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1、例1.2 计算图示机构的自由度。,解：（a)F=3n 2PL PH=3x4 2x6 0=0,（b)F=3n 2PL PH=3x5 2x7 0=1,例1.3 计算图示机构的自由度。,解：A、B、D、E为复合铰链 F=3n 2PL PH=3x7 2x10 0=1,例1.4 计算下列机构的自由度（若存在复合铰链、局部自由度或虚约束请指明）,局部自由度：C虚约束：D（E）,F=3n-2PL-PH=3x3-2x3-2=1,复合铰链：C,F=3n-2PL-PH=3x5-2x7-0=1,局部自由度：B、C虚约束：E（F）,F=3n 2PL PH=3x3 2x3 2=1,复合铰链：D局部自由度：H虚约束：F（
2、G）,F=3n 2PL PH=3x8 2x11 1=1,图中有四个齿轮，AD杆与轮A固结，AB杆为机架，求机构自由度。,n=4轮+2杆=6PL=7（B、C、D 均为复合铰链）PH=3F=3n-2PL-PH=3x6-2x7-3=1,复合铰链：J局部自由度：D虚约束：M（N）,F=3n-2PL-PH=3x9-2x12-2=1,实现给定行程速比系数K的设计方法,曲柄实际长度 AB=l（AC2-AC1）/2 连杆实际长度 BC=l（AC2+AC1）/2,1.已知：行程速比系数K 摇杆长度 CD 最大摆角设计一曲柄摇杆机构,2.已知：行程速比系数K 滑块行程H 偏距e设计一曲柄滑块机构,曲柄实际长度 A
3、B=l（AC2-AC1）/2 连杆实际长度 BC=l（AC2+AC1）/2,取尺寸比例 l=1mm/mm 5mm/30,60,270,150,一偏置尖底直动从动件盘形凸轮轮廓 注意切线的方向！,例3.2 图示对心尖底直动从动件盘形凸轮机构，试在图中标示（1）基圆半径r0（2）从动件最大位移Smax（3）图示位置从动件的压力角（4）当凸轮从图示位置顺时针转过60o时，标示从动件位移S,例题4.1 一对外啮合正常齿制的标准直齿圆柱齿轮的中心距a=225mm,z1=38,da1=200mm,=20。求:m,z2,d2,da2,df2,db2。,解:,da1=m(z1+2 ha*)=200 mm,m=
4、da1/(z1+2 ha*)=200/(38+2x1)=5 mm,d2=mz2=5x52=260 mm,da2=m(z2+2 ha*)=5 x(52+2)=270 mm,df2=m(z2-2 ha*-2 c*)=5 x(52-2-2 x0.25)=247.5 mm,a=m(z1+z2)/2则 z2=2a/m-z1=2x225/5-38=52,db2=d2cos=260cos20=244.320 mm,例4.2：已知某外啮合单级直齿圆柱齿轮减速器中一对钢制齿轮参数如下：,若工作时小齿轮转速为n1=970r/min，并取载荷系数K=1.2，试按接触疲劳强度条件计算该减速器能够传递的最大功率Pmax
5、。,解：,根据接触疲劳强度条件,减速传动，u=i=z2/z1=125/25=5，d1=mz1=3x25=75 mm K=1.2，b=b2=115 mm,H=H2=550 MPa 取小值，代入,得 T1301813 N.mm,又T1=9.55x106P/n1=9.55x106P/970301813 解得Pmax=30.6 kW,例6.1 计算图示轮系的i15,1-2=2-3=3-4-5,例6.2 某机床变速箱，通过中间轴II上的两组双联滑移齿轮3-4和5-6，将输入轴I的一种转速进行适当的变换，由主轴III输出，已知Z1=20,Z2=40,Z3=44,Z4=24,Z5=20,Z6=25,Z7=5
6、0,Z8=45。求各档传动比i I III。,解：,1-3=5-7,i I III=(-1)2Z3Z7/Z1Z5=5.5,1-3=6-8,i I III=(-1)2Z3Z8/Z1Z6=3.96,2-4=5-7,i I III=(-1)2Z4Z7/Z2Z5=1.5,2-4=6-8,i I III=(-1)2Z4Z8/Z2Z6=1.08,例6.3 图示提升装置,其中各齿数已知,试求传动比i15,并画出提升重物时电动机的转向。,解：,1-2=2-3=3-4=4-5,i 15=Z2Z3Z4Z5/Z1Z2 Z3 Z4=50 x30 x40 x52/20 x15x1x18=578,例6.4 某行星轮系如图
7、，已知Z1=18,Z2=27,Z3=72,n1=100r/min,转向见图。试求nH和i1H。,解：,将n1,n3,Z1,Z3代入得：nH=20 r/min i1H=5,例6.5 Z1=15,Z2=45,Z2=90,Z3=150,|n1|=200r/min,|n3|=50r/min 试求(1)n1和n3 同向(2)n1和n3 异向时，nH的大小和转向。,解：,（1）当n1和n3 同向，n1=200 r/min，n3=50 r/min 代入,（2）当n1和n3 异向，n1=200 r/min，n3=-50 r/min 代入,例6.6 已知Z1=Z2=41,Z2=Z3=39,求传动比iH1。,解：
8、,将n3=0，各个齿轮齿数代入,例6.7 图示灯具转动装置，已知n1=21 r/min，方向如图，Z1=40 Z2=Z2=30,Z3=Z3=40,Z4=100。求灯具箱体的转速和转向。,解：,12=23=3 4 H(灯具箱体),将n4=0，n1=21 r/min 代入得,nH=6 r/min，转向同n1,例6.8 已知Z1=20,Z2=40,Z2=20,Z4=80,试求i1H。,12 定轴轮系,解：,定轴轮系i12=n1/n2=-Z2/Z1=-40/20=-2,行星轮系,将n2=n2，n4=0 代入上式,例6.9 已知Z1=20,Z2=34,Z2=18,Z3=36,Z3=72,Z4=26 Z1
9、=20。试求i1H。,12=23 定轴轮系,解：,i13=n1/n3=Z2Z3/Z1 Z2=34x36/20 x18=17/5,而n1=n1、n3=n3 代入前式,i1H=391/175,例7.1 某单列螺栓组连接。横向外载荷F=30 kN，接合面的 f=0.15，螺栓数Z=6，螺纹小径d1=26.211mm，可靠性系数C=1.2，螺栓材料的=100MPa，试校核连接强度。,预紧力 F0=CF/Zfm=1.2x30000/6x1x0.15=40000 N,解：,所以，连接强度足够。,例7.2 某压力容器的盖与体用12个M10普通螺栓连接，螺栓在D0圆周上均匀分布，已知容器内压为P=1.5MPa
10、，D=200mm，螺纹小径d1=8.376mm，螺栓材料的=260MPa，紧固系数K=2.7，试问此容器的连接是否安全？,解：,总的轴向工作载荷F总=D2P/4=x2002x1.5/4=47100 N,单个螺栓承受的轴向工作载荷 FE=F总/Z=47100/12=3925 N 则Fa=KFE=2.7x3925=10598 N,所以，连接安全。,例7.3 两板用普通螺栓连接，已知横向外载荷F=30kN，螺栓材料为Q235，性能等级4.6，接合面f=0.15，共用6个螺栓，C=1.2，不控制预紧力。试确定螺栓的规格。,解：,采用估算法，由表10-7取安全系数 S,1.初选M24，S=2.4(插值计
11、算),而M24的d1=20.752mm，故不适用。,2.初选M30，S=2,而M30的d1=26.211mm，故适用。,结论：GB/T 5782-2000 6-M30。,例7.4 某铸铁圆柱齿轮与一钢制轴用A型普通平键连接。装齿轮处的轴径为60mm，齿轮轮毂宽为90mm。连接传递的转矩为700N.m，载荷平稳。试选择此键连接。,解：,由表10-9查得，当轴径d=60mm时，键宽b=18mm，键高h=11mm,参照键的长度系列，取键长L=80mm,由表10-10查得，P=75MPa,显然，P P，故此键适用。,结果：A型键 18x80 GB/T 1096-79,例10.1 某非液体摩擦径向滑动轴
12、承，已知轴径d=200mm，轴承宽度B=200mm，轴颈转速n=300r/min，轴瓦材料为ZCuSn10P1，试求其可以承受的最大径向载荷Frmax。,解：,由表15-1查得：P=15 MPa，Pv=15 MPa.m/s,P=Fr/BdP,得FrPBd=200 x200 x15=600000 N,Pv=Fr n/19100BPv,得FrPv19100B/n=15x19100 x200/300=191000 N,则 Frmax=191000 N,例10.2 某径向动压滑动轴承，轴颈d=100mm，轴承宽度B=150mm，轴的转速n=750r/min，工作载荷F=10300N，相对间隙=0.00
13、25，润滑油的=0.021Pa.s，试求承载系数CP、偏心率 和最小油膜厚度hmin。,解：,hmin=r(1-)=50 x0.0025x(1-0.7)=0.0375mm,查表15-8，B/d=150/100=1.5 得到=0.7,例10.3 汽轮机主轴转速n=1000r/min，工作载荷F=18000N，轴颈d=180mm，宽径比B/d=0.6，相对间隙=0.0015，润滑油的=0.037 Pa.s，若许用油膜厚度h=0.055mm，试问能否实现液体摩擦？,解：,插值计算：=0.55,hmin=(1-)=.r(1-)=0.0015x90 x(1-0.55)=0.06mm,hminh 故能实现
14、液体摩擦。,例11.1 一农用水泵，决定选用深沟球轴承，轴颈直径d=40mm，转速n=2900r/min，已知Fr1=Fr2=1810N，轴向外载荷FA=740N，预期寿命Lh=8000h，fP=1，ft=1。试选择轴承的型号。,解：拟选用6208，查表手册得C0=18000 N，C=29500 N,Fa/C0=FA/C0=740/18000=0.04,插值计算得 e=0.24,Fa/Fr=740/1810=0.4 e故 X=0.56,Y=1.85（插值）,当量动载荷 P=X Fr+Y Fa=0.56x1810+1.85x740=2382.6 N,轴承适用,例11.2 计算下列一对7210B轴
15、承的当量动载荷P1和P2。已知Fr1=8600N，Fr2=12500N，FA=2000N FS=1.14Fr，e=1.14，Fa/Fr e时，X=1 Y=0 Fa/Fre时，X=0.35 Y=0.57,解：FS1=1.14Fr1=1.14x8600=9804 N FS2=1.14Fr2=1.14x12500=14250N,Fa1=max9804,16250=16250 N,Fa2=max14250,7804=14250 N,Fa1/Fr1=16250/8600=1.89 e X1=0.35 Y1=0.57,Fa2/Fr2=14250/12500=1.14=e X2=1 Y2=0,P1=X1 F
16、r1+Y1 Fa1=0.35x8600+0.57x16250=12272.5 NP2=X2 Fr2+Y2 Fa2=12500N,例11.3 某轴用两30207轴承反装。径向载荷Fr1=1600N，Fr2=2400N，轴向外载荷FA=400 N，转速n=1400r/min，载荷系数fp=1，温度系数ft=0.95，求轴承的寿命。FS=Fr/2Y，e=0.37，Fa/Fr e 时，X=1 Y=0 C=54200N Fa/Fre时，X=0.4 Y=1.6,解：FS1=Fr1/2Y=1600/2x1.6=500 N FS2=Fr2/2Y=2400/2x1.6=750 N,Fa1=max500，350=500 N,Fa2=max750，900=900 N,Fa1/Fr1=500/1600=0.315 e X1=1 Y1=0,Fa2/Fr2=900/2400=0.375 e X2=0.4 Y2=1.6,P1=X1 Fr1+Y1 Fa1=1600 NP2=X2 Fr2+Y2 Fa2=0.4x2400+1.6x900=2400 N,因为P2 P1，故只按轴承2计算寿命即可。,
