机械设计基础习题(西北工业大学版)5（定稿）

发布时间：2020-03-03 02:29:26 来源：范文大全收藏本文下载本文手机版

第九章

9-1.带传动中的弹性滑动与打滑有什么区别？对传动有何影响？影响打滑的因素有哪些？如何避免打滑？

解：由于紧边和松边的力不一样导致带在两边的弹性变形不同而引起的带在带轮上的滑动，称为带的弹性滑动，是不可避免的。打滑是由于超载所引起的带在带轮上的全面滑动，是可以避免的。

由于弹性滑动的存在，使得从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，使得传动效率降低。影响打滑的因素有：预紧力大小、小轮包角、当量摩擦因素。

避免打滑：及时调整预紧力，尽量使用摩擦因素大的、伸缩率小的皮带，对皮带打蜡。 9-3.试分析参数

1、D

1、i12的大小对带传动的工作能力有何影响？解：D1越小，带的弯曲应力就越大。

1 的大小影响带与带轮的摩擦力的大小，包角太小容易打滑（一般取1≥1200）

i12越大，单根V带的基本额定功率的增量就越大。

9-4.带和带轮的摩擦因数、包角与有效拉力有何关系？

ef1Fe，最大有效拉力Fec与张紧力F0、包角和摩擦系数f有关，增大解：Fec=2F0fe1F0、和f均能增大最大有效拉力Fec。

9-9.设计一由电动机驱动的普通V带减速传动，已知电动机功率P=7KW，转速n1=1440r/min，传动比i123，传动比允许偏差为±5%，双班工作，载荷平稳。

解：

1.计算功率Pca

查表得，KA=1.2，则Pca=KAP=1.278.4kW 2.选择带的截型

根据P9-9选定A型带。 ca8.4kW和n11440r/min查图3.确定带轮的基准直径D1和D2

参考图9-9和表9-3取小带轮的基准直径D1=100mm，大带轮的基准直径D2i12D1(1)3100(10.01)297mm。

查表取标准值D2315mm。

i123.15满足条件。

4．验算带的速度v vD1n16010001001440601000m/s7.54m/s

带速介于5~25m/s之间，合适。 5.确定中心距a和带的基准长度Ld

初定中心距为a0800mm.则带的基准长度Ld为

2(DD)1Ld2a(D1D2)224a 2(315100)[2800(100315)]mm2266.33mm24800按表9-2选取Ld=2240mm,则V带传动实际中心距为

aa0LdLd22402266.33(800)mm786.84mm 226.验算小带轮上的包角1

118007.带的根数z D2D131510057.30180057.30164.3401200(合适） a786.84根据表9-4a、b,当D1100mm,n11440r/min时，P时，P0=0.17kW.查表01.32kW,当i1239-5得K0.96;查表9-2得KL=1.06.则带的根数为

z取z=6

Pca8.45.54

(P0P0)KKL(1.320.17)0.961.068.确定带的张紧力F0 根据表9-1查得q=0.10kg/m F0500Pca2.55008.42.5(1)qv2[(1)0.107.542]N154.6N zvk67.540.969.计算压轴力FQ

164.340FQ2zF0sin26154.6sinN1837.9N

221

第十章

10-1.为避免槽轮在开始和终止转动时产生刚性冲击，设计时应注意什么问题？ 10-2.何谓槽轮机构的运动系数？为什么k必须大于零而小于1？k有何几何意义？

10-3.如图所示为自行车后轮轴上的棘轮机构，试分析当脚蹬踏板前进和不蹬踏板自由滑行时棘轮机构的工作过程。

第十一章

11-1.常用的连接有哪些类型？它们各有哪些优点？各适用于什么场合？

解：常用的连接有螺纹连接、键连接、销连接、铆钉连接、焊接、胶接、过盈配合连接以及型面连接等。

螺纹连接具有结构简单、装拆方便、连接可靠、互换性强等特点。

键连接具有结构简单、连接可靠、装拆方便等优点，在机械的轴类连接中应用。销连接主要用于确定零件间的相互位置，并可传递不大的载荷，也可用于轴和轮毂或其他零件的连接。

铆接具有工艺设备简单，工艺过程比较容易控制，质量稳定，铆接结构抗振、耐冲击，连接牢固可靠，对被连接件材料的力学性能没有不良影响等特点。在承受严重冲击或剧烈振动载荷的金属结构连接中应用。

焊接是具有结构成本低、质量轻，节约金属材料，施工方便，生产效率高，易实现自动化等特点。主要应用在五拆卸要求的对受力要求不太高的场合。

胶接具有连接后重量轻，材料利用率高，成本低，在全部胶接面上应力集中小，抗疲劳性能好，密封性和绝缘性好等特点。主要用于应力要求不高，对密封性要求较高的场合。 11-6.在螺纹连接中，为什么要采用防松装置？解：

11-8.平键的截面尺寸b×h和键的长度L如何确定？平键连接的失效形式是什么？如何进行强度校核？

解：b×h根据轴径d有表中查标准得。键长L按轮毂的长度确定，一般略短于轮毂长度，并符合标准中规定的长度系列。平键的主要失效形式是侧面工作面的压溃。按bsF4Tbs进行强度校核。 kldhl11-14.图示刚性联轴器用螺栓连接，螺栓性能等级为8.8，联轴器材料为铸铁（HT250），若传递载荷T=1500T·N。

1）采用4个M16的铰制孔用螺栓，螺栓光杆处的直径ds17mm，受压的最小轴向长度14mm，试校核其连接强度。

2）若采用M16的普通螺栓连接，当接合面摩擦因素f=0.15，安装时不控制预紧力，试确定所需螺栓数目（取偶数）。

解：1）FT150019354.8N D15510322bsb2.2250Mpa113.64Mpa 2.2sS640Mpa160Mpa 44F419354.8Mpa21.32Mpa 22zids4117F19354.820.33Mpabs zds41714bs其连接强度满足条件。 2）由sS640Mpa213.33Mpa 31.3Fpd124得，Fpd213.8352213.3341.341.324669.3N

由FpKFKSF1.319354.8得，zS6.8 zifFpif11390.510.15故取z=8 11-15.一钢制液压油缸，缸内油压p=4Mpa，油缸内径D=160mm（参看图11-12），沿凸缘圆周均布8个螺栓，装配时控制预紧力。试确定螺栓直径。解：1.确定单个螺栓的工作载荷F pD241602F10053.1N

4z482.确定螺栓的总拉伸载荷FQ

考虑到压力容器的密封性要求，取残余预紧力Fp1.6F，则

FQFFp2.6F26138.1N

3.求螺栓直径

选取螺栓性能等级为8.8，则s640Mpa.由式确定许用应力时需查找安全系数S，当不控制预紧力时，S与螺栓直径d有关，故需用试算法。由表暂取S=3（假定d=20mm），则螺栓许用应力为

螺栓小径为d1640Mpa256Mpa 2.541.3FQ41.326138.1mm13.00mm

256由表查得d=20mm时，d117.294mm13.00mm,能满足强度要求，且与原假设相符，故取M20合适。

第十二章

12-2.刚性联轴器与挠性联轴器的主要区别是什么？解：

刚性联轴器各零件及连接件都是刚性的，它们之间不能作相对运动，不具有补偿两轴相对位移的能力，用于刚性支承的场合。若两轴有偏移，将产生附加载荷，影响传动性能和使用寿命。

挠性联轴器分两种，一种是由可作相对移动的刚性件组成，用连接元件间的相对可动性来补偿被连接两轴之间的相对移动，用于弹性支承且载荷大的场合；另一种是连接件都是弹性的，通过连接件的弹性变形来补偿被连接两轴之间的相对移动，用于弹性支承需要缓冲和减振的场合。

12-5.试分析自行车“飞轮”中离合器的工作原理。

解：自行车后轮有个内棘轮机构，起到了离合器的作用，称为超越离合器,。工作原理是当链条带动棘轮的链齿外圈时，中心转轴上的棘爪通过弹簧与棘轮保持接触，棘爪将力矩传递给中心转轴，后轮就转动前进。当棘轮的转速低于中心转轴的转速，或骑车者停止脚踏时，棘爪能够在棘轮上滑动，超越外圈棘轮转速，此时就会听见发出的“嗒嗒”声响。

因为棘轮只能单向传递转矩，不能双向传递转矩，使得自行车具有正常行驶功能，不能后退行驶。因此也称为单向超越离合器.

第十三章

13-5.说明下列滚动轴承代号的意义：N208/P5,7321C，6101,30310，5207.

解：

N208/P5表示圆柱滚子轴承，宽度系列为0系列，直径系列为2系列，内径为40mm，5级公差等级；

7321C表示角接触球轴承，宽度系列为0系，直径系列为3系列，内径为105mm，公称接触角15，0级公差等级；

6101表示深沟球轴承，宽度系列为0系，直径系列为1系列，内径为12mm，0级公差等级； 30310表示圆锥滚子轴承，宽度系列为0系，直径系列为3系列，内径为50mm，0级公差等级；

5207表示推力球轴承，宽度系列为0系，直径系列为2系列，内径为35mm，0级公差等级；

13-8.试设计一提升机用非液体摩擦滑动轴承，已知每个轴承的径向载荷为210N，轴颈直径为100mm，转速为1200r/min.解：

1.选择轴承类型和轴瓦材料

因轴承承受径向载荷，并考虑使用条件，选用剖分式径向轴承。此轴承载荷大，转速高，根据表13-1选择轴瓦材料为ZPbSb16Sn16Cu2，其[p]=15Mpa,[v]=12m/s,[pv]=10Mpa·m/s 2.选取轴承宽径比

选取轴承宽径比B/d=1.0，则轴承宽度B=d=100mm.3.验算轴承工作能力轴承的p,pv,v分别为：

4F10000Mpa1MpaBd100100Fn100001200pvMPam/s6.28MPam/s

19100B19100100dn1001200vm/s6.283m/s601000601000p计算表明，p

13-10.根据设计要求，在某一轴上安装一对7000C轴承（如图所示），已知两个轴承的径向载荷分别为：Fr12000N,Fr21000N,外加轴向载荷FA880N，轴径d40mm，转速n5000r/min，常温下运转，有中等冲击，预期寿命Lh5000h，试选择轴承型号。

解：

1.初选轴承型号

根据轴径d40mm，选择轴承型号7208C，查机械设计手册得其基本额定动载荷C36.8KN,基本额定静载荷C025.8KN。

2.计算轴承

1、2的轴向载荷F

1、F2 7000C的接触角15，试取e0.4052 由表13-8查得轴承的派生轴向力为 0Fs1eFr10.40522000N810.4NFs2eFr20.40521000N405.2N

FAFs2880405.2N1285.2NFs1

可知轴承1为压紧端，两轴承的载荷分别为

Fa1FAFs2(880405.2)N1285.2NFa2Fs2405.2N3.计算轴承

1、2的当量动载荷

Fa11285.20.6426eFr12000Fa2405.20.4052eFr21000

由表13-7查得X10.44,由线性插值得 Y11.3018;X21,Y20.故当量动载荷为

P1X1Fr1Y1Fa10.4420001.30181285.22553.1NP2X2Fr2Y2Fa2110000405.21000N

4.计算所需的径向基本额定动载荷

因轴的结构要求两端选同样尺寸的轴承，而P1P2，故应以轴承1的当量动载荷P1为计算依据。因工作温度正常查表13-5得ft1；按中等冲击载荷，查表13-6取fP1.25。所以

1fPP260nLh11.252553.16050005000C1()3()3N36532.1N36.8KN 66ft10110故选择7208C轴承合适。

第十四章

14-4.指出图示中轴的结构有哪些不合理和不完善的地方，提出改进意见，并画出改进后的结构图。

14-5.图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器（z122,z277,z321,z478），由高速Ⅰ输入的功率P=40kW，转速n1590r/min，轴的材料为45钢。试按扭转强度计算三根轴的最小直径（不考虑摩擦损失）。

解：轴的材料为45钢查表14-1得=30~40MPa

n2n3z122n1590r/min168.6r/minz277z321n2168.6r/min45.4r/minz478

9.55106P39.5510640d13mm43.26mm0.2n10.2405909.55106P39.5510640d23mm65.67mm 0.2n20.240168.69.55106P39.5510640d33mm101.7mm0.2n30.24045.4取d1=45mm,d265mm,d3105mm14-6.试校核图示直齿圆柱齿轮轴的强度。已知传递功率P=10kw，转速n=200r/min，齿轮分度圆直径d=356mm，单向转动。轴的材料为40Cr调质处理，齿轮相对轴对称布置，轴的输出端装联轴器。

解：

1.求解径向力及各支点力，并画出弯矩图

T9.55106P109.55106Nmm477500Nmmn2002T2477500 FtN2682.58Nd356FrFttan2682.58tan20976.38NFnFr976.382854.7N sinsin20

1Fn1427.35N21FCnFn1427.35N 21MFn801427.3580Nmm114188Nmm2FAn22MeM2T11418820.6477500308417.17Nmm

2．强度校核

轴在B截面处的弯矩和扭矩最大为轴的危险截面，轴单下转动，扭矩可认为脉动循环变化，取折合系数a=0.6。轴的材料为45钢，调质处理，查表得60MPa

M2TW22MB2T0.1d3211418820.64775000.160232MPa14.3Mpa

MeM2T11418820.6477500308417.17Nmm所以轴的强度满足要求。 3.剪切强度校核

轴的材料为40Cr调质处理查表14-1得=40~52MPa

T9.55106P/n9.5510610/20026.2Mpa 33WT0.2d0.245故满足强度条件。

第十六章

16-2．为了提高动平衡效果，两平衡基面的位置及平衡质量的位置应如何选择？