīng)力max 185MPa ,最小工作應(yīng)力 min 75MPa , r=常數(shù)，綜合影響系數(shù) (K )d 2 ,試?yán)L制該零件的許用極限應(yīng)力圖(折線圖),并用作圖法計算它的安 全系數(shù)，指出該零件可能發(fā)生的破壞形式。7、某零件的材料 B 1000 MPa , S 800MPa ,1 400MPa ,0.25,試畫出其簡化極限應(yīng)力圖；當(dāng)工作應(yīng)力該圖上標(biāo)出此點K,并說明是否在安全區(qū)max300MPa ,min100MPa

4、,試在I-*_二也 Iffd WOO8、某零件受對稱循環(huán)變應(yīng)力，其材料在No 107次時，i 300MPa ,疲勞曲線方程的指數(shù)m 9。若零件的實際工作情況為：在1 600MPa下工作Ni 104次，在2 400MPa下工作N2 4 104 ,試問若又在 3 350MPa下工作，允 許工作多少次數(shù)？9、某鋼制零件已知材料的極限應(yīng)力圖，其i 256MPa ,0 456 MPa,s 0.6 b, b 800 MPa ,該零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)K 1.41 ,尺寸系數(shù)0.91 ,表面狀態(tài)系數(shù)1 ,壽命系數(shù)kN12 ,工作應(yīng)力的循環(huán)特性r 0.268 01 .試用作圖法求當(dāng)安全系數(shù)為情況下的最大工作應(yīng)

5、力max®；2 .該零件過載時的可能破壞形式；3 .繪出工作應(yīng)力t圖（圖上標(biāo)出 min , max , a , m）。10、有一材料 S 360MPa ,1 220MPa，在 mN C 式中 m 9, N0 107,問當(dāng)N ?時，疲勞強度rN> s,此時會出現(xiàn)什么現(xiàn)象？是否可按此應(yīng)力設(shè)計。11、如已知材料的對稱循環(huán)疲勞極限 i=240MPa,脈動循環(huán)疲勞極限0= 420MPa, 屈服極限s=570MPa,試畫出按折線簡化的極限應(yīng)力圖。如有一應(yīng)力狀態(tài) K( Km, Ka)為已知，其應(yīng)力變化規(guī)律為r= min/ 二常數(shù)=，m= 180MPa,試在極限應(yīng) 力圖上標(biāo)出K點的極限應(yīng)力點。

6、12、圖示為一塑性材料的簡化極限應(yīng)力圖， 設(shè)用該材料制造機械零件，具綜合影響系數(shù)A、B在圖上何處，請標(biāo)出。1)請標(biāo)出圖中點A、B、S的坐標(biāo)；2) (K)d = 2,則考慮綜合影響系數(shù)時點13、已知極限應(yīng)力圖中某應(yīng)力狀態(tài) C( Cm, Ca),試在該圖上標(biāo)出C點按三種應(yīng)力變化( min/ max =常數(shù)、m=常數(shù)及min =常數(shù))時的極限應(yīng)力點。第5章螺紋連接14、圖示某機構(gòu)上的拉桿端部采用普通螺紋聯(lián)接。已知拉桿所受最大載荷 16kN,載荷很少變動。螺釘和拉桿材料為 Q235鋼，屈服極限s 240MPa ,試確定拉桿螺紋的最小直徑（安全系數(shù)可取 Ss 16）。15、圖示吊鉤起重量 W= 20?k

7、N,吊鉤材料為級，Q235, s 400MPa,起重用,取安全系數(shù)Ss 5 ,試求吊鉤螺紋部分所需最小直徑。16、剛性凸緣聯(lián)軸器用6個普通螺栓聯(lián)接，螺栓均勻分布在 D=155?mm的圓周 上，接合面摩擦系數(shù)二，摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)） Kf 12。若聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1500?Nm,問每個螺栓預(yù)緊力F應(yīng)為多大？17、圖示螺栓聯(lián)接中，采用兩個M16 （小徑d113835 mm,中徑d2 14.701mm,）的普通螺栓，螺栓材料為45鋼，級，s 640MPa ,聯(lián)接時不嚴(yán)格控制預(yù)緊力（取安全系數(shù)Ss 4 ,被聯(lián)接件接合面間的摩擦系數(shù) =。若考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）Kf 12

8、,試計算該聯(lián)接允許傳遞的靜載荷 Fr （取計算直 徑 dc二d1）。18、一受軸向外載荷F=1000?N的緊螺栓聯(lián)接，螺栓的剛度為 Ci,被聯(lián)接件的剛度為C2 ,且C2 = 8C1 ;預(yù)緊力F = 1000?N。試求螺栓中的總拉力F0和被聯(lián) 接件中的剩余預(yù)緊力F。19、圖示一鑄鐵吊架用兩只普通螺栓固定在梁上。吊架承受的載荷 Fq = 100000N, 螺栓材料為級，Q235, s 400MPa ,安裝時不控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)Ss 4, 取剩余預(yù)緊力為工作拉力的倍，試確定螺栓所需最小直徑。20、已知普通粗牙螺紋大徑 d=24mm,中徑d2 22.051mm,螺距P = 3mm,螺紋副間摩擦系數(shù)

9、二,試求：1）螺紋開角；2）此螺栓能否自鎖？3）若用此螺栓作起重螺桿，起重時的效率為多少？21、氣缸蓋聯(lián)接結(jié)構(gòu)如圖所示，氣缸內(nèi)徑 D=250mm,為保證氣密性要求采用12 個M18的螺栓，螺紋內(nèi)徑15.294mm、中徑16.376mm,許用拉應(yīng)力 =120MPa,取剩余預(yù)緊力為工作拉力的倍，求氣缸所能承受的最大壓強（取計算直徑dc=d1）022、剛性凸緣聯(lián)軸器用6個普通螺栓聯(lián)接。螺栓均勻分布在D=100mm的圓周上，接合面摩擦系數(shù)=，考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）Kf 12。若聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩T=,載荷較平穩(wěn)，螺栓材料為級，45鋼，s 480MPa ,不控制預(yù)緊力，安全系數(shù)取 Ss 4,

10、試求螺栓的最小直徑。23、如圖所示的夾緊聯(lián)接柄承受靜載荷 Fq=720N,螺栓個數(shù)z= 2,聯(lián)接柄長度L = 250mm,軸直徑dB 60mm ,夾緊接合面摩擦系數(shù) =,螺栓材料為級、Q235鋼、240MPa,擰緊時不嚴(yán)格控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)Ss 4,試求螺栓所需最小直徑（或計算直徑）24、圖示為一氣缸蓋螺栓聯(lián)接預(yù)緊時的受力-變形圖。當(dāng)螺栓再承受 +1000N的工作載荷時，試求：1）螺栓總拉力F0應(yīng)如何變化，其最大拉力和最小拉力為多少？2）螺栓受拉應(yīng)力循環(huán)特性系數(shù)是多少？F=+200025、板A用5個普通螺釘固定在機座B上，已知板與機座間摩擦系數(shù) 二,防滑系數(shù)（可靠性系數(shù)）Kf=,螺釘許用應(yīng)

11、力60MPa,試指出哪個螺釘是危險螺釘？并按強度計算該螺釘聯(lián)接中螺釘所需的小徑（或計算直徑）尺寸。氏WkN26、圖示方形蓋板用4個螺釘與箱體聯(lián)接，吊環(huán)作用10?kN的力，吊環(huán)因制造 誤差，中心O與螺栓組形心O偏離4、/2mm,求受力最大的螺栓所受的工作拉 力。27、受軸向力緊螺栓聯(lián)接，已知螺栓剛度G 0.4 106 N / mm ,被聯(lián)接件剛度C2 16 106 N/mm ,螺栓所受預(yù)緊力F8000N ,螺栓所受工作載荷為 F =4000N。要求：1）按比例畫出螺栓與被聯(lián)接件受力-變形圖（比例尺自定）。2）在圖上量出螺栓所受的總拉力F。和剩余預(yù)緊力F ,并用計算法求出此二 值，互相校對。3）若

12、工作載荷在04000?N之間變化，螺栓的危險截面面積為 96.6mm2,求螺栓的應(yīng)力幅a和平均應(yīng)力 m （按計算值F。等求m、 a,不按作圖求值）用螺栓將板A固定在B上，試確定圖示較制孔用螺栓組聯(lián)接中受力最大的 螺栓所受的力。28、如圖所示氣缸內(nèi)徑D = 400mm,蒸汽壓力p=0，采用16個M22普通螺栓聯(lián)接（螺栓小徑d119.294mm,中徑d2 20.376mm,）,螺栓均勻分布在D1的C圓周上。螺栓的相對剛度0.8 ,聯(lián)接剩余預(yù)緊力為工作載荷的倍。若螺C1 C2栓的許用拉應(yīng)力60MPa,許用應(yīng)力幅 a 20MPa ,試校核該螺栓組的強度（取計算直徑dc=d1）qitqnipi)29、試

13、改正下圖螺釘聯(lián)接的錯誤結(jié)構(gòu)。（另畫一正確圖即可。）個結(jié)構(gòu)特30、下圖是R. B. Heywood為了提高螺栓聯(lián)接疲勞壽命設(shè)計的 點，試說明各自提高壽命的原因。第6章鍵、銷31、試校核A型普通平鍵聯(lián)接鑄鐵輪轂的擠壓強度。已知鍵寬 b=18mm,鍵高 h=11mm,鍵（轂）長 L=80mm,傳遞轉(zhuǎn)矩 T=840N m,軸徑d=60mm,鑄鐵輪 轂的許用擠壓應(yīng)力 p 80MPa。32、如圖所示，齒輪與軸用普通A型平鍵聯(lián)接，軸徑d=70mm,齒輪分度圓直徑 di=200mm,圓周力 Ft 5kN ,鍵寬 b=20mm,鍵高 h=12mm,鍵長 L=80mm,求鍵側(cè)擠壓應(yīng)力33、鋼齒輪與直徑d=80mm

14、的鋼軸用普通平鍵 B22 100 GB109690,靜聯(lián)接，鍵高h(yuǎn)=14mm,工作時有沖擊，取 p 60MPa ,求鍵能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。 p34、電瓶車牽引板與拖車掛鉤間用圓柱銷聯(lián)接。 已知t 8 mm,銷材料為20鋼, 許用切應(yīng)力30 MPa ,許用擠壓應(yīng)力 p 100 MPa,牽引力F = 15 kN ,求銷的直徑do（圓柱銷直徑系列：，6, 8, 10, 12, 16, 20, 25, 30, 40, 50）（牽引板及拖車掛鉤材料為45鋼。）35、用手柄1轉(zhuǎn)動軸2,在手柄與軸之間有 88的孔與軸相配，配合為 H7/h6, 問：1）若使軸轉(zhuǎn)動，應(yīng)在B處裝一銷還是應(yīng)在A、B兩處各裝一銷？2）

15、設(shè)銷的許用切應(yīng)力100 MPa ,求銷的直徑，銷的數(shù)目按你上面的決定。36、分別用箭頭指出工作面，并在圖下方標(biāo)出鍵的名稱。M力司第8章帶傳動37、單根V 帶（三角帶）傳動的初拉力F0= 354N,主動帶輪的基準(zhǔn)直徑ddi=160mm,主動輪轉(zhuǎn)速 ni=1500r/min,主動帶輪上的包角 =150 ,帶與帶輪之間的摩擦系數(shù)=。求：1） V 帶（三角帶）緊邊、松邊的拉力F1、 F2；2） V帶（三角帶）傳動能傳遞的最大有效圓周力Fe及最大功率P。38、已知V帶（三角帶）傳遞的實際功率P=7kW,帶速v= 10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的2倍，試求有效圓周力Fe和緊邊拉力F1的值。39、單根V帶（

16、三角帶）傳遞的最大功率 P=，小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=180mm, 大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=400mm,小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1450r/min,小帶輪上的包角1 = 152 ,帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù) =o試確定帶傳動的有效圓周力 Fe、緊邊拉力 F1 和張緊力F0。附：e=。40、一開口平帶減速傳動，已知兩帶輪基準(zhǔn)直徑為dd1=150mm 和 dd2=400mm，中心距a=1000mm,小輪轉(zhuǎn)速n1=1460r/min,試求：1）小輪包角；2）不考慮帶傳動的彈性滑動時大輪的轉(zhuǎn)速；3）滑動率=時大輪的實際轉(zhuǎn)速。41、帶傳遞最大功率P =，小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=200mm,小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1=1800

17、r/min,小帶輪包角1=135 ,摩擦系數(shù)=,求緊邊拉力F1和有效拉力Fe （帶與輪間的摩擦力已達(dá)到最大摩擦力）。42、某帶傳動裝置，主、從動軸平行且軸心距a=1000mm,主動輪傳遞功率為10kW、轉(zhuǎn)速 n1=1200r/min、基準(zhǔn)直徑 dd1=300mm,從動輪轉(zhuǎn)速 n2=400r/min,帶 的厚度忽略不計，摩擦系數(shù)=， 設(shè)此時有效拉力已達(dá)最大值。試求從動帶輪基準(zhǔn)直徑dd2,帶速V,各輪上包角1、2及作用于緊邊上的拉力Fl （不計彈性滑動的影響） 。43、根據(jù)初拉力F。、包角、當(dāng)量摩擦系數(shù)v求得C型帶基準(zhǔn)長度Ld= 1600mm, 根數(shù)z=3的普通V帶傳動的極限總摩擦力 F=2000

18、N。當(dāng)帶速v= 7m/s時要求 傳遞功率Pc=15kW,問此傳動能否正常工作？若不能正常工作，可采取哪些措 施使傳動能正常工作？（答出二種即可）44、 一普通V 帶 （三角帶）傳動， 采用 A 型帶， 兩個帶輪的基準(zhǔn)直徑分別為125mm和250mm,初定中心距=450mm 據(jù)此，初步求得帶長Ldo = 1498mm=試：1）按標(biāo)準(zhǔn)選定帶的基準(zhǔn)長度Ld；2）確定實際中心距。附： A 型帶的基準(zhǔn)長度系列（部分值）Ld/mm： 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000,45、有一 V帶（三角帶）傳動，測量主動輪外徑da1=190mm,從動輪外徑da2

19、=720mm,主動輪轉(zhuǎn)速n=940r/min,從動輪轉(zhuǎn)速n2=233r/min, V帶型號為B型，試求：1）傳動比；2）滑動率（外徑da dd 2ha， B 型帶ha=5mm）。46、有一 A型V帶（三角帶）傳動，主動軸轉(zhuǎn)速 n1=1480r/min,單位長度質(zhì)量q=0.006kg/m,從動軸轉(zhuǎn)速 n2=600r/min,傳遞的最大功率 P=,帶速v=7.75m/s,中心距a=800mm,當(dāng)量摩擦系數(shù)=,求帶輪基準(zhǔn)直徑ddi、dd2和初拉力F。附：e=047、以下四種情況采用的是同樣的 V帶（三角帶）傳動，初拉力相同，張緊方 式不同，哪種情況帶可能先斷？為什么？并按壽命由長到短排出這四種傳動的

20、順 序。第9章鏈傳動48、已知鏈節(jié)距p= 19.05mm,主動鏈輪齒數(shù)zi=23,轉(zhuǎn)速ni=970r/min。試求平 均鏈速v。49、一滾子鏈傳動，已知傳動比i=, z?=47,小鏈輪分度圓直徑di=86.395mm,鏈 的長度L= 1778mm,求鏈節(jié)數(shù)Lp。50、單列滾子鏈水平傳動，已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速ni=970r/min,從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2=323r/min,平均鏈速v= 5.85m/s,鏈節(jié)距p=19.05mm,求鏈輪齒數(shù)zi、Z2和兩 鏈輪分度圓直徑。51、單列滾子鏈水平傳動，已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速ni=965r/min,從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2=350r/min ,平均鏈速v= 3.47m/s,鏈節(jié)

21、距p=12.7mm,求鏈輪齒數(shù) zi、z2和兩 鏈輪分度圓直徑。52、已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速ni=965r/min,傳動比i=,從動鏈輪分度圓直徑d2=190.12mm,從動鏈輪齒數(shù)z2=47,試計算平均鏈速。53、圖示鏈傳動，小鏈輪1按什么方向旋轉(zhuǎn)比較合理（在圖中標(biāo)出）？并說明原 因。第10章齒輪傳動54、一對斜 齒圓柱齒 輪傳動，由 強度設(shè)計 得：mn=3.5mm, z1=25, z2=76,=10 54 16。已知傳遞的功率 Pi = 75kW,轉(zhuǎn)速ni=730r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。55、手動起升裝置，采用兩級開式齒輪傳動。已知： Z1 =

22、Z3=20, Z2 = Z4 = 60,手 柄長度L= 250mm,人手最大作用力F = 150N,卷筒直徑D = 500mm,開式齒輪 效率k=,軸承效率c=,求最大起重量 Wo56、圖示兩級斜齒圓柱齒輪減速器。已知輪 1的螺旋線方向和III軸轉(zhuǎn)向，齒輪2 的參數(shù) mn=3mm, z2=57, =14 ,齒輪 3 的參數(shù) mn=5mm,為=21。求：1）使II軸所受軸向力最小時，齒輪3的螺旋線應(yīng)是何旋向？在圖上標(biāo)出齒 輪2、3的螺旋線方向。2）在圖上標(biāo)出齒輪2、3所受各分力方向。3）如使II軸的軸承不受軸向力，則齒輪 3的螺旋角應(yīng)取多大值？57、分析圖中斜齒圓柱齒輪傳動的小齒輪受力，忽略摩擦

23、損失。已知：小齒輪齒數(shù)zi=19,大齒輪齒數(shù)Z2=78,法向模數(shù) mn=2mm,中心距a=100mm,傳遞功率P=15kW,小齒輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min,小齒輪螺旋線方向左旋。求:1）大齒輪螺旋角 的大小和方向；2）小齒輪轉(zhuǎn)矩Ti；3）小齒輪分度圓直徑di；4）小齒輪受力（用三個分力表示）的大小和方向，并在圖上畫出58、有A、B兩個單級直齒圓柱齒輪減速器，其齒輪材料、熱處理方法、精度等 級和寬度均對應(yīng)相等。A減速器中齒輪的參數(shù)為：mA4mm , z1A 20 （齒形系數(shù) YFalA 2.8,應(yīng)力修正系數(shù) YsalA 156）, Z2A 4 0（%a2A 2.4 ,YSa2A 1.67）；

24、B減速器中齒輪的參數(shù)為：mB 2mm , z1B 40 （YFA1B 2.4 ,Ysa2B 167）,Z2B 80（YFa2B 2.22,丫$加177）。若不考慮重合度影響，試分析在同樣工作條 件下，哪一個減速器中齒輪強度高？59、求直齒圓柱齒輪傳動的從動輪受力大小和方向（用兩個分力表示）。已知：傳動功率 P1=1kW,從動輪轉(zhuǎn)速 n2=min, Z1 = 20, m=2.5mm, =20 , Z2=40。60、求直齒圓柱齒輪傳動的從動輪受力大小和方向（用兩個分力表示），已知:傳動功率 P1 = 2kW,從動輪轉(zhuǎn)速 n2=min, z1=30, z2=60, m=3mm, =20 。61、一對

25、標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動， 已知z1 = 20, z2 = 40, m=2mm, b=40mm, YSa尸,Ysa2=, YFai=, YFa2=, Zh= , ZE=(MPa)"2, Zu=, P=, ni=1450r/min, Ki水2。求:Fl/ F2 和Hi/ H20注：F魯 YSaYFa' HZEZHZUKFt bdi62、一對斜齒圓柱齒輪傳動，由強度設(shè)計得：mn=3.5mm, z1=25, z2=76,=10 54 16。已知傳遞的功率 Pi = 75kW,轉(zhuǎn)速ni=730r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。63、一對斜齒圓柱齒輪

26、傳動，由強度設(shè)計得：mn=3mm, z二25, Z2=75, =8 06 34 。已知：傳遞的功率Pi = 70kW,轉(zhuǎn)速ni=750r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。64、設(shè)計如圖所示齒輪減速傳動時，已知輸入軸轉(zhuǎn)速n二730r/min,輪1、2的傳動比i尸，輪2、3的傳動比i2=2,每天工作8h,每年工作260天，預(yù)期壽命10年。求各齒輪的接觸應(yīng)力及彎曲應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)No65、圖示標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動，z1為左旋,z1 = 29, z2= 70, z3= 128, a1=100mm, a2=200mm, mn=2mm,功率 P1 = 3kW, n1=1

27、00r/min （忽略摩擦，輪 1 主動），求z2受力（各用三個分力表示），并在圖上標(biāo)出。66、如圖所示手動提升裝置，采用兩級直齒圓柱齒輪傳動，兩級齒輪傳動的中心 距a、模數(shù)m均相等，且z1 = z3, z2=4。勻速提升重物 W= 3500N,卷筒直徑D=350mm,手柄長度L = 200mm,傳動總效率 =,求:1）此裝置的總傳動比i;2）各級齒輪的傳動比小i2。3）作用在手柄上的圓周力Ft67、圖示為一對錐齒輪與一對斜齒圓柱齒輪組成的二級減速器。已知：斜齒輪 mn=2mm, Z3=25, z4=53, II 軸轉(zhuǎn)矩 丁2=。1）如使z3、Z4的中心距a=80mm,問斜齒輪螺旋角 =?2）

28、如使II軸軸向力有所抵消，試確定Z3、Z4的螺旋線旋向（在圖上表示）并計算Fa3的大小，其方向在圖上標(biāo)出68、圖示直齒圓柱齒輪變速箱，長期工作，各對齒輪的材料、熱處理、載荷系數(shù)、齒寬、模數(shù)均相同，不計摩擦損失。已知： 4 = 20, Z2=80, Z3 = 40, 4 = 60, 4= 30, z6=70。主動軸I的轉(zhuǎn)速n1=1000r/min,從動軸II的轉(zhuǎn)矩丁2恒定。試分析哪對齒輪接觸強度最大，哪對最小。X69、圖示傳動系統(tǒng)中，1、2為錐齒輪，3、4為斜齒輪，5為蝸桿，6為蝸輪，小 錐齒輪為主動輪，轉(zhuǎn)向如圖所示，試從各軸受軸向力較小要求出發(fā)， 在圖上畫出 各輪的轉(zhuǎn)動方向、螺旋線方向及軸向力

29、方向。70、在圖示傳動系統(tǒng)中，已知輸入軸I的轉(zhuǎn)向，要求蝸輪的轉(zhuǎn)向為順時針轉(zhuǎn)動, 試：1）確定蝸輪的螺旋線方向；2）為了使軸II、III上各傳動件的軸向力相抵消一部分，在圖上畫出各齒輪 的螺旋線方向；3）在各對傳動的嚙合處畫出各齒輪和蝸桿所受的軸向力。6:一第11章蝸桿傳動71、有一雙頭蝸桿傳動，蝸桿主動，轉(zhuǎn)速 960r/min, Z2=61, m=8mm, di=80mm,當(dāng)量摩擦系數(shù)v=,蝸桿輸入功率P1 = 7kW,求:1）蝸桿分度圓導(dǎo)程角；2）蝸桿傳動效率（只考慮傳動嚙合效率，忽略攪油及軸承損失）3）蝸輪轉(zhuǎn)向；4）蝸輪所受三個分力的大小并在圖上表示其方向。72、有一閉式普通圓柱蝸桿傳動，

30、蝸桿軸的輸入功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n二1430r/min,設(shè)計時選用鋼制蝸桿（45鋼），硬度45HRC,蝸輪用ZCuSnIOP觸模鑄造，B= 220MPa,彈性系數(shù)Ze 160j'MPa ,當(dāng)量摩擦系數(shù)v=,傳動參數(shù)為：蝸桿頭數(shù) 4=2,蝸輪齒數(shù)z2 = 52,模數(shù)m=6mm,蝸桿直徑系數(shù)q=9,載荷穩(wěn)定（載荷系數(shù) K=,試按接觸疲勞強度計算該蝸桿傳動的使用壽命單位h（小時）。W H(2)H注：（1） H Z73、圖示為開式蝸桿-斜齒圓柱齒輪傳動，已知蝸桿主動，大齒輪 4的轉(zhuǎn)向及螺旋線方向如圖示，試畫出：1）軸I、II的轉(zhuǎn)向。2）使軸II上兩輪的軸向力抵消一部分時蝸輪、蝸桿的螺旋線方向。

31、3）蝸輪2和齒輪3的受力圖（用分力表小）第12章滑動軸承74、有一液體動壓滑動軸承，軸頸直徑為100mm,半徑間隙為0.1mm,偏心距離為0.06mm,求此時的最小油膜厚度hmin大小。75、有一不完全液體潤滑(混合潤滑)徑向滑動軸承，寬徑比 B/d=,軸頸直徑 d=100?mm,軸承材料為青銅，p = 5?MPa, V=3?m/s, pV=10?s。試求軸轉(zhuǎn)速 分別為以下三種數(shù)值時，軸允許最大載荷各為多少。(1) n=250?r/min； (2) n=500?r/min； (3) n=1000?r/min。76、一液體動力潤滑向心滑動軸承，軸頸上載荷F = 100kN,轉(zhuǎn)速n=500r/mi

32、n,軸頸直徑 d=200mm,軸承寬徑比B/d=1 ,軸及軸瓦表面的粗糙度為Rz1 =0.0032mm, Rz2=0.0063mm,設(shè)其直徑間隙 =0.250mm,工作溫度為50 C,潤滑 油運動粘度50=50cSt,密度50=?g/cm3,試校核具最小油膜厚度是否滿足軸承工作可靠性要求。附：Cphminr (1偏心率B/d承載量系數(shù)Cp77、計算一包角為180的液體動壓潤滑滑動軸承，已知軸頸直徑 d=150mm,軸 承寬度B=90mm,載荷F=15000N,轉(zhuǎn)速n=1500r/min,相對間隙=,潤滑油 工作粘度=s,軸頸和軸瓦表面不平度的平均高度 Rzi=Rz2=3.2 m,試計算：最小油

33、膜厚度hmin及其安全系數(shù)S為多少。11，10飛% if-f.szYLZJ-L爐XXr.i7卜士E%汴,一”,.Jk.一k- J7力/f1 j泮F一*后 -：-=* ."1 JF-二壬法什呂春修革索堿破78、判斷圖示兩種推力軸承是否可能建立動壓潤滑油膜。第13章滾動軸承79、軸系由一對相同的圓錐滾子軸承支承，兩軸承的當(dāng)量動載荷分別為Pi =4800N, P2=7344N,軸轉(zhuǎn)速n=960r/min,若要求軸承預(yù)期壽命 Lh 24000 h, 軸承的基本額定動載荷應(yīng)為多少？80、斜齒輪軸系由一對角接觸球軸承支承，軸承的基本額定動載荷Cr= kN,軸轉(zhuǎn)速n=960r/min,兩軸承當(dāng)量動

34、載荷分別為 Pi = 1078 N, P2=1342 N,試計算各 軸承的壽命，若要求一班制工作十年（按每年工作 260天計算），軸承是否滿足 要求？81、深溝球軸承6210 （舊210）的基本額定動載荷為 Cri = ,圓柱滾子軸承N210（舊2210）的基本額定動載荷為 Cr2二,某軸系上軸承受徑向力Fr=4500N, fd=,若采用N210軸承取代6210軸承，壽命可提高為原來的幾倍？82、試計算圖示各軸承所受的軸向載荷（內(nèi)部軸向力Fs= ) o2-BOOOIS尸修喇N83、軸系支承在一對反安裝的角接觸球軸承 7209AC （舊46209）上，軸上有徑 向載荷Fr = 2000N,內(nèi)部軸

35、向力Fs=,求：1）兩軸承各受多大的徑向力和軸向力。2）哪個軸承的壽命低，為什么？84、懸臂起重機用的圓錐齒輪減速器主動軸采用一對 30207圓錐滾子軸承（如下 圖），已知錐齒輪平均模數(shù) mm=3.6mm,齒數(shù)z=20,轉(zhuǎn)速n=1450r/min,輪齒上 的三個分力Ft=1300N, Fr=400N, Fa=250N,軸承工作時受有中等沖擊載荷（可取沖擊載荷系數(shù)fd=,要求使用壽命不低于12000h,試校驗軸承是否合用注：30207,內(nèi)部軸向力 Fs 需 e 0.38。當(dāng) e, X 0.4, Y 16 ； 32F r當(dāng) F_ w e , X = 1, Y= 00 基本額定載荷Cr 29400

36、N 。Frr85、圖示軸上裝有兩個30208圓錐滾子軸承，基本額定動載荷 Cr=34kN,額定靜 載荷C°r=31kN,軸的轉(zhuǎn)速n=1400r/min,軸上作用力F = 1500N,沖擊載荷系數(shù) fd=。試問：(1)哪個軸承是危險軸承？(2)危險軸承壽命是多少小時？注：e=，當(dāng) Fa/Fr<e, X=1, Y=0;當(dāng) Fa/Fr>e, X=, Y=, Fs=Fr/。60086、斜齒輪軸由一對角接觸球軸承 7307AC （舊46307）支承，軸承正安裝，已 知Fri=2600 N, Fr2=1900 N, Fa=600 N,軸承計算有關(guān)系數(shù)如下表：eFa/Fr>eFa/FrWeFsX=, Y=X=1 , Y=0試求：1）軸承的內(nèi)部軸向力Fsi、FS2,并圖示方向；2）軸承的軸向力Fai、Fa2；3）軸承的當(dāng)量動載荷 Pi、P2,并判斷危險軸承（fd = 1,內(nèi)部軸向力也稱派生軸向力）87、軸系由一對反安裝的角接觸