[考研类试卷]机械设计（综合）模拟试卷25及答案与解析.doc

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1、机械设计（综合）模拟试卷 25 及答案与解析1 已知一起重机卷筒的径向滑动轴承所承受的载荷 F100000 N 。轴颈直径d90mm。轴的转速 n9 rmin。轴承材料采用铸造青铜，试设计此轴承(采用不完全液体润滑)。2 某对开式径向滑动轴承。已知径向载荷 F35 000 N ，轴颈直径 d100 mm。轴承宽度 B100 mm，轴颈转速 n1 000 rmin。选用 32 号全损耗系统用油，设平均温度 tm50，轴承的相对间隙 0001，轴颈、轴瓦表面粗糙度分别为Rz116m，R z232 m，试校验此轴承能否实现液体动压润滑。3 设计一发电机转子的液体动压径向滑动轴承。已知：载荷 F50

2、000 N 。轴颈直径 d150 mm，转速 n1 000 rmin。工作情况稳定。4 试说明下列各轴承的内径有多大?哪个轴承公差等级最高? 哪个允许的极限转速最高?哪个承受径向载荷能力最高? 哪个不能承受径向载荷 ?5 欲对一批同型号滚动轴承做寿命试验。若同时投入 50 个轴承进行试验，按其基本额定动载荷值加载。试验机主轴转速 n2 000 rrain。若预计该批轴承为正品，则试验进行 8 小时 20 分钟。应约有几个轴承已失效。6 某深沟球轴承需在径向载荷 Fr7150 N 作用下，以，n1800 rmin 的转速工作3 800 h。试求此轴承应有的基本额定动载荷 C。7 一农用水泵。决定

3、选用深沟球轴承。轴颈直径 d35 mm，转速 n2900rrain。已知径向载荷 Fr1810 N，轴向载荷 Fa740 N，预期计算寿命 Lh6 000 h，试选择轴承的型号。8 根据工作条件，决定在轴的两端选用 25的两个角接触球轴承。如图 132 所示正装。轴颈直径 d35 mm，工作中有中等冲击，转速 m1 800 r min，已知两轴承的径向载荷分别为 Fr13 390 N，F r21 040 N，外加轴向载荷 Fae870 N，作用方向指向轴承 1，试确定其工作寿命。9 若将图 13-3 中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为 30207。试验算轴承的寿命。10 某轴的一端支点上原采用

4、 6308 轴承，其工作可靠度为 90，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠度提高到 99，试确定可能用来替换的轴承型号。11 某电动机与油泵之间用弹性套柱销联轴器连接。功率 P4 kW，转速n960r rain。轴伸直径 d32 mm ，试决定该联轴器的型号(只要求与电动机轴伸连接的半联轴器满足直径要求)。12 某离心式水泵采用弹性柱销联轴器连接，原动机为电动机，传递功率 38 kW，转速 300 rmin，联轴器两端连接轴径均为 50 mm，试选择该联轴器的型号。若原动机改为活塞式内燃机，又应如何选择联轴器?13 一机床主传动换向机构中采用如图 141 所示的多盘摩擦离合器，已知

5、主动摩擦盘 5 片从动摩擦盘 4 片，接合面内径 D160 mm，外径 D2110 mm。功率P44kW转速 n1214 rmin，摩擦盘材料为淬火钢对淬火钢，试写出需要多大的轴向力 F 的计算式。14 图 14-2 所示的剪切销安全联轴器，传递转矩 Tmax650 Nm，销钉直径d6mm。销钉材料用 45 钢正火( s355 MPa， B600 MPa) 。销钉中心所在圆的直径 Dm100 mm。销钉数 z=2。若取T=O7 ，试求此联轴器在载荷超过多大时方能体现其安全作用。15 若轴的强度不足或刚度不足时。可分别采取哪些措施?16 在进行轴的疲劳强度计算时。如果同一截面上有几个应力集中源。

6、应如何取定应力集中系数?17 为什么要进行轴的静强度校核计算?校核计算时为什么不考虑应力集中等因素的影响?18 图 151 所示为某减速器输出轴的结构图。试指出其设计错误。并画出改正图。19 有一台离心式水泵。由电动机带动，传递的功率 P3 kW，轴的转速n960r rain轴的材料为 45 钢，试按强度要求计算轴所需的最小直径。20 设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴(包括选择两端的轴承及外伸端的联轴器)。如图 153 所示。 已知：电动机额定功率 P4 kW。转速，n 1750 rmin，低速轴转速 n2130 rmin，大齿轮节圆直径 d2300 mm，宽度 B290 mm

7、，轮齿螺旋角 12 ，法向压力角n 20。 要求：(1) 完成轴的全部结构设计；(2)根据弯扭合成理论验算轴的强度；(3)精确校核轴的危险截面是否安全。21 两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴(见图 15-5(a)，尺寸和结构如图 15-5(b)所示。已知：中间轴转速，12180 rlatin ，传递功率 P55 kW 。有关的齿轮参数见表 15-1。图中 A、D 为圆锥滚子轴承的载荷作用中心。轴的材料为 45 钢(正火)。要求按弯扭合 成理论验算轴的截面和的强度。并精确校核轴的危险截面是否安全。22 一蜗杆轴的结构如图 15-7 所示，试计算其当量直径 dv。23 试设计一在静载荷、常温下

8、工作的阀门圆柱螺旋压缩弹簧。已知：最大工作载荷 Fmax220 N。最小工作载荷 Fmin150 N，工作行程 h5 mm，弹簧外径不大于16 mm，工作介质为空气。两端固定支承。24 设计一圆柱螺旋扭转弹簧。已知该弹簧用于受力平稳的一般机构中。安装时的预加扭矩 T12 Nm ，工作扭矩 T26 Nm ，工作时的扭转角 max min40 。25 某牙嵌式离合器用的圆柱螺旋压缩弹簧的参数如下：D 236 mm ，d3 mm，n5，弹簧材料为碳素弹簧钢丝(C 级)，最大工作载荷 Fmax100 N ，载荷性质为类，试校核此弹簧的强度，并计算其最大变形量 max。26 设计一具有预应力的圆柱螺旋拉

9、伸弹簧。已知：弹簧中径 D10 mm，外径D215 mm。要求：当弹簧变形量为 6 mm 时，拉力为 160 N；变形量为 15 mm 时，拉力为 320 N。27 圆柱螺旋扭转弹簧用在 760 mm 宽的门上，如图 162 所示。当关门后，手把上加 45 N 的推力 F，能把门打开；当门转到 180时。手把上的推力为 135 N，若材料的许用弯曲应力 b1 100 MPa，求：(1)该弹簧的弹簧钢丝直径 d 和中径 D；(2)所需的初始变形角 min；(3) 弹簧的工作圈数 n。机械设计（综合）模拟试卷 25 答案与解析1 【正确答案】 确定轴承形式：采用剖分式结构，便于安装和维护。润滑方式

10、为脂润滑。由机械设计手册可初选 H4090 号径向滑动轴承。轴瓦材料采用2CuSn10P1，其中 p15 MPa ，pv 15 MPa.ms ，v10 m s 。 (1)选择宽径比 对于起重装置，宽径比略大些，取 Bd15。 (2)计算轴承宽度 B1 5d135 mm (3)计算轴颈圆周速度 v ms0042 (4)计算轴承工作压力和 pv 值 pMPa823MPa pv 8230042 MPa.ms0346 MPa.ms 比较可知 vv、pp、pvpv，因而选材合理。 (5)选择配合 参考同类机械的使用经验，选取配合 。【知识模块】 滑动轴承2 【正确答案】 按平均温度 tm50 查得 LA

11、N32 的运动粘度 v5022 cst，由此可换算出其在 50时的动力粘度 50v 5010-69002210 -6Pa.s00198 Pa.s 轴颈的圆周速度：v ms523 ms 由此可计算承载量系数：C p 169 根据 Cp 和宽径比 Bd1 并插值得偏心率 067 故最小油膜厚度： hmin 0001(1067)mm165m。 承受最大载荷时，考虑到表面几何形状误差和轴颈挠曲变形，选安全系数 S 2，则许用油膜厚度： hS(R z1R z2)2(1632)m9 6m。 综上可知， hmin65m h96 m，所以可以实现动压润滑。【知识模块】 滑动轴承3 【正确答案】 (1)选择宽径

12、比，确定轴承宽度 取 Bd1，可得轴承宽度 B150 mm。 (2)计算轴颈圆周速度 v (3)计算轴承工作压力和pv 值 p MPa222 MPa pv222785 MPa.ms1743 MPa.ms (4)选择轴瓦材料 在保证 vv、PP、 pvpv的条件下，选定轴瓦材料为 ZQSn 一 63，轴承衬套采用 ZChSnSb116。 (5)选定润滑油牌号 选用 LAN22 号机械油，其在 50时的动力粘度 500 015 Pa?S。 (6) 计算相对间隙、直径间隙 相对间隙 000125 则直径间隙d 000125150 mm01875 mm。 (7)计算承载量系数(8)计算最小油膜厚度 根

13、据宽径比和Cp2 2 偏心率 073， 故 hmin 000125(1073)mm253 m。 (9) 确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度 取轴颈和轴瓦表面粗糙度均为 Rz1R z232m，取安全系数 S2，则许用油膜厚度： hS(R z1R z2)2(32 32)m 128m 可见 hminh，可实现动压润滑。 (10)计算轴承与轴颈的摩擦系数 由于宽径比为 1，故取随宽径比变化的系数 1，则摩擦系数： f 05500012510002466 (11) 到润滑油流量系数 0145。 (12)计算油温升人口温度 tit m423，合适。 (13) 选择配合 根据直径间隙 01875 mm，按

14、GBT18011999 选取配合 ，轴承孔尺寸公差150c 0+0.01，轴颈尺寸公差为150-0.245-0.145。 最大间隙： max01(0245)mm0345 mm 最小间隙：min 0(0145)mm0145 mm。 由于 01875 mm 在两者之间，因此所选配合可用。【知识模块】 滑动轴承4 【正确答案】 N307P4、6207、30207 轴承的内径均为 35 mm，51301 轴承的内径为 12 mm；N307P4 轴承公差等级为 4 级，等级最高；6207 轴承允许的极限转速最高；N307P4 轴承承受径向载荷能力最高；51301 轴承不能承受径向载荷。【知识模块】 滚动

15、轴承5 【正确答案】 在试验阶段，轴承的转数 L(86020)2000110 6，刚好为106 转，根据轴承基本额定动载荷的定义，可知此时的可靠率为 90，即失效的轴承数量约为 50(190)5(个)。【知识模块】 滚动轴承6 【正确答案】 由题意可得： C kN53134kN 即为该轴承应有的基本额定动载荷。【知识模块】 滚动轴承7 【正确答案】 根据已知轴径初选 6207 轴承，其基本额定动载荷 C25500 N ，基本额定静载荷 C15 200 N。 (1)确定判断系数 e 值和 Y 值 相对轴向载荷0049，插值得判断系数 e025。 又 041e 025，得 056，插值得 Y173

16、。 (2) 求当量动载荷 P 取载荷系数 fP115，可得：Pf p(XFrYF a)115(0561810173740)N2638 N 此时轴承的寿命： Lh 5191 h6000h 不能满足寿命要求，故改选6307 轴承，重新计算。其基本额定动载荷 C33200 N ，基本额定静载荷C019200 N，同理计算如下： (1)确定判断系数 e 值和 Y 值 相对轴向载荷0039，插值得判断系数 e024。 又041e 0 24， 056，插值得 Y18。 (2)求当量动载荷 P 取载荷系数 fp115，可得： Pf p(XFrYF a)1 15(056181018740)N2697 N 此时

17、轴承的寿命： L h h10720 h6000 h 故 6307 轴承满足要求。【知识模块】 滚动轴承8 【正确答案】 (1)计算两轴承的轴向力 可得 d25 时的派生轴向力： Fd1068F r10683390 N23052 N F d2068F r20681040 N 7072 N 因该轴承正装，故两派生轴向力的方向为 Fd1()，F d2() 则有Fae Fd17072870 N15772 NF d123052 N 即轴承 1 被放松，轴承 2被压紧。 故两轴承的轴向力：F a1F d123052 N，F a2F d1F aer14352 N。 (2)计算当量动载荷 由 Fa1F r12

18、30523390068e ，得 11，Y 10。 由Fa2F r2143521040138e，得 2041，Y 2087。 工作中有中等冲击，取 fp15，故有 P 1f p(X1Fr1Y 1Fa1)1 5(1339002305 2)N5085 N P 2f p(X2Fr2Y 2Fa2)15(0 41104008714352)N251254 N (3)寿命计算 由于 P1P 2，故按轴承 1 的寿命计算。选取 7207AC轴承，查手册得其基本额定动载荷 C29000 N，故该组轴承的寿命： Lhh17175h。【知识模块】 滚动轴承9 【正确答案】 (1)计算两轴承的轴向载荷 查手册可得 30

19、207 圆锥滚子轴承的判断系数 e037 ，轴向载荷系数 Y16，基本额定动载荷 Cr54200 N。派生轴向力： F d1F r1(2Y)87565(21 6)N 27364 N Fd2F r2(2Y)151262(216)N47269 N 则 FaeF d24004726987269 NF d127364 N 因此，轴承 1 被压紧，轴承 2 被放松，故两轴承的轴向力分别为： F a1F aeF d240047269 N87269 N， Fa2Fd2 d247269 N (2)计算当量动载荷 由 1e，得 X104，Y 116 由031e ，得 X21，Y 10 轴承运转过程中有中等冲击，

20、取fp1 5，故有 P 1f p(X1Fr1Y 1Fa1)15(0 4875651687269)N261985 N P 2f p(X2Fr2Y 2Fa2)151151262 N 226893 N (3)寿命验算 因 P1P 2，故按轴承 1 的寿命进行验算： Lh h779091 15h15000h 因此，所选轴承30207 满足寿命要求。【知识模块】 滚动轴承10 【正确答案】 由可靠度为 99时的寿命修正系数 a1021，则相应的基本额定寿命： L 10 查手册得到 6308 轴承的基本额定动载荷 C40800，且 L h 联立式可得用来替换的轴承的基本额定动载荷约为 C N68641 5

21、5 N。 查手册，选取 6408轴承，其基本额定动载荷 C65500 N，勉强符合要求。因此，可选用来替换的轴承型号为 6408。【知识模块】 滚动轴承11 【正确答案】 (1)载荷计算 公称转矩：T9550 N?m3979 N.m 工况系数 K13，则计算转矩： T caK AT133979 N.m5173 N.m (2)型号选择 从 GB432384 中查得 TL5 型弹性套柱销联轴器，轴径在 3242 mm 之间，许用转矩 125 N.m，许用最大转速n4600 rmin，故选用 TL5 型弹性套柱销联轴器。【知识模块】 联轴器和离合器12 【正确答案】 (1)载荷计算 公称转矩：T95

22、50 N.m120967 N.m 工况系数 KA13，则计算转矩： T caK AT131209 67 N.m157257 N.m。 (2)型号选择 从 GB501485 中查得 HL5 型弹性柱销联轴器，轴径在 5075 mm 之间，许用转矩 2000 N?m，许用最大转速 n3550 rrain，故选用 HL5 型弹性柱销联轴器。 若改用活塞式内燃机，要根据实际工况重新选取工况系数 KA，重新确定计算转矩，并根据计算结果选取联轴器型号。【知识模块】 联轴器和离合器13 【正确答案】 根据式 F 计算轴向力。 其中，机床载荷平稳，取KA15。 公称转矩：T9550 N.m3461 N.m 由

23、题意可得，接合面数 z8，取摩擦系数 f006，则所需轴向力： FN2540 N【知识模块】 联轴器和离合器14 【正确答案】 由题意可得，该销钉的许用切应力： 07 B07600 MPa420 MPa 则安全联轴器能传递的极限转矩：。 即该安全联轴器在载荷超过827时，才能体现出其安全作用。【知识模块】 联轴器和离合器15 【正确答案】 提高轴的强度的措施：增大轴径； 改变材料类型；对轴的表面进行热处理和表面硬化加工处理；提高表面加工质量； 用开卸载槽、增大过渡圆角半径等方法改进轴的结构以降低应力集中程度等。提高轴的刚度的措施：增大轴径； 改变轴的外形等。【知识模块】 轴16 【正确答案】

24、在进行轴的疲劳强度计算时，如果同一截面上有几个应力集中源，则应取该截面上各应力集中源有效应力集中系数中的最大值为该截面的有效应力集中系数。【知识模块】 轴17 【正确答案】 静强度校核的目的在于评定轴抵抗塑性变形的能力。这对那些瞬时载荷很大，或应力循环的不对称性较为严重的轴是很必要的。校核计算时不考虑应力集中等因素的影响是因为应力集中不影响静应力的大小，只影响应力幅的值。【知识模块】 轴18 【正确答案】 如图 152 所示，轴线下方即为其改正图，主要错误如下：两轴承装反了，应当正装； 端盖与轴之间应有间隙，并加密封圈； 应有轴肩定位，以便轴承装配； 键不能伸人端盖，轴的伸出部分应加长； 齿轮

25、轮毂应略长于相配合的轴段长，以保证轴向固定； 轴承左端应有轴肩进行轴向定位； 端盖与箱体之间应加调整片。【知识模块】 轴19 【正确答案】 根据式 dminA 0 计算轴所需的最小直径。 轴的材料为 45 钢，A0112，将已知数据代人上式： d min mm1637 mm 取d18 mm。【知识模块】 轴20 【正确答案】 (1)载荷计算 输出轴上的功率 P2 P0974 kW 388 kW 图 153 单级齿轮减速器简图该轴传递的转矩(2)根据扭转强度条件 dminA 0确定轴的最小直径 得 45 钢 A0112，则dminA 0 mm347 mm 考虑到轴上有键槽，将轴径增大 5，则 d

26、105d min365 mm 工况系数 KA15，则联轴器的计算转矩： TcaK AT15285 N.m 4275 N.m 根据标准选择 YL9 型联轴器，其孔径d38 mm。 取最小轴径为 dmin38 mm。 (3) 轴的结构设计 为方便轴承装配，应使装轴承段轴径略大于 dmin，且考虑为斜齿轮传动，故选取 36308 型轴承，则 B23 mm，d40 mm，D90 mm，即该轴段 d240 mm；故齿轮段轴径取 d345 mm，根据齿轮齿宽为 90 mm，取与齿轮配合轴段的长 l288 mm，且采用键连接实现其周向固定；齿轮左端采用轴肩定位，故取该轴肩段直径 d452 mm，l 415

27、ram；左轴承与右轴承成对使用，故该段 d540 mm，l 5B23 mm；齿轮和右轴承之间采用套筒进行轴向固定，取套筒长 l15 mm；最后完成该轴的结构设计。 (4)按弯扭合成理论校核 如图 154(a)所示，做出轴的受力简图。求支反力 水平面内 RHAR HC 950 N 垂直面内 R VA777 N，R VC70 N 作水平面内的弯矩图如图 (b)所示。 B 点弯矩值 M HR HA 950715 N.m679 N.m 垂直面内弯矩图如图(c) 所示。 B 点左侧和右侧的弯矩值分别为： M V 左 R VA 777715 N.m556 N.m M V 右R VC 70715 N.m 5

28、0 N.m 合成弯矩 M，如图(d) 所示。 作扭矩图，如图(e) 所示，T2285 N.m。 作弯扭合成弯矩图，其中扭转应力按脉动循环应力计算，取a06，可得当量弯矩值： B 点左侧弯矩值 Mca 左 878 N.m B点右侧弯矩值 Mca 右 N.m1814 N.m 按弯扭合成强度理论校核 B 点右侧截面 ca Pa199 MPa 校核半联轴器所在最细轴段 CD 段 ca Pa306 MPa 对于调质处理的 45 钢，其许用弯曲应力 -160 MPa，故强度满足要求。 (5) 精确校核危险截面 校核 B 点右侧截面 该截面的弯曲应力和切应力分别为：因键槽引起的应力集中系数：k165，k 1

29、55； 尺寸系数： 074， 085； 轴按磨削加工，表面质量系数： 092； 故该截面轴的综合影响系数：。 取碳钢的特性系数： 015， 008 -1275 MPa ， -1155 MPa 计算安全系数：故该截面是安全的。 校核最细轴段 时，因轴肩引起的应力集中系数 118；材料的敏性系数 q083。 则有效应力集中系数：k1q (q1)115； 尺寸系数： 087； 该段轴按精车加工，表面质量系数： 088； 故该截面轴的综合影响系数：且 008，则安全系数：故该截面是安全的。【知识模块】 轴21 【正确答案】 (1)载荷计算 该轴传递的扭矩T95510 6 N.m2918 N.m 齿轮

30、2 的分度圆直径 d234199 mm 齿轮 3 的分度圆直径d3 mm9324 mm 可得两齿轮上的各力分量：轴向力Fa2F 12tan217065tan1044N3235 N F a3F t3tan36259tan922N1032 N (2)按弯扭合成理论校核 如图 156(a)所示，作出轴的受力简图。求支反力 水平面内垂直面内RVDF t3F t2R VA(625917064680)N= 3285 N 垂直面内弯矩图如图(b)所示。 B 截面弯矩值：M VBR VA.AB4680100 468000 N.mm=468 N.m C 截面弯矩值：M VCR VD.CD328580262800

31、 N.mm=2628 N.m 作水平面内的弯矩图如图(e)所示。 B 点左侧截面弯矩值 MHBRHA.AB1067100106700 N.mm1067 N.m B 点右侧截面的弯矩值 M HB154800 N.mm 1548 N.m C 点右侧截面弯矩值 M HCR HD.CD6108048800 N.mm488 N.m C 点左侧截面的弯矩值 M HC 61080651688 N.mm652 N.m 合成弯矩，如图(d) 所示。作扭矩图，如图(e) 所示，T2918 N.m。 作弯扭合成图，如图(f) 所示。 扭转切应力按脉动循环应力计算，取 06。钢正火处理，许用 弯曲应力 -1bb55

32、MPa，且 B590 MPa。 各点当量弯矩值分别为： B 点左侧截面 MCB(B) MB480 N.m B 点右侧截面MCB(B) N.m52316 N.m C 点右侧截面MCB(C)M C2673 N.m C 点左侧截面 MCB(C)N.m31586 N.m 按弯扭合成强度理论校核截面和一截面截面：由 d50 mm 可得 WB10750 mm 3，故有 (B) MPa487MPa -1b -截面：i 由 d45 mm 可得 WC 7 610 mm3，故有 (C) MPa415 MPa -1b 因此该轴是安全的。 (3)精确校核该轴的-截面和- 截面 -截面 该截面的弯曲应力： 因键槽引起的

33、应力集中系数：k 157，k 14； 分别得尺寸系数： 074， 085； 轴按磨削加工，表面质量系数： 092； 故该截面轴的综合影响系数：取碳钢的特性系数： 015， 008 得： -1255 MPa ， 1140 MPa 计算安全系数：故该截面是安全的。 一截面 该截面的弯曲应力：因键槽引起的应力集中系数：k 157，k 14 ； 尺寸系数： 075， 087； 轴按磨削加工，表面质量系数： 092； 故该截面轴的综合影响系数：取碳钢的特性系数： 015， 008 -1255 MPa ， -1140 MPa 计算安全系数：故-截面是安全的。【知识模块】 轴22 【正确答案】 根据公式 d

34、v 古计算该蜗杆轴的当量直径【知识模块】 轴23 【正确答案】 (1)根据工作条件选择材料和确定其许用应力 因弹簧在一般载荷、常温条件下工作，可以按第类弹簧来考虑，现选用碳素弹簧钢丝 C 级。 根据题意，取弹簧外径 D216 mm，估取弹簧钢丝直径为 25 mm，暂选B1660MPa，许用应力050 B830 MPa 。 (2)根据强度条件计算弹簧钢丝直径 由(1)得弹簧中径 D D2d(1625)mm 135 mm 取 D12 mm，可得旋绕比 CDd122548。改取 d22 mm，重新计算。 中径 DD 2d(1622)mm138 mm，由表取 D12 mm，C Dd1222545综上，

35、取 d22 mm，且弹簧外径 D2Dd(1222)mm142 mm，满足要求。 (3)根据刚度条件计算弹簧圈数 弹簧刚度 kF Nmm 14 N mm G 82000 MPa，可得弹簧圈数 n 9938 12 14 (圈) 取 n10 圈，此时弹簧刚度为 k F Nmm13901 Nmm (4)计算弹簧的几何尺寸 节距P(02805)D3366 mm，取 P4 mm 总圈数 n1n(225)12125，取 n1125 自由高度 Ho0pn(152)d433444 mm 螺旋角 arctan 630 展开长度L mm47410 mm。 (5)验算稳定性 b 3753，故满足稳定性要求。【知识模块

36、】 弹簧24 【正确答案】 (1)根据工作条件选择材料，确定其许用应力 因弹簧在受力平稳的载荷下工作，可以按类弹簧来考虑，现选用碳素弹簧钢丝 C 级。 根据题意，估取弹簧钢丝直径为 45 mm，暂选 B1520 MPa，许用应力050 B760 MPa。 (2)根据强度条件计算弹簧钢丝直径 初取旋绕比 C58，可得 D22536 mm，并按标准选取 D35 mm，则旋绕比CDd3545778。 ， 取 d45 mm。 (3) 计算弹簧的基本几何参数 弹簧外径 D2Dd(3545)mm395 mm 内径 D1Dd(3545)mm305 mm 取间距 005 mm，则节距 Pd 0(4505)mm

37、 5 mm 螺旋角 aarctan260。 (4)根据刚度条件计算弹簧圈数 弹簧丝截面参数：，弹性模量 E 200000 MPa，则： n639(圈) 取 n65 圈，弹簧的实际刚度为(5)计算最大最小扭转角 max 6103， min max 61 03402103 。 (6)计算自由高度和簧丝展开长度 取 Hh40 mm，则 H0n(d 0)H h6 5(4505)40mm725 mm 且取 LhH h40 mm，故展开长度 LDnL h (354540)mm5348 mm。【知识模块】 弹簧25 【正确答案】 (1)校核弹簧强度 B1570 MPa，许用应力 050 B785 MPa。

38、由题意可得，弹簧中径 DD 2d(363)mm33 mm 则旋绕比CDd33311，故曲度系数满足强度要求。 (2)计算最大变形量 G82140 MPa 则最大变形量：max mm2161 mm。【知识模块】 弹簧26 【正确答案】 (1)根据工作条件选择材料，确定其许用应力 按类弹簧来考虑，选用 65Mn 弹簧钢丝。 根据题意，D 2D1510 mm5 mm，估取弹簧钢丝直径为 3 mm，暂选 B1600 MPa，许用应力0804 B512 MPa。 (2)根据强度条件计算弹簧钢丝直径 根据题意，初选弹簧中径 D12 mm，可得旋绕比 CD d1234。 则曲度系数：取 d3mm。 (3)根

39、据刚度条件计算弹簧圈数 根据题意，弹簧刚度 kF Nmm1778 N mm G82000 MPa，可得弹簧圈数 n (圈) 取圈 n28，弹簧的实际刚度为 k F Nmm1716Nm (4)验算 弹簧初拉力F0F 1k F2(16017166)N 5704 N 则初应力当 C4 时，初应力的推荐值在90185 MPa 范围内，故此初应力合适。 极限工作应力 lim050 B800 MPa。 极限工作载荷 Flim MPa50490 MPa (5)进行结构设计的选定两端钩环，并估算出全部尺寸。【知识模块】 弹簧27 【正确答案】 (1)作用在弹簧上的最大扭矩 Tmax135760 N.mm 10260 Nmm 取旋绕比 c6，可得曲度系数 K1 115 故 dmm475 mm，取 d5 mm 可得弹簧中径 DCd65 mm30 mm (2)所需的初始变形扭转角和弹簧的工作圈数 弹簧钢丝Id 4645 464 mm 43068 mm 4，又弹性模量 E200000 MPa，则按刚度条件得弹簧的工作圈数： n 2990(圈)，取n30。 弹簧刚度 kT N.mm() 3788 N.mm() 最大扭转角 max 27086 由已知得 180 ，则min max270861809086【知识模块】 弹簧