机械设计期末考试题

北京机械工业学院机械设计考题与答案

一、 是非题（有5小题，每题1分，共5分。正 确在括号内写“T ”，错误在括号内写“F ”）

2．滚动轴承的轴向系数Y 值越大，其承受轴向能力越大。（ F 4．设计蜗杆传动时，为了提高传动效率，可以增加蜗杆的头数。（ T ） 二、选择题（有5小题，每题2分,共10分。在每小题的选项中，只有一项是符合题目要求的，把所选项的字母填在题中的横线上）

三

12．带传动的失效形式为 打滑 和 疲劳破坏 。因此，其主要设计依据为 在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命 。

13．轴按承载分为 心轴 ， 转轴 和 传动轴 。

14．螺纹联接按防松原理可分为 摩擦防松 ， 机械防松 和 其它防松 。

15．灰铸铁齿轮常用于 开 式传动中，这种齿轮的主要失效形式是 磨损 。

六、计算题（有2小题，每题6分,共12分）

23．一对46210角接触球轴承反安装，如图1所示。已知轴承1和轴承2 的径向载荷分别为R 1=2000N,R 2=4000N,轴上作用的轴向载荷F a =800N(指向轴承2)，轴承的派生轴向力S 的计算式

S =0.68R ，e =0.68，X =0.41,Y =0.87。轴承载荷有轻微冲击，载荷系数f F =1.2，工作温度不大于120°C 。试求：

(1) 轴承1和轴承2的轴向载荷A 1和A 2； (2) 轴承1和轴承2的当量动载荷P 1和P 2。

解:(1)计算轴承的轴向载荷 S 1=0.68R 1=0.68×2000=1360 N S 2=0.68R 2=0.68×4000=2720 N S 1、S 2方向见图2

因为F a + S 2=800+2720=3520 N ＞S 1

所以 轴承1“压紧”，A 1= F a + S 2=800+2720=3520 (2分) 轴承2“放松”，A 2= S 2=2720 N(2分) （2）计算轴承的当量动载荷

轴承1 A 1/R 1=3520/2000=1.76＞e =0.68,则取 X 1=0.41,Y 1=0.87 P 1=f F (X 1R 1+Y 1A 1

)

图

1 图

2 第六大题第23小题答案图

=1.2×(0.41×2000+0.87×3520)=3882.4 N (2分) 轴承2 A 2/R 1=2720/4000=0.68≤e =0.68,则取 X 2=1,Y 2=0 P 2=f F X 2R 2

=1.2×1×4000=4800 N (2分) 24．已知V 带传动中，最大传递功率P =8kW ，带的速度v =10m/s ，若紧边拉力F 1为松边拉力F 2的2倍，此时小带轮上包角a 1=120°，求：（1）有效拉力F e ；（2）紧边拉力F 1；（3）当量摩擦系数f ˊ。

解:

有效拉力F e =1000P /v =1000×8/10=800 N (2分) 又知:F 1-F 2= F e ,F 1=2F 2

则紧边拉力 F 1=2 F e =1600 N (2分)

根据欧拉公式

10、在滚动轴承的组合设计中，双支点单向固定方式适合于 。

【 A 】

A ．跨距小，温升小的轴；

B ．跨距大，温升大的轴；

C ．跨距大，温升小的轴。 11、一对钢制标准齿轮啮合传动时，两轮的21H H σσ与 ，21F F σσ与 。 【 B 】

A ．相等，不想等

B ．相等，不一定

C ．不一定，不一定

器

二、填空题

16、齿轮传动的主要失效形式有：轮齿折断;齿面磨损;齿面点蚀;齿面胶合;塑性变形 。

17、闭式蜗杆传动需要进行热平衡计算，其主要原因是：蜗杆传动由于效率低，所以发热量大。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。所以必须根据单位时间内的发热量Φ1等于同时间内的散热量Φ2的条件进行热平衡计算，以保证油温稳定的处于规定的范围内 。

18、带传动中，弹性滑动与打滑的区别是：由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为带传动的弹性滑动。这是带传动正常工作时固有的特性。打滑是由于工作载荷过大带与带轮间的显著相对滑动，是带的失效形式之一，应当避免。

25、如图所示，轴上装有一斜齿圆柱齿轮，轴支承在一对正装的AC 7306轴承上。齿轮轮齿上受到圆周力F te =8100N ，径向力F re =3052N ，轴向力F ae =2170N ，转速n=300 r/min ，载荷系数f P =1.2。试计算两个轴承的基本额定寿命(以小时计)。(想一想：若两轴承反装，轴承的基本额定寿命将有何变化?)

f e F F α=2

1

（有关数据：AC 7306，

轴承N C 25600=，7.0=e 。当e F F r a >/时，85.0,41.0==Y X ；当时，0,1==Y X 。 内部轴向力 r F S 7.0=，3=ε ）

解：①求21r r F F 、 N F F F ae re rv 77.542)(8050801=-+=，N F F F ae re rv 2509130

80130502=+= N F F te rH 62.498480

5080

1=+=，N F F te rH 38.311580

5050

2=+=

N F F F rH rv r 1.50142

12

11=+=，N F F F rH rv r 1.40002

22

22=+=

②求21a a F F 、

N eF F r d 8.35091.50147.011=⨯==，N eF F r d 1.28001.40007.022=⨯== N F F d a 8.350911==，N F F F ae d a 567912=+=

③e F F r a ==7.011，11=∴x ，01=y ，N F y F x f P a r P 6.6016)1.50141(2.1)(11111=⨯⨯=+= e F F r a 〉=24.12241.02=∴x 85.02=y

N F y F x f P a r P 5.7761)567985.0400041.0(2.1)(22222=⨯+⨯⨯=+=

h P C n

L h =⨯==∴εε)5

.776125600

(300

6010

)(6010

6

6

3、受中等冲击载荷、支承刚度较差、速度较高的两轴之间宜选用（ A ）。

A ．弹性柱销联轴器

B ．凸缘联轴器C. 十字滑块联轴器D ．万向联轴器 1、一压力容器盖螺栓组连接如图所示，已知容器内径D=250mm ，内装具有一定压强的液体，沿凸缘圆周均匀分布12个M16（1d ＝13.835mm ）的普通螺栓，螺栓材料的许用拉应力[]180MPa σ=，螺栓的相对刚度/()0.5b b m c c c +=，按紧密性要求，剩余预紧力1F =1.83F ，F 为螺栓的轴向工作载荷。试计算：该螺栓组连接允许容器内的液体最大压强max p 及每个螺栓连接所需的预紧力0F 。

1、

计算每个螺栓允许的最大总拉力：

2

12[].........................24 1.3

20815.............................1d F N σπ=⨯=分

分

2、 计算容器内液体最大压强