机械设计基础第十三章 联轴器

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机械设计基础PPT课件(共15章)第十三章联轴器、离合器和制动器

机械设计基础PPT课件(共15章)第十三章联轴器、离合器和制动器
图13-4 十字滑块联轴器
任务一 联轴器
三、联轴器的选择
1.选择联轴器的类型
两轴的对中性要求
载荷的大小和性质
工作转速
2.选择联轴器的型号 选择联轴器的类型后,应根据转矩、转速、轴端直径、空间尺寸等要求选择联轴器型 号,
任务二 离合器
一、离合器的分类
1.按工作原理的不同进行分类
啮合式离合器
按工作原理的不同 2.按照操纵方式的不同进行分类
图13-12 带式制动器
任务三 制动器
二、块式制动器
图13-13所示为块式制动器,它依靠制动瓦块与制动轮间的摩擦力来制动。
图13-13 块式制动器
知识总结
(1)联轴器连接的两轴在机器运转时不能分离。 (2)离合器连接的两轴可在机器运转过程中很方便地分离或接合。 (3)制动器是利用摩擦力矩来消耗机器运动部件的动能从而实现制动的。
图13-2 凸缘联轴器(a)
任务一 联轴器
二、常用联轴器的结构、特点及应用
1.固定式联轴器 1)凸缘联轴器 凸缘联轴器也可采用图13-2(b)所示的铰 制孔螺栓对中,并靠螺栓承受剪切和挤压来传 递转矩,因而这种凸缘联轴器可传递转矩较大, 但加工较复杂。
图13-2 凸缘联轴器(b)
任务一 联轴器
二、常用联轴器的结构、特点及应用
谢谢观看
一联轴器的功能和分类任务一联轴器按被连接两轴的相对位置是否有补偿能力固定式联轴器可移式联轴器可移式联轴器刚性可移式联轴器弹性可移式联轴器二常用联轴器的结构特点及应用1
联轴器、离合器和制动器
项目十三
主1
联轴器

2
离合器

3
制动器
5
学习目标
(1)了解联轴器和离合器的区别和联系。 (2)了解常见联轴器、离合器和制动器的类型、特点及应用范围。

机械设计基础轴承与联轴器设计

机械设计基础轴承与联轴器设计

机械设计基础轴承与联轴器设计在机械设计中,轴承和联轴器是不可或缺的组件。

轴承用于支撑和定位旋转机构,而联轴器则起到连接和传递转矩的作用。

本文将介绍机械设计基础中轴承和联轴器的设计原理和方法。

一、轴承设计轴承是一种用于支撑与定位旋转机构的装置,它使旋转机构能够在最小的摩擦阻力下平稳运转。

轴承的设计需要考虑以下几个关键因素:1. 载荷与转速:轴承的类型和尺寸选择需要根据实际工作条件来确定。

载荷包括径向载荷和轴向载荷,转速则影响轴承的润滑和散热能力。

2. 轴承类型选择:常见的轴承类型包括深沟球轴承、圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承等。

根据载荷类型和工作条件选择合适的轴承类型。

3. 轴承寿命计算:轴承寿命是指在一定的工作条件下,轴承能够持续运转的时间。

根据轴承的载荷、转速和要求的可靠性等指标进行寿命计算。

4. 轴承的安装与润滑:正确的安装和润滑能够延长轴承的使用寿命。

合适的安装方法和适当的润滑剂选择十分重要。

二、联轴器设计联轴器是用于连接两个轴线并传递转矩的机械装置,它能够解决不同轴线之间的同步传动问题。

联轴器的设计需要考虑以下几个方面:1. 转矩传递与转速:联轴器的尺寸和类型选择需要根据要传递的转矩和转速来确定。

不同类型的联轴器有不同的转矩传递能力和转速限制。

2. 联轴器类型选择:常见的联轴器类型包括齿式联轴器、弹性联轴器、万向联轴器等。

根据工作条件和要求的可靠性选择合适的联轴器类型。

3. 联轴器的安装与对中:正确的安装和对中能够提高联轴器的传动效率和减少振动。

安装时需注意轴线的误差和轴心线的对中问题。

4. 联轴器的维护与保养:定期检查联轴器的磨损和润滑情况,及时更换磨损严重的部件,并进行必要的润滑维护。

三、轴承与联轴器的设计优化轴承和联轴器的设计可以通过优化方法提高其性能和寿命,减小尺寸和重量。

以下是一些常用的优化方法:1. 材料选择:选择合适的轴承材料和联轴器材料,考虑强度和硬度等指标。

2. 几何形状优化:通过几何参数的优化设计,改善轴承和联轴器的刚度和承载能力。

《机械设计基础》课后习题答案

《机械设计基础》课后习题答案

第十三章习题册参考答案绪论0-1 判断题1× 2× 3× 4√ 5√ 6× 7×0-2 填空题1确定的相对 2机械 3零件 4构件0-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A一、机构的自由度1-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√8√ 9× 10√ 11√ 12× 13× 14×1-2 填空题1运动副 2独立 32 4低 5机构自由度 6机架1-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12A 13A1-4 解:a F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1b F=3n-2p l-p h=3×5-2×7-0=1c F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1d F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1e F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1f F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1g F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=11-5 解:a F=3n-2p l-p h =3×5-2×7-0=1b滚子中心存在局部自由度,F=3n-2p l-p h=3×8-2×11-1=1c E处存在复合铰链,F=3n-2p l-p h=3×5-2×6-1=2d F=3n-2p l-p h=3×6-2×8-1=1e滚子中心存在局部自由度,两移动副处之一为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链F=3n-2p l-p h=3×9-2×12-2=1f齿轮、杆和机架以转动副相连处存在复合铰链,F=3n-2p l-p h=3×4-2×4-2=2g F=3n-2p l-p h=3×3-2×3-0=3h滚子中心存在局部自由度,F=3n-2p l-p h=3×3-2×3-2=1i中间三根杆以转动副相连处存在复合铰链,=3n-2p l-p h=3×7-2×10-0=1 j左边部分全为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链,F=3n-2p l-p h=3×5-2×7-0=11-6 解:a该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×4-2×5-1=1>0 b该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-1=0 c该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×4-2×6-0=0d该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1>0二、平面连杆机构2-1 判断题1× 2× 3√ 4× 5√ 6× 7√8√ 9√ 10× 11× 12√ 13× 14×15√ 16× 17× 18√ 19× 20√ 21×22× 23× 24× 25√2-2 填空题1低 2转动 33 4连杆,连架杆 5曲柄,摇杆6最短 7曲柄摇杆 8摇杆,连杆 92 10>11运动不确定 12非工作时间 13惯性 14大15中的摆动导杆机构有,中的转动导杆机构无 16机架 17曲柄18曲柄滑块 19双摇杆 20双曲柄机构 21无,有2-3 选择题1A 2C 3B 4A 5B 6B 7A8C 9A 10A 11A 12C 13C 14A15A 16A 17A 18A 19A 20A 21A2-4 解:a双曲柄机构,因为40+110<70+90,满足杆长条件,并以最短杆为机架b曲柄摇杆机构,因为30+130<110+120,满足杆长条件,并以最短杆的邻边为机架c双摇杆机构,因为50+100>60+70,不满足杆长条件,无论以哪杆为机架都是双摇杆机构d双摇杆机构,因为50+120=80+90,满足杆长条件,并以最短杆的对边为机架2-5 解:1由该机构各杆长度可得l AB+ l BC<l CD+ l AD,由此可知满足杆长条件,当以AB杆或AB杆的邻边为机架时该机构有曲柄存在2以l BC或l AD杆成为机架即为曲柄摇杆机构,以l AB杆成为机架即为双曲柄机构,以l CD杆成为机架即为双摇杆机构2-6 解:1曲柄摇杆机构由题意知连架杆CD杆不是最短杆,要为曲柄摇杆机构,连架杆AB杆应为最短杆0<l AB≤300 mm且应满足杆长条件l AB+l BC≤l CD+l AD,由此可得0<l AB≤150mm 2双摇杆机构由题意知机架AD杆不是最短杆的对边,要为双摇杆机构应不满足杆长条件①AB杆为最短杆0<l AB≤300mm时,l AB+l BC>l CD+l AD,由此可得150mm<l AB≤300mm②AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC>l CD+l AB,由此可得300mm≤l AB<450mm③AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD>l CD+l BC,由此可得550mm<l AB<1150mm由此可知:150mm<l AB<450 mm,550mm<l AB<1150 mm3双曲柄机构要为双曲柄机构,AD杆必须为最短杆且应满足杆长条件①AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC≤l CD+ l AB,由此可得450mm≤l AB ≤500mm②AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD≤l CD+l BC,由此可得500mm≤l AB ≤550mm由此可知:450mm≤l AB≤550mm2-7 解:a b c d e 各机构压力角和传动角如图所示,图a 、d 机构无死点位置,图b 、c 、e 机构有死点位置2-8 解:用作图法求解,主要步骤: 1计算极位夹角:︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3615.115.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出A 、D 、C 三点,如图所示4连接AC ,以AC 为边作角的另一角边线,与以D 为圆心、摇杆DC 为半径的圆弧相交于C 1和C 2点,连接DC 1和DC 2得摇杆的另一极限位置两个5从图中量得AC =71mm,AC 1=26mm,AC 2=170mm 6当摇杆的另一极限位置位于DC 1时:5mm .2221=⨯=AC AC l AB -μ,5mm .4821=+⨯=AC AC l BC μ 7当摇杆的另一极限位置位于DC 1时:5mm .4922=⨯=AC AC l AB -μ,5mm .12022=+⨯=AC AC l BC μ 答:曲柄和连杆的长度分别为、和、; 2-9 解:用作图法求解,主要步骤: 1计算极位夹角:︒=+-⨯︒=+-⨯︒=4.1612.112.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出滑块的两极限位置C 1、C 2两点,如图所示4连接C 1C 2,以C 1C 2为直角边作直角三角形C 1C 2P ,使∠C 1C 2P =90°-θ=° 5以C 2P 为直径作圆O6将C 1C 2偏移e 值,与圆O 交于A 点,连接AC 1和AC 2, 7从图中量得AC 1=34mm,AC 2=82mm,则:24mm 212=⨯=AC AC l AB -μ,58mm 221=+⨯=AC AC l BC μ 答:曲柄和连杆的长度分别为24mm 和58mm; 2-10 解:用作图法求解,主要步骤: 1计算极位夹角:︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3014.114.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出机架AC ,如图所示 4根据摇杆的摆角等于极为夹角作出摇杆的两极限位置 5过A 点作摇杆两极限位置的垂线,得垂足点B 1、B 2 6从图中量得AB 1=23mm,则26m m 1=⨯=AB l AB μ 答:曲柄的长度为26mm; 2-11 解:用作图法求解,主要步骤: 1计算极位夹角:︒=+-⨯︒=+-⨯︒=0111118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出D 、C 1、C 2三点,如图所示 4过D 点作C 1D 的垂线,并与C 1C 2的连线交于A 点 5从图中量得AD =220mm,AC 1=234mm,AC 2=180mm,则:27mm 212=⨯=AC AC l AB -μ, 207mm 212=+⨯=AC AC l BC μ,220m m =⨯=AD l AD μ答:曲柄的长度为27mm,连杆的长度为207mm,机架的长度为220mm;三、凸轮机构3-1 判断题1√ 2× 3√ 4× 5× 6× 7× 8× 9√ 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16√ 17√ 18√ 19× 3-2 填空题1使用 2盘形 3凸轮轮廓 4变曲率 5行程 6行程 7轮廓 8凸轮的转角,从动件的位移 9最小 10法线 11大 12等速 13小 14许用压力角 15低 16大 17大 18内凹 19抛物线 20刚性 3-3 选择题1B 2A 3A 4A 5A 6C 7A 8A 9A 10A 11A 12A 13A 14A 15A 16A 17B 18A 19A 20C 21D 22A 23B 24D 25B 26B 27C 3-4 解:1凸轮的基圆和基圆半径的标注如图所示2从动件的位移线图s-t 和升程h 的标注如图所示 3-5 解:凸轮的位移线图如图所示;3-6 解:1凸轮的位移线图如图所示2凸轮的位移线图如图所示3-7 解:所设计对心直动尖顶从动件盘形凸轮机构如图所示3-8 解:所设计偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构如图所示3-9 解:各凸轮机构中b、c点的压力角如图所示四、间歇运动机构4-1 判断题1√ 2√ 3× 4√ 5√ 6× 7× 8×4-2 填空题1周期性 2棘轮 3内 42 5锯4-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A五、联接5-1 判断题1× 2√ 3√ 4× 5√ 6√ 7×8× 9× 10× 11× 12√ 13× 14×15× 16× 17√ 18× 19× 20√ 5-2 填空题1牙型 2大 3越高 4自锁性 54 6螺钉 7拧紧力矩 8防松 9一致 10摩擦 11直线 12梯形 13传力,传导,调整 14右 15轴和毂,挤压 16轴的直径,轴头 17A,B,C,C 18增加键的长度 19B 2080 5-3 选择题1B 2A 3A 4C 5D 6C 7B 8A 9A 10D 11B 12A 13B 14B 15C 16A 17B 18A 19A 20B 21A 22B 23A 24B 25C 26B 27D 28B 29C 30A 31A 32A 33A 34D 35A 36A 37A 38A 39A 40A 41A 42B 43A 44D 45A 5-4 解:该螺栓连接为松螺栓连接,其强度条件为:[]214Fσσπd =≤ 拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则:[]235138.24MPa 1.7s σσS=== 则:114.56mm d ≥== 查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =20mm 的粗牙普通螺纹; 答:拉杆螺纹的直径为M20;5-5 解:该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为:[]215.2a e F σσπd =≤ 0Ra CF F F zmf=≥,查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;取C =,则: 答:该螺栓组能承受的横向载荷应不大于; 5-6 解:该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为:[]215.2a e F σσπd =≤ 各螺栓所受轴向工作载荷220005500N 4Q E F F n=== 各螺栓所受残余预紧力F R =,各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×5500=8800N拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则:[]235156.67MPa 1.5s σσS===则:19.64mm d查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =12mm 的粗牙普通螺纹; 答:所求螺栓直径为M12; 5-7 解:该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为:[]215.2ae F σσπd =≤ 材料为35钢,其315MPa s σ=,取安全系数S =,则:[]315210MPa 1.5s σσS===查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;则:0Ra CF F F zmf=≥,[]221420.15 3.1413.83521024.27kN 5.2 5.2 1.2R zmf πd σF C ⨯⨯⨯⨯⨯≤==⨯答:允许承受的最大载荷不大于;5-8解:1确定螺杆的直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为:[]215.2a e F σσπd =≤ F a =W =20kN材料为45钢,其355MPa s σ=,该连接不需严格控制预紧力,取安全系数S =4,则:查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =24mm 的粗牙普通螺纹; 2确定扳手手柄的最小长度查教材表5-2可知公称直径d =24mm 粗牙普通螺纹中径d 2=,则:122.05120221102.55mm 200ad F L F ⨯≥==,取L =1103mm 答:1螺杆直径为M24;2扳手手柄的最小长度为1103mm; 5-9解:1校核螺栓的剪切和挤压强度该螺栓连接为受横向工作载荷的铰制孔螺栓连接:剪切强度条件为:[]204F ττm πd =≤;挤压强度条件为:[]p 0p σδσ≤=d F查教材表5-3可知:级的螺栓的σbp =800Mpa ;σs =640Mpa ;查教材表5-4可知:s τ=,s p =则:[]640256MPa 2.5sτστS ===;bp p p800320MPa 2.5σσS ⎡⎤===⎣⎦ 2204424237.72MPa 256MPa /41 3.1412F τm πd ⨯===<⨯⨯;p 02423 5.27MPa<320MPa 2023F σd δ===⨯ 答:所用螺栓满足剪切和挤压强度要求 2平键的选择及强度校核选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b =16mm,h = 10mm,L = 70mm;键的标记为:键 16×70 GB/T 1096 —2003;答:所选择的键不满足强度要求; 5-10解:该螺栓连接为受横向工作载荷的普通螺栓连接,其强度条件为:[]215.2a e F σσπd =≤ 级的螺栓的640MPa s σ=,取安全系数S =,则:[]640426.67MPa 1.5s σσS===取C =,则:31.263012.115kN 660.166510a CT F fr -⨯≥==⨯⨯⨯则: 查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =10mm 的粗牙普通螺纹; 答:螺栓直径为M10; 5-11解:该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为:[]215.2ae F σσπd =≤ 受力分析如图所示将外载荷P 向螺栓组中心简化得螺栓组所受的转矩T 和横向载荷P 横向载荷P = 10000N ;转矩T =⨯ = 3000000 N ·mm,方向如图所示由于横向载荷作用每个螺栓受到的横向力1234100002500N 44P P P P P F F F F ======由于转矩作用每个螺栓受到的横向力12347071N 4T T T T T F F F F r ======由图可知,螺栓1、2所受的横向力相等,螺栓3、4所受的横向力相等,且螺栓1、2所受的横向力最大,其值为m =1,取C =,则:1 1.29013.867603.5N 10.16a CF F mf ⨯≥==⨯ 查设计手册可知,可选小径d 1=,公称直径d =36mm 的粗牙普通螺纹;答:该螺栓组螺栓的小径须大于,可选M36的螺栓;5-12 解:略 5-13解:1确定螺柱直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为:[]215.2a e F σσπd =≤ 每个螺栓平均承受的轴向工作载荷:223.1431607536N 448E πpDF z ⨯⨯===⨯ 取残余预紧力F R =,则各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×7536=级螺栓的400MPa s σ=,按控制预紧力取安全系数S =,则:[]400266.67MPa 1.5sσσS === 则:111.03mm d ≥查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =16mm 的粗牙普通螺纹; 2确定螺柱分布直径取螺柱间距为5d ,则055816203.82mm 3.14zd D π⨯⨯===,取D 0=200mm答:连接螺栓直径可选M16的粗牙普通螺纹,分布直径为200mm; 5-14解:1平键类型和尺寸选择安装齿轮处的键:选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 25mm,h = 14mm,L =80mm;键的标记为:键 25×80 GB/T 1096 —2003;安装联轴器处的键:选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 20mm,h = 12mm,L =100mm;键的标记为:键 20×100 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核安装齿轮处平键强度校核:()()p 4480046.18MPa 100~120MPa 90148025T σdhl⨯===<⨯⨯-安装联轴器处平键强度校核:()()p 4480047.62MPa 50~60MPa 701210020T σdhl⨯===<⨯⨯-所选择的平键满足强度要求 答:所选择的平键满足强度要求5-15解:1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 22mm,h = 14mm,L =100mm;此键的标记为:键 22×100 GB/T 1096 —2003;2传递的最大扭矩查教材表5-7得σp =100 ~ 120Mpa,取σp =120Mpa答:能传递的最大扭矩不大于·m;5-16解:1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b= 25mm,h= 14mm,L = 90mm;此键的标记为:键 25×90 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核所选择的平键满足强度要求答:所选择的平键为键 25×90 GB/T 1096 —2003;经验算该键满足强度要求;六、带传动和链传动6-1 判断题1× 2× 3√ 4√ 5× 6× 7×8√ 9× 10× 11√ 12× 13√ 14√15× 16× 17× 18× 19× 20× 21√22× 23× 24√ 25×6-2 填空题1中心角,120° 2两侧,40° 3梯形,7,Y4初拉力,摩擦系数,小轮包角 5越大 65~25 7小8带的基准长度 9平行,对称平面应在同一平面 10小11传动比 12张紧轮 13摩擦力 14可以15弹性滑动,打滑 16打滑 1710 18外19主 20小 214 22型号 23主24绳芯 25平均,瞬时 26链轮的多边效应27不能保持恒定的瞬时传动比;传动平稳性差;工作时有噪音等28偶,奇 29疲劳破坏,胶合 30外链板与销轴31制造精度的影响,致使各排链的载荷分布不均32大,跳齿 33少,冲击,动载荷6-3 选择题1C 2B 3B 4A 5A 6A 7C8A 9B 10B 11A 12A 13C 14A15C 16A 17A 18C 19A 20D 21D22A 23A 24B 25A 26A 27A 28A29D 30B 31B 32A 33B 34A 35B36A 37B 38C6-4解:1小轮包角2带的几何长度查教材表6-3可知,选带的基准长度L d=2800mm3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速1221d d n d i n d ==,11221460150547.5r /min 400d d n d n d ⨯===4滑动率ε=时大带轮的实际转速()12211d d n d i n d ε==-,()()11221146015010.015539.3r /min 400d d n d εn d -⨯⨯-=== 答:1小轮包角为°;2带的几何长度为,应选带的基准长度2800mm ;3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速min ;4大带轮的实际转速min;6-5解:1确定带的基准长度L d查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 2确定实际中心距a 取实际中心距a =530mm 3计算所需带的根数z查教材表6-5得P 0=;查教材表6-6得ΔP 0=;查教材表6-7得K α=;查教材表6-3,K L =,则:取z =3根答:1带的基准长度L d =1600mm ;2实际中心距a =530mm ;3所需带的根数为3根;6-6解:查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 取实际中心距a =460mm查教材表6-5得P 0=;查教材表6-6得ΔP 0=;查教材表6-7得K α=;查教材表6-3,K L =,查教材表6-8取工作情况系数K A =答:能传递的最大功率为; 6-7解: 1选择V 带型号查教材表6-8取工作情况系数K A =,故:c 1.17.58.25kW A P K P =⨯=⨯= 根据P c 和n 1,由图6-12选用A 型普通V带; 2确定大小带轮基准直径由1选择知小带轮基准直径d d1的取值范围为112~140mm,又由教材表6-5知此范围内d d1只有112mm 、125mm 、140mm 三种取值,现选取d d1=125mm;则:根据教材表6-2选从动轮基准直径d d2=280mm; 3验算带速带速在5~25m/s 范围内,带速合适; 4求V 带的基准长度和中心距初定中心距的取值范围0283.5810a ≤≤,现取初定中心距a 0=500mm 带的初定长度:查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 带传动的中心距:d d0016001648500476mm 22L L a a --≈+=+=取实际中心距a =476mm中心距变动范围为452~500mm 5验算小轮包角α1=°>120°,合适;6确定带的根数查教材表6-5得P 0=;查教材表6-6得ΔP 0=;查教材表6-7得K α=;查教材表6-3,K L =,则:取z =5根7计算单根V带的预紧力 查教材表6-1得q =m,则: 8计算带轮轴上的压力 9带轮结构设计略 6-8解: 1求链节数由教材表6-9查得链节距p=取链节数L p=1322求链所能传动的最大功率由教材图6-25查得P0=10kW,查表6-11得K A=,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则:答:1链节数L p=132;2链所能传动的最大功率P=10kW;6-9解:由教材表6-9查得链节距为p=的链号为12A由n1=min、链号12A查教材图6-25可得P0=20kW6-10解:由教材表6-9查得满足极限载荷Q = 50kN的链号为16A,链节距为p=由教材图6-25查得P0=40kW,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则:答:链能传递的功率为;6-11解:1选择链号由传动比i= 3查教材表6-10 取z1=25,则z2=i z1=3×25=75查表6-11取K A=,查表6-12取K z=,单排链取K m=1,由式6-22b得根据P0=和n l=720r/min查教材图6-25可选链号10A2确定润滑方式由表6-9查得链节距p=答:由链号10A,v=s,查图6-26,可选择油浴或飞溅润滑;6-12解:1两轮的合理转向如图所示2两轮的包角如图所示3V带与带轮接触处的弯曲应力分布如图所示,σb1>σb24载荷过大时,打滑首先出现在小带轮处;由于小带轮上的包角小于大带轮上的包角,因此小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力,故打滑首先出现在小带轮处5d11 3.1410014607.64m/s 601000601000πd n v ⨯⨯===⨯⨯,带速在5~25m/s 范围内,带速合适6-13解:图a 、b 、c 所示的链传动布置中链轮均按逆时针旋转七、齿轮传动7-1 判断题1√ 2× 3× 4√ 5× 6× 7× 8√ 9× 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16× 17× 18√ 19× 20× 21× 22× 23× 24× 25× 26× 27√ 28× 29× 30√ 31× 32√ 33× 34× 35× 7-2 填空题1基圆,基圆 220° 3等于,大于 4恒定,不变 5两轮的模数相等、压力角相等 6≥1,实际啮合线段/基圆齿距 7轴向力,8°~25° 8两轮的模数相等、压力角相等、螺旋角大小相等方向相反9右,14°30′,3mm 10相切,相割,相离11正,弯曲 1217 13少,小 14≤350HBS,齿面点蚀 15轮齿折断 16高20~50HBS,5~10mm 17齿面磨损 18硬度 19相反,相同 20相同,不同 21多 22 2320~40 24少,大,弯曲 25浸油 2610 27直径大小 28500 29铸造30同时参加啮合的齿对数 7-3 选择题1B 2C 3A 4C 5B 6B 7C 8B 9C 10D 11D 12D 13A 14D 15B 16D 17A 18C 19A 20C 21A 7-4解:1啮合线N 1N 2如图所示;2节点P 如图所示;3两轮的节圆如图所示 7-5解:分度圆直径:11 2.52050mm d mz ==⨯=,22 2.540100mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径:a11a (2)(2021) 2.555mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径:f 11a (22)(202120.25) 2.543.75mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯= 基圆直径:b11cos 50cos 2046.985mm d d α==⨯= 标准中心距:125010075mm 22d d a ++=== 答:两轮的分度圆直径分别为50mm 、100mm,两轮的齿顶圆直径分别为55mm 、105mm,两轮的齿根圆直径分别为、,两轮的基圆直径分别为、,标准中心距为75mm;7-6解: 模数:12221204mm 2040a m z z ⨯===++ 分度圆直径:1142080mm d mz ==⨯=,22440160mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径:a11a (2)(2021)488mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径:f 11a (22)(202120.25)470mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯=答:两轮的模数为4mm,两轮的分度圆直径分别为80mm 、160mm,两轮的齿顶圆直径分别为88mm 、168mm,两轮的齿根圆直径分别为70mm 、150mm;7-7解:1验算齿面接触疲劳强度查表7-6取载荷系数K =,查表7-7取弹性系数Z E =22175325z u z ===,275mm b b ==,1132575mm d mz ==⨯= []Hlim H H S σσ=,查表7-4取Hlim1580MPa σ=、Hlim2300MPa σ=,Hlim Hlim2300MPa σσ== 查表7-8取H 1.1S =,[]Hlim H H300272.73MPa 1.1S σσ===满足齿面接触强度要求; 2验算齿根弯曲强度查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=[]FFE F S σσ=,查表7-4取FE1450MPa σ=、FE2230MPa σ=,查表7-8取F 1.25S =[]FE1F1F450360MPa 1.25S σσ===,[]FE2F2F 230184MPa 1.25S σσ=== 满足齿根弯曲强度要求;答:齿面接触强度和齿根弯曲强度均满足 7-8解:开式齿轮传动主要失效形式是齿面磨损和齿根折断, 由[]1Fa SaF F 212KTY Y bm z σσ=≤得齿轮所能传递的最大转矩21F 1max Fa Sa[]2bm z T K Y Y σ=⋅查表7-6取载荷系数K =,b =b 2=40mm查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=考虑磨损对齿厚的影响[]FE F F0.7S σσ=⨯,查表7-4取FE1FE2120MPa σσ==,查表7-8取F 1.3S =F1Fa1Sa 2[]64.6214.232.91 1.56Y Y σ==⨯,F2Fa2Sa2[]64.6216.362.27 1.74Y Y σ==⨯,F F1F2Fa Sa Fa1Sa1Fa2Sa2[][][]min ,14.23Y Y Y Y Y Y σσσ⎧⎫==⎨⎬⎩⎭齿轮传动传递的最大功率1max 1max 66118583.33500.62kW 9.55109.5510T n P ⋅⨯===⨯⨯ 答:该齿轮传动所能传递的最大功率为; 7-9解:1选择材料、确定许用应力1由表7-4选小齿轮材料用38SiMnMo 调质,硬度为260HBS,σHlim1=720MPa,σFE1=590MPa,大齿轮材料为40Cr 调质,硬度为230HBS,σHlim2=700MPa,σFE2=580MPa;属软齿面传动,二者的硬度差为30HBS;2由表7-8取S H =,S F =,许用应力[]Hlim1H1H720654.55MPa 1.1S σσ===,[]H2700636.36MPa 1.1σ== []FE1F1F590472MPa 1.25S σσ===,[]F2580464MPa 1.25σ== 2按齿面接触强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=25,z 2=iz 1=×25=80,实际传动比80 3.225i ==3小齿轮传递的转矩 4计算小齿轮分度圆直径由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 1φ=,由表7-7取弹性系数Z E =2,则:5模数1153.24 2.13mm 25d m z ===,由表7-1取标准值m = 齿轮分度圆直径:11 2.52562.5mm d mz ==⨯=,22 2.580200mm d mz ==⨯=6齿宽d 1162.562.5mm b d φ==⨯=,取b 2=63mm,b 1=68mm7中心距3验算轮齿的弯曲强度由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2= 故所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-10解:1选择材料、确定许用应力1由表7-4大、小齿轮材料均选用40Cr 调质后表面淬火,小齿轮齿面硬度为52HRC,σFE1=720MPa,大齿轮齿面硬度为50HRC,σFE2=700MPa;属硬齿面传动;2由表7-8取S F =,考虑磨损对齿厚的影响,许用应力[]FE F F0.7S σσ=⨯[]FE1F1F7200.70.7403.2MPa 1.25S σσ=⨯=⨯=,[]F27000.7392MPa 1.25σ=⨯= 2按齿轮弯曲强度设计1齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=73,实际传动比73 4.2917i ==2小齿轮传递的转矩 3计算齿轮模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.6φ=由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=Fa1Sa1F1 3.07 1.530.0116[]403.2Y Y σ⨯==,Fa2Sa2F2 2.26 1.750.0101[]392Y Y σ⨯== 由表7-1取m =3mm 4齿宽d 10.631730.6mm b d φ==⨯⨯=,取b 2=32mm,b 1=37mm其他计算从略; 7-11解: 螺旋角:n 12()4(2150)arccos arccos 184********m z z a β+⨯+'''===⨯ 分度圆直径:n 1142188.73mm cos cos184748m z d β⨯==='''齿顶圆直径:a11n 288.732496.73mm d d m =+=+⨯= 齿根圆直径:f11n 2.588.73 2.5478.73mm d d m =-=-⨯=答:螺旋角为847418'''︒,分度圆直径分别为、,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、;7-12解:小齿轮传递的转矩:6611109.55109.551079583.33N mm 1200P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小齿轮分度圆直径:n 1132886.96mm cos cos15m z d β⨯=== 圆周力:1t1t 212279583.331830.34N 86.96T F F d ⨯==== 径向力:t1n r1r2tan 1830.34tan 20689.69N cos cos15F F F αβ⨯==== 轴向力:a1a 2t1tan 1830.34tan15490.44N F F F β===⨯= 答:作用在两个齿轮上的圆周力为,径向力为,轴向力为;7-13解:1选择材料、确定许用应力1由表7-4选大、小齿轮材料均用40Cr,并经调质后表面淬火,齿面硬度为50~55HRC,σHlim1=σHlim2=1200MPa,σFE1=σFE2=720MPa,属硬齿面传动;2由表7-8取S H =1,S F =,许用应力[][]Hlim1H1H2H12001200MPa 1S σσσ====,[][]FE1F1F2F 720576MPa 1.25S σσσ==== 2按齿根弯曲强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=61,实际传动比61 3.5917i ==3小齿轮传递的转矩 4初选螺旋角β=15o 5计算法向模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.5φ= 当量齿数:1v1331718.86cos cos 15z z β===,v236167.69cos 15z == 由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=[]Fa1Sa1F1 2.97 1.550.0080576Y Y σ⨯==,[]Fa2Sa2F2 2.29 1.730.0069576Y Y σ⨯== 由表7-1取标准值m n = 6中心距n 12() 2.5(1761)100.94mm 2cos 2cos15m z z a β+⨯+===⨯,取实际中心距a =101mm7修正螺旋角 8齿轮分度圆直径n 11 2.51744.03mm cos cos15739m z d β⨯===''',n 22 2.561157.97mm cos cos15739m z d β⨯==='''9齿宽d 10.544.0322.02mm b d φ==⨯=,取b 2=25mm,b 1=30mm3验算齿面接触强度由表7-7取弹性系数Z E =2 所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-14解:分度圆锥角:11219arctanarctan 26335438z z δ'''===, 分度圆直径:1151995mm d mz ==⨯=,22538190mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径:a1112cos 9525cos 263354103.94mm d d m δ'''=+=+⨯⨯= 齿根圆直径:f1112.4cos 95 2.45cos 26335484.27mm d d mδ'''=-=-⨯⨯=锥距:1106.21mm 2R === 齿顶角和齿根角:a f 1.2 1.25arctan arctan 31359106.21m R θθ⨯'''====顶锥角:a11a 26335431359294753δδθ'''''''''=+=+= 根锥角:f 11f 26335431359231955δδθ'''''''''=-=-=答:分度圆锥角分别为453326'''︒、66263'''︒,分度圆直径分别为95mm 、190mm,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、,锥距为,齿顶角和齿根角为95313'''︒,顶锥角分别为357429'''︒、50466'''︒,根锥角为559123'''︒;7-15解:小锥齿轮传递的转矩:661139.55109.551029843.75N mm 960P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小锥齿轮分度圆直径:11425100mm d mz ==⨯= 小锥齿轮分度圆锥角:11225arctan arctan 22371160z z δ'''=== 小锥齿轮齿宽中点的分度圆直径:m111sin 10050sin 22371180.77mm d d b δ'''=-=-=圆周力:N d T F F m t t 98.78377.8075.29843221121=⨯=== 径向力、轴向力:N F F F t a r 28.248117322cos 20tan 98.738cos tan 1121='''︒⨯︒⨯===δα 答:作用在两个齿轮上的圆周力为,齿轮1的径向力和齿轮2的轴向力为,齿轮1的轴向力和齿轮2的径向力为;7-16解:1两图在K 点的圆周力和轴向力的方向如图所示 2两图各轮的转向如图所示 3斜齿轮的旋向如图所示 7-17解:1齿轮2的轮齿旋向及转动方向如图所示 2两轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-18解:1从动轮2的转动方向如图所示 2各轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-19解:1其它各轴的转向如图所示2齿轮2、3、4的轮齿旋向如图所示3各轮齿在啮合处的三个分力方向如图所示7-20解:1斜齿轮3和斜齿轮4的轮齿旋向如图所示2圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各力的方向如图所示八、蜗杆传动8-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8×9× 10√ 11× 12× 13√ 14× 15√8-2 填空题1斜,齿轮 2低,好,1、2、4、6 3越大 4低5合金钢,渗碳淬火,锡青铜 6m a1=m t2=m,αa1=αt2=α ,γ=β旋向相同7斜齿轮齿条的啮合 8mq 9直径系数 10蜗轮11浸油,压力喷油8-3 选择题1C 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12D 13B 14A15A 16A 17A 18B8-4解:1各图未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向如图所示2a图蜗轮左旋,b图蜗杆左旋,c图蜗轮右旋,d图蜗轮右旋3各图蜗杆和蜗轮在啮合点处的各分力方向如图所示a bc d8-5解:1各轮的转动方向如图所示2斜齿圆柱齿轮3、4和蜗轮2、6的轮齿螺旋线方向如图所示 8-6解:25.1345312===z z i ,()()m m 5.157531055.05.02=+⨯⨯=+=z q m a 答:传动比为,标准中心距为; 8-7解:11轮为左旋,2轮为右旋,4轮为顺时针转动 22轮各分力的方向如图所示 3根据中心距相等2cos 2)(4321d d z z m a n +=+=β,解得9105120'''=β根据γtan 33mz d =,解得6381110'''=γ 34341213434ηηi i T i T T == 解得m N 03.4394⋅=T答:斜齿轮螺旋角为12°50′19″,蜗杆导程角11°18′36″,作用在蜗轮上转矩为·m8-8解:1蜗杆旋向如图所示,蜗轮右旋 2蜗轮啮合点处各力的方向如图所示3轴向力和圆周力方向反向,径向力方向不变 4m m 64881=⨯==mq d ,m m 48060822=⨯==mz d ,mm 272248064221=+=+=d d a 答:蜗杆的分度圆直径为64mm,蜗轮的分度圆直径为480mm,传动的中心距为272mm;九、轮系9-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8√ 9√ 10× 9-2 填空题1固定 2周转 3首轮,末 4行星,差动 5行星,差动 6定轴,差动,行星 7行星轮,中心轮 8行星架 9-n H ,转化轮系 10大,简单 9-3 选择题1A 2B 3B 4C 5A 6B 9-4解:1根据213d r r +=和齿轮1、2、3模数相同得:60202202213=⨯+=+=z z z 2该轮系为定轴轮系,其传动比为: 3min r/45.1773.51001515===i n n 4各轮转向如图所示答:齿轮3的齿数为60,轮系的传动比为,n 5大小为min,各轮的转向如图所示; 9-5解:1该轮系为定轴轮系,其传动比为:2各轮转向如图所示答:n 4的大小为min,各轮的转向如图所示; 9-6解:1该轮系为定轴轮系,其传动比为: 2各轮转向如图所示答:n 8的大小为40r/min,各轮的转向如图所示; 9-7解:1该轮系为周转轮系,其传动比为: 25.128010003113--===n n i 答:n 3=-80 r/min ,i 13=-; 9-8解:1根据2231r r r r ++='和各轮模数相等得:202025652213==='----z z z z 2该轮系为周转轮系,其传动比为:n H 的转向与n 1相同答:齿轮3的齿数为20,n H 的大小为min,n H 的转向与n 1相同; 9-9解:该轮系为周转轮系,其传动比为:n H 的转向与n 1相反答:行星架H 的转速的大小为min,n H 的转向与n 1相反; 9-10解:1该轮系为周转轮系,其自由度F =3n ―2p l ―p h =3×4―2×4―3=1,该轮系为行星轮系2该轮系为周转轮系,其传动比为:208013213231H 13-----====z z z z z z n n n n i H H ,03=n =H i 1 5n 1与n H 转向相同答:图示轮系为行星轮系,轮系的传动比为5,n 1与n H 转向相同;十、轴承10-1 判断题1× 2√ 3× 4√ 5× 6√ 7× 8√ 9√ 10× 11√ 12√ 13× 14× 15√ 10-2 填空题1滑动,滚动 2承受轴向载荷,轴向承载,越大3外圈,内圈,滚动体,保持架 4阻力小,冲击 5向心,推力 660 7深沟球轴承,6312 8轴向承载 9点蚀,磨损,塑性变形 10接触式,非接触式 11外圈,承载 12液体摩擦,非液体摩擦 13向心,推力 14散热,减小接触应力,吸振,防锈 15内表面 16间歇,低,轻 17滑动18形成楔形油楔,相对运动,有一定粘度的润滑油 19低,高 20磨损,胶合10-3 选择题1D 2A 3A 4D 5C 6B 7B 8A 9C 10B 11A 12A 13A 14A 15B 16C 17A 18A 19A 20A 21A22D 23C 24A 25A 26C 27A 28A 29B 30A 10-4解: 1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选6207轴承,查教材附表3得6207轴承的C =25500N,C 0r =15200N2求当量动载荷F a /C or = 720/15200= ,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求e 值0.220.260.220.0470.0280.0560.028e --=--,0.247e = F a /F r =720/1770=>e ,由教材表10-7查得X =,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求Y 值1.99 1.71 1.990.0470.0280.0560.028Y --=--, 1.8Y = P =XF r +YF a =×1770+×720=3求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p = 所选轴承6207不合适改选6307轴承按照上述步骤重新计算,此处不再详细计算,只给出计算结果如下:C =33200N,C 0r =19200N,F a /C or = ,e =,F a /F r =>e ,X =,Y =,P =,L h =12089h>6000h答:所选轴承6307合适 10-5解:P =F r =1500N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,查教材附表3得6309轴承的C =52800N答:该轴承满足使用寿命要求 10-6解: 1选择轴承根据轴承类型为角接触球轴承和轴颈70mm 从表中选择7214C 轴承 2计算轴承寿命P =40600N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,从表中查得7214C 轴承的C =69200N3判断轴承的压紧和放松当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松答:1选择7214C 轴承;2轴承寿命为13340h ;3当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松;10-7解:1求轴承所受的径向力80802800933.3N 240240r rC F F ⨯===,2800933.31866.7N rD r rC F F F =-=-= 2确定轴承内部附加轴向力的方向:S C 向左,S D 向右 3求轴承的内部附加轴向力S C ==×=,S D ==×=4求轴承的轴向力A +S D =750+=>>S C ,所以轴承C 被压紧,轴承D 被放松 F aC = A +S D =,F aD = S D =答:F aC =,F aD =10-8解:1确定轴承内部附加轴向力S的方向:S1向左,S2向右2求轴承的内部附加轴向力S1==×1400=952N,S2==×900=612N3求轴承的轴向力A+S2=800+612=1412N>952N>S1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松F a1= A+S2=800+612=1412N,F a2= S2=612N4求轴承的当量动载荷查教材表10-7知7210AC轴承的e=F a1/ F r1=1412/1400=>= e,查教材表10-7取X1=,Y1=F a2/ F r2=612/900== e,查教材表10-7取X2=1,Y2=0P1=X1F r1+Y1F a1=×1400+×1412=P2=X2F r2+Y2F a2=1×900+0×612=900NP=max{P1,P2}=5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,查教材附表4得7210AC轴承的C=40800N, 答:该轴承的寿命为;10-9解:1确定轴承内部附加轴向力S的方向:S1向右,S2向左2求轴承的内部附加轴向力查设计手册得30212轴承的e=,Y=S1=F r1 /2Y=4800/3=1600N,S2=F r2 /2Y=2200/3=,3求轴承的轴向力A+S1=650+1600=2250N>>S2,所以轴承2被压紧,轴承1被放松F a1=S1=1600N,F a2= A+S1=2250N4求轴承的当量动载荷F a1/ F r1=1600/4800=<= e,查教材表10-7取X1=1,Y1=0F a2/ F r2=2250/2200=>= e,查教材表10-7取X2=,Y2=P1=X1F r1+Y1F a1=1×4800+0×1600=4800NP2=X2F r2+Y2F a2=×2200+×2250=4255NP=max{P1,P2}=4800N5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,10-9取f p=,查教材附表5得30212轴承的C=102000N, 答:该对轴承合适10-10解:1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选30207轴承,查设计手册得30207轴承的e=,Y=,C=54200N2求轴承所受的径向力119519527102072.4N 60195255rr FF⨯===+,2127102072.4637.6Nr r rF F F=-=-=3确定轴承内部附加轴向力S的方向:S1向右,S2向左4求轴承的内部附加轴向力S1=F r1 /2Y==,S2=F r2 /2Y==,5求轴承的轴向力A +S 2=960+=>>S 1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松 F a1=A +S 2=,F a2= S 2=6求轴承的当量动载荷F a1/ F r1==>= e ,查教材表10-7取X 1=,Y 1= F a2/ F r2==<= e ,查教材表10-7取X 2=1,Y 2=0 P 1=X 1F r1+Y 1F a1=×+×= P 2=X 2F r2+Y 2F a2=1×+0×= P =max{P 1,P 2}=7求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,10-9取f p = 答:选用30207轴承合适 10-11解: 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn10P1,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =10m/s2选择轴承宽径比据径向滑动轴承宽径比的选择范围,选取B/d =1,B =1×100 =100mm 3验算轴承工作能力 压强p 的验算:[]r 200002MPa<15MPa=100100F p p Bd ===⨯ pv 的验算:[]r 20000120012.57MPa m/s<15MPa m/s=1910019100100F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算:[]3.1410012006.28m/s<10m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答:从上面的验算可知所选择的轴承材料合理10-12解: 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn5Pb5Zn5,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =8Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =3m/s2验算轴承工作能力 压强p 的验算:[]r 50000.16MPa<8MPa=200160F p p Bd ===⨯ pv 的验算:[]r 50003000.39MPa m/s<15MPa m/s=1910019100200F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算:[]3.141603002.51m/s<3m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答:从上面的验算可知所选择的轴承材料合理 10-13解: 1查许用值查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s 2由压强p 确定的径向载荷 3由pv 确定的径向载荷答:轴承的主要承载能力由pv 确定,由2和3可知,该轴承的最大径向载荷为23875N;十一、轴11-1 判断题1× 2× 3× 4× 5√ 6√ 7× 8√ 9√ 10√ 11× 12× 13× 14× 15√ 11-2 填空题1转轴,心轴,传动轴 2心,转 3回转 4轴径5轴向定位,工作 6相对转动,键连接,花键连接 7轴端,轴向 83nPC d ≥ 9[]w 1-3e e 1.0σσ≤=d M 10应力集中 11-3 选择题1A 2A 3A 4A 5B 6A 7B 8A 9A 10C 11A 12A 13A 14A 15A 16A 11-4解:材料为40Cr 的传动轴,C 取小值98,则:07mm .5280129833=⨯=≥n P C d ,圆整为标准值取d =56mm答:轴的直径可取56mm; 11-5解:由[]3T 62.01055.9nP d τ⨯≥得[]631055.92.0⨯≤nd P T τ,则: 答:该轴能传递的最大功率为; 11-6解: 1计算支反力425.5r/min 1212==n z z n ,mm 246886N 1055.9262⋅=⨯=n PT 圆周力F t :N 21667632468862222t =⨯⨯==d T F 合力F n :N 230520cos 2166cos 0t n ===αF F 支反力:N 5.11522n r2r1===FF F2计算弯矩并绘制弯矩图。

机械设计基础第13章

机械设计基础第13章

轴的设计公式为
Me d 3 0.1 1 b
⒊危险截面安全系数校核 对一般用途轴,上述方法计算已足够精确。对于重要轴, 还要考虑影响轴疲劳强度的一些因素,进一步校核危险截面的 安全系数。
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三、轴的设计步骤
⑴选择轴的材料 ⑵初步确定轴的直径 ⑶轴的结构设计 ⑷轴的强度校核
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第四节 轴的刚度和临界速度的概念
机械设计基础
第十三章 轴
第一节 概述 第二节 轴的结构设计 第三节 轴的设计计算 第四节 轴的刚度和临界速度的概念
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第一节 概述
轴是机械的重要零件之一,主要功能是支承旋转零件, 传递动力和运动。 一、轴的分类
转 轴 心 轴 传动轴
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按照轴的轴线形状又可将其分为直轴、曲轴和挠性轴。
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此外轴又可分为实心轴和空心轴,光轴和阶梯轴。
二、轴的材料
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第二节 轴的结构设计
轴的结构设计原则上就满足如下要求: ⑴轴上零件有准确的位置和可靠原相对固定 ⑵良好的制造和安装工艺性 ⑶形状、尺寸应有利于减少应力集中
轴上零件的定位和固定 ⒈轴上零件的轴向定位和固定 ⒉轴上零件的周向定位
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1—轴端挡圈 2—键 3—半联轴器 4—轴承盖 5—滚动轴承 6—套筒 7—齿轮 8—键 9—滚动轴承 10—轴承盖
第三节 轴的设计计算
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一、轴的计算简图 进行轴的强度和刚度计算时,为便于分析和计算,通过必 要的简化,找出轴的合理简化力学模型,即轴的计算简图。
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二、轴的强度计算 ⒈按扭转强度计算 圆轴扭转的强度条件为
P 9.5510 T n 3 Wp 0.2d

机械设计基础课程教案讲义联轴器和、离合器和制动器教案讲义

机械设计基础课程教案讲义联轴器和、离合器和制动器教案讲义

教学目地:1熟悉联轴器的类型、特点、应用和选择2了解离合器的类型和应用3了解制动器的类型和应用教学重点:1常用联轴器的特点和选择2常用离合器的类型和工作原理教学难点:常用联轴器的选择和标注第十三章联轴器和离合器和制动器联轴器和离合器是机械传动中的重要部件。

联轴器和离合器可联接主、从动轴,使其一同回转并传递扭矩,有时也可用作安全装置。

联轴器联接的分与合只能在停机时进行,而离合器联接的分与合可随时进行。

如图13-1、图13-2所示为联轴器和离合器应用实例。

1-电动机2、5-联轴器3-制动器4-减速器6-卷筒7-轴承8-机架图13-2图13-1图13-1所示为电动绞车,电动机输出轴与减速器输入轴之间用联轴器联接,减速器输出轴与卷筒之间同样用联轴器联接来传递运动和扭矩。

图13-2所示为自动车床转塔刀架上用于控制转位的离合器。

联轴器和离合器的类型很多,其中多数已标准化,设计选择时可根据工作要求,查阅有关手册、样本,选择合适的类型,必要时对其中主要零件进行强度校核。

13.1联轴器13.1.1 联轴器的性能要求联轴器所联接的两轴,由于制造及安装误差、承载后变形、温度变化和轴承磨损等原因,不能保证严格对中,使两轴线之间出现相对位移,如图13-3所示,如果联轴器对各种位移没有补偿能力,工作中将会产生附加动载荷,使工作情况恶化。

因此,要求联轴器具有补偿一定范围内两轴线相对位移量的能力。

对于经常负载启动或工作载荷变化的场合,要求联轴器中具有起缓冲、减振作用的弹性元件,以保护原动机和工作机不受或少受损伤。

同时还要求联轴器安全、可靠,有足够的强度和使用寿命。

a)b)c)d)a)轴向位移b)径向位移c)角度位移d)综合位移图13-313.1.2 联轴器的分类联轴器可分为刚性联轴器和挠性联轴器两大类。

刚性联轴器不具有缓冲性和补偿两轴线相对位移的能力,要求两轴严格对中,但此类联轴器结构简单,制造成本较低,装拆、维护方便,能保证两轴有较高的对中性,传递转矩较大,应用广泛。

机械设计基础第十二章(联轴器、离合器和制动器)

机械设计基础第十二章(联轴器、离合器和制动器)
2020/9/18
二、学习指导
⒉ 联轴器 ⑴ 联轴器的类 。刚性联轴器又分为固定式和可移式两种型式。固 定式联轴器要求两轴严格对中;而可移式联轴器允许两轴 有一定的安装误差,能补偿两轴的对中偏差。弹性联轴器 内包含有弹性元件,具有缓冲吸振作用,同时可补偿两轴 间的偏移。
⑶ 刚性可移式联轴器和弹性联轴器有何区别?各适合于什 么工作条件?
⑷ 刚性凸缘式联轴器有哪几种对中方法?各有什么特点?
⑸ 单万向联轴器的主要缺点是什么?双万向联轴器正确安 装的条件是什么?
⑹ 怎样计算联轴器的计算转矩?工作情况系数K与哪些因 素有关?
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四、复习题
⑺ 在下列工况下,选择哪类联轴器较好?试举出一种联 轴器的名称。
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二、学习指导
3. 制动器 ⑴ 制动器的工作原理、组成和类型 ① 制动器的工作原理。制动器多为摩擦制动器, 即利用摩擦元件之间产生摩擦阻力矩来消耗机械运动部 件的动能,以达到制动的目的。制动器通常安装在机械 中转速较高的轴上,这样所需制动力矩和制动器尺寸均 可较小。
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二、学习指导
② 选择步骤: a ) 大部分联轴器已标准化,设计时主要是根据机器 的工作要求和特点,结合联轴器的性能选择合适的类型。 b) 按照连接的主从动轴径、计算转矩和转速在标准 中选出相应的型号。在选用时,应使标准中相应型号联轴 器的许用最大转矩大于或等于计算转矩,同时被连接的主 从动轴径的尺寸要在相应型号联轴器允许的直径范围之内。
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四、复习题
(11)牙嵌离合器的常用牙型有矩形、梯形、锯齿形三种,在 传递较大转矩时常用的牙型为梯形,这是因为__________。

《机械设计基础》 课件 第13章 联轴器和离合器

《机械设计基础》 课件 第13章 联轴器和离合器

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无弹性元件挠性联轴器
(3)链条联轴器 图所示 为双排滚子链联轴器(TGS 型),半联轴器1、3为两个 齿数相同的链轮,分别用键 与两轴相连。双排滚子链2同 时与两个半联轴器的链轮啮 合,从而实现两轴的连接。
链条联轴器的润滑对其 性能有很大影响。转速较低 时应定期涂润滑脂,转速高 时更应充分润滑,并安装罩 壳。
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非金属弹性元件挠性联轴器
(2)弹性柱销联轴器(LX型) 如图所示,这种联轴器在结构 上类似于弹性套柱销联轴器, 只是用尼龙柱销代替弹性套柱 销作为中间连接件。为了防止 柱销从半联轴器的孔中滑出, 可在两端安装固定挡圈。
与弹性套柱销联轴器相比, 弹性柱销联轴器能传递较大的 转矩,结构更为简单,安装、 制造方便,耐久性好,但补偿 两轴的相对位移量要小些。
机械设计基础
第十三章 联轴器和离合器
联轴器和离合器是机械传动中的常用部件。它们主 要用于两轴的连接,使其实现一起传动并传递转矩, 有时也可用作为作安全装置。
本讲重点学习内容: 1 2、常用离合器的工作原理及特点
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第十三章 联轴器和离合器
第一节 常用联轴器 第二节 离合器
本讲小结
1、了解联轴器的类型 2、了解联轴器的选择及标记 3、熟练掌握联轴器的结构与使用
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无弹性元件挠性联轴器
机械设计基础
(2)齿式联轴器 图所示为鼓形齿齿式联轴器(CG型),1、4为 两个具有鼓形齿外齿轮的半联轴器,用键分别与两轴相连。2、3为 两个带有内齿轮的外壳,用螺栓5将其连接在一起,依靠内、外齿 轮相啮合来传递转矩。内、外齿轮的齿数、模数分别相等,一般为 30-80个齿,齿廓曲线是压力角为20°的渐开线。外齿轮齿顶制成球 心位于齿轮轴线上的球面,齿侧制成鼓形(图)。内、外齿轮啮合 时,要保证具有适当的顶隙和侧隙,用以补偿两轴间可能出现的各 种位移(图)。为了减小补偿位移时齿面的滑动摩擦和磨损,可通 过注油孔向壳体内注入润滑油。图中的密封圈6是为防止润滑油泄 漏而设置的。

机械设计基础课件 第13章 轴

机械设计基础课件 第13章 轴
模块六 支承件及其设计
减速器由一对圆柱齿轮减速传动,齿轮传动时需要进行回转运动, 而机械中不只是齿轮,所有作回转或摆动的零部件如带轮、蜗轮等, 都必须用轴支承才能实现回转运动。轴还需要用轴承支承,以保证 其稳定、高效、可靠地转动。
轴和轴承均为机械中的支承件,主要用来支承旋转运动的零件。 本模块主要介绍支承件—轴和轴承的结构特点、类型、设计理论
合金钢—具有较高的力学性能,对应力集中的敏感性较高,价格较 贵,多用于有特殊要求的轴。例如:采用滑动轴承的高速轴,常用 20Cr、20CrMnTi等低碳合金结构钢,经渗碳淬火后可提高轴颈耐磨性; 汽轮发电机转子轴在高温、高速和重载条件下工作,必须具有良好的 高温力学性能,常采用40CrNi、38CrMoAlA等合金结构钢。
轴的结构设计的主要要求: ①满足制造安装要求,轴应便于加工,轴上零件要易于装拆; ②轴和轴上零件要有准确的工作位置,各零件要牢固而可靠地相对固定; ③改善受力状况,减小应力集中; ④受力合理,有利于节约材料减轻轴的重量。
轴的结构
13.2.1 拟订轴上零件的装配方案 装配方案:预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互 关系。
(a)越程槽
(b)退刀槽
(3)轴上各处的圆角半径、砂轮越程槽、退刀槽、倒角等尺寸尽可能分别
相同。
(4)各轴段上的键槽应开在同一母线上
(5)与滚动轴承、联轴器等标准件相配合的 轴颈直径应取相应的标准值。
键槽在同一母线上
(6)为了便于装配零件,轴端应加工成 45°倒角,并去掉毛刺。
45°倒角
13.3 轴的强度计算
对于一般剖分式箱体中的轴,为了方便轴上零件的装拆 和定位,常将轴做成中间粗两端细的阶梯轴 。
13.2.2 轴上零件的定位和固定 1.轴上零件的轴向定位和固定 常用方法:轴肩和轴环、套筒、圆螺母及轴端挡圈等。 轴肩:定位轴肩和非定位轴肩。非定位轴肩主要是便于轴 上零件的拆装,其高度一般为1.5~2mm。

机械设计基础联轴器

机械设计基础联轴器

联轴器、离合器和制动器 13
径向位移,小的角位移 1、无缓冲及吸振能力
该类联轴器共同特点: 2、有一定补偿位移能力
联轴器、离合器和制动器 14
3、弹性联轴器 特点:装有弹性元件,可以补偿两轴偏斜和位移,且具有缓和冲击 和吸收振动的能力。 蛇形弹簧联轴器:用于重载、高温。
联轴器、离合器和制动器 15
较大的齿侧间隙 齿顶做成球面
允许综合位移
有较多齿传递转矩 —→ 承载高,用于重型机械。 齿式联轴器工作情况:
角位移
径向位移
4)万向联轴器
联轴器、离合器和制动器 10
单万向联轴器
双万向联轴器
允许较大的角位移。
联轴器、离合器和制动器 11
ω1cosα ≤ω2≤ ω1/cosα
5)滚子链联轴器
联轴器、离合器和制动器 12
3)夹壳联轴器
联轴器、离合器和制动器 7
A
A-A
用于低速。 A
2、刚性可移式联轴器(无弹性元件挠性联轴器) 1)牙嵌式联轴器
a h
D1
允许轴向位移
e
d b
D0 D
联轴器、离合器和制动ຫໍສະໝຸດ 82)滑块联轴器(十字滑块) 允许径向位移
3)齿式联轴器
直齿
Ra
R R1
齿式联轴器
鼓形齿
联轴器、离合器和制动器 9
联轴器、离合器和制动器 18
§3 离合器
(自学)
§4 制动器
(自学)
作业:12-1、12-2
三、选用原则
刚性联轴器 —— 用于载荷平稳,转速稳定,同轴度好,无相对位移 的场合。
转矩
主动
从动
转矩
a — 刚性联轴器,

机械设计基础中的联轴器选择与设计

机械设计基础中的联轴器选择与设计

机械设计基础中的联轴器选择与设计在机械设计中,联轴器是一种用于连接两个或多个旋转轴的装置。

它具有重要的作用,可以传递扭矩和角动量,并允许轴的相对运动。

本文将探讨在机械设计中联轴器的选择和设计。

一、联轴器的选择联轴器的选择取决于多个因素,包括传递扭矩、转速、轴的直径和长度、安装空间等。

下面将介绍几种常见的联轴器类型及其适用范围。

1. 钳形联轴器钳形联轴器适用于中小功率传动和速度不高的场合。

它的优点是结构简单,安装方便。

但是由于存在滑动与磨损,限制了其应用范围。

通常用于风机、压缩机等设备。

2. 弹性联轴器弹性联轴器适用于中等转速和较大扭矩的传动。

它具有良好的减震和缓冲性能,可以吸收轴的偏差和振动,延长设备寿命。

常见的弹性联轴器有齿式联轴器、丸销联轴器等。

3. 锁紧联轴器锁紧联轴器适用于高速高扭矩传动。

它通过锁紧机构将轴与轴套固定在一起,具有良好的刚性和传递效率。

常见的锁紧联轴器有套筒联轴器、鳍片联轴器等。

除了上述类型的联轴器,还有一些特殊应用的联轴器,如磁性联轴器、油膜联轴器等。

根据具体传动要求和设备特点,选择合适的联轴器至关重要。

二、联轴器的设计联轴器的设计涉及到轴的直径和长度、键槽尺寸、轴套的材料等。

下面将介绍设计联轴器时应注意的几个方面。

1. 轴的直径和长度根据联轴器的扭矩要求和转速要求,可以计算出轴的直径和长度。

在计算时需要考虑扭矩的大小、材料的强度和轴上的连接件等因素。

2. 键槽尺寸键槽的尺寸应根据联轴器的连接要求进行设计。

键槽的宽度、深度和形状都需要满足联轴器的要求,以确保连接的可靠性和传递效率。

3. 轴套材料轴套直接接触联轴器,其材料的选择也十分重要。

常见的轴套材料有钢、铸铁、铜等。

根据具体要求选择耐磨、耐腐蚀和传热性能好的材料。

总结:联轴器的选择和设计直接关系到传动系统的性能和可靠性。

在选择联轴器时,需考虑传递扭矩、转速等因素,并根据具体要求选择合适的联轴器类型。

在设计联轴器时,需注意轴的直径、长度、键槽尺寸和轴套材料等关键参数。

机械设计基础 联轴器

机械设计基础   联轴器

工作情况系数KA

工作情况


实 例

电动 机汽 轮机 1.3


四 缸 上 内 燃机 1.5 双缸 内燃 机 1.8 单缸 内燃 机 2.2
转矩变化很小
转矩变化小
转矩变化中等 转矩变化中等, 有冲击 转矩变化大, 有强烈冲击 转矩变化大, 有强烈冲击
发电机、小型通风机、 小型离心泵 透平压缩机、木工机 床、运输机 搅拌机、增压泵、往 复式压缩机、冲床 拖拉机、织布机、水 泥搅拌机 造纸机、挖掘机、超 重机、碎石机 压延机、轧 钢 机
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§3 联轴器的选择
类型选择 标准联轴器的选择 1.联轴器类型的选择 选择原则:其使用要求和类型特性一致 对低速,刚性较好的轴 对高速,刚性较差的轴 对轴线相交的两轴 对大功率重载传动 对高速、且有冲击或振动的轴
分目录 上一页
尺寸型号的选择
选固定式联轴器;
可移动刚性联轴器; 选用万向联轴器;
本章目录
§1、 概 述
§2、 联 轴 器 §3、联 轴 器 的 选 择
§4、牙 嵌 离 合 器
§5、圆盘摩擦式离合器
§6、定 向 离 合 器
分目录 上一页 下一页 退出
1、熟悉常用离合器的类型、工作 原理及结构特点;
2、掌握联轴器离的主要类型、结 构特点、工作原理及选择计算方法; 3、掌握联轴品器联接的两轴间位 置补偿的原理; 4、掌握联轴器和离合器在功能上 的同异。
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弹性联轴器
1.弹性套柱销联轴器 结构特点及应用 弹性套柱销联轴器其结构与 凸缘联轴器相似,只是用带有 弹性套的柱销代替了联接螺栓 。弹性套的材料采用橡胶。 弹性套柱销联轴器结构简单 ,装拆方便,成本较低,常用 来联接载荷较平稳,需正反转 或频繁起动,传递中小转矩的 高、中速轴。

机械设计基础 第13章 联轴器和离合器

机械设计基础 第13章  联轴器和离合器

Ⅰ Ⅲ

α
α
Ⅰ Ⅲ
α
双 万 向 联 轴 节
α

第13章 联轴器及离合器
万向机构的应用
双万向联轴节在汽车驱动系统中的应用
第13章 联轴器及离合器
类型及特点
有弹性元件绕性联轴器
弹性套柱销联轴器
短圆柱பைடு நூலகம்孔
L s
D1
1:10
圆锥形孔
第13章 联轴器及离合器
d
圆柱形孔
类型及特点
弹性柱销联轴器
第13章 联轴器及离合器
二、联轴器型号的选择
1.计算扭矩
Tc KT
式中: K——工作情况系数。
p T——轴的名义转矩:T 9550 n
2.由轴的转速及轴的直径选查各类型联轴器的标准
Tn Tc
n n
Tn ——联轴器的公称转矩。
第13章 联轴器及离合器
三、联轴器的标记
主动端键槽形式代号 主动轴孔形式代号 联轴器型号 名称 从动轴孔形式代号
第13章 联轴器及离合器
类型及特点
②弹性联轴器 有弹性元件联轴器和无弹性元件联轴器 无弹性元件的弹性联轴器—— 十字滑块联轴器
1 2 3
特点: 允许有径向位移和角位移。在轴高速运转时,中间圆盘会 产生很大的离心力,增大动载荷和磨损。故 n 250r / min , 载荷平稳的场合。 第13章 联轴器及离合器
第13章 联轴器及离合器
一、联轴器的类型和特点 功用 主要用于轴与轴之间的联接,使它们在一起回转并传动转矩。 类型及特点 刚性联轴器和弹性联轴器 ①刚性联轴器 套筒联轴器 特点: 结构简单,径向尺寸小, 传递扭矩小,不能缓冲振动, 必须严格对中。 第13章 联轴器及离合器

机械设计基础第13单元内容

机械设计基础第13单元内容

模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
图13-1-4 夹壳联轴器 图13-1-5 金属滑块联轴器
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块一 联轴器
2、联轴器的类型
模块二 离合器
1、离合器的功用
离合器是在传递运动和动力过程中通过各种操纵方式使联接的两轴随时 接合或分离的一种机械装置。
2、离合器的分类
模块二 离合器
1、离合器的功用
离合器是在传递运动和动力过程中通过各种操纵方式使联接的两轴随时 接合或分离的一种机械装置。
2、离合器的分类
模块二 离合器
图13-2-2 牙嵌离合器 图13-2-6 钢球安全离合器
模块三 弹 簧
1、弹簧的功用 弹簧的主要功用有: 1)控制机械的运动。例如内燃机气缸的气阀弹簧,
离合器中的控制弹簧等。 2)吸收振动和冲击能量。例如车辆中的缓冲弹簧、
联轴器中的吸振弹簧等。 3)储存及输出能量。例如钟表和仪表中的弹簧等。 4)测量力的大小。例如测力器和弹簧秤中的弹簧等
等。
模块三 弹 簧
2、弹簧的种类 按照受力的性质,弹簧主要分为拉伸弹簧、压缩弹簧、
扭转弹簧和弯曲弹簧等四种。按照弹簧形状又分为螺 旋弹簧、碟形弹簧、环形弹簧、板弹簧、盘簧等。螺 旋弹簧是用弹簧丝卷绕制成的,由于制造简便,所以 应用最广。
第十三单元 其他常用零部件
学习目标:
学习过程中,第一,要了解常用联轴器的种类和各自 特点。第二,要了解常用离合器的种类和各自特点。第三, 要了解弹簧的功用、特点和工作原理。
教学重点:
常用联轴器、离合器的种类和各自特点。

机械设计基础杨晓兰,韦志锋,韩贤武版课后习题答案解析

机械设计基础杨晓兰,韦志锋,韩贤武版课后习题答案解析

第十三章习题册参考答案绪论0-1 判断题(1)×(2)×(3)×(4)√(5)√(6)×(7)×0-2 填空题(1)确定的相对(2)机械(3)零件(4)构件0-3 选择题(1)A (2)A (3)A (4)A (5)A一、机构的自由度1-1 判断题(1)×(2)√(3)×(4)×(5)×(6)×(7)√(8)√(9)×(10)√(11)√(12)×(13)×(14)×1-2 填空题(1)运动副(2)独立(3)2 (4)低(5)机构自由度(6)机架1-3 选择题(1)A (2)A (3)A (4)A (5)A (6)A (7)A(8)A (9)A (10)A (11)A (12)A (13)A1-4 解:a)F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1b)F=3n-2p l-p h=3×5-2×7-0=1c)F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1d)F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1e)F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1f)F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1g)F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=11-5 解:a)F=3n-2p l-p h=3×5-2×7-0=1b)滚子中心存在局部自由度,F=3n-2p l-p h=3×8-2×11-1=1c)E处存在复合铰链,F=3n-2p l-p h=3×5-2×6-1=2d)F=3n-2p l-p h=3×6-2×8-1=1e)滚子中心存在局部自由度,两移动副处之一为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链F=3n-2p l-p h=3×9-2×12-2=1f)齿轮、杆和机架以转动副相连处存在复合铰链,F=3n-2p l-p h=3×4-2×4-2=2g)F=3n-2p l-p h=3×3-2×3-0=3h)滚子中心存在局部自由度,F=3n-2p l-p h=3×3-2×3-2=1i)中间三根杆以转动副相连处存在复合铰链,=3n-2p l-p h=3×7-2×10-0=1j)左边部分全为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链,F=3n-2p l-p h=3×5-2×7-0=11-6 解:a)该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×4-2×5-1=1>0b)该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-1=0c)该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×4-2×6-0=0d)该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n-2p l-p h=3×3-2×4-0=1>0二、平面连杆机构2-1 判断题(1)×(2)×(3)√(4)×(5)√(6)×(7)√(8)√(9)√(10)×(11)×(12)√(13)×(14)×(15)√(16)×(17)×(18)√(19)×(20)√(21)×(22)×(23)×(24)×(25)√2-2 填空题(1)低(2)转动(3)3 (4)连杆,连架杆(5)曲柄,摇杆(6)最短(7)曲柄摇杆(8)摇杆,连杆(9)2 (10)>(11)运动不确定(12)非工作时间(13)惯性(14)大(15)中的摆动导杆机构有,中的转动导杆机构无(16)机架(17)曲柄(18)曲柄滑块(19)双摇杆(20)双曲柄机构(21)无,有2-3 选择题(1)A (2)C (3)B (4)A (5)B (6)B (7)A(8)C (9)A (10)A (11)A (12)C (13)C (14)A(15)A (16)A (17)A (18)A (19)A (20)A (21)A2-4 解:a)双曲柄机构,因为40+110<70+90,满足杆长条件,并以最短杆为机架b)曲柄摇杆机构,因为30+130<110+120,满足杆长条件,并以最短杆的邻边为机架c)双摇杆机构,因为50+100>60+70,不满足杆长条件,无论以哪杆为机架都是双摇杆机构d)双摇杆机构,因为50+120=80+90,满足杆长条件,并以最短杆的对边为机架2-5 解:(1)由该机构各杆长度可得l AB+ l BC<l CD+ l AD,由此可知满足杆长条件,当以AB杆或AB杆的邻边为机架时该机构有曲柄存在(2)以l BC或l AD杆成为机架即为曲柄摇杆机构,以l AB杆成为机架即为双曲柄机构,以l CD杆成为机架即为双摇杆机构2-6 解:(1)曲柄摇杆机构由题意知连架杆CD杆不是最短杆,要为曲柄摇杆机构,连架杆AB杆应为最短杆(0<l AB≤300 mm)且应满足杆长条件l AB+l BC≤l CD+l AD,由此可得0<l AB≤150mm(2)双摇杆机构由题意知机架AD杆不是最短杆的对边,要为双摇杆机构应不满足杆长条件①AB杆为最短杆(0<l AB≤300mm)时,l AB+l BC>l CD+l AD,由此可得150mm<l AB≤300mm②AB杆为中间杆(300mm≤l AB≤500mm)时,l AD+l BC>l CD+l AB,由此可得300mm≤l AB<450mm③AB杆为最长杆(500mm≤l AB<1150mm)时,l AB+l AD>l CD+l BC,由此可得550mm<l AB<1150mm由此可知:150mm<l AB<450 mm,550mm<l AB<1150 mm(3)双曲柄机构要为双曲柄机构,AD杆必须为最短杆且应满足杆长条件①AB杆为中间杆(300mm≤l AB≤500mm)时,l AD+l BC≤l CD+ l AB,由此可得450mm≤l AB≤500mm②AB杆为最长杆(500mm≤l AB<1150mm)时,l AB+l AD≤l CD+l BC,由此可得500mm≤l AB≤550mm由此可知:450mm≤l AB≤550mm2-7 解:a )b )c )d )e ) 各机构压力角和传动角如图所示,图a)、d )机构无死点位置,图b)、c )、e )机构有死点位置 2-8 解:用作图法求解,主要步骤: (1)计算极位夹角:︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3615.115.118011180K K θ (2)取比例尺μ=0.001m/mm(3)根据比例尺和已知条件定出A 、D 、C 三点,如图所示(4)连接AC ,以AC 为边作θ角的另一角边线,与以D 为圆心、摇杆DC 为半径的圆弧相交于C 1和C 2点,连接DC 1和DC 2得摇杆的另一极限位置(两个)(5)从图中量得AC =71mm ,AC 1=26mm ,AC 2=170mm (6)当摇杆的另一极限位置位于DC 1时:5mm .2221=⨯=AC AC l AB -μ,5mm .4821=+⨯=AC AC l BC μ (7)当摇杆的另一极限位置位于DC 1时:5mm .4922=⨯=AC AC l AB -μ,5mm .12022=+⨯=AC AC l BC μ 答:曲柄和连杆的长度分别为22.5mm 、48.5mm 和49.5mm 、120.5mm 。

机械设计课件——第十三章联轴器

机械设计课件——第十三章联轴器
动载荷和运转中可能出现的过载现象。
联轴器的选择
1.确定联轴器的型号
按Tc≤[T],由联轴器标准确定联轴器型号, [T]为联轴器的许用转矩。
选择3
2.校核最大转速
被联接轴的转速n,不应超过联轴器许用的最高
转速nmax,即: n≤nmax
3.协调轴孔直径
被联接两轴的直径和形状(圆柱或圆锥)均可以
不同,但必须使直径在所选联轴器型号规定的范围内,
第十三章 联轴器 离合器 制动器
13.1概 述
联轴器和离合器是机械装置中常用的部件,它们主要用于 概述1 联接轴与轴,以传递运动与转矩,也可用作安全装置。 大致有以下类型:
联轴器 用于将两轴联接在一起,机器运转时两轴不能分离, 只有在机器停车时才可将两轴分离;
离合器 在机器运转过程中,可使两轴随时接合或分离的一 种装置。它可用来操纵机器传动的断续,以便进行变速或换向;
有弹性元件
弹性柱销联轴器
轮胎联轴器 膜片联轴器
刚性联轴器
套筒联轴器
刚性联轴器
凸缘联轴器
夹壳联轴器
无弹性元件挠性联轴器联轴器
有弹性元件挠性联轴器
有弹性件挠性联轴器
弹性套柱销联轴器
弹性柱销联轴器
轮胎联轴器
膜片联轴器
联轴器的选择
大多数联轴器已经标准化或规格化选,择选用的基本步骤为: 1
在下列联轴器中,能补偿两轴的相对位移以及可缓冲吸振的是
A 凸缘联轴器
D
B 齿式联轴器
C万向联轴器
D弹性柱销联轴器
13.3 离合器
作用:离合器用来联接两根轴,使之一起转动并传递转矩,在工作 中主、从动部分可分离可接合。 一、离合器的分类
按其工作原理可分为啮合式、摩擦式两类; 按离合控制方法不同,可分为操纵式和自动式两类;
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cos / cos
1
3
1
故在传动中会产生附加动载荷。
b). 双万向联轴器
由两个单万向联轴器组成,当安装时保证O1轴 、O3轴 与中间轴的夹角相等,并且中间轴两端的叉形接头位于同一 平面内时,可使两轴的角速度相等。
即:
1
3
联轴器除铆钉材料为20号钢外,其余零件材料多为合金 钢,以减小尺寸和提高耐磨性。
允许的径向位移量 允许的角位移量
y 0.04d
30 '
b 滑块联轴器
结构:与十字滑块联轴器相似,由两个宽沟槽的半 联轴器及中间盘组成,中间盘改为方形滑块。
材料:滑块为夹布胶木或尼龙6+石墨或二硫化钼,具 有弹性和自润滑作用; 特点:结构简单,尺寸紧凑;
应用:小功率、高转速、无剧烈冲击处。
两轴轴线的相对位移 a)轴向位移x b)角度位移α c)径向位移y d)综合位移x、y、α
为保证轴的正常工作,应选用不同类型的联轴器以适应和 补偿不同位移的要求。
二. 联轴器的类型: 刚性联轴器
联轴器 挠性联轴器
无弹性元件的挠性联轴器 有弹性能传动运动和转矩,不具备补偿功能。
齿形为渐开线,啮合角为200,齿数为30~80,齿轮材料 为45钢或 ZG310-570。
特点:
a. 内、外套间具有较大的轴向间隙,适应两轴的轴向偏 移。
b. 内、外齿轮间具有较大的侧隙和顶隙,适应两轴的径 向偏移。
c. 外齿轮的齿顶作成球面,沿齿向作成鼓形,适应两轴 的角度偏移。角偏移可达30。
十字滑块联轴器 1、3-半联轴器 2-中间圆盘
材料:一般用45钢,摩擦表面应淬硬,HRC>55。要求低时 也可用Q235,不进行热处理。
为减小摩擦和磨损,使用中应从中间盘的油孔定期注油 润滑。
特点及应用:结构简单,可补偿两轴的偏移。 起动时有冲击,摩擦面易磨损。
用于轴的刚度大,无剧烈冲击处。 n 250 r min
重载及 v > 30m/s时, 选用铸钢或锻钢。
2.挠性联轴器
1)无弹性元件的挠性联轴器
不仅能传递运动和转矩,而且具有不同程度的轴向、 径向、角向补偿性能。是利用联轴器工作零件间构成的动 联接,具有某一方向或几个方向的活动度来补偿。但无弹 性元件,故不能缓冲和减振。
常用的有以下几种:
a 十字滑块联轴器 结构:由两个端面开有径向凹槽的半联轴器和一个两面 带有互相垂直凸牙的中间盘组成,凸牙分别嵌入两半联轴器 的凹槽中。凸牙可在凹槽中滑动,故可补偿安装及运转时两 轴间的相对位移。
半联轴器与轴配合的孔
圆柱形 圆锥形
弹性圈多用耐油橡胶或皮革制造。
特点及应用:
易于制造,装拆方便,成本较低,允许两轴有综合位移。 当偏斜角大时,弹性圈易磨损。
适用于联接载荷平稳,频繁起动,需正、反转,传递中、 小转矩,转速较高的轴。
制动器:制动器是对机械的运动件施加阻力或阻力矩,使 其减速、停止或保持静止状态的部件。
它们大多已标准化。设计时根据需要从设计手册中选用。
第一节 联轴器
一. 两轴间可能发生的相对位移 联轴器所联接的两轴,由于制造及安装误差、承载后的变 形以及温度变化的影响等,不能严格对中。可能发生的偏移形 式如图所示。
该种联轴器适用于有较大综合偏移的两轴联接,多对齿 同时工作,能传递大扭矩,便于安装,多用重型机械。齿轮 联轴器已标准化。
e. 滚子链联轴器
结构:用双排链条同时与两个齿数相同的并列链轮啮合实现 两半联轴器的联接。为改善润滑和防止污染,一般加装密封罩。
特点: a) 结构简单,尺寸紧凑,质量小,装拆方便,维修容易, 价格便宜。具有一定的补偿性能和缓冲性能。
该类联轴器广泛用于汽车、拖拉机及机床等机械中,小 型的已标准化,设计时可按标准选用。
d. 齿式联轴器
结构:由两个带内齿和凸缘的外套筒3和两个带外齿的内套 筒1组成。两个内套筒分别用键与两轴联接,两个外套筒用螺栓 联成一体。通过内、外齿啮合传递扭矩。由油孔4注油润滑,在 内、外套筒间加装密封,以防润滑油泄漏。
1)套筒联轴器
套筒联轴器 a)用圆锥销连接 b)用平键和紧定螺钉连接
套筒联轴器结构简单,径向尺寸小,根据轴径尺寸 自行设计。但轴向尺寸较大,装拆时需设备作较大轴向 位移。多用于传递转矩较小,转速较低,能做轴向装拆 的场合。多用于机床和仪表设备中。
2)凸缘联轴器 a) 用普通螺栓连接
凸缘联轴器 (用凸肩和凹槽对中)
C .十字轴万向联轴器—用于联接两交叉轴。 a) 单万向联轴器
由两个叉形接头1、3,一个中间连接件2和销轴4、5组成, 销轴4与5互相垂直配置并分别把两个叉形接头与中间连接件2连 接起来,构成可动联接。允许两轴夹角达350~450 。
该联轴器的缺点是:当主动轴以等角速度ω1转动时, 而从动轴的角速度ω3不是常数,其变化范围为:
普通螺栓联接时的工作原理:两个半联轴器依靠螺 栓的预紧力在结合面间产生的摩擦力传递转矩
b)用绞制孔螺栓连接
铰制孔螺栓联接时的工作原理:两个半联轴器依靠螺栓 受剪切和挤压传递转矩。 特点及应用:对中精度高,传递转矩较大。结构简单,成 本低。用于载荷平稳无冲击、转速低、轴的刚性大、要求 严格对中的场合。 材料:中小载荷 及 v 30m/s时,选用灰铸铁或碳钢;
第十三章 联轴器、离合器 和制动器
概述
联轴器和离合器用于轴与 轴之间的联接,使其一起回转 并传递转矩。是机械传动中常 用的部件。
联轴器:机器运转时两轴不 能分离,只有机器停车后,经 过拆卸才能分离。
离合器:机器运转时,两 轴可随时分离或接合。
卷扬机示意图 1—电动机 2—联轴器 3—减速器
4—离合器 5—卷筒 6—制动器
b) 由于链节与轮齿间存在间隙,不宜用于逆向传动 、起 动频繁和立轴传动。
c) 受离心力影响,不宜用于高速传动。
2) 有弹性元件的挠性联轴器
能传递运动和转矩;具有不同程度的轴向、径向、角向 补偿性能;还具有不同程度的减振、缓冲作用,能改善传动 系统的工作性能。
a. 弹性套柱销联轴器
结构:
在结构上与凸缘联轴器相 似,用套有弹性圈的柱销代替 螺栓联接。通过蛹状弹性套传 递扭矩,可缓冲减振。柱销末 端为锥形,便于对中和装拆。
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