2010年机械设计期末考试题

2010年机械设计期考试题：

一、简答题（15分、每小题5分）

1．试述机械零件的主要设计准则。

答：机械零件的主要设计准则有：

1．静强度准则，即s£[s]，或t£[t]。

2．疲劳强度准则，即或。

3．摩擦学设计准则。

4．其他准则：（1）刚度准则；y£[y] 或q£[q] ij£[j]；（2）可靠性准则。

2．机械零件设计中常用的第一、三、四这三种强度理论各适用于哪类材料？这些强度理论各用以计算什么量的最大值？

答：

1．最大主应力理论（第一强度理论）。该理论认为，危险状态的折断都是由于单元体上最大拉应力（即主应力s1）引起的，其他斜面上的应力对破坏没有影响。根据实践，这只适用于脆性材料（例如灰铸铁）的强度理论。脆性材料的抗压缩能力一般远大于抗拉伸能力，即压缩强度极限远大于拉伸强度极限。故当已知零件危险剖面上的主应力s1＞s2＞s3时，按此理论所得的拉伸或弯曲计算应力为： sca=s1 或 sb=|s3| ，取两式中绝对值较大的一个。

2．最大剪应力理论（第三强度理论）。该理论认为危险状态的屈服是由于单元体中最大的剪应力引起的，其他斜面上的剪应力对屈服没有影响。它适用于塑性材料（例如钢材）的强度理论。当己知零件危险剖面上的主应力s1＞s2＞s3时，计算应力为：sca=s1-s3 。

3．统计平均剪应力理论（第四强度理论，又称最大形变能理论）。该理论认为虽然最大剪应力是危险状态材料屈服的主要原因，但其他斜面上的剪应力也对屈服有影响，所以应该用一个既反映主要因素、又考虑次要因素的物理量来表示材料的屈服强度，这个量叫做统计平均剪应力e它同样适用于塑性材料的强度理论。

3．摩擦学设计时常采用条件性计算来限定机械零件的的磨损，请写出三个主要的条件性计算准则公式，并分别简要解释它们的含义。

答：耐磨性是指作相对运动零件的工作表面抵抗磨损的能力。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，以保证工作面不致产生过度磨损；另外，验算压强和速度乘积pV值不超过许用值，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，可防止发生胶合破坏。有时还需验算工作速度V。这些准则可写成：p£ [p] MPa ；pv £ [pv] MPa×m/s；v£ [v] m/s 。式中，p—工作表面的压强，MPa；[p]—材料的许用压强，MPa；v—工作速度，m/s；[pv]—pv的许用值，MPa×m/s；[v]—v的许用值，m/s。

二、标准件选用与设计（15分，每小题3分）

1．请按国标GB/T 27-1988标注出以下螺栓：公称直径d=14mm，长L=80mm，细牙螺距p=1mm，A型双头螺柱。

答：螺栓AM14X1X100 GB/T 27-1988。

2．请按国标GB/T 1096-1979分别标注出以下两种键：1）b=18 mm，h=11 mm，L=120 mm圆头普通平键（A型）；2) b=18 mm，h=11 mm，L=150 mm方头普通平键（B型）。

答：1） 键18X120 GB/T 1096-1979；

2）键B18X150 GB/T 1096-1979。

3．请按国标GB/T 117-2000标注出以下圆锥销：d=12mm，L=150 mm，材料35号钢，热处理硬度为HRC28~38，不经表面处理。

答：销12X150 GB/T 117-2000

4．请分别指出代号为6318/P3、72911B、23230/C3的三种轴承的类型、尺寸系列、内径、结构、公差和游隙的组别。

1）6318/P3：内径为90mm，03尺寸系列的深沟球轴承，3级公差，正常结构，0组游隙；

2）72911B：内径为55mm，29尺寸系列的角接触球轴承，0级公差，接触角40°，0级游隙；

3）23230/C3：内径150mm，32尺寸系列的调心滚子轴承，0级公差，正常结构，2组游隙；

5．根据以下所给出的几种典型机械零件的代号，请分别指出它们的公称尺寸。

（1f带：A2500 GB/T 11544-1997

（2）链：10A—2—100 GB/T1243—1997（注：10A链节/为15.875mm）

（3）联轴器：YL6联轴器  GB/T 5843-1986

（1）基准长度为2500mm的普通A型V带；

（2）A系列、节距15.875mm、2排、100节的滚子链；

（3）主动端为J型轴孔，A型键槽，d=35mm，L=70mm；从动端为J1型轴孔，B型键槽，d=32mm，L=60mm的凸缘联轴器；

三、问答题（10分）

液体滑动轴承摩擦副的不同状态如下图所示。请问：哪些状态符合形成动压润滑条件？哪些状态不符合形成动压润滑条件？为什么？

  V   V

 V  V

(a) (b) (c) (d)

题三图

答：如题三图所示中（a）(d)图状态符合形成动压润滑条件，因为如图示的相对运动方向可以形成收敛油楔；相反，（b）(c) 两图的状态不可能形成动压润滑，因为这样的相对运动方向只能形成发散型油楔。

四、分析题（10分）

如下图所示为二级蜗杆传动，已知蜗杆3的螺旋线方向为右旋，蜗轮4的转向如图所示，轴I为输入轴，试求：

（1）轴I和轴Ⅱ的转向

（2）全部的蜗轮、蜗杆的螺旋线方向

（3）蜗轮2和蜗杆3所受各分力的方向

（注：要求蜗轮2与蜗杆3的轴向力方向相反）

题四图

答：如图示。

五、如下图所示一固定在钢制立柱上的托架。己知载荷P＝7000N，其作用线与垂直线的夹角a=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）

说明：本题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：

其中：取f=0.3；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Q235，强度级别4.6，其屈服应力为sS=240MPa。

（3）安全系数取S＝4.2。

（4）M12普通粗牙螺纹d1=10.106、M14普通粗牙螺纹d1=11.835、M16普通粗牙螺纹材d1=13.835。

题五图 托架底板螺栓组联接

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计算。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 N

    横向力  N

    翻转力矩 N×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

N

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轴上边的螺栓受拉加载，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本题给定公式计算得：

N

因此上边的螺栓所受的最大工作拉力为

N

（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

从而预紧力为

按已知条件，f=0.3；C1／(C1+ C2)=0.2，则C2／(C1+ C2)=1-0.2=0.8；取Kf=1.2，求得

N

（4）螺栓所受的总拉力F0

由式（4-9）得

N

2．按拉伸强度条件确定螺栓直径

已知螺栓材料为强度级别4.6的Q235，sS=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”来确定螺栓直径：设螺栓的公称直径d在M6～M16范围内且接近M16，已知S＝4.2，则许用应力

MPa

则，螺栓危险截面直径为

mm

所以，选用M16粗牙普通螺纹。

六、试设计某带式输送机中的V带传动。已知电动机额定功率P=3.5kW，转速n1=1440rpm，传动比i=4.0，单班制。工况系数KA=1.1、主动轮基准直径D1³80mm、选A型V带的基准长度Ld=1600mm。要求计算的内容包括：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）

说明：本题计算中可能用到的公式有：

1．带长与中心距关系公式：，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：

3．带根数计算公式：，其中Pca为计算功率、单根V带传递功率P0=1.02kW、功率增量DP0=0.17kW、Ka=0.98、KL=0.99。

4．预紧力计算公式：，其中v为带速m/s。

[解]

1．确定计算功率Pca

已知工作情况系数KA=1.1，故

2．确定f带轮直径

已知主动轮基准直径D1=80mm。计算从动轮基准直径D2。

 mm

取D2=320mm。

3．验算带速

 m/s， 带的速度合适。

4．确定传动中心距

已知带的基准长度Ld=1600mm。设a0=500mm，

计算实际中心距a

5．验算主动轮上的包角a1

主动轮上的包角合适。

6．计算V带的根数z

已知n1=1440rpm、D1=80mm、i=4.0， P0=1.02kW,，DP0=0.17kW，Ka=0.98，KL=0.9，则

取z=4根。

7．计算预紧力F0

已知q=0.10kg/m，则

8．计算作用在轴上的压轴力Q

 N

解毕。

七、某齿轮轴由一对30212E轴承支承，其径向载荷分别为Fr1=4500N，Fr2=3400N，作用于轴上的轴向外载荷FA=1400N，其方向如图所示，取载荷系数ƒP=1.2。试计算两轴承的当量动负荷P1=？，P2=？，并判断哪个轴承寿命短些。（10分）

注：已经30212E轴承的有关参数如下：Cr=59250 N，e=0.35，X=0.4，Y=1.7，

题七图

解：（1）先计算轴承I、II的轴向力FaI、FaII

因为

所以

N

而

    （2）计算轴承1、2的当量动载荷

故径向当量动载荷为

因为，PI 

解毕。

八、结构设计改错题（本题10分）

下图为斜齿轮、轴、轴承组合结构图。齿轮用油润滑，轴承用油脂润滑，请指出该轴系结构设计中的错误。要求：

1． 在图中用序号标注设计错误处；

2． 在图下方的空白处标注序号，按序号列出错误，并提出修改建议；

3． 不必在图中直接改正。

题八图

答：

（1）联轴器的键1应采用C型键联接，同时，键的布置应与齿轮轴段处的键在同一母线上；

（2）轴承端盖与轴之间应有间隙并设计密封件；

（3）左边轴承轴段与轴承端盖轴段之间应设计一个阶梯，不应为同一直径轴，以便于轴承安装；

（4）左轴承端盖与轴承座间应有垫片；

（5）左端轴承内圈厚度应略高于轴环厚度；

（6）齿轮宽度应略短于相应轴段长度1-2mm；

（7）齿轮轴上的键长应短于轴段长度；

（8）右端轴承内圈厚度应略高于轴环厚度；

（9）、右轴承端盖与轴承座间应有垫片；