机械设计基础习题范例.doc

《机械设计基础习题范例.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计基础习题范例.doc（12页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、说明本习题范例包括本课程学习期间应完成的全部设计性的课外习题，供给了这些习题 训练的重点、分析解决问题的一些思考、大致的设计步骤数据由同学们依据自己的设计确定。此外，还供给了一些重要章节的典型的思考题，期望在学时较少的状况下， 对同学们把握本课程的学问、提高分析解决问题的力气有所帮助。假设其中存在任何缺乏或谬误之处，请同学们确定将意见反响给教师我，在此先行谢过！题 2.2钢制扳手的手柄用两个螺栓联接如以下图。扳紧力 P200N。试设计此螺栓联接要求承受一般螺栓和铰制孔用螺栓两种方案，并分析比较结果。评价要点正确的受力分析；正确确定螺栓尺寸；挤压高度的正确确定；假设能提出从受力角度的改进意见则应

2、加分具求异思维。解答参考 螺栓处承受的工作载荷设螺栓处承受的工作载荷分别为 F 、F，分别对点 1、2 取矩，有：12Pl F l F P(l +l )F l F 12 22121 21由于螺栓 1 处工作载荷较大，设计应以 1 处的载荷为准。 承受一般螺栓取牢靠性系数 K ，由表取摩擦系数m ，依据静力平衡条件可得fFK F /m f1拟用 4.6 级的螺栓，为便于装配，考虑不严格把握预紧力，暂定安全系数S= ，则许用应力为s 240/。依强度条件可得：1d4 1.3F ” ps mm查手册可知，取M合理。比照表，初定S 是适当的。 承受铰制孔用螺栓螺栓照旧用 4.6 级，被联接件材料与螺栓

3、一样，由表有：t s /，ss s /。依据剪切强度条件可得：psd4F01 pt mm挤压强度相对较弱，因此可将螺栓直径略微取大些，本例查手册取M的铰制孔用螺栓，其光杆直径 d ，光杆长度为 ，故挤压高度 h，挤压应力为0挤压强度足够。Fsp1 d h0MPas p从承载的角度看，铰制孔用螺栓联接更能发挥螺栓材料的潜能，在同样的载荷下， 铰制孔用螺栓的尺寸比一般螺栓的尺寸小。题 2.7如以下图，铸铁轴承托架用四个螺栓紧固在钢制立柱上。轴承载荷 P5kN，a 60。试设计此螺栓组联接。解答参考依据力的分解和简化原理，载荷对螺栓组联接的作用可用作用于底板中心的水平力 R 、铅垂力 R及倾覆力矩

4、MHV的联合作用来代替，其中：R PsinaN，R Pcosa N，M150(R R )Nmm，HVHV由 R引起的螺栓工作拉力 F N，H1由 M 引起的螺栓的工作拉力 F2M/(4140)N。1. 依据托架不下滑的条件 4(FF1)m K RfVV有 F ” K f R+ F ，取m ，K，可求得 FN。4m1f2. 依据上侧不消灭间隙、下侧不被压溃条件的条件确定预紧力底板接触面积 Amm2底板抗弯截面模量 Wmm3由 4(FF1)引起的压应力为 sp14(FF1)/A由 M 引起的拉、压应力为 sp2M/WMPa上侧不应消灭间隙，即s sp1p20，因此：FA/4F1N。设托架材料为 H

5、T150，则其最小抗压强度极限s330MPa，设立柱材料为 ZG200-400，其最小屈服极限sb1min200MPa，取铸铁安全系数S ，钢b2min的安全系数S，则许用挤压应力为s MPasp1p2MPa因 s s ，故取许用挤压应力s sMPa。p1p2pp1由下侧不压溃条件 s s s 可得：p1p2pF (132 - 0.465) A + F N41综合上述状况有F，最终取 FN。3螺栓强度计算上部螺栓受力最大，最大工作载荷为 FF F Nmax12因工作载荷与预紧力相比很小，故可以不考虑相对刚度问题，直接取螺栓总拉力 F FFN。考虑螺栓承受 4.6 级，拧紧时把握预紧力，取安全系

6、0max数S ，则许用应力s 160MPa，于是有：d1题 2.95.2F0 psmm，查手册取 M的螺栓可矣。图示为刚性联轴器的螺栓组联接。 4 个M16 的铰制孔用螺栓均布在直径为155mm 的圆周上，螺栓的性能级别为4.6 级；联轴器传递转矩T1500Nm，联轴器为钢制。试校核螺栓的强度并确定螺栓的长度。评价要点正确、合理的受力分析；螺栓尺寸确实定；挤压高度确实定。解答参考每个螺栓处的横向剪切力为F = T *2 N4.6 级螺栓的屈服极限为szDsMPa，设被联接件材料为 Q235 钢，其屈服限为s 235MPa，由表s1有：s/MPa。s2ps2查手册：对于 M16 的铰制孔用螺栓，

7、其 d0 ，相应的螺母厚度为 (薄螺母)或(一般螺母)，故螺栓长度为L223mm，取 Lmm对应的光杆长度为 l0mm，因此挤压高度 hmm。于是s F d h MPas p0p无论承受一般螺母或薄螺母，挤压强度都足够。题 3.1图示为某减速器上的联轴器。：联轴器传递转矩 T200Nm，轴径 d55mm，轮毂宽度 B100mm，联轴器材料为Q235 钢，轴、键的材料均为 45 钢，工作时有略微冲击。试选择键联接并验算联接的强度。评价要点挤压强度和剪切强度的强弱；许用挤压应力应取谁的？能否正确确定键长？解答参考依据 d 查手册确定键的截面尺寸为：dh 考虑到键的剪切强度往往较为富有，故先依据挤压

8、强度确定键长。由表查得：spMPa。由挤压强度条件得键的有效长度为：l 4T dhs mmp考虑到是轴的伸出端用键，轮毂的毂孔长度为 100mm，应选用键长 Lmm 的 C 型平键都行。由于平键联接的挤压强度都富有很多，因此键的剪切强度必定足够，不必校核剪切强度。题 3.7用圆锥销联接两轴的套筒联轴器如以下图。：轴传递的转矩 T500Nm，轴径 d38mm， 联轴器材料为铸铁，套筒直径 D90mm，轴的材料为 45 钢，工作时载荷平稳。试选择圆锥销并验算其强度。解答参考销的材料常为 35、45 钢，一般取t MPa，铸铁套筒的许用挤压应力依据表取sp MPa。设销的公称直径为 ds，那么依据剪

9、切强度条件 4Tpdd 2st 求得：sd 4T pdt mm查手册，选取 销 GB117-86 A16100。校核挤压强度条件Tddss hp挤压强度足够。习题 5.4设计一裂开机用一般 V 带传动。电动机型号为 Y132S-4，额定功率 P5.5kW，转速 n11440 r/mm，从动带轮转速 n2600 r/mm，允许转速误差5，两班制工作，期望中心距不超过 650mm。评价要点正确查表；合理地确定尺寸 D考虑 v 的问题、D考虑弹性滑动、L。解答参考12d1. 计算功率 P KPkW由表 5.5 K cAA2. 选择带的型号 依据选型图 5.14 选择 型带3. 带轮直径依据工作点在选

10、型图的位置，查表取 D vm/s因 in /n 故 D Dimm112214. 确定带长 初定 a mm0L2 a 0p (D+ D )212(D- D ) 2214amm查表 5.2 取基准长度 L0mmK dL实际中心距 aa (L L)/2mm0dD- D5. 小带轮包角 a6V 带的根数1800121 57.30 0aa查表 5.3 P kW，查表 5.7 K ，查表 5.4 DP kW00P于是 zc最终取 z 根(P + DP00)kak L7. 对轴的压力查表 5.1 qkg/m张紧力 F500P2.5 - kc (a ) qv2N0vzkaa轴上载荷 F 2zF sin1 NQ

11、028. 带轮构造设计略结果：A 型带，Ldmm，z 根，D1mm，D2mm，amm，张紧力 F N，压轴力 F N。0Q习题 5.8设计一往复式压气机上的滚子链传动。电动机转速 n1960r/min，P3kW，压气机转速 n2300r/min，期望中心距不超过 650mm，要求中心距可以调整。解答参考1. 选择链轮齿数传动比 in / n ，初定链速 vm/s12查表 5.14 取 z ，z iz ，取 z 。12122. 确定链节数初定中心距 a p02az+ zp z- z 280 p67 + 21p 67 - 212L=0 +21 +21 =+ pp2a02pp240 p 2p实取 L

12、 节p3. 确定链条节距查表 5.11 得 K ，估量工作点位于功率曲线顶点的左侧，查表 5.12A得 K ，查图 5.28 得链长系数 K，拟用单排链，查表 5.13 得zLK ，故实际工况下传动功率为mP ” =K A P=1.3 3kW0K K KzLm1.111.07 1依据小链轮转速 n (r/min)和功率 P ” (kW)查图 5.26，选择滚10子链型号为，其节距 pmm。4. 确定实际中心距p z+ z L-z+ z 22p1 2- 8 z- z 221 2pa = L-4 p21 +2 mm中心距减小量 Da(0.0020.004)amm实际中心距 amm，取 a650 m

13、m，满足设计要求。 5验算链条速度n zv 1 1p 960 2112.7 m/s与原假设相符。60000600006. 求对轴的压力工作拉力 F1000 P vN，取 K ，于是压轴力F K FN。QQQ7. 润滑方式选择依据链速 v 和节距 p 查图 5.27，选择。8. 链轮构造设计略设计结果：滚子链GB1243.1-83，z ，z ，amm，12油浴或飞溅润滑，压轴力 F N。Q习题 6.1 习题 6.4试设计一闭式直齿圆柱齿轮传动，：传动比 i =4.5，输入转速 n =960r/min，1传递功率 P=10.2 kW；每天工作 16h，要求寿命 5 年每年按 250 个工作日计算；

14、对称布置，电机驱动，载荷有中等冲击按软、硬两种齿面进展设计。评价要点是否认真查表；是否知道两种工作力气的相对强弱；正确评价设计结果。解答参考说明：蓝色数据为第 2 方案，当两方案数据一样时，第 2 方案不单独列出。1. 确定材料与热处理方式考虑到该齿轮传动无特别要求，出于等强度和抗胶合的考虑，大小齿轮应有适当的硬度差。由表 6.1 确定材料组合如下：方案 1：小齿轮 45 钢调质，HBS；大齿轮 45 钢正火，HBS。方案 2：小齿轮 42SiMn 外表淬火，HRC；大齿轮 45 钢外表淬火，HRC。2. 确定许用应力MPa图 6.14、图 6.15 得sHlim1=(HBS)、(HRC=)，

15、sHlim2=(HBS)、(HRC=)。sFlim1=(HBS)、(HRC=)，sFlim2=(HBS)、(HRC=)。由表 6.5 取 S=，S=HminFmin使用寿命N =60n jL =11hN = N21/ i =由图 6.16 曲线 1：Z= ，Z=；由图 6.17 得：Y= Y= ，Y=N1N2N1N2STsHP1=s H lim1 ZN1 SH min=，sHP2=。sFP1=s FYYlim1 STN1 SF min=，sFP2=。3. 按齿面接触疲乏强度设计长期单向运转的闭式齿轮传动工作转矩 T =9.55106 P =Nmm1 1 n 1 Z =图 6.2，Z =表 6.

16、3，Z=p135，y= 表 6.8HE载荷系数 K= K K K Ked=Avab其中：K=表 6.2，K =p134，AvK = p134，K =p134。 Z3 sHEZZe 2*2KT(u + 1)1 *HP minyudbad =mm14. 初定齿轮参数由于是闭式齿轮传动，为降低制造本钱，提高工作平稳性，齿数可适当取大些。初取：z = ，z12= iz1=，于是 m= d1z =mm1查手册，取标准模数 m= ，则齿轮实际分度圆直径为：d = m z = mm 所需最小值，d = m z=mm；1122实际中心距 a =0.5(d1+ d )=mm2齿宽 b = b =yd d = m

17、m，b = b +5= mm2116校核齿根弯曲疲乏强度齿形系数 Y=，Y=；Fa1Fa2应力校正系数 Y=，Y=，Sa1Sa2并取 Y=p137，于是：es2KT=1 YYY =MPasF1bd m1Fa1Sa1eFP1s=sYFa2YSa2 =MPasF2F1YYFa1Sa1FP2齿根弯曲疲乏强度足够。由于齿面接触疲乏强度和齿根弯曲疲乏强度都满足要求，最终参数就取初步确定的参数。分析设计结果，可得到如下结论：硬齿面齿轮构造比软齿面齿轮紧凑，材料消耗少得多。因此在可能得状况下，应优先考虑使用硬齿面齿轮。习题 7.5试设计一长期连续工作的闭式蜗杆传动。：传递功率P =5.3 kW，传动比 i=

18、18.5，蜗杆轴转速 n1=1460r/min，载荷平稳，单向工作。要求工作寿命不低于 10000小时。评价要点：蜗杆传动类型选择；主要参数如齿数、中心距、变位系数、传动比 的正确匹配。解答参考1. 选择蜗杆传动类型因该蜗杆传动无特别的要求，本设计假定条件为一般精度、小批量生产，为降低生产本钱，拟用阿基米德蜗杆。2. 确定转矩 T2考虑到是动力传动且传动比不大，取 z= ，则 z= iz=，n= n /i =r/min，又由表 7.10，暂取效率h=，故12121PPhT =9.551062 =9.551061=r/min2nn223. 选择材料、确定许用应力和材料弹性系数方案 1：蜗杆 45

19、 钢外表淬火，HRC；蜗轮铸铝铁青铜；由表 7.6 查得s=MPa估量 vHPs m/s；由表 7.8：sFP=MPa；材料弹性系数：Z =p159。E方案 2：蜗杆 45 钢外表淬火，HRC；铸锡磷青铜，砂模。由表 7.7 查得 s ”=MPa；而 N =60 njLh=，故 K=HP8 107 / N=，s=s ”2K=MPa；HNHP由表 7.8：s ”=MPa，K=HPHN9 106 / N=，FPFNs=s ”FPFPKFN =MPa；材料弹性系数：Z=p159。E4. 按齿面接触疲乏强度设计1） 确定相关系数载荷系数：K= K K K= =，Avb其中：Kb= p159，KA=表

20、7.5，Kv=p159。2EHP接触系数：先假定 d1/a=，由图 7.7 得 Zr =。2确定中心距a 3 T K (Z rZ/ s)2方案 1：a =mm方案 2：a =mm取中心距 a =mm，依据 i =18.5 查表 7.2，m= 、d =1，d /a =1，初定 Z 适宜。r5确定主要参数与尺寸1） 蜗杆 蜗杆头数 z = ，轴向齿距 px =p m=，直径系数 q = d /m =，11a1齿顶圆直径 d=，齿根圆直径 d =，f1分度圆导程角 g =arctan(z1/q)=。22） 蜗轮 齿数 z =，分度圆直径 d =m z =，因标准中心距 a=mm，22实际中心距 a

21、=，变位系数 x =(2a-d - d )/2m=，喉圆直径212d= d 2h=，根圆直径 d = d -2h =mm。a22a2f22f25. 校核蜗轮齿根弯曲疲乏强度当量齿数 z= z /cos3g =，由图 7.8 查得 Y=z=、x =，v22Fa2v22螺旋角系数 Y=1-g /120=，于是b1.53KTs=2YY= s=或MPa，F2d d1m cosg2Fa2 bFP弯曲强度足够。6. 验算滑动速度sv=p d n / (60000cosg )=m/s11不难看出，两个方案都是可用的。假设承受方案 1，则实际滑动速度较估量值稍大，发生胶合失效的可能性要大些，应考虑增大散热冷却

22、的措施；假设承受方案 2， 则正常工作的概率要大些，但由于承受了锡磷青铜，本钱要高些。涉及的其它设计工作如：确定精度等级、热平衡计算、绘制蜗杆蜗轮工作图等， 此处略。习题 8.3依据工作条件，打算在轴的两端选用a =15的角接触球轴承，正装，轴颈直径d =35mm，工作中有中等冲击，转速 n=1860r/min。两轴承的径向负荷分别为R =3390N左轴承，R =1040N右轴承，外部轴向负荷 F=870N，作用方向指12A向左轴承。试确定轴承的工作寿命。解答参考说明：蓝色数据为第 2 方案，当两方案数据一样时，第 2 方案不单独列出。1. 确定根本额定动负荷和根本额定静负荷依据题目要求暂定型

23、号为：查手册得：Cr=kN，C0r=17.5kN。由表 8.6 查得：fp=中等冲击2. 计算轴承轴向力由表 8.7 查得 70000C 型轴承的派生轴向力为：S =R ，于是有S =N方向向右 S =N方向向左12因：S +F=+=S=N，可知轴承 2 压紧、轴承 1 放松，于是2AA = S111=N ，A = S - F21A=-=N3. 确定当量动负荷 P = f (x +y )ipii表 8.5，A /C10r=，线性查值得 e1；A /C20r=，线性查值得 e2。 A /R =e ， x =，y=；11111 A /R =e ， x =，y= 。22222于是：P1=+=NP =

24、+=N24. 寿命计算由于 P P ，所以轴承寿命取决于轴承 1，于是12106 Ce106 C3L=h60r =r =hnP60 1860P11结论：承受时轴承寿命为小时，承受则为小时。争辩题争辩题 1鼓轮P制动带baL带式制动器如以下图。鼓轮与制动带间的摩擦系数为m =0.28，制动带带宽60mm，带允许的最大拉力为 800N，鼓轮直径直径 D=300mm，L=500mm， a=150mm，b=280mm。试分析： 1打算该制动器最大制动力矩的因素是什么？2. 求鼓轮顺时针、逆时针转动时所需制动力 P 和制动力矩 T。3. 请转变设计使制动力 P 与鼓轮转动方向无关？争辩题 2：A 型V

25、带传递功率 P=2.33 kW单根，带轮直径d125 mm，转速1n =3000rpm，包角a1=150，带和带轮接触面的当量摩擦系数m =0.25，带的弹性模1量 E300MPa，不计摩擦损耗。请分析带的应力并提出设计带传动的合理建议。争辩题 3起重卷筒如以下图。钢丝绳的一端利用夹板由两个螺栓将其夹紧在卷筒上，钢丝绳与夹板、钢丝绳与卷筒之间的摩擦系数均为m ，摩擦牢靠性系数为k，螺f栓材料的许用应力为s ，起重量为 Q ，要求当重物处于最低位置时，钢丝绳在卷筒上照旧绕有两圈。试导出螺栓强度条件。争辩题 4两级传动如图。：z =z z ，设传动效率为 100%，三个123齿轮的材质完全一样。试分析： 哪个齿轮的接触强度最大？ 哪个齿轮的弯曲强度最低？ 假设齿轮 1 的切向力为 F ，轴向力为 F ，径向力为 F ，那么，tar轴所受的轴向力和径向力各为多少？