13-1 是非题
1.√;2.√;3.×;4.×;5.×;6.×;7.√;8.√;9.√;10.√;11.√;12.√;13.√;14.√;15.√。
13-2 单项选择题
1.C;2.D;3.D;4.B;5.C;6.A;7.B;8.D;9.D;10.C;11.D;12.C;13.C;14.A;15.A。
13-3 简答题
1.答:对三种传动方案进行分析比较可知:方案a制造成本低,但长度尺寸大,带的寿命短,而且不宜在恶劣的环境中工作;
方案b齿轮传动在高速级,减速器的尺寸小,另外链传动的整体尺寸也小,因而具有结构紧凑、环境适应性好的特点;
方案c的减速器的尺寸也小,但开式齿轮不宜在恶劣的环境中工作,另外若开式齿轮的传动比较小,则中心距较短,可能会使滚筒与开式小齿轮轴相干涉。
因此综合考虑可选用方案b。
2.答:在直齿轮传动中,用于设计公式的许用接触应力为
[σH]=min{[σH]1,[σH]2}
在斜齿轮传动中,用于设计公式的许用接触应力为
3.答:摩擦系数f增大,则带的传动能力提高;反之则减小。为了提高带的传动能力,将带轮工作面加工得粗糙些以增大摩擦系数f,这样做不合理。因为如果带轮工作面加工得粗糙,则带的磨损加剧,带的寿命就会相应缩短。
4.答:在螺纹连接中,约有1/3的载荷集中在第1圈,第8圈以后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此采用螺纹牙圈数过多的加厚螺母,并不能提高螺纹连接的强度。
采用悬置螺母、环槽螺母、内斜螺母以及钢丝螺套,可以使各圈螺纹牙上的载荷分布趋于均匀。
5.答:液体动力润滑滑动轴承承载能力验算合格的基本依据是:满足p≤[p],υ≤[υ],pυ≤[pυ],hmin>[h],ti≥35~40℃。
13-4 计算分析题
1.解:由于弯曲应力为对称循环变应力,故σm=0,σa=σmax=90(MPa)。又由于扭转切应力为脉动循环变应力,故τa=τm=0.5τmax=0.5×124=62(MPa)。
零件承受单向应力时的计算安全系数为
零件承受双向应力时的计算安全系数为
2.解:(1)求螺栓总拉力F2。因为
F=Q/z=20000/2=10000(N)
F1=0.5F=5000(N)
所以F2=F+F1=10000+5000=15000(N)
(2)作用在螺栓上的预紧力为
(3)求螺栓的最小直径d1。由性能等级4.8得:σs=400×0.8=320(MPa);螺栓材料的许用应力为
螺栓最小直径为
3.解:(1)校核滑动轴承的使用条件。
由此可知,滑动轴承满足使用要求。
(2)由pυ=≤[pυ]得
(3)
由pυ=×≤[pυ]得
(4)由υ=≤[υ]得
4.解:(1)当升降机上行时,电动机的转向如图2-13-1所示。
图2-13-1
(2)传动比=40,故有
因为卷筒3的线速度即为升降机上行的速度,故
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(3)升降机的最大载重量为
(4)升降机工作时,电动机对蜗杆1的驱动转矩为
蜗轮2所产生的转矩T2为
T2=T1iη1=78.76×40×0.75=2363(N·m)
故蜗杆所受的各分力的大小为
各分力方向如图2-13-1所示。
5.解:(1)计算轴的支点距离L=72+2×14=100mm,L1=64-14=50mm。
(2)计算轴承的径向力。将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面,如图2-13-2所示。由力分析可知
图2-13-2
(3)计算轴承的轴向力。两轴承的派生轴向力分别为
因为Fd1+FA=240+198=438(N)<Fd2,所以轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”。两轴承所受的轴向力分别为
Fa1=Fd2-FA=604.6-240=364.6(N)
Fa2=Fd2=604.6(N)
(4)计算当量动载荷。因=0.575
>e,故X1=0.4,Y1=1.6;因=0.3125<e;故X2=1,Y2=0。两轴承的当量动载荷分别为
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5×(0.4×634+1.6×364.6)=1255.44(N)
P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5×(1×1934.72+0)=2902.08(N)
6.解:节距
平均链速
链的瞬时速度,式中
当β=0时,链速最大,有
当β=±时,链速最小,有
最大速度波动百分比为
最小速度波动百分比为
13-5 结构分析题
解:图1-13-5中标有序号处的8处错误及结构不合理的主要原因是:
②轴承透盖与轴直接接触,缺密封件;
③缺调整垫片,无法调整轴系游动量;
④油沟未开到轴承端面以内,油沟中的油无法进入轴承;
⑤齿轮直径较小,应设挡油环;
⑥右轴承未轴向定位;
⑦精加工面过长,且左轴承装拆不便;
⑧缺轴肩,联轴器无法轴向定位。
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