机械设计

Lp=2×40p/p+(23+69)/2+((69-23)/2π）2×p/40p =127.34 取链节长度Lp=128 ； 选取单排链，由表 得KP=1 ； 所需传递的功率为 P0=Pca/ KZKP=11.25/(1.23×1) kw =9.15kw (3) 选择链条型号和节距P 根据P0=9.15kw和n1=960r/min，由图 9-11（P176页）选链 号为10A的单排链。同时也证实原估计链工作在确定功率 曲线顶点的左侧是正确的。查表9-1（P167页） 得链节距 p=15.875 mm 。 （4） 确定链长L及中心距a L=LpP/1000=128×15.875/1000 m=2.03 m 根据公式中心距为：
机械设计作业
记得做
连接
第五章 螺纹连接 第六章 键、花键、无键连接和销连接
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5-4、图5-49所示的底板螺栓组连接受外力F∑的作用。外力 F∑作用在包含x轴垂直于底板接合面的平面内。试分析底 板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大。保证 连接安全工作的必要条件有哪些？
解析：
此题应讨论在力的平移过程中：F∑x*h与F∑y*l 两者的大小； 1）当F∑x*h>F∑y*l 时，（结构）有向右倾覆的趋势， 此时左侧1和1’两个螺栓受力最大，保证连接安 全的必要条件为：
6-3 在一直径d=180mm 的轴端，安装一钢制圆柱齿轮（图626），轮毂宽度L=1.5d，工作时有轻微冲击。试确定平键 连接的尺寸，并计算其允许传动的最大转矩。 解析： 根据轴径d=80mm，查表6-1（P106页）得所用键的剖面尺寸： b=22mm，h=14mm； 根据轮毂长度L=1.5d=1.5×80mm=120mm，取键的公称长度 L'=90mm； 键的标记：键（A）22×90 GB/T 1096-2003 键的工作长度为：l=L'-b=90mm-22mm=68mm； 键与轴毂槽接触高度为k=h/2=7mm 根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击， 查表6-2（P106页），取许用 挤压应力[σp]=110MPa；
8-4 选择并验算一输送装置用的链传动。已知链传动传递的 功率P=7.5kw，主动链轮的转速n1=960r/min，传动比i=3、 工作情况系数KA=1.5，中心距a<=650（可以调节）。 解析： （1）选择链轮齿数Z1，Z2； 假设链速V=3~8m/s，由表 取主动链轮齿数Z1=23，则从 动链轮齿数： Z2=iZ1=3×23=69 (2) 计算功率 Pca=KAP=1.5×7.5 kw=11.25kw 由图 9-11（P176页）按小链轮估计，链工作在额定功率 曲线顶点 的左侧查表 9-13（P179页） 得主动链轮齿数 系数KZ=(Z1/19) 1.08 =(23/19)1.08=1.23 初选中心距a0=40p，则 Lp0=2a0/p+(Z1+Z2)/2+((Z2-Z1)/2π)2p/a0
(4) 许用应力 按不控制预紧力确定安全系数。查表5-10 （P87页），取S=4， 许用拉应力[σ]=σs/S=640/4MPa=160MPa （5）验算螺栓的强度 查手册，螺栓的大径d=16mm，小径d1=13.835mm，取螺 栓公称长度l=70mm。根据公式螺栓的计算应力为： σca=1.3F2/(pid12/4)=4×1.3×15340/(pi×13.8352)MPa =132.7MPa≦[σ] 满足强度条件。螺纹的标记为 GB/T 5782-86 M16×70, 螺栓数量Z=12； 注：式中pi=3.141592654...（π）
5-10、图5-19所示为一气缸 盖螺栓组连接。已知气缸 内工作的工作压力 p=0~1MPa，缸盖与缸体均 为钢制，直径D1=350 mm， D2=250 mm，上、下凸缘 均为 25 mm，试设计此链 接。
解析： （1）确定螺栓数Z和直径d 查表5-4（P74页）得螺栓间距t0<7d，取t0=6d， Z=12，则螺栓间距： t0=piD1/Z=pi×350/12=92mm 螺栓直径d=t0/6=92/6mm=15.33mm，按照系列标准取d=16mm； （2）选取螺栓性能等级 查表5-8（P84页）螺栓性能等级表，选取螺栓性 能等级为8.8级，有表可知材料屈服极限 σs=640MPa； （3）计算螺栓上的载荷 作用在气缸上的最大压力F∑和单个螺栓的工作 载荷F分别为： F∑=piD22/4P=pi×2502×1.5/4 N=73631N F= F∑/12=73631/12 N=6163N 取残余预紧力F1=1.5F(参考P83页)，根据公式计算螺栓 的总载荷 F2=F1+F=2.5F=2.5×6136 N=15340 N
dd2=dd1（1-ε）n1/n2=180×(1-0.02)×960/330 mm=513.2 mm 参考表8-9普通V带轮的基准直径系列，取 dd2=525mm； 从动轮实际转速 n2=dd1（1-ε）n1/dd2=180×（1-0.02）×960/525 r/min =322.56 r/min（在允许误差-5%~+5%之内） 验算带的速度： v=pi dd1n1/(60×1000)=pi×180 ×960/(60×1000) m/s =9.05 m/s < 25m/s 带速合适； （4）确定带的长度L' 和中心距a 由0.7（dd1+dd2）< a <2（dd1+dd2） , 初步 确定中心距a0= 990 mm（此时为1.404（dd1+dd2）），带的长度为： L' =2a0+pi（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0 =2×990mm+π（180+525）/2 mm+ （525-180）2/(4×990)mm ≈3117 mm
5-9、受轴向载荷的紧螺栓连接，被连接钢板间采用橡胶垫片。 已知螺栓预紧力Fo=15000N，当轴向工作载荷F=10000N时， 求螺栓所受的总拉力及被连接件之间的残余预紧力。 解析：由于被连接钢板间采用橡胶垫片，故参考推荐数据（P84 页），取螺栓的相对刚度Cb/(Cb+Cm)=0.9，螺栓的总拉力为： F2=F0+(Cb/(Cb+Cm))F=15000N+0.9×1000N=24000N 残余应力为：F1=F2-F=24000N-10000N=14000N 故残余应力为 F1=14000N；
根据平键（普通平键）连接的强度公式; σp=200T/kld≦[σp] 变形求的键连接的最大转矩： Tmax=kld[σp]/2000=7×68×80×110/2000 N.m=2094N.m
机械传动
第八章 带传动 第九章 链传动 第十章 齿轮传动 第十一章 蜗杆传动
8-2 V带传动传递效率P=7.5kw ，带速v=10m/s ，紧边拉力是 松边拉力的两倍，即F1=2F2，试求紧边拉力F1、有效拉力 Fe和初拉力F0。 解析： 根据P=FeV/1000kw，得 Fe=1000P/V=1000×7.5/10 N=750N 由 Fe=F1-F2，又F1=2F2，得 F1=2Fe=2×750 N=1500 N 又 F1=F0-Fe/2=1500N-750/2N=1125N；
2)当F∑x*h=F∑y*l 时，（结构）不倾覆，认为每个螺 栓的受力是均等的，保证连接安全的必要条件为：
（1） 底板每个螺栓受力是均等的，应验算其中任一个螺栓 的拉伸强度，要求σpmax≦[σp]； （2）应验算底板在横向作用力的作用下是否 会打滑，要求Ff>F∑x;
3）当F∑x*h<F∑y*l 时，（结构）有向左倾覆的趋势， 此时右侧1和1'两个螺栓受力最大，保证连接安全 的必要条件为：
得带数： Z= Pca/（（P0+△P0）Ka KL） =8.4/((3.25+0.3032 )×0.99×1.07)=2.23 取Z= 3 根 （7）计算初拉力F0 查表8-3 （P149页）V带单位长度的质量，得B型 V带的 单位长度质量q=0.170 kg/m； F0=500(2.5-Ka)Pca/(Kazv)+qv2 =500×(2.5-0.99)×8.4/（0.99×3×9.05）N+0.170×9.052N =249.87 N （8）计算压轴力Fp Fp=2ZF0Sin(ａ1/2) =2×3×249.87 ×Sin(175 °/2) =1497.79 N
查表8-2（P145页）选节线长度Ld= 3200 mm，实际中心距a 为： a=a0+（L'+Ld）/2 = 990 mm+（3117+3200）/2 mm≈4149 mm 按式（8-24），中心距的变化范围为4101~4245mm （5）验算主动轮上的包角ａ1 ａ1=180°-（（dd2-dd1）/a）×60° =180°-(( 525-180)/4149)×60°≈175 °>120° ； 包角合 适； （6）计算带的根数Z 由dd1=180mm和n1=960r/min，查表8-4单根普通V带的基 本额定功率P0（P151页），得P0≈3.25 kw; 由n1=960r/min和B型带，查表8-5单根普通V带基本额定功 率的增量△P0（P153页）得△P0=0.3032 kw； 由表8-6 包角修正系数（P155页）和表8-2 普通V带的基准长度Ld（mm）及带长修正 系数KL（P145页），得Ka=0.99，KL=1.07；
=15.875 /4 ×[（128-（23+69）/2）+（（128-（23+69）/2） 2-8×((69-23)/2π)2)0.5] =645.61mm 中心距减小量 △a=（0.002~0.004）a=（0.002~0.004）×645.61mm =1.29~2.58 mm 实际中心距 a'=a-△a=645.61mm-（1.29~2.58）mm=644.32~643.03 mm 取a=644 mm ，接近650 mm ，长度合适。 （5）计算链速，确定润滑方式 v=Z1pn1/（60×1000） =23×15.875×960/（60×1000）m/s =5.842 m/s
8-4 有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普 通V带传动，电动机功率P=7kw，转速n1=960r/min ，减速 器输入轴的转速n2=330r/min，允许误差为-5%~+5%，运输 装置工作是有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。 解析： 1）查表8-8（P156页）得工况系数KA=1.2，计算功率： Pca=KAP=1.2×7kw=8.4kw 2) 选择V带型号 根据 Pca=8.4kw，n1=960r/min，查图8-11 普通V带选型图 （P157页）选用B型带； 3）确定带轮的基准直径dd1并验算带速V 由表8-9普通V带轮的基准直径系列 （P157页），取主动带轮计算直径 dd1=180mm，从动轮：
（1）底板右侧螺栓受力最大，应验算该侧螺栓的拉伸强度， 要求σpmax≦[σp]； （2）应验算底板左侧的最大挤压应力，要求最大挤压应力 σpmax≦[σp]； （3）应验算底板右侧的最小挤压应力，要求最小挤压应力 σpmin>0； （4）应验算底板在横向作用力的作用下是否 会打滑，要求Ff>F∑x; 注：做题时一定要定性判断+定量计算 在做出确定结论；
（1） 底板左侧螺栓受力最大，应验算该侧螺栓 的拉伸强度，要求σpmax≦[σp]； （2）应验算底板右侧的最大挤压应力， 要求最大挤压应力σp max≦[σp]；
（3）应验算底板左侧的最小挤压应力，要求最小挤压应力 σpmin>0； （4） 应验算底板在横向作用力的作用下是否 会打滑，要求 Ff>F∑x;
(9) 带轮的结构设计（略）——详见（P159~161页）； 选用B型普通V带3根，带基准长度3200mm 。带轮基准 直径dd1=180mm，dd2=525mm，中心距控制在 a=4101~4245mm 。单根带初拉力 F0=249.87 N
注： 1、绿色字样部分，从动轮的直径并不是一定要落在标准值 上； 2、查表得出增量△P0 、Ka ，KL 时，找不到对应的值时，应 采用"线性插值法"求得；