06年机械设计题答案

1120vvffeeF一．选择、填空题（每题2分，共30分）1、V带在正常工作时，带与带轮之间的摩擦力_______(1)大于(2)等于(3)小于(4)不等于2、带传动是靠带和带轮间的摩擦力来传递运动和动的，其最大圆周力cp决定于初拉力S0，摩擦系数f，包角α。当最大圆周力小于外界阻力时，则带传动就出现打滑，因此带传动的设计准则则是保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。3、标准直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度计算公式是按________处的几何参数推导出来的。(1)齿顶圆(2)节圆(3)齿根圆(4)基圆4、斜齿圆柱齿轮传动的强度计算是按当量直齿圆柱齿轮强度来分析，直齿圆锥齿轮强度计算是按齿宽中点处当量直齿圆柱齿轮强度来分析5、轴设计的一般过程是先根据轴传递的转矩T来计算dmin，接着以dmin为基础进行轴的结构设计，然后再进行弯扭组合强度校核计算。6、斜齿轮的法面模数取标准值；锥齿轮的大端模数取标准值；蜗杆的轴面模数取标准值；蜗轮的端面模数取标准值。7、蜗杆的特性系数q=d1/m，其目的在于限制滚刀的数目，便于滚刀的标准化。8、由于蜗杆传动在啮合齿面间产生相对滑动，因而齿面间易磨损和发热，所以蜗杆传动除进行强度计算外，还要进行热平衡计算。9、轴承的额定动载荷C，是轴承在额定寿命为106转，可靠度为90%时所能承受的最大载荷，额定动载荷大，说明轴承的承载能力强，额定动载荷对向心及向心推力轴承是指径向载荷，对推力轴承是指轴向载荷。10、齿轮的破坏形式有：轮齿折断，齿面磨损，齿面点蚀，齿面胶合，齿面塑性变形，对硬齿面齿轮的设计以齿根弯曲疲劳强度为主，验算齿面接触疲劳强度；对软齿面轮齿的设计以齿面接触疲劳强度为主，验算齿根弯曲疲劳强度。11、弯曲强度验算中，大、小齿轮的弯曲应力21FF，要分别验算，在接触强度计算中，当21][][HH，不同时，只需验算21][][HH，中之小者，因为对于大、小齿轮接触应力H大小是相同的。12、静应力由静载荷产生，变应力由变载荷产生，也可由静载荷产生。13、流体动压油膜的形成条件是：二工作表面之间形成楔形空间、在楔形空间中充满适当粘度的润滑剂、工作表面有相对速度，把润滑剂从大端带入小端。14、紧联接螺栓的强度虽然同时承受拉伸和扭转的联合作用，在计算时可按纯拉伸计算，但需将拉力增大30%，以考虑扭转的影响，对于受预紧力又受工作载荷的螺栓联接，因为螺栓和被联接件均是弹性体，故螺栓总拉力Q等于预紧力加上部分工作载荷。Q值与相对刚度有关，由理论分析可知，联接载荷很大时不宜采用刚性小的垫片。15、应用标准的螺纹联接零件时，既然本身已满足自锁条件，为什么还须采用防松装置？你能指出有哪几种防松原理和相应的防松方法。答：在冲击、振动或变载荷作用下，螺旋付间的摩擦力可能减少或丢失（在高温或温度变化比较大的情况下，由于材料蠕变和应力松弛，使联接中预紧力和摩擦力逐渐减小）。为了防止联接松脱，保证联接的安全可靠性，必须利用有效的防松措施。防松原理和相应的防松方法：利用摩擦：对顶螺母，弹簧垫圈，金属锁紧螺母等。直接锁紧：开口销与槽形螺母，止动垫片，串联金属丝。破坏螺纹副关系：焊住，冲点，粘合。16、在下列空格中写上轴承代号：只能承受径向载荷的轴承为：，只能承受轴向载荷的轴承为：，同时能承受径向载荷和轴向载荷的轴承为：____________。二、计算分析题1、在机械零件中常遇到有①r=C，②σm=C③σmin=C三种变应力状态，试各举一个机械零件的实例说明之，如已知这三种变应力状态的工作应力点M(σm,σa)，试用极限应力图说明其极限应力点及其安全系数的求法。答：①r=C：绝大多数转轴中的应力状态②σm=C：振动着的受载弹簧中的应力状态③σmin=C：紧螺栓联接中螺栓受轴向2、已知某一材料的机械性能为σs=360N/mm2,σ-1=270N/mm2,ψσ=0.2，{ψσ=（2σ-1-σo）/σo},试绘制此材料的简化极限应力线图，如用此材料制成一根轴，已知综合影响系数Kσ=2.3,试绘制此零件的简化极限应力线图。答：σo=2σ-1/（1+ψσ）=2*270/（1+0.2）=450N/mm2σ-1/Kσ=270/2.3=117.4N/mm2σo/2/Kσ=450/2/2.3=98N/mm2材料的简化极限应力线图为折线A’G’C,零件的简化极限应力线图为折线A’G’C。3、一薄板用二个4.6级，M12的普通螺栓联接在机架上，尺寸如图（单位：mm）已知：薄板受力P=600N；板间的摩擦系数fs=0.10，可靠性系数kf=1.2；M12的螺纹的中径d2=10.863mm,内径d1=10.106mm；装配时控制预紧力，[S]s=2,试校核此螺栓组联接是否安全？解：T=P*40，R=P在横向力F作用下不滑移：FR=R/E=600/2=300N;FT=T/(r1+r2)=600*40/(30+30)=400NF=(FR2+FT2)1/2=(3002+4002)1/2=500NfsF’=kfF;F’=kfF/fs=1.2*500/0.1=6000N4.6级螺栓,σB=400MPa,σs=240MPa,[σ]=σs/[S]s=240/2=120MPa;σ=1.3F’/πd2/4=1.3*6000/(π10.1062/4)=97.24MPa[σ]==120MPa故联接安全。4、直齿圆锥齿轮2和斜齿圆柱齿轮3固定在同一轴上，直齿圆锥齿轮1带动齿轮2和3，并由齿轮3带动齿轮4旋转，齿轮1的转向示于图上，功率由齿轮1输入。经过齿轮2及3从齿轮4输出，试分析齿轮2和3所受的径向力Fr，轴向力Fa，圆周力Ft的方向（包括作用点的位置）并以箭头表示。并说明是否合适？解：Ft2向里（与轮2转向相同）；Fa2向右；Fr2向上；Ft3向里；Fa3向左；Fr3向下；（见图）7、一轴上用正装法安装两个代号为7307AC的单列向心推力球轴承，其额定载荷C＝32800N，额定静载荷NC248000，已知：NFr20001，NFr10002，NFA900，方向如图.n=2000min–1，fp=1,ft=1，预期寿命为L’h=20000h试问这时轴承能否满足要求？附表如下：Fa/Fr≤eFa/FreeFdXYXY100.410.870.680.68Fr解：Fd2=NFSr680100068.068.022Fd1=NFSr1360200068.068.0116802260900136021SFSA∴轴向右移动，轴承1放松，轴承2压紧。Fa1=S1=1360N，Fa2=S1+FA=2260N；Fa1/Fr1=1360/2000=0.68=e,∴P1=Fr1=2000NFa2/Fr2=2260/1000=2.26e=0.68,∴P2=XFr2+YFa2=0.41*1000+0.87*2260N=2376.2N∵P2＞P1故按P2计算‘）（）（）（hhLhPcnL234732.237632800200060106010366=20000（h）故这对轴承能满足使用要求8、试指出图中轴的结构设计及滚动轴承组合设计中的错误。在图中标出错误的地方，并说明错误的原因。解：①缺密封件，一般用毡圈、皮圈，或很小的缝隙中有沟槽。②左面斜齿轮轴向窜动，即轴段这部分太长，套筒顶不住齿轮。③传递扭矩的轴上零件无周向固定，即除过盈配合外，一般要加键。④右面斜齿轮无法装拆。轴肩太高，滚动轴承无法拆卸。B卷1、如图示，汽缸内气体工作压强p=0.8MPa,汽缸内径D=400mm,联接螺栓数E=12，要保证联接紧密性要求（即Q’p=1.8F）,设螺栓5.9级，控制预紧力（取n=1.5）,试确定螺栓直径。解：σB=500MPa,σs=450MPa,[σ]=σs/n=450/1.5=300MPa;F=pπD2/4/E=0.8π4002/4/12=8377NQ=)(6.2345583778.28.28.1NFFFFQp1d≥mmQ3.113006.234553.14][3.14取M14的螺栓。2、要求用圆圈圈出图中结构的错误及不合理处，并分别说明其错误及不合理的原因。（对于轴上圆角，倒角，越程槽，推刀槽等不必指出）(1)三角带轮末轴向定位，(2)三角带轮末周向定位，(3)左端盖透盖末用密封装置，(4)左端盖末顶住左轴承外圈，(5)左右轴承一个方向安装，无法承受另一个方向的轴向力，(6)左右轴承末全靠在箱体上，刚性差，(7)装斜齿轮处轴头长度太长，斜齿轮无法固定，(8)装斜齿轮处轴上键槽太靠右，使右边应力集中厉害，(9)装右轴承的轴肩高度太大，无法拆卸轴承，(10)右轴承另一端也靠轴肩定位，轴承无法装入，(11)轴长度太长，碰住右盖端，摩擦磨损严重，(12)箱体螺纹孔太短，并未打孔，无法攻螺纹，(13)右端盖螺纹孔太小，螺钉无法安装，(14)螺钉螺纹部分太短，无法拧入，(15)螺钉后来加垫片。(16)端盖的剖分线应于箱体相反。