長(zhǎng)大機(jī)械設(shè)計(jì)期末考題解析09

1、20092010 學(xué)年第 1 學(xué)期一、單項(xiàng)選擇題（共 30 分，每小題 2 分）期末試題（ A ）卷有一等截面直桿，直徑為d 15mm，受靜拉力F 40kN ，材料為 35#鋼，450N/mm2 ，1.B S 320N/mm ，則該桿的工作安全系數(shù) S 為B。2A. 2.38；B. 1.41;C. 1.69；D. 1.49。2兩個(gè)平行圓柱體相互壓緊，已知兩圓柱體的半徑 R1 R2 ，材料彈性模量 E1 E2 ，則兩者的接觸應(yīng)力C。A. H 1 H 2 ； B. H 1 H 2 ;C. H 1 H 2 ； D. 大小不確定。3. 有一雙線(xiàn)螺紋的尺寸為：外徑d 20mm ，內(nèi)徑d1 17.294m

2、m，中徑d2 18.376mm ，螺距t 2.5mm ，則螺紋升角 為B。A4.55；B4.95；C5.26；D2.48。4. 一螺紋聯(lián)接的力變形圖如圖 1.4 所示，若保證殘余預(yù)緊力 F1 等于預(yù)緊力 F0 的一半，則該螺紋聯(lián)接能承受的最大軸向工作載荷 Fmax 的大小為C。1322B.F ；2 0C.F ；2 0F0 。A. F0；D.題圖 1.45. 標(biāo)準(zhǔn)平鍵的承載能力通常取決于C。A. 鍵的剪切強(qiáng)度；B. 鍵的彎曲強(qiáng)度；C. 鍵聯(lián)接工作表面擠壓強(qiáng)度；D. 輪轂的擠壓強(qiáng)度。6. 標(biāo)準(zhǔn) B 型V 帶傳動(dòng)，在初應(yīng)力 1.5N/mm2 時(shí)，傳遞的有效圓周力F 300N ，若0e不考慮帶的離心力

3、，則工作時(shí)傳動(dòng)帶的緊邊拉力 F1 及松邊拉力 F2 的大小分別是 CN。（提示：B 型帶的剖面面積 A=138mm2）1A. 329 和 29；B. 343 和 43； C. 357 和 57； D. 371 和 71。7. 在一定轉(zhuǎn)速時(shí)，要減小鏈條傳動(dòng)的不均勻性和動(dòng)載荷，應(yīng)C。A. 增大鏈條節(jié)距和鏈輪齒數(shù);B. 增大鏈條節(jié)距和減小鏈輪齒數(shù);C. 減小鏈條節(jié)距和增大鏈輪齒數(shù);D. 減小鏈條節(jié)距和鏈輪齒數(shù)。8應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)套筒滾子鏈傳動(dòng)的許用功率曲線(xiàn)，必須根據(jù) B來(lái)選擇鏈條的型號(hào)和潤(rùn)滑方式。A鏈條的圓周力和傳遞功率；B小鏈輪的轉(zhuǎn)速和計(jì)算功率；C鏈條的圓周力和計(jì)算功率；D鏈條的速度和計(jì)算功率。9. 開(kāi)式

4、齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是B。A. 輪齒疲勞折斷;B. 齒面磨損;C. 齒面塑性變形;D. 齒面膠合。10. 為了提高齒輪傳動(dòng)的抗點(diǎn)蝕能力，可考慮C。A. 采用閉式傳動(dòng)；B.提高齒輪的制造精度；C. 適當(dāng)增大傳動(dòng)中心距；D.保持傳動(dòng)中心距而適當(dāng)增大齒輪模數(shù)。11. 在蝸桿傳動(dòng)中，引入直徑系數(shù) q 的目的是 D。A. 便于蝸桿尺寸的計(jì)算；B. 容易實(shí)現(xiàn)蝸桿傳動(dòng)中心距的標(biāo)準(zhǔn)化；C. 提高蝸桿傳動(dòng)的效率；D. 減少蝸輪滾刀的數(shù)量，利于刀具標(biāo)準(zhǔn)化。12. 在兩板間充滿(mǎn)一定粘度的液體，兩板相對(duì)運(yùn)動(dòng)方向，可能形成流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的是A。A.；B.；C.；D.。13. 在進(jìn)行滾動(dòng)軸承組合設(shè)計(jì)中，對(duì)支承跨距很長(zhǎng)，工

5、作溫度變化很大的軸，為適應(yīng)軸有較大的伸縮變形，應(yīng)考慮A。A將一端軸承設(shè)計(jì)成游動(dòng)的；B采用內(nèi)部間隙可調(diào)整的軸承；C采用內(nèi)部間隙不可調(diào)整的軸承；D軸頸與軸承內(nèi)圈采用很松的配合。14. 在軸的初步計(jì)算中，軸的直徑是按B進(jìn)行初步確定的。2A. 彎曲強(qiáng)度；B. 扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度； C. 軸段的長(zhǎng)度； D. 軸段上零件的孔徑。15. 在鏈傳動(dòng)中，鏈節(jié)數(shù)常采用偶數(shù)，這是為了使鏈傳動(dòng)D。A. 工作平穩(wěn)；B. 鏈條與鏈輪輪齒磨損均勻 C. 提高傳動(dòng)效率；D. 避免采用過(guò)渡鏈節(jié)。二、綜合題：（共 70 分）1.一矩形板用 2 個(gè)M24 普通螺栓連接到機(jī)架上，各尺寸如圖。已知作用于板的載荷 P=2800N，板和螺栓材料均為

6、 Q235， s 240N/mm ，不控制預(yù)緊力的安全系數(shù)S 2.4 ，2結(jié)合面間摩擦系數(shù) f 0.2 ，可靠性系數(shù) K 1.1，試校核該螺栓的聯(lián)接強(qiáng)度（不控制預(yù)緊力）。（15 分）注：M24 螺紋的小徑d1 20.752mm綜合題 1 圖解：螺栓組受力分析，將載荷向 O 點(diǎn)簡(jiǎn)化，得：橫向載荷P 2800N旋轉(zhuǎn)力矩 T PL 2800 300 8.4 105 Nmm計(jì)算受力最大螺栓的橫向載荷 Fs。各螺栓的橫向載荷大小相等，方向同 P，即F P 2800 1400 N124T8.4105轉(zhuǎn)動(dòng)力F2 200 4200 N200各螺栓受到的力的方向如圖，從圖中可以看出，螺栓受總的橫向載荷為22 1

7、4002 42002 4427 N3（2）計(jì)算螺栓所需預(yù)緊力 F0。按一個(gè)螺栓的橫向力與摩擦力的平衡條件： KF 1.1 4427 24349 NmfF KF ，F(xiàn)001 0.2mf（3）校核聯(lián)接強(qiáng)度： s 240 100 N/mm2許用應(yīng)力S2.41.3 24349 1.3F0 93.6 N/mm2 按強(qiáng)度條件 d 2 20.7522144由此可知，M24 螺栓滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。2. 在展開(kāi)式二級(jí)斜齒圓柱齒輪器中，已知：中間軸上高速級(jí)大齒輪的螺旋線(xiàn)方向?yàn)樽笮X數(shù) z1 51，螺旋角1 15 ，法面模數(shù)mn 3 ；中間軸上低速級(jí)小齒輪的螺旋線(xiàn)的方向也為左旋，其齒數(shù) z2 17 ，法面模數(shù) mn

8、5 。試問(wèn)：低速級(jí)小齒輪的螺旋角 2 應(yīng)為多少時(shí)，才能使中間軸上兩齒輪的軸向力相互抵消。（不計(jì)摩擦損耗）（10 分）解：中間軸的受力分析如圖，軸向力互相抵消，即 Fa 2Fa 3tan ，故tan Ft 2 tan 。因3332Ft 3d2d3 ，又因軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 T F Ft 2t 322mn3 z3 / cos 3故tan Ft 2 tan d3 tan tan ，因此322m z / cos 2Fdt 32n 2 22sin mn3 z3 sin 517 sin15 0.1438 ，得： 8164 。323 513m zn 2 23. 圖示的帶式輸送機(jī)，原設(shè)計(jì)方案（圖 a）各部分承載能

9、力正好滿(mǎn)足要求。裝配時(shí)，錯(cuò)裝成圖 b 所示的方案，若不考慮齒輪的系數(shù)，試問(wèn)：（10 分）（1）錯(cuò)裝后的（圖b）方案能否適用？4帶傳動(dòng)還能否適用？為什么？齒輪傳動(dòng)還能否適用？為什么？(a)(b)綜合題 3 圖答：（1）錯(cuò)裝后的方案不能用。（2）帶傳動(dòng)不能適用。因?yàn)槠涓臑榈退俸?，所受有效拉力變大，要求初拉預(yù)緊力要大，壓軸力增大，帶容易打滑和磨損。（3）齒輪傳動(dòng)還可以使用，因?yàn)槠涓脑诟咚偌?jí)，載荷變小，齒輪的彎曲應(yīng)力 F 和接觸應(yīng)力 H 都小了，在不考慮系數(shù)時(shí)，疲勞提高了。4圖示斜齒輪采用一對(duì) 7207AC 軸承支承，已知斜齒FtFrFa輪的圓周力 Ft 3500N ，徑向力 Fr 1200N ，軸向

10、力 Fa 900N ，軸的轉(zhuǎn)速n 1450r/min ，軸承載I荷系數(shù) fP 1.2 ，溫度系數(shù) ft 1，軸承的額定動(dòng)載荷Cr 25.4KN ，試計(jì)算：（15 分）II（1）軸承I 和的支反力；綜合題4圖（2）試計(jì)算軸承的。a 900 30 210N解：（1）100 1200 210 990NV530軸承類(lèi)型eFdFa Fr eFa Fr eXYXY7000AC0.680.68Fr0.410.8710 Ft 40 3500 40 1400NFr1H 100100 Ft 60 3500 60 2100NFr 2 H 1001002r1H 2102 14002 1416N所以9902 21002

11、 2322N2r 2H(2) Fd1 0.68Fr1 0.681416 962.88NFd 2 0.68Fr 2 0.68 2322 1578.96N ，力的方向。d 2 1578.96N因?yàn)樗暂S承 2 被“壓緊”，軸承 1 被“放松”。則 1862.88N ， Fa1 Fd 1 962.88NaFa1 962.88 0.68 e ，則查表得 X 1,Y 0 。11F1416r1FtFrFaFd1Fr1HIFr1VFd2Fr2HIIFr2V當(dāng)量動(dòng)載荷： P1 fP ( X1Fr1 0) 1.2 1416 1699.2NFa 2r 2 1862.88 0.8023 e ，則 X 0.41,Y

12、0.8722F2322當(dāng)量動(dòng)載荷：P2 fP ( X 2 Fr 2 Y2 Fa2 ) 1.2 (0.41 2322 0.871862.88) 3087.3N由于 P2 P1 ，則軸承的為： P P2106fC 1 25400 3106Lh 6401h t r 60 1450 3087.360n P5. 有一非液體摩擦向心滑動(dòng)軸承，軸頸直徑d 60mm ，軸承寬度 B 60mm ，軸瓦材料ZCuAl9Fe3，其使用性能為 p 15N/mm2 ， 4m/s ， p 12N/mm2 m/s 。當(dāng)為630載荷 F 36000N ，轉(zhuǎn)速 n 150r/min 時(shí)，校核該軸承是否滿(mǎn)足使用要求。（6 分）解

13、：校核軸承使用條件：F36000 10 N/mm2 p 15 N/mm2p Bd60 60 dn 60 150 0.47 m/s 4 m/s60 100060 1000 dn 10 0.47 N/mm2 m/s p 12 N/mm2 m/sp FBd60 1000由此可知，滿(mǎn)足使用條件。6.圖中的軸系的錯(cuò)誤設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)和不合理之處，依次標(biāo)出序號(hào)，并簡(jiǎn)明原因，將正確的結(jié)構(gòu)繪制在圖的對(duì)稱(chēng)位置下方。（14 分）綜合題 6 圖解：軸的右端面應(yīng)縮進(jìn)帶輪右端面 12mm，且應(yīng)有軸端擋圈固定帶輪；帶輪與軸間應(yīng)有鍵連接；帶輪左端面靠軸肩定位，下一加大；取消套筒（若保留套筒對(duì)帶輪定位也可，那么套筒應(yīng)穿過(guò)透蓋頂?shù)捷S承

14、內(nèi)圈右端面）；透蓋與軸之間應(yīng)有間隙，且還應(yīng)有密封氈圈；7軸承裝反了，喇叭口應(yīng)該朝左；套筒壁厚太大，軸承無(wú)法拆卸，應(yīng)減??；與輪轂配合長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂長(zhǎng)度小 23mm；輪轂與軸之間應(yīng)有鍵連接；軸徑軸肩太高，軸承無(wú)法拆卸，應(yīng)減小，比軸承內(nèi)圈的外圓要低；軸承應(yīng)該采用角接觸球軸承，并且開(kāi)口向左；兩個(gè)軸承端蓋與箱體間應(yīng)有調(diào)整墊片；箱體上端蓋接觸面之外的外表面應(yīng)低一些，以減少加工面，提高精度。820092010 學(xué)年第 1 學(xué)期期末試題（ B ）卷一單項(xiàng)選擇題（每小題 2 分，共 30 分）1兩圓柱體沿母線(xiàn)相壓，在和為 F 時(shí)，最大接觸應(yīng)力為 H ，若載荷增大到 2F 時(shí)，最大接觸應(yīng)力為B。A1.26 H ；

15、B1.41 H ； C1.59 H ； D2 H 。2. 采用螺紋聯(lián)接時(shí)，若被聯(lián)接件之一厚度較大，且材料較軟，強(qiáng)度較低，需要經(jīng)常裝拆，則一般宜采用B。A螺栓聯(lián)接；B雙頭螺柱聯(lián)接；C螺釘聯(lián)接； D鉸制孔螺栓聯(lián)接。3與多鍵聯(lián)接相比，花鍵聯(lián)接的下列特征中，有B是不符合事實(shí)的。A適合于批量生產(chǎn)；B大大削弱了軸的強(qiáng)度；C具有較大的承載能力； D軸上零件在軸上對(duì)中性好。4帶傳動(dòng)采用輪的目的是D。A減輕帶的彈性滑動(dòng)；B提高帶的；C改變帶的運(yùn)動(dòng)方向；D調(diào)節(jié)帶的初拉力。5帶傳動(dòng)工作時(shí)的彈性滑動(dòng)，是由于D。A小帶輪包角過(guò)??；B帶與帶輪間的摩擦系數(shù)偏低；C帶的初拉力不足；D帶的松邊和緊邊拉力不相等；6. 在非液體摩

16、擦滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)中，限制 p 值的主要目的是D。A避免軸承過(guò)熱而膠合；B避免軸承過(guò)度磨損；C避免軸承因過(guò)熱而產(chǎn)生塑性變形；D避免軸承因發(fā)熱而卡死。7一般在滾子鏈傳動(dòng)中，為使鏈條磨損均勻，C。 A鏈節(jié)數(shù) Lp 和鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取偶數(shù)；B鏈節(jié)數(shù) Lp 和鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取奇數(shù)；C鏈節(jié)數(shù) Lp 取為偶數(shù)，鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取為奇數(shù)；D鏈節(jié)數(shù) Lp 取為奇數(shù)，鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取為偶數(shù)。8. 圓柱齒輪傳動(dòng)，當(dāng)齒輪直徑不變，而減小模數(shù)時(shí)，可以D。A提高輪齒的彎曲強(qiáng)度；B提高輪齒的接觸強(qiáng)度；9C提高輪齒的靜強(qiáng)度；D改善傳遞的平穩(wěn)性。9. 在普通圓柱蝸桿傳動(dòng)中，蝸桿頭數(shù)和模數(shù)不變，如提高蝸桿直徑系數(shù)，

17、將使C。A蝸桿的強(qiáng)度和傳動(dòng)效率提高；B蝸桿的強(qiáng)度和傳動(dòng)效率降低；C蝸桿的強(qiáng)度提高和傳動(dòng)效率降低；D蝸桿的強(qiáng)度降低和傳動(dòng)效率提高。10. 在用彎扭當(dāng)量彎矩法計(jì)算轉(zhuǎn)軸時(shí)，采用校正系數(shù) 是考慮到B。A彎曲應(yīng)力可能不是對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力； B扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力可能不是對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力；C軸上有應(yīng)力集中；D軸的表面粗糙度不同。11下列措施中，D不利于提高齒輪輪齒抗疲勞折斷能力。A減輕加工損傷；B. 減小齒面粗糙度； C. 表面強(qiáng)化處理； D. 減小齒根過(guò)渡曲線(xiàn)半徑；12. 動(dòng)壓滑動(dòng)軸承能建立動(dòng)壓的條件中，不必要的條件是C。A軸頸與軸瓦間楔形間隙； B充分供應(yīng)潤(rùn)滑油； C潤(rùn)滑油溫度不超過(guò) 50；D軸頸與軸瓦表面之間有相對(duì)滑

18、動(dòng)，使?jié)櫥蛷拇罂诹飨蛐】凇?3. 代號(hào)為 7212AC 的滾動(dòng)軸承，對(duì)它的承載情況描述最準(zhǔn)確的是D。A只能承受徑向負(fù)荷；B單個(gè)軸承能承受雙向軸向負(fù)荷；C只能承受軸向負(fù)荷；D能同時(shí)承受徑向負(fù)荷和單向軸向負(fù)荷。14只承受彎矩的轉(zhuǎn)動(dòng)心軸，軸表面一固定點(diǎn)的彎曲應(yīng)力是C。A靜應(yīng)力；B脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力；C對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力；D非對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力。15其他條件相同時(shí)，僅增加蝸桿頭數(shù)，則滑動(dòng)速度A。A增加；B保持不變；C減??；D可能增加或減小。二綜合題 （共 70 分）1、圖示一厚度為 15mm 的薄板，用兩個(gè)鉸制螺栓固定在機(jī)架上。已知載荷 P=4000N，螺栓、板和機(jī)架材料許用拉應(yīng)力 120MPa ，許用剪應(yīng)力 95M

19、Pa ，許用擠壓應(yīng)力 150MPa ，板間摩擦系數(shù) fsp試：（1）確定合理的螺紋直徑；（2）若改用普通螺栓，螺栓直徑應(yīng)為多大？（取可靠性系數(shù) Ks 1.2 ）（14 分） 0.2 。10綜合題 1 圖綜合題 2 圖解： （1）在載荷 P 作用下，螺栓組連接受到橫向載荷作用，設(shè)薄板受到的作用力為 F1、F2，則根據(jù)薄板的力平衡條件有： F2 F1 P ，對(duì)于薄板，對(duì)螺栓的對(duì)稱(chēng)中心O 點(diǎn)取矩有：F1a F2 a P(l a) ，由上面兩式：F P 200 4000 8000N ， F l 2a P 300 4000 12000N 。l122a1002a100則螺栓 2 受到的最大工作剪力作用：

20、Fmax F2 12000N 。Fd 2 /4 由螺栓桿的剪切強(qiáng)度條件： 4 12000 954Fmax ： d 12.68mm0Fmax12000螺桿與的擠壓應(yīng)力： 5.33mmp0 15150inp可以取螺栓光桿直徑為13 mm，螺紋外徑為M12。 Ks Fmax（2）若改用普通螺栓連接，對(duì)于螺栓有： fs Qp 1.212000 72000N ， Ks Fmax即 Qpf0.2s 72000N則螺栓 2 的總拉力為：p則螺栓截面的螺紋小徑為：4 1.3Qmax4 1.3 72000d 31.51mm 。1 1202 、某傳動(dòng)裝置采用一對(duì)中系列的 3309E 軸承支承， 軸承的額定動(dòng)負(fù)荷C

21、r 64.8KN ，額定靜負(fù)荷C0 r 61.2KN 。軸上所受外載荷 F1 2800N , F2 1000N ，軸的轉(zhuǎn)速n 960r / min ，工作溫度小于 100，負(fù)荷系數(shù) fP 1.2 。試計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)11負(fù)荷 P。（12 分）3309E 軸承的內(nèi)部軸向力 Fd Fr / 2Y解：1）求支座反力： M A 0 ，得： FrB 3533N 。 733N 200 02）軸承產(chǎn)生的軸向力：軸承 A：軸承 B：由于SB F2 1178 1000 2178N SA 244N所以軸承 A 被壓緊，軸承 B 被放松。則 FaA 2178N , 1178NFaB（4 分）3）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷：Fa

22、A 2178 2.97 e 0.41，則 X 0.4,Y 1.5AAF733rAFaB 1178 0.33 e 0.41，則 X 1,Y 0BBF3533rBPA fP ( X AFrA YA FaA ) 1.2 (0.4 733 1.5 2178) 4272N PB fP ( XB FrB YB FaB ) 1.2 (1 3533 0 1178) 4239.6N因?yàn)?PA PB ，以軸承 A 的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷為計(jì)算依據(jù)。3、單根V 帶傳遞的最大功率 P=4.82kW，小帶輪直徑 D1=180mm，大帶輪直徑 D2=400mm，小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=1450r/min，小帶輪包角 1=152，帶與帶輪

23、的當(dāng)量摩擦系數(shù) fv=0.25，試確定帶傳動(dòng)的有效圓周力 Fe、緊邊拉力 F1 和力 F0。（10 分）dd1n1 3.解：帶速度： .67m/s60 100060 10001000P1000 4.82有效拉力： Ft 352.6N13.67（1）12eFa Fr eFa Fr eXYXY0.41100.41.5v（2）Ft e fv352.6e0 250 83將（2）帶入（1）式得： F 379.1N21 12 352.6 379.1 731.7 N) 1 (731.7 379.1) 555.4N224、傳動(dòng)裝置重物，軸 I 為動(dòng)力輸入，轉(zhuǎn)向如圖，試分析確定：（1）為使軸 II上蝸桿的軸向力

24、 Fa3 和斜齒輪的軸向力Fa2 部分抵消，試確定蝸桿、蝸輪和各斜齒輪的旋向。（2）把軸 II 上輪 2 和蝸桿 3 嚙合點(diǎn)處的作用力表示出來(lái)（用分力 Fr、Fa、Ft 表示， 表示方向垂直紙面向里，表示方向垂直紙面向外）。（3）將各斜齒輪、蝸桿、蝸輪的旋向和轉(zhuǎn)向在圖中表示出來(lái)。（12 分）綜合題 4 圖解法二：解：解法一：135、圖示軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的錯(cuò)誤，依次標(biāo)出序號(hào)，在答題紙上簡(jiǎn)明錯(cuò)誤的原因和改正措施（文字?jǐn)⑹黾纯桑S承采用脂潤(rùn)滑。（12 分）綜合題 5 圖解：（1）軸與右端軸承之間應(yīng)留有間隙；（2）套筒與右軸承接觸，應(yīng)減小套筒的外徑尺寸；（3）齒輪軸向固定不可靠，套筒頂不緊齒輪；（4）

25、聯(lián)軸器軸向缺少定位與固定；（5）聯(lián)軸器無(wú)固定；（6）彈簧擋圈為多余定位；（7）精加工面過(guò)長(zhǎng)，裝拆不方便；（8）軸肩過(guò)高，無(wú)法拆卸軸承；（9）鍵過(guò)長(zhǎng)，套筒無(wú)法裝入；（10）缺少墊片，無(wú)法調(diào)整軸承間隙；（11）齒輪用油潤(rùn)滑，軸承用脂潤(rùn)滑，缺少擋油環(huán)；（12）軸的伸出端無(wú)密封。101023841 12659711146、圖示的帶式輸送機(jī)，原設(shè)計(jì)方案（圖 a）各部分承載能力正好滿(mǎn)足要求。裝配時(shí)，錯(cuò)裝成圖 b 所示的方案，若不考慮齒輪的系數(shù)，試問(wèn)：（10 分）（1）錯(cuò)裝后的（圖b）方案能否適用？（2）帶傳動(dòng)還能否適用？為什么？（3）齒輪傳動(dòng)還能否適用？為什么？(b)綜合題 6 圖答：（1）錯(cuò)裝后的方案不

26、能用。（2）帶傳動(dòng)不能適用。因?yàn)槠涓臑榈退俸?，所受有效拉力變大，要求初拉預(yù)緊力要大，壓軸力增大，帶容易打滑和磨損。（3）齒輪傳動(dòng)還可以使用，因?yàn)槠涓脑诟咚偌?jí)，載荷變小，齒輪的彎曲應(yīng)力 F 和接觸應(yīng)力 H 都小了，在不考慮系數(shù)時(shí)，疲勞提高了。1520092010 學(xué)年第 2 學(xué)期期末試題（ A ）卷一、填空題：（每小題 1 分，共 10 分）1普通平鍵的截面尺寸 bh 是按 軸的直徑 來(lái)選擇，而鍵長(zhǎng) L 通常按 輪轂的寬度而定。2隨著表面粗糙度的增加，零件的實(shí)際接觸面積 減小。高副元件表面接觸產(chǎn)生的應(yīng)力是接觸應(yīng)力。3螺紋連接防松的實(shí)質(zhì)是防止螺旋副在受載時(shí)發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)。4滾子鏈傳動(dòng)是由滾子、套筒、

27、銷(xiāo)軸、內(nèi)、外鏈板所組成，其 銷(xiāo)軸 與 外鏈板 之間， 套筒 與 內(nèi)鏈板 之間分別用過(guò)盈配合連接；而 滾子 與 套筒 之間、 套筒 與銷(xiāo)軸 之間分別為間隙配合。5對(duì)齒輪材料性能的基本要求為面要硬，芯要韌。6帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比不宜過(guò)大，若傳動(dòng)比過(guò)大，將使 小帶輪包角減小，從而使帶的有效拉力支減小。7當(dāng)直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪和直齒圓錐齒輪的材料、熱處理方式及幾何參數(shù)均相同時(shí)，承載能力最高的是 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)， 承載能力最低的是 直齒圓錐齒輪傳動(dòng)。8限制蝸桿的直徑系數(shù) q 是為了減少刀具數(shù)量及便于滾刀標(biāo)準(zhǔn)化。蝸桿傳動(dòng)的滑動(dòng)速度越大，所選潤(rùn)滑油的粘度值應(yīng)越 小。9液體摩擦動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的軸瓦上的油孔、油

28、溝位置應(yīng)開(kāi)在非承載區(qū)域。10滾動(dòng)軸承 30207 的軸承類(lèi)型名稱(chēng)是圓錐滾子軸承，內(nèi)徑是 35 mm。二單項(xiàng)選擇題（每小題 2 分，共 20 分）1采用螺紋聯(lián)接時(shí)，若被聯(lián)接件之一厚度較大，且材料較軟，強(qiáng)度較低，不需要經(jīng)常裝拆，則一般宜采用C。A螺栓聯(lián)接；B雙頭螺柱聯(lián)接；C螺釘聯(lián)接； D鉸制孔螺栓聯(lián)接。2. 與多鍵聯(lián)接相比，花鍵聯(lián)接的下列特征中，有B是不符合事實(shí)的。A適合于批量生產(chǎn)；B大大削弱了軸的強(qiáng)度；C具有較大的承載能力； D軸上零件在軸上對(duì)中性好。163在非液體摩擦滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)中，限制 p 值的主要目的是A。A避免軸承過(guò)熱而膠合；B避免軸承過(guò)度磨損；C避免軸承因過(guò)熱而產(chǎn)生塑性變形；D避免軸

29、承因發(fā)熱而卡死。4一般在滾子鏈傳動(dòng)中，為使鏈條磨損均勻，C。A鏈節(jié)數(shù) Lp 和鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取偶數(shù)；B鏈節(jié)數(shù) Lp 和鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取奇數(shù)；C鏈節(jié)數(shù) Lp 取為偶數(shù)，鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取為奇數(shù)；D鏈節(jié)數(shù) Lp 取為奇數(shù)，鏈輪齒數(shù) Z 均應(yīng)取為偶數(shù)。5為了提高齒輪傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度，可考慮采用較為有效的是C。A采用閉式傳動(dòng) B提高齒輪制造精度 C適當(dāng)增大傳動(dòng)中心距 D減少齒數(shù)，增大模數(shù)6蝸桿傳動(dòng)中，當(dāng)其它條件相同時(shí)，增加蝸桿的頭數(shù)，則傳動(dòng)效率B。A降低B增加C不變D不能確定7D不是滾動(dòng)軸承預(yù)緊的目的。A增加支承剛度B提高旋轉(zhuǎn)精度C減小振動(dòng)和噪聲D降低摩擦力矩8自行車(chē)車(chē)輪軸屬于C。A傳動(dòng)軸B轉(zhuǎn)

30、軸C固定芯軸D轉(zhuǎn)動(dòng)芯軸9滑動(dòng)軸承計(jì)算中限制 pv 值是考慮限制軸承的B。A磨損B發(fā)熱C膠合D塑性變形10零件受對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力時(shí)，對(duì)于塑性材料應(yīng)取C作為材料的極限。A材料的強(qiáng)度極限B材料的屈服極限C材料的疲勞極限D(zhuǎn)屈服極限除以安全系數(shù)二綜合題 （共 70 分）1、圖示一厚度為 15mm 的薄板，用四個(gè)普通螺栓固定在機(jī)架上。已知載荷 P=12000N，螺栓Q235，許用拉應(yīng)力 95MPa ，許用擠壓應(yīng)力 150MPa ，接合面間摩擦系數(shù)p材料為fs 0.15 ，可靠性系數(shù)為 Ks 1.2 ，結(jié)構(gòu)尺寸。試求螺栓小徑應(yīng)為多大？（12 分）17綜合題 1 圖解：（1）根據(jù)螺栓組的受力特點(diǎn)分析，螺栓組連接受

31、力分析綜合題 2 圖 F 12000 3000N橫向載荷： FS144將載荷簡(jiǎn)化到結(jié)合面的形心點(diǎn)，得一旋轉(zhuǎn)力矩：T P l 1200 0.5 6000N m 。T6000在旋轉(zhuǎn)力矩作用下的分力： FS 2 4r 4 0.1414 10608N兩力所夾角最小時(shí)，螺栓所受橫向載荷最大，即：2F F cos2S 2S1 S 230002 106082 2 3000 10608cos 45 12904.7N采用普通螺栓連接，由 fF Ks Fs 得： 1.212904.7 103238NF KS FSf0.15由強(qiáng)度條件可以得所求螺栓的小徑為：4 1.3F 41.3103238 42.4mmd 1 9

32、5，已知傳動(dòng)件的受力 Fr 2000N ， Ft 1500N ，2、某傳動(dòng)裝置支承結(jié)構(gòu)Fa 800N ，傳動(dòng)零件的分度圓直徑d 200mm ，傳動(dòng)件相對(duì)軸承對(duì)稱(chēng)布置，L 400mm ，軸承為 7208AC，派生軸向力 Fd 0.68Fr ，n=1450r/min，判斷系數(shù) e=0.68, C=2580N, f p 1.5 ，試計(jì)算：軸承的徑向載荷 Fr1, Fr 2 ；軸承的軸向載荷 Fa1, Fa 2 ；軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 P1, P2 ； (4）軸承的Lh 。（15 分）187208AC 軸承的載荷系數(shù)解：F L F d 2000 200 800 100 1200Nra22（1） R1VL4

33、00 Fr R1V 800NR2V F2R R 750N1H2 HR R2 R2 12002 7502 1415N1!V1HR R2 R28002 7502 1097N22V2 H(2) S1 0.68R1 962.2N , S2 0.68R2 746N ，S1，S2 的方向。S2 Fa S ，所以軸承 1 被“壓緊”，軸承 2 被“放松”。A2 S2 746N .A1 S2 Fa 1546N ,(3) 1546 1.09 e,A1A2746 0.68 eR11415R21097所以， P1 fP ( XR1 YA1 ) 1.5 (0.411415 0.87 1546) 2887.7P2 f

34、p R2 1.51097 1646 。（4）未給出溫度系數(shù)，按 ft 1計(jì)算。 25800 3106106 fC L 8197.5h t 60n P60 1450 2887.7 h3圖示的帶式輸送機(jī)，原設(shè)計(jì)方案（圖 a）各部分承載能力正好滿(mǎn)足要求。裝配時(shí)，錯(cuò)裝成圖 b 所示的方案，若不考慮齒輪的系數(shù)，試問(wèn)：（10 分）19eFa Fr eFa Fr eXYXY0.68100.410.87（1）錯(cuò)裝后的（圖b）方案能否適用？（2）帶傳動(dòng)還能否適用？為什么？（3）齒輪傳動(dòng)還能否適用？為什么？綜合題 3 圖答：（1）錯(cuò)裝后的方案不能用。帶傳動(dòng)不能適用。因?yàn)槠涓臑榈退俸?，所受有效拉力變大，要求初拉預(yù)緊

35、力要大，壓軸力增大，帶容易打滑和磨損。齒輪傳動(dòng)還可以使用，因?yàn)槠涓脑诟咚偌?jí)，載荷變小，齒輪的彎曲應(yīng)力 F 和接觸應(yīng)力 H 都小了，在不考慮系數(shù)時(shí)，疲勞提高了。4、如題圖為圓柱齒輪蝸桿傳動(dòng)，已知斜齒輪 1 的轉(zhuǎn)動(dòng)方向和斜齒輪 2 的旋向。（10 分）（1）在圖中標(biāo)出齒輪 1 的旋向、齒輪 1 和齒輪 2 在嚙合點(diǎn)處的軸向力。（2）為使蝸桿軸上的齒輪 2 與蝸桿 3 所產(chǎn)生的軸向里相互抵消一部分，試確定并標(biāo)出蝸桿3 輪齒的旋向，并標(biāo)出蝸輪 4 輪齒的旋向及其轉(zhuǎn)向。（3）在圖中嚙合出標(biāo)出蝸桿和蝸輪所受各分力的方向。綜合題 4 圖解：結(jié)果205、圖示軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的錯(cuò)誤，依次標(biāo)出序號(hào)，在答題紙上簡(jiǎn)明錯(cuò)

36、誤的原因和改正措施（文字?jǐn)⑹黾纯桑?，軸承采用脂潤(rùn)滑。（15 分）答：軸頸太長(zhǎng)，軸承難裝入，應(yīng)該使直徑略小一些；軸頸不能與軸承透蓋相接觸，應(yīng)有間隙；應(yīng)該有密封圈，以防止油流出。角接觸球軸承裝反了，方向不對(duì)，應(yīng)該大口朝里；套筒太高，軸承無(wú)法拆卸，應(yīng)給使套筒的外徑比軸承內(nèi)圈地一些；齒輪定位不牢靠，應(yīng)該使軸頸比輪轂短一些；鍵槽應(yīng)該位于同一條母線(xiàn)上，方便加工。軸肩過(guò)高，軸承無(wú)法拆卸，應(yīng)降低臺(tái)階；軸承用錯(cuò)了，應(yīng)該采用角接觸球軸承；沒(méi)有墊片來(lái)調(diào)整間隙，應(yīng)加上墊片；沒(méi)有墊片來(lái)調(diào)整間隙，應(yīng)加上墊片；2178910654321116、有一非液體摩擦向心滑動(dòng)軸承，軸頸直徑d 60mm ，軸承寬度 B 60mm ，軸瓦材料ZCuAl9Fe3，其使用性能為 p 15N/mm2 ， 4m/s ， p 12N/mm2 m/s 。當(dāng)為載荷 F 36000N ，轉(zhuǎn)速 n 150r/min 時(shí)，校核該軸承是否滿(mǎn)足使用