機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)答案下.doc
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9-1答 退火:將鋼加熱到一定溫度,并保溫到一定時(shí)間后,隨爐緩慢冷卻的熱處理方法。主要用來消除內(nèi) 應(yīng)力、降低硬度,便于切削。 正火:將鋼加熱到一定溫度,保溫一定時(shí)間后,空冷或風(fēng)冷的熱處理方法??上齼?nèi)應(yīng)力,降低硬度,便 于切削加工;對一般零件,也可作為最終熱處理,提高材料的機(jī)械性能。 淬火:將鋼加熱到一定溫度,保溫一定時(shí)間后,浸入到淬火介質(zhì)中快速冷卻的熱處理方法??商岣卟牧系? 硬度和耐磨性,但存在很大的內(nèi)應(yīng)力,脆性也相應(yīng)增加。淬火后一般需回火。淬火還可提高其抗腐蝕性。 調(diào)質(zhì):淬火后加高溫回火的熱處理方法??色@得強(qiáng)度、硬度、塑性、韌性等均較好的綜合力學(xué)性能,廣泛 應(yīng)用于較為重要的零件設(shè)計(jì)中。 表面淬火:迅速將零件表面加熱到淬火溫度后立即噴水冷卻,使工件表層淬火的熱處理方法。主要用于中 碳鋼或中碳合金鋼,以提高表層硬度和耐磨性,同時(shí)疲勞強(qiáng)度和沖擊韌性都有所提高。 滲碳淬火:將工件放入滲碳介質(zhì)中加熱,并保溫一定時(shí)間,使介質(zhì)中的碳滲入到鋼件中的熱處理方法。適 合于低碳鋼或低碳合金鋼,可提高表層硬度和耐磨性,而仍保留芯部的韌性和高塑性。 9-2 解 見下表 9-3解查教材表 9-1,Q235的屈服極限 查手冊 GB706-88標(biāo)準(zhǔn),14號(hào)熱軋工字鋼的截面面積 則拉斷時(shí)所所的最小拉力為 9-4解 查教材表9-1,45鋼的屈服極限 許用應(yīng)力 把夾緊力 向截面中心轉(zhuǎn)化,則有拉力 和彎距 截面面積 抗彎截面模量 則最大夾緊力 應(yīng)力分布圖如圖所示 圖 9.3 題9-4解圖 9-5解 查手冊,查手冊退刀槽寬度 ,溝槽直徑 ,過渡圓角 半徑,尾部倒角 設(shè)所用螺栓為標(biāo)準(zhǔn)六角頭螺栓,對于 的螺栓,最 小中心距 ,螺栓軸線與箱壁的最小距離 。 9-6解 查手冊,當(dāng)圓軸 時(shí),平鍵的斷面尺寸為 且軸上鍵槽尺寸 、輪轂鍵 槽尺寸。 圖 9.5 題9-6解圖 9-7解 (1)取橫梁作為示力體,當(dāng)位于支承 右側(cè) 處時(shí) 由 得 由 得 由 得 由 得 ( 2)橫梁彎矩圖 圖 9.7 題9-7解圖 ( 3)橫梁上鉚釘組的載荷 力矩 水平分力 垂直分力 9-8解 水平分力在每個(gè)鉚釘上產(chǎn)生的載荷 垂直分力 在每個(gè)鉚釘上產(chǎn)生的載荷 力矩 在每個(gè)鉚釘上產(chǎn)生的載荷 各力在鉚釘上的方向見圖所示 圖 9.9 題9-8解圖 根據(jù)力的合成可知,鉚釘 1的載荷最大 9-9解 鉚釘所受最大載荷 校核剪切強(qiáng)度 校核擠壓強(qiáng)度 均合適。 9-10解 支承 可用鑄鐵HT200或鑄鋼ZG270-500。其結(jié)構(gòu)立體圖見圖。 圖 9.10 題9-10解圖 支承 的可能失效是回轉(zhuǎn)副的磨損失效,或回轉(zhuǎn)副孔所在橫截面處拉斷失效。 9-11解 ( 1)輪齒彎曲應(yīng)力可看成是脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。 ( 2)大齒輪循環(huán)次數(shù) ( 3)對應(yīng)于循環(huán)總次數(shù) 的疲勞極限能提高 提高了 1.24倍。 9-12答 由圖5-1可見,惰輪4的輪齒是雙側(cè)受載。當(dāng)惰輪轉(zhuǎn)一周時(shí),輪齒任一側(cè)齒根處的彎曲應(yīng)力的變化 規(guī)律:未進(jìn)入嚙合,應(yīng)力為零,這一側(cè)進(jìn)入嚙合時(shí),該側(cè)齒根受拉,并逐漸達(dá)到最大拉應(yīng)力,然后退出嚙 合,應(yīng)力又變?yōu)榱?。接著另一?cè)進(jìn)入嚙合,該側(cè)齒根受壓,并逐漸達(dá)到最大壓應(yīng)力,當(dāng)退出嚙合時(shí),應(yīng)力 又變?yōu)榱?。所以,惰?輪齒根部的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力。 9-13答 在齒輪傳動(dòng)中,輪齒工作面上任一點(diǎn)所產(chǎn)生的接觸應(yīng)力都是由零(該點(diǎn)未進(jìn)入嚙合)增加到一最 大值(該點(diǎn)嚙合),然后又降低到零(該點(diǎn)退出嚙合),故齒面表面接觸應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。 9-14解 ( 1)若支承可以自由移動(dòng)時(shí),軸的伸長量 ( 2)兩支承都固定時(shí),因軸的溫升而加在支承上的壓力 9-15 基孔制優(yōu)先配合為 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 ,試以基本尺寸為 繪制其公差帶圖。 圖 9.13 題9-15解圖 9-16答 (1)公差帶圖見題9-16解圖。 ( 2)、 均采用的是基軸制,主要是為了制造中減少加工孔用的刀具品種。 圖 9.15 題9-16解圖 10-1證明 當(dāng)升角與當(dāng)量摩擦角 符合 時(shí),螺紋副具有自鎖性。 當(dāng) 時(shí),螺紋副的效率 所以具有自鎖性的螺紋副用于螺旋傳動(dòng)時(shí),其效率必小于 50%。 10-2解 由教材表10-1、表10-2查得 ,粗牙,螺距 ,中徑 螺紋升角 ,細(xì)牙,螺距 , 中徑 螺紋升角 對于相同公稱直徑的粗牙螺紋和細(xì)牙螺紋中,細(xì)牙螺紋的升角較小,更易實(shí)現(xiàn)自鎖。 10-3解 查教材表10-1得 粗牙 螺距 中徑 小徑 螺紋升角 普通螺紋的牙側(cè)角 ,螺紋間的摩擦系數(shù) 當(dāng)量摩擦角 擰緊力矩 由公式 可得預(yù)緊力 拉應(yīng)力 查教材表 9-1得 35鋼的屈服極限 擰緊所產(chǎn)生的拉應(yīng)力已遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了材料的屈服極限,螺栓將損壞。 10-4解 (1)升角 當(dāng)量摩擦角 工作臺(tái)穩(wěn)定上升時(shí)的效率: ( 2)穩(wěn)定上升時(shí)加于螺桿上的力矩 ( 3)螺桿的轉(zhuǎn)速 螺桿的功率 ( 4)因 ,該梯形螺旋副不具有自鎖性,欲使工作臺(tái)在載荷 作用下等速下降, 需制動(dòng)裝置。其制動(dòng)力矩為 10-5解 查教材表9-1得 Q235的屈服極限 , 查教材表 10-6得,當(dāng)控制預(yù)緊力時(shí),取安全系數(shù) 由許用應(yīng)力 查教材表 10-1得 的小徑 由公式 得 預(yù)緊力 由題圖可知 ,螺釘個(gè)數(shù) ,取可靠性系數(shù) 牽曳力 10-6解 此聯(lián)接是利用旋轉(zhuǎn)中間零件使兩端螺桿受到拉伸 ,故螺桿受到拉扭組合變形。 查教材表 9-1得,拉桿材料Q275的屈服極限 , 取安全系數(shù) ,拉桿材料的許用應(yīng)力 所需拉桿最小直徑 查教材表 10-1,選用螺紋 ( )。 10-7解 查教材表 9-1得,螺栓35鋼的屈服極限 , 查教材表 10-6、10-7得螺栓的許用應(yīng)力 查教材表 10-1得, 的小徑 螺栓所能承受的最大預(yù)緊力 所需的螺栓預(yù)緊拉力 則施加于杠桿端部作用力 的最大值 10-8解 在橫向工作載荷 作用下,螺栓桿與孔壁之間無間隙,螺栓桿和被聯(lián)接件接觸表面受到 擠壓;在聯(lián)接接合面處螺栓桿則受剪切。 假設(shè)螺栓桿與孔壁表面上的壓力分布是均勻的,且這種聯(lián)接的預(yù)緊力很小,可不考慮預(yù) 緊力和螺紋摩擦力矩的影響。 擠壓強(qiáng)度驗(yàn)算公式為: 其中 ; 為螺栓桿直徑。 螺栓桿的剪切強(qiáng)度驗(yàn)算公式 其中 表示接合面數(shù),本圖中接合面數(shù) 。 10-9解 ( 1)確定螺栓的長度 由教材圖 10-9 a)得:螺栓螺紋伸出長度 螺栓螺紋預(yù)留長度 查手冊選取六角薄螺母 GB6172-86 ,厚度為 墊圈 GB93-87 16,厚度為 則所需螺栓長度 查手冊中螺栓系列長度,可取螺栓長度 螺栓所需螺紋長度 , 取螺栓螺紋長度 ( 2)單個(gè)螺栓所受橫向載荷 ( 3)螺栓材料的許用應(yīng)力 由表 9-1查得 被聯(lián)接件HT250的強(qiáng)度極限 查表 10-6取安全系數(shù) 被聯(lián)接件許用擠壓應(yīng)力 查教材表 9-1得 螺栓35鋼的屈服極限 , 查表 10-6得螺栓的許用剪切應(yīng)力 螺栓的許用擠壓應(yīng)力 ( 4)校核強(qiáng)度 查手冊,六角頭鉸制孔用螺栓 GB28-88 ,其光桿直徑 螺栓的剪切強(qiáng)度 最小接觸長度: 擠壓強(qiáng)度 所用螺栓合適。 10-10解 ( 1)每個(gè)螺栓所允許的預(yù)緊力 查教材表 9-1得 45鋼的屈服極限 , 查教材表 10-6、10-7得,當(dāng)不能嚴(yán)格控制預(yù)緊力時(shí),碳素鋼取安全系數(shù) 由許用應(yīng)力 查教材表 10-1得 的小徑 由公式 得 預(yù)緊力 ( 2)每個(gè)螺栓所能承擔(dān)的橫向力 由題圖可知 ,取可靠性系數(shù) 橫向力 ( 4)螺栓所需承擔(dān)的橫向力 ( 5)螺栓的個(gè)數(shù) 取偶數(shù) 。 在直徑為 155的圓周上布局14個(gè) 的普通螺栓,結(jié)構(gòu)位置不允許。 10-11解 ( 1)初選螺柱個(gè)數(shù) ( 2)每個(gè)螺柱的工作載荷 ( 3)螺柱聯(lián)接有緊密性要求,取殘余預(yù)緊力 ( 4)螺柱總拉力 ( 5)確定螺柱直徑 選取螺柱材料為 45鋼,查表9-1得 屈服極限 , 查教材表 10-6得,當(dāng)不能嚴(yán)格控制預(yù)緊力時(shí),暫時(shí)取安全系數(shù) 許用應(yīng)力 螺栓小徑 查教材表 10-1,取 螺栓( ),由教材表10-7可知取安全系數(shù) 是合 適的。 ( 6)確定螺柱分布圓直徑 由題 10-11圖可得 取。 ( 7)驗(yàn)證螺柱間距 所選螺柱的個(gè)數(shù)和螺柱的直徑均合適。 10-12解 ( 1)在力作用下,托架不應(yīng)滑移,設(shè)可靠性系數(shù) ,接合面數(shù) ,此時(shí)每個(gè) 螺栓所需的預(yù)緊力 ( 2)在翻轉(zhuǎn)力矩 作用下,此時(shí)結(jié)合面不應(yīng)出現(xiàn)縫隙。托架有繞螺栓組形心軸線O-O翻轉(zhuǎn)的趨勢,上 邊兩個(gè)螺栓被拉伸,每個(gè)螺栓的軸向拉力增大了 ,下邊兩個(gè)螺栓被放松,每個(gè)螺栓的軸向力減小了 ,則有力的平衡關(guān)系 ,故可得 為使上邊兩個(gè)螺栓處結(jié)合面間不出現(xiàn)縫隙,也即殘余預(yù)緊力剛為零,則所需預(yù)緊力 ( 3)每個(gè)螺栓所需總的預(yù)緊力 ( 4)確定螺栓直徑 選取螺栓材料為 35鋼,查教材表9-1屈服極限 , 查教材表 10-6得,當(dāng)不能嚴(yán)格控制預(yù)緊力時(shí),暫時(shí)取安全系數(shù) 許用應(yīng)力 螺栓小徑 查教材表 10-1,取 螺栓( ),由教材表10-7可知取安全系數(shù) 也是合適 的。 10-13解 (1)計(jì)算手柄長度 查手冊 ,梯形螺紋GB5796-86,公稱直徑,初選螺距 ,則中徑 , 小徑 螺紋升角 當(dāng)量摩擦角 所需的轉(zhuǎn)矩 則 ,手柄的長度 (2)確定螺母的高度 初取螺紋圈數(shù) ,則 螺母的高度 這時(shí) 處于1.2~2.5的許可范圍內(nèi)。 10-14解 選用梯形螺紋。 ( 1)根據(jù)耐磨性初選參數(shù) 初選 查表 10-8 螺旋副的許用壓強(qiáng) ,取 查手冊,選取梯形螺紋 GB5796-86,選取公稱直徑 ,中徑 ,小徑 , 螺距。 ( 2)初選螺母 初步計(jì)算螺母的高度 則螺栓與螺母接觸的螺紋圈數(shù) ,取 螺母的高度 系數(shù) ( 3)校核耐磨性 螺紋的工作高度 則螺紋接觸處的壓強(qiáng) 合適。 ( 4)校核螺桿的穩(wěn)定性 起重器的螺母端為固定端,另一端為自由端,故取 ,螺桿危險(xiǎn)截面的慣性半徑 ,螺桿的最大工作長度 ,則 螺桿的長細(xì)比 臨界載荷 取 安全系數(shù) ,不會(huì)失穩(wěn) ( 5)校核螺紋牙強(qiáng)度 對于梯形螺紋 對于青銅螺母 ,合適。 10-15解 ( 1)初選螺紋直徑 查手冊,選取梯形螺紋 GB5796-86,選取公稱直徑 ,中徑 ,小徑 , 螺距。 ( 2)驗(yàn)證其自鎖性 螺紋升角 當(dāng)量摩擦角 ,所以滿足自鎖條件。 ( 3)校核其耐磨性 設(shè) 螺栓與螺母參加接觸的螺紋圈數(shù) , 則 螺母的高度 , ,處于1.2~2.5的許可范圍內(nèi)。 螺紋的工作高度 則螺紋接觸處的壓強(qiáng) 查教材表 10-8,鋼對青銅許用壓強(qiáng) ,合適。 ( 4)校核螺桿強(qiáng)度 取 ,則所需扭矩 則危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度 對于 45 鋼正火,其許用應(yīng)力 ,故合適。 ( 5)校核螺桿的穩(wěn)定性 壓力機(jī)的螺母端為固定端,另一端為鉸支端,故取 ,螺桿危險(xiǎn)截面的慣性半徑 ,螺桿的最大工作長度 ,則螺桿的長細(xì)比 , 不會(huì)失穩(wěn)。 ( 6)校核螺紋牙強(qiáng)度 對于梯形螺紋 對于青銅螺母 ,合適。 ( 7 )確定手輪的直徑 由 得 10-16解 ( 1)選用A型平鍵,查教材表10-9,由軸的直徑 可得平鍵的截面尺寸 ,;由聯(lián)軸器及平鍵長度系列,取鍵的長度 。其標(biāo)記為:鍵 GB1096-79 ( 2)驗(yàn)算平鍵的擠壓強(qiáng)度 由材料表 10-10查得,鑄鐵聯(lián)軸器的許用擠壓應(yīng)力 A型鍵的工作長度 ,使用平鍵擠壓強(qiáng)度不夠,鑄鐵軸殼鍵槽將被壓潰。這時(shí)可使軸與聯(lián)軸器孔之間采用過盈配 合,以便承擔(dān)一部分轉(zhuǎn)矩,但其缺點(diǎn)是裝拆不便。也可改用花鍵聯(lián)接。 10-17解 ( 1)選擇花鍵 根據(jù)聯(lián)軸器孔徑 ,查手冊可知花鍵小徑 最接近,故選擇矩形花鍵的規(guī)格為 花鍵 GB1144-87 花鍵的齒數(shù) 、小徑 ,大徑 ,鍵寬 ,鍵長取 ,倒角 . ( 2)驗(yàn)算擠壓強(qiáng)度 取載荷不均勻系數(shù) 齒面工作高度 平均半徑 查教材表 10-11,在中等工作條件Ⅱ、鍵的齒面未經(jīng)熱處理時(shí),其許用擠壓應(yīng)力 , 故合適。 11-1 解 1)由公式可知: 輪齒的工作應(yīng)力不變,則 則,若 ,該齒輪傳動(dòng)能傳遞的功率 11-2解 由公式 可知,由抗疲勞點(diǎn)蝕允許的最大扭矩有關(guān)系: 設(shè)提高后的轉(zhuǎn)矩和許用應(yīng)力分別為 、 當(dāng)轉(zhuǎn)速不變時(shí),轉(zhuǎn)矩和功率可提高 69%。 11-3解 軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)應(yīng)分別驗(yàn)算其接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度。 ( 1)許用應(yīng)力 查教材表 11-1小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度:210~230HBS取220HBS;大齒輪ZG270-500正火硬 度:140~170HBS,取155HBS。 查教材圖 11-7, 查教材圖 11-10 , 查教材表 11-4取 , 故: ( 2)驗(yàn)算接觸強(qiáng)度,驗(yàn)算公式為: 其中:小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬 中心距 齒數(shù)比 則: 、 ,能滿足接觸強(qiáng)度。 ( 3)驗(yàn)算彎曲強(qiáng)度,驗(yàn)算公式: 其中:齒形系數(shù):查教材圖 11-9得 、 則 : 滿足彎曲強(qiáng)度。 11-4解 開式齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是磨損,目前的設(shè)計(jì)方法是按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),并將許用應(yīng)力 降低以彌補(bǔ)磨損對齒輪的影響。 ( 1)許用彎曲應(yīng)力 查教材表11-1小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度:210~230HBS取220HBS;大齒輪 45鋼正火硬度:170~210HBS,取190HBS。查教材圖11-10得 , 查教材表 11-4 ,并將許用應(yīng)用降低30% 故 ( 2)其彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式: 其中:小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 取齒寬系數(shù) 齒數(shù) ,取 齒數(shù)比 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 因 故將 代入設(shè)計(jì)公式 因此 取模數(shù) 中心距 齒寬 11-5解 硬齒面閉式齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是折斷,設(shè)計(jì)方法是按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),并驗(yàn)算其齒面接觸 強(qiáng)度。 ( 1)許用彎曲應(yīng)力 查教材表 11-1,大小齒輪材料40Cr 表面淬火硬度:52~56HRC,取54HRC。查教材圖11-10得 ,查材料圖11-7得 。查教材表11-4 , 因齒輪傳動(dòng)是雙向工作,彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán),應(yīng)將極限值乘 70%。 故 ( 2)按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),設(shè)計(jì)公式: 其中:小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 取齒寬系數(shù) 齒數(shù) ,取 齒數(shù)比 齒形系數(shù) 應(yīng)將齒形系數(shù)較大值代入公式,而齒形系數(shù)值與齒數(shù)成反比,將小齒輪的齒形系數(shù)代入設(shè)計(jì)公 式,查教材圖 11-9得 因此 取模數(shù) ( 3)驗(yàn)算接觸強(qiáng)度,驗(yàn)算公式: 其中:中心距 齒寬 ,取 滿足接觸強(qiáng)度。 11-6解 斜齒圓柱齒輪的齒數(shù)與其當(dāng)量齒數(shù) 之間的關(guān)系: ( 1)計(jì)算傳動(dòng)的角速比用齒數(shù) 。 ( 2)用成型法切制斜齒輪時(shí)用當(dāng)量齒數(shù) 選盤形銑刀刀號(hào)。 ( 3)計(jì)算斜齒輪分度圓直徑用齒數(shù)。 ( 4)計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)用當(dāng)量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)。 11-7解 見題11-7解圖。從題圖中可看出,齒輪1為左旋,齒輪2為右旋。當(dāng)齒輪1為主動(dòng)時(shí)按左手定 則判斷其軸向力 ;當(dāng)齒輪2為主動(dòng)時(shí)按右手定則判斷其軸向力 。 輪1為主動(dòng) 輪2為主動(dòng)時(shí) 圖 11.2 題11-7解圖 11-8解 見題11-8解圖。齒輪2為右旋,當(dāng)其為主動(dòng)時(shí),按右手定則判斷其軸向力方向 ;徑向力 總是指向其轉(zhuǎn)動(dòng)中心;圓向力 的方向與其運(yùn)動(dòng)方向相反。 圖 11.3 題11-8解圖 11-9解 ( 1)要使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反,則低速級(jí)斜齒輪3的螺旋經(jīng)方向應(yīng)與齒輪2的 旋向同為左旋,斜齒輪4的旋向應(yīng)與齒輪3的旋向相反,為右旋。 ( 2)由題圖可知:、 、 、 、 分度圓直徑 軸向力 要使軸向力互相抵消,則: 即 11-10解 軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)應(yīng)分別校核其接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度。 ( 1)許用應(yīng)力 查教材表 11-1小齒輪40MnB調(diào)質(zhì)硬度:240~280HBS取260HBS;大齒輪35SiMn調(diào)質(zhì)硬度:200~ 260HBS,取230HBS。 查教材圖 11-7: ; 查教材圖 11-10: ; 查教材表 11-4 取 , 故: ( 2)驗(yàn)算接觸強(qiáng)度,其校核公式: 其中:小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬 中心距 齒數(shù)比 則: 滿足接觸強(qiáng)度。 (3)驗(yàn)算彎曲強(qiáng)度,校核公式: 小齒輪當(dāng)量齒數(shù) 大齒輪當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 滿足彎曲強(qiáng)度。 11-11解 軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)應(yīng)按接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì),然后驗(yàn)算其彎曲強(qiáng)度: ( 1)許用應(yīng)力 查教材表 11-1小齒輪40MnB調(diào)質(zhì)硬度:240~280HBS取260HBS;大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度:210~ 230HBS,取220HBS。 查教材圖 11-7: ; 查教材圖 11-10: ; 查教材表 11-4 取 , 故: ( 2)按接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì),其設(shè)計(jì)公式: 其中:小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬系數(shù) 取 中心距 齒數(shù)比 將許用應(yīng)力較小者 代入設(shè)計(jì)公式 則: 取中心距 初選螺旋角 大齒輪齒數(shù) ,取 齒數(shù)比: 模數(shù) ,取 螺旋角 ( 3)驗(yàn)算其彎曲強(qiáng)度,校核公式: 小齒輪當(dāng)量齒數(shù) 大齒輪當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 滿足彎曲強(qiáng)度。 11-12解 由題圖可知: , 高速級(jí)傳動(dòng)比 低速級(jí)傳動(dòng)比 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 中間軸轉(zhuǎn)矩 輸出軸轉(zhuǎn)矩 11-13解 硬齒面閉式齒輪傳動(dòng)應(yīng)按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),然后驗(yàn)算其接觸強(qiáng)度。 ( 1)許用應(yīng)力 查教材表 11-1齒輪40Cr表面淬火硬度:52~56HRC取54HRC。 查教材圖 11-7: 查教材圖 11-10: 查教材表 11-4 取 , 故: ( 2)按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì),其設(shè)計(jì)公式: 其中:小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬系數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) ,取 齒數(shù)比: 分度圓錐角 小齒輪當(dāng)量齒數(shù) 大齒輪當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 則平均模數(shù): 大端模數(shù) 取 ( 3)校核其接觸強(qiáng)度,驗(yàn)算公式: 其中:分度圓直徑 錐距 齒寬 取 則: 滿足接觸強(qiáng)度。 11-14解 開式齒輪傳動(dòng)只需驗(yàn)算其彎曲強(qiáng)度 ( 1)許用彎曲應(yīng)力 查教材表 11-1小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度:210~230HBS取220HBS;大齒輪ZG310-570正火硬度:160~ 200HBS取190HBS。 查教材圖 11-10: ; 查教材表 11-4 取 , 故: ( 2)校核彎曲強(qiáng)度,驗(yàn)算公式: 其中:小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 分度圓錐角 小齒輪當(dāng)量齒數(shù) 大齒輪當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 分度圓直徑 錐距 齒寬系數(shù) 平均模數(shù) 則: 滿足彎曲強(qiáng)度。 11-15解 ( 1)圓錐齒輪2的相關(guān)參數(shù) 分度圓直徑 分度圓錐角 平均直徑 軸向力 ( 2)斜齒輪3相關(guān)參數(shù) 分度圓直徑 軸向力 ( 3)相互關(guān)系 因 得: (4)由題圖可知,圓錐齒輪2的軸向力 指向大端,方向向下;斜齒輪3的軸向力 方向指向上,轉(zhuǎn) 動(dòng)方向與錐齒輪2同向,箭頭指向右。齒輪3又是主動(dòng)齒輪,根據(jù)左右手定則判斷,其符合右手定則,故 斜齒輪3為右旋。 圖11.6 題11-16 解圖 11-16解 見題 11-16解圖。徑向力總是指向其轉(zhuǎn)動(dòng)中心;對于錐齒輪2圓周力與其轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同,對于斜齒輪3與其圓周力方向相反。 12-1解 :從例 12-1已知的數(shù)據(jù)有: , , , , , ,中心距 ,因此可以求得有關(guān)的幾何尺寸如下: 蝸輪的分度圓直徑: 蝸輪和蝸桿的齒頂高: 蝸輪和蝸桿的齒根高: 蝸桿齒頂圓直徑: 蝸輪喉圓直徑: 蝸桿齒根圓直徑: 蝸輪齒根圓直徑: 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距: 徑向間隙: 12-2 圖12.3 解 :( 1)從圖示看,這是一個(gè)左旋蝸桿,因此用右手握桿,四指 ,大拇指 ,可以 得到從主視圖上看,蝸輪順時(shí)針旋轉(zhuǎn)。(見圖12.3) ( 2)由題意,根據(jù)已知條件,可以得到蝸輪上的轉(zhuǎn)矩為 蝸桿的圓周力與蝸輪的軸向力大小相等,方向相反,即: 蝸桿的軸向力與蝸輪的圓周力大小相等,方向相反,即: 蝸桿的徑向力與蝸輪的徑向力大小相等,方向相反,即: 各力的方向如圖 12-3所示。 12-3 圖 12.4 解 :( 1)先用箭頭法標(biāo)志出各輪的轉(zhuǎn)向,如圖12.5所示。由于錐齒輪軸向力指向大端,因此可以判 斷出蝸輪軸向力水平向右,從而判斷出蝸桿的轉(zhuǎn)向?yàn)轫槙r(shí)針,如圖12.5所示。因此根據(jù)蝸輪和蝸桿的轉(zhuǎn) 向,用手握法可以判定蝸桿螺旋線為右旋。 ( 2)各輪軸軸向力方向如圖12.5所示。 12-4解 :( 1)根據(jù)材料確定許用應(yīng)力。 由于蝸桿選用 ,表面淬火,可估計(jì)蝸桿表面硬度 。根據(jù)表12-4, ( 2)選擇蝸桿頭數(shù)。 傳動(dòng)比 ,查表12-2,選取 ,則 ( 3 )確定蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩 取 ,傳動(dòng)效率 ( 4)確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 由表 12-1 查得 , , , , 。 ( 5)確定中心距 ( 6)確定幾何尺寸 蝸輪的分度圓直徑: 蝸輪和蝸桿的齒頂高: 蝸輪和蝸桿的齒根高: 蝸桿齒頂圓直徑: 蝸輪喉圓直徑: 蝸桿齒根圓直徑: 蝸輪齒根圓直徑: 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距: 徑向間隙: ( 7 )計(jì)算滑動(dòng)速度 。 符合表 12-4給出的使用滑動(dòng)速度 (說明:此題答案不唯一,只要是按基本設(shè)計(jì)步驟,滿足設(shè)計(jì)條件的答案,均算正確。) 12-5解 :一年按照 300天計(jì)算,設(shè)每千瓦小時(shí)電價(jià)為 元。依題意損耗效率為 ,因此 用于損耗的費(fèi)用為: 12-6解 (1)重物上升 ,卷筒轉(zhuǎn)的圈數(shù)為: 轉(zhuǎn); 由于卷筒和蝸輪相聯(lián), 也即蝸輪轉(zhuǎn)的圈數(shù)為 圈;因此蝸桿轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)數(shù)為: 轉(zhuǎn)。 ( 2)該蝸桿傳動(dòng)的蝸桿的導(dǎo)程角為: 而當(dāng)量摩擦角為 比較可見 ,因此該機(jī)構(gòu)能自鎖。 ( 3)手搖轉(zhuǎn)臂做了輸入功,等于輸出功和摩擦損耗功二者之和。 輸出功 焦耳; 依題意本題摩擦損耗就是蝸輪蝸桿嚙合損耗,因此嚙合時(shí)的傳動(dòng)效率 則輸入功應(yīng)為 焦耳。 由于蝸桿轉(zhuǎn)了 轉(zhuǎn),因此應(yīng)有: 即: 可得: 圖 12.6 12-7解 蝸輪的分度圓直徑: 蝸輪和蝸桿的齒頂高: 蝸輪和蝸桿的齒根高: 蝸桿齒頂圓直徑: 蝸輪喉圓直徑: 蝸桿齒根圓直徑: 蝸輪齒根圓直徑: 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距: 徑向間隙: 圖 12.7 12-8解 ,取 , ,則 則油溫 ,小于 ,滿足使用要求。 13-1解 ( 1 ) ( 2 ) = =2879.13mm ( 3 )不考慮帶的彈性滑動(dòng)時(shí), ( 4 )滑動(dòng)率 時(shí), 13-2解( 1 ) ( 2 ) = ( 3 ) = = 13-3解 由圖 可知 = 圖 13.6 題 13-3 解圖 13-4解 ( 1 ) = ( 2 )由教材表 13-2 得 =1400mm ( 3 ) 13-5解 由教材表 13-6 得 由教材表 13-4 得: △ =0.17kW, 由教材表 13-3 得: =1.92 kW, 由教材表 13-2 得: ,由教材表 13-5 得: 取 z=3 13-6解 由教材表 13-6 得 由圖 13-15 得選用 A 型帶 由教材表 13-3 得 選 初選 取 = =1979.03mm 由教材表 13-2 得 =2000mm 由教材表 13-3 得: =1.92 kW, 由教材表 13-4 得: △ =0.17kW 由教材表 13-2 得: ,由教材表 13-5 得: 取 z=4 13-7解 選用 A 型帶時(shí),由教材表 13-7 得, 依據(jù)例 13-2 可知: , =2240mm , a =757mm ,i =2.3 , 。 由教材表 13-3 得 =2.28 kW, 由教材表 13-4 得: △ =0.17kW, 由教材表 13-2 得: 取 z =5 由此可見,選用截面小的 A 型帶較截面大的 B 型帶,單根帶的承載能力減小,所需帶的根數(shù)增多。 13-8 解略。 13-9解 由教材表 13-9 得 p =15.875mm ,滾子外徑 15.875(0.54+cot =113.90mm 15.875(0.54+cot =276.08mm =493.43mm 13-10解 (1) 由圖 13-33得 查教材表 13-11,得 取 由式( 13-18)得 P ≤ ( 2 )由圖 13-33 得可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞 ( 3 ) 由圖 13-34 查得可用滴油潤滑。 13-11解 ( 1 )鏈輪齒數(shù) 假定 , 由教材表 13-10,取 , ,選 實(shí)際傳動(dòng)比 鏈輪節(jié)數(shù) 初選中心距 = 取 由教材表 13-13查得 取 估計(jì)此鏈傳動(dòng)工作位于圖 13-33所示曲線的左側(cè),由教材表13-11得 采用單排鏈, ≤ 由教材圖 13-33得當(dāng) =960r/min時(shí),08A鏈條能傳遞的功率 滿足要求,節(jié)距 p =12.7mm。 ( 4 )實(shí)際中心距 ( 5)驗(yàn)算鏈速 由式 13-19得 ,符合原來假定。 13-12解 ( 1)鏈速 v 由教材表 13-9得,10A型滾子鏈,其鏈節(jié)距p=15.875mm,每米質(zhì)量q=1kg/m,極限拉伸載荷(單 排)Q=21800N。 速度 ,故應(yīng)驗(yàn)算靜強(qiáng)度。 ( 2)緊邊拉力 離心拉力 由于是水平傳動(dòng), K y =7 ,則懸垂拉力 緊邊拉力 根據(jù)式( 13-19)可得所需極限拉伸載荷 所以選用 10A型鏈不合適。 14-1解 I 為傳動(dòng)軸, II 、 IV 為轉(zhuǎn)軸, III 為心軸。 14-2解 圓整后取 d=37 mm 。 14-3解 14-4解 按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算,即: 代入數(shù)值計(jì)算得: 。 14-5解 這兩個(gè)軸都是心軸,只承受彎矩。兩種設(shè)計(jì)的簡化圖如下: 圖 14.5 題 14-5 解圖 圖 14.6 ( a )中, 因?yàn)槭切妮S,故 ,查相關(guān)手冊得: ,則 考慮到鍵槽對軸的削弱,直徑再擴(kuò)大 4 % 。得: 圖 14.6 ( b )中, 14-6解 故 。 14-7解 由題可知 , , 若不計(jì)齒輪嚙合及軸承摩擦的功率損失,則 ( i = Ⅰ , Ⅱ ,Ⅲ ) 設(shè): ,則 , , 14-8解 1. 計(jì)算中間軸上的齒輪受力 中間軸所受轉(zhuǎn)矩為: 圖 14.8 題 14-8 解圖 2. 軸的空間受力情況如圖 14.8 ( a )所示。 3. 垂直面受力簡圖如圖 14.8 ( b )所示。 垂直面的彎矩圖如圖 14.8 ( c )所示。 4. 水平面受力簡圖如圖 14.8 ( d )所示。 水平面的彎矩圖如圖 14.8 ( e )所示。 B 點(diǎn)左邊的彎矩為: B 點(diǎn)右邊的彎矩為: C 點(diǎn)右邊的彎矩為: C 點(diǎn) 左 邊的彎矩為: 5. B 點(diǎn)和 C 點(diǎn)處的合成最大彎矩為: 6. 轉(zhuǎn)矩圖如圖 14.8 ( f )所示,其中 。 7 .可看出, B 截面為危險(xiǎn)截面,取 ,則危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩為: 查表得: ,則按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算軸 II 的直徑為: 考慮鍵槽對軸的削弱,對軸直徑加粗 4% 后為: 14-9解 該題求解過程類似于題 14-8 。在此略。 14-10解 鋼的切變模量 ,按扭轉(zhuǎn)剛度要求計(jì)算,應(yīng)使 即 14-11解 1. 求該空心軸的內(nèi)徑 空心軸的抗扭截面模量 實(shí)心軸的抗扭截面模量 令 ,即 解得 圓整后取 。 2 .計(jì)算減輕重量的百分率 實(shí)心軸質(zhì)量=密度體積 空心軸質(zhì)量 空心軸減輕重量的百分率為 42.12% 。 15-1答 滑動(dòng)軸承按摩擦狀態(tài)分為兩種:液體摩擦滑動(dòng)軸承和非液體摩擦滑動(dòng)軸承。 液體摩擦滑動(dòng)軸承:兩摩擦表面完全被液體層隔開,摩擦性質(zhì)取決于液體分子間的粘性阻力。根據(jù)油 膜形成機(jī)理的不同可分為液體動(dòng)壓軸承和液體靜壓軸承。 非液體摩擦滑動(dòng)軸承:兩摩擦表面處于邊界摩擦或混合摩擦狀態(tài),兩表面間有潤滑油,但不足以將兩 表面完全隔離,其微觀凸峰之間仍相互搓削而產(chǎn)生磨損。 15-2解 ( 1)求滑動(dòng)軸承上的徑向載荷 ( 2)求軸瓦寬度 ( 3)查許用值 查教材表 15-1,錫青銅的 , ( 4)驗(yàn)算壓強(qiáng) ( 5)驗(yàn)算 值 15-3解 (1)查許用值 查教材表 15-1,鑄錫青銅ZCuSn10P1的 , ( 2)由壓強(qiáng) 確定的徑向載荷 由 得 ( 3)由 值確定的徑向載荷 得 軸承的主要承載能力由 值確定,其最大徑向載荷為 。 15-4解 ( 1)求壓強(qiáng) ( 5)求 值 查表 15-1,可選用鑄鋁青銅ZCuAl10Fe3 , 15-5證明 液體內(nèi)部摩擦切應(yīng)力 、液體動(dòng)力粘度 、和速度梯度之間有如下關(guān)系: 軸頸的線速度為 ,半徑間隙為 ,則 速度梯度為 磨擦阻力 摩擦阻力矩 將 、 代入上式 16-1解 由手冊查得6005 深溝球軸承,窄寬度,特輕系列,內(nèi)徑 ,普通精度等級(jí)(0級(jí))。 主要承受徑向載荷,也可承受一定的軸向載荷;可用于高速傳動(dòng)。 N209/P6 圓柱滾子軸承,窄寬度,輕系列,內(nèi)徑 ,6級(jí)精度。只能承受徑向載荷,適用 于支承剛度大而軸承孔又能保證嚴(yán)格對中的場合,其徑向尺寸輕緊湊。 7207CJ 角接觸球軸承,窄寬度,輕系列,內(nèi)徑 ,接觸角 ,鋼板沖壓保持架,普 通精度等級(jí)。既可承受徑向載荷,又可承受軸向載荷,適用于高速無沖擊, 一般成對使用,對稱布置。 30209/P5 圓錐滾子軸承,窄寬度,輕系列,內(nèi)徑 ,5級(jí)精度。能同時(shí)承受徑向載荷 和軸向載荷。適用于剛性大和軸承孔能嚴(yán)格對中之處,成對使用,對稱布置。 16-2解 室溫下工作;載荷平穩(wěn) ,球軸承 查教材附表 1, ( 1)當(dāng)量動(dòng)載荷 時(shí) 在此載荷上,該軸承能達(dá)到或超過此壽命的概率是 90%。 ( 2)當(dāng)量動(dòng)載荷 時(shí) 16-3解 室溫下工作 ;載荷平穩(wěn) ,球軸承 當(dāng)量動(dòng)載荷 查教材附表1,可選用軸承6207(基本額定動(dòng)載荷 )。 16-4解 (1)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 查手冊, 6313的 , ,查教材表16-12,并插值可得 ,所以 , 當(dāng)量動(dòng)載荷 ( 2)計(jì)算所需基本額定動(dòng)載荷 查教材表 16-9,室溫下工作 ;查教材表16-10有輕微沖擊 ,球軸承 因所需的 ,所以該軸承合適。 16-5解 選擇軸承型號(hào) 查教材表 16-9,工作溫度125℃時(shí), ;載荷平穩(wěn), 選用球軸承時(shí), 查教材附表 1,根據(jù) 和軸頸 ,可選用球軸承6408(基本額定動(dòng)載荷 ). 選用滾子軸承時(shí), 查教材附表 1,根據(jù) 和軸頸 ,可選用圓柱滾子軸承N208(基本額定動(dòng)載荷 )。 ( 2)滾子軸承的載承能力較大,并查手冊可知其徑向尺寸小。 16-6解 ( 1)按題意,外加軸向力 已接近 ,暫選 的角接觸軸承類型70000AC。 ( 2)計(jì)算軸承的軸向載荷 (解圖見16.4b) 由教材表 16-13查得,軸承的內(nèi)部派生軸向力 ,方向向左 ,方向向右 因 , 軸承 1被壓緊 軸承 2被放松 ( 3)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 查教材表 16-12, ,查表16-12得 , 查表16-12得 , ( 3)計(jì)算所需的基本額定動(dòng)載荷 查教材表 16-9,常溫下工作, ;查教材表16-10,有中等沖擊,取 ;球軸承時(shí), ;并取軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷為計(jì)算依據(jù) 查手冊,根據(jù) 和軸頸 ,選用角接觸球軸承7308AC合適(基本額定動(dòng)載荷 )。 16-7 根據(jù)工作要求,選用內(nèi)徑 的圓柱滾子軸承。軸承的徑向載荷 ,軸的轉(zhuǎn)速 ,運(yùn)轉(zhuǎn)條件正常,預(yù)期壽命 ,試選擇軸承型號(hào)。 解 正常條件下, ; ;滾子軸承 當(dāng)量動(dòng)載荷 查手冊,根據(jù) 和軸頸 ,選用圓柱滾子軸承N310(基本額定動(dòng)載荷 )。 16-8解 (1)求斜齒輪上的作用力 齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒輪的分度圓直徑 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 由圖可知 ,斜齒輪為右旋,主動(dòng)小齒輪,順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)時(shí)其軸向力指向右 ( 2)求軸承徑向載荷 假設(shè)小齒輪與大齒輪的嚙合點(diǎn)位于小齒輪的上端。 圖16.12 題16-8解圖1 垂直方向 水平方向 左端軸承 1的徑向載荷 右端軸承 2的徑向載荷 ( 3)求軸承的派生軸向力 現(xiàn)已知 、 、 (向右) 查教材附表 3,圓錐滾子軸承30206的接觸角 (向右) (向左) ( 4)求軸承的軸向力 因 向右、 向右、 向左 圖16.13 題16-8解圖2 左端軸承 1被放松 右端軸承 2被壓緊 ( 5)求當(dāng)量動(dòng)載荷 查教材表 16-12 圓錐滾子軸承 ,查表16-12得 , 查表16-12得 , ( 6)求軸承的基本額定壽命 正常條件下, ; ;滾子軸承 ,查教材附表3,圓錐滾子軸承30206的 當(dāng)量動(dòng)載荷取 17-1解 1)選擇型號(hào):因此類機(jī)組一般為中小型,所需傳遞的功率中等,直流發(fā)電機(jī)載荷平穩(wěn),軸的 彎曲變形較小,聯(lián)接之后不再拆動(dòng),故選用傳遞轉(zhuǎn)矩大、結(jié)構(gòu)簡單的固定式剛性聯(lián)軸器,如凸緣聯(lián)軸器。 2)按傳遞最大功率求計(jì)算轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩 。 由教材表 17-1查得,當(dāng)工作機(jī)為發(fā)電機(jī)時(shí)的工作情況系數(shù)。則計(jì)算轉(zhuǎn)矩 根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩、軸的轉(zhuǎn)速 、外伸軸直徑d=45mm查手冊,可用標(biāo)準(zhǔn)GB5843- 1986鉸制孔型凸緣聯(lián)軸器 YL9。其許用轉(zhuǎn)矩為 ,許用最大轉(zhuǎn)速 。其 他主要尺寸:螺栓孔中心所在圓直徑 ,6只M10 螺栓。 17-2解 ( 1)選擇型號(hào):因汽輪發(fā)電機(jī)組的轉(zhuǎn)子較重,傳遞的轉(zhuǎn)矩特大,軸有一定的彎曲變形,工作 環(huán)境為高溫高壓蒸汽,軸有伸長,故選用耐溫的齒式聯(lián)軸器。 ( 2)求計(jì)算轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩 。 由教材表 17-1,當(dāng)工作機(jī)為發(fā)電機(jī)原動(dòng)機(jī)為汽輪機(jī)時(shí)的工作情況系數(shù)仍可取 。則計(jì)算轉(zhuǎn)矩 根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩、軸的轉(zhuǎn)速 、外伸軸直徑d=120mm查手冊,可用標(biāo)準(zhǔn)ZB19012- 1989GCLD型鼓型齒式聯(lián)軸器GCLD7。其許用轉(zhuǎn)矩為 ,許用最大轉(zhuǎn)速 。 17-3 圖 17.2 題17-3圖 圖17.3 題17-3解圖 解 可選用一超越離合器,如圖 17.3所示。電動(dòng)機(jī)1和電動(dòng)機(jī)2的轉(zhuǎn)速是相同的,但電動(dòng)機(jī)1經(jīng)過蝸桿蝸 輪傳動(dòng)后,轉(zhuǎn)速降至 ,并有 。當(dāng)兩電機(jī)同時(shí)開動(dòng)時(shí),因 ,超越離合器松開, 傳不到 軸上, 軸由電機(jī)2帶動(dòng)。若電動(dòng)機(jī)1開動(dòng)后,再停止電動(dòng)機(jī)2,那么當(dāng)電動(dòng)機(jī)2停止轉(zhuǎn)動(dòng) 時(shí), ,,超越離合器被滾珠楔緊帶動(dòng) 軸旋轉(zhuǎn)。所以任何時(shí)間都不會(huì)卡死。 17-4 圖 17.4 題17-4圖 解 ( 1)求計(jì)算轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩 。 由教材表 17-1查得,當(dāng)工作機(jī)為車床時(shí)的工作情況系數(shù) 。則計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ( 2)求摩擦面數(shù)目 由教材式( 17-7) 得 由教材表 17-2查得 ,并將 、 、 、 代入上式 得 摩擦面數(shù)應(yīng)為 10。主動(dòng)摩擦片為6片,從動(dòng)摩擦片為5片時(shí),摩擦面數(shù) 即可實(shí)現(xiàn)。 ( 3)驗(yàn)算壓強(qiáng) 查教材表 17-2,取 合適。 17-5 答 :自行車從動(dòng)鏈輪與內(nèi)棘輪 3相固聯(lián),棘爪4通過彈簧始終與棘齒嚙合。當(dāng)腳蹬踏板順時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),經(jīng) 主動(dòng)鏈輪1、鏈條2帶動(dòng)從動(dòng)鏈輪3順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng),再通過棘爪4使后輪軸5順時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng),驅(qū)動(dòng)自行車前行。自 行車前進(jìn)時(shí),如果腳踏板不動(dòng),從動(dòng)鏈輪(內(nèi)棘輪)不轉(zhuǎn),后輪軸5便超越內(nèi)棘輪3而轉(zhuǎn)動(dòng),棘爪4在棘輪 齒背上滑過,從而實(shí)現(xiàn) 圖17.5 題17-5解圖不蹬腳踏板的自行滑行。 17-6 圖 17.6 題17-6圖 解 自動(dòng)離心離合器的工作原理是:活動(dòng)瓦塊在離心慣性力的作用下克服彈簧拉力壓緊鼓輪內(nèi)壁,當(dāng)輸入 軸轉(zhuǎn)速達(dá)到一定值時(shí),壓緊力所產(chǎn)生的摩擦力矩克服外力矩后,離合器處于接合狀態(tài)。故離合器所能傳遞 的轉(zhuǎn)矩與軸的轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系是: 則: 當(dāng)輸入軸的角速度為 時(shí),傳遞轉(zhuǎn)矩 18-1解 1)彈簧絲最大剪應(yīng)力取 時(shí)對應(yīng)著最大工作載荷 由彈簧的材料、載荷性質(zhì)查教材 表18-1得;由彈簧絲直徑 查教材表18-2得 。故 由式( 18-2)可解得最大工作載荷 將 ,及由教材圖18-6查得 代入上式,得 在 作用下的變形量 即為最大變形量,由式(18-4)得 2)采用端部磨平結(jié)構(gòu)時(shí),設(shè)兩端各有3/4圈并緊,其有效圈數(shù)為 圈 則其并緊高度 將 代入自由高度計(jì)算式,得其自由高度 3)驗(yàn)算穩(wěn)定性 符合穩(wěn)定性要求。 18-2解 ( 1)初選彈簧絲直徑 根據(jù)對結(jié)構(gòu)尺寸的限制條件,此彈簧的內(nèi)徑應(yīng) ,彈簧外徑應(yīng) ,故彈簧絲直徑 ,初選 ( 2)確定許用應(yīng)力 彈簧用碳素鋼絲 組制造,承受沖擊載荷,由教材表18-1、表18-2查得 ( 3)確定彈簧絲直徑 由式( 18-2)可解得 因 ,取 ,則 ,查教材圖18-6得 ,將各值 代入上式,得 說明取 的碳素鋼絲滿足強(qiáng)度要求。 ( 4)確定彈簧有效圈數(shù) 由式( 18-5)得 將彈簧的剛度 代入上式,得 圈,取 圈 ( 5)計(jì)算彈簧的其他尺寸 彈簧內(nèi)徑: 彈簧外徑: 彈簧間距: , 彈簧節(jié)距: 螺旋升角: 彈簧總?cè)?shù): 兩端各并緊 3/4圈磨平,則 圈 彈簧絲的展開長度: 自由高度: 安裝高度: ( 6)驗(yàn)算彈簧的穩(wěn)定性 符合穩(wěn)定性要求。 18-3解 1)彈簧儲(chǔ)存的變形能為: 由題意可知 , , ,代入上式可得 則彈簧剛度: 2)由 ,查教材表18-1得 代入式(18-2)得 說明此彈簧的強(qiáng)度足夠。 3)彈簧的有效圈數(shù): 圈 18-4解 1)由彈簧的材料、載荷性質(zhì)查教材表18-1得 ,且 彈簧中徑 由旋繞比 ,查教材表18-1得 則極限載荷 由于 ,所以在最大工作載荷 作用時(shí)彈簧不會(huì)拉斷。 2)由式(18-5)得彈簧剛度 則彈簧的工作行程 18-5解 1)計(jì)算初拉力 由彈簧的剛度公式可得 將已知數(shù)據(jù)代入上式: 得: 2)因兩根彈簧的尺寸完全相同,故其剛度也完全相同 沒有初拉力的彈簧在 時(shí)的伸長量: 故此時(shí)彈簧高度 18-6解 (1)初選彈簧絲直徑 。 ( 2)確定材料的許用應(yīng)力 由題意知彈簧材料為碳素彈簧,載荷性質(zhì)為靜載,按Ⅲ類載荷計(jì)算,查教材表 18-1及表18-2得 ( 3)初估彈簧中徑 ,由彈簧中徑標(biāo)準(zhǔn)系列可取 。 ( 4)根據(jù)彈簧強(qiáng)度確定彈簧絲直徑 由式( 18-2)可解得 由 ,查教材圖18-6得 ,將各值代入上式得 說明取 的碳素鋼絲滿足強(qiáng)度要求。 ( 5)確定彈簧有效圈數(shù) 由式( 18-5)得 將彈簧的剛度 代入上式,得 圈 ( 5)計(jì)算彈簧的其他尺寸 彈簧內(nèi)徑: 彈簧外徑: 彈簧間距: ,取 彈簧節(jié)距: 螺旋升角: (在5~9之間) 彈簧總?cè)?shù): 兩端各并緊 3/4圈磨平,則 圈 彈簧絲的展開長度: 自由高度: ( 6)驗(yàn)算彈簧的穩(wěn)定性 在彈簧內(nèi)部有導(dǎo)向桿的條件下 , 雖高徑比略高出許用值,也可滿足穩(wěn)定性。 (7)討論 本解選用的材料是Ⅲ組碳素彈簧鋼絲,其許用應(yīng)力較小,在此條件下,設(shè)計(jì)出的彈簧體積可能不是最 優(yōu)的。若選用強(qiáng)度好的Ⅰ或Ⅱ組碳素彈簧鋼絲,尺寸會(huì)更小,更符合本題意。 18-7解 1)選取彈簧旋繞比 ,則 當(dāng)門轉(zhuǎn)到 180時(shí),彈簧承受最大轉(zhuǎn)矩 ,由式(18-8)得 將 及 代入上式,得 取彈簧絲直徑 ,則 彈簧中徑 ,符合彈簧中徑標(biāo)準(zhǔn)系列。 2)計(jì)算彈簧的有效圈數(shù) 因初始轉(zhuǎn)矩 ,則 由式( 18-9)可得 ,取 圈 3)所需初始扭轉(zhuǎn)角- 1.請仔細(xì)閱讀文檔,確保文檔完整性,對于不預(yù)覽、不比對內(nèi)容而直接下載帶來的問題本站不予受理。
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