机械设计总复习

第4章带传动1、图示为带传动：（1）若主动轮O1逆时针方向转动，哪一边是紧边（图示之）？（2）已知小带轮输入功率P=5kW，转速n1=1450r/min，D1=200mm,efα=2，求紧边与松边上的极限拉力值（不计离心力）。解：（1）上边（2）有效圆周力Fec＝1000P/V＝1000×P×60×1000/（π×D1×n1）=1000×5×60×1000/（π×200×1450）＝329.3N紧边拉力为F1，松边拉力为F2F1-F2＝Fec=329.3F1/F2＝efα=2解上述联立方程：F1＝658.6NF2=329.3N2/27/20231

2、某A型三角带传动，其断面尺寸如图示，带与轮的摩擦系数f＝0.1，两带轮计算直径分别为D1＝100mm，D2＝200mm，轮槽夹角φ＝38°，小轮传递的功率P1＝3.796KW，转速n1＝1450r/min，初拉力F0＝375N。

1)为保证正常传动，小轮包角至少应为多大？2)带传动正确安装的中心距a至少应为多少？

附：解：（1）由V＝πnD1/(60×1000)=π×1450×100/（60×1000）＝7.59m/s有效圆周力Fec＝1000×P1/v＝1000×3.796/7.59＝500N

2/27/20232

换算成角度为150°得到所以a>=200mm由得Fec＝F1-F2再由得：（2）由于2/27/202333、已知带传动的预紧拉力F0=2.4KN，小带轮节圆直径d1=150mm,工作转速n1=750r/min，功率P=10KW，求紧边拉力F1与松边拉力F2（忽略离心力的影响）。解：

F1-F2=Fe=1698N；F1+F2=2F0=4800N所以：F1=3249N，F2=1551N2/27/202344、在带传动中，若主动轮O2逆时针方向转动，试在图中标出紧边与松边；已知轮O1的最大允许转矩T1=3×104Nmm,D1=200mm,efα=2.45，求紧边与松边的拉力（不计离心力影响）。解：（1）松边在上、紧边在下；T1=Fec×（D1/2）Fec=2×T1/D1=2×3×104/200=300NFec=F1-F2,F1/F2=efα所以F2=Fec/(efα-1)=300/(2.45-1)=207F1=Fec+F2=507N2/27/20235第05章链传动2/27/20236第06章齿轮传动第07章蜗杆传动2、某齿轮传动已知Z1=25，Z2=58,b1=55mm,b2=50mm，m=2.5mm,[σH]1=600Mpa[σH]2=580Mpa,ZE=189.8

K=1.3,n1=1000r/min试按接触应力求该传动允许传递的最大功率。提示:

解:按公式求T1，注意φd=b2/d1,[σH]=[σH]2=580Mpa

所以:

P1=T1×n1/（9.55×106）=…2/27/202371、图示两级斜齿轮传动，斜齿轮1为主动件，转速n1方向如图，右旋，求：（1）画出输出轴转向n4和轮2，3，4的旋向（2）画出轮2，轮3上的圆周力，径向力和轴向力（上述均要求2，3齿轮上的轴向力相互抵消一部分）

解答：受力分析2/27/202382、图示为蜗轮蜗杆——斜齿轮传动，蜗轮1为主动件左旋，转速n1方向如图，求：（1）画出输出轴转向n4和轮2，3，4的旋向（2）画出轮2，轮3上的圆周力，径向力和轴向力（上述均要求2，3齿轮上的轴向力相互抵消一部分）解答：2/27/202393、如图所示，已知主动轮Z1为左旋，蜗轮转向为顺时针，为了使中间轴上轴向力能抵消一部分，试决定：（1）蜗杆螺旋线的旋向；（2）主动轮Z1的转向；（3）画出齿轮Z1、Z2和蜗杆所受轴向力的方向。解答：2/27/2023108、左图示为圆锥-圆柱齿轮传动装置。轮1为主动轮，转向如图所示，轮3、4为斜齿圆柱齿轮。轮3、4的螺旋方向应如何选择，才能使轴II上两齿轮的轴向力相反？解答：2/27/202311第08章滚动轴承

1、根据工作条件决定在轴的两端反装两个角接触球轴承7207AC，温度系数ft=1.0，载荷系数fp=1.5，已知两支点反力R1＝1000N，R2＝2100N，轴上轴向力Fa=900N。求：（1）当轴承转速n=960r/min时，计算该对轴承的寿命。（2）轴承在此寿命下工作时的失效概率为多大？7207AC轴承的参数：C0＝18800N，C＝27000N，S＝0.68R且7207ACA/R≤eA/R>e判别系数eXYXY100.410.870.682/27/202312解：（1）计算该对轴承的寿命。1）先画受力分析图，两内部轴向力S1，S2分别指向两轴承外侧2）计算S1，S2S1=0.68R1=0.68×1000=680NS2=0.68R2=0.68×2100=1428N3）将相同方向的轴向力相加并比较大小和轴的运动方向趋势S1+Fa=680+900=1580N>S2=1428N所以轴承向左串动，轴承1放松，轴承2压紧4）FA1=S1=680N，FA2=S1+Fa=1580N2/27/202313FA1/R1=680/1000=0.68=e,X1=1,Y1=0,P1=fp(X1R1+Y1FA1)=fpR1=1.5×1000=1500NFA2/R2=1580/2100=0.752>e,X2=0.41,Y2=0.87P2=fp(X2R2+Y2FA2)=1.5×(0.41×2100+0.87×1580)=3353.4N因为P2>P1所以以P2为计算依据，下式中P=P2（2）轴承在此寿命下工作时的失效概率为10%

2/27/2023142、一承受径向载荷的深沟球轴承（C＝48.4KN）若转速n=550r/min，中等冲击：fp=1.5，预期寿命L′h＝12000h:ft=1,求此轴承能承受的最大径向载荷。解：深沟球轴承P=Pr2/27/2023153、已知某深沟球轴承，当它的转速为n1，当量动载荷P1=2500N，其寿命为8000小时，寿命指数ε＝3。求：若转速保持不变，而当量动载荷增加到P2=5000N,其寿命为多少？当转速增加一倍，即n2=2n1，而当量动载荷保持不变时，其寿命应为多少？解：根据滚动轴承寿命计算公式(1)设该寿命为Lh2,Lh2=Lh1/8=8000/8=1000h(2)设该寿命为Lh2,

Lh2=Lh1/2=8000/2=4000h

2/27/2023164、分析某一球轴承和滚子轴承。当轴承的负荷增大一倍时，其它条件不变，轴承寿命是否降低一倍？解：轴承寿命计算公式为：设负荷为FP时，轴承寿命为Lh。负荷为2FP时，轴承寿命为L’h，则球轴承寿命降低8倍，滚子轴承寿命降低10倍。2/27/2023175、如图所示，一根装有一个斜齿轮的轴用一对反装的7209AC角接触球轴承支承，斜齿轮上受到圆周力Ft=6000N、径向力Fr=4050N、轴向力Fa=2800N，转速n=300r/min，载荷系数fp=1.2，Fd=0.68Fr,Cr=30400N。试计算两个轴承的基本额定寿命(以小时计)；若两轴承正装，两个轴承的基本额定寿命有什么变化？7207ACA/R≤eA/R>e判别系数eXYXY100.410.870.682/27/202318解：1）由图可知：轴承1派生轴向力向左，而轴承2派生轴向力向右，齿轮上轴向力向左。2）圆周力Ft和径向力Fr均垂直于轴线，故将两力合成为F将F分配到轴承1、轴承22/27/202319轴承1，2派生轴向力为：故轴承1放松，轴承2压紧得

3）判断轴承运动趋势

4）计算轴承受力

2/27/2023205）计算当量动负荷2/27/2023216）计算寿命：P2>P1,所以P=P2故这对轴承寿命为轴承1的寿命3873.4h。

2/27/202322第09章滑动轴承1、离心泵向心滑动轴承，轴直径d=60mm，转速n=1500r/min，轴承径向载荷F=2600N，轴承材料ZQSn6-6-3，其[p]=8Mpa，[pv]=15Mpa×m/s，[v]=5m/s，根据不完全液体润滑滑动轴承计算方法校核该轴是否可用。（取B/d=1）解：

满足要求可用2/27/202323第11章轴1、根据承受的载荷情况看，图中轴属于___轴。轴上一对角接触轴承属于____安装（正，反）；轴承的配置方式（或称支承形式）属于____________。支承游隙的调整可利用______________。指出图上结构错误5处，并简述理由。（在图中相应错误之处标上序号，如①）

解答：1）转。2）正，单支点双向固定。3）端盖垫圈。2/27/2023241轴承内圈无定位且齿轮没有固定4键伸出太长2轴承内圈定位轴肩超过轴承内圈高度轴承无法拆卸5联轴器无定位轴肩3无密封元件，且端盖不应直接与轴接触62/27/202325

2、结构改错题解答：1联轴器与轴应有键联接6齿轮与轴应有键联接2联轴器没有轴肩定位7轴肩高度太高，应与轴承内圈2/3高齐3透盖没有毡圈8二轴承盖与箱体间应有调整垫片4轴承没有轴向固定，套筒伸长接触轴承内圈并不要超过轴承内圈2/3高度9箱体上二轴承盖接触面之外的表面应低一些5轴毂长度应比齿轮短2-3mm10轴的左端面应缩进来1-2mm2/27/2023262/27/202327第12章轴毂连接1、在一直径d＝75mm的钢制轴端，安装一铸铁带轮，轮毂宽度B＝90mm，两者之间选用A型平键联接，传递转矩T＝820N.m，工作时有轻微冲击，试正确设计此平键联接。表（1）计算用表轴径d键b×h键长度L系列>58~6518×11505663708090>65~7520×125663708090100>75~8522×1463708090100110>85~9525×147080901001102/27/202328许用值联接方式键,轴,毂的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击[σ]pMPa静联接钢120～150100～12060～90铸铁70～8050～6030～45[p]MPa动联接钢504030表（2）计算用表解：根据d＝75mm选键20×12，根据轮毂宽度B＝90mm选键长80mm，计算键的挤压应力：因为带轮为铸铁[σ]P=50~60所以不满足条件，可采用双键。2/27/202329第13章螺纹连接与螺旋传动1、一钢板用两个M12（d1=10.106mm，d2=10.863mm）的普通螺栓与机架相联，尺寸如图，已知载荷R＝600N，接合面摩擦系数f＝0.16，防滑系数KS＝1.2，许用应力[σ]=200MPa,问：（1）每个螺栓联接上的工作载荷F为多大？（2）螺栓联接安装时需要的预紧力QP为多大?（3）此联接的强度是否足够？(图中尺寸单位为mm)2/27/202330解：将力R向两螺钉中点简化成力R和扭矩T。在R的作用下得每个螺栓的横向载荷F1，方向向下

在T的作用下得每个螺栓的横向载荷F2，方向水平所以每个螺栓联接上的工作载荷2/27/2023312/27/202332

2、图示螺栓联接用4个M16的螺栓(其中d1＝13.825,[σ]=160Mpa),接合面间摩擦系数f＝0.165，取可靠系数KS＝1.2试计算允许的静载荷FΣ。设z为螺栓个数，m为结合面数，计算允许的静载荷FΣ。解：先计算允许的预紧力F02/27/2023333、试确定图示铰制孔螺栓组联接中受力最大的螺栓所受的力。解：1)将P力向螺栓组的对称中心简化，得一横向力和一个横向力矩。做受力图。横向力使每个螺栓受剪力F12/27/202334F1＝P/z=6000/3=2000N2)旋转力矩使每个螺栓受剪力F2

F2＝P×250/3r

F2=6000×250/(3×144.3)=3465N3)由图知，螺栓2受力最大=5292.4N

2/27/2023359、如图所示为一方形盖板用4个螺栓与箱体联接,盖板中心O点的吊环受拉力Q=20000N，尺寸如图所示。设残余预紧力F”＝0.6F，F为螺栓所受的轴向工作载荷。试求：