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1、例16-4：一对角接触球轴承7208ACJ （ ），已知 ，中等冲击，预期寿命2000h。试问：所选轴承型号是否恰当。面对面安装（正装）。,提示：当 时, ,1）计算轴承1、2的轴向力,轴有向右移动的趋势，轴承1（右侧轴承）被压紧,内部轴向力： 方向由背指向面,2）计算轴承1、2的当量动载荷 由表16-12查得e=0.68 ，,，,3）计算所需的径向基本额定动载荷Cr,中等冲击fP=1.5,7208ACJ轴承 ，适用。,结论：实际轴向力Fa的计算方法,1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判断轴向合力的指向， 找出被“压紧”和被“放松”的轴承。,2）被压紧端轴承的轴向力等于： 除本身派生轴向力
2、外，其他所有轴向力的代数和 （压紧轴承的力的方向为正）。,3）被放松端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力。,16-6 一对角接触球轴承，其径向载荷 ， 外加轴向力 ，轴径d=40mm，转速 常温下运转，有中等冲击，预期寿命 ，试选择轴承型号。,1）因 ，与 接近，故暂选 的70000B型轴承。,轴承背靠背安装,2）计算两轴承所受的轴向载荷,内部（派生）轴向力：方向由背指向面,故轴承1被压紧 （左侧）,2）计算两轴承所受的轴向载荷,内部（派生）轴向力：方向由背指向面,轴有向右移动的趋势,3）计算径向当量动载荷P,表16-12 ，70000B轴承的e=1.14 ,取P1为计算载荷,4)计算所需的径向
3、基本额定动载荷Cr,由附表2，选择70308B轴承，Cr=46.2KN 。,16-4：一转轴用6312深沟球轴承支承，每个轴承承受的径向载荷Fr=5400N ，轴的轴向载荷 ，轴的转速n=1250r/min ，轻微冲击，预期寿命 。问：轴承是否适用。,6312轴承的Cr=81.8KN , C0r=51.8KN,解：,所需的径向基本额定动载荷Cr,6312轴承的Cr=81.8KN , 适用。,16-2：一深沟球轴承6304承受的径向力 载荷平稳，n=960r/min ，求轴承的基本额定寿命。若 ，基本额定寿命是多少？,6304 ，Cr=15.8KN ,1),2),可见,载荷减少一半,寿命增加到原
4、来的8倍。,14-4：F=9000N，T=2300N，a=300mm，d=60mm ， ，求x允许的最大值。,允许的弯矩,取,作图,，,由作图量得：,取,作图。 由作图量得：,已知AD=520mm，CD=37mm，K=1.4 , 摇杆CD在左极限位置时与机架AD间的夹角 求曲柄、连杆长度。,8-23:已知摇杆长CD=75mm ,行程速比系数K=1.5, 机架长AD=100mm, 摇杆的一个极限位置与机架间的夹角为45,试求曲柄和连杆的长度。,作AD、C1D，连接AC1并作AC2，使,设计一曲柄滑块机构ABCD 。已知摇杆CD长 ，其摆角 ， 行程速度变化系数K=1.5,并满足机架长度 等于连杆
5、长度 与曲柄长度 之差。,作C1D的中垂线，与圆交点A即曲柄回转中心。,3-2: 画出基圆、偏距圆 D点位移量和压力角,或：,虚约束：,或：,如图所示为凸轮机构的初始位置（此时从动件的滚子与凸轮相切于C点）。 （1）画出凸轮的基圆和偏距圆； （2）标注出当滚子与凸轮在点D接触时凸轮的转角和从动件的压力角 ； （3）标出从动件的最大行程h 。,正确安装的渐开线标准直齿轮，已知 一对齿廓，轮1主动。,1、画出理论啮合线段、实际啮合线段 2、在轮2的齿廓上找出与轮1齿顶相啮 合的共轭点。,共轭点在啮合线上接触,5-9：,行星架转向与齿轮1相同,5-11:,定轴轮系1, 2, 3 :,差动轮系4, 5
6、-6, 7(P), H(3) :,5-12,5-8,得 与轮1转向相同。,如图所示的螺栓联接，采用二个M10螺栓承受F=2.5kN的横向工作载荷。,已知螺栓和被联接件的材料均为Q235,其许用应力为,螺栓小径为,接合面的摩擦系数,可靠性系数,试验算此螺栓联接的强度。,解：单个螺栓所允许的轴向拉力,联接允许传递的最大横向工作载荷：,螺栓联接的强度不够。 措施：改变螺栓材料，提高,增大螺杆直径；增加螺栓个数；选用键、套筒、销等减载装置； 采用铰制孔用螺栓等等。 (本题也可计算出,，得到螺栓联接强度不够的结论),试在图中标出蜗轮4的转向，并在轴上 标出齿轮2的受力(用三个分力表示）,6处错误,（一）
7、转动件与静止件接触： 1轴与端盖； 2套筒与轴承外圈； （二）轴上零件未定位、固定： 3套筒顶不住齿轮； 4链轮未定位； 5链轮周向未固定； 8链轮轴向未固定；6卡圈无用； （三）工艺不合理：,加工： 7精加工面过长且轴承装拆不方便； 9箱体端面与非加工面未分开； 安装： 10台肩过高，无法拆卸轴承； 11键太长、套筒无法装入；,调整： 12无垫片，无法调整轴承游隙；,（四）润滑与密封： 13齿轮油润滑，轴承脂润滑而无挡油环； 14无密封。,改错题,10-7,1)螺栓上能施加的预紧力,M20螺栓 ，,求W的允许值,M20 35钢,2）螺栓拧紧后，夹壳与轴之间产生摩擦力以传递旋转力 矩 。联接能
8、产生的最大摩擦力矩为：,则,画出凸轮的基圆半径,从动件的升程h,标出当滚子与凸轮在D点 接触时，从动件的位移量 及压力角,1)由 得 得 得 顺；,2）由蜗轮转向得 向外， 向里,已知,得蜗杆右旋,12-3,已知蜗杆逆时针回转，重物上升，求蜗杆旋向。 要求中间轴上的轴向力较小，求斜齿轮的旋向。,已知蜗杆逆时针回转， 重物上升。,由 蜗杆转向得 向右，则 向左 使轴 的轴向力较小，则 向右， 得齿轮3左旋。,已知,已知,由蜗轮2转向得 向外，则 向里 则蜗杆左旋（符合左手）。,12-6 手动绞车，蜗杆传动。,1）重物上升1m，蜗轮转数,蜗杆转数,2）能自锁,3）重物W=5kN， 手柄上力F=10
9、0N， 求手柄长度L 。,功率,即,螺纹联接组的设计3,对于普通螺栓联接 ，按预紧后接合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷的要求，有：,式中：z为螺栓数目，m为接合面数目。,由四个螺栓组成的受横向载荷的螺栓组联接,C为防滑系数，设计中可取C=1.11.3。,可得每个螺栓上 所需的预紧力F0,强度条件,所需螺栓小径,凸缘联轴器用8个普通螺栓联接 已知螺栓的分布圆直径 传递转矩 螺栓许用应力 试计算螺栓的小径d1 。,1）每个螺栓需承担横向载荷,2）每个螺栓所受预紧力（拉力）,3）由强度公式求螺栓小径,14-5,跨距 mm,弯矩 Nmm,查表9-1，Q275钢的,由表14-3知，,图（a
10、）所示结构是转动心轴，,取 mm,图（b）所示结构是固定心轴（没有键），,取 mm,如图所示汽缸与汽缸盖的螺栓联接， 已知汽缸内径D=200mm， 汽缸内气体的工作压强p=4Mpa， 根据紧密性要求，缸盖和缸体接合面间应维持,的残余预紧力（F为螺栓联接的工作载荷） 并采用橡胶垫圈密封，设采用M16螺栓， 螺栓数目z=8，M16螺栓的小径d1=13.835mm， 螺栓材料许用应力80MPa， 试校核螺栓的强度。,如图所示，两根梁用8个普通螺栓与两块钢盖板相联接，梁受到的拉力F=28KN,摩擦系数f=0.2,控制预紧力，设选用M12螺栓，螺栓小径d1=10.11, 螺栓材料许用应力184.6Mpa,取 K=1.2，试校核螺栓的强度。,
