机械设计作业第三期

中国地质大学（武汉）远程与继续教育学院

机械设计课程作业1（共3次作业）

学习层次：专升本涉及章节：第一章一第五章

第一章机械设计基础

1-1构件和零件有何不同？机器和机构的异同点是什么？

答：零件是制造的最小单元，构件是运动的最小单元，不同构件之间必须具有相对运动。一

个构件可以由若干个零件组成，这些零件刚性地连接在一起，机器运动时作为一个整体来运

动。

机构是由若干个构件组成的一个人为组合体，功用在于传递运动或改变运动的形式。机

器是由若干机构组成的，用来变换或传递能量、物料和信息。机器虽然类型很多，但组成机

器的常用机构类型并不多。

1-3什么是机械零件的工作能力？常用的计算准则有哪几种？

答：机械零件的工作能力是指在一定的运动、载荷和环境情况下，在预定的使用期限内，不

发生失效的安全工作限度。

衡量零件工作能力的指标称为零件的工作能力准则。常用的计算准则有：强度准则、刚

度准则、耐磨性准则、振动稳定性准则和耐热性准则等。

1-6试说明下列材料牌号的意义：

Q235,45,40Cr,65Mn,ZG230-450,HT200,ZCuSnlOPl,LC4

答：Q235：普通碳素钢，屈服点235Mpa；

45：优质碳素钢，含碳量大约0.45%;

40Cr:合金钢，含碳量0.40%左右，含Cr量1%左右；

65Mn：合金钢，含碳量0.65%左右，含Mn量1%左右；

ZG230-450:铸钢，屈服点230Mpa,抗拉强度450Mpa；

HT200：灰铸铁，抗拉强度200Mpa；

ZCuSnlOPbl：铸造锡青铜，含锡量10%左右；

LC4：超硬铝

第二章机构运动简图及平面机构自由度

2-4计算题2-4图所示（a）、（c）、（d）、（f）各机构的自由度，并指出复合钱链、局部自由

解：(a)该机构有5个活动构件，7个低副，其中6个转动副、一个移动副，没有高副，没

有复合校链、局部自由度和虚约束，所以自由度F为：

F=3n-2P「PH=3X5—2X7=1

有一个原动件，所以机构具有确定的运动。

(c)该机构有4个活动构件，4个低副均为6个转动副，2个高副，没有复合较链，在

滚子处有局部自由度，凸轮和从动件处两处接触构成虚约束，所以自由度F为：

F=3n-2PL-PH=3X4-2X4-2=2

有2个原动件，所以机构具有确定的运动。

(d)该机构有7个活动构件，9个低副，其中7个转动副，2个移动副，1个高副，C

处有复合钱链，滚子G处存在局部自由度，没有虚约束，所以自由度F为：

F=3n-2PL-PH=3X7-2X(7+2)-1=2

有2个原动件，所以机构具有确定的运动。

(f)该机构有4个活动构件，5个低副，其中3个转动副，2个移动副，1个高副，滚

子B处存在局部自由度，没有复合钱链和虚约束，所以自由度F为：

F=3n-2PL-Pn=3X4-2X(3+2)-1=1

有1个原动件，所以机构具有确定的运动。

2-5题2-5图所示为一简易冲床的初拟设计方案。设计者的思路是动力由齿轮输入，使轴

A连续回转，而固定在轴A上的凸轮2和杠杆3组成的凸轮机构使冲头4上下往复运动，以

达到冲压的目的。试绘制其机构运动简图，计算机构的自由度，并分析其运动是否确定，如

运动不确定，试提出修改措施。

解：机构运动简图如下所示：

由图可见，机构有3个活动构件，4个低副，其中3个转动副，1个移动副，1个高副,

所以自由度F为：

F=3n-2PL-PH=3X3-2X(3+1)-1=0

即机构不能运动，故修改如下：

第三章螺旋机构

3-1试比较普通螺纹与梯形螺纹有哪些主要区别？为什么普通螺纹用于连接而梯形螺纹用

于传动？

答：普通螺纹与梯形螺纹的主要区别在于牙型斜角B的不同。普通螺纹牙型斜角为30。，

梯形螺纹牙型斜角为15。。普通螺纹因牙型斜角较大，自锁性好，效率较低，故常用于连

接；梯形螺纹因牙型斜角较小，效率较高，故常用于传动。

3-5在图3-9所示的螺旋千斤顶中，若螺杆长度d=24mm,中径dz=22.5mm,导程s=3mm,牙

型角a=30°,手柄的有效长度L=200mm,螺旋副的摩擦因数f=0.1,现要举起“=12000N

的重物，需要在手柄端部施加多少作用力？其机械效率为多少？该千斤顶在重物作用下是否

会自动反转？

解：在公式/=昂xtan(2+0v)中：

3

A=arctan------=arctan=2.43°

IIt/23.14x22.5

(P、,=arctan———=arctan———=5.91°

cos/3cos15°

所以：F=Fwxtan(2+(pv)=12000xtan(2.43+5.91)=1759.3

又由T=d2/2xF=LxF'得:

x=1759.3x22-5x99N

手柄端部施加的力：F'=F

2xL2x200

tan2_*tan2.43_0的

机械效率：r1=

tan(2+(pv)tan(2.43+5.91)

由于入=2.43W%=5.91°,该千斤顶自锁，在重物作用下不会自动反转。

第四章平面连杆机构

4-6画出题4-6图所示各机构的压力角和传动角。图中标注箭头的构件为原动件。

题4-6图

(b)(c)(d)

题解4-6图

4-7题4-7图所示校链四杆机构乙二100掰九(-200mm,13=300掰加，若要获得曲柄摇

杆机构，试问机架长度4的范围是多少？

解：曲柄摇杆机构最短杆为连架杆，所以最短杆为4=100加加，分两种情况讨论:

(1)若最长杆为4=300加私，则由杆长条件：

乙+，3V，2+，4，得

/4>100+300-200=200mm,贝ij200mm</4<300mm

(2)若4为最长杆，则由杆长条件：

/1+V，2+，3，得

/4<200+300-100=400mm,贝ij300mm</4<400mm

综合得：200加加</4<400mm

第五章凸轮机构及间歇运动机构

5-2四种基本运动规律各有何特点？各适用与何种场合？什么是刚性冲击和柔性冲击？

答：（1）等速运动规律：推杆在运动开始和终了的瞬时，因速度突变，推杆的加速度及由此

产生的惯性力在理论上将出现瞬时的无穷大。实际上由于材料具有弹性，加速度和惯性力不

会达到无穷大，但仍非常大，从而产生强烈的冲击。因此，等速运动规律只适用于低速、轻

载的场合。

理论上无穷大的惯性力产生的冲击，称为刚性冲击。

（2）等加速等减速运动规律：在行程的起始点、中点和终点，推杆的加速度和惯性力

有有限值的突变，引起的冲击也较为平缓。因此，适用于中速、低速的场合。

有限值的惯性力产生的冲击，成为柔性冲击。

（3）余弦加速度运动规律：在行程的起始点和终点，推杆的加速度和惯性力也存在突

变，一般适用于中速场合。

（4）正弦加速度运动规律：推杆的加速度和惯性力没有突变，适用与高速场合。

5-3何谓凸轮机构的反转法设计？它对于凸轮廓线的设计有何意义？

答：凸轮机构的反转法设计是凸轮轮廓线设计的基本方法。为了绘制凸轮轮廓线，需要凸轮

相对固定。设凸轮以角速度3绕轴心转动，假设给整个凸轮机构加上一个公共角速度-3绕

凸轮轴心回转。根据相对运动原理，这时凸轮与推杆之间的相对运动关系并未改变，但是凸

轮“固定不动”，而推杆一方面随导路以角速度绕凸轮轴心转动，另一方面相对于导路做

预期的往复移动。由于推杆顶和凸轮轮廓线始终接触，因此推杆顶在这种复合运动中所描绘

的轨迹就是凸轮的轮廓曲线。这种设计凸轮轮廓线的方法称为反转法。

5-10写出题5-10图所示凸轮机构的名称，并在图中作出（或指出）：1）基圆r。，2）理论

廓线；3）实际廓线；4）行程h；5）图示位置从动件的位移量s；6）从动件与凸轮上A点

接触时的压力角。

实际廓线

理论廓线

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机械设计课程作业2（共3次作业）

学习层次：专升本涉及章节：第六章——第八章

第六章齿轮传动

6-1对于定传动比的齿轮传动，其齿廓曲线应满足的条件是什么？

答：过齿廓啮合点的公法线与两齿轮的连心线交于一定点。

6-2节圆与分度圆，啮合角与压力角有什么区别？

答：分度圆是对一个齿轮而言，在齿顶和齿根之间有标准模数和标准压力角的圆；节圆是对

一对啮合齿轮而言，过节点相切的两个圆。一对标准标准安装时，节圆和分度圆重合，分度

圆相切，否则分度圆不相切。

压力角是对一个齿轮而言，法线压力方向与速度方向的夹角；啮合角是一对齿轮啮合

时，啮合线与节圆公切线之间的夹角。啮合角在数值上等于分度圆上的压力角。

6-5一对标准直齿轮的中心距a=160mm,齿数Zi=24,Z2=56O试求模数和两轮的分度圆直径。

,m(Z,+Z,)/曰2a2x160.

解:由a=--------------，得：m=------------=----------mm=4mm

2(Z；+Z2)24+56

所以分度圆直径为:

矶=mZ1=4x24mm=96mm=mZ2=4x56mm=224mm

6-10一单级直齿轮减速器，已知Zi=25,Zz=73,bi=72mm,b2=70mm,m=4mm,ni=720r/min,齿轮

材料的[oJ=580Mpa,[o„]2=540Mpa,[oF]1=280Mpa,[oF]2=240Mpa„齿轮单向转动，载荷

平稳。试计算该传动所允许传递的功率。

解：由齿面接触疲劳强度的计算公式：

KT1

dx>76.6J2-»^,得：

42乂匕gj"

~[76.6JK(〃+l)

而：dx=mZj=4x25mm=100mm,u=ZJZx=73/25=2.92

▼d=b/d[=70/100=0.07

因[。]较小，[。]取[。1,因单向转动,载荷平稳，K取1.4。

所以：

1,匕/册也(100、0.7x5402x2.92

；XN•mm=241639.5N•mm

-76.6K(M+1)’76.6,1.4x(2.92+1)

由齿根弯曲强度得计算公式m21.2631K",得:

尢4皿］

，二)3.匕Z—

1一11.26，KYF,

而[^F11]2—=60.15Affa,所以选取叵上计算，则:

而———=66.5MPa

^FS\4.21YFS23.99YFSZ

T.<(4>x°，*/6°・15N•mm=601386.84N・mm

11.261.4

因此，按齿面接触疲劳强度的公式确定传递的功率。

=9.55x106〃得，片=(x〃]241639.5x720

由7；KW=18.2KW

%9.55X1069.55xl06

6-14题6-14所示为一双级斜齿轮传动。齿轮1的转向和螺旋线旋向如图所示，为了使轴H

上两齿轮的轴向力方向相反，试确定各齿轮的螺旋线旋向，并在啮合点处画出齿轮各分力的

方向。

题6-14图

解:

题解6-14图

6-17一对斜齿轮的齿数为Zi=21,Z?=37,法向模数5=3.5。若要求两轮的中心距a=105mm,

试求其螺旋角P。

乃"(Z1+Z?)

解:由a=得:

2cos0

/3=arccos+“2））_arccosd，义⑵+37））_arccos0.96667=14.8°

2a2x105

6-21题6-21图所示蜗杆传动中，蜗杆为主动件。试在图中标示未注明的蜗杆或蜗轮的转

向及螺旋线的旋向，在啮合点处画出蜗杆和蜗轮各分力的方向。

题6-21图

Foi0

n0

Fti0

F.e0

题解6-21图

(a)图中，蜗轮2左旋；(b)图中，蜗杆1右旋。

6-22有一阿基米德蜗杆传动，已知模数m=10mm,蜗杆分度圆直径出=90mm,蜗杆头数Zi

=2,传动比小=15.5。试计算蜗杆传动的主要几何尺寸及蜗轮的螺旋角B。

7

解：4=90由%2=-=15.5得Z2=4x15.5=2x15.5=31

Zi

d2=mZ2=10x31mm=310mm

daX=4+2h：m=(90+2x1xl0)mm=110mm

da2-d2+2h：m=(310+2x1x10)加加=330mm

d/i-dx-2(h：+c*)加=(90-2x(1+0.2)x10)mm=66mm

dfl=d2-2(h：+c*)m=(310-2x(1+0.2)xl0)mm=286mm

”j=/掰=20。〃”〃

22

cmZ10x22_2_

tanB-tany=---}-=------=—,所以B=arctan—=12.5o

49099

第七章轮系

7-7在题7-7所示的轮系中，已知各轮齿数,试计算传动比〃（大小和转向关系）。

题解7-7图

解:

ZZZ_45x30x34_

由公式7-1有:234

ZxZrZy15x15x17

由箭头知，首尾两轮转向相同。

7-8在题7-8图所示的轮系中，已知各标准圆柱齿轮的齿数为Zi=Zz=20,Z3,=28,Z&=24,北

=18,Zs=34。试计算齿轮3的齿数及传动比i150

解：由图可看出，［3=4+24，因齿轮1、2和3模数相同，则可以得出：Z3=Z,+2Z2

—(20+2x20)x24x34一.

由公式7-1有:==

Z1Z2Z3Z4，20x28x18

首尾两轮转向相反。

7-9题7-9图所示锥齿轮组成得行星轮系中，已知Zi=25,Z2=2LZ2,=32,Z3=41,

ni=960r/min,求转臂H得转速nHo

题7-9图

解：在行星轮系中，*=0。［由图示箭头知，在转化轮系中，齿轮1、3转向相反，所以:

.H__nl-nH_Z2Z3_21x41

“一/一0—〃H-Z,Z.-25x32

Jn1Z2

n,21x41.cc”

—=--------+1=2.076nH=462.4r/min

nnH25x322.076

7-11题7-11图所示为一矿井用电钻得行星轮系，已知Zi=15>Z3=45,电动机转速

ni=3000r/mino试求钻头H的转速nHo

3

七2

电h

o

机

干2

题7-n图

解：在此轮系中，齿轮3固定不动，即、=0,由公式7-2有

.H_ni_%_45_

%—下—0———了—15―

jn1

n,3000...八,•

〃=-=------r/min=75(k/mm

H44

第八章带传动及链传动

8-1带传动中的弹性滑动和打滑有何区别？对传动有何影响？影响打滑的因素有哪些？如

何避免打滑？

答：由于带的紧边与松边拉力不等，使带的两边弹性变形不等而引起的带与轮面的微量相对

滑动称为弹性滑动。当外载荷所产生的圆周力大于带与小带轮接触弧上的全部摩擦力时，弹

性滑动就转化为打滑。打滑是由过载引起的，是可以而且应该尽量避免的。

由于弹性滑动是由于紧边和松边拉力不等而引起的,而带传动是靠紧边和松边的拉力差

工作的，所以弹性滑动是带传动固有的现象，是不可避免的。弹性滑动使带传动不能保证准

确的传动比。打滑是带的失效形式，使带的磨损加剧，从动轮转速急剧降低，甚至使传动失

效。

影响打滑的主要因素有工作载荷、初始张紧力、包角和摩擦因数。减小工作载荷、增大

初始张紧力、减小小带轮包角、增加摩擦因数，可以避免打滑。

8-2带传动失效形式有哪些？其计算准则如何？计算的主要内容是什么？

答：带传动的主要失效形式有打滑和带的疲劳破坏。带传动的设计准则是：在保证带传动不

打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和实用寿命。计算的主要内容包括：带的选型、根数和

基准长度，带轮的基准直径，中心距，带的速度、小带轮包角的验算等。

8-5试分析链轮齿数过大或过小对链传动有何影响？

答：小链轮的齿数对链传动平稳性和使用寿命有较大的影响。齿数少可减小外廓尺寸，但齿

数过少，会使链传动传递的圆周力增大，多边形效应显著，传动的不均匀性和动载荷增加，

较链磨损加剧，故规定小链轮的最少齿数Zmin^l7o齿数过大，大链轮齿数将更多，这样

除增加了传动的尺寸和质量外，也易于因链条节距的伸长而发生跳齿和脱链现象，同样会缩

短链条的使用寿命。因此，通常限定大链轮最大齿数ZmaxW114。

8-9设计一由电动机驱动的普通V带减速传动，已知电动机功率P=7KW,转速

ni=1440r/min,传动比必=3,传动比允许偏差±5%,双班工作，载荷平稳。

解：(1)计算功率：

查表8-7得：KA=1.1,贝IJPCFKAP=1.1X7=7.7

(2)选择带的截型：

根据P萨7.7KW和n1=1440r/min,查图8-8,选A型带。

(3)确定带轮得基准直径Di和D2：

由图8-8和表8-3,选Di=125mm,贝%=ii2Di=3X125nim=375niin

由表8-3,375mm为标准值。

(4)验算带的速度V

昨口。阳3.14x125x1440

mis-9A2m/s

60x100060x1000

带速介于5〜25m/s之间，合适。

(5)确定中心距a和带的基准长度Ld：

初定中心距ao=5OOmm,则带的基准长度Ld为

l

Ld=2a+—(Di+D2)+"J=(2x500+—(375+125)+。乃-⑵))=1816.3mm

24a24x500mm

查表8-2,选取Ld=1800mm,则V带得实际中心距为：

Ld1800-1816.3,“cc

aQ-----------=(500H--------------------)mm=492mm

(6)验算小带轮的包角@：

a.=180°-2^=180°一一Z——Lx57.3°=180。——^57.3。=150.9。下120。(合适)

a492

(7)带的根数Z：

.J」%

一山厂(尸。+—

查表8-4、8-5、8-6、8-2得：

々=1.91,旬=0.17,Kd=0.92,坞=1.01,所以

Pca7.7

Z==3.98

(P0+AP0)KgKL(1.91+0.17)X0.92X1.01

选取带的根数Z=4根。

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机械设计课程作业3（共3次作业）

学习层次：专升本涉及章节：第九章一第十四章

第九章连接

9-5普通螺栓连接和绞制孔用螺栓连接在结构、承载原理上各有什么特点？

答：普通螺栓连接是将一端有六角头、另一端制有螺纹的螺栓，穿过被连接件的通孔，旋上

螺母，拧紧后将被连接件连成一体，螺杆与被连接件之间有间隙，螺母与被连接件之间常放

置垫片。靠螺栓拧紧后被连接件结合面之间的摩擦力来承受横向载荷。

绞制孔用螺栓连接螺杆与被连接件之间多采用基孔制过渡配合，主要通过螺杆与被连接

件之间的挤压和螺杆的剪切来承受横向载荷，可承受较大的横向载荷。

二者被连接件上均不必切制螺纹，结构简单，主要用于被连接件不太厚，并有足够拆装

空间的场合。

9-13在题9-13图所示夹紧螺栓连接中，已知螺栓数为2,螺纹为M12,螺栓的力学性能等

级为8.8级，轴径D=50mm,杠杆长L=400mm,轴与夹壳间的摩擦系数f=0.15,试求施加

于杠杆端部的作用力晶的允许值。

取半夹壳作受力分析，得预紧力与=尸/2,F为正压力。

根据轴与毂之间不滑移条件有：

KSFWL

KsFJ=2JFD/2和Fp=F/2得:Fp

26

由螺栓得力学性能等级为8.8知：[q]=64QMPa,取=1.2,查表9-1知螺栓小

径di=10.106mmo

将尸一KF—T代入1中，得

P2fDndM

[CT]xII/4xt/j2x2/xD640x11/4x10.1062x2x0.15x50

F<S=1233.4(N)

w1.3KL1.3x1,2x400

所以施加于杠杆端部的作用力“的允许值为1233.4No

9-14题9-14图所示刚性连轴器用螺栓连接，螺栓性能等级为8.8,连轴器材料为铸铁

(HT200),若传递载荷T=1500N.m。

题9-14图

1)采用4个M16的较制孔用螺栓，螺栓光杆处的直径ds=17mm,受压的最小轴向长度8=14mm,

试校核其连接强度；

(2)若采用M16的普通螺栓连接，当接合面间摩擦因数f=0.15,安装时不控制预紧力，

试确定所需螺栓数目(取偶数)。

解：1)采用绞制孔用螺栓连接

单个螺栓的工作载荷:

1500

4x155/2x107N=4838.7N

许用剪切应力：⑺=crs/Sr=64Q/2.5MPa=256MPa

因被连接件是铸铁，需要挤压应力为：[aJubb/Z.SuZSO/ZSVPanlOOA/Pa

(1)剪切强度的校核：

4F4x48377

7=—?=——^^MPa=2\.3MPa<[T],所以剪切强度足够。

nd；3.14xl72

(2)挤压强度的校核：

F48377

(ybs=——=a^MPa=20.3MP。Y后加],所以剪切强度足够

ds517x14

所以螺栓强度足够。

2)若采用普通螺栓连接

1500

总的横向载荷:155/2x10-N=19354.8%

查表9-2,取安全系数S=3,Mi][a]=o-s/S=(640/3)Affa=2\3.3MPa

K尸i1.33

把——带入b=——y中，得:

zfn/4xd；

1.3x4xK尸1.3x4x1.2x19354.8

z二=6.28

加乂片㈤0.15x3.14xl3.8352x213.3

因螺栓一般取偶数，故取所需螺栓数目z=8。

9-16试为题9-14图所示连轴器选择平键连接的尺寸并校核其强度。

解：

(1)选键的类型和确定键的尺寸

选B型普通平键，键的材料为45钢。查表9-3,由d=60mm和B=100mm,确定键的尺寸

为：键宽b=18mm,键高键长L=100mm。

(2)校核键连接的强度

轮毂(连轴器)材料为铸铁，由表9-4查得许用应力[。目=70〜80Mpa,工作长度

/=L=100mmo

根据公式9-11得

4T4x1500x103

b加=90.9(jWPa)>70〜80Mpa=[o]

dhl60x11x100bs

所以该连接强度不够。

采用两个键，两个键要按1.5个键计算强度，贝IJ：

90.9

(7■加=]§=60.6(Aff>(7)<70〜80Mpa=[obs]

所以采用两个B型平键，标记为：键B18X100GB/T1096—2003。

第十一章支承

11-1滑动轴承的摩擦状态有哪几种？有何本质区别？

答：滑动轴承的摩擦状态有干摩擦状态、边界摩擦状态、液体摩擦状态和混合摩擦状态四种。

干摩擦状态两相对运动表面没有任何介质，两表面直接接触，摩擦因数大，摩损快，摩

擦损耗功率大。边界摩擦状态在两摩擦表面上吸附有一层极薄的润滑介质，在载荷作用下，

有部分表面会直径接触，摩擦因数和磨损较大。液体摩擦状态两摩擦表面完全被润滑介质所

隔开，摩擦来自润滑液内部，所以摩擦因数和磨损很小。混合摩擦状态介于液体摩擦状态和

边界摩擦状态之间，两摩擦表面一些地方形成液体摩擦，一些地方形成边界摩擦。

11-5说明下列滚动轴承代号的意义:N208/P5,7321C,6101,30310,5207

答：N208/P5:圆柱滚子轴承，宽度系列为0系列，直径系列为2系列，内径d=40mm,5级公

差等级；

7321C：角接触球轴承，宽度系列为0,直径系列为2,内径105mll1,接触角为15°,公

差等级为0级；

6101：深沟球轴承，宽度系列为0,直径系列为1,内径为12mln,公差等级为。级；

30310：圆锥滚子轴承，宽度系列为0,直径系列为3,内径为50mm,公差等级为0级;

5207：推力球轴承，宽度系列为0,直径系列为2,内径为35mm,公差等级为。级。

11-7有一非液体径向滑动轴承，轴颈直径d=50mm,轴颈转速n=960r/min,轴瓦材料为

ZPbSbl6Cu2,宽径比为1.2,试求轴承所能承受的最大载荷。

解：由宽径比为1.2,轴径d=50mm,得轴承宽度B为：

B=l.2X50=60nun

查表11T得：[P]=15Mpa,[Pv]=10Mpa.m/s

由公式11-10=£v[P],得：

Bd

F<56?[P]=60X50X15=4500(N)

由公式11-2得：P=——得:

v191005

F^19100^=19100x60x10=n937j.

n960

4500N<11937.5N,所以轴承所能承受的最大载荷是4500N。

11-9某设备采用了一深沟球轴承，轴颈直径为35mm,转速为3000r/min,已知径向载荷为

Fr=1800N,轴向载荷为Fa=750N,预期工作寿命8000h,试选择此轴承的型号。

解：(1)初选轴承型号

根据工作条件，初选轴承为6207,查附表4,基本额定动载荷C=25500N,基本额定静

载荷C0=15200No

(2)计算当量动载荷

由Fa/Fr=750/l5200=0.049,查表1卜7,得：e=0.25

Fa/Fr=750/1800=0,42>e,查表11-7得X=0.56,Y=l.74

则轴承的当量动载荷：

P=XFr+YFa=0.56X1800+1.74x750=2313N

(3)校核基本额定动载荷

查表11-5,取fc=l,查表11-6,取fp=l.1

由公式11-6,得：

C==1.1X2313X(6。x3002x8000%=湖3T(N)A25500N

f,106106

所以选取6207不合适，需要增加强度，可以选取6307,其C=33200N,C0=19200N„

11-10根据设计要求，在某一轴上安装一对70000AC轴承(题11-10图)，已知两个轴承的

径向载荷分别为：玛尸2000N,F工=1000N,外加轴向载荷FA=880N,轴径d=40mm,转速n=

5OOOr/min,常温下运转，有中等冲击，预期寿命乂=5OOOh,试选择轴承型号。

◎FA=880N

-E=1000N甲

F,i=2000N

题11-10图

解：

(1)初选轴承型号：初选7208AC,查附表5得：C=35.2KN,Co=24.5KN„

(2)计算轴向载荷

7208AC的接触角为25°,由表H-8查得轴承的派生内部轴向力为：

吊=0.687;,=0.68x2000N=1360N

=0.6死2=0.68xl000N=680N

FS2

因为：死+a2=(880+680)N=1560NA£I

所以轴承2被压紧，轴承1被放松，则两轴承的轴向载荷为:

Fal=Fsl=1360NFa2=Fsl-FA=(1360-880)N=480N

(3)计算当量动载荷

查表11-7得：e=0.68,而

1360480

=0.68=e=0.48Ye

2000Fra1000

查表11-7可得：X]=占=1.0,X=%=0。所以当量动载荷为:

片=XxFri+YxFaX=1x2000N=2000N

P2=X2Fr2+Y2Fa2=lxl000N=1000N

(4)计算所需的基本额定动载荷C

因片A入，应以轴承1的当量动载荷々计算所需的基本额定动载荷。查表11-5得

ft=l,查表11-6得(=1.5,则由公式H-6得：

=〃(^ly/3=1§*200。x(60.5°吗*5000%N=34341NY35200N

1106106

所以所选轴承合适。

第十二章轴

12-2按受载情况分类，轴有哪几种?

答：按受载情况，轴可分为心轴、转轴和传动轴三种。心轴工作时知承受弯矩，不承受扭矩;

转轴工作时即承受弯矩又承受扭矩；传动轴工作时主要承受扭矩，不承受弯矩或承受很小的

弯矩。

12-2轴上零件的轴向、周向定位和固定各有哪几种方法？

答：轴上零件的轴向定位和固定方法有：轴肩、轴环、套筒、锁紧挡圈、圆螺母、弹性挡圈、

轴端挡圈、轴承端盖及圆锥面等。

轴向零件的周向定位和固定方法有：键、花键、型面连接、销、过盈配合和紧定螺钉等。

12-5题12-5图所示为二级斜齿轮减速器(Z1=22,Z?=77,Z3=21,Z4=78)由高速轴I输入的

功率P=40KW,转速m=590r/min,轴的材料为45钢。试按扭转强度计算三根轴的最小直径

(不考虑摩擦损失)。

解:

查表12-1,材料45钢调质，取表卜36MPa

由公式12~2

|9.55X106PJ9.55X106X40…

aJr>3-----------=i-------------------mm=

1\0.2[r]%V0.2x36x590

圆整取di=45mm。

另由公式12-2可得:

%篝=6^^"GW

所以<7n=l.518X45mm=68.3mm圆整取dn=70mm

zz

4n=1.548X70mm=108.4mm圆整取d1nnOmm

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机械设计课程综合测试］

学习层次：专升本时间：90分钟

选择题

1.对于双摇杆机构，最短构件与最长构件长度之和―J大于其它两构件长度之和。

A.一定B.不一定C.一定不

2.四杆机构处于死点位置时，机构的压力角B。

A.为0°B.为90°C.与构件尺寸有关

3.对于滚子从动件盘形凸轮机构，滚子半径A理论轮廓曲线外凸部分的最小曲率半径。

A.必须小于B.必须大于C.可以等于

4.设计键联接时，平键的截面尺寸（bXh）是按照」从标准中选取的。

A轴上转矩C轴的转速

C轴的直径D轮毅长度

5.带传动工作时产生弹性滑动是因为D。

A带的预紧力不够B带和带轮间摩擦力不够

C带绕过带轮时有离心力D带的紧边和松边拉力不等

6.在圆柱齿轮传动中，常使小齿轮齿宽略大于大齿轮齿宽，原因是C。

A提高小齿轮齿面接触强度B提高小齿轮齿根弯曲强度

C补偿安装误差，保证全齿宽接触D减少小齿轮载荷分布不均

7.传动轴所受的载荷是D。

A只受弯矩不受转矩B只受转矩不受弯矩

C既受转矩又受弯矩D主要受转矩

8.在蜗杆传动中，引入蜗杆直径系数q的目的在于C。

A.有利于蜗杆尺寸参数的计算B.有利于采用标准模数

C.有利于加工蜗轮的刀具标准化D.易于实现中心距标准化

二.判断题

1.双摇杆机构一定不存在整转副。（错）

2.轴肩用于轴上零件的周向定位和固定。（错）

3.基圆越小渐开线越弯曲。（对）

4对齿轮材料的要求是齿面和齿芯都要硬。（错）

5.行星轮系中必须有一个中心轮是固定不动的。（错）

6.螺纹的小径一般称为螺纹的公称直径。（错）

7.渐开线齿轮传动的啮合角等于节圆上的压力角（对）

三、填空题（14分）

1.机构具有确定运动的条件机构的自由度等于原动件的数目且大于一。

2.内螺纹的公称直径是螺纹牙根所在处假象圆柱体的直径。

3.螺旋副的自锁条件是升角小于当量摩擦角。

4.一对渐开线直齿圆柱齿轮正确啮合条件是使两轮的模数和压力角分别相等。

5对闭式齿轮传动，若其中至少有一齿轮为硬度小于350HBS的软齿面，要按齿面接触疲

劳强度的设计公式确定齿轮的主要尺寸;若为一对硬齿面齿轮，则按齿根弯曲疲劳强度

的设计公式确定齿轮的主要尺寸。

6.普通平健连接，当采用双键时，两键应在周向相隔180度。

7.两个互相配合的螺纹，它们的旋向一定相同-

8.斜齿轮在法面上具有标准模数和标准压力角。

四.计算和国图题（56分）

1.图4-1所示传动系统中，1为蜗杆，2为蜗轮，3和4为斜齿圆柱齿轮，5和6为直齿

锥齿轮。若蜗杆主动，要求输出齿轮6的回转方向如图所示。若要使II、III轴上所受轴向力

互相抵消一部分，说明蜗杆、蜗轮及斜齿轮3和4的螺旋线方向及I、II、III轴的回转方向

（在图中标示），以及II、III轴上各轮啮合点处受力方向（在图中画出）。

解4-1

2.计算图4-2所示机构的自由度。若该机构有复合较链、局部自由度或虚约束，请指出。

解：n=4PL=3+2=5PH=1

F=3n—2PL—PH=3X4—2义5—1X1=1

原动件个数为1，所以机构具有确定的运动。

构件4与机架5构成虚约束，滚子6处具有局部自由度，没有复合较链。

3.图4-3所示轮系中,Zi=20,Z2=40,Z2-50,Z3=60,n户口3=100转/分，假设m与重

转向相反，求IIH的大小及转向。

图4-3

JHnuZZ40x60

解：诺=-—-=23=——=2.4

13Z,Z20x50

n,J~nHn1Z

假设m方向为正，则ii3为负，所以

100—nH

———-------=2.4所以nH=-243,与5转向相反。

—io。一““

4.图4-4所示刚性联轴器中，螺栓孔分布直径D=160mm,其传递扭矩T=1200N・m,若用四

个M12的钱制孔螺栓链接，已知螺栓材料[工]=92MPa,[6P]=120MPa,螺栓光杆处直径

d=13mm,杆孔尺寸hl=15mm,h2=20mm,试校核螺栓联接的强度。

h2

图4-4

解：由T=4《2得:

2

1200=3.75xl()3

2D2xl60xl03

校核挤压强度条件:

F_3.75xl03

s=\92<[(y]=nQMPa

dh13x15p

校核剪切强度条件:

4勺4x3.75x103

=28.3Y[r]=92MPa

7id2m^-xl32xl

所以螺栓强度足够。

5.在斜齿圆柱齿轮减速器的输出轴上安装有一对70000AC角接触球轴承（FS=0.7FR）。已

知FR产3500N,FR2=1800N,斜齿圆柱齿轮的轴向力FLIOOON,求图中的装配方案，轴承I、

轴承n所受轴向力%,%分别为多大？（io分）

解：Fsl=0.7品=0.7x3500=2450V

月2=S7FRZ=0.7xl800=1260N

Fsl，Fs2方向如上图所示

FA+Fa=2450+1000=3450>Fs2=12607V

£I=£I=2450N(放松端)工2=凡+工=3450N（压紧端）

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机械设计课程综合测试2

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—.选择题（16分）

1.齿轮的渐开线形状取决于它的C直径。