机构与零部件设计(2)课程习题解答

第1，2章 机械设计总论

1.1 一部完整的机器由哪几部分组成？

答：一部完整的机器由哪几部分组成通常由原动机部分、传动部分、执行部分、控制

系统、润滑、显示、照明等辅助系统。

1.2 机器设计应满足哪些基本要求？

答：预定功能要求

经济性要求 可靠性要求

劳动保护和环境保护要求 其它特殊要求

1.4机械零件计算准则和失效形式有什么关系？常用的准则有哪些？它们各针对什么失效形式？

答：机械零件计算准则是基于某种失效形式提出的，不同的计算准则对应于不同的失效形式。

常用的计算准则有：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性准则。

强度准则对应的失效形式为整体断裂及过大的塑性变形； 刚度准则对应的失效形式为过大的弹性变形。 寿命准则对应的失效形式为：腐蚀、磨损和疲劳。

振动稳定性准则对应的失效形式为：破坏正常工作条件引起的失效。

1.6 机械零件设计的一般步骤有哪些？其中哪个步骤对零件尺寸的确定起决定作用？为什么？

答：1.

选择零件类型 2. 受力分析 3. 选择材料 4. 确定计算准则

5. 理论设计计算

结 构 设 计 7. 校 核 计 算

6.

1

8.

画出零件工作图

9．写出计算说明书

其中理论设计计算对零件尺寸的确定起决定作用。因为这个步骤确定了零件的

主要尺寸和主要参数。

1.10 什么是标准化、系列化和通用化？标准化的重要意义？

答：标准化就是要通过对零件的尺寸、结构要素、材料性能、设计方法、制图要求等，

制定出大家共同遵守的标准。

系列化：是指同一基本结构下，规定若干个规格尺寸不同的产品、形成产品系列，

以满足不同的使用条件。

通用化：是指在同类型机械系列产品内部或在跨系列产品间，采用同一结构和尺寸

的零部件，使有关的零部件，特别是易损件，最大限度地实现互换。

标准化的意义：标准化有利于保证产品质量；减轻设计工作量；便于零部件的互换

和组织专业化生产以降低生产成本等。

1.11 机械设计方法通常分为哪两大类？简述两者的区别和联系？

答：机械设计方法通常分为两大类：传统设计方法和现代设计方法。

传统设计方法是现代设计方法的基础，现代设计方法的应用将弥补传统设计方法的不足。但它不能离开或完全取代传统设计方法。现代设计方法还将随着科学技术的飞速发展而不断发展。

第3章 机械零件的强度

3.1 静应力下计算的强度准则是什么？计算中选取极限应力和安全系数的原则是什么？ 答： 选取极

?s???[?]??ca[s]????ca?[?]??s[s]??或

?s?s??[s]????ca????s??s?[s]???ca?限应力原则是：对塑性材料：极

限应力取材料的屈服极限；对脆性材料或低塑性材料极限应力取材料的强度极限。

2

选取安全系数原则是：在保证安全可靠的前提下，尽可能选取较小的许用安全系数。

3.2 什么是材料的疲劳曲线？什么是有限寿命？什么是无限寿命？

答：材料的疲劳曲线是指应力循环特性一定时，材料的疲劳极限与应力循环次数之间关系的曲线

有限寿命：应力循环次数小于应力循环基数时的寿命； 无限寿命：应力循环次数大于应力循环基数时的寿命；

3.3 如何绘制材料的极限应力线图？材料极限应力线图在零件强度中有什么用处？ 答：在确定好关键坐标点的基础上，即可绘制材料的极限应力线图（A’D’G’C）。A′——

对称疲劳极限点 D′——脉动疲劳极限点 C —— 屈服极限点 B ——强度极限点

基于材料极限应力线图可以判断零件的强度（静强度及疲劳强度）是否满足要求。

3.4 影响零件疲劳强度的主要因素有哪些？ 答：应力集中、几何尺寸、表面状态。

3.5 某材料的对称循环弯曲疲劳极限σ-1=180MPa, 取N0=5X106 ，m=9，试求循环次数N

为7000，25000，620000次时的有限寿命弯曲疲劳极限？ 答：由

m??m?N??N?1?N0 3

得：

将m=9, σ-1=180MPa，N0=5X106 代入上式，就可求出在不同应力循环次数下的疲劳极限.

当N=7000时，疲劳极限为：σrn=373.6MPa 当N=25000时，疲劳极限为：σrn=327.3MPa 当N=620000时，疲劳极限为：σrn=227MPa

3.6 已知某材料的σs=260MPa, σ-1=170MPa ,ψσ=0.2,试绘制该材料的极限应力线图？ 答：由ψσ=0.2得到：σ0=283MPa

3.7、零件材料的机械性能为：??1?500MPa，?0?800MPa，?s?850MPa，综合影响系

数K??2，零件工作的最大应力?max?300MPa，最小应力?min??50MPa，加载方式为r?c（常数）。

求：（1）按比例绘制该零件的极限应力线图，并在图中标出该零件的工作应力点M和

其相应的极限应力点M1；

（2）根据极限应力线图，判断该零件将可能发生何种破坏； （3）若该零件的设计安全系数S解：（1）

?1.5，用计算法验算其是否安全。

??1K??500?250MPa 2

?02K??800 ?20M0Pa2?2 4

零件的极限应力线图如图示。工作应力点为M，其相应的极限应力点为M1。

?a??max??min2?125MPa

?a??max??min2?175MPa

（2）该零件将可能发生疲劳破坏。 （3）???2??1??0?0?0.25

Sca???1500??1.31?1.5

K??a????m2?175?0.25?125 该零件不安全。

3.8、在图示零件的极限应力线图中，零件的 工作应力位于M点，在零件的加载过程中， 可能发生哪种失效？若应力循环特性r等 于常数，应按什么方式进行强度计算？

解：可能发生疲劳失效。

r?c时，应按疲劳进行强度计算；

S?a???1??S?

K??a????m3.9、已知45钢经调质后的机械性能为：强度限?H?600N/mm2，屈服限?s?360N/mm2，

疲劳限??1?300N/mm2，材料的等效系数???0.25。

（1）材料的基氏极限应力线图如图示，试求材料的脉动循环疲劳极限?0； （2）疲劳强度综合影响系数K??2，试作出零

件的极限应力线；

（3）若某零件所受的最大应力

2 ?ma?x120N/mm，循环特性系数r?0.25，试求工作

5

F1.3?1.6?? 由式（1）、（2）、（3）得

?z???? 4d21 即 F?d2??1???4?1.3?1.6

可得 F?(10.106)2?427?max?4?1.3?1.6?16466.94N

（2） 轴向载荷F?max作用下，螺栓所受工作拉力

FF?max16466.941?z?4?4116.74N

在工作载荷F?max的作用下，螺栓组承受的倾覆力矩

M?F'?max?OO?16466.94?52?10?3?116.44N?m 左上角螺栓受载荷Fmax FM?lmax116.44max?z?MlMl22l2?2l ??411.68N?i2?200?2?10?3i?12故左上角螺栓所受轴向工作载荷即工作拉力为 F?F1?Fmax?4116.74?411.68?4528.47N （3） 螺栓所受的总拉力为

Q?Q'p?F?0.6F?F?1.6F?7245.47N

螺栓危险截面的拉伸应力为

?1.3Q1.3?7245.47?1????117.43MPa?????427MPa

d2?1?10.106244因此，该落实组联接安全。

16

5.9.如图为受轴向工作载荷的紧螺栓联接工作时力和变形的关系，试问：（1）螺栓刚度Cb和被联接件刚度Cm的大小对螺栓受力Q有何影响？（2）若预紧力Qp?800N，工作载荷

F?1000N,Cm?4Cb，试计算：

A.螺栓上总的载荷Q

' B.残余预紧力Qp

解题要点：

要弄清楚轴向工作载荷螺栓联接的变形与力的关系线图，尤其是螺栓刚度tan?b?Cb和被联接件刚度tan?m?Cm不同时线图的变化情况。 解：

（1）减小Cb，Cb2?Cb1在QP、Cm、F不变时，Q?Qp?题2-9图

Cb F，Q2?Q1 即减小Q；

Cb?CmCbF，Q2?Q1即减小Q；

Cb?Cm 增大Cm，Cm2?Cm1，在Qp、Cb、F不变时，Q?Qp?反之，减小Cm时Q2?Q1，即增大Q。 (2)螺栓的总拉力

Q?Qp?CbCbF?800??1000?1000N

Cb?CmCb?4Cb'由Qp?Qp?'CmF得螺栓残余预紧力为

Cb?CmQp?Qp?

Cm4Cb4F?800?F?800??1000?0

Cb?CmCb?4Cb5 17

5.10.图示支架用4个普通螺栓联接在立柱上，已知载荷P?12400N，联接的尺寸参数如图示，接合面摩擦系数f?0.2，螺栓材料的屈服极限

?s?270N/mm2，安全系数S=1.5，螺栓的相对刚

度

Cb?0.3，防滑系数Ks?1.2 。试求所需螺

Cb?Cm

栓小径d1。 解题要点：

（Ⅰ）载荷P产生倾覆力矩M，在M作用下，左边的两个螺栓所受轴向拉力较大，容易拉断实效，因此所需螺栓小径d1的计算应以左边两螺栓为对象；

（Ⅱ）在横向载荷P的作用下，支架可能产生滑移，使联接失效。为此，要保证在螺栓预紧力作用下，联接的接合面间产生的摩擦力大于横向载荷与防滑系数的乘积；

（Ⅲ）在倾覆力矩M的作用下，支架与立柱接合面压溃失效，应校核结合面右部的压强。本题末要求此项计算。 解：

在力P的作用下：

（1） 螺栓组联接承受的倾覆力矩（顺时针方向）； M?P?150?12400?150?1860000N?cm

（2） 在倾覆力矩M的作用下,左边的两螺栓受力较大，所受载荷Fmax；

Fmax?Mlmax?li?1z2i1602?5812?.5N 16024?()2186000?（3）在横向力M作用下，支架与立柱接合面可能产生滑移，根据不滑移条件 fQpz?KsP 可得 Qp?KsP1.2?2400??18600N fz0.2?4（4）左边螺栓所受总拉力Q： Q?Qp?CbF?18600?0.3?5812.5?20343.75N

Cb?Cm 18

（5）螺栓的许用应力 ?????sS?270?180MPa 1.5（6）螺栓危险截面的直径（螺纹小径d1） d1?4?1.3Q?????4?1.3?20343.75?13.677mm

??180第6章 轴毂联接

填空题

（1） 普通平键标记键16*100GB1096-79中，16代表 ，100代表 ，它的型号是

型。它常用作轴毂联接的 向固定。

（2） 选择普通平键时，键的截面尺寸（b*h）是根据 查标准来确定；普通平键的工

作面是 。

（3） 平键联接中， 面是工作面；楔形键联接中， 是工作面。平键联接中， 、

用于动联接。

（4） 当采用两个楔键传递周向载荷时，应使两键布置在沿周向相

隔 的位置，在强度校核时只按 个键计算。

（5） 在平键联接中，静联接应验算 ；动联接应验算 强度。 选择填空

（1） 键的剖棉尺寸通常根据 按标准选取。

A.传递扭矩大小； B.功率大小； C.轴的直径； D.轮毂的长度。 （2） 普通平键联接的主要用途是使轴与轮毂之间 。

A.沿轴向固定并传递轴向力； B.沿轴向可作相对滑动并具有导向作用； C.沿周向固定并传递转矩； D.安装与拆卸方便。

（3） 当轮毂轴向移动距离较小时，可以采用 联接。 A.普通平键； B.半圆键； C.导向平键； D.滑键。

（4）设计键联接的主要内容是：a.按轮毂长度选择键的长度；b.

按轴的直径选择键的剖面尺寸；c.按使用要求选择键的类 型；d.进行必要的强度校核。具体设计时的一般顺序为 。

A.a→b→c→d； B.b→a→c→d；

19

C.c→a→b→d； D.c→b→a→d； E.c→a→d→b。

(5) 普通平键联接工件时，键的主要失效形式为 。 A.键受剪切破坏； B.键侧面受挤压破坏； C.剪切与挤压同时产生； D.磨损和键被剪断。 （6）普通平键联接强度校核的内容主要是 。

A.校核键面的挤压强度； B.校核键的剪切强度； C.A、B二者均需校核； D.校核磨损。 （7）哪种键联接可传递轴向力 。

A.普通平键； B.半圆键；

C.楔形键； D.切向键。

（8）切向键联接的斜度是做在 上的。

A.轮毂键槽底面； B.轴的键槽底面；

C.一对键的接触面； D.键的侧面。

（9）半圆键联接的主要优点是 。 A.对轴的强度削弱较轻；

B.键槽的应力集中较小； C.工艺性好、安装方便。

（10）薄壁套筒与化键轴联接，宜采用 。

A.矩形齿； B. 渐开线齿；

C.三角形齿。

填空题答案：

（1） 键宽，公称长度， A型。周。 （2） 轴径d；键的两侧面。

（3） 键两侧面；楔形键联接中，上下表面。导向平键、滑键。 （4） 900?1200，1.5。 （5） 挤压应力；压强强度。 选择填空答案：

（1）C （2）C （3）C （4）D （5）B （6）A （7）C （8）C （9）C （10）C

20

10.3图中为直齿圆锥齿轮和斜齿圆锥齿轮组成的两级传动装置，动力由轴Ⅰ输入，轴Ⅲ输出，Ⅲ轴的转向如图箭头所示，试分析：

（1） 在图中画出各轮的转向；

（2） 为使中间轴Ⅱ所受的轴向力可以抵消

一部分，确定斜齿轮3和4的螺旋方向；

画出圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各分力的方向 解：

（1）各轮的转向如图中所示； （2）斜齿轮3为左旋，4为右旋； （3）作齿轮2所受分力Fa2、Fr2； 齿轮3所受分力为Fa3、Fr3如图示；

10.4如图直齿锥齿轮—斜齿圆柱齿轮二级减速器中，mn?2mm，z3?25，z4?53，??130，轴Ⅱ转矩T2?1210N?mm。

(1) 为使轴Ⅱ的轴承所受轴向力较小，试确定齿轮z4的螺旋角方向；

(2) 计算齿轮z4的三个分力大小（忽略摩擦力），并在图上画出这三个分力的方向； (3) 在箱体结构和其他条件不变的情况下，仅将z3减小到z3?21，将z4增大到z4?57，以得到更大的减速比，若传递功率不变，试分析可能会出现什么问题？简要说明理由。

解： （1）z4的螺旋角方向为右旋。

（2）z4的三个分力如图所示，Ft4、Fr4、Fa4。z3所受转矩T3?T2?1210N?mm T4?

T31210?53?d4??2565.2N?mm d325 26

则 Ft4?2T42?2565.2??47.16N 0d42?53/cos13Fa4?Ft4?tan??10.89N Fr4?Ft4?tan?n/cos??17.64N

（3）考虑弯曲强度 ?F3?2KT3?YFa?YSa 2b?m?z3 齿数变化引起的YFa，YSa变化对弯曲应力影响不大。 所以

?F3'z325???1 ?F3z3'21 弯曲应力增大，弯曲强度有可能不满足要求。 考虑接触强度 ?H?2KT3u?1??ZH?ZE 2ubd3u?15357?1?1?H'd3252557u2521???/???1 所以

5357?Hd3'u'?12121532521u' 接触应力增大，接触强度有可能不满足要求。 判断题：

（1） 按齿面接触强度设计计算齿轮传动时，若两齿轮的许用接触应力??H?1≠??H?2，在

计算公式中应代入大者进行计算。 （ ）

（2） 一对相啮合的齿轮，若大小齿轮的材料、热处理情况相同，则它们的工作接触应力

和许用接触应力均相等。 （ ）

（3） 动载系数Kv是考虑主、从动齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷对齿轮载荷的影响

系数。为了减小内部附加动载荷，可采用修缘齿。 （ ） （ ）

（5） 对于软齿面闭式齿轮传动，若弯曲强度校核不足，较好的解决办法是保持d1和b不

变，减小齿数，增大模数。 （ ）

（4） 齿轮传动中，经过热处理的齿面称为硬齿面，而未经热处理的齿面称为软齿面。

27

（6） 直齿锥齿轮的强度计算是在轮齿小端进行。 （ ） （7） 所有齿轮传动中，若不计齿面摩擦力，一对齿轮的圆周力都是一对大小相等、方向

相反的作用力和反作用力。 （ ）

（8） 为了减小齿向载荷分布系数K?，应该尽量使齿轮在两轴承中间对称分布，并把齿宽

系数?d尽量选小些。 （ ）

（9） 一对圆柱齿轮，若保持中心距与齿宽不变，减小模数、增加齿数，则可降低齿面接

触应力，却增加了齿根弯曲应力。 （ ）

（10）一对齿轮若接触强度不够时，为增大模数；而齿根弯曲强度不够时，则要加大分度

圆直径。 （ ）

答案：

（1）× （2）× （3）√ （4）× （5）√ （6）× （7）× （8）√ （9）× （10）×

28

第11章 蜗杆传动

11.1 如图所示为蜗杆_斜齿轮传动中，为使轴II上所受轴向力相互抵消一部分，试确定并

在图上标明斜齿轮3轮齿的旋向、蜗杆的转向及蜗轮与斜齿轮3所受轴向力的方向

11.2、图示斜齿圆柱齿轮—蜗杆传动，主动齿轮转动方向和齿的旋向如图示，设要求蜗杆轴的轴向力为最小时，试画出蜗杆的转向和作用在轮齿上的力（以三个分力表示），并说明蜗轮轮齿螺旋方向。

解：蜗轮左旋，顺时针转动。

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选择填空：

（1） 在标准蜗杆传动中，蜗杆头数一定，加大蜗杆特性系数，将使传动效率 。

A．增加； B．减小； C．不变； D．增加或减小； （2） 为了提高蜗杆的刚度，应 。

A．增大蜗杆的直径系数； B．采用高强度合金钢作蜗杆材料； C．增加蜗杆硬度，减小表面粗糙值。

（3） 蜗杆传动中，当其它条件相同时，增加蜗杆头数，则传动效率 。

A．降低； B．提高；

C．不变； D．可能提高，可能降低。 （4） 蜗杆传动的正确啮合条件中，应除去 。

A．ma1?mt2； B．?a1??t2； C．?1??2； D．螺旋方向相同。 （5） 在蜗杆传动中，引进特性系数q的目的是 。。

A．便于蜗杆尺寸的计算； B．容易实现蜗杆传动中心距的标准化； C．提高蜗杆传动的效率。

D．减少蜗轮滚刀的数量，利于刀具标准化。 （6） 计算蜗杆传动比时，公式 是错误的。

A．i?w1/w2； B．i?n1/n2； C．i?d2/d1； D．i?z2/z1。 （7） 采用蜗杆变位传动时 。

A．仅对蜗杆进行变位； B．仅对蜗轮进行变位； C．同时对蜗杆蜗轮进行变位。

（8） 对于普通圆柱蜗杆传动，下列说法错误的是 。

A．传动比不等于蜗轮与蜗杆分度圆直径比； B．蜗杆直径系数q越小，则蜗杆刚度越大； C．在蜗轮端面内模数和压力角为标准值； D．蜗杆头数z1多时，传动效率提高。

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