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1、平面機(jī)構(gòu)及其自由度1、如圖a所示為一簡易沖床的初擬設(shè)計(jì)方案，設(shè)計(jì)者的思路是：動(dòng)力由齒輪1輸入，使軸A連續(xù)回轉(zhuǎn)；而固裝在軸A上的凸輪2與杠桿3組成的凸輪機(jī)構(gòu)將使沖頭4上下運(yùn)動(dòng)以達(dá)到?jīng)_壓的目的。試?yán)L出其機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖（各尺寸由圖上量?。治銎涫欠衲軐?shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)意圖并提出修改方案。解 1）取比例尺繪制其機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖（圖b）。圖 b） 2）分析其是否能實(shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)意圖。 由圖b可知，故：因此，此簡單沖床根本不能運(yùn)動(dòng)（即由構(gòu)件3、4與機(jī)架5和運(yùn)動(dòng)副B、C、D組成不能運(yùn)動(dòng)的剛性桁架），故需要增加機(jī)構(gòu)的自由度。3）提出修改方案（圖c）。為了使此機(jī)構(gòu)能運(yùn)動(dòng)，應(yīng)增加機(jī)構(gòu)的自由度（其方法是：可以在機(jī)構(gòu)的適當(dāng)位置增加一個(gè)活

2、動(dòng)構(gòu)件和一個(gè)低副，或者用一個(gè)高副去代替一個(gè)低副，其修改方案很多，圖c給出了其中兩種方案）。 圖 c 1） 圖 c 2）2、試畫出圖示平面機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)簡圖，并計(jì)算其自由度。 解：， 解：，3、計(jì)算圖示平面機(jī)構(gòu)的自由度。 解：， 解：，局部自由度解：， 解： D,E,FG與D，H，J，I為對(duì)稱結(jié)構(gòu)，去除左邊或者右邊部分，可得，活動(dòng)構(gòu)件總數(shù)為7，其中轉(zhuǎn)動(dòng)副總數(shù)為8，移動(dòng)副總數(shù)為2，高副數(shù)為0，機(jī)構(gòu)自由度為1。（其中E、D及H均為復(fù)合鉸鏈） 4、試求圖示各機(jī)構(gòu)在圖示位置時(shí)全部瞬心的位置（用符號(hào)直接標(biāo)注在圖上）。 平面連桿機(jī)構(gòu)及其設(shè)計(jì)1、在圖示鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)中，已知：=50mm，=35mm，=30mm，為機(jī)

3、架，1）若此機(jī)構(gòu)為曲柄搖桿機(jī)構(gòu)，且為曲柄，求的最大值；2）若此機(jī)構(gòu)為雙曲柄機(jī)構(gòu)，求的范圍；3）若此機(jī)構(gòu)為雙搖桿機(jī)構(gòu)，求的范圍。 解：1）AB為最短桿 2）AD為最短桿，若 若 3) 為最短桿 ， 為最短桿 由四桿裝配條件 2、在圖示的鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)中，各桿的長度為a=28mm，b=52mm，c=50mm，d=72mm。試問此為何種機(jī)構(gòu)請(qǐng)用作圖法求出此機(jī)構(gòu)的極位夾角，桿的最大擺角，計(jì)算行程速度比系數(shù)。解1）作出機(jī)構(gòu)的兩個(gè)極位，由圖中量得 2）求行程速比系數(shù)3）作出此機(jī)構(gòu)傳動(dòng)角最小的位置，量得此機(jī)構(gòu)為 曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 3、畫出各機(jī)構(gòu)的壓力角傳動(dòng)角。箭頭標(biāo)注的構(gòu)件為原動(dòng)件。 4、現(xiàn)欲設(shè)計(jì)一鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)，

4、已知其搖桿的長=75mm，行程速比系數(shù)=，機(jī)架的長度為=100mm，又知搖桿的一個(gè)極限位置與機(jī)架間的夾角為45，試求其曲柄的長度和連桿的長。（有兩個(gè)解）解：先計(jì)算并取作圖，可得兩個(gè)解 凸輪機(jī)構(gòu)及其設(shè)計(jì)1、已知一偏置尖頂推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)如圖所示，試用作圖法求其推桿的位移曲線。解 以同一比例尺=1mm/mm作推桿的位移線圖如下所示。2、試以作圖法設(shè)計(jì)一偏置直動(dòng)滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)的凸輪輪廓曲線。已知凸輪以等角速度逆時(shí)針回轉(zhuǎn)，正偏距=10mm，基圓半徑=30mm，滾子半徑=10mm。推桿運(yùn)動(dòng)規(guī)律為：凸輪轉(zhuǎn)角=0150，推桿等速上升16mm；=150180，推桿不動(dòng)；=180300 時(shí)，推桿等加速等減

5、速回程16mm;=300360時(shí)，推桿不動(dòng)。解 推桿在推程段及回程段運(yùn)動(dòng)規(guī)律的位移方程為：1） 推程： ，2） 回程：等加速段 ， 等減速段 ，取=1mm/mm作圖如下：計(jì)算各分點(diǎn)得位移值如下：總轉(zhuǎn)角0153045607590105120135150165s081616180195210225240255270285300315330360s16148200003、在圖示凸輪機(jī)構(gòu)中，凸輪為偏心輪，轉(zhuǎn)向如圖。E、F為凸輪與滾子的兩個(gè)接觸點(diǎn)，試在圖上標(biāo)出：1）從E點(diǎn)接觸到F點(diǎn)接觸凸輪所轉(zhuǎn)過的角度；2）F點(diǎn)接觸時(shí)的從動(dòng)件壓力角；3）由E點(diǎn)接觸到F點(diǎn)接觸從動(dòng)件的位移s；4）畫出凸輪理論輪廓曲線和基圓。

6、 齒輪機(jī)構(gòu)1、設(shè)有一漸開線標(biāo)準(zhǔn)齒輪=20,=8mm,=20,=1,試求：其齒廓曲線在分度圓及齒頂圓上的曲率半徑、 及齒頂圓壓力角。解：求、2、已知一對(duì)外嚙合標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的標(biāo)準(zhǔn)中心距a =160mm，齒數(shù)z1 = 20，z2 = 60，求模數(shù)和分度圓直徑d1、d2。解： 3、設(shè)已知一對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，z1=20,z2=40,=8mm,=20, =1, =,B=30mm,初取=15，試求該傳動(dòng)的中心距a(a值應(yīng)圓整為個(gè)位數(shù)為0或5，并相應(yīng)重算螺旋角 )、幾何尺寸、當(dāng)量齒數(shù)和重合度。解1）計(jì)算中心距a 初取，則取，則2）計(jì)算幾何尺寸及當(dāng)量齒數(shù)尺寸名稱小齒輪大齒輪分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑

7、齒頂高、齒根高法面及端面齒厚法面及端面齒距當(dāng)量齒數(shù)3）計(jì)算重合度4、已知一對(duì)等頂隙收縮齒標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，齒數(shù)z1 = 20，z2 = 38，模數(shù)m = 4mm，分度圓壓力角 = 20,齒頂高系數(shù)ha = 1，齒頂間隙系數(shù) c = ，軸交角 = 90。求兩錐齒輪的齒頂圓錐角a1、a2及其它主要尺寸。解：齒頂圓錐角：，齒頂高：齒根高：輪系及其設(shè)計(jì)1、如圖所示為一手搖提升裝置，其中各輪齒數(shù)均已知，試求傳動(dòng)比i15,指出當(dāng)提升重物時(shí)手柄的轉(zhuǎn)向（在圖中用箭頭標(biāo)出）。解 此輪系為 空間定軸輪系 2、在圖示齒輪系中，已知z1=z2=19，z3=26，z4=30，z4=20，z5=78，齒輪1與齒輪3同

8、軸線，求齒輪3的齒數(shù)及傳動(dòng)比i15。解： 3、在圖示的行星減速裝置中，已知z1=z2=17，z3=51。當(dāng)手柄轉(zhuǎn)過90時(shí)轉(zhuǎn)盤H轉(zhuǎn)過多少度 解： ，故手柄轉(zhuǎn)過90度時(shí)，轉(zhuǎn)盤H轉(zhuǎn)過度4、在圖示的差動(dòng)齒輪系中，已知各輪齒數(shù)z1=15，z2=25，z2=20，z3=60。若n1 = 200r/min，n3 = 50r/min，且轉(zhuǎn)向相同，試求行星架H的轉(zhuǎn)速nH。解： 5、在圖示的復(fù)合輪系中，設(shè)已知n1=3549r/min，又各輪齒數(shù)為z1=36,z2=60,z3=23，z4=49,z4，=69,z5=31,z6=131,z7=94,z8=36,z9=167,試求行星架H的轉(zhuǎn)速nH（大小及轉(zhuǎn)向）解：此輪

9、系是一個(gè)復(fù)合輪系在12（3）4定軸輪系中： （轉(zhuǎn)向見圖）在4567行星輪系中在789H行星輪系中 故，其轉(zhuǎn)向與輪4轉(zhuǎn)向相同其他常用機(jī)構(gòu)及動(dòng)力分析 1、已知槽輪機(jī)構(gòu)的槽數(shù)z=5，撥盤的圓銷數(shù)K=1，轉(zhuǎn)速n1=75 r/min，求槽輪的運(yùn)動(dòng)時(shí)間tm和靜止時(shí)間ts。解：，2、在圖a所示的盤形轉(zhuǎn)子中，有四個(gè)偏心質(zhì)量位于同一回轉(zhuǎn)平面內(nèi)，其大小及回轉(zhuǎn)半徑分別為m1=5kg,m2=7kg,m3=8kg,m4=10kg;r1=r4=10cm,r2=20cm,r3=15cm，方位如圖a所示。又設(shè)平衡質(zhì)量mb的回轉(zhuǎn)半徑rb=15cm。試求平衡質(zhì)量mb的大小及方位。解 根據(jù)靜平衡條件有 以作質(zhì)徑積多邊形圖b，故得2

10、、在圖a所示的轉(zhuǎn)子中，已知各偏心質(zhì)量m1=10kg,m2=15kg,m3=20kg,m4=10kg,它們的回轉(zhuǎn)半徑分別為r1=40cm,r2=r4=30cm,r3=20cm,又知各偏心質(zhì)量所在的回轉(zhuǎn)平面間的距離為l12=l23=l34=30cm,各偏心質(zhì)量的方位角如圖。若置于平衡基面I及II中的平衡質(zhì)量mb1及mb的回轉(zhuǎn)半徑均為50cm，試求mb及mb的大小和方位。 解 根據(jù)動(dòng)平衡條件有以作質(zhì)徑積多邊形圖b和圖c，由圖得平衡基面I 平衡基面 聯(lián)接 1、圖示為一升降機(jī)構(gòu)，承受載荷F =150 kN，采用梯形螺紋，d = 60 mm，d2 = 56 mm，P = 8 mm，線數(shù)n = 3。支撐面采

11、用推力球軸承，升降臺(tái)的上下移動(dòng)處采用導(dǎo)向滾輪，它們的摩擦阻力近似為零。試計(jì)算：(1)工作臺(tái)穩(wěn)定上升時(shí)的效率（螺紋副當(dāng)量摩擦系數(shù)為）。(2)穩(wěn)定上升時(shí)加于螺桿上的力矩。(3)若工作臺(tái)以720 mm/min的速度上升，試按穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)條件求螺桿所需轉(zhuǎn)速和功率。(4)欲使工作面在載荷作用下等速下降，是否需要制動(dòng)裝置加于螺栓上的制動(dòng)力矩是多少解：1） ， 2）3），=3158w 4） 不自鎖，需要制動(dòng)裝置，制動(dòng)力矩 2、圖示為一用兩個(gè)M12螺釘固定的牽曳鉤，若螺釘材料為Q235鋼，裝配時(shí)控制預(yù)緊力，結(jié)合面摩擦系數(shù)f = ，求其允許的最大牽曳力。 解：由結(jié)構(gòu)形式可知，結(jié)合面 聯(lián)接螺栓數(shù)目 ，由表查得 控制預(yù)

12、緊力，取。 ，由表查取 ， 取 3、圖示為一剛性凸緣聯(lián)軸器，材料為Q215鋼，傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為1400 （靜載荷）。聯(lián)軸器用4個(gè)M16的鉸制孔用螺栓聯(lián)接，螺栓材料為Q235鋼，試選擇合適的螺栓長度，并校核該聯(lián)接的強(qiáng)度。 解：單個(gè)螺栓所受橫向載荷 強(qiáng)度條件 ， 由表查得： 由表查得 擠壓強(qiáng)度校核，最弱材料 安全 螺栓長度 螺母厚度為，墊片厚度 。 注：以0或5結(jié)尾 4、圖示為一鋼制液壓油缸，采用雙頭螺柱聯(lián)接。已知油壓p= 8 MPa，油缸內(nèi)徑D = 250 mm，D1=300mm,為保證氣密性要求，螺柱間距l(xiāng)不得大于（d為螺紋大徑），試設(shè)計(jì)此雙頭螺柱聯(lián)接。 解：1）計(jì)算單個(gè)螺栓得工作載荷，暫取螺

13、栓數(shù)目 ， 2）計(jì)算單個(gè)螺栓總拉力，取殘余預(yù)緊力 3）求螺栓公稱直徑 選取螺栓材料為40Cr，裝配時(shí)不控制預(yù)緊力，按表暫取安全系數(shù)， 由表，取，按圖表可知所取安全系數(shù)是正確的。 4）驗(yàn)證螺栓數(shù)目 5、在題9-3中，已知軸的材料為45鋼，工作時(shí)有輕微沖擊。試為該聯(lián)軸器選擇平鍵，確定鍵的尺寸，并校核其強(qiáng)度。解：1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選用半圓頭普通平鍵，材料45鋼，由表查得，參考輪轂長度，取 2）校核鍵聯(lián)接強(qiáng)度 鍵和軸的材料優(yōu)于輪轂材料，應(yīng)校核聯(lián)軸器強(qiáng)度，由表取許用應(yīng)力，合適。 標(biāo)記 鍵 齒輪傳動(dòng)1已知閉式直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比，長期雙向轉(zhuǎn)動(dòng)，載荷有中等沖擊，要求結(jié)構(gòu)緊湊，采用硬齒面材料。試

14、設(shè)計(jì)此齒輪傳動(dòng)。解：1）選擇材料、確定許用應(yīng)力 大小齒輪均采用20Cr，滲碳處理淬火，由表選擇硬度為59HRC，由圖109c得到， ，由表得，取，由圖106c得，由表得，取，2）按輪齒彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按8級(jí)精度制造，由表，取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)，小齒輪上得轉(zhuǎn)矩 取，則，由圖108查得， ，將帶入式（1010）由表取 中心距 齒 寬 ，取， 3）驗(yàn)算齒面的接觸強(qiáng)度 安全 4）齒輪的圓周速度 由表可知選8級(jí)精度是合適的。 2、設(shè)兩級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如圖所示，試問：1)低速級(jí)斜齒輪的螺旋線方向應(yīng)如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反；2)低速級(jí)螺旋角應(yīng)取多大數(shù)值才能使中間軸上兩個(gè)軸向

15、力互相抵消。 解：要使中間軸兩齒輪的斜齒輪的軸向力相反，則旋向必須相同，左旋，應(yīng)為右旋，為右旋，按題意，則：，又因， 所以， 3、設(shè)計(jì)一單級(jí)閉式斜齒輪傳動(dòng)，已知P=10kW，n1=1460r/min，i=，工作機(jī)有中等沖擊載荷。要求采用電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，選用軟齒面材料，z1=19。試設(shè)計(jì)此單級(jí)斜齒輪傳動(dòng)，校核疲勞強(qiáng)度。解：1）選擇材料以確定許用應(yīng)力小齒輪采用調(diào)質(zhì)，硬度取260HBS，大齒輪采用調(diào)質(zhì)，硬度取260HBS 由圖116b），由表取， 則 ， 由圖109b），由表 取 則 ， 2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)齒輪按8級(jí)精度制造，由表取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 按式1015計(jì)算中心距

16、取，初選 由表取 齒寬 取 ， 3）驗(yàn)算彎曲強(qiáng)度 由圖108， ， 安全！蝸桿傳動(dòng)1、 設(shè)某一標(biāo)準(zhǔn)蝸桿傳動(dòng)的模數(shù)，蝸桿的分度圓直徑，蝸桿的頭數(shù),傳動(dòng)比，試計(jì)算蝸輪的螺旋角和蝸桿傳動(dòng)的主要尺寸。解：1）蝸桿直徑系數(shù) 2）螺旋角升角 ， 3）中心距 2、對(duì)圖示的蝸桿傳動(dòng)，請(qǐng)根據(jù)已知的蝸桿的螺旋方向和轉(zhuǎn)向，確定蝸輪的螺旋方向和轉(zhuǎn)向。并在圖中表出蝸桿和蝸輪的受力方向。解：由于蝸桿為左旋，故蝸輪為左旋，圖中紅色的箭頭表示蝸桿的受力，綠色的表示蝸輪的受力。 3、試設(shè)計(jì)一單級(jí)圓柱蝸桿傳動(dòng)：傳動(dòng)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，電動(dòng)機(jī)的功率為7kW，轉(zhuǎn)數(shù)為1440r/min，蝸輪軸的轉(zhuǎn)數(shù)為80r/min，載荷平穩(wěn)，單向傳動(dòng)。解：

17、1）選擇材料，蝸桿用45鋼，表面淬火，硬度為45HRC55HRC，以保證蝸桿較好的耐磨性。蝸輪齒圈用鑄錫青銅ZCuSn10P1，砂模鑄造，輪心用灰鑄鐵HT100。2）確定許用應(yīng)力，由表查得3）選擇蝸桿的頭數(shù)和蝸輪的齒數(shù)，取，4）初選蝸桿傳動(dòng)的效率由，由表，初選蝸桿傳動(dòng)的效率為5）計(jì)算作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 6）確定載荷系數(shù) 取7）確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑 ，由表取，8）驗(yàn)算效率 蝸桿分度圓的圓周速度 ， 由表116，9）驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度 由式1112重新計(jì)算，以效率計(jì)算，而，設(shè)計(jì)結(jié)果可用10）尺寸計(jì)算 帶傳動(dòng) 1、一普通V帶傳動(dòng)，已知帶的型號(hào)為A，兩輪基準(zhǔn)直徑分別為150 mm和400 mm，初定

18、中心距a = 450 mm，小帶輪轉(zhuǎn)速為1460 r/min。試求：(1)小帶輪包角；(2)選定帶的基準(zhǔn)長度Ld；(3)不考慮帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)時(shí)大帶輪的轉(zhuǎn)速；(4)滑動(dòng)率e =時(shí)大帶輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速；(5)確定實(shí)際中心距。解：1）小帶輪包角： 2）確定帶的基準(zhǔn)長度： 由表取 3）不計(jì)彈性滑動(dòng) 4）考慮滑動(dòng)率時(shí)，實(shí)際轉(zhuǎn)速 5）實(shí)際中心距： 2、設(shè)計(jì)一破碎機(jī)用普通V帶傳動(dòng)。已知電動(dòng)機(jī)額定功率為P = kW，轉(zhuǎn)速n1= 1440 r/min，從動(dòng)輪為n2= 600 r/min，允許誤差5%，兩班制工作，希望中心距不超過650 mm。解：1）計(jì)算功率 ， 由表查取 ， 2）選取V帶型號(hào)，由圖1213確定選

19、用A型。 3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑， 由表取 ， 取直徑系列： 大帶輪的帶速： 允許 4）驗(yàn)算帶速： ，在范圍內(nèi)，帶速合適 5）確定帶長和中心距 初取中心距， 由表取 實(shí)際中心距 6）驗(yàn)算小帶輪包角 7）確定帶的根數(shù) 傳動(dòng)比 由表查得 ， 由表查得 由表查得 ， 由表查得 取根 8）求壓軸力 由表查得，單根帶的張緊力 壓軸力為 9）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（略）鏈傳動(dòng) 1、一單排滾子鏈傳動(dòng)，鏈輪齒數(shù)z1=21、z2=53、鏈型號(hào)為10A、鏈長Lp=100節(jié)。試求兩鏈輪的分度圓、齒頂圓和齒根圓直徑以及傳動(dòng)的中心距。解：由表查得10A鏈，兩鏈輪的分度圓，齒頂圓，齒根圓直徑分別為 中心距 2、設(shè)計(jì)一往復(fù)式壓氣機(jī)上

20、的滾子鏈傳動(dòng)。已知電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n1=960 r/min，功率P = 3 kW，壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速n2=320 r/min，希望中心距不大于650 mm（要求中心距可以調(diào)節(jié)）。解：1）選擇鏈輪齒數(shù)， 假定鏈速 ，由表取鏈輪的齒數(shù)為 ，大鏈輪齒數(shù)。2）確定鏈節(jié)數(shù) 初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為，取節(jié)3）確定鏈條節(jié)距P 由圖1314按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計(jì)工作點(diǎn)落在曲線頂點(diǎn)左側(cè)，由表查得工況系數(shù)，由表查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)為，由圖1316查得鏈長系數(shù)，采用單排鏈，由表查得排數(shù)系數(shù)為。由式（1314）計(jì)算修正后的傳遞功率為，根據(jù)，由圖1314選擇滾子鏈型號(hào)為08A，節(jié)距4）確定實(shí)際中心距 中心距減少量 實(shí)際中心距取，符合設(shè)計(jì)要求5

21、）驗(yàn)算速度 ，與原定假設(shè)相符6）計(jì)算壓軸力 工作拉力 ，有中等沖擊取 ，壓軸力7）潤滑方式 由圖1315選擇油浴飛濺潤滑方式8）鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)結(jié)果，滾子鏈型號(hào)08A-1-124/T1234-1997 ，軸 1、已知一傳動(dòng)軸直徑d=32mm，轉(zhuǎn)速n=1440 r/min，如果軸上的扭切應(yīng)力不允許超過50MPa,問此軸能傳遞多少功率解： 2、在圖示軸的結(jié)構(gòu)圖中存在多處錯(cuò)誤，請(qǐng)指出錯(cuò)誤點(diǎn)，說明出錯(cuò)原因，并加以改正。解：1、軸頭無軸肩，外伸零件無法定位2、軸無階梯，軸承安裝困難，加工量大 3、端蓋無墊片，無法調(diào)整軸向間隙4、套筒高度與軸承內(nèi)圓高度相同，軸承無法拆卸5、鍵槽過長，開到端蓋內(nèi)部6、端蓋

22、與軸無間隙，無密封材料7、軸頸長度與軸上零件輪轂長度相等，無法使套筒壓緊齒輪8、右軸承未定位3、如圖所示單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，用電機(jī)驅(qū)動(dòng)，電動(dòng)機(jī)的功率P=12kW，轉(zhuǎn)速n=1470r/min，齒輪的模數(shù)m=4mm，齒數(shù)z1=19，z2=72，若支承間跨距l(xiāng)=180mm（齒輪位于中央），軸材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)。試計(jì)算減速器輸出軸危險(xiǎn)截面的直徑。 解：1）計(jì)算支承反力 圓周力 徑向力 合 力 由于對(duì)稱，支承反力 2）求彎矩，作彎矩圖 3）作彎矩圖 4）作當(dāng)量彎矩圖 對(duì)載荷變化規(guī)律不清楚，一般按脈動(dòng)循環(huán)處理，折合系數(shù) 5)計(jì)算危險(xiǎn)截面C的軸徑 由表鋼調(diào)質(zhì)，硬度217255，由表查得 因C處有鍵槽，故將直徑增大5，取整為。軸承 1、有一滑動(dòng)軸承，軸轉(zhuǎn)速n =650r/min，軸頸直徑d =120mm，軸承上受徑向載荷F =5000N，軸瓦寬度B =150mm，試選擇軸承材料，并按非液體潤滑滑動(dòng)軸承校核。解：1）、計(jì)算壓強(qiáng) 2）計(jì)算 3）驗(yàn)算滑動(dòng)速度 由表