机械设计2模拟试题集及答案.docx
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机械设计2模拟试题集及答案
机械设计
（2）模拟试题集及答案
20XX-5
3.有一非液体润滑的径向滑动轴承，宽径比B/d=1，轴颈d=80mm,已知轴承材料的许用值为[p]=5Mpa,[v]=5m/s,[pv]=/s,要求轴承在n1=320r/min和n2=640r/min两种转速下均能正常工作，试求轴承的许用载荷的大小。
解：
1.按许用平均压力求许用载荷Fmax1 P=F/Bd≤[p]=5Mpa
Fmax1≤Bd*[p]=320XXN4分
2.按许用[pv]求Fmax2
当n1=320r/min时,v1=Лdn/60*1000=m/s＜[v]Pv=（F/Bd）*≤[pv]Fmax≤10*6400/=而当n2=640r/min时，v2=m/s＜[v]
Pv=（F/Bd）*≤[pv]Fmax≤10*6400/=5分综上分析：
该轴承的许用载荷[F]取1分
五、结构改错题
1．如图所示为一轴系结构，试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。
解：
评分参考标准：
写对一个错误说明，则得一分，累积到10分为止，写错不得分，也不扣分，写出编号之外的其它结构错误，也可得分。
左右两个轴承内圈没有固定；左右两个轴承外圈没有固定；轴径太大，齿轮无法装拆；
两个齿轮定位不可靠，轴段应比轮毂长度短2~3mm；
为了减少装夹工件的时间，两个平键应布置在轴的同一条母线上；两个轴承端盖与箱体之间均应有调整垫片；轴承端盖上螺钉孔径应比螺钉外径大些；
螺孔应比螺钉头更深一些，螺纹底孔应比螺孔更深一些；箱体上与两个端盖接触的平面均应高出一些，均为加工面；两个齿轮齿顶圆均应倒角，共4处；两个轴承端盖外圆外侧均应倒角；螺钉应加弹簧垫圈防松；
两个轴承端盖外面中间应凹下一点，以减少加工面。
41
20XX-5
2.如图所示为一对正安装的角接触球轴承的轴系结构。
试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。
答：
①轴承端盖的加工面过大，工艺性差；②轴承装反
③轴过长，动静干涉④轴承处不需要键连接⑤轴肩过高，轴承无法拆卸⑥轴头过长，夹紧不可靠⑦键太长
⑧套筒直径太大，轴承无法拆卸⑨轴径太大，与轴承端盖有动静干涉⑩缺少密封
（11）缺轴肩，联轴器无法定位
（12）两键不在同以母线上，工艺性差；
（13）缺少轴向夹紧。
注：
只要指出其中的10个错误就可以；如其中的9、10出秩序颠倒均可。
3．下图为一轴系结构，试说明图中10处标有编号的错误或不合理结构的原因。
注：
写出图中除编号之外的其它结构错误，也一样得分。
解：
评分参考标准：
写对一个错误说明，得一分，累积到10分为止；写错不得分，也不扣分，写出编号之外
42
20XX-5
的其它结构错误，也可得分。
带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毂长度短2~3mm；左右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分；端盖无密封装置；
左右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片；挡油环与箱体孔相接触；
两套筒外径太大，轴承无法拆卸；
齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毂长度短2~3mm；齿轮无安装定位基准，应在此设一轴环或轴肩；键过长，套筒无法安装；
精加工面太长，轴承安装不方便。
4．如图所示为一轴系结构，试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。
解：
评分参考标准：
写对一个错误说明，则得一分，累积到10分为止，写错不得分，也不扣分，写出编号之外的其它结构错误，也可得分。
带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毂长度短2~3mm；左右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分；透盖无密封装置；
左右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片；挡油环与箱体孔相接触；
两套筒外径太大，轴承无法拆卸；
齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毂长度短2~3mm；齿轮无安装基准，应在此设一轴肩；键过长，套筒无法安装；
精加工面太长，轴承安装不方便；左轴承端盖孔与轴相接触；
带轮无轴向定位，应在此设一轴肩；带轮无周向固定，应安装一平键。
43
20XX-5
5．如图所示为一对正安装的角接触球轴承的轴系结构。
试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。
解：
箱体与轴承盖缺螺钉连接；
左轴承安装反了，两轴承安装应构成正安装；轴太长，已碰到了左轴承端盖，动静接触；安装轴承无需键，故此处键槽多余；轴肩过高，左轴承无法拆卸；
三面贴合，齿轮固定不可靠；键太长，右边套筒无法安装；套筒外径太大，右轴承无法拆卸；精加工面过长，应设计成阶梯轴；
右轴承透盖与轴间应有间隙，并加上密封装置；联轴器无轴向固定；
轴上两个键槽不在同一母线上，轴的结构工艺性差；联轴器无键槽，键根本无法安装。
6．已知某轴系的结构如下图所示，图中某些标号所示位置有可能存在结构错误，如确认有错误，请指出相应错误，并用文字说明如何改正。
（16分）
1、缺少调节垫片，加垫片
2、端盖不应与轴相接触，保留间隙4、缺少调节垫片，加垫片
44
20XX-5
5、套筒定位高度太高，可改成轴肩结构
6、加工面太长，套杯中间与轴承不接触的部分可加大内径，减少加工面7、轴承内圈定位不可靠，轴肩相比轴承内圈应往左侧稍微缩进8、轴承外圈无法拆卸，套筒的定位高度应少于轴承外圈厚度9、锥齿轮定位不可靠，轴端应往左侧缩进，不与轴端挡圈接触。
7．下图为一轴系结构，试说明图中10处标有编号的错误或不合理结构的原因。
注：
写出图中除编号之外的其它结构错误，也一样得分。
答：
1.键太长
2.缺定位轴肩
3.固定端盖与转轴接触4.无密封件
5.端盖中部应凹进,以便减少加工面6.缺垫片
7.轴承装反（应正安装）8.套筒应比内圈低
9.齿轮轴向固定不可靠,应缩短该轴段2~3mm10.轴承内圈左侧无轴向固定
8．如图所示为一对正安装的角接触球轴承支承的轴系，齿轮用油池润滑，轴承用脂润滑，轴端装有带轮。
试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。
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解：
带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毂长度短2~3mm；左右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分；透盖无密封装置；
左右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片；挡油环与箱体孔相接触；
两套筒外径太大，轴承无法拆卸；
齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毂长度短2~3mm；齿轮无安装基准，应在此设一轴肩；键过长，套筒无法安装；
精加工面太长，轴承安装不方便；左轴承端盖孔与轴相接触；
带轮无轴向定位，应在此设一轴肩；带轮无周向固定，应安装一平键。
9.下图为一轴系结构，试写出图中10处标有编号的错误或不合理结构的原因。
注：
写出图中除编号之外的其它结构错误，也一样得分，不考虑图中的倒角及圆角。
答：
①轴承端盖的加工面过大，工艺性差；
②轴承装反
③轴过长，与端盖动静干涉④轴承处不需要键连接
⑤轴肩过高和套筒直径太大，使左、右轴承无法拆卸⑥该轴段应比其上齿轮宽度小，否则齿轮夹紧不可靠⑦键太长
⑧两键不在同以母线上，工艺性差；⑨缺少密封且轴与端盖动静干涉⑩缺轴肩，联轴器无法轴向定位
注：
只要写出10个错误名称就可以满分。
20XX-5
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20XX-5
机械设计模拟试卷及参考答案
一、是非题
1.在链传动设计中，链节数一般选奇数为宜。
2.在蜗杆传动中，当量摩擦系数随齿面相对滑动速度的增大而增大。
（3）3.单万向联轴器的从动轴角速度不均匀，改用双万向联轴器后，从动轴的角速度即可变为均匀。
（3）4.为了提高轴的刚度，轴的材料可以采用合金钢来代替碳素钢。
7.滚动轴承的静强度安全系数S0只能大于1。
8.动压滑动轴承热平衡计算时，若进油温度ti350mm，且工作温度变化较大的轴，可将滚动轴承支承设计为一端固定，另一端能轴向游动的结构。
解：
验算速度vnd600100601000601000m/s﹤[v]=5m/s
符合速度要求，否则不能承受载荷，无需再继续计算F 根据：
pvFndBd60100≤0[pv]=15MPa2m/s得到：
F≤6104[pv]Bn6000015100600=47746N
根据：
pFBd≤[p]=8MPa
得到：
F≤[p]Bd8100100=80000N
取上述二者较小者，所以许用载荷F=47746N
3．一轴两端各一个30208轴承支承，受力情况如图所示，F1=1200N，F2=400N，载荷系数fp=。
试求：
求出两支承处的径向合成支反力Fr1和Fr2；求出两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2； 求出两轴承的当量动载荷P1和P2； 哪个轴承寿命短，为什么？
在其他条件不变情况下，把轴承2的当量动载荷减小一半，其寿命提高多少倍？
注：
已知轴承额定动载荷C=63000N，派生轴向力FFdr2Y；表中为径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
eFa/FreFa/FreXYXY10
解：
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20XX-5
1）：
m1（F）Fr2250F2100F1（250120）0
得：
Fr21616N
Fr1Fr2F10得：
Fr1F1Fr2416N
Fd12）：
派生力：
Fd2Fr1416130N,2Y2
Fr21616505N2Y2Fd2F2505400905NFd1130N。
∴轴承Ⅰ被“压紧”，轴承Ⅱ“放松”。
Fa1F2Fd2905N,Fa2Fd2505NFa1905e,X1,Y1））：
P1fp（X1Fr1Y1Fa1）（416905Fa2505e,X21,Y20Fr21616P2fp（X2Fr2Y2Fa2）（116160））因为P2>P1，根据当量动载荷与寿命成反比，所以轴承2的寿命较短。
5）设轴承的载荷P2减小一半为P，相应的轴承寿命为L’
106C106C106CL'2Lh2223Lh2
60nP60nP2/260nP2故轴承的载荷减小一半，轴承寿命将提高到原来的10倍多。
1．已知某轴一对圆锥滚子轴承支承，受两个外力作用，力的方向和结构尺寸如下图所示，轴的转速
n=1000r/min，外部径向力Fre=20XXN，外部轴向力Fae=1000N，载荷系数fp=。
试：
1）计算两轴承支承处所受的径向力Fr1和Fr2；2）计算两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2；
37
1020XX-5
3）计算两轴承的当量动载荷P1和P2； 4）计算寿命较短的那个轴承的寿命
注：
已知轴承额定动载荷C=50000N，e=，派生轴向力FFrd
2Y轴承的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
Fa/FreFa/FreXYXY10
解：
1）1）计算两轴承支承处所受的径向力Fr1和Fr2
于两个外力都在铅直面内，水平面内无外力，见上图因此：
Fr2200Fae100Fre（20XX00）0
即Fr220XX00010020XX（20XX00）0
解得：
Fr22500N Fr1Fr2Fre0得：
Fr120XX2500500N 2）计算两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2
FFr1d1派生力：
2Y5002F
Fr2d22Y25002
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Fd2Fae1000Fd1
∴轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。
Fa1F2Fd2Fa2Fd2）计算当量动载荷PFa1Fe,X1,Y1
P1fp（X1Fr1Y1Fa1）（500）6100NFa2Fe,X21,Y20r2P2fp（X2Fr2Y2Fa2）（125000）5000N4）计算寿命较短的那个轴承的寿命
因为P1=6100N>P2=5000N，根据当量动载荷与寿命成反比，所以轴承1的寿命较短
10L106C10650000h160n（P）31601000（6100）
2.如图所示，手动绞车采用蜗杆传动，m=8mm，q=8，z1=1，z2=40，卷筒直径D2=200mm，试求：
使重物上升1m手柄所转圈数n1，并在图中标出手柄的转向；
若蜗杆和蜗轮间当量摩擦系数fv=，求传动的啮合效率η1，传动能否自锁？
若起重量Q=104N，人手推力P=200N，求手柄长度L；重物上升时蜗轮所受的力的大小及方向。
解：
n1000D,n4010002z10001in221200（圈）2分2z1D2手柄转向n1见图。
1分
20XX-5
39
tan1z1qtan11877'30\1vtanfvtan1118'36\v,蜗杆传动自锁。
5分
tantan77'30\1tan（7'30\1118'36\）%v）tan（7蜗轮转矩TD2Q22，蜗杆转矩T1PLTz2T1i1T12zzD1PL21Q224分1z1QD2z4200L211021P1z220XX0蜗杆转矩T1PL20XX6660Nmm蜗轮转矩T2QD2210420XX106Nmm F2Tt222T22106d6250N2mz2840Fa2F2Tt112Td12666602083N1mq88Fr2Ft2tan6250tan202275N各分力的方向见解图。
3分
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20XX-5
1）计算手柄转臂的长度L
2）计算蜗杆和蜗轮轮齿上的圆周力、径向力和轴向力大小。
3）标出蜗杆轮齿上述的圆周力、径向力和轴向力的方向
解1）T2=Q3D/2=80003300/2= T1=T2/i/η=120XX00/30/=80000 其中i=z2/z1=30/1=30
L=T1/F=80000/250=320mm 2）Ft1=Fa2=2T1/d1=2380000/80=20XXN Fa1=Ft2=2T2/d2=/240=10000N 其中：
d2=m3z2=8330=240mm
Fr1=Fr2=Ft2tanα=100003tan20o=3640N 3）见图
2．已知链条节距p=mm，主动链轮齿数z1=23，转速n1=970r/min，试求平均链速v、瞬时最大链速vmax和瞬时最小链速vmin。
解：
n1z1p97023m/s
60小链轮半径：
r1mm
1801802sin2sinz123平均链速：
v小链轮角速度：
1则最大链速：
n13097030
vmax1r17105mm/s=m/s vmin1r1cos180180m/s z12326
最小链速：
20XX-5
3．下图所示的轴上装有一个斜齿圆柱齿轮，该轴支承在一对正装的角接触球轴承上。
齿轮轮齿上受到圆周力
Fte=6000N，径向力Fre=3000N，轴向力Fae=20XXN，齿轮分度圆直径d=100mm，轴转速n=500r/min，载荷系数fp=。
试计算两个轴承的基本额定寿命。
Freae1FFte2
附：
角接触球轴承数据：
e=；Cr=36800N；Cr0=27200N；Fd=Fr。
Fa/Fr≤e时，X=1，Y=0；Fa/Fr＞e时，X=，Y=
解：
计算轴承上的径向载荷共6分H面：
2分1Fte2FrH1FrH2
FrH1150FrH1150
FrH113Fre20XXNFrH2FteFrH14000N
V面：
2分1Fre2FMaFaerv1Frv2
MdaFae220XX50100000NmmFrV1150Fre50Ma
F1rV1150（300050100000）FrV2Fre
∴FrF2221rH1FrV120XX
27
20XX-5
22Fr2FrH40002 2FrV2计算轴承上的轴向载荷4分7209AC轴承：
Fd1
Fd2
1Fd1FaeFd22
FaeFd220XXFd1
∴轴承1被压紧轴承2被放松
计算轴承当量动载荷 4分
Fa1FaeFd2
Fa2Fd2
e
eX1,Y1X21,Y20
）1fp（X1Fr1Y1Fa1）（2603P2fp（X2Fr2Y2Fa2）（10）
轴承寿命：
4分316667CrLn1nP1Ln21666736800（h）64511666736800（h）12825500316667CrnP21．一轴两端各一个30208轴承支承，受力情况如图所示，F1=1200N，F2=400N，载荷系数fp=，试分
别求两个轴承的当量动载荷。
注：
已知轴承额定动载荷C=63000N，派生轴向力FdFr；2Y表9-1径向动载荷系数X和轴向动载荷系数YeX1Fa/FreY0XFa/FreY28
解：
m1（F）Fr2250F2100F1（250120）0
得：
Fr21616N
Fr1Fr2F10得：
Fr1F1Fr2416N
FFr1d1派生力：
2Y4162130N,
r22Y16162505NFd2F2505400905NFd1130N。
∴轴承Ⅰ被“压紧”，轴承Ⅱ“放松”。
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20XX-5
Fa1F2Fd2905N,Fa2Fd2505NFa1905e,X1,Y1e,X21,Y20Fr21616P）1fp（X1Fr1Y1Fa1）（416905P2fp（X2Fr2Y2Fa2）（116160）．下图所示为一双蜗杆传动装置,输出轴蜗轮4的转向和蜗杆3的螺旋线方向见图上标记。
设蜗杆3和蜗轮4为一标准普通蜗杆传动,已知参数为:
m34=5mm，z3=2，z4=60，d3=63mm，α=20°，T1=1500Nmm，η12=，i12=25,η34=。
试：
（1）欲使工作时中间轴Ⅱ的轴向力能抵消一部分,确定蜗杆1的转向及其旋向；
（2）求蜗轮4螺旋角的数值β4以及作用在蜗轮4上各分力的大小及方向。
解：
蜗杆1的转向应为顺时针，螺旋线的旋向应为“左旋”，如图所示。
2分
T3T2T1i121215002531875Nmm2分
60T4T3i343431875784125Nmm2zmz52tan33343,34q3d363Fa4Ft3Ft42T32318759分
2T4278412560Fr4Ft4tantan20
各分力方向见图。
3分
30
20XX-5
3.已知某不完全液体润滑径向滑动轴承的轴瓦宽B=100mm,轴瓦材料的[p]=15Mpa,[pv]=/s,[v]=4m/s,宽径比为1，转速n=200r/min,求此滑动轴承许用载荷？
解：
宽径比B/d=1得：
d=B=100mm
1.v=Лdn/=*100*200/=/s＜[v]2.p=F/Bd≤[p]得：
F1≤15*100*100=150000N
3.pv=（F/Bd）*v≤[pv]得：
F2≤12*100*100/=所以许用载荷[F]=min（F1,F2）=
4．已知某轴的受力如下图所示。
试计算支反力，画出其弯矩图，求出最大弯矩值。
解：
求支反力
MA0 4RBM2F0 MB0 4RAM2F0
RA RB Y0得知支反力计算无误。
求几处弯矩值：
在A点，M0
MC左RA2 MC右RA2M 在B点，M0 画出弯矩图，如下图：
31
20XX-5
最大弯矩 MmaxM
1．在图示传动系统中，件1和2均为斜齿圆柱齿轮，件3和4为蜗杆、蜗轮。
已知：
齿轮2的轮齿螺旋线方向见图。
蜗杆轴上传递的功率P=3kw,蜗杆转速n3=1420r/min,蜗杆系统的传动效率η=，中心距a=150mm,蜗杆头数Z3=2,蜗轮齿数Z4=50，模数m=5mm。
试：
1）为使在Ⅱ轴上的齿轮2与蜗杆3的轴向力相互抵消一部分，蜗杆3的螺旋线方向应该是什么旋向？
2）画出蜗杆3和蜗轮4在节点B处所受的圆周力、轴向力和径向力的方向，并在图中画出蜗轮4的转向；
3）试求蜗轮所受圆周力、轴向力和径向力的大小。
齿轮13A蜗轮4ⅠBⅡ电动机齿轮23蜗杆3
解：
1）见图
2）见图
3）见图
转矩计算664
T1=/n1=/1420=
45
T2=T13i3η=（50/2）=
各分力计算
4
Ft2=2T2/d2=/250=3027N其中：
d2＝mZ2＝5350＝250mm
0
Fr2=Ft23tɡα=ɡ20=1102N
4
Fɑ2=Ft1=2T1/d1=/50=807N32
20XX-5
其中：
d1＝2α-mZ2＝23150-5350＝50mm
2.下图所示的轴上装有一个斜齿圆柱大齿轮，采用一对角接触球轴承来支承。
已知轴的转速n=1000r/min，齿轮分度圆直径d=200mm，作用于其上的径向力Fre=5000N，圆周力Fte=6000N，轴向力Fae=1000N，三个力的方向和齿轮位置尺寸见下图，载荷系数fp=，试：
1）求出两轴承所受的径向力Fr1和Fr2和轴向载荷Fa1和Fa2；2）求出两轴承的当量动载荷P1和P2和基本额定寿命。
（20分）
注：
已知角接触球轴承的e=，C=49000N。
Fa/Fr≤e时，X=1，Y=0；Fa/Fr>e时，X=，Y=。
派生轴向力Fd1=eFr1、Fd2=eFr2
解：
1）求出两轴承所受的径向力Fr1和Fr2在水平面内列平衡方程为：
FHr1300Fte1000，
33
20XX-5
即FHr130********0 解得：
FHr120XXN。
FHr1FHr2Fte0解得：
FHr2FteFHr1600020XX4000N 在铅直面内列平衡方程为：
FVr1300Fre100Fae1000
即FVr130********10001000，解得：
FVr120XXN FVr1FVr2Fre0。
即20XXFVr250000解得FVr23000N 所以F22r1FHr1FVr120XX220XX22828N F222r2FHr2FVr24000230005000N 2）求出两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2
派生轴向力：
Fd1eFr128281923NFd2eF
r250003400N1Fd1FaeF2d2
因为Fd2Fae340010004400NFd11923所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。
Fa1
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