(1)(tb487643034)f=3500_v=1.3_d=320_16x30..._在线真题试卷与模拟练习_(1)(tb487643034)f=3500_v=1.3_d=320_16x30..._考试宝

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传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。工作机相关参数：牵引力$$ F = 3500\,\text{N} $$，线速度$$ V = 1.3\,\text{m/s} $$，卷筒直径$$ D = 320\,\text{mm} $$。请完成以下设计计算：【缺少答案，请补充】

（1）选择电动机类型，确定传动装置的效率，计算工作机所需功率、电动机所需额定功率、工作机轴转速，选择合适的电动机型号（已知联轴器效率$$ \eta_1 = 0.99 $$，滚动轴承效率$$ \eta_2 = 0.99 $$，闭式圆柱齿轮效率$$ \eta_3 = 0.98 $$，V带效率$$ \eta_v = 0.96 $$，工作机效率$$ \eta_w = 0.95 $$）。

（2）确定传动装置的总传动比和分配传动比（V带传动比和减速器传动比）。

（3）计算各轴的转速、输入功率、输入转矩（高速轴、低速轴、工作机轴）。

确定计算功率$$ P_{ca} $$。

选择V带的带型。

确定带轮的基准直径并验算带速。

确定V带的中心距和基准长度。

验算小带轮的包角$$ \alpha_1 $$。

计算带的根数$$ z $$。

计算单根V带的初拉力$$ F_0 $$。

计算压轴力$$ F_p $$。

设计小带轮的结构尺寸（已知轴孔直径$$ d=38\text{mm} $$，带的根数$$ z=6 $$）。（含图）

设计大带轮的结构尺寸（已知轴孔直径$$ d=28\text{mm} $$，基准直径$$ d_d=280\text{mm} $$）。（含图）

设计大带轮，已知轴孔直径$$ d=28\text{mm} $$，分度圆直径$$ d_{d2}=280\text{mm} $$，结构选择为孔板式，要求： 1. 计算大带轮的内孔直径$$ d $$、基准直径$$ d_d $$、带轮外径$$ d_a $$、带轮齿根$$ d_f $$、轮毂直径$$ d_1 $$、带轮宽度$$ B $$、轮毂宽度$$ L $$、腹板内径$$ d_r $$、$$ C $$的尺寸； 2. 绘制大带轮结构示意图（可参考图4-2）； 3. 得出带轮设计结论（带型、中心距、带轮基准直径、带的根数、带速、初拉力、压轴力等）。 (缺图)

设计减速器直齿圆柱齿轮传动，已知： - 传动方案：直齿圆柱齿轮传动，压力角$$ \alpha=20^\circ $$； - 精度等级：7级； - 材料：小齿轮40Cr（调质），硬度$$ 280\text{HBS} $$；大齿轮45（调质），硬度$$ 240\text{HBS} $$； - 小齿轮齿数$$ z_1=27 $$，传动比$$ i=4.95 $$（大齿轮齿数$$ z_2=z_1\times i=134 $$）； - 小齿轮传递扭矩$$ T=125.35\text{N·m} $$；要求按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径，并确定传动尺寸（模数、中心距、齿宽等）。 (缺图)

确定齿轮传动的尺寸：（1）计算中心距$$ a $$；（2）计算小、大齿轮的分度圆直径$$ d_1 $$、$$ d_2 $$；（3）确定齿宽$$ B_1 $$、$$ B_2 $$。

校核齿根弯曲疲劳强度，齿根弯曲疲劳强度条件为$$ \sigma_F = \frac{2K_F T Y_{Fa} Y_{Sa} Y_\varepsilon}{\varphi_d m^3 z_1^2} \leq [\sigma]_F $$，已知： - 转矩$$ T = 125350 \, \text{N·mm} $$，模数$$ m = 2.5 \, \text{mm} $$，小齿轮分度圆直径$$ d_1 = 67.5 \, \text{mm} $$，齿宽$$ b = 70 \, \text{mm} $$； - 小齿轮齿形系数$$ Y_{Fa1} = 2.57 $$，应力修正系数$$ Y_{Sa1} = 1.6 $$；大齿轮齿形系数$$ Y_{Fa2} = 2.15 $$，应力修正系数$$ Y_{Sa2} = 1.82 $$； - 载荷系数$$ K_F = 1.337 $$，重合度系数$$ Y_\varepsilon = 0.676 $$； - 齿根弯曲疲劳极限$$ \sigma_{Flim1} = 500 \, \text{MPa} $$，$$ \sigma_{Flim2} = 380 \, \text{MPa} $$；疲劳系数$$ K_{FN1} = 0.88 $$，$$ K_{FN2} = 0.92 $$；安全系数$$ S = 1.25 $$。计算小、大齿轮的齿根弯曲应力$$ \sigma_{F1} $$、$$ \sigma_{F2} $$，并与许用应力$$ [\sigma]_{F1} = 352 \, \text{MPa} $$、$$ [\sigma]_{F2} = 279.68 \, \text{MPa} $$比较，判断是否满足强度条件。

计算齿轮传动的其他几何尺寸，已知齿顶高系数$$ h_a^* = 1.0 $$，顶隙系数$$ c^* = 0.25 $$，模数$$ m = 2.5 \, \text{mm} $$：（1）计算齿顶高$$ h_a $$、齿根高$$ h_f $$、全齿高$$ h $$；（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径$$ d_{a1} $$、$$ d_{a2} $$和齿根圆直径$$ d_{f1} $$、$$ d_{f2} $$。

高速轴设计计算，完成以下内容： 1) 已知高速轴传递功率$$ P = 5.04\text{kW} $$、转速$$ n = 384\text{r/min} $$，计算转矩$$ T $$； 2) 选取轴的材料为40Cr（调质），硬度280HBS，取$$ A_0 = 110 $$，初步估算轴的最小直径，考虑安装键使轴径增大5%后确定最终轴径； 3) 进行轴的结构设计： - 确定轴段直径与长度：为满足大带轮轴向定位，确定Ⅱ-Ⅲ段直径，根据大带轮轮毂宽度确定Ⅰ-Ⅱ段长度； - 选择滚动轴承：根据轴径选择深沟球轴承，确定轴承相关轴段的直径和长度； - 确定轴上零件的轴向、周向定位方式，计算轴承座宽度及相关轴段长度； 4) 计算轴的支反力：已知小齿轮分度圆直径$$ d_1 = 67.5\text{mm} $$、齿轮轮毂宽度$$ B = 75\text{mm} $$、轴承压力中心$$ a = 9\text{mm} $$、外传动件压轴力$$ F_q = 1768.99\text{N} $$，计算水平和垂直支反力。

已知高速轴上齿轮的圆周力$$ F_{t1} = 3714.07\,\text{N} $$，径向力$$ F_{r1} = 1351.81\,\text{N} $$，外传动件压轴力$$ F_q = 1768.99\,\text{N} $$，轴承压力中心到齿轮支点距离$$ l_2 = 66.5\,\text{mm} $$，齿轮中点到轴承压力中心距离$$ l_3 = 66.5\,\text{mm} $$，第一段轴中点到轴承压力中心距离$$ l_1 = 99\,\text{mm} $$。试计算高速轴的水平支反力$$ F_{NH1} $$、$$ F_{NH2} $$和垂直支反力$$ F_{NV1} $$、$$ F_{NV2} $$。

已知高速轴的水平支反力$$ F_{NH1} $$、$$ F_{NH2} $$，垂直支反力$$ F_{NV1} $$、$$ F_{NV2} $$，外传动件压轴力$$ F_q $$，齿轮的圆周力$$ F_{t1} $$、径向力$$ F_{r1} $$，各段距离$$ l_1 = 99\,\text{mm} $$，$$ l_2 = l_3 = 66.5\,\text{mm} $$。试计算截面$$ C $$的水平弯矩$$ M_{CH1} $$、截面$$ B $$的垂直弯矩$$ M_{BV} $$、截面$$ C $$的垂直弯矩$$ M_{CV1} $$，并说明如何绘制水平和垂直弯矩图。

已知截面$$ B $$的水平弯矩$$ M_{BH} = 0 $$、垂直弯矩$$ M_{BV} = 175130.01\,\text{N·mm} $$；截面$$ C $$的水平弯矩$$ M_{CH1} = 123493.16\,\text{N·mm} $$、垂直弯矩$$ M_{CV1} = 132512.82\,\text{N·mm} $$。试计算截面$$ B $$和截面$$ C $$的合成弯矩，并说明如何绘制合成弯矩图。

已知高速轴的合成弯矩$$ M_{C1} = 181135.88\,\text{N·mm} $$，转矩$$ T = 125350\,\text{N·mm} $$，轴的直径$$ d = 46\,\text{mm} $$，材料为40Cr（调质），抗拉强度极限$$ \sigma_B = 735\,\text{MPa} $$，许用弯曲应力$$ [\sigma_{-1b}] = 70\,\text{MPa} $$。试校核高速轴的强度（按弯扭合成强度）。

已知低速轴的功率由高速轴传递（假设高速轴功率、传动比、效率已知），试计算低速轴的功率$$ P $$、转速$$ n $$和转矩$$ T $$。

已知低速轴的功率$$ P = 4.89\,\text{kW} $$，转速$$ n = 77.58\,\text{r/min} $$，材料为45（调质），硬度$$ 240\,\text{HBS} $$，取$$ A_0 = 115 $$，试初步确定低速轴的最小直径（考虑安装键，直径增大$$ 7\% $$）。

计算低速轴安装联轴器处的最小直径，并说明如何选取联轴器型号。

确定轴各段直径和长度的依据是什么？

计算轴的水平支反力和垂直支反力，写出计算过程。

计算截面C处的合成弯矩，写出计算步骤。

图6-4为低速轴受力及弯矩图，C左侧弯矩大且作用有转矩，故C左侧为危险剖面。已知轴的直径$$ d = 63\mathrm{mm} $$，键槽尺寸$$ b = 18\mathrm{mm} $$、$$ t = 7\mathrm{mm} $$，弯矩$$ M = 130993.69\mathrm{N·mm} $$，扭矩$$ T = 601990\mathrm{N·mm} $$，材料为45（调质），抗拉强度极限$$ \sigma_B = 640\mathrm{MPa} $$，许用弯曲应力$$ [\sigma_{-1b}] = 60\mathrm{MPa} $$。按以下步骤校核轴的强度：（1）计算抗弯截面系数$$ W $$（公式：$$ W = \pi \frac{d^3}{32} - \frac{bt(d-t)^2}{2d} $$）；（2）计算抗扭截面系数$$ W_T $$（公式：$$ W_T = \pi \frac{d^3}{16} - \frac{bt(d-t)^2}{2d} $$）；（3）计算最大弯曲应力$$ \sigma $$（$$ \sigma = \frac{M}{W} $$）；（4）计算剪切应力$$ \tau $$（$$ \tau = \frac{T}{W_T} $$）；（5）按弯扭合成强度校核，取折合系数$$ \alpha = 0.6 $$，计算当量应力$$ \sigma_{ca} = \sqrt{\sigma^2 + 4(\alpha \tau)^2} $$，判断是否满足$$ \sigma_{ca} < [\sigma_{-1b}] $$。（含图）（含图）

精确校核轴的疲劳强度，已知轴材料为45（调质），$$ \sigma_B = 640\mathrm{MPa} $$，$$ \sigma_1 = 275\mathrm{MPa} $$，$$ \tau_1 = 200\mathrm{MPa} $$，危险截面为C截面（左侧和右侧），按以下步骤计算：（1）截面左侧： - 抗弯截面系数$$ W = \frac{\pi d^3}{32} $$（$$ d = 63\mathrm{mm} $$）； - 抗扭截面系数$$ W_T = \frac{\pi d^3}{16} $$； - 弯矩$$ M_{C1} = 130993.69\mathrm{N·mm} $$，扭矩$$ T = 601990\mathrm{N·mm} $$； - 弯曲应力$$ \sigma_b = \frac{M}{W} $$，扭转切应力$$ \tau_T = \frac{T}{W_T} $$； - 过盈配合处的$$ \frac{k_\sigma}{\varepsilon_\sigma} = 2.665 $$，$$ \frac{k_\tau}{\varepsilon_\tau} = 2.13 $$，表面质量系数$$ \beta_\sigma = \beta_\tau = 0.94 $$，计算综合系数$$ K_\sigma $$、$$ K_\tau $$； - 安全系数$$ S_\sigma = \frac{\sigma_1}{K_\sigma \sigma_a + \varphi_\sigma \sigma_m} $$，$$ S_\tau = \frac{\tau_1}{K_\tau \tau_a + \varphi_\tau \tau_m} $$，$$ S_{ca} = \frac{S_\sigma S_\tau}{\sqrt{S_\sigma^2 + S_\tau^2}} $$，判断$$ S_{ca} > 1.5 $$是否成立；（2）截面右侧： - 抗弯截面系数$$ W = \frac{\pi d^3}{32} $$，抗扭截面系数$$ W_T = \frac{\pi d^3}{16} $$； - 弯矩$$ M_{C2} = 130993.69\mathrm{N·mm} $$，扭矩$$ T = 601990\mathrm{N·mm} $$； - 弯曲应力$$ \sigma_b = \frac{M}{W} $$，扭转切应力$$ \tau_T = \frac{T}{W_T} $$； - 应力集中系数$$ \alpha_\sigma = 1.66 $$，$$ \alpha_\tau = 1.37 $$，材料敏性系数$$ q_\sigma = q_\tau = 0.79 $$，尺寸系数$$ \varepsilon_\sigma = 0.78 $$，$$ \varepsilon_\tau = 0.94 $$，表面质量系数$$ \beta_\sigma = \beta_\tau = 0.94 $$，计算综合系数$$ K_\sigma $$、$$ K_\tau $$； - 安全系数$$ S_\sigma = \frac{\sigma_1}{K_\sigma \sigma_a + \varphi_\sigma \sigma_m} $$，$$ S_\tau = \frac{\tau_1}{K_\tau \tau_a + \varphi_\tau \tau_m} $$，$$ S_{ca} = \frac{S_\sigma S_\tau}{\sqrt{S_\sigma^2 + S_\tau^2}} $$，判断$$ S_{ca} > 1.5 $$是否成立。（含图）

计算轴的安全系数Sca，已知：有效应力集中系数$$ k_\sigma = 1.52 $$，$$ k_\tau = 1.29 $$；尺寸系数$$ \varepsilon_\sigma = 0.78 $$，$$ \varepsilon_\tau = 0.94 $$；表面质量系数$$ \beta_\sigma = \beta_\tau = 0.94 $$（未表面强化，$$ \beta = 1 $$）；碳钢特性系数$$ \varphi_\sigma = 0.1 $$，$$ \varphi_\tau = 0.05 $$；$$ \sigma_1 = 275\,\text{MPa} $$，$$ \tau_1 = 200\,\text{MPa} $$，$$ \sigma_a = 5.34\,\text{MPa} $$，$$ \sigma_m = 0 $$，$$ \tau_a = \frac{12.26}{2}\,\text{MPa} $$，$$ \tau_m = \frac{12.26}{2}\,\text{MPa} $$。求安全系数$$ S_{\text{ca}} $$。

高速轴轴承设计校核：选择深沟球轴承6208（$$ d = 40\,\text{mm} $$，$$ D = 80\,\text{mm} $$，$$ B = 18\,\text{mm} $$，额定动载荷$$ C_r = 29.5\,\text{kN} $$，额定静载荷$$ C_{\text{or}} = 18\,\text{kN} $$），已知轴水平支反力$$ F_{\text{NH1}} = 1857.04\,\text{N} $$，垂直支反力$$ F_{\text{NV1}} = 2409.85\,\text{N} $$；$$ F_{\text{NH2}} = 1857.04\,\text{N} $$，$$ F_{\text{NV2}} = 1992.67\,\text{N} $$；$$ X_1 = X_2 = 1 $$，$$ Y_1 = Y_2 = 0 $$（无轴向力，$$ F_{a1} = F_{a2} = 0 $$）；载荷系数$$ f_p = 1 $$，温度系数$$ f_t = 1 $$，预期寿命$$ L_h = 48000\,\text{h} $$。计算合成支反力、当量动载荷，校核轴承寿命。

低速轴轴承设计校核：选择深沟球轴承6212（$$ d = 60\,\text{mm} $$，$$ D = 110\,\text{mm} $$，$$ B = 22\,\text{mm} $$，额定动载荷$$ C_r = 47.8\,\text{kN} $$，额定静载荷$$ C_{\text{or}} = 32.8\,\text{kN} $$），已知轴水平支反力$$ F_{\text{NH1}} = 1796.99\,\text{N} $$，垂直支反力$$ F_{\text{NV1}} = 654.05\,\text{N} $$；$$ F_{\text{NH2}} = 1796.99\,\text{N} $$，$$ F_{\text{NV2}} = 654.05\,\text{N} $$；$$ X_1 = X_2 = 1 $$，$$ Y_1 = Y_2 = 0 $$（无轴向力，$$ F_{a1} = F_{a2} = 0 $$）；载荷系数$$ f_p = 1 $$，温度系数$$ f_t = 1 $$，预期寿命$$ L_h = 48000\,\text{h} $$。计算合成支反力、当量动载荷，校核轴承寿命。

大带轮键连接设计校核：选择A型键8×7（GB/T1096 - 2003），键长$$ L = 45\,\text{mm} $$，$$ b = 8\,\text{mm} $$，轮毂键槽接触高度$$ k = h/2 = 3.5\,\text{mm} $$，大带轮材料为铸铁，载荷平稳，许用挤压应力$$ [\sigma_p] = 60\,\text{MPa} $$，转矩$$ T $$。计算键的挤压强度$$ \sigma_p $$并校核。

大齿轮键连接设计校核：选择A型键18×11（GB/T1096 - 2003），键长$$ L = 56\,\text{mm} $$，$$ b = 18\,\text{mm} $$，轮毂键槽接触高度$$ k = h/2 = 5.5\,\text{mm} $$，大齿轮材料为45钢，载荷平稳，许用挤压应力$$ [\sigma_p] = 120\,\text{MPa} $$，转矩$$ T $$。计算键的挤压强度$$ \sigma_p $$并校核。

联轴器键连接设计校核：选择A型键14×9（GB/T1096 - 2003），键长$$ L = 100\,\text{mm} $$，$$ b = 14\,\text{mm} $$，轮毂键槽接触高度$$ k = h/2 = 4.5\,\text{mm} $$，联轴器材料为45钢，载荷平稳，许用挤压应力$$ [\sigma_p] = 120\,\text{MPa} $$，转矩$$ T $$。计算键的挤压强度$$ \sigma_p $$并校核。

简述油面指示器的作用及油尺安装要求。（含图）

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