《機械設(shè)計》參考答案

1、機械設(shè)計A一、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(yīng)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。2. 用公式T=hl'dL驗算平鍵聯(lián)接的擠壓強度時，許用擠壓應(yīng)力應(yīng)按_的材料確定。4pp(a)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。(a)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)Y時，斜齒輪按Z=_f查??；錐齒輪按Z=查取。FaVV(a)Z/cos；(b)Z/cos2；(c)Z/cos3；

2、(d)Z/cos；(e)Z/cos2；(f)Z/cos3。5. 直齒圓錐齒輪傳動強度計算一般的當量園柱齒輪傳動進行。(a)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90o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)Y主要與齒輪的齒廓形狀和齒數(shù)有關(guān)。Fa2. 角接觸軸承的接觸角a是指一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. 受剪螺栓用公式F<dhCh行擠壓強度驗算時，取L的最小值作計算對象。Rpp

3、4. 普通平鍵聯(lián)接工作時，鍵的側(cè)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(P0+AP0)KK，式中AP0、K療、Kl的名稱是什么？為什么要引00aL0aL入它們？答：AP0-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180°時的修正系數(shù)；akl-當帶長不等于試系數(shù)規(guī)定的特定帶長時的

4、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(zhuǎn)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(guān)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Z的轉(zhuǎn)向為n,要求:53（1）按II、III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

5、轉(zhuǎn)向（在圖上氣處畫箭頭表示）；（2）在圖上畫出蝸輪Z和斜齒輪Z、Z234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Z和斜齒輪Z、Z在2342應(yīng)力分析五、計算題如圖所示V帶傳動，輪1為主動輪。試在圖上畫出帶的應(yīng)力分布、寫出最大應(yīng)力表達式并標出最大應(yīng)力發(fā)生位置。1. 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)Z1=30；傳動比i=2；模數(shù)m=3mm；齒輪寬度耳=85mm、b2=80mm；輸入軸轉(zhuǎn)速氣=1000r/min；輸入軸功率P1=20kW；載荷系數(shù)k=1.6；ZEZHZ8=400JMPa；齒輪材料的許用接觸應(yīng)力為=500MPa、=400

6、MPa。試校核該齒輪傳動的接觸疲勞強度是否滿足要求。H1H2答:mm95.5*105P195.5*105*201000N=1.91*105Nmmd1=m*Z=90mm185二0.9490dnq；2*1"1.91*105*2±1(400)2二85mm.90mm滿足要求。i冷0.9425002. 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(zhuǎn)速n=1000r/min,載荷平穩(wěn)（f=l.l）,p常溫下工作，要求：（1）求I、II軸承所受軸向載荷F、F；a1a2（2）計算軸承使用壽命。（注：軸承e、X、Y的數(shù)值查附表，內(nèi)部軸向力S的計算公式如附表所示，基本額

7、定動負荷Cr=33400N）Fa/FreFa/Fr>eeFXYXY0.680.68F100.410.87附表機械設(shè)計B一、選擇填空1. 工程中常見的聯(lián)接螺紋_三角螺紋。（a）右旋單線；（b）左旋單線；（c）右旋雙線；（d）左旋雙線。2平鍵聯(lián)接中，鍵的工作面是_。（a）上下面；（b）兩側(cè)面；（c）上下面和兩側(cè)面；（d）兩頭的端面。3. 閉式齒輪傳動中，輪齒的齒面點蝕（接觸疲勞磨損）通常首先發(fā)生在c表面。（a）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. 與齒輪傳動相比，蝸桿傳動的主要缺點b。（a）傳動比大；（b）效率低；（c）傳動尺寸大；（d）蝸桿的支撐剛性差

8、。5. 直齒圓錐齒輪傳動強度計算一般按c的當量圓柱齒輪傳動進行。（a）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90o的阿基米德蝸桿傳動，其蝸輪與蝸桿的嚙合在b上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，則靠基孔制過度配合來傳遞載荷。2. 設(shè)計平鍵聯(lián)接時，鍵的截面尺寸（BxH）是根據(jù)軸的直徑確定的。3. 帶傳動的主要失效形式是扛滑、磨損4. 齒輪的齒根彎曲疲勞強度計算公式中，齒形系數(shù)Y主要與齒輪的齒廓形狀和齒數(shù)有關(guān)。Fa5閉式蝸桿傳動的傳動效率包括

9、：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(yīng)力計算法設(shè)計軸的直徑時，當量彎矩公式M呂M2+(aT)2中引入應(yīng)力校正系數(shù)«是因為存在扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(yù)緊力拉伸而產(chǎn)生位伸應(yīng)力外，還受螺紋摩擦力矩扭轉(zhuǎn)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。2. 在相當?shù)臈l件下，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(shè)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(yīng)使哪個齒輪

10、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(zhuǎn)矩，有時也可做安全裝置。聯(lián)軸器在機器運轉(zhuǎn)時不能分離，離合器在機器運轉(zhuǎn)過程中可使兩軸隨時接合或分離。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P作用。已知：螺栓預(yù)緊c力為F；相對剛度為一；接合面的許用擠壓應(yīng)力為。聯(lián)接的結(jié)構(gòu)和尺寸如圖c+cp12示，螺栓危險剖面的計算直徑為d；螺栓的許用拉應(yīng)力為。要求：c1) .說明聯(lián)接可能出現(xiàn)的失效形式；2) .對應(yīng)列出聯(lián)接正常工作條件的表達式。2. 有一對外嚙合標準直齒

11、圓柱齒輪傳動，已知條件為：小齒輪齒數(shù)Z=28；Z2=83；模數(shù)m=3.5mm；齒輪寬度b=85mm、b=80mm；輸入軸轉(zhuǎn)速氣=955r/min；輸入軸功率p=10kW；載荷系數(shù)k=1.2；=330MPa。試校核該齒輪傳動的接H2ZeZhZe二475jMpa；齒輪材料的許用接觸應(yīng)力為H廠470MPa、觸疲勞強度是否合格。計算公式:d1>扭彳u土1(Z/hZ汀mm解：955T95.5x105x10N-mm=105N-mm1=mz=28x3.5mm=98mm11=性=85=0.876d981Zc2LZ128二2'964di>3-'2x1.2x1052.964+1(475

12、30.8762.9641470丿2mm=72.3mmY98mm合格23. 如圖一對7207AC型滾動軸承，其受力大小及作用位置如圖所示。軸轉(zhuǎn)速n=800r/min載荷平穩(wěn)f=1.2),常溫d下工作，要求：(3) 求1、11軸承所受軸向載荷F、F；a1a2(4) 計算軸承使用壽命L”。10hFa/FreFa/Fr>eeFXYXY0.68S0.68Fr100.410.87sFr1=2000NFr2=1000Ne、注：軸承e、X、Y的數(shù)值查附表，(內(nèi)部)附加軸向力F白的計算公式如附表所示，基本額定動負荷Cr=22500N附表解：F=0.68F=1360NS1r1F=0.68F=680NS2r2

13、F+F=1360+800=2160NF=680NS1AS2所以，軸承I被“放松”軸承II被“壓緊”所以F=F=1360Na1s1F=F+F=2160Na2As1Fa1Fr1=1,Y=0F4Fr22160=2.16e1000取X=0.41,Y=0.87P二f(XF+YF)=1.2x(1x2000+0)=2400N1dr1alP=f(XF+YF)=1.2x(0.41x1000+0.87x2160)=2747N2dr2a2所以，按P2計算,L10h10660x800(22500Y2747丿11448h五、分析題1. 受力分析：圖示為電動機驅(qū)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：（1）由帶傳動的特性確定各軸轉(zhuǎn)向