机械设计复习.docx
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机械设计复习
一、提高螺栓联接强度的措施有哪些？
1、降低影响螺栓疲劳强度的应力幅2、改善螺纹牙上载荷分布不均的现象3、减小应力集中的影响4、采用合理的制造工艺
二、试述动压滑动润滑的基本条件
1、两摩擦面有足够的相对运动速度2、润滑剂有适当的粘度，供油充分3、相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙
三、轴上零件的轴向定位和周向定位有哪些类型，至少分别说出3种以上
1、轴向定位：
轴间定位套、轴用卡套、紧定螺钉2、周向定位：
键连接、圆锥销连接、成型连接、过盈配合
四、何谓滚动轴承的基本额定寿命？
何谓滚动轴承的基本额定动载荷？
1、指90%的可靠度、常用材料和加工质量，常规条件下的寿命2、将基本额定寿命为100万转时轴承受的恒定载荷取为基本额定载荷
五、为什么对于重要的螺栓联结要控制螺栓的预紧力F0？
控制预紧力的方法有哪些？
1、适当的选用较大的预紧力对螺纹连接的疲劳强度都是有利的，但过大的预紧力会导致整个连接的结构尺寸增大，也会连接件在装配时或偶然过载时被拉断，因此，对于重要的螺栓连接，在装配时要控制预紧力。
2、方法：
测力矩扳手、定力矩扳手、测定螺栓伸长量
二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器如图（a）所示。
已知：
动力由I轴输入，III轴为输出轴，其转动方向如图（a）所示，齿轮4的轮齿旋向为右旋。
试解答：
（1）在图上标出输入轴I和中间轴II的转向；
（2）确定并在图上标出齿轮1，2和3的轮齿旋向，要求使轴II上所受的轴向力尽可能小；
（3）在图（b）上标出中间轴II各齿轮在啮合点处所受诸作用力的方向。
图示为蜗杆、齿轮传动装置。
右旋蜗杆
为主动件，为使轴Ⅱ、Ⅲ传动件的轴向力能相抵消，试确定：
（1）蜗杆的转向；（1分）
（2）一对斜齿轮3、4轮齿的旋向；（1分）
（3）请画出斜齿轮的三对受力方向。
（3分）
分析轴系结构的错误，简单说明错误原因，画出正确结构。
主要结构错误分析如下：
1．轴左端的轮毂轴向定位不可靠，采用圆锥面轴向定位就不能再采用轴肩定位；
2．左侧轴承端盖与轴之间没有间隙，严重磨损；
3．左侧轴承端盖与轴之间应有密封措施；
4．左侧轴承端盖处箱体没有凸台，加工面与非加工面没有分开；
5．两个轴承反装不能将轴上的轴向力传到机座，且支承刚度低，应该为正装；
6．左侧轴承装配路线过长，装配困难；
7．左侧轴承处轴肩过高，拆卸困难；
8．右侧轴承处套筒外径过大，轴承拆卸困难；
9．右侧轴承端盖处也应加调整垫片，只一侧有调整垫片不能调整轴系的轴向位置。
改正后的结构如图所示。
分析轴系结构的错误，用文字简单说明错误原因，画出正确结构。
主要结构错误分析如下：
1．两侧的轴承端盖处没有调整垫片，不能调整轴承游隙和轴系的轴向位置；
2．轴的两端轴颈过长，与端盖接触严重磨损，浪费材料和加工时间、轴承装拆麻烦；
3．齿轮没有轴向定位，未将齿轮上的轴向力传到机座，应将轴承改为正装；
4．两轴承的内、外圈没有轴向固定，极易分离；
5．两轴承的内圈高度低于套筒，轴承拆卸困难；
6．两个齿轮不能共用一个键，而且键过长，三个套不能装配；
7．两个齿轮间用套筒定位，不能固定齿轮与轴的相对位置，应改为轴环；
8．两齿轮的轮毂长度与轴头相等，也使齿轮轴向定位不可靠；
改正后的结构如图所示。
解：
（1）处两轴承应当正装。
（2）处应有间隙并加密封圈。
（3）处应有轴间定位。
（4）处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。
（5）处齿轮不能保证轴向固定。
（6）处应有轴间定位。
（7）处应加调整垫片。
改正图见轴线下半部分。
设根据工作条件决定在轴的两端反装两个角接触球轴承，如图所示。
已知轴上齿轮受切向力Fte＝2200N，径向力Fre＝900N，轴向力Fae＝400N，齿轮分度圆直径d＝314mm，齿轮转速n＝520r/min，运转中有中等冲击载荷，轴承预期寿命L′h＝15000小时。
设初选两个轴承型号均为7207C，试验算轴承是否能达到预期寿命的要求。
附：
角接触球轴承7207C的基本额定动载荷C＝30500N，基本额定静载荷C0＝20000N；查表得到计算需要的e1＝0.422，e2＝0.401；查表得到载荷系数为对轴承1：
X1＝0.44,Y1=1.327，对轴承2：
X2＝1，Y2＝0。
有一转轴采用角接触球轴承作支承，其布置方式如图所示，已知轴颈直径d=40mm，转速n=960r/min，轴向载荷Fa=800N，径向载荷FR1=3000N，FRⅡ=1200N，工作中有中等冲击载荷，轴承型号为7308C，要求轴承寿命不低于10000h，试校核轴承寿命。
（轴承内部派生轴向力Fd=eFR，载荷系数fd=1.1，基本额定动载荷C=30500N））（12分）
Fa/Fr≤e
Fa/Fr＞e
判断系数e
X
Y
X
Y
1
0
0.44
1.40
0.4
已知某材料的机械性能为对称循环疲劳极限σ-1=450MPa，脉动循环疲劳极限σ0=700MPa，屈服极限σS=800MPa：
1）按比例绘制材料的简化等寿命疲劳曲线图（双直线极限应力线图）；
2）由该材料制成的某轴类零件受弯曲稳定变应力作用，最大工作应力为σmax=200MPa，最小工作应力为σmin=—100MPa，该零件的综合影响系数Kσ=
，试在该图上标明工作应力点M；（写出计算过程，并标出坐标）；
3）取许用安全系数[S]=1.4，按r=C计算该轴的计算安全系数，并校验此轴是否安全。
图示为压力容器缸体与压力容器盖用8个M18的螺栓连接，每个螺栓均施加预紧力F0=15000N，螺栓小径d1=15.294mm，螺栓均匀分布在一个直径为D0的圆上，容器缸径D=500mm，工作时容器中通入p=0.4MPa的气体。
要求：
1）计算工作时单个螺栓的总拉力F2；（螺栓的相对刚度
）
2）试计算螺栓强度是否满足要求。
（注：
螺栓许用应力[σ]=180MPa）
有一转轴采用一对圆锥滚子轴承作支承，轴承正向安装（面对面），轴承型号为30204，其布置方式及力作用位置如图所示。
已知轴转速n=1000r/min，工作中有中等冲击载荷，取载荷系数f d=1.5；外加径向载荷Fre=2040N，外加轴向载荷Fae=500N.
1）计算轴承Ⅰ、Ⅱ的当量动载荷P1、P2；
2）如要求轴承寿命不低于30000小时，试判断哪个轴承更危险，并校核危险轴承的寿命是否满足要求。
注：
30204轴承的有关数据如下
轴承派生轴向力
；基本额定动载荷C=28.2kN；
径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
Fa/Fr≤e
Fa/Fr＞e
判断系数e
X
Y
X
Y
1
0
0.4
1.7
0.35
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