機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)復(fù)習(xí).doc

解：-4-5組成定軸輪系 1-2-3-H（5）組成周轉(zhuǎn)輪系 由定軸輪系 解得 由周轉(zhuǎn)輪系 解得例3-1 如圖所示，用8個(gè)6.8級(jí)普通螺栓和兩塊鋼制夾板將鋼板1、2聯(lián)接起來(lái)。已知作用于鋼板上的橫向載荷，結(jié)合面摩擦因數(shù)，安全系數(shù)，取可靠性系數(shù)，試確定所需螺栓的小徑至少應(yīng)為多少？解：1) 由靜力平衡條件確定每個(gè)螺栓的預(yù)緊力 顯然，這里，每個(gè)螺栓的預(yù)緊力 2) 確定螺栓的許用應(yīng)力 由6.8級(jí)螺栓已知條件，可推斷其公稱抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)，于是許用應(yīng)力 3) 確定螺栓的小徑所需螺栓的小徑 解題要點(diǎn) 正確解題的關(guān)鍵有四點(diǎn)：（1）判定聯(lián)接受力模型類型 該螺栓組屬于典型的“受橫向工作載荷的普通螺栓聯(lián)接”，即聯(lián)接在工作前后螺栓始終只受預(yù)緊力的作用。（2）螺栓組的受力分析 這里受力分析的關(guān)鍵是要能看出螺栓數(shù)目，而不是。（3）許用應(yīng)力的確定 為要確定許用應(yīng)力，這里的關(guān)鍵問(wèn)題是要掌握螺栓性能等級(jí)代號(hào)的含義。當(dāng)然，許用應(yīng)力與極限應(yīng)力和安全系數(shù)之間的關(guān)系也必須清楚。（4）強(qiáng)度公式 受拉緊螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算公式，關(guān)鍵不要丟掉系數(shù)“1.3”。例3-2 擬用四個(gè)普通六角頭螺栓將一鋼制托板固定在立柱上，布置方案如圖所示。已知圖中mm，mm，作用于托板上的力N。設(shè)結(jié)合面摩擦因數(shù)，螺栓的許用應(yīng)力MPa，取可靠性系數(shù)。試確定受力最大螺栓并選擇恰當(dāng)?shù)拇盅缆菟ù?hào)。普通粗牙螺紋徑向尺寸見(jiàn)表3-1。表3-1 普通粗牙螺紋徑向尺寸見(jiàn)表公稱直徑68101216202430中徑5350718890261086314701183762205127721小徑4917664783761010613835172942075226211解 1) 螺栓組的受力分析如下圖所示為將力向螺栓組形心簡(jiǎn)化的等效受力分析圖。顯然，在將移向點(diǎn)的同時(shí)，必然有轉(zhuǎn)矩 于是，就把問(wèn)題轉(zhuǎn)化為一受橫向力和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用的螺栓組聯(lián)接了。 在力的作用下，托板有向下移動(dòng)的趨勢(shì)，每個(gè)螺栓所受載荷均等，方向均指向下方。設(shè)由引起每個(gè)螺栓的載荷依次為，則 在轉(zhuǎn)矩作用下，托板有繞螺栓組形心順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)的趨勢(shì)，每個(gè)螺栓所受載荷的方向即托板在螺栓處轉(zhuǎn)動(dòng)趨勢(shì)的指向。設(shè)由轉(zhuǎn)矩引起的每個(gè)螺栓的載荷依次為，則綜合考慮橫向力和轉(zhuǎn)矩兩種載荷的作用，則不難發(fā)現(xiàn)螺栓2、3所受載荷較大，這是由于其載荷之間夾角較小的緣故。顯然，本題中螺栓2、3兩載荷之間的夾角均應(yīng)為。于是，由平行四邊形性質(zhì)和余弦定理，可求得螺栓2、3所受載荷的合力 2) 確定螺栓的預(yù)緊力 3) 由強(qiáng)度條件確定螺栓的危險(xiǎn)截面直徑 查普通粗牙螺紋徑向尺寸表3-1，取螺栓M20。例5-2 由錐齒輪-斜齒圓柱齒輪組成的二級(jí)減速傳動(dòng)如圖所示，已知?jiǎng)恿妮S輸入，并要求輸出軸按圖示方向回轉(zhuǎn)。試進(jìn)行以下分析：1)畫(huà)出輸入軸的轉(zhuǎn)向2)確定齒輪3、4的輪齒左、右旋向，要求軸上兩齒輪所受軸向力可以相互抵消一部分。3)標(biāo)出齒輪2、3所受各分力的方向例9-1 錐齒輪減速器主動(dòng)軸采用一對(duì)30206圓錐滾子軸承如圖,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(gè)分力，F(xiàn)T=1300N，F(xiàn)R=400N，F(xiàn)A=250N，軸承工作時(shí)受有中等沖擊載荷（可取沖擊載荷系數(shù)），工作溫度低于1000C，要求使用壽命不低于12000h，試校驗(yàn)軸承是否合用。（注：30206，派生軸向力，e=0.37。當(dāng)，X=0.4，Y=1.6；當(dāng)，X=1，Y=0?；绢~定動(dòng)載荷Cr=43.2103N。）解：（1）計(jì)算滾動(dòng)軸承上的徑向載荷、此題沒(méi)有直接給出滾動(dòng)軸承上的載荷，因此需通過(guò)軸系的受力分析求出軸承上的載荷。軸系的載荷是錐齒輪上的三個(gè)分力，求支反力時(shí)要分平面，且徑向力與軸向力在一個(gè)平面里。1）錐齒輪平均半徑rm2）水平面支反力，如下圖所示。N=650N3）垂直面支反力N=87.5N4）軸承上的徑向載荷軸承1 軸承2 （2）計(jì)算軸承上的軸向載荷、滾動(dòng)軸承的配置為背對(duì)背，派生軸向力的方向如圖所示。2）計(jì)算軸向載荷可以判斷軸承1為壓緊端，軸承2為放松端。于是（3）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷、因e=0.37，則，則取（4）計(jì)算軸承的壽命計(jì)算結(jié)果表明，所選軸承符合要求。例9-2 如圖所示為渦輪軸系的結(jié)構(gòu)圖，已知渦輪軸上的軸承采用脂潤(rùn)滑，外伸端裝有半聯(lián)軸器。試指出圖中的錯(cuò)誤，并指出其正確結(jié)構(gòu)圖。解 該軸系存在的錯(cuò)誤如圖所示。（1）軸上定位零件的定位及固定圖中1：安裝蝸輪的軸頭長(zhǎng)度應(yīng)小于輪轂寬度，以使蝸輪得到可靠的軸向定位。（2）裝拆與調(diào)整圖中2：軸承端蓋與機(jī)體之間無(wú)調(diào)整墊片，無(wú)法調(diào)整軸承間隙。圖中3：左軸承內(nèi)側(cè)軸肩過(guò)高無(wú)法拆卸。圖中4：與右軸承配合處的軸頸過(guò)長(zhǎng)，軸缺少臺(tái)階，軸承拆裝不方便。圖中5：整體式箱體不便軸系的拆裝。（3）轉(zhuǎn)動(dòng)件與靜止件的關(guān)系圖中6：聯(lián)軸器為轉(zhuǎn)動(dòng)件，不能用端蓋作軸向固定，應(yīng)用軸肩定位。圖中7：軸與右軸承蓋（透蓋）不應(yīng)接觸。（4）零件的結(jié)構(gòu)工藝性圖中8：為便于加工，軸上安裝蝸輪處的鍵槽應(yīng)與安裝聯(lián)軸器處的鍵槽開(kāi)在同一母線上。圖中9：聯(lián)軸器上的鍵槽與鍵之