2012工技大機械設計基礎專升本復習題及答案

tg九=tg（Jp，tg九=tg（Jp，）=57%3）npZ=720,=30r.min，pZdN=Mw=tFtg（九+p，）-聯(lián)接1、圖示為一升降機構，承受載荷F=150kN,采用梯形螺紋，d=60mm,d?=56mm,P=8mm，線數(shù)n=3。支撐面采用推力球軸承，升降臺的上下移動處采用導向滾輪，它們的摩擦阻力近似為零。試計算：工作臺穩(wěn)定上升時的效率(螺紋副當量摩擦系數(shù)為0.10)。穩(wěn)定上升時加于螺桿上的力矩。若工作臺以720mm/min的速度上升，試按穩(wěn)定運轉條件求螺桿所需轉速和功率。欲使工作面在載荷作用下等速下降，是否需要制動裝置？加于螺栓上的制動力矩是多少？解:1)p'=arctg0.1二5.71°nPtgk=一，九二7.8°兀d2d2)MFtg（九+p，）2)2由表查取d=10.106mm由表查取d=10.106mm，1取C=1.2F=FmfZ

R~C~F，叫4x1.3=3158wFd4)九〉P'不自鎖，需要制動裝置，制動力矩M，=22tg(X-p，)2、圖示為一用兩個M12螺釘固定的牽曳鉤，若螺釘材料為Q235鋼，裝配時控制預緊力,結合面摩擦系數(shù)f=0.15，求其允許的最大牽曳力。解：由結構形式可知，結合面m=1聯(lián)接螺栓數(shù)目Z=2，由表9.5查得b=240MPas控制預緊力，取S=1.3。b[b]=s=185MPa，S寫fC1=2853NMg=——pmDdh0Mg=——pmDdh0min1400x1034x155x16x23=6.14MPa<[g]p安全3、圖示為一剛性凸緣聯(lián)軸器，材料為Q215鋼，傳遞的最大轉矩為1400N.m（靜載荷）。聯(lián)軸器用4個M16的鉸制孔用螺栓聯(lián)接，螺栓材料為Q235鋼，試選擇合適的螺栓長度，并校核該聯(lián)接的強度。解：單個螺栓所受橫向載荷TOC\o"1-5"\h\z口2MF=RDm強度條件4FFT=R<[T]，◎=R—<Q]兀d2pdhP00min由表9.5查得：Q215g二220MPasQ235g二240MPasg240由表9.5查得[t]二廠二---二96MPaS2.5g220擠壓強度校核，最弱材料[g]—s——191MPapS1-154MT=—=11.24MPa<[T]兀d2Dm0螺栓長度L>23+23+m+(3~5)M16螺母厚度為14.8mm,墊片厚度h=3mmL=65（70）mm。注：以l（20?70）0或5結尾4、圖示為一鋼制液壓油缸，采用雙頭螺柱聯(lián)接。已知油壓p=8MPa,油缸內徑D=250mm，D1=300mm,為保證氣密性要求，螺柱間距l(xiāng)不得大于4.5d（d為螺紋大徑），試設計此雙頭螺柱聯(lián)接。解：1）計算單個螺栓得工作載荷F，暫取螺栓數(shù)目PnD2Z=12，F(xiàn)==3272V54Z2）計算單個螺栓總拉力F，取殘余預緊力0F=1.6FF=F+F=8508503）求螺栓公稱直徑選取螺栓材料為40Cr,b=800Mpa裝配時不控制預緊力，按表9.6暫取安全系數(shù)sb14x13FS=3，[b]=s=267MPa，d>o二22.96mm3iY兀[b]由表9.1，取M27（d=23.752mm），按圖表9.6可知所取安全系數(shù)是正確的。14）驗證螺栓數(shù)目兀Dl=1=78.55mm<4.5dZ5、在題9-3中，已知軸的材料為45鋼，工作時有輕微沖擊。試為該聯(lián)軸器選擇平鍵，確定鍵的尺寸，并校核其強度。解：1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸選用半圓頭普通平鍵，材料45鋼，由表9.10查得b=16mm，h=10mm，參考輪轂長度，取L=90mm2）校核鍵聯(lián)接強度鍵和軸的材料優(yōu)于輪轂材料，應校核聯(lián)軸器強度，由表9.11取許用應力4T[b]=135MPa，l=L—8=82mm，b==124MPa<[b]，合適。PPdhlP標記鍵C16x100GBT1096—1979齒輪傳動1.已知閉式直齒圓柱齒輪傳動的傳動比i=3.6，n=1440r/min，P=25kW，長期雙1向轉動，載荷有中等沖擊，要求結構緊湊，采用硬齒面材料。試設計此齒輪傳動。解：1）選擇材料、確定許用應力大小齒輪均采用20Cr，滲碳處理淬火，由表10.1選擇硬度為59HRC，由圖10—9c得到，b=b=390MPa，F(xiàn)lim1Flim2由表10.4得，取S=1.5，[b]=[b]=°fiimx°7=182MPaFF1F2SF由圖10—6c得，b=b=1500MPa，Hlim1Hlim2b由表10.4得，取S=1.2，[b]=[b]=Him=1250MPaHH1H2SH2）按輪齒彎曲強度設計齒輪按8級精度制造，由表10.3，取載荷系數(shù)k=1.5，齒寬系數(shù)v=0.4，小齒a2222P輪上得轉矩T=9.55x106x=165800N-mm1n1取▲=25,則Z2=iZi=90，由圖10—8查得Yf1=2.71取▲=25,則Z2=iZi=90，由圖10—8查得Yf1=2.71,Y=2.21F2Y—F1YYr[＞廠肯，將廠牛帶入式（10—10）Q]Q]宙]F1F2F1i4KTY…m>31f=2.35mmW(i+1)Z2Q］

'a1f由表4.1取m=2.5mmma=(Z+Z)=143.75mm212中心距3）b=屮a=57.5mm，取b=65mm，a1驗算齒面的接觸強度b=60mm2"H==782-5<QH］安全齒輪的圓周速度兀dnv=11=4.71m/s60x1000由表10.2可知選8級精度是合適的。2、設兩級斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如圖所示4）試問：1）低速級斜齒輪的螺旋線方向應如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反；2）低速級螺旋角0應取多大數(shù)值才能使中間軸上兩個軸向力互相抵消解：要使中間軸兩齒輪的斜齒輪的軸向力相反，則旋向必須相同Z2左旋’Z3應為右旋’Z4為右旋，按題意，F(xiàn)=F，則：a1a2Ftgp=Ftgp,t21t332TFt=d，2T寧tg15d2T=才邯33又因T2=S所以tg卩=纟tg15o=(住3務tg15。)/［芻,dcosp/cosp232mZsin0=n3^sinl5°=0.1438,0二8。16'3mZ3n223、設計一單級閉式斜齒輪傳動，已知P=10kW,n1=1460r/min,i=3.3,工作機有中等沖擊載荷。要求采用電動機驅動，選用軟齒面材料，z1=19。試設計此單級斜齒輪傳動，校核疲勞強度。解：1）選擇材料以確定許用應力小齒輪采用40Cr調質，硬度取260HBS,大齒輪采用ZG35SiMn調質，硬度取260HBS由圖11—6b）b=700MPa，b=540MPa，由表10.4取S=1.1，Hlim1Hlim2H[bH1]=b—[bH1]=b—Hlim1SH=636MPa，b[b]=hlim=49MPaH2SH由圖10—9b)bFlim1=如叫b=180MPa，F(xiàn)lim2由表10?4取SF=1.3b則[b則[b]=——fiim1=185_WPa，F(xiàn)1SF2）按齒面接觸疲勞強度設計b[b]=-3MPaF2SF設齒輪按8級精度制造，由表10?3取載荷系數(shù)K=L5，齒寬系數(shù)屮廠0.4小齒輪上的轉矩按式10—小齒輪上的轉矩按式10—15計算中心距PT=9.55x106=6.54x104N-m1n1305、KTa>(i+%()213Q]屮iha=131.6mm取Z=30，Z=iZ=99，初選0=15。1212a2acos0m==1.97mmnZ+Z12由表4.1取m=2mma=a=m2=133.55mmn2cos0a=135mm0=arCCOS￥10=arCCOS￥1產2=17。10'齒寬b=屮a=54mma取b=55mm，2b=60mm13）驗算彎曲強度由圖10—8由圖10—8，Zv1=-^=31.4,cos0ZZ=—=103.6v2cos0Y=2.6,Y=Y=2.6,Y=2.2F1F2oF1」.6KTYfP=59MPa<[o]F11F1bm2Zn1o=50MPa<[o]F2F2安全！蝸桿傳動］、設某一標準蝸桿傳動的模數(shù)m-5mm，蝸桿的分度圓直徑d1=50mm，蝸桿的頭數(shù)Z1=2,傳動比i二20，試計算蝸輪的螺旋角和蝸桿傳動的主要尺寸。解：1)蝸桿直徑系數(shù)q二d1二10解：1)蝸桿直徑系數(shù)q二d1二10m2)Z螺旋角升角tgX=1=0.2,九=11°18'36"q3)中心距ma=(q+Z)=125mm2勺2、對圖示的蝸桿傳動，請根據(jù)已知的蝸桿的螺旋方向和轉向，確定蝸輪的螺旋方向和轉向。并在圖中表出蝸桿和蝸輪的受力方向。解：由于蝸桿為左旋，故蝸輪為左旋，圖中紅色的箭頭表示蝸桿的受力，綠色的表示蝸輪的受力。3、試設計一單級圓柱蝸桿傳動：傳動由電動機驅動，電動機的功率為7kW，轉數(shù)為1440r/min,蝸輪軸的轉數(shù)為80r/min,載荷平穩(wěn)，單向傳動。解：1)選擇材料，蝸桿用45鋼，表面淬火，硬度為45HRC?55HRC，以保證蝸桿較好的耐磨性。蝸輪齒圈用鑄錫青銅ZCuSn10P1，砂模鑄造，輪心用灰鑄鐵HT100。

2）確定許用應力，由表10.1查得宙］=200MPaH3）選擇蝸桿的頭數(shù)和蝸輪的齒數(shù)1440i二二18，取Z=2,Z=3680124）初選蝸桿傳動的效率由Z=2，由表11.7，初選蝸桿傳動的效率為0.815）計算作用在蝸輪上的轉矩PT=9.55x106x1xq=668500N-m2n16）確定載荷系數(shù)取K=1.17）確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑m2d1m2d1=（冊）2KT2=369皿2H由表11.2取m=6.3mmd1=112mm8）驗算效率蝸桿分度圓的圓周速度=5.07m/s兀dn蝸桿分度圓的圓周速度=5.07m/s—60x1000vv=vv=1scosy=5.1m/stgy=1y=6.42°，d1由表11—6,p'=1.27°，q=（0.95?0.96）tgY=0.79~0.798沁0.8tg（Y+P'）9）驗算接觸疲勞強度由式11—12重新計算m2d，以效率0.8計算，m2d=3690，而6.32x112=4451設計結果可用10）尺寸計算q=17.778帶傳動1、一普通V帶傳動，已知帶的型號為A,兩輪基準直徑分別為150mm和400mm,初定中心距a=450mm,小帶輪轉速為1460r/min。試求：（1）小帶輪包角；（2）選定帶的基準長度Ld；（3）不考慮帶傳動的彈性滑動時大帶輪的轉速；（4）滑動率￡=0.015時大帶輪的實際轉速；（5）確定實際中心距。D一D解:1）小帶輪包角：a=180°-21x57.3°=148.17°1a兀（D—D）22）確定帶的基準長度：L沁2a+（D+D）+2+=1798.66mm2214a11113)4)5)由表12.3取不計彈性滑動考慮滑動率時，實際轉速實際中心距：L3)4)5)由表12.3取不計彈性滑動考慮滑動率時，實際轉速實際中心距：L=1800mmdn=in=547.5r/min2D12n=in(1-￡)=539.3r/min2D12a?2LH(D2+仆@Ld(D2+D1)]2-8(D2-型=450.7mm82、設計一破碎機用普通V帶傳動。已知電動機額定功率為P=5.5kW,轉速n2、設計一破碎機用普通V帶傳動。已知電動機額定功率為P=5.5kW,轉速n,=1440r/min,允許誤差±5%，兩班制工作從動輪為n2=600r/min計算功率P，C選取V帶型號，解：1)2)由表12.6查取K=1.4，A由圖12—13確定選用A型。3)確定帶輪基準直徑DrD21希望中心距不超過650mm。P=KP=7.7kWCA由表12.7取由表12.7取D1=125mm二1%,DnD=—(1-￡)=297mm2n2取直徑系列：D=300取直徑系列：D=300mm2大帶輪的帶速：n(1-￡)=t=594r/minD24)5)600-5944)5)600-594=1%<5%600兀Dn驗算帶速：v=11=9.42%,60x1000確定帶長和中心距允許在5~25m/s范圍內，帶速合適兀(D-D)2初取中心距a=600mm,L沁2a+(D+D)+2+=1880.35mm2214a由表12.3取L=由表12.3取d實際中心距2L-冗(D+D)+J2L-兀(D+D)]2-8(D-D)2au——d21d2121=559.36mm<650mm86)驗算小帶輪包角?=180?！耙?^x57.3。=160。>120。7）確定帶的根數(shù)Z傳動比i=n=2.42n28)由表12.4查得7）確定帶的根數(shù)Z傳動比i=n=2.42n28)由表12.4查得由表12.8查得P=1.92kW，O由表12.5查得AP=0.17kWOK=0.96，a由表12.3查得K=1.01lZ=(P+AP)KKOOal=3.8求壓軸力Fq由表12.2查得q=0.1kg/m，單根帶的張緊力500P2.5F=c(一1)+qv2=181.7N0ZvK壓軸力為a壓軸力為F=2ZFsin—=1435.3NQ9)帶輪的結構設計(略)9)鏈傳動1、一單排滾子鏈傳動，鏈輪齒數(shù)z,=21.z2=53、鏈型號為10A、鏈長L=100節(jié)。試求12p兩鏈輪的分度圓、齒頂圓和齒根圓直徑以及傳動的中心距。解：由表13.1解：由表13.1查得10A鏈，P=15.875mm,d=10.16mm，兩鏈輪的分度圓，齒頂圓，r齒根圓直徑分別為d1=P.180。

sin齒根圓直徑分別為d1=P.180。

sinZ115.875.180。sm=106.521PF=如97sinZ2d=P[0.54+ctga11800]=113.9d=P[0.54+ctga2字]=276.12d=d-d=106.5-10.16=96.34f1r中心距-Z1+Z2)2-8(Z2一Z1)2=4932?中心距2、設計一往復式壓氣機上的滾子鏈傳動。已知電動機轉速n1=960r/min,功率P=3kW,壓氣機轉速n2=320r/min,希望中心距不大于650mm（要求中心距可以調節(jié)）。解：1）選擇鏈輪齒數(shù)Z，Z12

假定鏈速v-3?8m/s，由表13.6取鏈輪的齒數(shù)為Z廣21，大鏈輪齒數(shù)2）確定鏈節(jié)數(shù)LP2azj+zjpzjzj初定中心距a=40P，則鏈節(jié)數(shù)為L=+t2+（t十）2=123.12,pP2a2兀取L=124節(jié)P3）確定鏈條節(jié)距P由圖13－14按小鏈輪轉速估計工作點落在曲線頂點左側，由表13.3查得工況系數(shù)K=1.3，由表13.4查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)為K=1.11，由圖13-16查得鏈長系數(shù)AzK=1.06，采用單排鏈，由表13.5查得排數(shù)系數(shù)為K=1。由式（13—14）計算修LmKP正后的傳遞功率為P=A=3.32kW,0KKKzLm根據(jù)n=960r/min，1P=12.70mm4)確定實際中心距+z12根據(jù)n=960r/min，1P=12.70mm4)確定實際中心距+z12+2：(L-Z1+Z2)2-8(Z2-Z1:P22?！猏)2丿=513.6mm中心距減少量Aa=(0.002?0.004)a=(1.03?2.06)mm實際中心距a'=a-Aa=512.6?511.6mm取a=512mm，a<650mm符合設計要求驗算速度與原定假設相符v="1Z1P=4.72m/s,與原定假設相符60x10006）計算壓軸力FQKQ=1.3，壓軸力工作拉力F=型0P=KQ=1.3，壓軸力evF=KF=826NQQe7）潤滑方式由圖13—15選擇油浴飛濺潤滑方式8）鏈輪結構設計

設計結果，滾子鏈型號08A-1-124/T1234-1997Z=21,Z=63,a=512mm,F二826N12Q軸1、已知一傳動軸直徑d=32mm，轉速n=1440r/min，如果軸上的扭切應力不允許超過50MPa,問此軸能傳遞多少功率？解：0.2d解：0.2d3nfr]9.55x106=49.41kW2、在圖示軸的結構圖中存在多處錯誤，請指出錯誤點，說明出錯原因，并加以改正。解：1、軸頭無軸肩，外伸零件無法定位2、軸無階梯，軸承安裝困難，加工量大3、端蓋無墊片，無法調整軸向間隙4、套筒高度與軸承內圓高度相同，軸承無法拆卸5、鍵槽過長，開到端蓋內部6、端蓋與軸無間隙，無密封材料7、軸頸長度與軸上零件輪轂長度相等，無法使套筒壓緊齒輪8、右軸承未定位P=12kW，轉速3P=12kW，轉速n=1470r/min,齒輪的模數(shù)m=4mm，齒數(shù)z^=19,z=72,若支承間跨距l(xiāng)=180mm（齒輪位于中央），軸材料為45號鋼調質。試計算減速器輸出軸危險截面的直徑。解：1）計算支承反力Z解：1）計算支承反力Zn=—in2Z12T=9.55xl06—=295424N-mm2n2圓周力2T2TF=—-亠-2052NtdmZ22徑向力F=Ftga=747Nrt合力FF—―——2184NnCOSa由于對稱，支承反力F=F=l092Nrlr22）求彎矩，作彎矩圖M=F-=98280N-mmCrl23）作彎矩圖T=295244N-mm4）作當量彎矩圖對載荷變化規(guī)律不清楚，一般按脈動循環(huán)處理，折合系數(shù)a=0.6M=、；M2+(aT)2=202677N-mmeEVCM=177254N-mmeB5）計算危險截面C的軸徑d>--eC-0.1[b和由表14.145鋼調質，硬度217?255,°占=650MPa，由表M5查得宙打=60MPa因C處有鍵槽，故將直徑增大5%,32.33x1.05=33.94mm，取整為34mm。

T1A2T1A21A2:BA軸承1、有一滑動軸承，軸轉速n=650r/min,軸頸直徑d=120mm,軸承上受徑向載荷F=5000N,軸瓦寬度B=150mm，試選擇軸承材料，并按非液體潤滑滑動軸承校核。解：1）、計算壓強FP——0.22MPaBd2）計算Pv兀FnPv——1.14MPa-m/s60x103xB3）驗算滑動速度兀dnv——4.1m/s60x103

由表15.1取軸承材料鑄錫青銅ZCuSnPb5Zn52、試說明以下滾動軸承的類型、內徑尺寸、精度:6210.7207C/P5、N208、31306、51205。解：6210]0級公差內徑d=50mm尺寸系列6210]0級公差內徑d=50mm尺寸系列02深溝球軸承72內徑d=35mm尺寸系列02角接觸球軸承31306]0級公差徑31306]0級公差徑d=30mm尺寸系列13圓錐滾子軸承720級公差內徑d=40mm尺寸系列025級公差吆稱接觸角a=15。內徑d=35mm尺寸系列02角接觸球軸承2、有一深溝球軸承，受徑向載荷Fr=8000N,常溫下工作，載體平穩(wěn)，轉速n=1440r/min,要求設計壽命L=5000h，試計算此軸承所要求的額定動載荷。h解：徑向基本額定動載荷P(60nP(60nC=—二rfI106t1.1x8000(60x1440“門Jx5000106丿13=66524N由表16.6取fp=圓柱滾子軸承[0級公差內徑d=25mm尺寸系列12推力球軸承-1圓柱滾子軸承[0級公差內徑d=25mm尺寸系列12推力球軸承3、根據(jù)設計要求，在某一軸上安裝一對7000AC軸承（如圖所示），已知兩個軸承的徑向載荷分別是：F=1000N，F(xiàn)=2060N，外加軸向力F=880N,軸頸d=40mm，轉速n=5000r/min,r1r2a常溫下運轉，有中等沖擊，預期壽命L=2000小時，試選擇軸承型號。h

碼=880NIFj=iOOON碼=880NIfF:=2060N解:1)計算軸承得軸向力F,FTOC\o"1-5"\h\za1a2由表16.7查得內部軸力F二0.68F二680N,F二0.68F二1400Nd1r1d2r2F=0.68F=1400N故軸有向左移動的趨勢d2r21“放松”2“壓緊”F二F二680N,F二F+F二1560Na1d1a2d1a2)計算軸承1、2的當量動載荷e二0.68FFai=0.68=e，—a2=0.76>e，X=X=0.41，Y=Y=0.87FF1212r1r2由表16.6取fP=1.5，P=f(XF+YF)=1502.4NP=f(XF+YF)=330皿1P1r11a12P2r22a2由于P2>*只需計算軸承2,取ft=113=27834N13=27834NC=fI106t故選擇7208AC軸承而軸承7208AC而軸承7208ACC=35.2kN>Cr1、電動機與水泵之間用聯(lián)軸器聯(lián)接，已知電動機功率P=11kW,轉速n=960r/min,電動機外伸軸端直徑di=42mm，水泵軸的直徑為d2=38mm，試選擇聯(lián)軸器類型和型號。解：由表17.1取工況系數(shù)K=1.52PT=9.55x106xKx—=164N-mcan由設計手冊，TL6彈性套柱銷聯(lián)軸器，[T]=250N-m，[n]=3300rmin滿足要求JA42x84GBT4323JAJA42x84GBT4323《機械設計基礎》模擬試題(C)題答要一一一一一一一一一一號學一、填空題(本題30分，1分/空)題答要一一一一一一一一一一號學兩構件之間為接觸的運動副稱為低副，引入一個低副將帶入個約束。兩2.如圖所示鉸鏈四桿機構中，若機構以AB桿為機架時，為機構;以2.如圖所示鉸鏈四桿機構中，若機構以AB桿為機架時，為機構;以CD桿為機架時，為機構;以AD桿為機架時，為機構。諧運動運動規(guī)律有沖擊。3.在凸輪機構從動件的常用運動規(guī)律中，不內??名姓采用標準齒條刀具加工標準齒輪時，其刀具的線與輪坯不內??名姓動。TOC\o"1-5"\h\z普通平鍵的工作面是,工作時靠傳遞轉矩；楔鍵的工作面,工作時靠傳遞轉矩。螺紋聯(lián)接常用的防松方法有,和變?yōu)椴豢刹鹦堵?lián)接三類。軸按照承載情況可分為、和。車床的主軸是,線訂裝??級班級年：部系電風扇的軸是線訂裝??級班級年：部系某調整螺紋，采用雙頭粗牙螺紋，螺距為3mm,為使螺母相對螺桿沿軸向移動12mm,則螺桿應轉圈。螺紋的公稱直徑是指它的，螺紋“M12X1.5”的含義為O國標規(guī)定，三角帶有七種類型，一標準直齒圓柱的齒距為15.7mm，齒頂圓直徑為400mm，則該齒輪的齒數(shù)為O額定動載荷是指一般來說，滾子軸承與球軸承相比較,軸承更能承受沖擊，軸承更適合于較咼的轉速下工作。二、選擇題(本題10分，每小題2分)1.曲柄搖桿機構中，搖桿為主動件時，死點位置。(A)機構不存在(B)曲柄與連桿共線時為(C)搖桿與連桿共線時為(D)曲柄與機架共線時為2.為保證四桿機構良好的機械性能，不應小于最小許用值。（A）壓力角（B）傳動角（C）極位夾角（D）擺角決定了從動桿的運動規(guī)律。（A）凸輪轉速（B）凸輪輪廓曲線（C）凸輪形狀（D）凸輪形狀和轉速用于薄壁零件聯(lián)接的螺紋，宜采用。（A）三角形粗牙螺紋（B）矩形螺紋（C）矩形（D）三角形細牙螺紋一對齒輪嚙合時,兩齒輪的始終相切。（A）分度圓（B）基圓（C）節(jié)圓（D）齒根圓三、簡答題（（本題20分，每小題4分）1、加大四桿機構原動件上的驅動力，能否是該機構越過死點位置？為什么？2、一對標準直齒輪，安裝中心距比標準值略大，試定性說明以下參數(shù)變化情況：（1）齒側間隙；（2）節(jié)圓直徑；（3）分度圓；（4）頂隙3、在機械傳動系統(tǒng)中，為什么經常將帶傳動布置在高速級？帶傳動正常運行的條件是什么？4、什么叫標準齒輪？帶傳動中，打滑和彈性滑動有何不同？

四、計算題（本題20分，每小題10分）1、圖示輪系中，已知各輪齒數(shù)為:Z]=z2,=Z3,=15,z2=25,z3=z4=30,z4,=2（左旋）,z5=60,z5,=20（m=4mm）。若n1=500r/min,轉向如圖所示，求齒條6的線速度v的大小和方向。2、一對30205/P6的圓錐滾子軸承的軸系，軸上徑向載荷Fr=3000N,FA=500N,尺寸RA關系如圖所示，求兩軸承的徑向當量動載荷P]、P2。r1r2（30205軸承：派生軸向力F=F/（2Y）,e=0.35，當F/FWe時，X=1,Y=0；當F/FSrarar三e時，X=0.4,Y=1.7）（18分）五、結構改錯（（本題10分）2.2.指出下圖設計中的錯誤，并改正。（注：改正10處以上者滿分，對尺寸比例無嚴格要求，齒輪油潤滑，軸承脂潤滑，考慮固定可靠、裝拆方便、調整容易、潤滑及加工工藝合理等，標上編號，用文字說明）六、設計一鉸鏈四桿機構，已知其搖桿CD的長度為50mm,行程速比系數(shù)K=1.4。（本題10分）題答要一一一一一一一一一一一一一一一號學《機械設計基礎》考試試題題答要一一一一一一一一一一一一一一一號學《機械設計基礎》考試試題（C）答案12.額定壽命106轉時軸承所能承受的最大載荷一、填空題（30分，1分/空）1．面；2；點、線，123．柔性；柔性45．兩側面，擠壓；上下面，摩擦力7．轉軸；心軸；傳動軸；轉軸；心軸；9?大徑細牙螺紋外徑12mm,螺距1.511．7813?滾子；球二、選擇題BBBDC三、簡答題（20分,4分/題）雙曲柄機構；雙搖桿機構；曲柄搖桿機構分度線；分度圓；摩擦防松；機械防松8.210.YZABCDE不內??名姓1.不能。根據(jù)機構死點的概念,因此時傳動角為0°,驅動力有效分力為0,機構無法運動。加大驅動力后,傳動角仍為0°,驅動力有效分力仍為0。（1）齒側間隙增加；（2）節(jié)圓直徑變大；（3）不變；（4）頂隙變大帶傳動放在高速級可減少帶的根數(shù),使傳動緊湊,且?guī)鲃泳哂芯彌_吸振,傳動平穩(wěn),噪聲小的特點,故宜布置在高速級。正常運行的條件是帶和帶輪間不發(fā)生打滑,帶在一定限度內不發(fā)生疲勞損壞。線訂裝??級班級年：部系4.壓力角200模數(shù)為標準值,分度圓齒厚等于齒槽寬的齒輪5.傳動帶是彈性體,受到拉力后,其彈性伸長量隨拉力大小的變化而改變。帶由緊邊繞過主動輪進入松邊時，帶的拉力由F逐漸減小為Ff其彈性伸長量也相應逐漸減小，帶與帶輪輪面間出現(xiàn)局部相對滑動,導致帶的速度逐步小于主動輪的圓周速度,這種由于帶的彈性變形而產生的帶與帶輪間的滑動稱為彈性滑動。打滑是指過載引起的帶與帶輪輪面間出現(xiàn)全面滑動。打滑是可以避免的，而彈性滑動是由于拉力差引起的，只要傳遞圓周力，就必然會發(fā)生彈性滑動，所以彈性滑動是不可以避免的。三、計算題（20分）1.解：.nZ-Z-Z-Z25x30x30x60i=」=―23—4—==200,15nZ-Z-Z-Z15x15x15x2512'3'4'2兀nmZ2兀x2.54x20v=e-r=51x*=x5'5'602602仝=型=2.5r/min=ni2005'15=10.5mm/s齒條速度方向向下s2根據(jù)靜力學平衡方程求得Fri=1000N,Fr2=2000N,軸向派生力Fs1，F(xiàn)s2方向如圖,Fs1二294NFs220002xFs1二294NFs220002x1.7二588N+F二294+500二794>FAs2Fs1故軸承1處為松端，軸承2處為緊端。F294—Fa1r1=^9!=0.294<e1000F=294N,F=294+500=794Na1a2794&==0.397>eF2000r2P=P=F=1000Nr1r1四、構改錯（10分）P=X?F+Y-F=0.4X2000+1.7x794=2150Nr2r2a2①聯(lián)軸器上應為通孔②聯(lián)軸器無軸向定位③鍵槽位置錯誤④動靜件之間應有間隙⑤軸承蓋處應設密封裝置⑥應有調整墊片⑦軸承內圈定位過高⑧與輪轂相配的軸段長度應短于輪轂長度⑨軸段過長，不利于軸承安裝，應設計為階梯軸⑩軸承內圈無定位《機械設計基礎》考試試題（D）一、填空題（每空1分，共20分）由于帶傳動存在，所以不能保證恒定的傳動比。2．在一定的條件下，摩擦系數(shù)f為一定值時，要增加帶傳動的傳動能力，就應增77.77.TOC\o"1-5"\h\z加和。.蝸桿傳動的失效形式主要有和。.滾動軸承的典型結構由；;;等四部分組成。.理想的齒輪材料性能應是齒面；齒芯。6.零件在軸上的固定形式包括和.現(xiàn)有4個標準齒輪：m=4mm,z=25；m=4mm,,z=50；m=3mm,z=60；m=2.5mm,z=40。其中齒11223344輪的漸開線形狀相同，齒輪能正確嚙合，齒輪能用一把滾刀制造。.在其他條件不變的情況下，載荷增加一倍時，球軸承的壽命將減為原來的。.當n〉10r/min時，滾動軸承的主要失效是，此時應按確定軸承型號。.蝸桿傳動用于傳遞空間間的運動和動力。二、選擇題(每題2分，共20分)為了保證帶的傳動能力，小帶輪的包角ai應。(A)<120。(B)>120。(C)<150。(D)>150。齒面的接觸疲勞強度設計準則是以不產生破壞為前提建立起來的。(A)疲勞點蝕；(B)磨損；(C)膠合；(D)塑性變形。.在一般工作條件下，齒面硬度HBW350閉式鋼制齒輪傳動的主要失效形式為(A)輪齒疲勞折斷(B)齒面疲勞點蝕(C)齒面膠合(D)齒面塑性變形I?如果一轉軸工作時是正反轉運動，則軸的計算彎矩公式Me=\M2+(aT)中TOC\o"1-5"\h\za應取。(A)0.3；(B)0.6；(C)1；(D)2。5．蝸桿蝸輪機構傳動，中心距可用()計算。11m(A)a二m(z’+z2)；(B)a二m(q+z2)；(C)a=n(z+z°)212222cosB126.為了把潤滑油導入整個磨擦表面之間，應在軸瓦的開設油溝。(A)非承載區(qū)；(B)承載區(qū)；(C)任意位置；(D)承載區(qū)與非承載區(qū)之間。8.機構具有確定相對運動的條件是。(A)F20；(B)n三4；(C)W〉l；(D)F=W。(注：F—自由度數(shù)，n—活動構件數(shù)，W--主動構件數(shù))是正確的。是正確的。9?曲柄搖桿機構中以為主動件時，會出現(xiàn)死點。（A）曲柄；（B）連桿；（C）搖桿；（D）曲柄或搖桿。TOC\o"1-5"\h\z10?在齒輪減速器中，一般將小齒輪的寬度b取得比大齒輪的寬度b。12（A）大；（B）??；（C）相等；（D）隨意取值。11?當分度圓直徑一定時，在滿足輪齒彎曲強度的條件下，應盡可能選取。（A）較寬的齒寬；（B）較大的模數(shù)；（C）較多的齒數(shù)；（D）較大的中心距。12?如果一轉軸工作時是單方向轉動，則軸的計算彎矩公式Me=\M2+GT）中a應取。（A）0.3；（B）0.6；（C）1；（D）2。13?機器中各運動單元稱為。（A）零件；（B）構件；（C）機件（D）機構。14、用簡單的線條和規(guī)定的符號代表構件和運動副所繪制的機構簡圖稱為。（A）機構運動簡圖；（B）機構示意圖；（C）運動線圖。15、三角帶的公稱長度是指。（A）外圓周長（B）節(jié)線周長（C）內圓周長三、問答題（共34分）1?一對直齒圓柱齒輪傳動，在傳動比i、中心距a及其它條件都不變的情況下，若減小模數(shù)m并相應地增加齒數(shù)Z］和z2,試問這對彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度各有什么影響？在閉式傳動中，若強度條件允許，這種減小模數(shù)增加齒數(shù)的設計方案有什么好處？（8分）2?螺紋聯(lián)接的基本類型有哪些？各有什么特點及各用于什么場合？（8分）3．普通平鍵聯(lián)接的類型有幾種，軸端聯(lián)接一般采用哪一種類型的平鍵？鍵的尺寸是如何選出的。試舉一例。（8分）4?試分析參數(shù)J、珂、v、i、a對V帶傳動有何影響？如何選??？（10分）

四、計算題（共16分）1、計算以下機構的自由度（如有復合鉸鏈、虛約束、局部自由度，請在圖中指出）（6分）2、齒輪軸由一對圓錐滾子軸承“面對面”支承。軸向載荷Fa=2200N,徑向載荷F=5400N、F=3600N,R1R2方向如圖所示。試計算兩軸承承受的軸向載荷。派生軸向力F=F/2Y,Y=0.9。（10分）SRFr2

Fr2五、試畫出主動輪與從動輪在嚙合點處所受到的各個作用力（Ft、Fr、Fa）的方向，圖中標有箭頭的為主動輪。（10分）：號學一．填空題1．彈性滑動，；3．磨損，膠合；1.5．硬，韌《機械設計基礎》考試試題（D）答案2：號學一．填空題1．彈性滑動，；3．磨損，膠合；1.5．硬，韌《機械