《机械设计》2

第五章 螺纹联接和螺旋传动
1、 下图是由两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。

两块边板
各用4个螺栓与立柱相联接，托架所承受的最大载荷为20kN ，载荷有较大的变动。

试问：此螺栓联接采用普通螺栓联接还是铰制孔用螺栓联接为宜？ 为什么？
解：（一）受力分析
将力F 平移到螺栓组中心线(形心处)得 在横向剪力F 作用下
20 2.588
F F τ=
==kN 在T 作用下
max 2
max r 7.078r T T F =
==
kN 9
F ===合kN
(二)普通螺栓
1d = 0s K F F fzi =合
取
1.2s K = 0.13s f =
0 1.291000
83076.90.1311
F N ⨯⨯=
=⨯⨯
选Q235 4.6级
240s MPa σ=
240
[]962.5
s
S
σσ=
=
= (控制预紧力
) 137.86d ∴=
=
(三)采用铰制孔螺栓 (材料、级别相同
)
0240
[]962.5
10.93s
S d τ
στ==
==
=
验算挤压强度（略）
结论：用铰制孔螺栓尺寸较小，较合理。

2、 两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。

若接合面的摩擦因数f ＝0.3，
螺栓预紧力控制在其屈服极限的70％。

螺栓用性能等级为4.8的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。

解：查设计手册M12的1d 10.106=mm
已知螺拴性能等级为4.8，查表5－8，知s 320MPa σ= 由已知 2
0s 1F 70%d 1796
0N 4
π
σ≤⨯⨯=
0s f F z i k F ∑≥
0s
f F z i
F K ∑∴= 取s K 1.1=，查表5－6，知f =o.3 则
0.31796021
97961.1
F N ∑⨯⨯⨯=
=
3、 图所示为一气缸盖螺栓组联接。

已知汽缸内的工作压力p ＝0－1Mpa ，
缸盖与缸体均为钢制，其结构尺寸如图所示。

试设计此联接。

解：（一）结构设计
螺栓组圆形布置，由表5－5，查得螺拴间距 t 0 =7d
故 2
D z 7d
π=
（假设d=16）
则 350
9.8716z π⨯=
=⨯ 取z=10
(二) 计算载荷
总载荷 2
2
3.14250149062.544
D F p N π∑⨯==⨯=
每个螺拴的轴向工作载荷 49062.5
4906.2510
F F z ∑=== 取残余预紧力 1 1.8F F = 则
螺
拴
所
受
总
拉
力
21 2.8 2.84906.2513737.5F F F F =+==⨯=kN
（三）计算螺拴危险截面的直径
1d =
取螺拴材料为45钢，性能等级为 5.8级。

查表5－8，知
400s σ=MPa
查表5－10，取S = 8.5 （不控制预紧力） 故许用应力为 400
[]468.5
s
S
σσ=
=
=
因此 122.2d =
=
按标准选M24的螺栓。

2
3.14350
6.57724
D z d
π⨯=
=
=⨯
取z=8 (偏安全)
（四）疲劳强度校核 （略）
4、 图示夹紧螺栓联结。

已知：螺栓个数Z=2。

螺纹为M20，螺栓材料Q235，轴的直径D=50mm ，杠杆长度L=400mm ，轴与壳的摩擦因数f s =0.18 试求：施加于杠杆端部的作用力F 的允许值。

解：摩擦力矩与外力矩平衡 将预紧力0F 视为正压力 0c s zF f D FLK ≥ 设螺栓为4.6级 S=2.5
240s σ=
240
[]962.5
s
S σσ=
=
=
又
2
11.3[]4
F d σπ
≤ 则201[]/1.34
F d π
σ=
取 117.294
d = 20 3.1417.29496
17337.6
4 1.3
F ⨯⨯==⨯ 取 1.2s K = 则 0217337.60.1850
6501.2400
c s zF f D F N K L ⨯⨯⨯===⨯
第九章 链传动
1、 某链传动传递的功率P=1kw ，主动链轮转速n 1=48r/min ，从动链轮转速
n 2=14r/min ，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。

第十一章 蜗杆传动
1、如图所示为斜圆柱齿轮和蜗杆传动。

已知输入轴上的主动齿轮Z1的转向
为n1 ，蜗杆的导程角方向为右旋。

为使中间轴上的轴向力相互抵消一部分，（1）试确定斜齿轮Z1和Z2的螺旋角方向；（2）确定蜗轮的转向；（3）画出各轮轴向力的方向。

2、如图所示为蜗杆传动与圆锥齿轮传动组合。

已知输出轴上的锥齿轮Z4
的转向n4，为了使中间轴上的轴向力相互抵消一部分，试确定蜗杆传动的导程角方向；蜗杆的转向；各轮的轴向力方向。

第十三章滚动轴承
1、 试说明下列各轴承代号内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个轴承允许的极限转速最高？哪个轴承承受径向载荷能力最高？哪个轴承不能承受径向载荷？
N307/P4 ； 6207/P2 ； 30207 ； 51307/P6 解：内径为：d=35mm
轴承6207/P2的公差等级最高 轴承6207/P2允许的极限转速最高 轴承N307/P4承受径向载荷能力最高 轴承51307/P6不能承受径向载荷
2、 一农用水泵，决定选用深沟球轴承，轴颈直径 d =35mm ，转速n =2900r/min 已知径向载荷F r =1810N ，轴向载荷F a =740N ，预期计算寿命L ’h =6000h ，试选择轴承的型号。

解：应选轴承为 6**07
740
0.4091810
a r F F == 由表13-5 初取x=0.56 y=1. 4 取 1.2p f =
1.2(0.561810 1.4740)2
P ∴=⨯⨯+⨯=N
2459.5224950.76N C === 查手册 6307轴承 C=25800N 17800o C N = 可以满足要求 验算
7400.04217800
a o F C == 在表13-5中 介于0.040~0.070之间对应e 为0.24~0.27, Y 为1.8~1.6 由线性插值
(1.8 1.6)(0.070.042)
1.6 1.79
0.070.04
y -⨯-=+
=- 同理 e=0.24 则
a
r
F e F > x=0.56 y=1.8 () 1.2(0.561810 1.8740)p r a P f x F y F =+=⨯⨯+⨯=
663
'101025800()()4424.6()6000606029002815
h h C L h L n P ε=
=⨯=<=⨯ 所以6307不能满足预期寿命,可以考虑选择6407轴承。

3、 根据工作条件，决定在轴的两端选用a=25°的两角接触球轴承，如图示正装。

轴颈直径d=35mm ，工作中有中等冲击，转速n=1800r/min ，已知两轴承的径向载荷分别为F r1=3390N ，F r2=1040N ，外加轴向载荷F ae =870N ，作用方向指向轴承Ⅰ，试确定其工作寿命。

解：
由题意初定轴承型号7207AC 查手册C =29000N 表13-7 110.680.6833902305.2d r F F N ==⨯=
220.680.681040707.2d r F F N ==⨯= 21707.28701577.2d ac d F F F +=+=< ∴ 轴向右，1轴承“放松”，2轴承“压紧” 112305.2a d F F N ==
112305.28701435.2a d ac F F F N =-=-= 表13-5 得 0.68e =
112305.2
0.683390a r F e F === X 1=1 Y 1=0
221435.2
1.381040
a r F e F ==> 查表 13-5 X 2=0.41 Y 2=0.87 表13-6 1.2~1.8P f = 取 1.6P f =
11111() 1.6(1339002305)5424P r a P f X F Y F N =+=⨯+⨯=
22222() 1.6(0.4110400.871435.2)2680P r a P f X F Y F N
=+=⨯+⨯=
∵ P 1>P 2 ∴ 验算1轴承
6631
101029000()()1415606018005424r h C L h n P ε==⨯=⨯
结论：若选7207AC 轴承，则其工作寿命只为1415h 。

第十五章轴
3 、如图所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，画出改正图。

4、试分析图示轴系结构，指出结构中错误，说明原因并修改正确。

11
12。