中原工學(xué)院2003～2004學(xué)年第一學(xué)期機(jī)械制造及自動(dòng)化專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)課程期末試卷（答案）一、是非題(用“√”表示正確，“×”表示錯(cuò)誤填在題末的括號(hào)中)。(本大題共10小題，每小題1分，總計(jì)10分)受靜載荷作用的零件只能產(chǎn)生靜應(yīng)力，受變載荷作用的零件才能產(chǎn)生變應(yīng)力。（×）受交變橫向載荷作用的普通螺栓聯(lián)接，在正常工作時(shí)螺栓桿所受到的拉力不變。（√）為了使V帶的工作側(cè)面能與V帶輪輪槽的工作側(cè)面緊緊貼合，因?yàn)閂帶的剖面楔角為40o，因而V帶輪輪槽角也相應(yīng)為40o。（×）為了避免帶打滑，可將帶輪上與帶接觸的表面加工得粗糙些以增大摩擦。（×）對(duì)輪齒沿齒寬作適當(dāng)?shù)男扌危ü男锡X），可以大大改善載荷沿接觸線分布不均勻的現(xiàn)象。（√）齒面點(diǎn)蝕是潤(rùn)滑良好的軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)常見(jiàn)的失效形式。（√）直齒圓錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算中，通常近似地以大端分度圓處的當(dāng)量圓柱齒輪來(lái)代替圓錐齒輪進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。（×）與齒輪傳動(dòng)的變位方法相類似，不僅可以對(duì)蝸桿進(jìn)行變位加工，而且也可以對(duì)蝸輪進(jìn)行變位加工。（×）某45鋼軸的剛度不足，可以采取改用40Cr合金鋼措施來(lái)提高其剛度。（×）10、滾動(dòng)軸承的基本額定壽命是指一組軸承中10%的軸承發(fā)生疲勞破壞，而90%的軸承不發(fā)生疲勞破壞前的轉(zhuǎn)數(shù)（以106為單位）或工作小時(shí)數(shù)。（√）二、選擇題(將正確的代碼A、B、C、D填入橫線上方的空格處)。(本大題共15小題，每小題1.5分，總計(jì)15分)1．零件的截面形狀一定，當(dāng)截面尺寸增大時(shí)，其疲勞極限值將隨之__B__。A.增高B.降低C.不變D.有時(shí)增高，有時(shí)降低2．對(duì)于聯(lián)接用螺紋，主要要求聯(lián)接可靠，自鎖性能好，故常選用__A__。A．升角小，單線三角形螺紋B．升角大，雙線三角形螺紋C.升角小，單線梯形螺紋D．升角大，雙線矩形螺紋3.設(shè)計(jì)鍵聯(lián)接時(shí)，有以下主要內(nèi)容：①按使用要求選擇鍵的類型；②對(duì)鍵聯(lián)接進(jìn)行必要的強(qiáng)度校核計(jì)算；③按軸徑選擇鍵的剖面尺寸；④按輪轂寬度選擇鍵的長(zhǎng)度。在具體設(shè)計(jì)時(shí)，一般的順序?yàn)镃。A.③→④→②→①；B.①→③→②→④；C.①→③→④→②；D.①→④→②→③4．選取V帶型號(hào)，主要取決于____D____。A．帶的松邊拉力B．帶的線速度C.帶的緊邊拉力D．帶傳遞的功率和小帶輪轉(zhuǎn)速5．帶傳動(dòng)不能保證準(zhǔn)確的傳動(dòng)比，其原因是____B____。A.帶容易變形和磨損B.帶傳動(dòng)工作時(shí)由拉力的變化而引起的彈性滑動(dòng)C.帶在帶輪上出現(xiàn)打滑D.帶的彈性變形不符合虎克定律Y輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算中的齒形系數(shù)Fa與C無(wú)關(guān)。A．齒數(shù)zB．變位系數(shù)xC．模數(shù)mD．斜齒輪的螺旋角m3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式：YYFaFSa應(yīng)代入：B。2KTYY m計(jì)算齒輪傳動(dòng)的模數(shù)時(shí)，其公式中 YY YYYYFa1A.小齒輪的FSa11B.Fa1FSa11與Fa2FSa22中的較大值 YY YYYY Fa2Sa2 Fa1C.大齒輪的F2；D.FSa11與Fa2FSa22中的較小值對(duì)閉式蝸桿傳動(dòng)進(jìn)行熱平衡計(jì)算，其主要目的是為了防止溫升過(guò)高而導(dǎo)致D。A.材料的力學(xué)性能下降；B.潤(rùn)滑油變質(zhì)；C.蝸桿受熱變形過(guò)大；D.潤(rùn)滑條件惡化。按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算軸的應(yīng)力時(shí)，公式中折合系數(shù)α是考慮C。A.材料抗彎與抗扭的性能不同；B.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求；C.彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的循環(huán)特性不同；D.強(qiáng)度理論的要求。下列四種軸承中，必須成對(duì)使用是A。A.圓錐滾子軸承；B.深溝球軸承；C.推力球軸承；D.圓柱滾子軸承三、計(jì)算題(本大題共３小題，每小題各15分，共計(jì)45分)1.某零件用40Cr鋼制成，材料的力學(xué)性能為：σ=800MPa，σ=480MPa，ψ=0.2。零件彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)K=1.5。已知作用在零件上的工應(yīng)力：σ=0MPa，σ150MPa，應(yīng)力循環(huán)特σ max min性r常數(shù)，試求：⑴繪制出該零件的極限應(yīng)力簡(jiǎn)圖；（4分）⑵在所繪制的零件極限應(yīng)力簡(jiǎn)圖中，標(biāo)出零件的工作應(yīng)力點(diǎn)M，加載應(yīng)力變化線以及極限應(yīng)力點(diǎn)M1'；（4分）⑶用圖解法確定該零件的極限應(yīng)力的平均應(yīng)力σ’和應(yīng)力幅σ’以及計(jì)算安全系數(shù)S；4分 me ae ca⑷用計(jì)算法確定該零件的計(jì)算安全系數(shù)S。（2分）⑸若許用安全系數(shù)為[S]=1.3，問(wèn)該零件否滿足強(qiáng)度要求。（1分） 2 22480 1 0 1 800 0110.2解：(1)∵ 0 ；∴ MPa在零件的極限應(yīng)力簡(jiǎn)圖中，各點(diǎn)坐標(biāo)為： 1 00 K 2，2K）=（400，266.7）；C（σ，0）=（800，0）0A（0，）=A（0，320）；B（S或GKKs1,K1s=G1.51.80050.2480,4801.50.20.2800553.85,246.15 (300,150)MG(553.85,246.15)(300,150)MG(553.85,246.15)M'(505.26,252.63)(400,266.7)BA(0,320)aσOmC(800,0) （2）σ=（σ+σ）/2=（450+150）/2=300MPa，σ=（σ-σ）/2=（450-150）/2=150MPam max min a max min工作應(yīng)力點(diǎn)M，加載應(yīng)力變化線以及極限應(yīng)力點(diǎn)M1'如圖所示（3）由圖可量的極限應(yīng)力點(diǎn)M’的平均應(yīng)力σ’=505.26MPa，應(yīng)力幅σ’=252.63MPa極限應(yīng)力點(diǎn)M’的疲勞極限σ’=σ’+σ’=757.89Mar me ae計(jì)算安全系數(shù)S 757.89/450=1.684ca 480S 1 1.684caK1.51500.2300am ∵S=1.684＞1.3,∴該零件能滿足強(qiáng)度要求。ca2.如下圖所示為一個(gè)鑄鐵托架，用四個(gè)普通螺栓固定在鑄鋼立柱上，已知W=1000N，L=700mm，L=300mm，接觸面間的摩擦系數(shù)f=0.2，螺栓的許用拉應(yīng)力[σ]=50MPa，防滑系數(shù)K=1.3。試確S定螺栓所需要的公稱直徑d。 普通螺紋基本尺寸 d 12 14 16 18 20 24 （GB196—81） d 10.10611.83513.83515.29617.29420.7521RW'T=WLW'T=WLR2WR22R3R1R4WR1WR4WR3R1R4R3解：（1）將W向O點(diǎn)平移得：W’=W=1000N；T=WL=1000×700=7×105（Nmm）；(2分)（2）在W’作用下：RW=RW=RW=RW=W’/Z=1000/4=250（N），方向如圖所示； 1 2 3 4 T 7105 824.96 2L1Z 23004 在T’作用下：RT=RT=RT=RT= 2 2 (N），方向如圖所示；1 2 3 4由受力圖可知，在W’和T共同作用下，以螺栓2、3聯(lián)接處所受的橫向載荷為最大，即為：RRRW2RT22RWRTcos1353 2 2 2 2 2502824.9622250824.96cos1351017.2（N）（7分）（3）由螺栓2或螺栓3處聯(lián)接不滑移的條件得： KR 1.31017.2QS26611.88∵QfZm=KR，∴pfZm0.211（N）（3分）p S2 5.2Q 5.26611.88dp14.795（4）由螺栓桿強(qiáng)度條件得：13.1450（mm）故應(yīng)選擇M18的普通螺栓，d=15.296＞14.795（3分）13．一工程機(jī)械傳動(dòng)裝置中的軸，采用一對(duì)圓錐滾子軸承支承，背靠背的反裝(如題３圖所示)，已知作用于軸上的徑向力F＝9000N，軸向力F＝1200N，其方向和作用位置如圖所示，運(yùn)轉(zhuǎn)中受輕微沖擊（f＝1.2）f＝1） P t表16-1230000表16-1230000軸承當(dāng)量動(dòng)載荷的X、Y值A(chǔ)/R≤eA/R＞eeX＝1Y＝0X＝0.4Y＝1.60.37軸承派生的內(nèi)部軸向力：S＝R/（2Y）121200=9000L1=190mm2=260軸承1軸承2(2)軸承派生的內(nèi)部軸向載SS，1 2并在圖中畫(huà)出其方向；(3)軸承所受的軸向載荷A，A；(4)軸承所受的當(dāng)量動(dòng)載荷，。1 2 解：(1)R＝FL/(L＋L)＝9000× 1 r2 1 2260/(190＋260)＝5200N，R＝FL/(L＋L)＝9000× 2 r1 1 2190/(190＋260)＝3800N；(3分)(2)S＝R/（2Y）＝5200/（2 1 1×1.6）=1625N，S＝R/(2Y)＝3800/(2×1.6)=1187.5，其向如圖所示；(3 題3.圖分)(3)F＋S＝1200＋1187.5＝2387.5＞S＝125軸有向右竄動(dòng)1故：軸承1為壓緊端，A＝F＋S＝1200＋1187.5＝2387.5N，1 a 2軸承2為放松端，A＝S＝1187.5N(3分) 2 2(4)計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量動(dòng)載荷：軸承1:A／R＝2387.5／5200＝0.459＞0.37=e，故：X＝0.4、Y＝1.6； 1 1 1 1P＝f(XR＋YA)＝1.2×（0.4×5200+1.6×2387.5）＝7080N1 p 1l 11軸承2:A／R＝1187.5／3800＝0.3125＞0.37=e，故：X＝1、Y＝0； 2 2 2 2P＝f(XR＋YA)＝1.2×（1×3800+0×1187.5）＝4560N(6分) 2 p 22 222S=1625R2S=1625R1=520012003800N=R=90002=260L1=190mm軸承2軸承1 2 四.傳動(dòng)零件受力分析題（本題15分）下圖為一直齒圓錐齒輪——斜齒圓柱齒輪——蝸桿蝸輪三級(jí)傳動(dòng)。已知圓錐齒輪1為主動(dòng)件，轉(zhuǎn)向如圖所示。試在下圖中標(biāo)出：⑴各輪的轉(zhuǎn)向；⑵欲使軸Ⅱ、軸Ⅲ上軸承所受的軸向力為最小時(shí)，斜齒圓柱齒輪和蝸桿蝸輪的旋向（要求畫(huà)出并用文字標(biāo)出他們的旋向）；⑶各輪在嚙合點(diǎn)處的諸分力（Ft、Fr、Fa）的方向。FFt6Fa5Fa4Fa3Fa2Fa1Fr6Fr5Fr4Fr3Fr1Fr2Ft5Fa6Ft4Ft3Ft1Ft2n6n5n3n4n2軸Ⅱ軸Ⅳ軸Ⅲ軸Ⅰn1斜齒輪3（左旋）蝸輪6（右旋）錐齒輪1錐齒輪2蝸桿5（右旋） 斜齒輪4（右旋） 五.軸系零件結(jié)構(gòu)改錯(cuò)（本題15分）下圖為一齒輪減速器部分裝配圖，試指出結(jié)構(gòu)不合理及錯(cuò)誤所在（不考慮圓角和鑄造斜度以及不計(jì)重復(fù)錯(cuò)誤，指出十處或八處以上錯(cuò)誤者滿分）。例如：精加工面過(guò)長(zhǎng)且裝拆軸承不便。按上述范例在圖中標(biāo)出結(jié)構(gòu)不合理及錯(cuò)誤所在，并用文字說(shuō)明原因（如果不說(shuō)明原因不給分）。66'11109863541精加工面過(guò)長(zhǎng)且裝拆軸承不便3' 2 7 解：1.安裝輪轂的第一段軸應(yīng)制有定位軸肩；2.鍵槽過(guò)長(zhǎng)安裝上的鍵與軸承端蓋干涉（相碰）；3.軸承端蓋的加工面與非加工面沒(méi)有區(qū)分開(kāi)；4.在軸與軸承端蓋孔之間缺少密封圈；5.在軸與軸承端蓋孔之間應(yīng)留有間隙；6.在軸承端蓋與箱體軸承孔端面缺少調(diào)整墊片；7.在軸與齒輪孔間缺少周向定位的鍵聯(lián)接；8.套筒頂不住齒輪（過(guò)定位）9.套筒過(guò)高，軸承無(wú)法拆卸；10.軸承安裝反了；11.軸過(guò)長(zhǎng)且與軸承端蓋相碰。中原工學(xué)院2004～2005學(xué)年第一學(xué)期機(jī)械制造及自動(dòng)化專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)課程期末試卷（答案）是非題(用“√”表示正確，“×”表示錯(cuò)誤，填在題末的括號(hào)中)。(本大題共10小題，每小題1分，總計(jì)10分)斷裂和塑性變形、過(guò)大的彈性變形、工作表面的過(guò)度磨損或損傷、發(fā)生強(qiáng)烈的振動(dòng)、聯(lián)接的松弛、摩擦傳動(dòng)的打滑等都是零件的失效形式。（√）用于緊固聯(lián)接的螺紋不僅自鎖性要好，而且傳動(dòng)的效率也要高。（×）3、受交變橫向載荷作用的普通螺栓組聯(lián)接，在正常工作時(shí)螺栓桿所受到的拉力不變。（√）對(duì)于受轉(zhuǎn)矩作用的普通螺栓組聯(lián)接，各螺栓桿將受到不等的剪力作用，且其剪力的大小與螺栓桿軸線到螺栓組聯(lián)接的轉(zhuǎn)動(dòng)中心之距離成正比。（×）帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)將引起在主動(dòng)帶輪上帶的速度要逐漸遲后于主動(dòng)帶輪輪緣的速度，在從動(dòng)帶輪上帶的速度要逐漸超前于從動(dòng)帶輪輪緣的速度。（√）為了避免帶的彎曲應(yīng)力過(guò)大，在設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)時(shí)需要限制小帶輪的基準(zhǔn)直徑。（√）7、帶傳動(dòng)和漸開(kāi)線齒輪傳動(dòng)都能實(shí)現(xiàn)定角速比傳動(dòng)。（×）在閉式齒輪傳動(dòng)中，齒面磨損是其齒輪的主要失效形式。（×）直齒圓錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算中，通常近似地以大端分度圓處的當(dāng)量圓柱齒輪來(lái)代替圓錐齒輪進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。（×）為了保證圓柱蝸桿傳動(dòng)良好的磨合（跑合）和耐磨性，通常采用鋼制蝸桿與銅合金蝸輪。（√）選擇題（將正確的代碼A、B、C、D填入橫線上方的空格處）。（本大題共10小題，每小題1分，總計(jì)10分）下列四種敘述中，____D__是正確的A．變應(yīng)力只能由變載荷產(chǎn)生B．靜載荷不能產(chǎn)生變應(yīng)力C．變應(yīng)力是由靜載荷產(chǎn)生D．變應(yīng)力由變載荷產(chǎn)生，也可能由靜載荷產(chǎn)生右圖為某齒輪傳動(dòng)裝置，輪1為主動(dòng)輪且轉(zhuǎn)向不變，則輪2的齒根彎曲應(yīng)力按A變化。A．對(duì)稱循環(huán)B．脈動(dòng)循環(huán)C．應(yīng)力比r＝－0.5的循環(huán)D．應(yīng)力比r＝+1的循環(huán)螺紋聯(lián)接是一種A。A．可拆聯(lián)接；B．不可拆聯(lián)接；C．動(dòng)聯(lián)接；D．過(guò)盈聯(lián)聯(lián)接某一軸、轂采用普通圓頭平鍵聯(lián)接，已知軸的直徑d=60mm，鍵的尺寸為b×h×l=18×11×80（單位mm）,軸的許用擠壓應(yīng)力為：[σ]=100Mpa，轂的許用擠壓應(yīng)力為：[σ]=70Mpa，則該軸、轂聯(lián)接所能傳p p遞的最大轉(zhuǎn)矩T為：A。A．T=716.1Nm；B．T=924Nm；C．T=1432.2Nm；D．T=1618.1Nmmaxmaxmaxmax5、V帶型號(hào)的選擇是根據(jù)A。A．小帶輪上的功率P和轉(zhuǎn)速n；B．大帶輪上的功率P和轉(zhuǎn)速n； 1 1 2 2C．小帶輪上的轉(zhuǎn)矩T和轉(zhuǎn)速n；D．大帶輪上的轉(zhuǎn)矩T和轉(zhuǎn)速n 1 1 2 2帶傳動(dòng)在工作時(shí)，假定小帶輪為主動(dòng)輪，則帶內(nèi)應(yīng)力的最大值發(fā)生在帶B。A．進(jìn)入大帶輪處B．進(jìn)入小帶輪處C．離開(kāi)大帶輪處D．離開(kāi)小帶輪處在下列各對(duì)齒輪的配對(duì)材料中，有幾組方案是合理的。答：B。配對(duì)方案 １ ２ ３ ４ ５ 6小齒輪的材料 40Cr 20Cr，表面20Cr，表面 45 40Cr，表面HT200-400和熱處理方案 調(diào)質(zhì) 滲碳淬火高頻淬火 調(diào)質(zhì) 滲碳淬火大齒輪的材料 45 45 40Cr 40Cr 4545，調(diào)質(zhì)和熱處理方案正火調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)正火A．2組；B．3組；C．4組；D．5組一對(duì)軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)，若要提高其接觸強(qiáng)度，可采取C方法。A．在中心距a和齒數(shù)比u不變的條件下增大齒數(shù)z；1B．在中心距a和齒數(shù)比u不變的條件下增大模數(shù)m；C．在齒數(shù)比u不變的條件下增大中心距a；D．在齒數(shù)比u不變的條件下減小中心距a按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算軸的應(yīng)力時(shí)，公式中折合系數(shù)α是考慮D。A．材料抗彎與抗扭的性能不同；B．強(qiáng)度理論的要求；C．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求；D．彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的循環(huán)特性不同在下列軸承中，只能承受徑向載荷的軸承是D。A．深溝球軸承B．調(diào)心球軸承C．調(diào)心滾子軸承D．圓柱滾子軸承填空題（本大題共5小題，每小題2分，總計(jì)10分）普通螺紋因牙形角大而自鎖性能好，故常用于聯(lián)接；而梯形螺紋效率高，故常用于傳動(dòng)。設(shè)計(jì)鍵聯(lián)接時(shí)，先根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、使用要求和工作條件選擇鍵的類型；再按軸或轂的直徑選擇鍵的截面尺寸（b×h），由輪轂寬度和工作條件選擇鍵的長(zhǎng)度；最后對(duì)鍵聯(lián)接進(jìn)行必要的強(qiáng)度校核計(jì)算。帶傳動(dòng)的失效形式有：打滑和帶的疲勞破壞。在輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算中，齒形系數(shù)Y的大小與齒數(shù)z、變位系數(shù)x、斜齒輪的螺旋角β和分度角α有關(guān)，而與模數(shù)m無(wú)關(guān)。右圖所示為一卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)。根據(jù)軸的分類，其中軸Ⅱ?yàn)檗D(zhuǎn)軸，軸Ⅳ為芯軸。計(jì)算題（本大題共3小題，第1小題15分、第2小題10分，第3小題20分，共計(jì)45分）1.某零件用40Cr鋼制成，材料的力學(xué)性能為：σ=480MPa，σ=800MPa，ψ=0.2。零件彎曲疲勞極限 -1 S σ的綜合影響系數(shù)K=1.5。已知作用在零件上的工作應(yīng)力：σ=450MPa，σ=150MPa，應(yīng)力比r常數(shù)；σ max min試求：⑴繪制出該零件的極限應(yīng)力簡(jiǎn)圖；且標(biāo)出零件的工作應(yīng)力點(diǎn)M，加載應(yīng)力變化線以及極限應(yīng)力點(diǎn)M1'；（9分）⑵用圖解法確定該零件的極限應(yīng)力的平均應(yīng)力σ’、應(yīng)力幅σ’和極限應(yīng)力點(diǎn)M’的疲勞極限σM’并用 me ae r其結(jié)果計(jì)算該零件的計(jì)算安全系數(shù)S；（4分）⑶S。（2分）ca 2 22480 1 0 1 800 0110.2解：（1）∵ 0 ；∴ MPa（2分）在零件的極限應(yīng)力簡(jiǎn)圖中，各點(diǎn)坐標(biāo)為： 1 00 K 2，2K）=（400，266.7）；C（σS，0）=（800，0）0A（0，）=A（0，320）；B（或GKKs1,K1s=G1.51.58000.24804801.50.20.2800553.85,246.15（3分） , （作圖2分）σ=（σ+σ）/2=（450+150）/2=300MPa，σ=（σ-σ）/2=（450-150）/2=150MPa（1分）m max min a max min工作應(yīng)力點(diǎn)M，加載應(yīng)力變化線以及極限應(yīng)力點(diǎn)M1'如圖所示（1分）由圖可量的極限應(yīng)力點(diǎn)M’的平均應(yīng)力σ’=505.26MPa，應(yīng)力幅σ’=252.63MPa me ae極限應(yīng)力點(diǎn)M’的疲勞極限σM’=σ’+σ’=757.89MPar me ae計(jì)算安全系數(shù)S=σM’/σ=757.89/450=1.684（4分） ca r max 480S 1 1.684caK1.51500.2300(300,150)MM'(505.26,252.63)(400,266.7)(300,150)MM'(505.26,252.63)(400,266.7)BA(0,320)G(553.85,246.15)aσOm C(800,0) 2.一方形蓋板用4個(gè)螺栓與箱體聯(lián)接，蓋板中心O點(diǎn)的吊環(huán)受拉力F=10kN?，F(xiàn)要求：(1)設(shè)工作載荷有變化，取殘余預(yù)緊力F為工作拉力F的0.6倍，試計(jì)算每個(gè)螺栓的總力F；(2)如因制造誤差，吊環(huán) 1 2由O點(diǎn)移至點(diǎn)O’（見(jiàn)下圖)，OO'52mm，試計(jì)算受力最大的螺栓的總拉力Fmax。（滿分102分） F 10F2.5解：（1） Z 4 （kN）(2分)F=F+F=1.6F=1.6×2.5=4（kN） 2 1(2分)(2)將F向O點(diǎn)平移，得：軸F’=F=10kN Σ ΣFOO'1052= 傾覆力矩M= =502kN(2分)軸向工作拉力：F'10ΣF①F②F③F④Z42.5（kN）(1分)由F’引起的軸向工作拉力：F'F'F'F' M 502F①F③0.25MM2L2002 由M引起的軸向工作拉力： 3o（kN）(1分)F③F③F③2.50.252.75 最大工作拉力：max F' M （kN）(1分)F③FF③1.6F③1.62.754.4 最大的螺栓的總拉力：2max 1 max max （kN）(1分)3.一工程機(jī)械傳動(dòng)裝置中的錐齒輪軸，采用一對(duì)30207圓錐滾子軸承（基本額定動(dòng)載荷C=54.2kN，基本額靜動(dòng)載荷C=63.5kN）支承，背靠背的反裝（如圖所示）。已知作用于錐齒r r0輪上的徑向力F＝5000N，軸向力F＝1000N，其方向和作用位置如圖所示。軸的轉(zhuǎn)速re aen=1450r/min，運(yùn)轉(zhuǎn)中受輕微沖擊（f＝1.2），常溫下工作（f＝1），試求：（滿分20分）1 P t軸承所受的徑向載荷F，F(xiàn)；軸承1、2派生軸向力，，并在圖中畫(huà)出其方向；軸承所受的軸向載荷FFa1 a2軸承所受的當(dāng)量動(dòng)載荷P，P。 1 2軸承的額定壽命L，Lh1 h2解：（1）由軸的靜力平衡條件得：30207E軸承當(dāng)量動(dòng)載荷的X、Y值（GB/T297-94）F＝［F（L＋L）—0.5dF］/L＝r1 re 1 2 mae 2 F/F≤e F/F＞e e［5000×（100＋400）－0.5×200×1000］ ar ar X＝1 Y＝0 X＝0.4Y＝1.6 0.37/400=6000（N） 軸承派生軸向力：F＝F/（2Y）F＝［－FL＋0.5dF］/L＝［－ d rr2 re1 mae 25000×100＋0.5×200×1000］/400=－1000軸承1L1=100軸承1L1=100mmL2=400mmF=5000NF=1000N軸承2Fr1Fr2Fd1Fd2（2）F＝F/（2Y）＝6000/d1 r1（2×1.6）=1875N， aeF＝F/（2Y）＝1000/（2×1.6）=312.N，方向如圖所示；mm00（4分） 2=m（3）F＋F＝1000＋312.5＝ dae d21312.5＜F＝1875，軸有向左竄動(dòng)趨勢(shì)，d1故：軸承1為放松端，F(xiàn) a1 題２.圖＝F＝187