机械原理计算题.pdf

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,试计算:
1轴A的转速r/min;
2轴A转1转时,轴B转过的转数;
3轴B转1转时,螺母C移动的距离;
解:
1)轴A的转速:
n=1440×5/22×23/23×20/20×20/80=
2)轴A转1转时,轴B转过的转数:
n=1440×5/22×35/30×30/50×24/40×1/84=
则轴B在轴A转1转时转过的转数为:N==48r
3)轴B转1转时,螺母C移动的距离为:
Lc=1440×5/22×35/30×30/50×2/20×10×1/84=
:.
:
(1)写出此传动路线的表达式并说明有多少种转速;
(2)计算主轴极限转速nmax和nmin;
解:
(1)主运动的传动路线表达式:ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ
27/4339/39
电动机Ⅰ—27/49—Ⅱ—35/35—Ⅲ—26/52—24/54—Ⅳ—50/28—Ⅴ—30/67—Ⅵ主轴
31/39
(2)nmax=1440×27/49×35/35×39/39×50/28×30/67=
Nmin=1440×27/49×27/43×26/52×24/54×30/67=
:.
:
1、写出传动路线表达式;
2、分析主轴的转速级数;
3、计算主轴的最高最低转速;
注:图中M1为齿轮式离合器
解:
对于a:
传动路线表达式:
电动机—Ⅰ—Ⅱ—Ⅲ—Ⅳ—Ⅴ—Ⅵ主轴
主轴的转速级数:3×3×2=18级
主轴的最高转速:n=1430×90/150×36/22×42/26×178/200×27/63=
max
主轴的最低转速:n=1430×90/150×17/42×22/45×178/200×27/63×17/58=
min
对于b:
传动路线表达式:
电动机—Ⅰ—Ⅱ—Ⅲ主轴
主轴的转速级数:3×4=12级
主轴的最高转速:n=1440×100/325×40/58×61/37=
max
主轴的最低转速:n=1440×100/325×26/72×37/61×37/61×17/81=
min
:.
,加工L=4mm螺纹,
倍数
解:由图可知:
36/24×24/40×a/b×c/d×6=4
3/2×5/8×a/b×c/d=2/3
a/b×c/d=20/45×40/25
得:a=20,b=45,c=40,d=25;
:.
:
1、列出传动路线表达式;
2、列出传动链运动的平衡式;
3、计算主轴的最大转速;
解:
1)传动路线表达式:
27/5517/68
电机1440—Ⅰ—140/170—Ⅱ—34/48—Ⅲ—34/48—Ⅳ—55/34—Ⅴ主轴
21/6135/50
2)平衡方程式:
1440×140/170×U×34/48×U=n主轴
Ⅱ-ⅢⅣ-Ⅴ
3)主轴的最大转速:
n=1440×140/170×34/48×34/48×55/34=
max
:.
-9传动系统,确定:
1写出传动路线表达式;
2分析主轴的转速级数;
3写出主轴最高、最低转速的计算式;
解:
1)传动路线表达式:
33/52
电动机—130/297—Ⅰ—34/53—Ⅱ—24/61—Ⅲ—41/36—Ⅳ主轴
42/4317/60
2)主轴的转速级数:3×2=6级
3)最高转速:n=1440×130/297×34/53×42/43×41/36
max
最低转速:n=1440×130/297×34/53×24/61×17/60
min
:.
,Ⅰ轴的输入转速为1450r/min,请计算图
示齿轮啮合状态下主轴Ⅵ的转速;
解:总传动比公式:
n
i=Ⅰ=38/56×58/22×80/20×50/51×58/26
n
Ⅵ
n=1450×56/38×22/58×20/80×51/50×26/58=
Ⅵ
:.
-1型卧式车床的传动系统:
⑴写出车公制螺纹和英制螺纹时的传动路线表达式;
⑵是否具有扩大螺距机构,螺距扩大倍数是多少
38
(右旋)
503210025
38
答:1公制:主轴Ⅵ--Ⅶ--Ⅷ--Ⅸ--
5038381009736
(左旋)
3838
2856
Ⅹ-u-Ⅻ--ⅩⅢ-u-ⅩⅣ-M-ⅩⅤ-刀架
基5628倍5
38
(右旋)
5032100
38
英制:主轴Ⅵ--Ⅶ---Ⅸ-M-Ⅺ-u-Ⅹ
503838100973基

(左旋)
3838
36
--Ⅻ-u-ⅩⅣ-M-ⅩⅤ-刀架
25倍5
2具有扩大螺距机构表达式:
5050
6450
5050
主轴Ⅵ--Ⅴ--Ⅳ--Ⅲ--Ⅶ
32808050
2020:.
6450505064808050
扩大倍数:u2u32
扩132505050扩232202050
=10mm的公制螺纹,试指出能够加工这一螺纹的
传动路线有哪几条
:.
答:传动路线有两条:
①:L=10mm时
传动表达式:
33
(右旋)
586310025
33
主轴Ⅵ--Ⅸ--Ⅺ--Ⅻ--Ⅶ-u-Ⅹ
5833251007536基

(左旋)
2533
2536
Ⅳ--ⅩⅤ-u-ⅩⅦ-M-ⅩⅧ-刀架
3625倍5
202835
u=u=1
基14倍3528
②:L=,需要导程扩大4倍
传动表达式:
5033
(右旋)
58804426
5033
主轴Ⅵ--Ⅴ--Ⅵ--Ⅲ--Ⅷ--Ⅸ-
26208044583325
(左旋)
202533
63100252536
-Ⅺ--Ⅻ--ⅩⅢ-u-ⅩⅣ--ⅩⅤ-u-ⅩⅦ-
1007536基3625倍
M-ⅩⅧ-刀架
5
2028151
u=u=
基14倍35484
:.
,利用FW250型分度头加工z=45的直齿轮,试确定分
度手柄每次应转过的整转数与转过的孔数;
:
1、计算各传动轴转速,画转速图,写出结构式;
2、该变速箱主轴采用什么形式的支承,各轴承叫什么名称
3、Ⅱ轴双联滑移齿轮与Ⅱ轴配合采用什么形式导向
4、主轴材料如何选择采用哪种热处理形式箱体材料采用哪种材料
解:
1、结构式为Z=2×2转速图如下图所示
12:.
2、主轴采用的支承形式为:前后两支承,前支承轴承位双排圆柱滚子轴承,后支承为推力球轴
承和圆锥球轴承;
3、Ⅱ轴双联滑移齿轮与Ⅱ轴配合采用导向形式为:花键轴;
4、主轴材料选择40Cr,采用热处理形式为:调质处理;箱体材料采用HT250.
7欲设计某普通车床的主传动系统;
已知:主轴最高转速Nmax=1500r/min,主轴最低转速Nmin=,公比φ=
求:
1、计算主轴的变速范围Rn;
2、利用公式计算主轴的转速级数Z;
3、写出至少4个可供选择的结构式;
解:
1、Rn=Nmax/Nmin=1500/=
2、Z=lgRn/lgφ+1=+1=+1=12
3、12=3×2×2
136
12=2×3×2
126
12=3×2×2
163
12=2×2×3
361:.
9分析比较如图所示三种传动件布置方式的优缺点及适用机床;
a、传动件在二支承之间,传动力Q与切削力F方向相同;
优点:F与Q二力引起的轴端位移可部分抵消,故主轴弯曲变形小y小;
缺点:由于F与Q同向,使前支承受力大,增加发热和磨损R1大;:.
适用对象:受力较小、精度要求较高的机床或轴承刚度和承载能力大的机床;
b、传动件在二支承之间,传动力Q与切削力F方向相反;
优点:前支承点抵消一部分,发热小,磨损小R1小
缺点:增大了主轴弯曲变形y大
适用对象:主轴本身较粗、刚度高、精度要求不高的机床;
c、传动件布置于前支承之前,传动力Q与切削力F方向相反;
优点:主轴弯曲变形小y小,前支承承受力小R1小;
缺点:结构上较难实现,通常会增大主轴前端悬伸量;
适用对象:少数重型机床;
7已知某普通卧式铣床的主轴转速为45、63、90、125、...1400r/min,转速公比为
φ=,求主轴的计算转速;
解1:由于Nmin=45,Nmax=1400,所以有:Rn=1400/45=
Z=lgRn/lgφ+1=+1=11
由公式得:Nc=NminφZ/31=×1=
该主轴的计算转速为:Nc=125r/min取邻近大值;
解2:由于Nmin=45,Nmax=1400,所以有:Rn=1400/45=
参照无极变速和双公比传动系统主轴计算转速的公式,得:
Nc==45×=
取Nc=125r/min;
解3:由于Nmin=45,Nmax=1400,所以有:Rn=1400/45=
Z=lgRn/lgφ+1=+1=11
设Nc=Nj,j=Z/3=11/3==4
则Nc=N4=125r/min
:.
10卧式车床床身在切削力的作用下,会产生哪些变形根据下列简图说明这些变形对被加工
工件的尺寸精度Δd/2有何影响
解:会产生三种变形:在竖直面内的弯曲变形δ1;在水平面内的弯曲变形δ2;扭转变形φ;
在竖直面内的弯曲变形δ1对被加工工件尺寸精度Δd1/2的影响很小,可忽略不计;
水平面内的弯曲变形δ2以1:1的比例反映到工件误差上,Δd2/2=δ2;
扭转变形φ引起的刀尖位移δ3近似以1:1的比例反映到工件误差上,Δd3/2=δ3;
故工件误差为Δd/2=δ2+δ3=δ2+φh,其中,h为主轴中心到床身扭转中心的高度;
:.
9根据主轴支距L与端部位移y的关系得出如图所示曲线,回答下述问题:
1、解释曲线1、2、3所表示的意义及它们之间的关系;
2、说明何为主轴最佳跨距和合理跨距;
3、由于结构原因主轴组件不能采用合理支承跨距时,应如何提高主轴组件的刚度;
解:
1、曲线1表示弹性主轴本体变形所引起的端部位移y1与支承跨距L之间的关
系;
曲线2表示轴承变形所引起的刚性主轴的端部位移y2与支承跨距L之间的关
系;
曲线3表示主轴组件端部总位移y=y1+y2与支承跨距L之间的关系;
2、由于曲线3有最低点A,此时的主轴端部位移y最小,其综合刚度最大,相对应
0:.
的跨距L称为“最佳跨距”;
0
由于L的变化,主轴组件的刚度损失不超过5%—7%时,认为是合理的刚度损
失;此范围内的跨距称为合理跨距,取L=~
合理0
3、由于结构上的原因,不能取合理跨距时,若实际的跨距较大,应采取措施通过提
高主轴本身的刚度来提高主轴组件的刚度;因为当L>L时,在变形y中,y1所占的
0
比例较大,是主要因素,y2的影响较小;当L<L时,情况相反,y2的影响比y1大,
0
故应提高主轴轴承及支座的刚度,才能显著提高主轴组件的综合刚度;