机械设计计算题
机械设计计算题及应用
一、计算题1、有一受到预紧力F和轴向工作载荷F作用的紧螺栓连接，已知预紧力F=1500N,螺栓的刚度Cb 与连接件的刚度Cm相等，轴向工作载荷F=1000N,试计算该螺栓所受的总拉力F？剩余预紧力F?在预紧力F不变的条件下，若保证被连接件间不出现缝隙。
该螺栓的最大轴向工作载荷Fmax为多少？2、如图所示为夹紧连接采用两个普通螺栓，已知连接柄端受力FR=300N,连接柄长l=400mm，轴的直径d=65mm，夹紧结合面摩擦因素f=0.15，可靠性系数Kf=1.2，螺栓材料的许用拉伸应力［σ］=180Mpa，试计算螺栓的小径d1的计算值。
3、图示压力容器顶盖用8个普通螺栓联接。
容器内压力p=1 N/mm2，D=240 mm。
压力容器充气要求联接面的残余预紧力大于6000 N，试确定螺栓的最小尺寸。
（注：[σ]=80 N/mm2）解：螺栓组受到的总外载荷 N 4523814240π4π22=⨯⨯==p D Q （2分）每个螺栓受到的总载荷N6404860008452386000'0=+=+=+≥∑zz Q F F F 螺栓的最小尺寸4、有一滑动轴承轴颈的直径，d=120mm ，宽径比B/d=1，轴的转速n=1440r/min 。
Fr=30KN ，C=0.05mm ，α=180°，η50°C =0.026Pa.s ，轴瓦和轴颈表面的轮廓的最大高度分别为δ1=0.0063mm ，δ2=0.0032mm ，试计算其能否形成流体动力润滑？m m51.1180π64043.14][π3.141=⨯⨯⨯=⨯⨯≥∑σF d （2分） （4分）（2分）5、某不完全液体润滑的径向轴承，已知：轴径直径d=200mm，轴承宽度B=200mm，轴径转速n=300r/m，轴瓦材料采用ZCuAl10Fe3，试问它可以承受的最大径向载荷是多少？［p］=15 Mpa，［pv］=12 Mpa6、单根V带传动的张紧力F0=354 N，主动带轮（小轮）的基准直径d d1=160mm，转速n1=1500r/min，小带轮包角α=150°，V带与带轮间当量摩擦系数fv=0.485，求（1）V带紧边、松边7、V 带传动传递的功率P=7.5Kw ，带速v=10m/s ，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1=2F2,试求紧边拉力F1、有效拉力Fe 和预紧力F 。
机械设计——分析计算题(共88题)
机械原理自测题库——分析计算题（共88题）1、试计算图示机构的自由度（若有复合铰链、局部自由度或虚约束，必须明确指出）。
并判断该机构的运动是否确定（标有箭头的机构为原动件）。
若其运动是确定的，要进行杆组分析，并显示出拆组过程，指出各级杆组的级别、数目以及机构的级别。
图a) 图b)题 1 图2、计算图示机构自由度，并判定该机构是否具有确定的运动（标有箭头的构件为原动件）。
图a) 图 b)题 2 图3、计算图示机构自由度，并确定应给原动件的数目。
图a 图b题 3 图4、在图示机构中试分析计算该机构的自由度数，若有复合铰链、局部自由度或虚约束，则在图上明确指出。
图a 图b题 4 图5、计算图示机构的自由度，并作出它们仅含低副的替代机构。
图 a)图 b)题 5 图6、试计算图示机构的自由度。
(若有复合铰链、局部自由度或虚约束，必须明确指出。
)并指出杆组的数目与级别以及机构级别。
GL题 6 图7、计算下列机构的自由度（有复合铰链、虚约束和局部自由度请指出）图 a) 图 b)题 7 图8、图示的铰链四杆机构中,已知mm l AB 65=，mm l CD 90=，mm l AD 125=，s rad mm l BC /10,1251==ω,顺时针转动,试用瞬心法求:1)当φ=15°时,点C 的速度V C ;2)当φ=15°时,构件BC 上(即BC 线上或其延长线上)速度最小的一点E 的位置及其速度值。
题 8 图9、在图示的凸轮机构中，已知凸轮1以等角速度ω1=10rad/s 转动。
凸轮为一偏心圆，其半径R 1=25mm ，L AB =15mm ，L AD =50mm ，φ1=90°，试用瞬心法求机构2的角速度ω2。
题 9 图10、在图示机构中，已知长度L AB =L BC =20mm ,L CD =40mm ,∠a=∠β=90°W 1=100(1/S),请用速度瞬心法求C 点的速度的大小和方向题 10 图11、如图所示偏置曲柄滑块机构。
机械设计计算题
第一章机械设计总论习题四、计算题：1、某钢制零件材料性能为，，，受单向稳定循环变应力，危险剖面的综合影响系数，寿命系数。
（1）若工作应力按常数的规律变化，问该零件首先发生疲劳破坏，还是塑性变形？（2）若工作应力按应力比（循环特性）常数规律变化，问在什么范围内零件首先发生疲劳破坏？（图解法、解析法均可）1、解：（1）作该零件的极限应力图。
常数时，应力作用点在线上，与极限应力图交于线上，所以该零件首先发生塑性变形。
（2）常数时，工作应力点在范围内，即：点，所以时首先发生疲劳破坏。
2、零件材料的机械性能为：，，，综合影响系数，零件工作的最大应力，最小应力，加载方式为（常数）。
求：（1）按比例绘制该零件的极限应力线图，并在图中标出该零件的工作应力点和其相应的极限应力点；（2）根据极限应力线图，判断该零件将可能发生何种破坏；（3）若该零件的设计安全系数，用计算法验算其是否安全。
2、解：（1）；零件的极限应力线图如图示。
工作应力点为，其相应的极限应力点为。
（2）该零件将可能发生疲劳破坏。
（3）该零件不安全。
3、在图示零件的极限应力线图中，零件的工作应力位于点，在零件的加载过程中，可能发生哪种失效？若应力循环特性等于常数，应按什么方式进行强度计算？3、解：可能发生疲劳失效。
时，应按疲劳进行强度计算；4、已知45钢经调质后的机械性能为：强度限，屈服限，疲劳限，材料的等效系数。
（1）材料的基氏极限应力线图如图示，试求材料的脉动循环疲劳极限；（2）疲劳强度综合影响系数，试作出零件的极限应力线；（3）若某零件所受的最大应力，循环特性系数，试求工作应力点的坐标和的位置。
4、解：（1）（2）零件的极限应力线为。
（3）；；5、合金钢对称循环疲劳极限，屈服极限，。
试：（1）绘制此材料的简化极限应力图；（2）求时的、值。
5、解：（1），作材料的简化极限应力图。
（2），；；由和得：，图中：第二章 螺纹联接与螺旋传动 五、计算题1、一悬臂梁由四个普通螺栓联接固定于立墙上的两个夹板间，如图所示，已知载荷P=1000N ，螺栓布局和相关尺寸如图示，试选择螺栓直径d 。
机械设计基础-计算题
如图所示的行星 轮机构，为了受 力均衡，采用了 两个对称布置的 行星轮2及2’，
例题1 计算机构的自由度 复合铰链有几处？ 1处
5
4 3
② ④
①
局部自由度有几处？ 虚约束有几处？ 2处
机构由几个构件组成 5个 活动构件有 4个
2③
低副有
4个
高副有
2个
1
F = 3n–2PL–PH
= 3× 4 – 2×4 – 2 =2
机车驱动轮
A
M
B
N
O1
O3
若计入虚约束，则机构
自由度数就会：减少
（4）构件中对传递运动不起独立作用的对称部分的 约束称为虚约束。
虚约束对运动虽不起作用但
可以增加构件的刚性或使构件受 力均衡，因此在实际机械中并不 少见。但虚约束要求制造精度较 高，若误差太大，不能满足某些 特殊几何要求会变成真约束.
① 1m法
式中，m表示外啮合次数
i15
1 5
(1)3
z2 z3z4 z5 z1z2 z3 z4
z3z4 z5 z1z3 z4
“－”表示首、末两轮转向相反
②画箭头法
具体步骤如下：在图上 用箭头依传动顺序逐一标出 各轮转向，若首、末两轮方 向相反，则在传动比计算结 果中加上“－”号。
2．轮系中所有各齿轮的几何轴线不是都平行， 但首、末两轮的轴线互相平行
用标注箭头法确定
i14
1 4
z2 z3 z4 z1z2 z3
3. 轮系中首、末两轮几何轴线不平行 ②
如下图所示为一空
n8
间定轴轮系，当各轮齿数
及首轮的转向已知时，可
求出其传动比大小和标出
各轮的转向，即：
机械设计精选题100例.
第三章 机械零件强度1、某优质碳素结构钢零件，其σs =280MPa ，σB =560MPa ，σ－1=250MPa ，工作应力σmax =155MPa ，σmin =30MPa ，零件的有效应力集中系数K σ=1.65，尺寸系数εσ=0.81，表面状态系数β=0.95，等效系数ψσ=0.30。
如取许用安全系数[S ]=1.5，试校核该零件的强度是否足够（为安全起见一般计算屈服强度和疲劳强度两种安全系数）。
2、某零件的工作应力变化如图所示，求最大应力σmax ,，最小应力σmin ，平均应，最小工作应力σmin =150MPa ，屈服极限σS 240MPa =，对称循环疲劳极限σ-=1180MPa ，脉动循环疲劳极限σ0=240MPa ，略去危险截面处应力集中系数等综合影响系数()K σD 的影响，试求：（1）等效系数ψσ值（2）安全系数S 值4、已知材料σ-=1260MPa ，σ0=360MPa ，K σσεβ=25.，σa 50MPa =，σm 40MPa =，r =常数，用图解法及计算法求安全系数S 。
注：简化疲劳极限线图采用折线图法。
5、某钢制零件,其σB560MPa=，σS280MPa=，σ-=1250MPa，σ=385MPa。
工作变应力σm a x =155MPa，σmin=30MPa，零件的有效应力集中系数K σ=165.，绝对尺寸系数εσ=08.，表面状态系数β=095.。
要求许用安全系数[]S=15.，r=常数，校核该零件的强度是否足够。
6、一个由40Cr制成的零件，其力学性能如下：屈服极限σSMPa=550，对称循环疲劳极限σ-=1320MPa，脉动循环疲劳极限σ540=MPa，已知最大工作应力σmax =185MPa，最小工作应力σmin=-75MPa，r=常数，综合影响系数()KσD=2，试绘制该零件的许用极限应力图（折线图），并用作图法计算它的安全系数，指出该零件可能发生的破坏形式。
机械设计典型计算题
蜗杆传动1. 图示传动中，蜗杆传动为标准传动:n=5mr ,d 1=50mm zi=3（右旋），Z2=40;标准斜齿轮传动：m n =5mr ,Z3=20, Z 4=50,要求使轴II 的轴向力相互抵消, 向如图示，为使轴U 、川上传动件的轴向力能相抵 消，试在图中画出：1） 各蜗杆和蜗轮齿的螺旋线方向。
2） 轴I 、II 的转向。
3） 分别画出蜗轮2、蜗杆3啮合点的受力方向。
不计摩擦，蜗杆主动，试求： 1） 斜齿轮3、4的螺旋线方向。
2） 螺旋角［的大小。
因为F a2二F a3，所以2T-! 2T 2 tan : cos ： T-i T 2 sin : d i m n Z 3 d i m n Z 3 3、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿 轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转 向如图所示（向右），为使轴U 、川上传动件的轴 向力能相抵消，试在图上画出各轮的转动方向、螺 旋线方向及轴向力方向。
> =8.626』8 37 372. 试分析图示二级蜗杆传动，已知蜗轮 4螺旋线 方向为右旋，轴I为输入轴，轴川为输出轴，转解：1）斜齿轮3为右旋，斜齿轮4为左旋。
2） F a2 F ti 2T i d iF a3 二 F t3 tan ： = 2T 3tan ： = ^T ^tan : d 3 d 3=m n Z s cos :sin —卫醛 T 2d1m n Z 3 d 』5 20= 0.15F r1=F a1ta n - =3684.6ta n20' = 1406.7N蜗轮间当量摩擦系数f =0.16 （不计轴承摩擦损失），起重时作用于手柄之力F= 200N。
求：1）蜗杆分度圆导程角，此机构是否自锁？2）起重、落重时蜗杆转向（各用一图表示）。
3）起重、落重时蜗杆受力方向（用三个分力表示）4）起重时之最大起重量及蜗杆受力（用三个分力表示）,重物的重量为W 轴系1、指出图示轴系的结构错误，齿轮采用油润滑，轴承为脂润滑（用笔圈出错误之处，并注明错误名称，不要求改正）。
机械设计计算题
1、（14分）图示为手动铰车中所采用的蜗杆传动。
已知m =8mm ，d 1=80mm ，z 1=1，i =40，卷筒的直径D =250mm ，试计算：（1）欲使重物上升1m ，应转动蜗杆的转数；（2）设蜗杆和蜗轮间的当量摩擦系数为0.18，检验该蜗杆传动是否满足自锁条件；（3）设重物重Q =5kN ，通过手柄转臂施加的力F =100N ，手柄转臂的长度l 的最小值 (不计轴承效率) 。
解：（1）重物上升1m 时，卷筒转动圈数：N 2=1000/πD=1000÷(250x3.14)=1.27蜗杆转动圈数为：N 1=i N 2=40x1.27=50.96(圈) （4分） （2）蜗杆直径系数q=d 1/m=80÷8=10导程角：γ=arctan1z q=arctan 18=7.125o当量摩擦角：ϕv =arctanf v = arctan0.18=10.204o因为：γ〈ϕv所以 蜗杆传动满足自锁条件（4分）（3）蜗杆传动的啮合效率：1tan tan 7.1250.401tan()tan(7.12510.204)oo o v γηγϕ===++2110.6250.039400.401T T kN m i η===⨯ 则:10.0390.390.1T l m F === （6 分）题图3-1250.1250.625T kN m =⨯=∙2、(13分)如图3-2所示的手摇起重绞车采用蜗杆传动。
巳知模数m＝8mm，蜗杆头数z1＝1，蜗杆分度圆直径d1＝80mm，蜗轮齿数z2＝40，卷筒直径D＝200mm，蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数f V＝0.03，轴承和卷简中的摩擦损失等于6％，问：(1)欲使重物W上升1m,手柄应转多少转?并在图上标出手柄的转动方向。
(2)若重物W＝5000N，手摇手柄时施加的力F＝100N，手柄转臂的长度L应是多少?[解] (1) i=z2/z1＝40设重物上升1m，手柄应转x转，则手柄的转动方向ω示于图中3.图示双级斜齿圆柱齿轮减速器，高速级：m n =2 mm ，z 1=22，z 2 =95，︒=20n α，a =120，齿轮1为右旋；低速级：m n = 3 mm ，z 3 =25，z 4=79，︒=20n α，a =160。
机械设计基础简答题计算题(附答案)
1、一对正常齿标准直齿圆柱齿轮传动。
小齿轮因遗失需配制。
已测得大齿轮的齿顶圆直径,4082mm d a =齿数1002=Z ，压力角︒=20α，两轴的中心距mm a 310=，试确定小齿轮的：①模数m 、齿数1Z ；②计算分度圆直径1d ； ③齿顶圆直径1a d ④基节b P 。
解：（1）模数m 与1z （6分）m h z d a a )2(22*+=将mm d a 4082=，2z ＝100带入解得：m=4 )(21)(212121mz mz d d a +=+=将m=4，2z ＝100，a=310mm 带入求得：551=z（2）分度圆直径：mm mz d 22055411=⨯== （3分）（3）齿顶圆直径：11(2)(552)4228a a d z h m mm *=+=+⨯=（3分）（4）基节：mm m p p b 8.1120cos 414.3cos cos =⨯⨯=== απα（3分）2、V 带传动传递的功率P=7.5kW ，平均带速v=10m/s ，紧边拉力是松边拉力的两倍（F 1=2F 2）。
试求紧边拉力F 1，有效圆周力Fe 和预紧力F 0。
解：有效圆周力：N v P Fe 750105.710001000=⨯== （2分） 紧边拉力：N F F F F F Fe 1500115.0121=⇒-=-= （4分） 预紧力：N F F F F F 1125)15.01(21)21(210=+=+= （4分） 3、如图所示轮系中，已知各齿轮齿数为：13520z z z ===，24640z z z ===，7z =100。
求传动比17i ，并判断 1ω 和7ω 是同向还是反向？解、图中1、2、3、4轮为一定轴轮系（1分）。
4、5、6、7轴构成一周转轮系（1分）。
所以： 212414413(1)4n z z i n z z ==-=（4分） 周转轮系中，6为系杆（1分） 所以：56757756(1)5H H H n n z z i n n z z -==-=--（4分） 2314657又因为4H n n =，15n n =（1分）联立方程可以得到：117710n i n ==（2分）1ω与7ω方向相同（1分）5、在下图所示铰链四杆机构中，各杆的长度分别为： l AB = 25 mm , l BC = 55 mm , l CD = 40 mm , l AD = 50 mm , AD 为机架。
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1、如图所示，某轴由一对7209 AC 轴承支承，轴承采用面对面安装形式。
已知两轴承径向载荷分别为F r1=3000N ，F r2=4000N ，轴上作用有轴向外载荷A=1800N 。
载荷平稳，在室温下工作，转速n=1000r/min 。
该轴承额定动载荷C=29800N ，内部轴向力S=0.4Fr ，e=0.68，当量动载荷系数如下表所示。
试计算此对轴承的使用寿命。
（9分）答：内部轴向力方向如图所示 （2分），S 1=0.4F r1=1200N (0.5分) S 2=0.4F r2=1600N (0.5分) 因为A+S 1>S 2 故 F a1=S 1=1200N (1分)F a2=S 1+A=3000N (1分)比较两轴承受力，只需校核轴承2。
F a2/F r2=0.75>e (1分) P=XF r2+YF a2=0.41*4000+0.87*3000=4250N (1分)5.5240)(601036==P C nL h (2分)2．图c 所示为一托架，20kN 的载荷作用在托架宽度方向的对称线上，用四个螺栓将托架连接在一钢制横梁上，螺栓的相对刚度为0.3，螺栓组连接采用普通螺栓连接形式，假设被连接件都不会被压溃，试计算: 1) 该螺栓组连接的接合面不出现间隙所需的螺栓预紧力F´ 至少应大于多少？（接合面的抗弯剖面模量W=12.71×106mm 3）（7分）2）若受力最大螺栓处接合面间的残余预紧力F´´ 要保证6956N ， 计算该螺栓所需预紧力F ´ 、所受的总拉力F0。
（3分）1）（1）、螺栓组联接受力分析：将托架受力 情况分解成下图所示的受轴向载荷Q 和受倾覆力矩M 的两种基本螺栓组连接情况分别考虑。
（2分）（2）计算受力最大螺栓的工作载荷F ：（1分） Q 使每个螺栓所受的轴向载荷均等，为)(50004200001N Z Q F ===倾覆力矩M 使左侧两个螺栓工作拉力减小；使右侧两个螺栓工作拉力增加，其值为：)(41.65935.22745.22710626412max2N l Ml F i i =⨯⨯⨯==∑=显然，轴线右侧两个螺栓所受轴向工作载荷最大，均为： )(41.1159321N F F F=+=（3）根据接合面间不出现间隙条件确定螺栓所需的预紧力F ’：（4分）预紧力F ’的大小应保证接合面在轴线右侧不能出现间隙，即： 2）若F ’’ =6956N ，则：（3分）3、简述蜗杆传动的正确啮合条件。
答：中间平面上，蜗杆轴向模数与蜗轮端面模数相等，均为标准值（2分）；蜗杆轴面压力角与蜗轮端面压力角相等，且为标准值（2分）；蜗杆与蜗轮轮齿的螺旋线方向相同并且蜗杆分度圆柱上的导程角等与蜗轮分度圆柱上的螺旋角。
（2分）4、 如图所示，一级斜齿圆柱齿轮减速器传动装置的小齿轮为悬臂布置形式。
该齿轮的轴系采用一对角接触球轴承背对背安装的支撑形式。
已知：轴承径向载荷Fr1、Fr2方向如图所示，大小分别为：Fr1=5500N 、Fr2=3000N ，小齿轮轴向力A=1500N 。
轴承内部轴向力按S=0.4Fr 计算。
1）分别计算图该对轴承的轴向力Fa1、Fa2。
（8分）2）若该对轴承的寿命为8000小时，现将载荷加大一倍，将转速减小一半，试计算后确定该对轴承能否满足载荷及转速改变后寿命至少2500小时的工作要求？（7分）22121βγααα=====t a t a mm m1） S1=0.4Fr1 = 0.4x5500 = 2200(N) ，方向向左； （1分）S2=0.4Fr2 = 0.4x3000 = 1200(N) ，方向向右； （1分）根据轴的转向及小齿轮旋向判断出：小齿轮轴向力A 向左。
（3分） S1+A = 2200+1500 = 3700 (N) > S2 = 1200 (N) （1分） 所以，Fa2 = S1+A = 3700 N （1分）Fa1 = S1 = 2200 N (1分)（以上步骤中公式正确、轴向力A 方向判断正确，仅计算结果错误，只扣1分。
） 2）分）（小时小时分分1)(2500)(20008/800028/2)3()260())2((10')3()60()(103636<=⨯====h P T h P T h L n P f C f L n P f C f L结论：不满足。
（没有中间步骤和计算公式，只答不满足，“蒙对的”给1分）5、若轴采用一对7000型轴承固定方式，如图4所示。
已知轴承1、2的径向支反力为F r1＝4000N ，F r2＝5000N 。
轴上两零件所受的轴向力A 1=900N ，A 2=400N （方向如图所示）。
轴承上的内部轴向力S 与径向载荷F r 之间的关系式为S =0.4 F r 。
试计算轴承1、2所受的轴向载荷F a 1、F a 2。
（9分）答：1)求轴承1和2的内部轴向力大小和方向S 1=0.4F r1=0.4X4000=1600N 方向如图 （计算正确0.5分，方向正确0.5分） S 2=0.4F r2=0.4X5000=2000N 方向如图 （计算正确0.5分，方向正确0.5分）A 12)判断压紧和放松的轴承，即轴的运动方向。
S 1+A1=1600+900=2500N> S 2 ＋A 2＝2000＋400＝2400N ，轴有向右运动趋势，轴承1放松，轴承2压紧。
（3分）3)求轴向力F a1= S 1=1600N （2分） F a2= S 1+A 1－A 2= 2100N （2分）5.选用轴瓦材料时为什么要验算P ，Pv 和v 值是否满足要求？（4分）.验算值:保证摩擦副表面有一层润滑油膜(1分)验算值:速度较高轴承,保证不会产生急剧磨损(1.5分) 验算值:速度很高的轴承,限制其发热量(1.5分)6．一螺栓所受轴向工作载荷为F=6000N ，螺栓受载后被联接件间的残余预紧力F 1为工作载荷的1.2倍。
已知螺栓相对刚性系数C b /（C b +C m ）=0.8，许用拉应力[]MPa 90=σ。
求： （1）螺栓小径d 1的计算值。
（2）预紧力F 0的大小。
解:F 1=1.2F=1.2×6000=7200N(2分) F 2= F 1＋F=13200N(4分)d 1=[1.3×4F 2/(π[σ])]1/2=15.58mm (4分) F 0= F 1＋[1－C b /（C b +C m ）]F=8400N(4分)7、(20分)如图3-2所示板A 用5个普通螺栓固定在机座B 上，已知板与机座间的摩擦系数f ＝0.15，螺栓许用拉应力[σ]=60Mpa ，取防滑系数K S =1.2,试指出哪个螺栓是危险螺栓?并按强度计算该螺栓联接中螺栓的小径d 1的大小。
图3-2(5分)图3-28．一螺栓所受轴向工作载荷为F=6000N ，螺栓受载后被联接件间的残余预紧力F 1为工作载荷的1.2倍。
已知螺栓相对刚性系数C b /（C b +C m ）=0.8，许用拉应力[]MPa 90=σ。
求： （1）螺栓小径d 1的计算值。
（2）预紧力F 0的大小。
解:F 1=1.2F=1.2×6000=7200N(2分) F 2= F 1＋F=13200N(4分)d 1=[1.3×4F 2/(π[σ])]1/2=15.58mm (4分) F 0= F 1＋[1－C b /（C b +C m ）]F=8400N(4分)9、一转轴支承在一对角接触球轴承上，轴承布置如图，已知两轴承所受径向载荷Ｆr1=F r2=600N ，轴另受有轴向负荷F A =500N, 试计算两轴承所受的轴向力F a1、F a2，（内部轴向力F ’=0.5F r ）。
解：轴承内部轴向力为F 1’=0.5F r1=0.5x600=300N (2分)F 2’=0.5F r2=0.5x600=300N (2分)(受力方向分析2分)F A + F 2’=500+300=800N> F 1’ 所以，轴承2 被压紧F a2= F A + F 1’=500+300=800N (2分) F a1= F 1’=300N (2分)10、(15分)有一受预紧力F 0和轴向工作载荷作用的紧螺栓连接，已知预紧力F 0＝1000 N ，螺栓的刚度Cb 与连接件的刚度Cm 相等，轴向工作载荷F=1000N ，试计算该螺栓所受的总拉力F 2＝?剩余预紧力F 1＝?在预紧力F 0不变的条件下，若保证被连接件间不出现缝隙，该螺栓的最大轴向工作载荷F max 为多少?11、一V 带传动传递的功率P =7.5kW ，带速v =10m/s ，测得紧边拉力是松边拉力的两倍，即F 1=2F 2，试求紧边拉力F 1、有效拉力F e 和预紧力F 0。
五、计算题1.(9分)解:1000e F vP=100010007.5 =750N 10e P F v ⨯== （3 分）e F =12F F -122F F =2F =e F =750N所以 1F =22F =2x750=1500N （3分）F 0=( F 1＋F 2)/2=1125N （3分）1、(15分)图3-1示螺栓联接中,采用两个M20的普通螺栓，其许用拉应力[σ]＝l60N ／mm 2，联接件接合面间摩擦系数f ＝0.20，防滑系数K s ＝1.2，计算该联接件允许传递的静载荷F ＝?(M20的螺栓d 1＝17.294mm)(10分)1.(13分)螺栓预紧后，接合面所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷，假设各螺栓所需预紧力均为F 0则由平衡条件0S f F Z i K F ≥ 可得0S K FF f Z i≥(4分)螺栓危险截面的强度条件为214 1.3[]F d σπ⨯≤于是得 (4分)(5分)3、根据工作条件，决定在某传动轴上安装一对角接触向心球轴承(如图所示)，已知两个轴承受到的径向载荷分别为Fr 1＝1650N 和Fr 2=3500N 。
外加轴向力Fae ＝1020N 。
(1)若派生轴向力F d ＝0.7Fr ，试计算两个轴承实际受到的轴向载荷Fa 1和Fa 2。
图3-33、(14分) [解]F d 1＝0.7F r1＝0.7×1650=1155N (2分) 方向向右F d 2＝0.7F r2＝0.7×3500=2450N (2分)方向向左F d 1十F ae ＝1155十1020＝2175 ＜ F d2 故轴承1为压紧端，轴承2为放松端。
F a 1＝F d2-F ae =2450-1020N =1430 (2分)F a2＝F d2＝2450N (2分)(3分)Fae。