机械设计复习题Word文档格式.docx
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I6'
：
，取剩余预紧力为工作拉力的1.5倍，试计算螺栓直径。
螺栓工作拉力「.；
丄'
'
I：
■；
l■'
^11'
.■■二
螺栓总拉力厂-"
—「「-It-:
:
■^4ii-•d
螺栓小径■:
.-4：
..n.
已知普通粗牙螺纹大径d=24mm,中径---工-二二】，螺距P=3mm,螺纹副间摩擦系数」=0.15,试求：
1）螺纹升角'
■；
2）此螺栓能否自锁？
3）若用此螺栓作起重螺杆，起重时的效率为多少？
粗牙普通螺纹，线数n=1，牙型角：
•二60
2）当量摩擦角
故：
，自锁
图示一铸铁吊架用两只普通螺栓固定在梁上。
吊架承受的载荷Fq=100000N,螺栓材料为5.8级，Q235,r「'
二\i民，安装时不控制预紧力，取安全系数「「'
，取剩余预紧力为工作拉力的0.4倍，试确定螺栓所需最小直径。
rt氏400
［a］==——=100MPa
许用拉应力［念］4
2个螺栓，z=2,每个螺栓的工作载荷
剩余预紧力F=0.4F=0.45000=2000N
故得螺钉中总拉力-
心（或必）》
按强度条件，螺栓小径
为什么在可能的情况下都将齿轮和轴分开制造？
若做成齿轮轴时，轴和齿轮必须用同一材料制造，浪费材料，增大加工工时，而且给制造带来不便，所以一般都尽可能采用分开制造。
这样，轴和齿轮可选不同的材料、不同的热处理，给加工、制造带来方便。
圆柱齿轮在什么情况下做成齿轮轴？
齿轮轴齿轮的齿根圆直径是否允许小于轴的直径？
当齿根圆距轮毂键槽底部的距离（或分度圆直径dv1.8ds,ds为轴的
直径）时，应该做成齿轮轴。
当轴的强度足够时，齿轮轴齿根圆直径允许小于轴的直径。
设计如图所示齿轮减速传动时，已知输入轴转速ni=200r/min,轮1、2的传动比ii=2,轮2、3的传动比i2=2.5,每天工作8h,每年工作260天,预期寿命8年。
求各齿轮的接触应力及弯曲应力的循环次数N。
接触应力与弯曲应力的循环次数相同
=8x260x8=16640h
-■.-［一-11.】hr：
|」-J.1次
见二6%几二处二2QX1O$=10xlO8
"
2次
堆=6%几二处二10X106=40x107
一'
次
用户单位：
合肥学院机械系
在什么条件下锥齿轮采用实心式、腹板式和带加强肋的腹板式结构？
当锥齿轮小端齿根圆到键槽顶面的距离e>
（1.6〜2.0）m（m为模数）时，采用实心式结构；
当齿顶圆直径da<
500mm时，采用腹板式锻造结构；
当da>
300mm时,可采用带加强肋的腹板式铸造结构。
锥齿轮的结构形式有哪几种？
在什么情况下做成锥齿轮轴?
结构形式有：
锥齿轮轴、实心式、腹板式及带加强肋腹板式结构。
当锥齿轮小端齿根圆到键槽顶面的距离e<
1.6m时，做成锥齿轮轴（m为齿轮模数）。
一对轴交角i=90的直齿锥齿轮传动，已知：
zi=28,Z2=65,m=3mm,b=32mm,求：
锥距R,小轮的分锥角，小轮大端顶圆直径dai及齿宽系数r。
R=-禹+球=-xJ2炉+6宁=106.16mm22
7
眄土弋丸伽69
久=23305°
=23°
18*18*£
1=dj+2wcos51
=3x28+2x3xcos23.305°
=89.510mm
1^16=014
十二、圆锥齿轮传动（计算题，较易，6分）
［题目］
已知减速直齿锥齿轮传动，大齿轮所受轴向力和径向力分别为Fa2=539N,
Fr2=246N,试计算此齿轮传动的传动比及大齿轮分锥角（二轴间夹角为90）
辱昔二諾亡=2191
①二65.468°
=6罗2別0別
图示为单级斜齿圆柱齿轮减速器，传递功率P=4kW（不计摩擦损失）主动轴，转速，转动方向如图所示。
已知齿轮的齿数]I一；
丨，法向模数江•二」，法向压力角一I,分度圆螺旋角
I轴为
，
方向如图所示
_fJ。
试求齿轮受力的大小和方向（用分力表示）。
一单级锥齿轮减速器，大、小齿轮齿面硬度V350HBS,由接触疲劳强度计算得到
小直齿锥齿轮大端分度圆直径，要求传动比i=2,zi=27,齿宽系数
r=0.3,载荷平稳，试：
1）确定齿轮的各项参数（mzi、Z2、■:
八“、R）；
2）计算齿轮分度圆直径和齿宽。
i）Z］二27,咼=妬二2x27二54
二2.77mm
取标准模数&
=：
!
.：
大端分度圆直径■■--二二二1
小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求74.9mm可不必修改参数
仆ar如严曲产沁杯越=90M]=63°
26咿
2）"
-门…」
d2-mz^-3x54-162mm
=03x90.561=27.2mm
bY--28mm
图中所示的刚性凸缘联轴器及圆柱齿轮，分别用键与减速器的低速轴相联接。
试选择两处键的类型及尺寸，并校核其联接强度。
已知轴的材料为45钢，传递
的转矩T=lOOONm，齿轮用锻钢制成，联轴器用灰铸铁制成，工作时有轻微冲击。
附表1平键、键槽剖面尺寸（mm
轴径d
键宽b
键高h
键的长度系列
>
65〜75
20
12
…80,90,100,110,125,140,…
75〜85
22
14
85〜95
25
附表2键联接的许用应力（MPa
工作方式
较弱零件材料
或国
静载荷
轻微冲击
冲击载荷
静联接
锻钢、铸钢
125〜
150
100〜120
60〜90
铸铁
〔70〜80
50〜60
30〜45
动联接
铸钢、锻钢
50
40
30
1）属静联接，可选用普通A型平键。
2）对于联轴器
a）按附表1,选bhL=2012125
b）键的工作长度”_l.'
_11二二丄
c）许用挤压应力：
铸铁轮毂，有轻微冲击
-引=（50〜60）MPa
斤_4T_4x1000x103
d）'
I3）对于齿轮
a）选:
_一:
-_,I'
_一丄…丄
b）［碍1=（100〜120）MPa
_4T_4xlQ0Qxl03
_14x55x90
钩头楔键与普通楔键相比，优点是拆装方便，缺点是不安全。
径（小径）对中（定心）的矩形花键与花键孔的公称尺寸是否相同，分别具有以下关系：
内径—相同，外径—相同，齿宽相同。
六、键、花键联接（选择题，中，2分）
1•下图中图1是。
2.下图中图2是。
3.下图中图3是。
4.下图中图4是。
A、切向键B、平键C、楔键D、半圆键
1.C2.A3.D4.B
指出图示轴系的结构错误，齿轮采用油润滑，轴承为脂润滑（用笔圈出错误之处,并注明错误名称，不要求改正）。
1）缺挡油环；
2）套杯左端凸肩内径太小，拆卸外圈困难；
3）轴颈太大，内圈无法从右侧装入；
4）两外圈间缺套筒，右轴承外圈无轴向固定；
5）轴径太大；
6）弹性挡圈无法调整轴承间隙（改为圆螺母调整）；
7）缺调整垫片;
8）缺轴上配合零件的定位轴肩;
9）间隙太大；
10）精加工面过长，应加工成阶梯轴;
11）缺调整垫片。
辗压、喷丸、渗碳、高频淬火等方法能提高零件的疲劳强度，一是由于表面硬度提高,二是由于在零件表面产生了残余压应力Y
图示的轴受弯曲应力时，在AA断面，键槽的弯曲有效应力集中系数K；
=1,扭转有效应力集中系数K>
1。
（Y）
当轴上零件在轴上的位置要求能在轴向调节时应采用双锁紧挡圈
按轴所受载荷性质分类，自行车的后轴是心车由，车床的主轴是转车由，汽车变速箱至后
桥的连接轴是传动轴
轴进行安全系数校核计算时，除校核疲劳强度外，还要校核静强度，静强度按尖峰载
荷进行校核
轴的振动有—纵向振动，扭转振动，横向振动_等三类，其中纵向振动自振频率很高，一般不会发生。
按许用弯曲应力计算轴的直径，计算当量弯矩M的公式为
胚-J胚亍+（血2
式中□为数。
若轴之许用应力［坯卜200隔、［仏］=95MPa、［工山卜廿壘，弯曲应力
为对称循环变应力，扭矩产生脉动循环变应力，则«
=。
［为应力校正系数。
a-
I^J=J|=0.579«
0.6
［珀95
安全系数校核计算公式
;
为
式中：
K为
⑺为
弯曲有效应力集中系数，表面状态系数
弯曲应力尺寸系数，材料对称循环载荷敏感系数
应力幅，平均应力
工作转速低于第一阶临界转速的轴，—称为刚性轴，超过第一阶临界转
速的轴—称为挠性轴
安全系数校核计算，要求求得的安全系数S大于某一最低允许值［S］当计算精确度低，材料不均匀，破坏后引起重大事故
（举出三种条件）时，［S］应取大些；
反之，可以取小些。
般回转轴上滚动轴承的主要失效形式是，用
算控制失效；
低速重载滚动轴承主要是效，应进行算；
高速滚动轴承主要是效，用
进行控制。
疲劳点蚀，疲劳寿命，塑性变形，静载荷，胶合或元件回火，极限转速
画出一般基孔制孔的公差带和滚动轴承孔的公差带。
I二I注：
一一表示基孔制孔的公差带
滚动轴承接触式密封适用于，常用的结构有、
。
非接触式密封适用于，常用结构有、
低，毡圈密封，密封圈密封高，间隙密封，曲路（迷宫）密封，甩油密封
滚动轴承所受载荷的大小和方向都保持不变时，只有在滚动轴承不转动条件
下，滚动轴承各元件上的应力都是静应力
滚动轴承的基本额定寿命为一批相同的轴承，在相同的工作条件下运转，其中
90%在疲劳点蚀前所能运转的总转数或在一定转速下所能运转的总工作时数。
一个轴系由一对滚动轴承支承，两轴承在规定的工作寿命内不发生点蚀失效的可靠度
均为90%，则轴系在工作寿命内不发生点蚀失效的可靠度为81%
滚动轴承的基本额定动载荷为基本额定寿命为106r时轴承所能承受的最大载荷。
当滚动轴承上同时承受载荷和载荷时，要用当量动载荷进
行轴承的计算。
滚动轴承的当量动载荷对向心轴承和角接触轴承是
载荷，对推力轴承是载荷。
径向，轴向，寿命
假定的径向，假定的轴向
滚动轴承保持架的作用是使滚动体等间距分布，并减小滚动体间的摩擦和磨损。
滚动轴承的额定静载荷是在最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起规定计算接触
应力时相当的静载荷
提高滚动轴承极限转速的措施是提高轴承精度
适当加大球轴承的游隙
用喷油或油雾润滑以改善润滑冷却条件
采用青铜或夹布胶木保持架减小摩擦（任答其三）
举出三种轴上零件的周向固定方法，画出每种的结构图，并说明其优缺点。
平键：
结构简单，加工方便，最常用，一般不影响轴上零件定心。
过盈配合：
结构简单，对中性好，不宜用于振动或冲击，不宜多次装拆花键：
对中性好，传力大，可用于动联接，但加工困难。
销钉：
加工方便，传力不大，对轴削弱较严重。
平键、销钉图。
（花键、过盈配合图略）
平捷联挣销璇樣
有一根轴，其b=390MPa，s=220MPa，-1=170MPa，o=32OMPa;
其工作
A=1,
应力为-a=60MPa，m=60MPa，由结构尺寸及表面质量知▼:
，要求：
1）用计算法求其安全系数
3）在所画的极限应力图上，用图解法求S
1）
2）极限应力图
图示为一直齿圆柱齿轮传动机构，轮2的分度圆直径d2=118mm,
功率由轮1传入，轮3输出。
在1、2两齿轮啮合处有切向力Ft=3200N,径向力Fr=1160N，轴的许用应力[db]=150MPa,[二0b]=72MPa,
[二ib]=42MPa。
要求：
（1）画出轴n的受力图；
（2）画出轴n的弯、扭矩图；
（3）用许用弯曲应力法求轴n危险断面直径。
轴n上齿轮2受力:
轴u上不受扭矩，只受弯矩。
轴n受力
商=他+肝+區+盯=7^200+1W+?
320^+H60）3二6166N
轴n受力可画为:
A
5
\・呂
1CIC8N
f/j=3&
23
|斤=28㈱
危险断面直径^J®
=rBr=3&
9mm
即危险断面的直径最小为36.9mm。
一轴由60Si2Mn钢制成，许用切应力［.］=640MPa,G=80000MPa,要求轴在传扭矩500Nm时，轴两端的相对扭角为60，求此轴的直径和长度。
60°
兀
X7l=-
180°
3
tt_77x32
i'
L:
..一广⑴
可石
-rf3
又:
1—x640
16，H6
取d=16mm
兀_32x500xJO5x/
代入
（1）式得：
■"
■■-：
「
二工。
即此轴的直径d=16mm长度l=1.08m。
i
图中所示是一个由齿轮驱动的小滚筒，齿轮受力如图，转速为300r/min。
滚筒受
到一个均匀分布的力，其大小为w=3.5N/mm，力的作用方向沿z轴的正方向。
设轴的许用应力为［二+ib］=220MPa,［；
「0b］=95MPa,［；
b］=55MPa，求轴承A中间断面轴直径最小应为多少。
（扭矩按不平稳考虑。
）
A断面受弯矩二
7575
T=Fcos20°
x—=900xcos20°
x—=3.17xlO*Nmm扭矩]L
Mf=j0+（⑷債二（j63，+（M79x317）2）xlQ4=656xl0*Nrnm采用什么办法可以节约蜗轮所用的铜材？
（举出两种）
1）在铸铁轮芯上加铸青铜齿圈；
2）用过盈配合或螺栓联接青铜齿圈与铸铁轮芯;
3）用离心浇注法拼铸铸铁轮芯；
4）大型蜗轮可采用两个半片轮辐式拼接组合等。
在闭式蜗杆传动中，为什么必须进行热平衡计算？
提高散热能力的措施有哪些?
由于蜗杆传动的效率低于齿轮传动，故在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。
故必须根据单位时间内的发热量等于（或小于）同时间内的散热量条件进行热平衡计算，以保证油温稳定地处于规定范围内，这是蜗杆传动的设计准则之一。
2）在蜗杆轴端装风扇以
提高散热能力的措施有：
1）加散热片以增大散热面积;
加快空气流通速度；
3）箱体内加冷却系统。
如何恰当地选用蜗杆传动的传动比ii2、蜗杆头数Z1和蜗轮齿数Z2？
蜗杆传动的传动比按传动需要选择，但一般动力传动ii2在5〜80（或8〜100）之间。
zi按要求的传动比和效率选择，若要求大的传动比，对效率要求不高，Z1可选得小些；
若要求传动具有自锁性，则Z1=1；
若要提高效率，可增加Z1，但Z1一般为1、2、4、6，与传动比有关。
蜗轮齿数Z2主要根据传动比确定，Z2>
28，对于动力传动，Z2^80，以保证蜗杆传动啮合质量（提高刚度和传动的平稳性）。
举出常用的蜗杆、蜗轮材料各三种
蜗杆：
15Cr、20Cr渗碳淬火、40、45、40Cr、40CrNi、42SiMn表面淬火。
蜗轮：
ZCuSn10P1（10-1锡青铜），ZCuSn5Pb5Zn（5-5-5锡青铜），ZCuAI9Mn29-2铝青铜）、HT150HT200
蜗杆的螺旋部分可用哪几种方法加工？
在什么情况下将蜗杆与轴分开制造?
根据蜗杆螺旋部分根径与相邻段轴径之比不同，蜗杆螺旋部分的加工方法有铣制和车制两种。
当蜗杆螺旋部分根径较大（根径与轴径之差大于等于5倍模数或直径系数q>
12）或蜗杆与轴采用不同材料时，可以将蜗杆与轴分开制造。
一蜗杆传动，已知：
m=8mm，zi=2，di=80mm，i=20，中心距a=204mm，试求:
1）蜗轮的变位系数；
2）蜗轮和蜗杆的顶圆直径；
3）蜗轮的螺旋角。
*
1）令z3-40
。
二1（必+d?
+2楓）-204mm曰
】，得
408-80-8x40
2x3
2）巴i—.■■■_〉；
--十■--.'
I
d心二£
+2初+2伽二8x40+2x8+2x8x0.5-344mm
Q...-~i
3）
S=y=arctan
=arctan—=11.3099°
=H°
18f36N
80
一个双头蜗杆（zi=2）的导程为12.56mm,若测得蜗杆的外径为32mm,求模数m、直径系数q（或分度圆直径di）及导程角。
匕二一=亍，所以二-_匚工
d込二di+2擁，所以h二32-2x2二28mm
28
■■--，所以：
，:
_
=8.1301°
-8°
7-48ff
图示为蜗杆！
斜齿圆柱齿轮两级传动，右旋蜗杆的转向如图所示。
1）标出中间轴II和从动轴III的转向；
2）确定蜗轮轮齿的旋向；
3）为使轴II所受轴向力最小，确定斜齿轮螺旋线方向；
4）若蜗杆头数1_I，蜗轮齿数■7：
_：
，蜗杆分度圆直径宀JL：
二1，蜗杆直径系数g=i°
，试求蜗轮端面模数m蜗杆升角：
■和中心距a。
5）画出各轮的轴向力和圆周力
1）匸;
匸转向见图
2）右旋。
3）3轮右旋，4轮左旋。
£
80m-—-—=8mm
4）j
y=arctan-=arctan—=57%5M才北"
“=扌（叭十=*胸（q+勺）
二］x8X（10+80）二360mm
5）见图。
开口平带减速传动，已知两带轮基准直径为ddi=150mm和dd2=400mm,中心距a=1000mm，小轮转速ni=1460r/min,试求：
1）小轮包角；
2）不考虑带传动的弹性滑动时大轮的转速；
3）滑动率=0.015时大轮的实际转速。
1）小带轮包角
2）不考虑弹性滑动时大带轮转速
勿二炖如二1460x—=548r/miii為400
3）滑动率=0.015时，大带轮的实际转速
有一V带（三角带）传动，测量主动轮外径dai=190mm,从动轮外径da2=720mm,
主动轮转速ni=940r/min，从动轮转速n2=233r/min，V带型号为B型，试求：
1）传动比；
2）滑动率；
（外径-.-:
，h'
-，B型带ha=5mm）
B
1）传动比i
因n2是实际测得的，它是考虑了滑动率后的实际转速，因此带传动的实际传动比
2）滑动率;
V带（三角带）带轮的基准直径应取V带节线所在圆的直径，现测得带轮外径dal,则
ddi=dai-2ha=190-25=180mm
dd2=da2-2ha=720-25=710mm
e二=710x533=oca
滑动率
单根V带（三角带）传动的初拉力F0=354N,主动带轮的基准直径ddi=160mm,主动轮转速ni=1500r/min,主动带轮上的包角〉i=150，带与带轮之间的摩擦系数・=0.485。
求：
1）V带（三角带）紧边、松边的拉力Fi、F2；
2）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力Fe及最大功率P。
1）带速
皿tlx160x1500,..
v=二12.d6dih/s
60x100060x1000
2）联解
==2x354=708N
仏個=严
150°
①二上二2.618
=2.718°
^^=2.7181WJ=3.559
r^+/?
j=708
k虧=3559
=155286
^=552.713
3）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力Fe
-13559-1
F=2F.-——-=2x354x—_i=397427N
*°
严+13芳9+1
4）V带（三角带）传动能传递的最大功率
P=5；
v/W0
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