機(jī)械設(shè)計(jì)復(fù)習(xí)題2

朽木易折，金石可鏤。千里之行，始于足下。第頁/共頁一、簡(jiǎn)答題（15分、每小題5分）1．試述機(jī)械零件的主要設(shè)計(jì)準(zhǔn)則。答：機(jī)械零件的主要設(shè)計(jì)準(zhǔn)則有：1．靜強(qiáng)度準(zhǔn)則，即[]，或[]。2．疲勞強(qiáng)度準(zhǔn)則，即或。3．摩擦學(xué)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則。 4．其他準(zhǔn)則：（1）剛度準(zhǔn)則；y[y] 或[] 或[]；（2）可靠性準(zhǔn)則。2．機(jī)械零件設(shè)計(jì)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(jì)算什么量的最大值？答：1．最大主應(yīng)力理論（第一強(qiáng)度理論）。該理論認(rèn)為，危險(xiǎn)狀態(tài)的折斷都是因?yàn)閱卧w上最大拉應(yīng)力（即主應(yīng)力1）引起的，其他斜面上的應(yīng)力對(duì)破壞沒有影響。按如實(shí)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普通遠(yuǎn)大于抗拉伸能力，即壓縮強(qiáng)度極限遠(yuǎn)大于拉伸強(qiáng)度極限。故當(dāng)已知零件危險(xiǎn)剖面上的主應(yīng)力1＞2＞3時(shí)，按此理論所得的拉伸或彎曲計(jì)算應(yīng)力為： ca=1 或 b=3 ，取兩式中絕對(duì)值較大的一個(gè)。2．最大剪應(yīng)力理論（第三強(qiáng)度理論）。該理論認(rèn)為危險(xiǎn)狀態(tài)的屈服是因?yàn)閱卧w中最大的剪應(yīng)力引起的，其他斜面上的剪應(yīng)力對(duì)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)己知零件危險(xiǎn)剖面上的主應(yīng)力1＞2＞3時(shí)，計(jì)算應(yīng)力為：ca=1-3 。3．統(tǒng)計(jì)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)為固然最大剪應(yīng)力是危險(xiǎn)狀態(tài)材料屈服的主要緣故，但其他斜面上的剪應(yīng)力也對(duì)屈服有影響，所以應(yīng)該用一個(gè)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(gè)量叫做統(tǒng)計(jì)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(jì)時(shí)常采用條件性計(jì)算來限定機(jī)械零件的的磨損，請(qǐng)寫出三個(gè)主要的條件性計(jì)算準(zhǔn)則公式，并分離簡(jiǎn)要解釋它們的含義。答：耐磨性是指作相對(duì)運(yùn)動(dòng)零件的工作表面抵御磨損的能力。因?yàn)槟壳皩?duì)磨損的計(jì)算尚無可靠、定量的計(jì)算主意，因此常采用條件性計(jì)算，主要是驗(yàn)算壓強(qiáng)p不超過許用值，以保證工作面不致產(chǎn)生過度磨損；另外，驗(yàn)算壓強(qiáng)和速度乘積pV值不超過許用值，以限制單位接觸表面上單位時(shí)光內(nèi)產(chǎn)生的摩擦功不致過大，可防止發(fā)生膠合破壞。偶爾還需驗(yàn)算工作速度V。這些準(zhǔn)則可寫成：p[p]MPa ；pv[pv]MPam/s；v[v]m/s 。式中，p—工作表面的壓強(qiáng)，MPa；[p]—材料的許用壓強(qiáng)，MPa；v—工作速度，m/s；[pv]—pv的許用值，MPam/s；[v]—v的許用值，m/s。二、標(biāo)準(zhǔn)件選用與設(shè)計(jì)（15分，每小題3分）1．請(qǐng)按國標(biāo)GB/T27-1988標(biāo)注出以下螺栓：公稱直徑d=14mm，長(zhǎng)L=80mm，細(xì)牙螺距答：螺栓AM14X1X100GB/T27-1988。2．請(qǐng)按國標(biāo)GB/T1096-1979分離標(biāo)注出以下兩種鍵：1）b=18mm，h=11mm，L=120mm圓頭普通平鍵（A型）；2)b=18mm，h=答：1）鍵18X120GB/T1096-1979；2）鍵B18X150GB/T1096-1979。3．請(qǐng)按國標(biāo)GB/T117-2000標(biāo)注出以下圓錐銷：d=12mm，L=1答：銷12X150GB/T117-20004．請(qǐng)分離指出代號(hào)為6318/P3、72911B、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(jí)公差，正常結(jié)構(gòu)，0組游隙；2）72911B：內(nèi)徑為55mm，29尺寸系列的角接觸球軸承，0級(jí)公差，接觸角40°3）23230/C3：內(nèi)徑150mm，32尺寸系列的調(diào)心滾子軸承，0級(jí)公差，正常結(jié)構(gòu)，2組游隙；5．按照以下所給出的幾種典型機(jī)械零件的代號(hào)，請(qǐng)分離指出它們的公稱尺寸。 （1）帶：A2500GB/T11544-1997（2）鏈：10A—2—100GB/T1243—1997（注：10A鏈節(jié)距為15.875mm （3）聯(lián)軸器：YL6聯(lián)軸器GB/T5843-1986（1）基準(zhǔn)長(zhǎng)度為2500mm的普通A型V帶；（2）A系列、節(jié)距15.875mm、2排、100節(jié)的滾子鏈；（3）主動(dòng)端為J型軸孔，A型鍵槽，d=35mm，L=70mm；從動(dòng)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(dòng)軸承摩擦副的不同狀態(tài)如下圖所示。請(qǐng)問：哪些狀態(tài)符合形成動(dòng)壓潤滑條件？哪些狀態(tài)不符合形成動(dòng)壓潤滑條件？為什么？ V V V V (a) (b) (c) (d)題三圖答：如題三圖所示中（a）(d)圖狀態(tài)符合形成動(dòng)壓潤滑條件，因?yàn)槿鐖D示的相對(duì)運(yùn)動(dòng)方向可以形成收斂油楔；相反，（b）(c)兩圖的狀態(tài)不可能形成動(dòng)壓潤滑，因?yàn)檫@樣的相對(duì)運(yùn)動(dòng)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(jí)蝸桿傳動(dòng)，已知蝸桿3的螺旋線方向?yàn)橛倚佪?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）所有的蝸輪、蝸桿的螺旋線方向（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）題四圖答：如圖示。五、如下圖所示一固定在鋼制立柱上的托架。己知載荷P＝7000N，其作用線與垂直線的夾角=45，底板高h(yuǎn)＝400mm，寬b＝200mm。試由不滑移條件決定最合適說明：本題計(jì)算中可能用到的公式和數(shù)據(jù)如下：（1）表面不滑移條件下的預(yù)緊力公式： 其中：取f=0.3；取C1／(C1+C2)=0.2，則C2／(C1+C2)=1-0.2=0.8；取Kf=1.2，PH、PV分離是囫圇零件所受的水平分力和垂直分力。（2）螺栓材料為Q235，強(qiáng)度級(jí)別4.6，其屈服應(yīng)力為S=240MPa。（3）安全系數(shù)取S＝4.2。（4）M12普通粗牙螺紋d1=10.106、M14普通粗牙螺紋d1=11.835、M16普通粗牙螺紋材d1=13.835。題五圖 托架底板螺栓組聯(lián)接解：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(shí)普通采用受拉普通螺栓計(jì)算。聯(lián)接的失效除可能螺栓被拉斷外，還可能浮上支架沿接合面滑移，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(jì)算主意有兩種：一種是按不離縫條件預(yù)選F”，從而求出F’和F0，再?zèng)Q定螺栓直徑，然后驗(yàn)算不滑移不壓潰等條件；另一種是由不滑移條件先求F’，從而求出F”和F0，再?zèng)Q定螺栓直徑，然后驗(yàn)算不離縫不壓潰等條件。本例按后一種主意計(jì)算。1．受力分析（1）計(jì)算螺栓組所受的工作載荷在工作載荷P的作用下，螺栓組承受如下各力和翻轉(zhuǎn)力矩：軸向力 N橫向力N翻轉(zhuǎn)力矩Nmm（2）計(jì)算單個(gè)螺栓所受的最大工作拉力F由軸向力PV引起的工作拉力為N在翻轉(zhuǎn)力矩M的作用下，底板有繞OO軸順時(shí)針翻轉(zhuǎn)的趨勢(shì)，則OO軸上邊的螺栓受拉加載，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(jì)算得： N因此上邊的螺栓所受的最大工作拉力為 N（3）按不滑移條件求螺栓的預(yù)緊力F’在橫向力PH的作用下，底板接合面可能產(chǎn)生滑移。翻轉(zhuǎn)力矩M的影響普通不考慮，因?yàn)樵贛的作用下，底板一邊的壓力固然增大，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(duì)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 從而預(yù)緊力為 按已知條件，f=0.3；C1／(C1+C2)=0.2，則C2／(C1+C2)=1-0.2=0.8；取Kf=1.2，求得 N（4）螺栓所受的總拉力F0由式（4-9）得 N2．按拉伸強(qiáng)度條件決定螺栓直徑已知螺栓材料為強(qiáng)度級(jí)別4.6的Q235，S=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(shí)要采用“試算法”來決定螺栓直徑：設(shè)螺栓的公稱直徑d在M6～M16范圍內(nèi)且臨近M16，已知S＝4.2，則許用應(yīng)力MPa則，螺栓危險(xiǎn)截面直徑為 mm所以，選用M16粗牙普通螺紋。六、試設(shè)計(jì)某帶式輸送機(jī)中的V帶傳動(dòng)。已知電動(dòng)機(jī)額定功率P=3.5kW，轉(zhuǎn)速n1=1440rpm，傳動(dòng)比i=4.0，單班制。工況系數(shù)KA=1.1、主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑D180mm、選A型V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mm。要求計(jì)算的內(nèi)容包括：大帶輪直徑、帶速和包角驗(yàn)算、帶的根數(shù)、預(yù)緊力和壓軸力。（15分）說明：本題計(jì)算中可能用到的公式有：1．帶長(zhǎng)與中央距關(guān)系公式：，提醒：當(dāng)惟獨(dú)a0為未知量時(shí)，可將不同的a0代入式中，使等式近似成立的a0即為解（帶長(zhǎng)度確切到1）。2．包角公式：3．帶根數(shù)計(jì)算公式：，其中Pca為計(jì)算功率、單根V帶傳遞功率P0=1.02kW、功率增量P0=0.17kW、K=0.98、KL=0.99。4．預(yù)緊力計(jì)算公式：，其中v為帶速m/s。[解]1．決定計(jì)算功率Pca已知工作情況系數(shù)KA=1.1，故 2．決定大帶輪直徑已知主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑D1=80mm。計(jì)算從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑D2。 mm取D2=320mm3．驗(yàn)算帶速m/s，帶的速度合適。4．決定傳動(dòng)中央距已知帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mm。設(shè)a0=500mm，計(jì)算實(shí)際中央距a5．驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角1 主動(dòng)輪上的包角合適。6．計(jì)算V帶的根數(shù)z已知n1=1440rpm、D1=80mm、i=4.0，P0=1.02kW,，P0=0.17kW，K=0.98，KL=0.9，則 取z=4根。7．計(jì)算預(yù)緊力F0已知q=0.10kg/m，則8．計(jì)算作用在軸上的壓軸力QN解畢。七、某齒輪軸由一對(duì)30212E軸承支承，其徑向載荷分離為Fr1=4500N，F(xiàn)r2=3400N，作用于軸上的軸向外載荷FA=1400N，其方向如圖所示，取載荷系數(shù)?P=1.2。試計(jì)算兩軸承的當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷P1=？，P2=？，并判斷哪個(gè)軸承壽命短些。（10分）注：已經(jīng)30212E軸承的有關(guān)參數(shù)如下：Cr=59250N，e=0.35，X=0.4，Y=1.7，題七圖解：（1）先計(jì)算軸承I、II的軸向力FaI、FaII因?yàn)?所以 N而（2）計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量動(dòng)載荷故徑向當(dāng)量動(dòng)載荷為 因?yàn)椋琍I<PII所以軸承II壽命短些。解畢。八、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)改錯(cuò)題（本題10分） 下圖為斜齒輪、軸、軸承組合結(jié)構(gòu)圖。齒輪用油潤滑，軸承用油脂潤滑，請(qǐng)指出該軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的錯(cuò)誤。要求：在圖中用序號(hào)標(biāo)注設(shè)計(jì)錯(cuò)誤處；在圖下方的空白處標(biāo)注序號(hào)，按序號(hào)列出錯(cuò)誤，并提出修改建議；不必在圖中直接改正。題八圖答