科大复试试题

河南科技大学 2001 级机械设计期终考试试卷答案(2002至2003学年第二学期)一、单项选择题 ( 每小题 1 分，共 15 分 )1．键的剖面尺寸 b × h 通常是根据 __D__ 从标准中选取。

A、传递的转矩B、传递的功率C、轮毂的长度D、轴的直径 d2. 工作时仅受预紧力 F0作用的紧螺栓联接，其强度校核公式为：σca=4*1.3F0/(πd21)≤[σ]，式中的1.3是考虑 __B__ 。

A、可靠性系数B、螺杆受拉扭联合作用C、螺纹中的应力集中D、载荷变化与冲击3. 在螺栓联接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是 __C__ 。

A、提高联接强度B、提高联接刚度C、防松D、减小每圈螺牙上的受力4. 一定型号的普通 V 带传动，当小带轮转速一定时，其所能传递的功率增量Δp取决于 __C__ 。

A、小带轮上的包角B、大带轮上的包角C、传动比D、带的线速度5. 带传动在工作中产生弹性滑动的原因是 __C__ 。

A、传递的功率过大B、带的弹性C、紧边与松边的拉力差D、 B 和 C6. 带传动正常工作时，紧边拉力 F1与松边拉力 F2应满足的关系是 __B__ 。

A、F1<F2B、 F1 - F2 =F eC、F1/F2=e fαD、F1 +F2 =F07. 普通 V 带传动张紧轮安装的最合适位置是 __C__ 。

A、紧边靠近小带轮外侧B、松边靠近小带轮外侧C、松边靠近大带轮内侧D、松边靠近小带轮内侧8. 在一定转速下，要减轻链传动的运动不均匀性和动载荷，应 __D__ 。

A、增大链节距和链轮齿数B、减小链节距和链轮齿数C、增大链节距和减小链轮齿数D、减小链节距和增大链轮齿数9. 大链轮齿数不能取得过多的原因是 __C__ 。

A、齿数越多、链条的磨损就越大B、齿数越多、链条的动载荷与冲击就越大C、齿数越多、链条磨损后，就越容易发生脱链现象D、齿数越多、链传动的噪声就越大10. 一对直（斜）齿圆柱齿轮设计中，通常把小轮的齿宽做的比大轮宽一些，其主要原因是 __A__ 。

A、为了便于安装，保证接触线长B、为使传动平稳C、为了提高齿面接触疲劳强度D、为了提高传动效率11. 在直齿圆柱齿轮设计中，若中心距不变，而增大模数 m, 则可以 __A__ 。

A、提高轮齿的弯曲疲劳强度B、提高轮齿的接触疲劳强度C、弯曲与接触疲劳强度均可提高D、弯曲与接触疲劳强度均不变12. 下列 __A__ 的措施可以降低齿向载荷分布系数 Kβ。

A、把一个轮齿作成鼓形B、轮齿进行修缘C、增加轮齿的宽度D、增大重合度13. 按基本额定动载荷通过计算选用的滚动轴承，在预定的使用期限内，其工作的可靠度为 __B__ 。

A、50%B、90%C、95%D、99%14.__D__ 不是滚动轴承预紧的目的。

A、增大支承刚度B、提高旋转精度C、减小振动与噪声D、降低摩擦阻力15. 按弯扭合成计算轴的应力时，要引人折合系数α，α是考虑 __C__ 。

A、轴上键槽削弱轴的强度B、合成正应力时的折合系数C、正应力与切应力的循环特性不同D、正应力与切应力的方向不同二、填空题（共 10 分）1．为使 V 带与带轮轮槽更好接触，轮槽楔角应(小) 于带截面的楔角。

2. 不完全液体润滑滑动轴承验算平均压力p≤[p]的目的是（避免压力过大润滑油被挤出造成过度磨损）；验算pv≤[pv]的目的是（限制轴承温升、避免胶合失效）。

3. 在设计动力润滑滑动轴承时，若减小相对间隙ψ，则轴承承载能力将(提高)；旋转精度将(提高)；温升将(上升)。

4. 在齿轮传动的齿根弯曲强度计算中的基本假设是将轮齿视为(悬臂梁)；齿面接触疲劳强度计算以节点P为计算点的理由是(节点P是单齿啮合区，受力较大、点蚀常发生在靠近节点的齿根面上、节点纯滚动不利于形成油膜摩擦力大）。

5. 开式齿轮传动设计的准则是（按齿根弯曲强度设计，将计算出的模数加大10-20%以考虑磨损的影响）。

三、分析简答（或作图）题（共 35 分）1.(8分)由变速电机与 V 带传动组成传动装置。

靠改变电机转速输出轴可以得到三种转速：300r/min 、 450r/min 和600r/min 。

若输出轴功率不变，带传动应按哪一种转速设计？为什么？答：应按低转速300r/min设计。

∵输出轴功率不变，∴输入轴功率P=F e V/1000也不变，转速n↓→带速v↓→带的有效拉力Fe↑：∴按低转速（即较大的F e）设计带传动不打滑，则以高转速（即较小的F e）运转时一定不会打滑；∴传递较大的F e时带的疲劳寿命满足要求，则传递较小的F e时也满足疲劳寿命要求。

2.(10分)有一同学设计闭式软齿面直齿圆柱齿轮传动:方案一其参数为：m=4mm、Z1 =20 Z2 =60，经强度计算其齿面接触疲劳强度刚好满足设计要求，但齿根弯曲应力远远小于许用应力，因而又进行了两种方案设计。

方案二为： m=2mm 、 Z1 =40 、Z2 =120 ，其齿根弯曲疲劳强度刚好满足设计要求；方案三为： m=2mm、Z1 =30、Z2 =90。

假设改进后其工作条件、载荷系数 K 、材料、热处理硬度、齿宽等条件都不变，问：1) 改进后的方案二、方案三是否可用？为什么？2) 应采用哪个方案更合理？为什么？答：1）∵中心距a I=a II=160，a III=120∴方案二可用，方案三不可用∵a I=a II=160、其工作条件、载荷系数K、材料、热处理硬度、齿宽等条件都不变，∴齿面接触疲劳强度不变；同时方案二m=2mm齿根弯曲疲劳强度刚好满足设计要求，∴方案二可用。

∵a III=120∠a I=160，∴方案三齿面接触疲劳强度不满足。

2）应采用方案二更合理∵在满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的条件下，采用较多的齿数z→重合度εα↑→传动平稳性↑；采用较小的模数m→d a↓齿坯小节省材料、h a↓齿面滑动小磨损小、轮齿小齿槽小金属切削量小，刀具寿命长。

3．（8分）根据液体润滑一维雷诺方程∂p/∂x=6ηv(h-h0)/h3，试分析图中四种摩擦副，在摩擦面间哪些摩擦副不能形成油膜压力，为什么？（ v 为上平板的速度、下平板静止；油有一定的粘度。

）答：图a)：∵h=c，h-h0=0，∴∂p/∂x=0，不能形成压力油膜；图b)：∵h2<h0，∂p/∂x<0，始终只能形成负压，不能形成正压力油膜；图c)：∵在h1—h0之间∂p/∂x>0；在h0—h2之间∂p/∂x<0；可以形成收敛性的油楔，形成动压油膜；图d)：∵v=0，∂p/∂x=0，不能形成压力油膜。

4．（9分）图示为一起升机构传动简图。

已知：电机轴转向（图中n1），重物Q的运行方向（图中v）。

试确定：1). 蜗杆螺旋线的旋向（绘入图中）；2). 分别画出锥齿轮、蜗杆蜗轮在啮合点处圆周力 F t、轴向力 F a的方向。

四、计算题（共 30 分）1、(8分)某轴受弯曲稳定变应力作用,σmax=250MPa 、σmin=-50MPa。

已知轴的材料为合金钢，该材料的σ-1=450MPa、σ0=700MPa、σs=800MPa，综合影响系数 Kσ=2.0，寿命系数 K N=1.2, 试:1）绘制该零件的简化疲劳极限应力图 ;2）分别用图解法和解析法计算此轴的安全系数。

比例尺： 10MPa/1mm解：∵σa=（σmax-σmin/2=150MPa,σm=（σmax+ σmin）/2=100MPa,∴工作应力点 M(100,150)∵Ψσ=（2σ-1-σ0)/σ0=0.285∴A(0,K Nσ-1/Kσ)→A(0,270) ∴D(K Nσ0/2,K Nσ0/2Kσ)→D(420,210);C(σS,0)→(800,0) 作出零件的极限应力图ADGC、零件工作应力点M，得到极限应力点M′图解法得：sσ=OM'/OM=1.653解析法得：sσ=K Nσ-1/(Kσσa+Ψσσm)=1.6432.(12分) 图示为一压力容器盖螺栓组联接, 已知容器内径 D=250mm，内装具有一定压强的液体，沿凸缘圆周均匀布置12个M16（d1=13.835mm）的普通螺栓，螺栓材料的许用应力[σ]=180MPa，螺栓的相对刚度 C b /(C b +C m)=0.5 。

按紧密性要求，残余预紧力 F1=1.8F ， F 为螺栓的轴向工作载荷。

1）、试计算该螺栓组联接允许容器内液体的最大压强p max= ？此时螺栓所需的预紧力F0= ？2）、试用螺栓受力变形图定性说明若保持预紧力F0，载荷F和被联接件的刚度C m不变，将螺栓刚度C b减小后，此螺栓联接静强度和紧密性的变化。

解：1）∵4*1.3F2/(πd12)≤[σ]，∴F2≤πd12[σ]/5.2=20815N∵F2=F+1.8F=2.8F，∴F=F2/2.8=7434N∵F∑=12F=89207N,∴P max=F∑/(πD2/4)=1.81MPa F0=F2-C b F/(C b+C m)=20815-0.5*7434=17098N2）保持预紧力F0不变减小螺栓刚度C b时，螺栓的总载荷F2将减小（静强度提高）残余预紧力F1将减小（紧密性变差）。

3.(10分)某轴选用一对 30208E 型圆锥滚子轴承支承如图示。

已知两支承上的径向力 F r1 =5000N 、 F r2 =2500N ，斜齿轮与锥齿轮作用在轴上的轴向力为F ae1=500N 、F ae2=350N，方向如图示。

轴的转速n=1000r/min载荷系数f p=1.2，温度系数f t=1。

试计算轴承的寿命 L h= ？注：30208E 轴承C r=59800N、e=0.37、F b=F r/(2Y)；当时X=1、Y=0；当F ae1/F r>e时X=0.4、Y=1.6 。

解：F d1=F r1/(2Y)=1562.5N, F d2=F r2/(2Y)=2000N ,方向如图示。

∵ F d2+F ae1=1281.3N<F d1+F ae2=1912.5N, ∴轴承2“压紧”，轴承1“放松”∴ F a1=F d1=1562.5N, F a2=F d1+F ae2-F ae1=1412.5N∵ F a1/F r1=0.31<e ∴ x=1, y=0 ∴ P1=1.2F r1=6000N∵ F a2/F r2=0.69>e ∴ x=0.4, y=1.6 ∴ P2=1.2(0.4F r1+1.6F r1)=3912N∵P2>P1, ∴ L h=106(C r/P2)(10/3)/60n=35510h得分评卷人五、结构改错题（ 10 分）指出图中的结构错误及不合理之处，并简述其理由（可在结构错误及不合理之处标上序号，然后按序号加以说明；找出10处错误即可）答：①轴太长，联轴器无法定位；②键槽应开通；③两键应在同一母线上；④加工面和非加工面应分开；⑤缺少调整垫片；⑥运动的联轴器不能和静止的轴承盖接触；⑦缺少定位轴肩；⑧缺少密封件；⑨轴承盖和轴之间应由间隙；⑩应有装配轴承的工艺轴肩；⑾键太长；⑿套筒太厚；⒀轴头长度应小于轮毂宽；⒁轴肩高度应小于轴承内圈厚的2/3；⒂无需挡圈；⒃轴太长，动静不能接触；⒄加工面和非加工面应分开；⒅⒆两轴承应正装。