2005机械设计试题答案

一、简答题（15分、每小题5分）1．在具有稳定输入、输出功率的机器上，转轴以定速转动，当不考虑外来冲击和载荷波动等作用时，请分别将内部受的是稳态应力或交变应力的零件的编号写入相应的静应力、交变应力、利用摩擦工作的分类中。A．机箱箱体的地脚螺栓；B．安有齿轮的旋转轴；C．轴上的齿轮；D．轴上的蜗杆；E．轴上的滚动轴承；F．轴上的平键；G．轴端的花键；H．轴上的销；I．联轴器；J．离合器；K．联轴器上的螺栓；L．输入端的V带；M．输出端的滚子链受稳态应力的零件是：受交变应力的零件是：利用摩擦工作的零件有：解：受稳态应力的零件是：A、F、G、H、I、J、K受交变应力的零件是：B、C、D、E、L、M利用摩擦工作的零件有：A、E、J、K、L2．在按疲劳强度设计零件时，都要用到下面的强度准则：[]或[]请问在利用上面的公式设计时，它与按静强度设计时的类似公式有什么不同之处？答：按疲劳强度设计时，因为载荷是变化的，零件的工作应力不再是简单的正应力或剪应力，除了必须考虑应力的均值和变化幅值的大小外，还必须考虑载荷变化规律的影响。另外，疲劳强度与许多因素（如载荷性质、零件尺寸、表面加工精度、应力集中情况等）有关，因此在这类机械零件的设计过程中必须根据具体工况加以修正。3．请写出摩擦学设计时所用到的主要三个准则，并分别简要解释它们的含义。答：由于目前对磨损的计算尚无可靠、定量的计算方法，因此常采用条件性计算，主要是验算压强p不超过许用值，；另外，和坏。有时还需。这些准则可写成p[p]验算压强以保证工作面不致产生过度磨损pv[pv]验算pv值，以限制单位接触表面上单位时间内产生的摩擦功不致过大，可防止发生胶合破v[v]验算工作速度v，使之不要过快磨损。二、标准件（15分，每小题3分）1．请按GB/T27-1988给出的标准标注出：公称直径为16mm、长60mm、按m6制造的铰制孔螺栓。解：螺栓M12m660GB/T27-19882．请按GB/T1096-1979给出的标准分别标注出：宽为18mm、高为11mm、长为100mm圆头普通平键和宽为18mm、高为11mm、长为100mm方头普通平键。解：键18100GB/T1096-1979键B18100GB/T1096-19793．请按GB/TGB/T117-2000给出的标准分别标注出：直径为10mm，长为100mm，材料为35号钢，热处理硬度为HRC28~38，不经表面处理的圆锥销。解：销10100GB/T117-20004．根据下面所给出的轴承编号，指出这些轴承相应的类型、尺寸系列、内径、结构、公差和游隙的组别。6312/P4、71911B、23230/C3解：6312/P4—表示内径为60mm，03尺寸系列的深沟球轴承，4级公差，正常结构，0组游隙。71911B—表示内径为55mm，19尺寸系列的角接触球轴承，0级公差，接触角为40，0组游隙。23230/C3—表示内径为150mm，32尺寸系列的调心滚子轴承，0级公差，正常结构，3组游隙。5．根据下面所给出带、滚子链和连轴器编号，指出这些零件的公称尺寸（1）带：SPB2240GB/T11544-1997（2）链：08A—1—87GB/T1243—1997（注：此链的节距为0.5英寸）（3）联轴器：YL6联轴器44B28J6030J1GB/T5843-1986解：（1）SPB2240GB/T11544-1997：基准长度为2240mm的SPB型窄V带。（2）08A—1—87GB/T1243—1997：A系列、节距12.7mm、单排、87节的滚子链：（3）YL6联轴器44B28J6030J1GB/T5843-1986：主动端为J型轴孔，A型键槽，d=30mm，L=60mm；从动端为J1型轴孔，B型键槽，d=28mm，L=44mm的凸缘联轴器：三、问答题（10分）（1）请列出你所知道的摩擦状态。（2）并请用下面的Stribeck曲线阐明：在有润滑油存在的条件下，膜厚与工况参数（速度、载荷和粘度）的关系指出：在什么条件下容易得到厚的润滑膜。（3）为什么不宜选用最小摩擦系数点作为摩擦工作状态？题三图答：（1）流体动压润滑；流体静压润滑；弹性流体动压润滑；薄膜润滑；边界润滑；干摩擦。（2）粘度大、速度高、压力小容易得到厚的润滑膜。（3）工作状态不稳定。四、分析题（10分）下图为手动简单起重设备，按图所示方向转动蜗杆，提升重物W，试求：（1）蜗杆与蜗轮螺旋线方向（2）在图上标出啮合点所受各力的方向。（3）若蜗杆自锁，反转手柄使重物下降，求蜗轮上作用力方向的变化。题四图答：（1）蜗杆、蜗轮均为右旋（2）蜗杆蜗轮（3蜗杆蜗轮五、如下图所示一固定在钢制立柱上的托架。己知载荷P＝8000N，其作用线与垂直线的夹角=45，底板高h＝400mm，宽b＝200mm。试由不滑移条件确定最合适螺栓直径。（15分）题五图托架底板螺栓组联接计算中可能用到的公式和数据如下：（1）表面不滑移条件下的预紧力公式：VHfPCCCfPKzF2121'其中：查附表3-1，取f=0.3；查附表3-2，取C1／(C1+C2)=0.2，则C2／(C1+C2)=1-0.2=0.8；取Kf=1.2，PH、PV分别是整个零件所受的水平分力和垂直分力。（2）螺栓材料为强度级别4.6的Q235，其屈服应力为S=240MPa。（3）安全系数可取S＝4.2。（4）M12粗牙普通螺纹d1=10.106、M14粗牙普通螺纹d1=11.835、M16粗牙普通螺纹d1=13.835。解：本例是受横向、轴向载荷和翻转力矩的螺栓组联接，此时一般采用受拉普通螺栓螺栓。联接的失效除可能螺栓被拉断外，还可能出现支架沿接合面滑移，以及在翻转力矩作用下，接合面的上边可能离缝，下边可能被压溃。计算方法有两种：一种是按不离缝条件预选F”，从而求出F’和F0，再确定螺栓直径，然后验算不滑移不压溃等条件；另一种是由不滑移条件先求F’，从而求出F”和F0，再确定螺栓直径，然后验算不离缝不压溃等条件。本例按后一种方法计算。1．受力分析（1）计算螺栓组所受的工作载荷在工作载荷P的作用下，螺栓组承受如下各力和翻转力矩：轴向力NPPV565745sin8000sinN横向力565745cos8000cosPPHN翻转力矩1753625)150160(5657150160HVPPMNmm（2）计算单个螺栓所受的最大工作拉力F由轴向力PV引起的工作拉力为1414456571zPFVN在翻转力矩M的作用下，底板有绕OO轴顺时针翻转的趋势，则OO轴上边的螺栓受加载，而下边的螺栓受减载，故上边的螺栓受力较大。由M引起的最大工作拉力按式（4-23）得313114041401753625224232221maxmaxLLLLMLF因此上边的螺栓所受的最大工作拉力为454631311414max1FFFN（3）按不滑移条件求螺栓的预紧力F’在横向力PH的作用下，底板接合面可能产生滑移。翻转力矩M的影响一般不考虑，因为在M的作用下，底板一边的压力虽然增大，但另一边的压力却以同样程度减小。考虑轴向力产生的拉应力对预紧力的影响，参照式（4-19）和（4-7），可以列出底板不滑移的条件为HfVPKPCCCzFf212'从而预紧力为VHfPCCCfPKzF2121'查附表3-1，取f=0.3；查附表3-2，取C1／(C1+C2)=0.2，则C2／(C1+C2)=1-0.2=0.8；取Kf=1.2，求得452556578.03.056572.141'FN（4）螺栓所受的总拉力F0由式（4-9）得543545462.04525'2110FCCCFFN2．按拉伸强度条件确定螺栓直径选择螺栓材料为强度级别4.6的Q235，由附表3-4查得S=240MPa。在不控制预紧力的情况下，螺栓的安全系数与其直径有关，这时要采用“试算法”来计算：设螺栓所需的公称直径d在M6～M16范围内且接近M16，查附表3-5，取S＝4.2，则许用应力14.572.4240][SSMPa由式（4-11）得螺栓危险截面直径为55.1214.5754353.14][3.1401Fdmm查手册，选用M16粗牙普通螺纹，其中d1=11.835＞11.5mm，并且符合原假设，故决定选用M14螺纹。六、设计某带式输送机中的V带传动。设已知电动机额定功率P=4kW，转速n1=1440rpm，传动比i=3.5，一天运转时间10h。工况系数KA=1.1、主动轮基准直径D180mm、选A型V带的基准长度Ld=1600mm。要求计算内容包括：大带轮直径、带速和包角验算、带的根数、预紧力和压轴力。（15分）可能用到的公式有：1．带长与中心距之间的公式：0212120422aDDDDaLd，提示：当只有a0为未知量时，可将不同的a0代入式中，使等式近似成立的a0即为解（带长度精确到1）。2．包角公式：6018012aDD3．带数计算公式：LacaKKPPPz00，其中Pca为计算功率、单根带功率P0=1.02kW、功率增量P0=0.17kW、K=0.98、KL=0.99。4．预紧力计算公式：2015.2500qvKvzPFca，其中v为带速m/s。[解]1．确定计算功率Pca由附表10-6查得工作情况系数KA=1.1，故kWPKPAca4.441.12．选取普通V带带型根据Pca、n1由附图10-1确定选用A型。3．确定带轮基准直径由附表10-4和附表10-7取主动轮基准直径D1=80mm。根据式（9-14），计算从动轮基准直径D2。280805.312iDDmm根据附表10-7，取D2=280mm。按式（9-12）验算带的速度3003.610006014408010006011nDvm/s带的速度合适。4．确定V带的基准长度和传动中心距选带的基准长度Ld=1600mm。按式（9-27）计算实际中心距ammLLaadd5.507215851600500205．验算主动轮上的包角1由式（9-28）得12018.168605.5078028018060180121aDD主动轮上的包角合适。6．计算V带的根数z由n1=1440rpm、D1=80mm、i=3.46，查附表10-5a和附表10-5b得P0=1.02kW,，P0=0.17kW，查附表10-8得K=0.98，查附表10-9得KL=0.99，则由式（9-29）得89.399.098.017.002.14.400LacaKKPPPz取z=4根。7．计算预紧力F0查附表10-4得q=0.10kg/m，由式（9-30）得NqvKvzPFca14503.610.0198.05.2403.64.450015.25002208．计算作用在轴上的压轴力Q由式（9-31）得83.1153218.168sin145422sin210azFQN解毕。七、一对角接触球轴承反安装（宽边相对安装）。已知：径向力FrI=6750N，FrII=5700N，外部轴向力FA=3000N，方向如图所示，试求两轴承的当量动载荷PI、PII，并判断哪个轴承寿命短些。注：内部轴向力Fs=0.7Fr，e=0.68，X=0.41、Y=0.87。（本题10分）题七图解：（1）先计算轴承1、2的轴向力FaI、FaII（参见图18-6b）N399057007.07.0N472567507.07.0rIIsIIrIsIFFFF因为N3990N772530004725sIIAsIFFF所以4725