機(jī)械設(shè)計復(fù)習(xí)題2

一、簡答題（15分、每小題5分）

1.試述機(jī)械零件的主要設(shè)計準(zhǔn)則。

答：機(jī)械零件的主要設(shè)計唯則有：

1.靜強(qiáng)度準(zhǔn)則，即困辦或臼小

2.疲勞強(qiáng)度準(zhǔn)則，即乎■或卜]=乎。

3.摩擦學(xué)設(shè)計準(zhǔn)則。

4.其他準(zhǔn)則：（1）剛度準(zhǔn)則：>0x1或％[例或循[0；（2）可靠性準(zhǔn)則。

2.機(jī)械零件設(shè)計中常用的第一、三、四這三種強(qiáng)度理論各適用于哪類材料？這些強(qiáng)度理論

各用以計算什么量的最大值？

答：

I.最大主應(yīng)力理論（第一強(qiáng)度理論）。該理論認(rèn)為，危險狀態(tài)的折斷都是由于單元體上最大

拉應(yīng)力（即主應(yīng)力3）引起的，其他斜面上的應(yīng)力對破壞沒有影響。根據(jù)實踐，這只適用于

脆性材料（例如灰鑄鐵）的強(qiáng)度理論。脆性材料的抗壓縮能力一般遠(yuǎn)大于抗拉伸能力，即壓

縮強(qiáng)度極限遠(yuǎn)大于拉伸強(qiáng)咬極限。故當(dāng)已如零件危險剖面上的主應(yīng)力時，按此理

論所得的拉伸或彎曲計算應(yīng)力為：/a=5或6=|6],取兩式中絕對值較大的一個。

2.最大剪應(yīng)力理論（第三強(qiáng)度理論）。該理論認(rèn)為危險狀態(tài)的屈服是由于單元體中最大的剪

應(yīng)力引起的，其他斜面上的剪應(yīng)力對屈服沒有影響。它適用于塑性材料?（例如鋼材）的強(qiáng)度

理論。當(dāng)已知零件危險剖面上的主應(yīng)力時，計算應(yīng)力為：6a=5-6。

3.統(tǒng)計平均剪應(yīng)力理論（第四強(qiáng)度理論，又稱最大形變能理論）。該理論認(rèn)為雖然最大剪應(yīng)

力是危險狀態(tài)材料屈服的主要原因，但其他斜面上的剪應(yīng)力也對屈服有影響，所以應(yīng)該用一

個既反映主要因素、又考慮次要因素的物理量來表示材料的屈服強(qiáng)度，這個量叫做統(tǒng)計平均

剪應(yīng)力。它同樣適用于塑性材料的強(qiáng)度理論。

3.摩擦學(xué)設(shè)計時常采用條件性計算來限定機(jī)械零件的的磨損，請寫出三個主要的條件性計

算準(zhǔn)則公式，并分別簡要解釋它們的含義。

答：耐磨性是指作相對運(yùn)動零件的工作表面抵抗磨損的能力。由于目前對磨損的計算尚無可

靠、定量的計算方法，因比常采用條件性計算，主要是驗算壓強(qiáng)〃不超過許用值，以保證工

作面不致產(chǎn)生過度磨損；另外，驗算壓強(qiáng)和速度乘積/W值不超過許用值，以限制單位接觸

表面上單位時間內(nèi)產(chǎn)生的摩擦功不致過大，可防止發(fā)生膠合破壞。有時還需驗算工作速度Vo

這些準(zhǔn)則可寫成：p<[p]MPa；pv<l/?v]MPam/s：v<[vjm/s。式中，p一工作表面的壓

強(qiáng),MPa；[p]一材料的許用壓強(qiáng)，MPa；v一工作速度,m/s；[pv]—pv的許用值,MPam/s；

IvJ一丫的許用值，m/s。

二、標(biāo)準(zhǔn)件選用與設(shè)計（15分，每小題3分）

1.請按國標(biāo)GB/T27-1988標(biāo)注出以下螺栓：公稱直徑d=l4mm,長L=80mm,細(xì)牙螺距

p=lmm,A型雙頭螺柱。

答：螺栓AM14X1X100GB/T27-1988.

2.請按國標(biāo)GB/T10960979分別標(biāo)注出以下兩種鍵:1)b=18mm,h=llmm,L=120mm

圓頭普通平鍵(A型)；2)b=18mm,h=llmm,L=I5Omm方頭普通平鍵(B型)。

答：1)鍵18X120GB/T1096-1979；

2)鍵B18X150GB/T1096-1979。

3.請按國標(biāo)GB/T117-2000標(biāo)注出以下圓錐銷：d=12mm,L=150mm,材料為35號鋼，熱

處理硬度為HRC28~38,不經(jīng)表面處理。

答：銷12X150GB/T117-2000

4.請分別指出代號為6318/P3、729I1B,23230/C3的三種軸承的類型、尺寸系列、內(nèi)徑、

結(jié)構(gòu)、公差和游隙的組別。

1)6318/P3：內(nèi)徑為90mm,03尺寸系列的深溝球軸承，3級公差，正常結(jié)構(gòu)，。組游隙；

2)72911B：內(nèi)徑為55mm,29尺寸系列的角接觸球軸承,0級公差,接觸角40。,0級游隙；

3)23230/C3：內(nèi)徑150mm,32尺寸系列的調(diào)心滾子軸承，0級公差，正常結(jié)構(gòu)，2組游隙；

5.根據(jù)以下所給出的幾種典型機(jī)械零件的代號，請分別指出它們的公稱尺寸。

⑴帶：A25OOGB/T11544-1997

(2)鏈：10A—2—100GB/T1243—1997(注：10A徒節(jié)距為15.875mm)

(3)聯(lián)軸器：YL6聯(lián)軸器"5x7。GB/T5843-1986

J,B32x6()

(1)基準(zhǔn)長度為2500mm的普通A型V帶；

(2)A系歹A節(jié)距15.875mm、2排、100節(jié)的滾子鏈；

(3)主動端為J型軸孔,A型鍵槽，d=35mm,L=70mm；從動端為J1型軸孔，B型鍵槽,

d=32mm,L=60mm的凸緣聯(lián)軸器：

三、問答題(10分)

液體滑動軸承摩擦副的不同狀態(tài)如下圖所示。請問：哪些狀態(tài)符合形成動壓潤滑條件？

哪些狀態(tài)不符合形成動壓潤滑條件？為什么？

VV

題三圖

答：如題三圖所示中（a）（d）圖狀態(tài)符合形成動壓潤滑條件，因為如圖示的相對運(yùn)動方向可

以形成收斂油楔；相反，1b）（c）兩圖的狀態(tài)不可能形成動壓潤滑，因為這樣的相對運(yùn)動方

向只能形成發(fā)散型油楔。

四、分析題（10分）

如下圖所示為二級蝸桿傳動，已知蝸桿3的螺旋線方向為右旋，蝸輪4的轉(zhuǎn)向如圖所示,

軸I為輸入軸，試求：

（1）軸I和軸II的轉(zhuǎn)向

（2）全部的蝸輪、蝸檸的螺旋線方向

（3）蝸輪2和蝸桿3所受各分力的方向

（注：要求蝸輪2與蝸桿3的軸向力方向相反）

解：本例是受橫向、軸向載荷和翻轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接，此時一般采用受拉普通螺栓計算。

聯(lián)接的失效除可能螺栓被拉斷外，還可能出現(xiàn)支架沿接合面滑移，以及在翻轉(zhuǎn)力矩作用下，

接合面的上邊可能離縫，下邊可能被壓潰。計算方法有兩種：一種是按不離縫條件預(yù)選Q',

從而求出尸和用，再確定螺栓直徑，然后驗算不滑移不壓潰等條件；另一種是由不滑移條

件先求廣，從而求出尸'和品，再確定螺栓直徑，然后驗算不離縫不壓潰等條件。本例按后

一種方法計算。

1.受力分析

（I）計算螺栓組所受的工作載荷

在工作載荷P的作用下，幄栓組承受如下各力和翻轉(zhuǎn)力矩：

a

軸向力pv=Psin（z=7000sin45=4949.7^N

橫向力PH=Pcosdz=7000cos45°=4949.7N

翻轉(zhuǎn)力矩M=/>,x160+x150=4949.7x（1604-150）=1534421.7Nmm

（2）計算單個螺栓所受的最大工作拉力產(chǎn)

由軸向力A引起的工作拉力為

=%=4949.7-I237.4N

z4

在翻轉(zhuǎn)力矩M的作用下，底板有繞00軸順時針翻轉(zhuǎn)的趨勢，則00軸上邊的蟒栓受

拉加載，而下邊的螺栓受減載，故上邊的螺栓受力較大。由M引起的最大工作拉力按式本

題給定公式計算得：

―J534421.7X140

max-￡f+L?+^+^-4xl402-.

因此上邊的螺栓所受的最大工作拉力為

F=F.+F=1237.4+2740.0=3977.4N

IIlIIlaaAx

（3）按不滑移條件求螺栓的預(yù)緊力F

在橫向力尸〃的作用下，底板接合面可能產(chǎn)生滑移。翻轉(zhuǎn)力矩M的影響一般不考慮，因

為在M的作用下，底板一邊的壓力雖然增大，但另一邊的壓力卻以同樣程度減小?？紤]軸

向力產(chǎn)生的拉應(yīng)力對預(yù)緊力的影響，參照式（4-19）和（4-7）,可以列出底板不滑移的條件

為

zF--J—R=K,乙

G+c?U

從而預(yù)緊力為

苫/〃p

F'=1G

AfG+Gv

按已知條件，戶0.3；Ci/(Ci+C2)=0.2,則Q/(G+C2)=l-0.2=0.8；取杯1.2,求得

1f194Q4Q7\

F'=------x--------+0.8x4949.7=5939.6N

410.3

(4)螺栓所受的總拉力品

由式(4-9)得

C

F=F'+——F=5939.6+0.2x3977.4=6735.1N

(°)G+c?

2.按拉伸強(qiáng)度條件確定螺栓直徑

己知螺栓材料為強(qiáng)度級別4.6的Q235,6=240MPa。在不控制預(yù)緊力的情況下，螺栓

的安全系數(shù)與其直徑有關(guān)，這時要采用“試算法”來確定螺栓直徑：設(shè)螺栓的公稱直徑d

在M6?M16范圍內(nèi)且接近M16,已知S=4.2,則許用應(yīng)力

[<T]=-^-=—=57.14MPa

54.2

則，螺栓危險截面直徑為

4x1.3與4x1.3x6735.1

=13.97mtn

v乃x57.14

所以，選用M16粗牙普通螺紋。

六、試設(shè)計某帶式輸送機(jī)中的V帶傳動。己知電動機(jī)額定功率P=3.5kW,轉(zhuǎn)速〃產(chǎn)1440rpm,

傳動比i=4.0,單班制。工況系數(shù)K.=l.l、主動輪基準(zhǔn)直徑。1280mm、選A型V帶的基準(zhǔn)

長度600mm0要求i一算的內(nèi)容包括：大帶輪直徑、帶速和包角驗算、帶的根數(shù)、預(yù)緊

力和壓軸力。(15分)

說明：本題計算中可能用到的公式有：

I.帶長與中心距關(guān)系公式：￡“二2即+工(。，+。)+色二^上，提示：當(dāng)只有.為

未知量時，可將不同的。。代入式中，使等式近似成立的俏即為解(帶長度精確到1)。

2.包角公式：a=180"——二，x6(T

3.帶根數(shù)計算公式：Z=7-——翁一其中Pm為計算功率、單根V帶傳遞功率

Po=1.02kW、功率增量△幾=0.17kW、K『0.98、"0.99。

4.預(yù)緊力計算公式：7=500t(瞪-1+qv2,其中-為帶速m/s。

闡

L確定計算功率Ra

已知工作情況系數(shù)Kkl.l,故

匕,=K、P=l.lx3.5=3.85AW

2.確定大帶輪直徑

已知主動輪基準(zhǔn)直徑D=80mm。計算從動輪基準(zhǔn)直徑6。

D2=iDx-4.0x80=320mm

取￡>2=320mmo

3.驗算帶速

乃x80xl440__冰.、擊,人羊

v=--------=------------=6z.0A3<30Am/s,中的速度合適。

60x100060x100()

4.確定傳動中心距

已知帶的基準(zhǔn)長度&=1600mm。設(shè)a(i=500mm,

Ld=2〃0+—)+(仇-

4ao

=2x500+^(320+80)+◎20-80廠=1000+628.2+28.8=1657mm

4x500

計算實際中心距〃

L-L；“A1600-1657

=+--d-----=500+-----------=471.5〃〃%

°22

5.驗算主動輪上的包角曲

%=180°-D「Dix600=18(T-320-80x600=149.45。>12(T

a471.5

主動輪上的包先合適，

6.計算V帶的根數(shù)z

已知〃尸1440rpm、Q尸80mm、z=4.0,Po=l.O2kW,,APf)=0.17kW,K?=0.98,K/.=0.9,

則

3.85

z==3.33

(4+△%)K,K-(1.02+0.17)x0.98x0.99

取z=4根。

7.計算預(yù)緊力后

已知<7=0.1Okg/m,則

p/751

^=500-^---1+(/v2=500x--x--1+0.10x6.032=207.23A^

vz[Ka)6.03x4(0.98)

8.計算作用在軸上的壓軸力Q

a149450

解畢。

七、某齒輪軸由一對30212E軸承支承，其徑向載荷分別為國=4500N,Fr2=3400N,作用于

軸上的軸向外載荷FA=14（X）N,其方向如圖所示，取載荷系數(shù)/產(chǎn)1.2。試計算兩軸承的當(dāng)量

動負(fù)荷P尸？，P2=?，并判斷哪個軸承壽命短些。（10分）

注：已經(jīng)302I2E軸承的有關(guān)參數(shù)如下：Cr=59250N,e=0.35,X=0.4,r=1.7,S=Fr/（2Y）

題七圖

解：⑴先計篦軸承I、II的軸向力用1、Fdl

F

%=^x]7=4500/3.4=1323.5N