機(jī)械設(shè)計(jì)復(fù)習(xí)題

1、螺紋連接1、一壓力容器蓋螺栓組連接如圖所示，已知容器內(nèi)徑D=250mm，內(nèi)裝具有一定壓強(qiáng)的液體，沿凸緣圓周均勻分布12個(gè)M16（13.835mm）的普通螺栓，螺栓材料的許用拉應(yīng)力，螺栓的相對剛度，按緊密性要求，剩余預(yù)緊力=1.83，為螺栓的軸向工作載荷。試計(jì)算：該螺栓組連接允許容器內(nèi)的液體最大壓強(qiáng)及每個(gè)螺栓連接所需的預(yù)緊力。1.計(jì)算每個(gè)螺栓允許的最大總拉力：1、 計(jì)算容器內(nèi)液體最大壓強(qiáng)2.如圖所示的矩形鋼板，用4個(gè)M20的鉸制孔用螺栓（受剪處直徑d0=21mm）固定在槽鋼上，各尺寸關(guān)系如圖所示（單位：mm），鋼板懸臂端受外載荷FQ=16kN，試求：1) 螺栓組受哪幾種外載荷作用，各自載荷多少？

2、（3分）FQ2O342) 找出受力最大的螺栓并求出其所受的切應(yīng)力？（5分）1.螺栓組受到兩種外載荷作用: 橫向力 F=FQ=16kN 轉(zhuǎn)矩 2）由橫向力F引起的各螺栓所受的剪力Fi相等： 由于各螺栓的力矩r相等，由轉(zhuǎn)矩T引起的各螺栓所受的剪力Fj相等： 且 所以，可得 由圖示受力分析可知，螺栓2和4受力最大，其所受剪力的合力為： 其切應(yīng)力為：3.下圖表示兩平板用2個(gè)M20的普通螺栓聯(lián)接，承受橫向載荷F=6000N，若取接合面間的摩擦系數(shù)=0.2，可靠性系數(shù)KS=1.2，螺栓材料的的許用應(yīng)力=2N/mm2安全系數(shù)S=2，螺栓的小徑d1=17.294mm。試校核螺栓的強(qiáng)度。解：螺栓預(yù)緊后，接合面所

3、產(chǎn)生的摩擦力等于橫向載荷，假設(shè)各螺栓所需預(yù)緊力均為F0，則由平衡條件 得：受預(yù)緊力螺栓強(qiáng)度為：所以，該螺栓聯(lián)接件滿足強(qiáng)度條件。4. (15分)有一受預(yù)緊力F0和軸向工作載荷作用的緊螺栓連接，已知預(yù)緊力F01000 N，螺栓的剛度Cb與連接件的剛度Cm相等，軸向工作載荷F=1000N，試計(jì)算該螺栓所受的總拉力F2?剩余預(yù)緊力F1?在預(yù)緊力F0不變的條件下，若保證被連接件間不出現(xiàn)縫隙，該螺栓的最大軸向工作載荷Fmax為多少?(F1=F0-（1-Cb/(Cb+Cm)F>=0)5.(15分)圖3-1示螺栓聯(lián)接中,采用兩個(gè)M20的普通螺栓，其許用拉應(yīng)力l60Nmm2，聯(lián)接件接合面間摩擦系數(shù)f0.2

4、0，防滑系數(shù)Ks1.2，計(jì)算該聯(lián)接件允許傳遞的靜載荷F?(M20的螺栓d117.294mm)(10分) 螺栓預(yù)緊后，接合面所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷，假設(shè)各螺栓所需預(yù)緊力均為F0則由平衡條件可得            (4分)螺栓危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度條件為于是得   (4分)6. 一鋼制液壓油缸，缸內(nèi)油壓P2.5MPa(靜載)，油缸內(nèi)徑 D125mm，缸蓋由6個(gè)M16的螺釘聯(lián)接在缸體上.螺釘剛度 Cb與缸體缸蓋的剛度 Cm之比為l/4，螺釘材料的性能等級為5

5、.6級，安全系數(shù)取S1.5，M16螺釘?shù)男絛1=13.835mm.若根據(jù)聯(lián)接的緊密性要求，要求殘余預(yù)緊力QP1.5F.試分析預(yù)緊力QP應(yīng)控制在什么范圍內(nèi)才能滿足此聯(lián)接的要求? 解 1.計(jì)算單個(gè)螺釘?shù)墓ぷ骼?F（2分） 油缸蓋聯(lián)接所受的載荷 F=ppD2/4，每個(gè)螺釘?shù)墓ぷ骼F6p×pD2/4/62.5 p(125)24/65113.27 N 2.計(jì)算允許的螺釘最大總拉力 Q（2分） 螺釘材料性能等級為5.6級， ss300MPa，許用應(yīng)力s= ss/S300/1.5200MPa.由強(qiáng)度條件 sca1.3Q/( pd2/4)sQpd2s/4/1.3 p×13.8352

6、×200/4/1.323127.83 N 3.求預(yù)緊力 Qp的允許范圍（2分） 1)按螺釘強(qiáng)度條件求允許的最大預(yù)緊力QQp十Cb/（Cb +Cm ）F23127.83 N Qp23127.83-0.2F23127.83-0.2×5113.27=22105.17 N 2)按聯(lián)接緊密性條件求最小的預(yù)緊力，根據(jù)聯(lián)接緊密性要求，QP1.5F QPQp- Cm /（Cb +Cm ）F=Qp-0.8F1.5F 即 Qp1.5F十0.8F2.3Fl1760.52 N 由以上計(jì)算結(jié)果可知，預(yù)緊力Qp應(yīng)控制為l1760.52 N Qp22105.17 N2 傳動(dòng)分析題2圖示為手動(dòng)鉸車中所采用

7、的蝸桿傳動(dòng)。已知m=8mm，d1=80mm ，z1=1，i=40，卷筒的直徑D=250mm，試計(jì)算：（1）欲使重物上升1m，應(yīng)轉(zhuǎn)動(dòng)蝸桿的轉(zhuǎn)數(shù)；（2）設(shè)蝸桿和蝸輪間的當(dāng)量摩擦系數(shù)為0.18，檢驗(yàn)該蝸桿傳動(dòng)是否滿足自鎖條件；（3）設(shè)重物重Q=5kN，通過手柄轉(zhuǎn)臂施加的力F=100N，手柄轉(zhuǎn)臂的長度l的最小值 (不計(jì)軸承效率) 。（1）重物上升1m時(shí)，卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)：N2=1000/D=1000÷(250x3.14)=1.27蝸桿轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)N1=ni N2=40x1.27=50.96(圈)   （2）蝸桿直徑系數(shù)q=d1/m=80÷8=10導(dǎo)程角：=ar

8、ctan=arctan=7.125o   當(dāng)量摩擦角：v=arctanfv= arctan=10.204o：因?yàn)椋?v所以 蝸桿傳動(dòng)滿足自鎖條件   （4分）（3）蝸桿傳動(dòng)的嚙合效率：: 則：     (13分)如圖3-2所示某電梯傳動(dòng)裝置中采用蝸桿傳動(dòng)，電機(jī)功率P=10kW，轉(zhuǎn)速n1970rmin，蝸桿傳動(dòng)參數(shù)z12；z260；直徑系數(shù)q8；總效率08，m8，右旋蝸桿，試計(jì)算：14分) (1)電梯上升時(shí)，標(biāo)出電機(jī)轉(zhuǎn)向； (2)標(biāo)出蝸桿所受各力的方向；(3)計(jì)算蝸輪所受各力大小。(1)

9、電機(jī)轉(zhuǎn)向箭頭向上； (1分)(2)蝸桿受各力方向如圖  (3分)Fr2Ft2·tan9845tan20°3583N (10分) 如圖4-1傳動(dòng)系統(tǒng)，要求軸、上的軸向力抵消一部分，試確定：1)蝸輪6的轉(zhuǎn)向2)斜齒輪3、4和蝸桿5、蝸輪6的旋向； 3)分別畫出蝸桿5，蝸輪6嚙合點(diǎn)的受力方向。1蝸輪6的轉(zhuǎn)向?yàn)槟鏁r(shí)針方向；2齒輪3左旋，齒輪4右旋，蝸桿5右旋，蝸輪6右旋；(4分)3蝸桿5嚙合點(diǎn)受力方向如圖(a)；蝸輪6嚙合點(diǎn)受力方向如圖(b)。軸承類題目已知V帶傳動(dòng)中，最大傳遞功率P=8kW，帶的速度v=10m/s，若緊邊拉力F1為松邊拉力F2的2倍，此時(shí)小帶輪

10、上包角a1=120°，求：（1）有效拉力Fe；（2）緊邊拉力F1；（3）當(dāng)量摩擦系數(shù)f。解:有效拉力Fe =1000P/v=1000×8/10=800 N (2分) 又知:F1-F2= Fe,F1=2F2 則緊邊拉力 F1=2 Fe =1600 N (2分) 根據(jù)歐拉公式 得 當(dāng)量摩擦系數(shù)f¢=ln(F1/F2)/=ln2/(3.14×120/180) =0.693/2.0933=0.331 (2分)23一對46210角接觸球軸承反安裝，如圖1所示。已知軸承1和軸承2 的徑向載荷分別為R1=2000N,R2=4000N,軸上作用的軸向載荷Fa=800N(

11、指向軸承2)，軸承的派生軸向力S的計(jì)算式S=0.68R，e=0.68，X=0.41,Y=0.87。軸承載荷有輕微沖擊，載荷系數(shù)fF=1.2，工作溫度不大于120°C。試求： (1) 軸承1和軸承2的軸向載荷A1和A2；(2) 軸承1和軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2。圖2 第六大題第23小題答案圖解:(1)計(jì)算軸承的軸向載荷S1=0.68R1=0.68×2000=1360 NS2=0.68R2=0.68×4000=2720 NS1、S2方向見圖2因?yàn)镕a+ S2=800+2720=3520 NS1所以 軸承1“壓緊”，A1= Fa+ S2=800+2720=3520

12、(2分) 軸承2“放松”，A2= S2=2720 N(2分) （2）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷軸承1 A1/R1=3520/2000=1.76e=0.68,則取 X1=0.41,Y1=0.87 P1=fF(X1R1+Y1A1) =1.2×(0.41×2000+0.87×3520)=3882.4 N (2分)軸承2 A2/R1=2720/4000=0.68e=0.68,則取 X2=1,Y2=0 P2=fFX2R2 =1.2×1×4000=4800 N (2分)軸系改錯(cuò)題11） 此處彈簧墊片開口錯(cuò)誤，應(yīng)為左旋；1此處彈簧墊片開口錯(cuò)誤，應(yīng)為左旋;2聯(lián)軸器右

13、端無軸向定位，軸應(yīng)在此位置加工一軸肩；3左側(cè)軸承端蓋不應(yīng)與軸接觸；4安裝左軸承的軸段應(yīng)比安裝密封氈圈的軸段直徑略大，以利于軸承的安裝；5左軸承所在軸段不需要鍵聯(lián)接；6固定左軸承的套筒厚度太大，其外徑應(yīng)低于軸承內(nèi)圈的高度；7安裝齒輪的軸段長度應(yīng)比齒輪的輪轂寬度短23mm；8安裝齒輪的軸段缺少鍵聯(lián)接；9安裝右軸承的軸段太長且軸端應(yīng)倒角；10右側(cè)軸承端蓋與箱體外壁接觸面之間缺少調(diào)整墊片。21左、右兩邊軸承端蓋均無調(diào)整墊片2左邊軸承內(nèi)圈固定錯(cuò)誤，軸肩高過內(nèi)圈高度3鍵過長4齒輪輪轂的長度要長過與其配合的軸段的長度23mm5套筒高度高過右邊軸承內(nèi)圈的高度6右邊軸承端蓋與軸要留有間歇7右邊軸承端蓋與軸間要有

14、密封圈8和右端軸承相配合的軸端作成階梯軸，便于裝拆9兩端的軸承要設(shè)有擋油環(huán)10聯(lián)軸器沒有周向定位。3固定軸肩端面與軸承蓋的軸向間距太小。軸承蓋與軸之間應(yīng)有間隙。軸承內(nèi)環(huán)和套簡裝不上，也拆不下來。軸承安裝方向不對。軸承外圈內(nèi)與殼體內(nèi)壁間應(yīng)有5-8mm間距。與輪轂相配的軸段長度應(yīng)小于輪轂長。軸承內(nèi)圈拆不下來。在圖示軸的結(jié)構(gòu)圖中存在多處錯(cuò)誤，請指出錯(cuò)誤點(diǎn)，說明出錯(cuò)原因，并加以改正。41、1.無墊片；2無間隙、無密封3鍵太長4無定位軸肩5無軸肩6套筒高于內(nèi)圈高度7軸和輪轂一樣長，起不到定位作用；8無定位；9無墊片10采用反裝。5指出圖4-2中的結(jié)構(gòu)錯(cuò)誤(在有錯(cuò)處畫編號，并分析錯(cuò)誤原因)，并在軸心線下側(cè)

15、畫出其正確結(jié)構(gòu)圖。                圖4-2軸的右端面應(yīng)縮到聯(lián)軸器端面內(nèi)12mm，軸端擋圈壓到聯(lián)軸器端面上，與軸端面留有間隙；聯(lián)軸器與透蓋不能接觸，聯(lián)軸器應(yīng)右移；聯(lián)軸器與軸配合直徑應(yīng)小一點(diǎn)，形成軸肩定位；聯(lián)軸器處聯(lián)接平鍵與蝸輪處聯(lián)接平鍵應(yīng)在一條線上；鍵與轂孔鍵槽底面間應(yīng)有間隙；右軸承內(nèi)圈左端面只能與套筒端面接觸，與軸肩端面應(yīng)有間隙，所以套筒內(nèi)軸頸右端面應(yīng)左移12mm；與蝸輪輪轂配合軸頸長度應(yīng)比輪轂長短12mm，軸頸右端面縮進(jìn)去；左軸承內(nèi)圈不能被軸環(huán)全擋住，軸環(huán)左部軸徑減小至內(nèi)圈厚度的23左右；透蓋和悶蓋外圓外側(cè)應(yīng)倒角，與箱體間均應(yīng)有調(diào)整墊片。6軸的左端伸出軸承內(nèi)圈過長，應(yīng)縮短一點(diǎn)。7 圖3中為一對圓錐滾子軸承支承的軸