2010年機械設計期末考試題

tags: 機械設計    時間:2014-03-07 11:36:49
2010年機械設計期末考試題簡介
2010年機械設計期考試題: 一、簡答題(15分、每小題5分) 1.試述機械零件的主要設計準則。 答:機械零件的主要設計準則有: 1.靜強度準則,即s£[s],……
2010年機械設計期末考試題正文

2010年機械設計期考試題:

一、簡答題(15分、每小題5分)

1.試述機械零件的主要設計準則。

答:機械零件的主要設計準則有:

1.靜強度準則,即s£[s],或t£[t]

2.疲勞強度準則,即

3.摩擦學設計準則。

4.其他準則:(1)剛度準則;y£[y] q£[q] j£[j]2)可靠性準則。

2機械零件設計中常用的第一、三、四這三種強度理論各適用於哪類材料?這些強度理論各用以計算什麼量的最大值

答:

1.最大主應力理論(第一強度理論)。該理論認為,危險狀態的折斷都是由於單元體上最大拉應力(即主應力s1)引起的,其他斜面上的應力對破壞沒有影響。根據實踐,這隻適用於脆性材料(例如灰鑄鐵)的強度理論。脆性材料的抗壓縮能力一般遠大於抗拉伸能力,即壓縮強度極限遠大於拉伸強度極限。故當已知零件危險剖面上的主應力s1s2s3時,按此理論所得的拉伸或彎曲計算應力為: sca=s1 sb=|s3| ,取兩式中絕對值較大的一個。

2.最大剪應力理論(第三強度理論)。該理論認為危險狀態的屈服是由於單元體中最大的剪應力引起的,其他斜面上的剪應力對屈服沒有影響。它適用於塑性材料(例如鋼材)的強度理論。當己知零件危險剖面上的主應力s1s2s3時,計算應力為:sca=s1-s3

3.統計平均剪應力理論(第四強度理論,又稱最大形變能理論)。該理論認為雖然最大剪應力是危險狀態材料屈服的主要原因,但其他斜面上的剪應力也對屈服有影響,所以應該用一個既反映主要因素、又考慮次要因素的物理量來表示材料的屈服強度,這個量叫做統計平均剪應力。它同樣適用於塑性材料的強度理論。

3.摩擦學設計時常採用條件性計算來限定機械零件的的磨損,請寫出三個主要的條件性計算準則公式,並分別簡要解釋它們的含義。

答:耐磨性是指作相對運動零件的工作表面抵抗磨損的能力。由於目前對磨損的計算尚無可靠、定量的計算方法,因此常採用條件性計算,主要是驗算壓強p不超過許用值,以保證工作面不致產生過度磨損;另外,驗算壓強和速度乘積pV值不超過許用值,以限制單位接觸表面上單位時間內產生的摩擦功不致過大,可防止發生膠合破壞。有時還需驗算工作速度V。這些準則可寫成:p£ [p] MPa pv £ [pv] MPa×m/sv£ [v] m/s 式中p工作表面的壓強MPa[p]材料的許用壓強MPav工作速度m/s[pv]pv的許用值MPa×m/s[v]v的許用值m/s

二、標準件選用與設計(15分,每小題3分)

1.請按國標GB/T 27-1988標註出以下螺栓:公稱直徑d=14mm,長L=80mm,細牙螺距p=1mmA型雙頭螺柱。

螺栓AM14X1X100 GB/T 27-1988

2.請按國標GB/T 1096-1979分別標註出以下兩種鍵:1b=18 mmh=11 mmL=120 mm圓頭普通平鍵(A型);2) b=18 mmh=11 mmL=150 mm方頭普通平鍵(B型)。

答:1) 鍵18X120 GB/T 1096-1979

2)鍵B18X150 GB/T 1096-1979

3.請按國標GB/T 117-2000標註出以下圓錐銷:d=12mmL=150 mm,材料為35號鋼,熱處理硬度為HRC28~38,不經表面處理。

答:銷12X150 GB/T 117-2000

4.請分別指出代號為6318/P372911B23230/C3的三種軸承的類型、尺寸系列、內徑、結構、公差和游隙的組別。

16318/P3:內徑為90mm03尺寸系列的深溝球軸承,3級公差,正常結構,0組游隙;

272911B:內徑為55mm29尺寸系列的角接觸球軸承,0級公差,接觸角40°0級游隙;

323230/C3:內徑150mm32尺寸系列的調心滾子軸承,0級公差,正常結構,2組游隙;

5.根據以下所給出的幾種典型機械零件的代號,請分別指出它們的公稱尺寸。

1)帶:A2500 GB/T 11544-1997

2)鏈:10A2100 GB/T12431997(註:10A鏈節距為15.875mm

3)聯軸器:YL6聯軸器  GB/5843-1986

1)基準長度為2500mm的普通AV帶;

2A系列、節距15.875mm2排、100節的滾子鏈;

3)主動端為J型軸孔,A型鍵槽,d=35mmL=70mm;從動端為J1型軸孔,B型鍵槽,d=32mmL=60mm的凸緣聯軸器;

三、問答題(10分)

液體滑動軸承摩擦副的不同狀態如下圖所示。請問:哪些狀態符合形成動壓潤滑條件?哪些狀態不符合形成動壓潤滑條件?為什麼?

  V   V

 V  V

(a) (b) (c) (d)

題三圖

答:如題三圖所示中(a(d)圖狀態符合形成動壓潤滑條件,因為如圖示的相對運動方向可以形成收斂油楔;相反,(b(c) 兩圖的狀態不可能形成動壓潤滑,因為這樣的相對運動方向只能形成發散型油楔。

四、分析題(10分)

如下圖所示為二級蝸桿傳動,已知蝸桿3的螺旋線方向為右旋,蝸輪4的轉向如圖所示,軸I為輸入軸,試求:

1)軸I和軸Ⅱ的轉向

2)全部的蝸輪、蝸桿的螺旋線方向

3)蝸輪2和蝸桿3所受各分力的方向

(註: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製立柱上的托架。己知載荷P7000N,其作用線與垂直線的夾角a=45°,底板高h400mm,寬b200mm。試由不滑移條件確定最合適螺栓直徑。(15分)

說明:本題計算中可能用到的公式和數據如下

1)表面不滑移條件下的預緊力公式:

其中:取f=0.3;取C1(C1+ C2)=0.2,則C2(C1+ C2)=1-0.2=0.8;取Kf=1.2PHPV分別是整個零件所受的水平分力和垂直分力。

2)螺栓材料為Q235,強度級別4.6,其屈服應力為sS=240MPa

3)安全係數取S4.2

4M12普通粗牙螺紋d1=10.106M14普通粗牙螺紋d1=11.835M16普通粗牙螺紋材d1=13.835

題五圖 托架底板螺栓組聯接

解:本例是受橫向、軸向載荷和翻轉力矩的螺栓組聯接,此時一般採用受拉普通螺栓計算。聯接的失效除可能螺栓被拉斷外,還可能出現支架沿接合面滑移,以及在翻轉力矩作用下,接合面的上邊可能離縫,下邊可能被壓潰。計算方法有兩種:一種是按不離縫條件預選F,從而求出FF0,再確定螺栓直徑,然後驗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FF0,再確定螺栓直徑,然後驗算不離縫不壓潰等條件。本例按后一種方法計算。

1.受力分析

1)計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力矩:

    軸向力 N

    橫向力  N

    翻轉力矩 N×mm

    (2)計算單個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

在翻轉力矩M的作用下,底板有繞OO軸順時針翻轉的趨勢,則OO軸上邊的螺栓受拉載入,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緊力F

在橫向力PH的作用下,底板接合面可能產生滑移。翻轉力矩M的影響一般不考慮,因為在M的作用下,底板一邊的壓力雖然增大,但另一邊的壓力卻以同樣程度減小。考慮軸向力產生的拉應力對預緊力的影響,參照式(4-19)和(4-7),可以列出底板不滑移的條件為

從而預緊力為

按已知條件,f=0.3C1(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

N

2.按拉伸強度條件確定螺栓直徑

已知螺栓材料為強度級別4.6Q235sS=240MPa。在不控制預緊力的情況下,螺栓的安全係數與其直徑有關,這時要採用“試演算法”來確定螺栓直徑:設螺栓的公稱直徑dM6M16範圍內且接近M16,已知S4.2,則許用應力

MPa

則,螺栓危險截面直徑為

mm

所以,選用M16粗牙普通螺紋。

六、試設計某帶式輸送機中的V帶傳動。已知電動機額定功率P=3.5kW,轉速n1=1440rpm,傳動比i=4.0,單班制。工況係數KA=1.1、主動輪基準直徑D1³80mm、選AV帶的基準長度Ld=1600mm。要求計算的內容包括:大帶輪直徑、帶速和包角驗算、帶的根數、預緊力和壓軸力。(15分)

說明:本題計算中可能用到的公式有:

1.帶長與中心距關係公式:,提示:當只有a0為未知量時,可將不同的a0代入式中,使等式近似成立的a0即為解(帶長度精確到1)。

2.包角公式:

3.帶根數計算公式:,其中Pca為計算功率、單根V帶傳遞功率P0=1.02kW、功率增量DP0=0.17kWKa=0.98KL=0.99

4.預緊力計算公式:,其中v為帶速m/s

[]

1.確定計算功率Pca

已知工作情況係數KA=1.1,故

2.確定大帶輪直徑

已知主動輪基準直徑D1=80mm。計算從動輪基準直徑D2

 mm

D2=320mm

3.驗算帶速

 m/s, 帶的速度合適。

4.確定傳動中心距

已知帶的基準長度Ld=1600mm。設a0=500mm

計算實際中心距a

5.驗算主動輪上的包角a1

主動輪上的包角合適。

6.計算V帶的根數z

已知n1=1440rpmD1=80mmi=4.0 P0=1.02kW,DP0=0.17kWKa=0.98KL=0.9,則

z=4根。

7.計算預緊力F0

已知q=0.10kg/m,則

8.計算作用在軸上的壓軸力Q

 N

解畢。

七、某齒輪軸由一對30212E軸承支承,其徑向載荷分別為Fr1=4500NFr2=3400N,作用於軸上的軸向外載荷FA=1400N其方向如圖所示,取載荷係數ƒP=1.2。試計算兩軸承的當量動負荷P1=?,P2=?,並判斷哪個軸承壽命短些。10

註:已經30212E軸承的有關參數如下:Cr=59250 Ne=0.35X=0.4Y=1.7

題七圖

解:(1)先計算軸承III的軸向力FaIFaII

因為

所以

N

    (2)計算軸承12的當量動載荷

故徑向當量動載荷為

因為,PI <PII所以軸承II壽命短些。

解畢。

八、結構設計改錯題(本題10分)

下圖為斜齒輪、軸、軸承組合結構圖。齒輪用油潤滑,軸承用油脂潤滑,請指出該軸繫結構設計中的錯誤。要求:

1. 在圖中用序號標註設計錯誤處;

2. 在圖下方的空白處標註序號,按序號列出錯誤,並提出修改建議;

3. 不必在圖中直接改正。

題八圖

答:

1)聯軸器的鍵1應採用C型鍵聯接,同時,鍵的布置應與齒輪軸段處的鍵在同一母線上;

2)軸承端蓋與軸之間應有間隙並設計密封件;

3)左邊軸承軸段與軸承端蓋軸段之間應設計一個階梯,不應為同一直徑軸,以便於軸承安裝;

4)左軸承端蓋與軸承座間應有墊片;

5)左端軸承內圈厚度應略高於軸環厚度;

6)齒輪寬度應略短於相應軸段長度1-2mm

7)齒輪軸上的鍵長應短於軸段長度;

8)右端軸承內圈厚度應略高於軸環厚度;

9)、右軸承端蓋與軸承座間應有墊片;

 

 

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