《機械設計》參考答案

1、機械設計A 、選擇填空 1. 當被聯(lián)接件之一的厚度較大，且零件需要經(jīng)常拆卸的場合，應采用_c。 （a）普通螺栓聯(lián)接；（b）螺釘聯(lián)接；（c）雙頭螺柱聯(lián)接；（d）緊定螺釘聯(lián)接。 1 2. 用公式T -hid p驗算平鍵聯(lián)接的擠壓強度時，許用擠壓應力p應按d 的材料確定。 4 p 鍵；（b）軸；（c）輪轂；（d）鍵、軸、輪轂中的弱者。 3. 齒輪傳動中，輪齒的齒面點蝕通常首先發(fā)生在c表面。 齒頂頂部；（b）靠近節(jié)線的齒頂；（c）靠近節(jié)線的齒根；（d）齒根根部。 4. 以Z表示齒輪的齒數(shù)，在查取齒形系數(shù)YFa時，斜齒輪按Zv = f查??；錐齒輪按 Zv = 查取。 2323 （a） Z/cos ； （

2、b） Z/cos ； （c） Z/cos ； （d ） Z/cos ； （e）Z/cos ； （f）Z/cos 5.直齒圓錐齒輪傳動強度計算一般按 c的當量園柱齒輪傳動進行。 大端；（b）距大端0.4b處；（c）齒寬中點處；（d）小端。 6. 兩軸交錯角為900的阿基米德蝸桿傳動，在b上蝸桿與蝸輪的嚙合相當于漸開線齒輪與齒條的嚙合。 （a） 法面；（b）端面；（c）中間平面；（d）蝸桿軸的橫截面。 二、填空 1. 齒輪的齒根彎曲疲勞強度計算中，齒形系數(shù)YFa主要與齒輪的齒廓形狀 和 齒數(shù) 有關。 2. 角接觸軸承的接觸角a是指滾動體與外圈滾道接觸點處的法線和半徑方面之間的夾角。 3. 受剪螺栓

3、用公式Fr dh p進行擠壓強度驗算時，取 p的最小值作計算對象。 4. 普通平鍵聯(lián)接工作時，鍵的側面為工作面，鍵的上下表面為非工作面。 5. V 帶傳動的主要失效形式是打滑，磨損，疲勞斷裂。 6. 閉式蝸桿傳動的功率損耗包括傳動嚙合效率、軸承磨擦損耗和浸入油池中的零件攪油時的濺油損耗 三項。 7. 軸上零件的軸向定位與固定方法中能用于較大軸向力的有軸端擋圈定位、圓螺母定位（任填兩項）。 三、問答題 1. 在使用條件下，單根 V帶所能傳遞的功率P0P0 K Kl，式中 P0、K、Kl的名稱是什么？為什么要引 入它們？ 答：P。-當傳動不等于1時，單根V帶額定功率的增量； K -當包角不等于18

4、0。時的修正系數(shù)； Kl-當帶長不等于試系數(shù)規(guī)定的特定帶長時的修正系數(shù)； 單根V帶的基本額定功率是在規(guī)定的試驗條件下得到的。實際工作條件下帶傳動的傳動電，V帶長度和帶輪包角與試驗 條件不同，因此，需要對單根V帶的基本額定功率予以修正，從而得到單根V帶的額定功率。 2. 三角形螺紋具有自鎖性能，但對于重要螺紋聯(lián)接為什么還要防松？按工作原理分有哪三種防松方法？各舉一例說 明。 答：防止螺旋副 在受載時發(fā)動相對轉動，所以要防松。 （1） 磨擦防松：對頂螺母防松 （2）機械防松：止動墊圈防松 （3）破壞螺旋副運動關系防松：鉚合防松 四、分析題 1受力分析 如圖所示，已知蝸桿 1為主動件，圓錐齒輪 Z5

5、的轉向為n3,要求: （1）按II、山 兩軸上的軸承受外加軸向 載荷較小的條件確定蝸桿軸I的轉向（在圖 上ni處畫箭頭表示）； （2）在圖上畫出蝸輪 Z2和斜齒輪Z3、Z4 齒的旋向，并用文字（右或左）在圖上（旋） 的位置標出蝸桿齒的旋向； （3）在圖上畫出蝸輪 Z2和斜齒輪 Z Z4在 嚙合處的Ft、Fa、Fr的方向（畫在“ O處）。 Z1 II III 2應力分析 如圖所示V帶傳動，輪1為主動輪。試在圖上畫出帶的應力分布、 寫出最大應力表達式并標出最大應力發(fā)生位置。 2 C !(- n B O1 |( J L j / V7 V D主 A 動 計算題 五、 已知條件為：小齒輪齒數(shù) 乙=30;

6、傳動比i 1. 有一對外嚙合標準直齒圓柱齒輪傳動, =2;模數(shù)m=3mm齒輪寬度b=85 mm b2=80 mm;輸入軸轉速 n 1=1000 r/min 輸入軸功率R=20 kW;載荷系數(shù)k=1.6 ; ZeZhZ400. MPa ；齒輪材 料的許用接觸應力為 H 2=400 MPa。試校核該齒輪傳動的接觸疲勞強度是否滿足要求。 計算公式：d h 1=500 MPa、 mm 答: 5 T 95.5*10 R 1 ni d1 =m*Z =90mm bi 85 0.94 d190 d1 5* 95.5*105 3 2*1.6*1.91*105 * 0.94 -20N 1.91*105Nmm 10

7、00 (400)2 85mm 90mm 滿足要求。 2500 如圖所示一對7307AC型滾動軸承，其受力大小及作用位置如圖所示。軸轉速 n = 1000r/min，載荷平穩(wěn)(fp=1.1)， 2. 常溫下工作，要求： （1）求I、n軸承所受軸向載荷Fa1、Fa2 ； （2）計算軸承使用壽命。 （注：軸承e、X、Y的數(shù)值查附表，內部軸向力S的計算公式如附表所示，基本額定動負荷Cr = 33400N ） 附表 Fa/ Fre Fa/ Fr e e Fs X Y X Y 0.68 0.68 Fr 1 P 0 0.41 0.87 答：方法同卷B 機械設計B -、選擇填空 1. 2. 3. 4. 5.

8、6. （a） 工程中常見的聯(lián)接螺紋是a三角螺紋。 右旋單線；（b）左旋單線；（c）右旋雙線；（d）左旋雙線。 平鍵聯(lián)接中，鍵的工作面是 b 上下面； 閉式齒輪傳動中，輪齒的齒面點蝕 齒頂頂部；（b） 與齒輪傳動相比， 傳動比大；（b） 直齒圓錐齒輪傳動強度計算一般按 大端；（b）距大端0.4b處；（c）齒寬中點處；（d）小端。 兩軸交錯角為900的阿基米德蝸桿傳動，其蝸輪與蝸桿的嚙合在 法面；（b）端面；（c）中間平面；（d）蝸桿軸的橫截面。 O （b）兩側面；（c）上下面和兩側面；（d）兩頭的端面。 （接觸疲勞磨損）通常首先發(fā)生在 靠近節(jié)線的齒頂；（c）靠近節(jié)線的齒根；（d）齒根根部。 蝸桿

9、傳動的主要缺點是b。 效率低；（c）傳動尺寸大；（d）蝸桿的支撐剛性差。 c的當量圓柱齒輪傳動進行。 表面。 上相當于漸開線齒輪與齒條的嚙合。 二、填空 1. 2. 3. 螺栓組聯(lián)接受橫向外載荷作用，若采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接，則靠 設計平鍵聯(lián)接時，鍵的截面尺寸（b h）是根據(jù) 軸的直徑確定的。 帶傳動的主要失效形式是打滑、磨損 基孔制過度配合來傳遞載荷。 模數(shù)m =3.5mm；齒輪寬度 6=85 mm b2=80 mm;輸入軸轉速 n 1=955 r/min ;輸入軸功率 R=10 kW;載荷系數(shù) k=1.2 ; ZEZHZ 475 MPa ;齒輪材料的許用接觸應力為 h 1=470 MPa、h

10、 2=330 MPa。試校核該齒輪傳動的接 4. 齒輪的齒根彎曲疲勞強度計算公式中，齒形系數(shù)YFa主要與齒輪的齒廓形狀和齒數(shù) 有關。 5. 閉式蝸桿傳動的傳動效率包括：傳動的嚙合效率、軸承摩擦損耗效率 和 濺油損耗效率 三項。 6. 軸上零件常用的軸向定位與固定方法有軸端擋圈定位、賀螺母定位(任填兩項)。 7. 按許用彎曲應力計算法設計軸的直徑時，當量彎矩公式M . M 2 ( T)2中引入應力校正系數(shù)是因為 存在扭轉應力。 三、問答題 1. 緊螺栓連接的強度可按純拉伸計算，但需將拉力增大30%為什么？ 答：受預緊力拉伸而產(chǎn)生位伸應力外，還受螺紋摩擦力矩扭轉產(chǎn)生扭轉切應力。 2. 在相當?shù)臈l件

11、下，為什么 V帶所能傳遞的功率大于平帶？ 答：與帶輪接觸的摩擦面大，產(chǎn)生的摩擦力更大，傳遞功率大。 3. 在設計軟齒面齒輪傳動時，常使大小齒輪的齒面硬度相差幾十個HB單位，應使哪個齒輪硬？為什么？ 答：小齒輪硬。為了使兩個齒輪的強度相當。 4. 聯(lián)軸器和離合器的功用有哪些主要的相同與不同之處？ 答：聯(lián)軸器和離合器是機械傳動中常用的部件。用來連接軸與軸，以傳遞運動與轉矩，有時也可做安全裝置。聯(lián)軸器 在機器運轉時不能分離，離合器在機器運轉過程中可使兩軸隨時接合或分離。 P作用。已知：螺栓預緊 1. 一軸承架用4只普通螺栓和機座聯(lián)接，軸承架受向上的載荷 力為F ;相對剛度為C1;接合面的許用擠壓應力

12、為b p；聯(lián)接的結構和尺寸如圖 CiC2 示，螺栓危險剖面的計算直徑為 dc；螺栓的許用拉應力為b 。要求: 1) .說明聯(lián)接可能出現(xiàn)的失效形式； 2) .對應列出聯(lián)接正常工作條件的表達式。 Z1=28; Z2 =83 ; 2. 有一對外嚙合標準直齒圓柱齒輪傳動，已知條件為：小齒輪齒數(shù) 觸疲勞強度是否合格。 解: 計算公式： d1 Zezhz 2 mm T195.5 10510 N mm 5 10 N mm 955 di m1 z1 28 3.5mm 98mm bi di 850.876 98 Z2 N 832.964 28 d1 52 2 1.2 105 2.964 1475 3 0.876

13、 mm 2.964470 72.3mm 98mm 合格 3.如圖一對 下工作，要求： (3) 求i、n軸承所受軸向載荷 (4) 計算軸承使用壽命 L10h。 7207AC型滾動軸承, 其受力大小及作用位置如圖所示。軸轉速 Fa1、Fa2 ； Fa/ Fre Fa/ Fr e e Fs X Y X Y 0.68 0.68 Fr 1 P 0 0.41 0.87 注：軸承e、X、Y的數(shù)值查附表，(內部)附加軸向力 附表 n = 800 r/min，載荷平穩(wěn)(fd=1.2)，常溫 Fs的計算公式如附表所示，基本額定動負荷Cr = 22500N Fa=800N Fri=2000N FEOOON 解：FS

14、10.68Fr1 1360N Fs2 0.68Fr2 680N Fs1 Fa Fs2 680N 所以，軸承I被“放松”，軸承n被“壓緊” 所以 Fa1Fs1 1360 N Fa2Fa Fs12160N Fa1 F r 1 1360 ccc 0.68 e 2000 取X 1,Y0 Fa2 Fr2 2160c “ 2.16 e 1000 取 X 0.41,Y0.87 P1fd XFr1 YFa1 1.2 1 2000 02400N P2 fd XFr2 YFa21.2 0.41 1000 0.87 21602747N 106 3 C 63 10622500 , 一，s P2 P 所以，按P2計算， L10h h 11448h 60n P 60 800 2747 五、分析題 1 受力分析：圖示為電動機驅動的帶傳動和錐一一柱齒輪傳動系統(tǒng)的水平布置圖，要求在圖上標出： （