机械设计 计算题
《机械设计》习题库(计算题点讲)
西南科技大学《机械设计》习题库四、计算题1、图示，螺栓刚度为c 1，被联接件刚度为c 2，已知c 2＝8c 1，预紧力F ＇＝1000N ，轴向工作载荷F ＝1100N 。
试求；⑴螺栓所受的总拉力F 0；⑵被联接件中的剩余预紧力F ” 。
F FF ＇F ＇2、图示，为一对正安装的圆锥滚子轴承。
已知：作用在轴上的外载荷为M =450kN ·mm ，F R =3000N ，F A =1000N ，方向如图所示。
试求：⑴在插图二上，标出两轴承所受的派生轴向力S 1 和S 2的方向；⑵求出派生轴向力S 1 和S 2的大小； ⑶计算轴承所受的实际轴向力A 1和A 2。
（提示：派生轴向力S 与轴承所受的径向支反力R 的关系为：S =0.25R ）【要点：受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接F c c c F F 211'0++=F c c c F F 212'"+-= 或者F 0=F +F ”→F ”】【要点：⑴ S 的方向图示：由轴承外圈的厚边指向薄边。
⑵ 计算轴承支反力：R 1＝(300F R + M )/900 ；R 2＝F R －R 1 计算派生轴向力：S 1＝S 2＝0.25R 1＝375N ⑶ 判断压紧端和放松端，确定轴承所受的实际轴向力】12S 12S题4-2图答案3、夹紧联接如插图一所示，已知夹紧联接柄承受载荷Q ＝600N ，螺栓个数Z ＝2，联接柄长度L ＝300mm ，轴直径d ＝60mm ，夹紧结合面摩擦系数f ＝0.15，螺栓的许用拉应力[σ]＝58.97MPa 。
试求； ⑴计算所需要的预紧力F ’⑵确定螺栓的直径（提示：“粗牙普通螺纹基本尺寸”见表）表 粗牙普通螺纹基本尺寸（GB196-81） mm4、如图所示,某轴用一对反装的7211AC 轴承所支承,已知作用在轴上的径向外载荷F R =3000N, 作用在轴上的轴向外载荷F A =500N,方向如图所示。
机械设计基础-计算题
如图所示的行星 轮机构，为了受 力均衡，采用了 两个对称布置的 行星轮2及2’，
例题1 计算机构的自由度 复合铰链有几处？ 1处
5
4 3
② ④
①
局部自由度有几处？ 虚约束有几处？ 2处
机构由几个构件组成 5个 活动构件有 4个
2③
低副有
4个
高副有
2个
1
F = 3n–2PL–PH
= 3× 4 – 2×4 – 2 =2
机车驱动轮
A
M
B
N
O1
O3
若计入虚约束，则机构
自由度数就会：减少
（4）构件中对传递运动不起独立作用的对称部分的 约束称为虚约束。
虚约束对运动虽不起作用但
可以增加构件的刚性或使构件受 力均衡，因此在实际机械中并不 少见。但虚约束要求制造精度较 高，若误差太大，不能满足某些 特殊几何要求会变成真约束.
① 1m法
式中，m表示外啮合次数
i15
1 5
(1)3
z2 z3z4 z5 z1z2 z3 z4
z3z4 z5 z1z3 z4
“－”表示首、末两轮转向相反
②画箭头法
具体步骤如下：在图上 用箭头依传动顺序逐一标出 各轮转向，若首、末两轮方 向相反，则在传动比计算结 果中加上“－”号。
2．轮系中所有各齿轮的几何轴线不是都平行， 但首、末两轮的轴线互相平行
用标注箭头法确定
i14
1 4
z2 z3 z4 z1z2 z3
3. 轮系中首、末两轮几何轴线不平行 ②
如下图所示为一空
n8
间定轴轮系，当各轮齿数
及首轮的转向已知时，可
求出其传动比大小和标出
各轮的转向，即：
机械设计计算题
1、（14分）图示为手动铰车中所采用的蜗杆传动。
已知m =8mm ，d 1=80mm ，z 1=1，i =40，卷筒的直径D =250mm ，试计算：（1）欲使重物上升1m ，应转动蜗杆的转数；（2）设蜗杆和蜗轮间的当量摩擦系数为0.18，检验该蜗杆传动是否满足自锁条件；（3）设重物重Q =5kN ，通过手柄转臂施加的力F =100N ，手柄转臂的长度l 的最小值 (不计轴承效率) 。
解：（1）重物上升1m 时，卷筒转动圈数：N 2=1000/πD=1000÷(250x3.14)=1.27蜗杆转动圈数为：N 1=i N 2=40x1.27=50.96(圈) （4分） （2）蜗杆直径系数q=d 1/m=80÷8=10导程角：γ=arctan1z q=arctan 18=7.125o当量摩擦角：ϕv =arctanf v = arctan0.18=10.204o因为：γ〈ϕv所以 蜗杆传动满足自锁条件（4分）（3）蜗杆传动的啮合效率：1tan tan 7.1250.401tan()tan(7.12510.204)oo o v γηγϕ===++2110.6250.039400.401T T kN m i η===⨯ 则:10.0390.390.1T l m F === （6 分）题图3-1250.1250.625T kN m =⨯=∙2、(13分)如图3-2所示的手摇起重绞车采用蜗杆传动。
巳知模数m＝8mm，蜗杆头数z1＝1，蜗杆分度圆直径d1＝80mm，蜗轮齿数z2＝40，卷筒直径D＝200mm，蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数f V＝0.03，轴承和卷简中的摩擦损失等于6％，问：(1)欲使重物W上升1m,手柄应转多少转?并在图上标出手柄的转动方向。
(2)若重物W＝5000N，手摇手柄时施加的力F＝100N，手柄转臂的长度L应是多少?[解] (1) i=z2/z1＝40设重物上升1m，手柄应转x转，则手柄的转动方向ω示于图中3.图示双级斜齿圆柱齿轮减速器，高速级：m n =2 mm ，z 1=22，z 2 =95，︒=20n α，a =120，齿轮1为右旋；低速级：m n = 3 mm ，z 3 =25，z 4=79，︒=20n α，a =160。
机械设计基础简答题计算题(附答案)
1、一对正常齿标准直齿圆柱齿轮传动。
小齿轮因遗失需配制。
已测得大齿轮的齿顶圆直径,4082mm d a =齿数1002=Z ，压力角︒=20α，两轴的中心距mm a 310=，试确定小齿轮的：①模数m 、齿数1Z ；②计算分度圆直径1d ； ③齿顶圆直径1a d ④基节b P 。
解：（1）模数m 与1z （6分）m h z d a a )2(22*+=将mm d a 4082=，2z ＝100带入解得：m=4 )(21)(212121mz mz d d a +=+=将m=4，2z ＝100，a=310mm 带入求得：551=z（2）分度圆直径：mm mz d 22055411=⨯== （3分）（3）齿顶圆直径：11(2)(552)4228a a d z h m mm *=+=+⨯=（3分）（4）基节：mm m p p b 8.1120cos 414.3cos cos =⨯⨯=== απα（3分）2、V 带传动传递的功率P=7.5kW ，平均带速v=10m/s ，紧边拉力是松边拉力的两倍（F 1=2F 2）。
试求紧边拉力F 1，有效圆周力Fe 和预紧力F 0。
解：有效圆周力：N v P Fe 750105.710001000=⨯== （2分） 紧边拉力：N F F F F F Fe 1500115.0121=⇒-=-= （4分） 预紧力：N F F F F F 1125)15.01(21)21(210=+=+= （4分） 3、如图所示轮系中，已知各齿轮齿数为：13520z z z ===，24640z z z ===，7z =100。
求传动比17i ，并判断 1ω 和7ω 是同向还是反向？解、图中1、2、3、4轮为一定轴轮系（1分）。
4、5、6、7轴构成一周转轮系（1分）。
所以： 212414413(1)4n z z i n z z ==-=（4分） 周转轮系中，6为系杆（1分） 所以：56757756(1)5H H H n n z z i n n z z -==-=--（4分） 2314657又因为4H n n =，15n n =（1分）联立方程可以得到：117710n i n ==（2分）1ω与7ω方向相同（1分）5、在下图所示铰链四杆机构中，各杆的长度分别为： l AB = 25 mm , l BC = 55 mm , l CD = 40 mm , l AD = 50 mm , AD 为机架。
机械设计试题_计算题
计算题（共33题）一、平面机构运动简图和自由度（11题）1、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度F=3n-2P l-P H=3×7-2×9-1×2=1 ∵F＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴机构运动确定。
2、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度F=3n-2P l-P H=3×7-2×9-1=2∵F＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴机构运动确定。
3、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度F=3n-2P l-P H=3×5-2×7=1第1页，共22页第2页，共22页∵ F ＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴ 机构运动确定。
4、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×4-2×5-1=1∵ F ＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴ 机构运动确定。
5、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×3-2×3-2=1∵ F ＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴ 机构运动确定。
第3页，共22页6、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3 ∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
7、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×5-2×7=1∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
8答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×8-2×11-1=1∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
第4页，共22页9、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×4-2×4-2=2∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
机械设计计算题
1、如图所示，某轴由一对7209 AC 轴承支承，轴承采用面对面安装形式。
已知两轴承径向载荷分别为F r1=3000N ，F r2=4000N ，轴上作用有轴向外载荷A=1800N 。
载荷平稳，在室温下工作，转速n=1000r/min 。
该轴承额定动载荷C=29800N ，内部轴向力S=0.4Fr ，e=0.68，当量动载荷系数如下表所示。
试计算此对轴承的使用寿命。
（9分）答：内部轴向力方向如图所示 （2分），S 1=0.4F r1=1200N (0.5分) S 2=0.4F r2=1600N (0.5分) 因为A+S 1>S 2 故 F a1=S 1=1200N (1分)F a2=S 1+A=3000N (1分)比较两轴承受力，只需校核轴承2。
F a2/F r2=0.75>e (1分) P=XF r2+YF a2=0.41*4000+0.87*3000=4250N (1分)5.5240)(601036==P C nL h (2分)2．图c 所示为一托架，20kN 的载荷作用在托架宽度方向的对称线上，用四个螺栓将托架连接在一钢制横梁上，螺栓的相对刚度为0.3，螺栓组连接采用普通螺栓连接形式，假设被连接件都不会被压溃，试计算: 1) 该螺栓组连接的接合面不出现间隙所需的螺栓预紧力F´ 至少应大于多少？（接合面的抗弯剖面模量W=12.71×106mm 3）（7分）2）若受力最大螺栓处接合面间的残余预紧力F´´ 要保证6956N ， 计算该螺栓所需预紧力F ´ 、所受的总拉力F0。
（3分）1）（1）、螺栓组联接受力分析：将托架受力 情况分解成下图所示的受轴向载荷Q 和受倾覆力矩M 的两种基本螺栓组连接情况分别考虑。
（2分）（2）计算受力最大螺栓的工作载荷F ：（1分） Q 使每个螺栓所受的轴向载荷均等，为)(50004200001N Z Q F ===倾覆力矩M 使左侧两个螺栓工作拉力减小；使右侧两个螺栓工作拉力增加，其值为：)(41.65935.22745.22710626412max2N l Ml F i i =⨯⨯⨯==∑=显然，轴线右侧两个螺栓所受轴向工作载荷最大，均为： )(41.1159321N F F F=+=（3）根据接合面间不出现间隙条件确定螺栓所需的预紧力F ’：（4分）预紧力F ’的大小应保证接合面在轴线右侧不能出现间隙，即： 2）若F ’’ =6956N ，则：（3分）3、简述蜗杆传动的正确啮合条件。
机械设计基础常见计算题及详细答案
4
5 × 10 6 = 350 × 9 = 584MPa 4 5 × 10 5 × 10 6 = 350 × 9 = 452MPa 5 5 × 10
6
取σ -1,5×104 = σ s = 550MPa
σ −1,5×10
5
σ −1,5×10 = σ −1,5×10 = 350MPa
接触疲劳强度的校核公式 接触疲劳强度的校核公式
接触疲劳强度的设计公式 接触疲劳强度的设计公式
2 KT 1 u ± 1 Z H Z E 3 d1 ≥ ⋅ u [σ ]H φd d1 ≥ 3
2
σ H = ZE ⋅ ZH
KFt u ± 1 ⋅ ≤ [σ H ] bd1 u
Z E 2 Z 2 H KFt u ±1 d1 = ⋅ u • 1 2 b [σ H ] a = 100 × ( 600 ) = 225 mm 400
7
2
3-19 某零件如图所示，材料的强度极限 某零件如图所示， σB=650MPa，表面精车，不进行强化处理。 ，表面精车，不进行强化处理。 试确定Ι-Ι截面处的弯曲疲劳极限的综合影响 试确定 截面处的弯曲疲劳极限的综合影响 系数K 和剪切疲劳极限的综合影响系数K 系数 σ和剪切疲劳极限的综合影响系数 τ。
0 d d 2 d d1 D 400 200 350 = 0 = 0 = = = = 1.4 d d 2 d d1 D 280 140 250
10
解： 运动学的角度来看三种方案都可以提高生产率 仅从运动学的角度来看三种方案都可以提高生产率， 仅从运动学的角度来看三种方案都可以提高生产率，而且 提高的幅度是相同的。 提高的幅度是相同的。
1、作图法 (比例尺 、 比例尺) 比例尺
机械设计考试题及答案套
机械设计考试题及答案套Standardization of sany group #QS8QHH-HHGX8Q8-GNHHJ8-HHMHGN#《机械设计》课程试题一、填空题(每空1分共31分)1、当一零件受脉动循环变应力时，则其平均应力是其最大应力的50%2、三角形螺纹的牙型角α＝ 60 ，适用于联接螺纹，而梯形螺纹的牙型角α＝ 30 ，适用于传动螺纹。
3、螺纹连接防松，按其防松原理可分为摩擦力防松、机械防松和永久防松。
4、带传动在工作过程中，带内所受的应力有离心拉应力、紧松边产生的的拉应力和弯曲应力，最大应力发生在紧边刚进入小带轮处。
5、链传动设计时，链条节数应选偶数(奇数、偶数)。
链轮齿数应选奇数；速度较高时，链节距应选小些。
6、根据齿轮设计准则，软齿面闭式齿轮传动一般按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核；硬齿面闭式齿轮传动一般按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校核。
7、在变速齿轮传动中，若大、小齿轮材料相同，但硬度不同，则两齿轮工作中产生的齿面接触应力相同，材料的许用接触应力不同，工作中产生的齿根弯曲应力不同，材料的许用弯曲应力不同。
8、蜗杆传动的总效率包括啮合效率η、轴承效率和搅油1= 搅油，影响蜗杆传动总效率的主要因效率。
其中啮合效率η1素是啮合效率。
9、轴按受载荷的性质不同，分为转轴、传动轴、心轴。
10、滚动轴承接触角越大，承受轴向载荷的能力也越大。
二、单项选择题(每选项1分,共11分)1、循环特性r=－1的变应力是 A 应力。
A．对称循环变 B、脉动循环变 C．非对称循环变 D．静2、在受轴向变载荷作用的紧螺柱连接中，为提高螺栓的疲劳强度，可采取的措施是( B )。
A、增大螺栓刚度Cb，减小被连接件刚度Cm B．减小Cb．增大Cm C．增大Cb和Cm D．减小Cb和Cm3、在螺栓连接设计中，若被连接件为铸件，则往往在螺栓孔处做沉头座孔．其目的是( A )。
A避免螺栓受附加弯曲应力作用 B．便于安装C．为安置防松装置4、选取V带型号，主要取决于 D 。
机械设计计算题（附答案）
1、一压力容器盖螺栓组连接如图所示，已知容器内径D=250mm D=250mm，，内装具有一定压强的液体，沿凸缘圆周均匀分布12个M16M16（（1d ＝13.835mm 13.835mm））的普通螺栓，螺栓材料的许用拉应力[]180MPa s =，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：计算每个螺栓允许的最大总拉力：212[].........................24 1.320815.............................1d F N s p =´=分分2、 计算容器内液体最大压强计算容器内液体最大压强212max max 2.8........................1208157434.....................12.8/4............................1121.82..............................1aF F F F F N D F p p MP p =+=====分分分分 2、下图所示为一对角接触球轴承支承的轴系，轴承正安装（面对面），已知两个轴承的径向载荷分别为1R F =2000N =2000N，，2R F = 4000N = 4000N，轴，轴上作用的轴向外加载荷X F =1000N, =1000N,轴承内部附加轴向力轴承内部附加轴向力SF 的计算为S F =0.7R F ，当轴承的轴向载荷与径向载荷之比ARF F ＞e 时，时，X= X= 0.410.41，，Y= 0.87Y= 0.87，当，当AR F F ≤e ，X=1X=1，，Y= 0Y= 0，，e = 0.68e = 0.68，载荷系数，载荷系数f p = 1.0= 1.0，，试计算：试计算：（1）两个轴承的轴向载荷F A1、F A2； （2）两个轴承的当量动载荷P 1、P 2。
机械设计计算题
1） 活 动 构 件 数 n=5 ， 低 副 数 P L =7 ， 高 副 数 P H =0 ， 因 此 自 由度 数 F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 C 为复合铰链2） 活 动 构 件 数 n=5 ， 低 副 数 P L =7 ， 高 副 数 P H =0 因 此 自 由 度数 F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 F 、G 为同一个移动副，存在一个虚约束。
2．在图示锥齿轮组成的行星轮系中，各齿轮数 Z 1 20，Z 2=27，Z 2'=45， Z 340 ，已知齿轮 1的转速 n 1=330r/min ，试求转臂 H 的转速 n H （大小与方向 ）。
1）判断转化轮系齿轮的转动方由画箭头法可知，齿轮33）计算转臂 H 的转速 n H330 n H 27 40 0 n H 20 453301 6转臂 H 的转动方向与齿轮 1 相同。
n H5H n 1nH Z 2 Z 3 13Z 1 Z 2'n3nH代入n 1 330, n 3 0及各轮齿数1 与齿轮 3 的转动方向相反。
2）转化轮系传动比关系式n H 150r /min3．有一轴用一对 46309 轴承支承，轴承的基本额定动负载C r=48.1kN ，内部轴向力S=0.7Fr ，已知轴上承力F R =2500N，F A =1600N，轴的转速 n=960r/min ，尺寸如图所示。
若取载荷系数f p=1.2 ，试计算轴承的使用寿命。
r1SS1Fe F a/F r ≤ e F a/F r > eX Y X Y0.7 1 0 0.41 0.85由力矩平衡F r2×200- F R× 300+ F A× 40=0F r2= (F R×300- F A×40)/200=(2500 ×3000-1600 × 40)/200=3430NF r1= F r2- F R=3430-2500=930N( 2)计算轴向负荷内部轴向力S1=0.7 F r1=0.7 × 930=651N； S2=0.7 F r2=0.7 ×3430=2401N由 S1+ F A< S2 ，可知轴承 1 为“压紧”轴承，故有 F a1= S2- F A=2401-1600=801NF a2= S 2 =2401N(3)计算当量动负荷轴承 1： F a1/ F r1=801/930=0.86>e ；取 X＝0.41，Y＝0.87P1=f p (X F r1+Y F a1)=1.2 × (0.41 × 930+0.87 × 801)=1294N轴承 2： F a2/ F r2=0.7=e ；取 X=1,Y=0P2=f p ×F r2 =1.2 ×3430=4116N∵ P 2> P 1 ∴ 取 P=P2=4116N 计算轴承寿命。
《机械设计》习题库(计算题点讲)
西南科技大学《机械设计》习题库四、计算题1、图示，螺栓刚度为c 1，被联接件刚度为c 2，已知c 2＝8c 1，预紧力F ＇＝1000N ，轴向工作载荷F ＝1100N 。
试求；⑴螺栓所受的总拉力F 0；⑵被联接件中的剩余预紧力F ” 。
F FF ＇F ＇2、图示，为一对正安装的圆锥滚子轴承。
已知：作用在轴上的外载荷为M =450kN ·mm ，F R =3000N ，F A =1000N ，方向如图所示。
试求：⑴在插图二上，标出两轴承所受的派生轴向力S 1 和S 2的方向；⑵求出派生轴向力S 1 和S 2的大小； ⑶计算轴承所受的实际轴向力A 1和A 2。
（提示：派生轴向力S 与轴承所受的径向支反力R 的关系为：S =0.25R ）【要点：受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接F c c c F F 211'0++=F c c c F F 212'"+-= 或者F 0=F +F ”→F ”】12S 12S题4-2图答案3、夹紧联接如插图一所示，已知夹紧联接柄承受载荷Q ＝600N ，螺栓个数Z ＝2，联接柄长度L ＝300mm ，轴直径d ＝60mm ，夹紧结合面摩擦系数f ＝0.15，螺栓的许用拉应力[σ]＝58.97MPa 。
试求； ⑴计算所需要的预紧力F ’⑵确定螺栓的直径（提示：“粗牙普通螺纹基本尺寸”见表）表 粗牙普通螺纹基本尺寸（GB196-81） mm4、如图所示,某轴用一对反装的7211AC 轴承所支承,已知作用在轴上的径向外载荷F R =3000N, 作用在轴上的轴向外载荷F A =500N,方向如图所示。
载荷系数f p =1.2。
试求:⑴安装轴承处的轴颈直径是多少？⑵标出两轴承各自的派生轴向力S 1、S 2的方向。
⑶计算出两轴承各自的派生轴向力S 1、S 2的大小。
⑷计算出两轴承所受的实际轴向力A 1、A 2的大小。
⑸两轴承各自所受的当量动负荷P 1、P 2的大小。
机械设计基础计算试习题
机械设计基础计算试习题机械设计基础计算试题一、单项选择题(本大题共20小题，每小题2分，共40分)在每小题列出的四个备选项中只有一个是符合题目要求的，请将其代码填写在题后的括号内。
错选、多选或未选均无分。
1.机器中各制造单元称为( )A.零件B.构件C.机件D.部件2.在平面机构中，每增加一个高副将引入( )A.0个约束B.1个约束C.2个约束D.3个约束3.铰链四杆机构的死点位置发生在( )A.从动作与连杆共线位置B.从动件与机架共线位置C.主动件与连杆共线位置D.主动件与机架共线位置4.在铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆长度之和小于其它两杆长度之和，则要获得双摇杆机构，机架应取( )A.最短杆B.最短杆的相邻杆C.最短杆的对面杆D.无论哪个杆5.凸轮机构的从动件选用等加速等减速运动规律时，其从动件的运动( )A.将产生刚性冲击B.将产生柔性冲击C.没有冲击D.既有刚性冲击又有柔性冲击6.在单圆销的平面槽轮机构中，当圆销所在构件作单向连续转动时，槽轮的运动通常为( )A.双向往复摆动B.单向间歇转动C.单向连续转动D.双向间歇摆动7.当两个被联接件均不太厚，便于加工通孔时，常采用( )A.螺栓联接B.螺钉联接C.双头螺栓联接D.紧定螺钉联接8.普通平键传递扭矩是靠键的( )A.顶面B.底面C.侧面D.端面9.V带传动工作时，与带轮轮槽接触的是带的( )A.底面B.顶面C.两侧面D.底面和两侧面10.一对渐开线标准圆柱齿轮要正确啮合，一定相等的是( )A.直径B.宽度C.齿数D.模数11.高速重载齿轮传动中，当散热条件不良时，齿轮的主要失效形式是( )A.轮齿疲劳折断B.齿面疲劳点蚀C.齿面磨损D.齿面胶合12.一对双向运转的齿轮传动，工作时在轮齿根部所受的弯曲应力变化特征可简化为( )A.对称循环变应力B.脉动循环变应力C.静应力D.无规律变应力13.对比较重要的蜗杆传动，最为理想的配对材料组合是( )A.钢和铸铁B.钢和青铜C.钢和铝合金D.钢和钢14.在蜗杆传动中，当其它条件相同时，减少蜗杆头数，则传动效率( )A.提高B.降低C.保持不变D.或者提高，或者降低15.在下列联轴器中，属于刚性联轴器的是( )A.万向联轴器B.齿式联轴器C.弹性柱销联轴器D.凸缘联轴器16.按承受载荷的性质分类，双万向联轴器的中间轴属于( )A.传动轴B.心轴C.转轴D.钢丝软轴17.高速、重载下工作的重要滑动轴承，其轴瓦材料宜选用( )A.锡基轴承合金B.铸锡青铜C.铸铝铁青铜D.耐磨铸铁18.一向心角接触球轴承，内径85mm，正常宽度，直径系列3，公称接触角15°，公差等级为6级，游隙组别为2，其代号为( )A.7317B/P62B.7317AC/P6/C2C.7317C/P6/C2D.7317C/P6219.角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向承载能力随公称接触角α的减小而( )A.增大B.减小C.不变D.增大或减小随轴承型号而定20.回转件动平衡条件是分布在回转件上的各个偏心质量的( )A.离心惯性力合力为零B.离心惯性力的合力矩为零C.离心惯性力合力及合力矩均为零D.离心惯性力的合力及合力矩均不为零二、填空题(本大题共10小题，每小题1分，共10分)请在每小题的空格中填上正确答案。
机械设计基础计算题部分答案
四、计算图示机构的自由度（若图中含有复合铰链、局部自由度和虚约束等情况时，应具体指出）。
（每题5分）1、F=3n-2P L-P H=3×4-2×5-1=1 E、F之一为虚约束2、F=3n-2P L-P H=3×7-2×10-0=13、F=3n-2P L-P H=3×7-2×9-2=1 B是局部自由度，E是复合铰链F=3n-2P L-P H=3×5-2×7-0=1 E是虚约束5、F=3n-2P L-P H=3×6-2×8-1=1 D是局部自由度，E、F之一是虚约束6、F=3n-2P L-P H=3×7-2×9-1=2 A是局部自由度，J、K之一是虚约束F=3n-2P L-P H=3×4-2×5-1=1 B是局部自由度8、F=3n-2P L-P H=3×5-2×7-0=19、F=3n-2P L-P H=3×7-2×9-1=2F是局部自由度，E、E’之一是虚约束F=3n-2P L-P H=3×5-2×7-0=1 最上两移动副之一是虚约束11、某车间技术改造需要选配一对标准直齿圆柱齿轮，已知主动轴的转速n1=400r/min，需要从动轴转速n2=100r/min，两轮中心距a=100mm，齿数z1≥17，试确定这对齿轮的模数和齿数以及各齿轮的齿顶圆、分度圆尺寸。
（10分题）解：i=n1/n2=400÷100=4所以z2=4z1因 a=m(z1+z2)/2=5mz1/2=100又因z1≥17，所以mz1=40所以取m=2，z1=20，则z2=80d1=mz1=2×20=40mm，da1=m(z1+2)=2×(20+2)=44mmd2=mz2=2×80=160mm，da2=m(z2+2)=2×(80+2)=164mm已知z1=z2=z3’=z4=20,又齿轮1、3、3’、5在同一轴线上，均为标准齿轮传动，n1=1440r/min。
机械设计典型计算题
蜗杆传动1．图示传动中，蜗杆传动为标准传动：m =5mm ，d 1z 1=3(右旋)，z 2＝40；标准斜齿轮传动：m n z 3=20，z 4=50，要求使轴II 不计摩擦，蜗杆主动，试求： 1）斜齿轮3、4的螺旋线方向。
2）螺旋角β的大小。
解：1）斜齿轮3为右旋，斜齿轮4为左旋。
2）F F T d a2t1==211F F T d Td a3t3===tan tan tan βββ223323T T i 211=η，d m z 33=n cos β因为 a2a3F F =，所以n 221123T d T m z =⋅tan cos ββ，T d T m z 1123=sin βn sin .βη=⋅==⨯⨯⨯=T T m z d m z d i 1231311520504031015n nβ=︒=︒'''862683737.2．试分析图示二级蜗杆传动，已知蜗轮4螺旋线方向为右旋，轴I 为输入轴，轴III 为输出轴，转向如图示，为使轴Ⅱ、Ⅲ上传动件的轴向力能相抵消，试在图中画出：1）各蜗杆和蜗轮齿的螺旋线方向。
2）轴I 、II 的转向。
3、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转向如图所示（向右），为使轴Ⅱ、Ⅲ上传动件的轴向力能相抵消，试在图上画出各轮的转动方向、螺解：4m=10，mm d 901=，z 1=1，z 2=63，D =400mm 蜗轮间当量摩擦系数f '=0.16失），起重时作用于手柄之力F ＝200N 1）蜗杆分度圆导程角γ，此机构是否自锁？23）起重、落重时蜗杆受力方向4示），重物的重量为W 。
1）γ==⨯=︒=︒'''arctanarctan .mz d 11101906340262025=N 60867. N1、答案：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；2）装轴承段应无键槽；3）轴肩太高，不便拆卸；4）应无轴环，齿轮无法从右装入，改为套筒固定，或齿轮用过盈配合实现轴向固定；3）联轴器与端盖应不接触，轴应有定位台肩；4）此处应加工成阶梯轴；5）缺调整垫片；6）轴的台肩应在轴套内；7）轮毂挖槽太宽（此处轮毂不太宽，不必挖槽）；刚度145tan=︒=ck，由图知预紧力N4000＝F。
机械设计计算题[精华]
![机械设计计算题[精华]](https://img.taocdn.com/s3/m/1785c107cd7931b765ce0508763231126fdb7743.png)
2、第五章：螺纹连接的强度计算（1）例题； （2）仅受横向载荷作用的螺纹连接。
例：如图示的方形盖板用四个M16的螺钉与箱体相联接，盖板中心O 点装有吊环，已知F Q ＝20kN ，尺寸如图示。
要求：1）当取剩余预紧力F″=0.6F （F 为工作拉力）、螺钉材料的性能等级为6.6级，装配不控制预紧力时，校核螺钉的强度；2）由于制造误差，吊环由O 点移至对角线上O′点，且OO′＝52mm ，问哪个螺栓的受力最大？并校核其强度。
解：1）在F Q 作用，每个螺栓所受的轴向力（工作拉力）为：F=F Q /4=20/4=5kN单个螺栓所受的总拉力等于工作拉力与残余预紧力之和F 2=F ″+F=0.6F+F=1.6F=1.6×5=8kN=8000N由已知条件知，屈服极限为σs =360MPa ，查表得安全系数S=4，d 1=14.9 mm[σ]= σs /4=360/4=90MPa22211.3 1.3800059.6714.944ca F d σππ⨯===⨯MPa ≤[σ]强度满足要求2）当移到O ’点后，螺栓组增加一倾覆力矩M 作用，其大小为：M=FQ×OO’=20⨯= m N在倾覆力矩作用下，左上方被压紧，1螺栓杆拉力减小；右下方被放松，3螺栓杆拉力增大，工作拉力最大。
在倾覆力矩作用下，3所受的拉力为：331M F R ===kN=1000N 螺栓3所受的工作拉力合力为：33500010006000F F F ∑=+=+= N螺栓杆所受的总拉力为：'"233330.6 1.69600F F F F F F ∑∑∑∑=+=+== N'22211.3 1.3960071.614.944ca F dσππ⨯===⨯ MPa ≤[σ]强度满足要求3、第八章带传动：（1）计算带的紧边、松边拉力（公式：8-3、8-4）；（2）图示为一带传动，标出主动轮转向，求：1）在图中标出带的紧边、松边；2）最大应力发生在何处，写出最大应力表达式；3）什么是带的弹性滑动，它与打滑有何区别？例 已知一V 带传动，传递功率P=10kW 带速v ＝12.5m/s ，现测得张紧力F 0=700N 。
机械设计典型计算题
蜗杆传动1．图示传动中，蜗杆传动为标准传动：m =5mm ，d 1=50mm ，z 1=3(右旋)，z 2＝40；标准斜齿轮传动：m n =5mm ，z 3=20，z 4=50，要求使轴II不计摩擦，蜗杆主动，试求： 1）斜齿轮3、4的螺旋线方向。
2）螺旋角β的大小。
解：1）斜齿轮3为右旋，斜齿轮4为左旋。
2）F F T d a2t1==211F F T d Td a3t3===tan tan tan βββ223323T T i 211=η，d m z 33=n cos β因为 a2a3F F =，所以n 221123T d T m z =⋅tan cos ββ，T d T m z 1123=sin βn sin .βη=⋅==⨯⨯⨯=T T m z d m z d i 1231311520504031015n nβ=︒=︒'''862683737.2．试分析图示二级蜗杆传动，已知蜗轮4螺旋线方向为右旋，轴I 为输入轴，轴III 为输出轴，转向如图示，为使轴Ⅱ、Ⅲ上传动件的轴向力能相抵消，试在图中画出：1）各蜗杆和蜗轮齿的螺旋线方向。
2）轴I 、II 的转向。
3、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转向如图所示（向右），为使轴Ⅱ、Ⅲ上传动件的轴向力能相抵消，试在图上画出各轮的转动方向、螺旋线方向及轴向力方向。
4．图示为一开式蜗杆传动手动绞车机构。
已知：m=10，mm d 901=，z 1=1，z 2=63，D =400mm 。
蜗杆蜗轮间当量摩擦系数f '=0.16（不计轴承摩擦损失），起重时作用于手柄之力F ＝200N 。
求： 1）蜗杆分度圆导程角γ，此机构是否自锁？23）起重、落重时蜗杆受力方向4示），重物的重量为W 。
W F d D F d D ===⨯⨯=t2a1N 2238646631040060867.. F F r1a1N ==︒=tan .tan .α368462014067轴系1、指出图示轴系的结构错误，齿轮采用油润滑，1、答案：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；2）装轴承段应无键槽；3）轴肩太高，不便拆卸；4）应无轴环，齿轮无法从右装入，改为套筒固定，或齿轮用过盈配合实现轴向固定；5）应有键槽，周向固定；6）此处应加工成阶梯轴；7）端盖不应与轴接触；8）端盖密封槽形状应为梯形；9）平键顶部与轮毂槽间应有间隙；10）联轴器无轴向固定，且与端盖间隙太小，易接触；4）此处应加工成阶梯轴；5）缺调整垫片；6）轴的台肩应在轴套内；7）轮毂挖槽太宽（此处轮毂不太宽，不必挖槽）；8）箱体台肩应去掉；9）轴台肩太高，不便于装拆；10）一个轴上的两个键槽应在同一轴线上。
机械设计基础公式计算例题
一、计算图所示振动式输送机的自由度。
解：原动构件1绕A 轴转动、通过相互铰接的运动构件2、3、4带动滑块5作往复直线移动。
构件2、3和4在C 处构成复合铰链。
此机构共有5个运动构件、6个转动副、1个移动副，即n ＝5，l p ＝7，h p ＝0。
则该机构的自由度为F =h lp p n --23=07253-⨯-⨯=1二、在图所示的铰链四杆机构中，设分别以a 、b 、c 、d 表示机构中各构件的长度，且设a ＜d 。
如果构件AB 为曲柄，则AB 能绕轴A 相对机架作整周转动。
为此构件AB 能占据与构件AD 拉直共线和重叠共线的两个位置B A '及B A ''。
由图可见，为了使构件AB 能够转至位置B A '，显然各构件的长度关系应满足c bd a +≤+ （3-1）为了使构件AB 能够转至位置B A ''，各构件的长度关系应满足c ad b +-≤)(或b a d c +-≤)(即c db a +≤+ （3-2）或b d c a +≤+ （3-3）将式(3-1)、(3-2)、(3-3)分别两两相加，则得 同理，当设a ＞d 时，亦可得出得c d≤b d ≤a d ≤分析以上诸式，即可得出铰链四杆机构有曲柄的条件为：（1）连架杆和机架中必有一杆是最短杆。
（2）最短杆与最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。
上述两个条件必须同时满足，否则机构中便不可能存在曲柄，因而只能是双摇杆机构。
通常可用以下方法来判别铰链四杆机构的基本类型： （1）若机构满足杆长之和条件，则： ① 以最短杆为机架时，可得双曲柄机构。
② 以最短杆的邻边为机架时，可得曲柄摇杆机构。
③ 以最短杆的对边为机架时，可得双摇杆机构。
（2）若机构不满足杆长之和条件则只能获得双摇杆机构。
三、 k =12v v =121221t C C t C C =21t t =21ϕϕ=θθ-︒+︒180180即k =θθ-︒+︒180180 θ=11180+-︒k k式中k 称为急回机构的行程速度变化系数。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
（1） 活动构件数n=5，低副数 P L =7，高副数P H =0 ，因此自由度数F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 C 为复合铰链（2） 活动构件数n=5，低副数 P L =7，高副数P H =0 因此自由度数F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 F 、G 为同一个移动副，存在一个虚约束。
2．在图示锥齿轮组成的行星轮系中，各齿轮数120Z =，Z 2=27，Z 2’=45，340Z =，已知齿轮1的转速1n =330r/min ，试求转臂H 的转速n H (大小与方向)。
（1）判断转化轮系齿轮的转动方由画箭头法可知，齿轮1与齿轮3的转动方向相反。
（2）转化轮系传动比关系式'21323113Z Z Z Z n n n n i H HH⋅⋅-=--=（3）计算转臂H 的转速H n 。
代入13330,0n n ==及各轮齿数 330274002045330615150/minH H H H n n n n r -⨯=--⨯-+=-=转臂H 的转动方向与齿轮1相同。
2’2133．有一轴用一对46309轴承支承，轴承的基本额定动负载r C =48.1kN ，内部轴向力S=0.7Fr ，已知轴上承力R F =2500N ，A F =1600N ，轴的转速n=960r/min ，尺寸如图所示。
若取载荷系数p f =1.2，试计算轴承的使用寿命。
1）计算径向负荷F A F r1S 2 F RS 1F r2由力矩平衡 F r2×200- F R ×300+ F A ×40=0F r2= (F R ×300- F A ×40)/200=(2500×3000-1600×40)/200=3430N F r1= F r2- F R =3430-2500=930N （2）计算轴向负荷 内部轴向力S 1=0.7 F r1=0.7×930=651N ；S 2=0.7 F r2=0.7×3430=2401N由S 1+ F A < S 2 ，可知轴承1为“压紧”轴承，故有F a1= S 2- F A =2401-1600=801N F a2= S 2=2401N （3）计算当量动负荷轴承1：F a1/ F r1=801/930=0.86>e ；取X ＝0.41，Y ＝0.87 P 1=f p (X F r1+Y F a1)=1.2×(0.41×930+0.87×801)=1294N 轴承2：F a2/ F r2=0.7=e ；取X=1,Y=0 P 2=f p ×F r2=1.2×3430=4116N∵ P 2> P 1 ∴ 取P=P 2=4116N 计算轴承寿命。
（4）计算轴承寿命L h =(106/60n)( C t /P)ε= 〔106 /(60×960)〕×(48.1×103/4116)ε=27706heF a /F r ≤eF a /F r ＞eXY X Y 0.710.410.85此轴承组合设计有以下四个方面的错误：（1） 转动件与静止件接触：轴与轴盖；套筒与轴承外圈 （2） 轴上零件未定位、未固定：筒顶不住齿轮（过定位）；卡圈不需要 （3） 工艺不合理：加工：精加工面过长且加工不方便；联轴器孔未打通；箱体加工面与非加工面没有分开 安装：轴肩过高，无法拆卸轴承；键过长，套筒无法装入 调整：无垫片，无法调整轴承游隙润滑与密封：齿轮用油润滑，轴承用脂润滑而挡油盘；缺缺密封件、、如图所示的轮系中，已知z 1 =z 2 =z 4 =z 5 =20，z 3 =z 6 =60，齿轮1的转速n 1=1440(r/min),求齿轮6的转速（大小及方向）（方向用箭头表示）。
其转动比为 12i =61n n =(-1)2920206060416354265321===X X z z z z z z z z z z z z)min (160914401216r i n n ===轮6转向轮1同。
已知一正常齿制的标准直齿圆柱齿轮，齿数z 1=20，模数m = 2mm ，拟将该齿轮作某外啮合传动的主动齿轮，现须配一从动齿轮，要求传动比i =3.5，试计算从动齿轮的几何尺寸及两轮的中心距。
（20分）解：根据给定的传动比i ，可计算从动轮的齿数z 2 = i z 1 =3.5× 20 = 70已知齿轮的齿数z 2及模数m ，由表5-2所列公式可以计算从动轮各部分尺寸。
分度圆直径 d 2 = m z 2 = 2×70 = 140 mm齿顶圆直径 d a2 = (z 2 + 2h a *) m = (70+2×1)2=144 mm齿根圆直径 d f = (z 2 - 2h a *- 2c *) m = (70-2×1-2×0.25)2=135mm 全齿高 h =(2h a *+c *)m = ( 2×1 + 0.25) 2= 4.5 mm 中心距 90)7020(22)(22a 2121=+=+=+=z z m d d mm1． 请说明平面机构速度瞬心的概念，并简述三心定理。
答：瞬心是指互相作平面相对运动的两构件在任一瞬时，其相对速度为0的重合点，或者是绝对速度相等的重合点。
（3分）三心定理：作平面运动的三个构件共有三个瞬心（1.5分），它们位于同一直线上（1.5分）。
2． 简述闭式齿轮传动的设计准则答：1）对于软齿面闭式齿轮传动，通常先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度(2）对于硬齿面闭式齿轮传动，通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。
3． 平键连接的工作原理是什么？主要失效形式有哪些?平键的截面尺寸bxh 是如何确定的? 答：平键的工作面为两侧面，工作时靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩。
主要失效形式是工作面的压溃和键的剪断。
)截面尺寸根据轴径d 由标准查出。
4． 简述形成流体动压油膜的必要条件。
答：形成动压油膜的必要条件是：1）相对运动表面之间必须形成收敛形间隙；2）要有一定的相对运动速度，并使润滑油从大口流入，从小口流出；3）间隙间要充满具有一定粘度的润滑油。
1．（8分） 如图示螺栓联接的受力－变形图。
若保证残余预紧力"F 的大小等于其预紧力F ’的一半。
求该联接所能承受的最大工作载荷和螺栓所受的总拉力，并在图中标出各力。
解：在受力－变形图中标出残余预紧力、预紧力及工作载荷，由图中几何关系可知螺栓连接最大工作载荷为: F=F ’ 螺栓所受的总拉力为："3'5.1'""0F F F F F F F ==+=+=2． 计算图中所示机构的自由度数，若该机构存在局部自由度、复合铰链、虚约束等请在图中指明。
答： 活动构件数：n=7高副数：PL=9 低副数：PH=1 F=3n-2PL-PH=2 F 处存在局部自由度（1分），E 处或E ’处存在虚约束，C 处存在复合铰链。
4. 如图所示轮系中，若已知各轮齿数1z =2z =4z =5z =20，3z =40，6z =60，求H i 1 的大小, 并说明轮1与转臂H 的转向相同还是相反。
解：此轮系为混合轮系，其中定轴轮系传动比：22040122112====z z n n i 周转轮系的转化轮系传动比：42080)1(355225-=-=-=--=z z n n n n i H H H由于05=n ，故：42-=--H H n n n 得：52=H n n 故：10522212121-=⨯-=⋅==HH H n nn n i i i轮1与转臂H 转向相反FFFF３４ １５Ｈ ２试分析图示齿轮轴轴系结构上的结构错误，在图中编号并指出错误原因。
轴承采用脂润滑。
位置1、两轴承类型一致，角接触轴承应成对使用；位置2、旋转件和静止件接触；位置3、齿轮安装轴段的长度应小于齿轮宽度；位置4、无键槽；位置5、联轴器轴段无轴向定位，应设计成阶梯轴；位置6、与轴承内圈配合轴段太长，应设计成阶梯轴；位置7、机箱体应加凸台以减小加工面积；位置8、应加调整垫片；位置9、键槽孔太长；位置10、缺甩油环；位置11、轴肩太高，轴承内圈无法拆卸；位置12、无密封。
15.螺纹联接的防松方法，按工作原理来分可分为哪几种？要求每一种举一例。
15.答：摩擦防松，如用对顶螺母，弹簧垫圈，自琐螺母等。
机械防松，如开口销与六角开槽螺母，止动垫圈，串联钢丝等。
其它防松，如铆冲，胶粘等16.什么是滚动轴承的基本额定寿命和基本额定动载荷？16.答：按一组轴承中10％的轴承发生点蚀失效，而90％的轴承不发生点蚀失效前轴承内外圈的相对转数（以106为单位）或工作小时数作为轴承的寿命，并把这个寿命叫做基本额定寿命。
滚动轴承基本额定动载荷，就是使轴承的基本额定寿命恰好为106转时，轴承所能承受的载荷。
17.试解释带传动中弹性滑动和打滑现象。
弹性滑动和打滑会引起什么后果？二者都可以避免吗？17.答：带传动的弹性滑动与打滑的主要区别是弹性滑动是局部滑动，会引起传动比不准,是不可避免的；打滑是全面滑动，将是带的磨损加剧，从动轮的转速急剧降低，甚至使传动失效，这种情况应当避免18.答: 铰链四杆机构的基本型式有三种:曲柄摇杆机构;双曲柄机构; 双摇杆机构 19.仅承受扭矩的轴叫转轴。
转轴→传动轴20.下图为某深沟球轴承的载荷P 与寿命L 的关系曲线，试求： 1）此轴承的基本额定动载荷C ；C ＝45000NL n C P C Ch ==⨯=166701667010000116670 h 3()(.)ε 2）若轴承当量动载荷P＝0.1C ，轴承转速n =1000r/min ，轴承寿命L h 为多少？21.有一滑动轴承，其轴颈直径d =100mm ，B /d =1.4，[p ]＝8MPa ，[V ]=3 m/s ，[pV ]=15MPa .m/s ，转速n =500r/min ，问此轴承允许最大工作载荷为多少？B d ==⨯=1414100140 mm ..；[]F dB p ==⨯⨯=1001408112000 NV dn =⨯=⨯⨯⨯=ππ/().601000100500601000262m /s ；[]pV p ==⨯15262.所以p ==152625725 MPa ..由此得F =⨯⨯=572510014080150.N 所以，允许最大工作载荷为80150N 。
22.如图所示用两个M10（小径d 18=.376mm ，中径d 29026=.mm ，）的螺钉固定一牵引钩。