机械设计简答题总结

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1、简答题：1. 格拉霍夫定理：杆长之和条件：Lmax+LminWL1+L2。如果取最短杆为机架，机架上有两个整转副，则得到双曲柄机构； 若取最短杆的任何一个相连构件为机架，则得到曲柄摇杆机构； 如果取最短杆对面构件为机架，则得到双摇杆机构。如果四杆机构不满足杆长之和条件，则不论选取哪个构件为机架，所得到机 构均为双摇杆机构。上述系列结论称为格拉霍夫定理。2. 飞轮调速原理：调节周期性速度波动的常用方法是在机械中加上一个转动惯量 很大的回转件一一飞轮。飞轮在机械中的作用实际上相当于一个能量储存器。 由于其转动惯量很大，当机器出现盈功时，飞轮的转速略增，以动能的形式将 多余的能量储存起来，而使主轴角

2、速度上升的幅值减小；反之，当机械出现亏 功时，飞轮转速略下降，将储存的能量放出来，以弥补能量的不足，从而使得 主轴角速度下降幅值减小。要注意的是，装飞轮不是完全解决周期性速度波动， 只能减小速度波动的幅度。3. 链传动的失效形式主要有以下几种：(1) 链板疲劳破坏链在松边拉力和紧边拉力的反复作用下，经过一定的循环 次数，链板会发生疲劳破坏。正常润滑条件下，链板疲劳强度是限定链传动承 载能力的主要因素。(2) 滚子、套筒的冲击疲劳破坏链传动的啮入冲击首先由滚子和套筒承受。 在反复多次的冲击下，经过一定循环次数，滚子、套筒可能会发生冲击疲劳破 坏。这种失效形式多发生于中、高速闭式链传动中。(3)

3、销轴与套筒的胶合润滑不当或速度过高时，销轴和套筒的工作表面会发 生胶合。胶合限定了链传动的极限转速。(4) 链条铰链磨损 铰链磨损后链节变长，容易引起跳齿或脱链。开式传动、 环境条件恶劣或润滑密封不良时，极易引起铰链磨损，从而急剧降低链条的使 用寿命。(5) 过载拉断 这种拉断常发生于低速重载的传动中。4. 带传动中(1) 打滑和弹性打滑：打滑的原因：是指由过载引起的全面滑动，是带传动的失效形式，应当避免。 弹性滑动产生原因：是由带材料的弹性变形和紧边.松边的拉力差引起的。只 要带传动工作时承受载荷，就会出现紧边和松边，也就会发生弹性滑动，所以 弹性滑动是不可避免的。打滑发生在带与带轮的整个接

4、触孤上，弹性滑动只发 生在带离开带轮前的一部分接触孤上。(2) 弹性滑动会引起下列后果：a.从动轮的圆周速度总是落后于主动轮的圆周 速度，不能 保证固定的传动比。b.损失一部分能量，降低了传动效率，会使 带的温度升高；引起传动带磨损打滑造成带的严重磨损，并使带的运动处于不稳 定状态。打滑的后果：使带传动失效，从动轮转速急剧降低，甚至为0，带磨损加剧， 但可以起到过载保护作用，避免其他零件发生损坏。(3) 影响打滑的因素：带传动需要的有效拉力超过带与带轮间接触孤上极限摩 擦力时，就会出现打滑的现象，带与轮面间的摩擦系数带轮的包角及初压力F0 都是影响打滑的因素。选择题：1、2、3、齿轮磨损规律，

5、点蚀的特征，齿根折断，硬齿面软齿面失效形式区别。齿轮的常见失效为：轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形等（1）齿面磨损规律：齿面磨损通常有磨粒磨损和跑合磨损两种。由于灰尘、硬屑粒等进人齿面 间而引起的 磨粒磨损,在开式传动中是难以避免的。齿面过度磨损后，齿廓 显著变形，常导致严重噪声和振动，最终使传动失效。采用闭式传动、减小齿面 表面粗糙度值和保持良好的润滑,可以防止或减轻这种磨损。（2）齿面点蚀的特征疲劳点蚀首先出现在齿根表面靠近节线处。这是因为在该处同时啮合的齿数 较少，接触应力较大。且在该区域齿面相对运动速度低，难于形成油膜润滑， 故所受的摩擦力较大。在摩擦力和接触应力作用下

6、，容易产生点蚀现象。齿 面抗点蚀能力主要与齿面硬度有关，齿面硬度越高，抗点蚀能力越强。软齿 面（齿面硬度350 HBS）的闭式齿轮传动常因齿面点蚀而失效。在开式传动 中，由于齿面磨损较快,点蚀还来不及出现或扩展即被磨掉，所以一般看不到 点蚀现象。（3）轮齿折断：轮齿折断一般发生在齿根部分.因为轮齿受力时齿根弯曲应力最大，而且有 应力集中。轮齿因短时意外的严重过载而引起的突然折断，称为过载折断。 用淬火钢或铸铁制成的齿轮，容易发生这种折断。在载荷的多次重复作用下， 弯曲应力超过弯曲疲劳极限时，齿根部分将产生疲劳裂纹，裂纹的逐渐扩展 最终将引起轮齿折断，这种折断称为疲劳折断。若轮齿单侧工作，根部弯

7、曲应 力一侧为拉伸，另一侧为压缩，轮齿脱离啮合时,弯曲应力为零，因此就任一 侧而言，其应力都是按脉动循环变化的。若轮齿双侧工作，则弯曲应力可按对 称循环变化作近似图计算。（4）硬齿面齿轮的主要失效形式：轮齿折断软齿面齿轮的轮齿失效的主要形式：齿面点蚀。点蚀首先出现在齿根表面靠 近接触线处。通常采取热处理的方式来提高其齿面的硬度，齿面硬度越高， 抗点蚀的能力越强。（5）.闭式齿轮传动与开式齿轮传动的失效形式和设计准则有何不同？答：闭 式齿轮传动：主要失效形式为齿面点蚀、轮齿折断和胶合。目前一般只进行 接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算。开式齿轮传动：主要失效形式为轮齿 折断和齿面磨损，磨损尚无完善的

8、计算方法，故目前只进行弯曲疲劳强度计 算，用适当增大模数的办法考虑磨损的影响。4、螺栓的1.3：5、动平衡静平衡的目的，条件和定义：静平衡：（1）定义：对于刚性转子平衡时，如果只要求其惯性力达到平衡，则称 之为静平衡；（2）条件：分布在该转子回转平面内的各个偏心质量的质径积的矢量和为零。动平衡：（1）定义：如果不仅要求其惯性力达到平衡，而且还要求由惯性力引 起的力偶矩也达到平衡，则称之为动平衡。（2）条件：各偏心质量所产生的离心惯性力的矢量和以及这些惯性力 所构成的惯性力偶矩之矢量和都必须为零。6、零件和构件：关系：构件是由各类零件装配而成的各个运动单元。零件是由各种材料 做成的制造单元。构件

9、组成机构的各个实体称为构件。构件是由零件组合而成的，凡彼此之 间没有相对运动，而与其他零件之间可以有相对运动的零件组合体称为构件。构 件可以是单一的整体，也可以是几个零件组成的刚性联接。例如内燃机中的连杆 就是由连杆体、连杆盖、轴瓦、螺栓和螺母等几个零件组成，这些零件形成一个 整体而进行运动，所以称为一个构件。构件是运动的最小单元。零件零件是构件的组成部分。机构运动时，属于同一构件中的零件，相互 之间没有相对运动。7、飞轮：飞轮-安装在机器回转轴上的具有较大转动惯量的轮状蓄能器。飞轮的原理：当机器转速增高时，飞轮的动能增加，把能量贮蓄起来；当机器转 速降低时，飞轮动能减少，把能量释放出来。飞轮

10、的作用；飞轮可以用来减少机械运转过程的速度波动。具有适当转动惯量、 起贮存和释放动能作用的转动构件，常见于机器、汽车、自行车等，具有较大转 动惯量的轮状蓄能器。目的：安装飞轮不仅可避免机械运转速度发生过大的波动，而且可以选择功率较 小的原功机。8、什么是根切现象？有什么危害？如何防止？（1）根切现象：比较齿轮的齿根圆和基圆计算公式可以发现，在其他基本参数相 同的情况下，当齿轮的齿数少于或等于41牙时，齿轮的齿根圆比基圆小,而且， 齿数越少,齿根圆比基圆就小得越多；当齿轮的齿数多于或等于42牙时,齿轮的 齿根圆比基圆大,而且齿数越多，齿根圆比基圆就大得越多。用范成法加工齿轮时, 如果刀具的齿顶线

11、或齿顶圆与啮合线的交点超过啮合线与被加工齿轮基圆的切 点N时，刀具的齿顶会把齿轮靠近齿根的部分齿廓切去，这种现象称为根切（2）发生地方：根切一般出现在齿数很少的情况下，对于标准齿轮而言，少于17牙就会在加工中出现根切。此时齿根圆比基圆小很多，而为了加工 出全部齿牙，刀具必须深入到齿顶线与齿根圆相切的位置，从而使刀具过度地深 人齿轮内部加工，从而造成齿顶线超过啮合线与被加工齿轮基园的切点（啮合线 端点）N.（3）根切现象对齿轮有危害：切掉部分齿廓会削弱齿根强度，严重时，切掉部 分渐开线齿廓，会降低重合度。（4）防止：只要控制刀具的齿顶线在啮合线与基圆的切点N以外就可以了。9、机构的压力角或传动角

12、是评价机构动力学指标之一，设计机构时应限制其最 大压力角或最小传动角。（压力角a越大，P在vC方向能作功的有效分力就越 小，传动越困难。压力角的余角Y称为传动角。）1.无垫片，无法调整轴承的游隙；2.轴肩过高，无法拆卸轴承；3. 轴套长度应小于轮毂的长度；4. 同一根轴上的两个键槽应布置在同一母线上；5. 套筒应低于轴承内圈（应采用阶梯型套筒）；6. 轴承端盖与相应轴段处应有密封件，且与轴间不应接触，应有间隙;7. 设轴肩对联轴器进行定位；8.轴承内外圈剖面线方向应一致；9.轴端无倒角；10.应设轴肩便于装配。轴太长；不应设键槽；应设阶梯型套筒;右应加垫片。 联轴器无轴向定位；端盖不能与轴接触

13、，且应密封；轴段的长度应比齿宽小23mm；轴肩太高，应低于轴承内圈高度;三、 轴肩过高； 设键进行轴向定位；_ 轴段长度应比齿宽小23mm； 箱体结构投影线错误； 设轴段便于轴承装配； 轴承端盖的孔应大于轴径且应密封; 轴承左侧未轴向定位； 箱体应设计加工凸台，便于装配。-四、正确图:轴结构常见错误总结一、轴本身的常见结构错误：、必须把不同的加工表面区别开来；、轴段的长度必须小于轮毂的长度；、必须考虑轴上零件的轴向、周向固定问题；、轴外伸处应考虑密封问题。二、轴承安装的常见错误：、角接触轴承和圆锥滚子轴承、一定要成对使用；、方向必须正确，必须正装或反装；、外圈定位（固定）边一 定是宽边。、轴承

14、内外圈的定位必须注意内外圈的直径尺寸问题、内圈的外径一定要大于固定结构的直径；、外圈的内径一定要小于固定结构的直径。、轴上如有轴向力时，必须使用能承受轴向力的轴承。、轴承必须考虑密封问题；、轴承必须考虑轴向间隙调整问题。三、键槽的常见错误：、同一轴上所有键槽应在一个对称线上；、键槽的长度必须小于轴段的长度；、半圆键不用于传动零件与轴的连接。四、轴承端盖的常见错误、对于角接触和圆锥滚子轴承，轴承端盖一定要顶在轴承的大端；、和机体的联接处必须要考虑轴承的间隙调整问题；、轴承端盖为透盖时，必须和轴有间隙，同时，必须考虑密封问题。五、螺纹的常见错误、轴上螺纹应有螺纹退刀槽；、紧定螺钉应该拧入轴上被联接

15、零件，端部应顶在轴上；、螺纹联接应保证安装尺寸；、避免螺纹联接件承受附加弯矩。1. 用于紧联接的一个M16普通螺栓，小径d1=14.376mm,预紧力F=20000N,轴向工作 载荷F=10000N,螺栓刚度Cb=1 x106N/mm,被联接件刚度Cm=4x106N/mm,螺栓材料的 许用应力*150N/mm2；（1 ）计算螺栓所受的总拉力F（2 ）校核螺栓工作时的强度。1 X 106(1 + 4) X106=0.2AC1.解 (1)八bCb +匕F = F + AF = F + Cb一F 0+ C二20000+0.2x10000=22000N（5分）1.3F _ 1.3 x 22000 气一

16、言lx(14.376)24 14（5分）二 176.2N/mm2 口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=12.71x106mm3）（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F（3分）%=60D图C.托架（图中尺寸单位:mm）（1 ）、螺栓组联接受力分析：将托架受力 情况分 解

17、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）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:F1 = | = 誓0 = 5000（N）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，值为:F = Mlmax = 6 x 106 x 227.5 = 6593.41(N)4 x 227.5224- i2ii=1显然，轴线右侧两个螺栓所受轴向工作载荷最大，均为：F = F1 + F2 = 11593.41( n )(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： 预紧力F的大小应保证接合面在轴线右侧不能出现间隙，

18、即莎&侧边界二 _ AFl _4 矿_AxF_ 矿pF，_ 220 x(600 - 200) - 88000 - 22000 舛_ AFl _ AFlFpF，_ 220 x (600 - 200) - 38000 - 22000.s = 35。=0159(炒)pQ A 220x(600- 200)哑唔=2炒例云：叽2 =。次她)12 X 600b潢恻边界=-咖一财=- .159 一顽” 0.05() 0/. F (0.159 + 0.476)x 22000 = 0.635 x 22000 = 13970(?/)结论：为保证接含面不出现间隙，螺栓的预紧力F1至少应大于13970财2)若 F =6

19、956N，则：(3分)矿=FM+(1- )F = 6956 + 0.7x11593.41 = 15071.43(N)尧=F + FM=11593.41+ 6955 = 18548.41(N)3. 压力容器盖螺栓组连接如图所示，已知容器内径D=250mm，内装具有一定压强的液 体，沿凸缘圆周均匀分布12个M16 ( d=13.835mm )的普通螺栓，螺栓材料的许用拉 应力位=18MPa，螺栓的相对刚度c (c + c ) = .5，按紧密性要求，剩余预紧力F = 1.83 F , 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 当及每个螺栓连接所需的预紧力F0。1、计算每

20、个螺栓允许的最大总拉力：F =诉 d1224 X 1.32分=20815N1 分2、计算容器内液体最大压强F = F + F = 2.8F1分广 20815F = 7434N1分2.81分1分广兀D2/4F =p12 maxp = 1.82MP.2分1分F = F -CbF3、02 c + C=(20815 - 0.5 x 7434) = 17098N4. 一钢制液压油缸，缸内油压P=2.5MPa（静载），油缸内径D=125mm，缸盖由6个 M16的螺钉联接在缸体上.螺钉刚度Cb与缸体缸盖的刚度Cm之比为1/4,螺钉材料的性能 等级为5.6级，安全系数取S = 1.5 , M16螺钉的小径d1

21、=13.835mm若根据联接的紧密性 要求，要求残余预紧力QP， 1.5F.试分析预紧力Qp应控制在什么范围内才能满足此联接的 要求？解1.计算单个螺钉的工作拉力F（2分）油缸盖联接所受的载荷Fz=ppD2/4，每个螺钉的工作拉力F二七/6二pxpD2/4/6 = 2.5 p（125）2/4/6 = 5113.27 N2. 计算允许的螺钉最大总拉力Q（2分）螺钉材料性能等级为5.6级，ss = 300MPa，许用应力s=ss/S = 300/1.5 = 200MPa.由强 度条件 sca = 1.3Q/（ pd2/4）sQpd2s/4/1.3= px13.8352x200/4/1.3 = 23

22、127.83 N3. 求预紧力Qp的允许范围（2分）1）按螺钉强度条件求允许的最大预紧力Q = Qp十 Cb/（Cb +Cm ）F23127.83 N Q 1.5F 十 0.8F = 2.3F = 11760.52 N由以上计算结果可知，预紧力Qp应控制为11760.52 N Qp22105.17 N6有一受预紧力F0和轴向工作载荷作用的紧螺栓连接，已知预紧力F = 1000 N，螺栓的 刚度Cb与连接件的刚度Cm相等，轴向工作载荷F=1000N，试计算该螺栓所受的总拉力 F2二？剩余预紧力F二？在预紧力F0不变的条件下，若保证被连接件间不出现缝隙，该螺栓 的最大轴向工作载荷Fmax为多少？F2=F0 + 金！ F = 1 000 + 0.5 x I 网二 1 500 NIF1=F0- (1 -) F 二 1 mo - o. 一5 x 1 000 工 m N或F1=F20 = /p F = 1500- 1 000 = 500X为保证被连接件闫不出现缝院，则F1由顷2r W 侃= 1 T s * N+ Z所以心=2(侦小