機(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題集

1、第 1 章 機(jī)械設(shè)計(jì)概論思考題1. 什么是部件？什么是零件？什么是構(gòu)件？什么是通用零件？什么是專用零件？機(jī)械設(shè)計(jì) 課程研究的是哪類零件？從哪幾個(gè)方面來研究這類零件？2. 機(jī)械設(shè)計(jì)應(yīng)滿足哪些基本要求？機(jī)械零件設(shè)計(jì)應(yīng)滿足哪些基本要求？3. 機(jī)械設(shè)計(jì)的一般步驟是怎樣的？第 2 章 機(jī)械零件的工作能力和計(jì)算準(zhǔn)則一、填 空題1. 在壓力作用下，以點(diǎn)、線相接觸的兩物體在接觸處產(chǎn)生的應(yīng)力稱為 應(yīng)力。2. 零件在變應(yīng)力作用下的強(qiáng)度計(jì)算屬于 強(qiáng)度計(jì)算，它不同于靜強(qiáng)度計(jì)算。3. 零件的計(jì)算載荷與名義載荷的關(guān)系是 。4. 零件的名義載荷是指載荷。5. 零件的實(shí)際載荷與計(jì)算載荷的差異對零件的強(qiáng)度影響，將在中考慮。二、

2、簡答與思考題1. 解釋下列名詞：靜載荷、變載荷、穩(wěn)定循環(huán)變載荷、動(dòng)載荷、工作載荷、額定載荷、計(jì)算 載荷、靜應(yīng)力、變應(yīng)力、疲勞及疲勞極限。靜載荷是否一定產(chǎn)生靜應(yīng)力？變載荷是否一定 產(chǎn)生變應(yīng)力？2. 什么是變應(yīng)力的循環(huán)特性 r？對于靜應(yīng)力、脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力和對稱循環(huán)變應(yīng)力，其r 值各等于多少？3. 在一定的循環(huán)特性 r 下工作的金屬試件，其應(yīng)力循環(huán)次數(shù)與疲勞極限之間有怎樣的內(nèi)在聯(lián) 系？怎樣區(qū)分試件的無限工作壽命和有限工作壽命？怎樣計(jì)算在有限壽命下工作的試件的 疲勞極限？4. 兩個(gè)曲面形狀的金屬零件相互壓緊，其表面接觸應(yīng)力的大小由哪些因素確定？如果這兩個(gè) 零件的材料、尺寸都不同，其相互接觸的各點(diǎn)上彼此

3、的接觸應(yīng)力值是否相等？三、計(jì)算題1. 圖示為對心直動(dòng)滾子從動(dòng)件凸輪機(jī)構(gòu)。從動(dòng)件頂端承受壓力 F=12kN 。當(dāng)壓力角達(dá)到最 大值 max=250 時(shí)，相應(yīng)的凸輪輪廓在接觸點(diǎn)上的曲率半徑為R=75mm。已知：滾子半徑 r=15mm，凸輪與滾子的寬度 b=20mm；兩者材料的彈性模量和泊松比均為E=2.1 105Mpa和 =0.3 ；許用接觸應(yīng)力 H=1500Mpa。試校核凸輪與滾子的表面接觸強(qiáng)度。題1圖第 3 章 機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度、 簡 答題1.已知某零件的簡化極限應(yīng)力圖及其危險(xiǎn)剖面上的m、 a工作應(yīng)力點(diǎn) M（ m， a），如圖示，當(dāng)其應(yīng)力變化規(guī)律按 m=C （常數(shù)）變化時(shí)，在圖中找出相應(yīng)的極

4、限應(yīng)力點(diǎn)，并計(jì)算 其安全系數(shù)。2.3.題1 試給出變應(yīng)力中平均應(yīng)力 m， 應(yīng)力幅 分別在題 1 圖中畫出變應(yīng)力中循環(huán)特性圖 ，循環(huán)特性 r 的定義式。r=-1 、 r=0 兩種變應(yīng)力下的應(yīng)力變化規(guī)律，并標(biāo)出max 、 min 、 a 和 m。4. 試簡述某材料的極限應(yīng)力圖與該材料零件的極限應(yīng)力圖的區(qū)別。5. 已知零件材料的 -1 、 0、 S以及零件某處的綜合影響系數(shù)（ k）D，試給出該零件的簡化 極限應(yīng)力圖（ m- a 圖），并說明繪圖過程。二、分析與計(jì)算題1. 圖示一等截面轉(zhuǎn)軸，軸徑 d=45mm，其上作用有軸向拉力 FA=2000N，F(xiàn)r=6000N，試求軸危險(xiǎn) 剖面上循環(huán)變應(yīng)力的 ma

5、x 、 min 、 a 、 m和應(yīng)力循環(huán)特性 r 各是多少？2. 厚為 10mm的高強(qiáng)度碳鋼件受有拉力 F=60kN。板的平面尺寸如圖所示。該板的三個(gè)截面上 分別有 20mm 的圓孔、 R10mm的半圓缺口、 R10mm的圓角。試分別計(jì)算這三個(gè)截面上的最 大應(yīng)力。題2圖題 2 附圖3. 上題中，如載荷 F 在 3090kN 之間作周期性的波動(dòng)。材料改為合金鋼，其機(jī)械性質(zhì)：800MPa ，1 420MPa 。危險(xiǎn)截面上的有效應(yīng)力集中系數(shù)k 1.35 ，尺寸系數(shù)0.7，表面質(zhì)量系數(shù)1 ，等效系數(shù)0.2。按無限壽命考慮。試畫出 m a 極限應(yīng)力圖，并用作圖和計(jì)算兩種方法，確定安全系數(shù)S。4. 火車車

6、輪輪對軸的尺寸及受力情況如圖所示。已知：軸的材料為碳鋼， s 360MPa ，1 200MPa ；危險(xiǎn)截面 - 、 - 上的有效應(yīng)力集中系數(shù) k 1.9 ，尺寸系數(shù)0.7 ，表面質(zhì)量系數(shù)0.95 。試確定軸的安全系數(shù) S。計(jì)算時(shí)按無限壽命考慮，忽略剪力的作用。題4圖5. 上題中，已知：軸的轉(zhuǎn)速 n=15r/min ，載荷穩(wěn)定不變。要求使用壽命 10 年。每年工作 300 天，每天累計(jì)工作 2 小時(shí)。材料的疲勞曲線指數(shù) m=9，應(yīng)力循環(huán)基數(shù) N0=10 。試按有限壽命 計(jì)算：軸的壽命系數(shù) kN；軸的安全系數(shù) S。6. 上題中，如軸在每一小時(shí)內(nèi)的工作情況系按圖示的載荷圖譜作周期性的重復(fù)變動(dòng)。要求使

7、 用的天數(shù)不變，但每天工作 8 小時(shí)。其他所有條件都不變。試確定：壽命系數(shù)kN；安全系數(shù) S。圖中 F0 是載荷的最大值，與上題中的穩(wěn)定載荷值相等。題6圖軸的材料為碳鋼，已知機(jī)械性能：s 300Mpa ， 1 170Mpa ， s 180Mpa ，M=50100N.m；扭矩 T=0 50N.m。7. 實(shí)心轉(zhuǎn)軸的危險(xiǎn)截面上受有周期性波動(dòng)的載荷：彎矩1 100Mpa 。若截面直徑 d=25mm，有效應(yīng)力集中系數(shù) k 1.79， k 1.47 ，尺寸系 數(shù) 0.84，0.78，表面質(zhì)量系數(shù)0.9 ，等效系數(shù)0.34，0.21。試確定安全系數(shù) S。計(jì)算時(shí)可按無限壽命考慮，忽略剪力的作用。第 4 章 摩

8、擦、磨損、潤滑思考題1. 摩擦狀態(tài)有哪幾種？各有何特點(diǎn)？2. 按破壞機(jī)理分，磨損的基本類型有哪四種？各有何特點(diǎn)？如何防止這些類型的磨損發(fā)生？3. 潤滑劑的作用是什么？常用潤滑劑有哪幾種？4. 潤滑油的主要性能指標(biāo)是什么？潤滑脂的主要性能指標(biāo)是什么？第 6 章 螺紋聯(lián)接和螺旋傳動(dòng)、 填 空與選擇題1. 受橫向轉(zhuǎn)矩的螺栓組采用鉸制孔時(shí)，每個(gè)螺栓所受的載荷是（ 1）相等的（ 2）與到幾何中心距離成正比（ 3）與到幾何中心距離成反比（ 3）都不等2. 在螺栓聯(lián)接的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，被聯(lián)接件與螺母和螺栓頭接觸表面處需要加工，這是為了。（ 1）不致?lián)p傷螺栓頭和螺母（2）增大接觸面積，不易松脫（ 3）防止產(chǎn)生附加

9、偏心載荷（4）便于裝配3. 受橫向外載荷作用的緊螺栓聯(lián)接，螺栓中所受軸向的載荷F0 等于（1） F F（2） F（3） Fc1Fc1 c24. 在受軸向載荷的緊螺栓強(qiáng)度計(jì)算公式（ca1.3 F0d124 ）中， F0 為1）工作載荷3）預(yù)緊力 +工作載荷2）預(yù)緊力4）工作載荷 +殘余預(yù)緊力5.6.7.8.9.10.11.12.13.二、1.2.3.4.5.6.7.8.9.10.11.12.13.14.15.設(shè)計(jì)螺栓組時(shí)常把螺栓布置成軸對稱的均勻的幾何形狀，這主要是為了。（ 1）美觀 （2）受力最小 （3）聯(lián)接方便 （4）結(jié)合面受力較均勻 在確定緊螺栓聯(lián)接的計(jì)算載荷時(shí)，預(yù)緊力 F 比一般值提高

10、30%，這是為了因素。（ 1）螺紋上的應(yīng)力集中（2）螺栓桿橫截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（3）載荷沿螺紋圈分布的不均勻性在軸向力作用時(shí)，用預(yù)緊力 F 來保證螺栓聯(lián)接的接縫不張開，此預(yù)緊力 F（1）可以是任意值 （ 2）小于作用力 （3）等于作用力 （4）大于作用力 圖示螺旋拉桿，若 A 向逆時(shí)針擰螺母拉緊螺桿時(shí)，螺紋應(yīng)取什么旋向 。（ 1）兩個(gè)均為左旋（2）兩個(gè)均為右旋（3）螺紋 1為左旋，螺紋 2 為右旋（4）螺紋 1 為右旋，螺紋 2為左旋題8圖 受軸向變載荷的緊螺栓聯(lián)接，在工作載荷 F 和殘余預(yù)緊力 F 不變的情況下，要提高螺栓 的疲勞強(qiáng)度，可以減小 剛度及增大 剛度。螺紋聯(lián)接防松的實(shí)質(zhì)是 。 受剪

11、鉸制孔螺栓在橫向剪力作用下，螺栓桿和孔壁間可能發(fā)生 和螺栓被 等 失效形式。螺紋聯(lián)接中常用的防松方法有 。 計(jì)算螺栓抗拉強(qiáng)度時(shí)用 直徑，分析螺紋的受力時(shí)用 直徑。簡答題受橫向載荷的普通螺栓聯(lián)接有何特點(diǎn)？ 為什么大多數(shù)螺紋聯(lián)接都要預(yù)緊？預(yù)緊力 F 過大有什么結(jié)果？預(yù)緊力 F 過小有什么結(jié) 果？螺紋升角的大小對自鎖和效率有何影響？寫出自鎖條件及效率公式。 簡述提高螺紋聯(lián)接強(qiáng)度的四種措施。為了避免螺栓承受偏心載荷，應(yīng)從結(jié)構(gòu)上采取哪些措施？ 聯(lián)接和傳動(dòng)各常用什么螺紋？為什么？螺紋是怎樣形成的？ 若用降低螺栓剛度的辦法來提高螺栓聯(lián)接的疲勞強(qiáng)度，試作力和變形圖說明之。 舉兩種常用螺紋聯(lián)接的類型，并分別說明

12、應(yīng)用場合？ 螺紋有哪些主要參數(shù)？各參數(shù)間有何關(guān)系？ 螺距與導(dǎo)程有什么不同？兩者有什么關(guān)系？請用圖表示出三頭右旋螺紋，并注明導(dǎo)程及螺 距。螺旋副的傳動(dòng)效率與螺旋頭數(shù)有什么關(guān)系？請利用計(jì)算螺旋副效率的公式進(jìn)行分析。 常用螺紋按牙形分為哪幾種？各有何特點(diǎn)？主要用途怎樣？ 三角形螺紋分為哪兩種？它們有什么特點(diǎn)？為什么螺母的螺紋圈數(shù)不宜大于 10？16. 擰緊螺母及松退螺母時(shí)的效率如何計(jì)算？效率隨哪些因素而變化？17. 螺紋聯(lián)接松脫的原因是什么？按防松原理防松的方法可分為幾類？具體的防松方法和裝置 各有哪些？18. 螺栓的主要失效形式有哪些？19. 提高螺栓聯(lián)接強(qiáng)度的措施有哪些？20. 推導(dǎo)圖示受扭矩作

13、用的螺栓組聯(lián)接的螺栓受力計(jì)算式：(a) 當(dāng)用受拉螺栓時(shí)；(b) 當(dāng)用鉸制孔用受剪螺栓時(shí)。題 20 圖三、結(jié)構(gòu)改錯(cuò)題與計(jì)算題1. 如圖示，托架螺栓組聯(lián)接，試求在傾覆力矩 M作用下，繞 O-O 軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，最大受載螺栓的 計(jì)算公式，并寫出滿足螺栓不拉斷、接縫面 A 點(diǎn)不開縫， B 點(diǎn)不壓壞的強(qiáng)度條件。 (寫出結(jié) 果式即可)題 1圖題 2圖2. 圖示支承桿用三個(gè) M12 鉸制孔螺栓聯(lián)接在機(jī)架上，鉸孔直徑d0=13mm，如螺桿與孔壁的擠壓強(qiáng)度足夠， 試求作用于該懸臂梁的最大作用力P。(不考慮構(gòu)件本身的強(qiáng)度。 取螺栓材料的屈服極限 S=600Mpa，取剪切安全系數(shù) n=2.5 )題 3圖 題 6圖3. 一

14、薄板用兩個(gè) M10的普通螺栓聯(lián)接在厚機(jī)架上，尺寸如圖示，已知薄板上受力P=600N，板間摩擦系數(shù) f=0.20 ，防滑系數(shù) Kf =1.2 ，螺栓許用應(yīng)力 =108Mpa ，螺栓螺紋小徑 d1=8.376mm，試校核該螺栓聯(lián)接是否安全可靠。4. 凸緣聯(lián)軸器， 用六個(gè)普通螺栓聯(lián)接， 螺栓分布在 D=100mm的圓周上，結(jié)合面摩擦系數(shù) f=0.16 ， 防滑系數(shù) Kf=1.2 ，若聯(lián)軸器傳遞扭矩為 150N.m，試求螺栓螺紋小徑。 （螺栓 =120Mpa）5. 試找出圖示螺紋聯(lián)接中的錯(cuò)誤，并就圖改正。1）當(dāng)工作載荷為 2000N 時(shí)，求螺6. 圖示為某受軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接的載荷變形圖：栓所受

15、總拉力及被聯(lián)接件間殘余預(yù)緊力。 （2）若被聯(lián)接件不出現(xiàn)縫隙，最大工作載荷是多 少？7. 雙頭矩形螺旋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)， 其外徑 d=90mm，中徑 d2=81mm，螺距 P=18mm，螺紋的摩擦系數(shù) f=0.1 ， 試求其效率并判斷是否自鎖？8. 有一受軸向變載荷作用的緊螺栓聯(lián)接，預(yù)緊力 F =4000N，軸向工作載荷在 0 4000N 之間 變化，假設(shè)螺栓與被聯(lián)接件剛度相等，試計(jì)算：（1）螺栓所受最大和最小載荷是多少？（2）被聯(lián)接件間的壓緊力最大和最小值是多少？9. 圖示汽缸內(nèi)徑 D=500mm，蒸汽壓力 F=0 1.2Mpa，在法蘭上安裝有 12 個(gè)螺栓，其殘余預(yù)緊 力為工作載荷的 1.5 倍，螺

16、栓聯(lián)接的相對剛度為 0.8 ，試確定單個(gè)螺栓所受的最大軸向拉 力與最小軸向拉力。要尺寸相同，且上下各用一個(gè)螺栓。題 12 圖a 圖為夾緊聯(lián)接， b 圖為支座，兩個(gè)圖中的結(jié)構(gòu)主 提示：注意兩種結(jié)構(gòu)的失效形式有什么不同）題 10 圖11. 上題圖 a 所示的夾緊聯(lián)接柄承受載荷 直徑 dB=60mm，夾緊結(jié)合面摩擦系數(shù) 解：（ 1）. 求螺栓所需的預(yù)緊力 F 設(shè)聯(lián)接柄對軸的壓力為 R，則Q = 600N ，螺栓個(gè)數(shù) z=2 ，聯(lián)接柄長度 L=300mm，軸f = 0.15 ，試確定聯(lián)接螺栓的直徑。Q L f R d Bfd0.15 60所以 R Q L 600 300 2 104 NF2R 2 10

17、1 104 N2）. 確定螺栓直徑選螺栓材料為 A3鋼， s 240Mpa ，則安全系數(shù)S2200 km900 (70000 F ) 2 104.072200900 (70000 10000) 2 10 S58. 97 Mpa4.07dC4 1.3F4 1.3 10 458.9716.75mm根據(jù)手冊選 M20六角螺栓12. 圖示螺栓聯(lián)接中采用兩個(gè) M20 的螺栓，其許用拉應(yīng)力為 =160Mpa，被聯(lián)接件結(jié)合面間 的摩擦系數(shù) f=0.2 ，若考慮摩擦傳力的可靠系數(shù) kf=1.2, 試計(jì)算該聯(lián)接允許傳遞的靜載荷Q。13. 如圖所示，缸徑 D=500mm，蒸汽壓力 p=1.2MPa，螺栓分布圓直徑

18、 D0=640mm。為保證氣密性 要求，螺栓間距不得大于 150mm。試設(shè)計(jì)此氣缸蓋螺栓組聯(lián)接。題 13 圖題 15 圖14. 上題圖示的氣缸蓋聯(lián)接中，已知：工作壓力在0 到 2N/mm2之間變化，氣缸內(nèi)徑 D=500mm，螺栓數(shù)目為 20，用銅皮石棉墊片密封，試確定螺栓直徑。15. 設(shè)圖示螺栓剛度為 c1，被聯(lián)接件剛度為 c2，如果 c2=8c1，預(yù)緊力 F =1000N，外載荷 F=1100N， 試求螺栓中的總拉力和被聯(lián)接件中的殘余預(yù)緊力。解：螺栓中的總拉力為c1Fc1 c 21000 c1 1100c1 8c11122N聯(lián)接件中的殘余預(yù)緊力為2 F 1000 c1 c28c1 1100c

19、1 8c11122N由此可見螺栓所承受的總拉力 F0 比它所受的預(yù)緊力 F 大。但總拉力（對預(yù)緊力而言）的增加量（） 僅占外載荷 F 的 11%。這個(gè)值是不太大的。這種聯(lián)接的受力情況與它的相對剛度有關(guān)。在此例中，盡管外 載荷比預(yù)緊力大，但被聯(lián)接件仍然處于被壓縮狀態(tài)，它們之間沒有分離。16. 圖示的矩形鋼板，用 4個(gè) M16的鉸制孔用螺栓固定在高 250mm的槽鋼上，鋼板懸臂端承受的外載荷為 16kN，試求：（1）作用在每個(gè)螺栓上的合成載荷；（2）螺栓的最大剪應(yīng)力；（3）螺栓的最大擠壓應(yīng)力。解：（ 1）應(yīng)用力的平移原理，將力 P向接縫面中心 O簡化，由題解圖可見螺栓組接縫面受： 向下的滑移載荷

20、P=16kN繞中心 O 旋轉(zhuǎn)的扭矩T=16 425=6800Nm由于滑移載荷 P 的作用，各螺栓要承受的垂直剪切載荷為V=P/4=16/4=4kN因扭矩 T 的作用，各螺栓所受的剪切載荷 R，而 Rmax 為RmaxTr max z2 r1i由圖可見， r1 r2rmax602 752 96.0mm, z 4 。RmaxT rmax4 rm2axmax6800 17.7kN4r x 4 96.0max面積是按比例將剪力 V 與剪力 R繪于題解圖中， 并應(yīng)用平行四邊形法則求得合力。 求得最大合力的大小 Fmax = F 1 = F 2 = 21.0 kN2）螺栓 1 和 2 承受最大的剪切載荷，

21、由國標(biāo)中查得 d1=17mm，螺栓桿剪切的危險(xiǎn)截面面積是A d1 4 17 4 227mm2所以剪應(yīng)力為F21.0 103max21.0 1092.5MpaA 2273）由于鋼板與螺栓的接觸長度比較小，所以最大擠壓應(yīng)力將發(fā)生在螺栓桿與鋼板的孔壁之間，其擠壓2Ap d1 t 17 8 136mm2題 16 圖題解 16 圖17. 圖示的底板螺栓組聯(lián)接， 受外力 R 的作用。 外力 R 作用于包含 X軸并垂直于底板接逢面內(nèi)， 試分析底板螺栓組聯(lián)接的受力情況，并判斷哪一個(gè)螺栓受力最大？保證聯(lián)接安全工作的必 要條件有哪些？解：題 17 圖（1）聯(lián)接的受力分析將 R 力在作用面內(nèi)分解為平行于 X、Y 軸

22、的兩個(gè)分力 H與 V，如圖 aH=Rcos V=Rsin 根據(jù)力的平移定理，將V力平移至接縫面中心 O，并加上力矩 MV，如圖 b 所示，則得接縫面的載荷為軸向力（使接縫面分離） V=Rsin 傾覆力矩（使接縫面繞ZZ 軸旋轉(zhuǎn)） MV=-Vl同理，將 H 力平移到中心 O，并加上力矩 MH，如圖 c 所示，則得載荷為 橫向力（使接縫面滑移） H=Rcos傾覆力矩（使接縫面繞 ZZ 軸旋轉(zhuǎn)） MH=Hh 根據(jù)力、力矩的疊加原理，聯(lián)接的受力情況為 傾覆力矩 M=MH+MV=Hh-Vl 橫向力 V=Rsin 軸向力 H=Rcos 2）螺栓的受力情況對于螺栓組來說， 各個(gè)螺栓在擰緊后都受有預(yù)緊力 F

23、的作用。 在載荷 R作用后，每個(gè)螺栓要受到 V/8 的軸向力作用；橫向力 H 則由接縫面間產(chǎn)生的摩擦力（ 8F-V）f 來平衡。在傾覆力矩 M的作用下，若 M沿 順時(shí)針方向時(shí)，則 ZZ軸左側(cè)的螺栓受到軸向加載作用，而右側(cè)螺栓所受載荷減小，并且距ZZ 軸越遠(yuǎn)影響越大，因此可以判明 ZZ 軸左側(cè) 1-1 行的螺栓受力最大（圖 d），應(yīng)對它進(jìn)行強(qiáng)度校核。 3）此聯(lián)接安全工作的必要條件根據(jù)以上的分析，除螺栓必須具有足夠的強(qiáng)度外，對聯(lián)接來說，在R力的作用下接縫面的應(yīng)力狀態(tài)如圖 d 所示，由圖可見，為保證聯(lián)接的安全工作必須：接縫面右端的最大擠壓應(yīng)力（ max=p-v+M）小于或等于接縫面的許用擠壓應(yīng)力 P

24、。式中，p螺栓預(yù)緊力在接縫面產(chǎn)生的壓應(yīng)力；為了避免接縫面間產(chǎn)生間隙，接縫面左端的最小擠壓應(yīng)力（min =p- v- m）不得小于零 ；在橫向力 H 的作用下，接縫面不應(yīng)產(chǎn)生相對滑動(dòng)，即接縫面間的摩擦阻力應(yīng)大于或等于H（ 8F-V）f=H18. 圖示為一固定在磚墻上的托架。已知: 載荷 Q=4.8kN，底板高 h=340mm，寬 b=150mm，載荷作用線與鉛垂線的夾角 =500，磚墻許用擠壓應(yīng)力 p=2Mpa，結(jié)合面摩擦系數(shù) f s=0.3 ， 試設(shè)計(jì)此聯(lián)接。題 18 圖19. 在簡答題 20 題中，凸緣聯(lián)軸器傳遞的扭矩 T=150Nm，載荷平穩(wěn)，螺栓數(shù) z=6，螺栓均勻分 布在 D=100m

25、m的圓周上，結(jié)合面摩擦系數(shù) f=0.16 ，可靠系數(shù) kf =1.2 ，求螺栓直徑。20. 圖示某機(jī)構(gòu)上的拉桿端部采用粗牙普通螺紋聯(lián)接。已知：拉桿所受最大載荷F=15KN，載荷很少變動(dòng)，拉桿材料為 A3 鋼， S=216Mpa，S=1.6 ，試確定拉桿螺紋的直徑。1.2.3.第7章鍵、花鍵、銷、成形聯(lián)接、 填 空或選擇題平鍵的橫剖面為 。（ 1）橢圓（2）圓 （3）半圓 （4）矩形平鍵聯(lián)接的可能失效形式有（ 1）疲勞點(diǎn)蝕（3）膠合 楔鍵聯(lián)接與平鍵聯(lián)接相比，（ 1）好（2）差（2）彎曲疲勞破壞（4）壓潰、磨損、剪切破壞等 前者對中性（3）相同3）無法比較4.5.導(dǎo)鍵固定于 。（ 1）軸槽（2）輪

26、轂半圓鍵聯(lián)接具有（ 1）對軸的強(qiáng)度削弱小3）軸上零件（ 4）軸端的特點(diǎn)。（2）工藝性差、裝配不方便（ 3）調(diào)心性好 銷聯(lián)接主要用于（4）承載能力大。（1）傳遞較大載荷（ 3）承受靜拉應(yīng)力 楔鍵聯(lián)接中，楔鍵的工作面是 選擇普通平鍵時(shí)，根據(jù) 選擇鍵長 L。（2）定位（4）承受疲勞循環(huán)拉應(yīng)力 面。從國家標(biāo)準(zhǔn)中查取鍵的尺寸，然后按輪轂寬度花鍵聯(lián)接按其齒形不同，可分為 、 、 花鍵聯(lián)接。 漸開線花鍵的定心方式有 、 。 常用的無鍵聯(lián)接形式有 、 。 花鍵聯(lián)接的主要失效形式是 、 。簡答題 花鍵聯(lián)接與平鍵聯(lián)接相比，有哪些特點(diǎn)？ 兩零件間使用定位銷為什么一般數(shù)目不少于兩個(gè)？ 矩形花鍵聯(lián)接外徑定心有何特點(diǎn)？應(yīng)

27、用于何場合？ 漸開線花鍵與齒輪齒形相比，有何差別？ 圓頭、方頭普通平鍵各有何優(yōu)缺點(diǎn)，分別用在什么場合？圓頭、方頭普通平鍵的軸上鍵槽 是怎樣加工的？ 為何矩形花鍵和漸開線花鍵應(yīng)用最廣？三角形花鍵多用在什么場合？ 若某軸與輪轂的平鍵聯(lián)接強(qiáng)度不夠，應(yīng)采取什么措施？ 為何采用兩個(gè)平鍵時(shí)，一般設(shè)置在同一軸段上相隔1800 的位置？ 計(jì)算題某試驗(yàn)臺的輸出軸端裝一卷筒，該處軸的直徑d=14mm，選用 A 型平鍵聯(lián)接，其中 b=4mm，h=4mm， L=18mm，鍵及輪轂材料均為 45 號鋼，載荷平穩(wěn)， p=130Mpa，試求此鍵聯(lián)接按 擠壓強(qiáng)度所能傳遞的轉(zhuǎn)矩。取 h h2， h 為鍵與轂的接觸高度。6.7.

28、8.9.10.11.12.二、1.2.3.4.5.6.7.8.三、1.2.某齒輪與軸之間采用 B 型平鍵聯(lián)接， 已知：T=5000.Nm，軸徑 d=100mm，且 b=28mm，h=16mm， L=150mm，取 h h2（ h 為鍵與轂的接觸高度） ，鍵及輪轂材料均為 45號鋼， p=130Mpa， 試校核該鍵聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度。1.2.3.4.5.6.7.8.9.1.2.3.4.5.6.7.第 11 章 帶 傳 動(dòng)填空與選擇題帶傳動(dòng)正常工作時(shí)，小帶輪上的滑動(dòng)角1）大于（ 2） 小于三角帶傳動(dòng)中帶輪最常用的材料是3）小于或等于。小帶輪的包角。4）大于或等于1)A32) 45 鋼3）HT15-33

29、（ 4）塑料設(shè)計(jì)中限制小帶輪的直徑 D1D1min ，是為了。2）限制相對滑移量4）輪在軸上安裝的需要（1）限制帶的彎曲應(yīng)力（3）保證帶與輪面間的摩擦力 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是1）保證帶具有一定的壽命2）保證帶不被拉斷3）保證不發(fā)生彈性滑動(dòng)的情況下，帶又不被拉斷4）保證傳動(dòng)不打滑的條件下，帶具有一定的疲勞強(qiáng)度 正常工作條件下的帶傳動(dòng)，在接觸面上帶與帶輪間（ 1）速度完全一致（2）存在彈性滑動(dòng)3）存在打滑4）存在彈性滑動(dòng)與打滑三角膠帶按剖面尺寸大小分等型號，其公稱長度是指長度。帶傳動(dòng)最大的有效圓周力隨著 ， ， 的增大而增大。 帶是處于 應(yīng)力下工作的，這將使帶容易產(chǎn)生 破壞。 一般帶傳動(dòng)的失效形式是

30、 和 。簡答題三角膠帶帶輪的基準(zhǔn)直徑指的是哪個(gè)直徑？三角膠帶傳動(dòng)的最小帶輪直徑由什么條件限 制？小帶輪包角范圍如何確定？為什么？ 在相同的條件下，為什么三角膠帶比平型帶的傳動(dòng)能力大？ 圖示為三角膠帶帶輪輪槽與帶的三種安裝情況，其中哪種情況是正確的？哪種情況是錯(cuò)誤 的？分別說明理由。a）c）題3圖在設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)時(shí)，能否認(rèn)為帶速與帶的傳遞功率成正比，為什么？ 帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)及鏈傳動(dòng)比較有哪些優(yōu)缺點(diǎn)？什么是有效拉力？什么是張緊力？它們之間有什么關(guān)系？如何理解緊邊和松邊的拉力差 即為帶傳動(dòng)的有效拉力？ 帶傳動(dòng)為什么要限制其最小中心距和最大傳動(dòng)比？通常推薦帶速在（1525）m/s 之間， 若帶速超出此范

31、圍會有什么影響？8. 帶傳動(dòng)的打滑經(jīng)常在什么情況下發(fā)生？打滑多發(fā)生在大輪上還是在小輪上？剛開始打滑 時(shí)，緊邊拉力和松邊拉力有什么關(guān)系？空載時(shí)， 帶的緊邊拉力與松邊拉力的比值 F1/F 2 是多 少？9. 帶工作時(shí)，截面上產(chǎn)生哪幾種應(yīng)力？這些應(yīng)力對帶傳動(dòng)的工作能力有什么影響？最大應(yīng)力 在什么位置？10. 什么是滑動(dòng)率？滑動(dòng)率如何計(jì)算？為什么說彈性滑動(dòng)是帶傳動(dòng)的固有特性？由于彈性滑動(dòng) 的影響，帶傳動(dòng)的速度將如何變化？11. 具有張緊輪的帶傳動(dòng)有何利弊？張緊輪應(yīng)放在什么位置？為什么？12. 為了避免帶打滑，將帶輪上與帶接觸的表面加工得粗糙些以增大摩擦，這樣解決是否可行 和是否合理，為什么？13. 寫

32、出撓性帶的歐拉公式，并說明公式中各符號的含義。三、計(jì)算題1. 帶傳動(dòng)中主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n1=955rpm，D1=D2=0.2m，B型棉簾布帶，帶長 1.4m（長度系數(shù) K L=0.9）， 單班、平穩(wěn)工作。問傳遞功率 7Kw ，需幾根膠帶？2. 已知帶傳動(dòng)的功率 P=7.5Kw ，主動(dòng)輪直徑 d1=100mm ，轉(zhuǎn)速 n1=1200rpm ，緊邊拉力 F1 是松 邊拉力 F2 的兩倍，試求 F1、F2的值。3. 已知帶傳動(dòng)的功率 P=7.5Kw ，平均帶速 v=10m/s，緊邊拉力 F1是松邊拉力 F2的兩倍， 試求 緊邊拉力 F1，有效圓周力 Fe 及初拉力 F0。4. 已知帶傳動(dòng)的功率 P=5K

33、w ，小帶輪直徑 d1=140mm ，轉(zhuǎn)速 n1=1440rpm ，大帶輪直徑 D2=400mm，三角膠帶傳動(dòng)的滑動(dòng)率 =2%， 求從動(dòng)輪實(shí)際轉(zhuǎn)速 n2 ；求空載時(shí)從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n2；求有效圓周力 Fe。5. 帶傳動(dòng)的小帶輪直徑 D1=100mm，大帶輪直徑 D2=400mm，若主動(dòng)小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=600r/min ， 三角膠帶傳動(dòng)的滑動(dòng)率 =2%，求從動(dòng)大帶輪的轉(zhuǎn)速 n2。6. 三角膠帶傳動(dòng)傳遞的功率 7.5kW，帶的速度 v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的 5 倍，即 F1=5F2。求緊邊拉力 F1 和有效拉力 F。7. 帶傳動(dòng)傳遞的功率 5kW，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n1=350r/min ，主

34、動(dòng)輪直徑 D1=450mm，傳動(dòng)的中心 距 a=1500mm，從動(dòng)輪直徑 D2=650mm，三角膠帶與帶輪間當(dāng)量摩擦系數(shù)f =0.5 。求帶速、小帶輪包角 1、帶長及緊邊拉力 F1。8. 帶傳動(dòng)的主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n1=1450r/min ，主動(dòng)輪直徑 D1=140mm，從動(dòng)輪直徑 D2=400mm，傳動(dòng)的 中心距 a 1000mm，傳遞功率 10kW，取工作情況系數(shù) KA=1.2 。選帶型號并求三角膠帶 的根數(shù) Z。9. 圖示攪拌機(jī)采用三角膠帶傳動(dòng)，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n1=1430r/min ，主動(dòng)輪直徑 D1=100mm，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n2=572r/min （攪拌轉(zhuǎn)速） ，傳動(dòng)中心距 a 500mm，采

35、用 A 型三角膠帶，根數(shù) Z=2，工 作情況系數(shù) KA=1.1 。試求允許傳遞的最大功率和軸上壓力。題9圖1.2.3.4.5.6.7.8.9.10.11.12.第 12 章 齒輪傳動(dòng)填空與選擇題齒輪傳動(dòng)按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定取。（ 1） max H1， H2（3） H1 錐齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算中的齒形系數(shù)（1）齒數(shù) Z（2） Z / cos2d 時(shí)（3 2KT1 u 1 ZEZH Z 2d1 時(shí)（ d1 3 1 （ E H ） ），H 應(yīng) d u H（2）min H1， H2（ 4） H2Yfa 應(yīng)按確定。2（3） Z /cos（4） Z /cos由直齒和斜齒圓柱齒輪組成的減速器，為使傳動(dòng)平穩(wěn)，應(yīng)

36、將直齒圓柱齒輪布置（ 1）高速級（ 2）低速級（ 3）高速級或低速級（4）無法判斷齒輪傳動(dòng)中，當(dāng)齒輪分度圓直徑不變時(shí)，將模數(shù)加大，其接觸強(qiáng)度將 ，彎曲強(qiáng)度 將。1）提高（ 2）降低（ 3）不變4）無法判斷變化情況斜齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算中的齒形系數(shù)Yfa 應(yīng)按確定。24） Z /cos1）齒數(shù) Z（ 2） Z / cos3（ 3） Z /cos一對齒輪嚙合傳動(dòng)時(shí)，大、小齒輪上齒面的接觸應(yīng)力1） H1 H 22） H 1 H 23） H 1H24）不能判明大小關(guān)系開式齒輪傳動(dòng)中，保證齒根彎曲應(yīng)力FF ，主要是為了避免齒輪的失效。（ 1）輪齒折斷（2）齒面磨損在齒輪傳動(dòng)中，提高其抗點(diǎn)蝕能力的措施之一是

37、（1）提高齒面硬度（ 3）減小分度圓直徑 在直齒圓柱齒輪傳動(dòng)中，若齒輪的接觸強(qiáng)度足夠， 施是（ 1）增大中心距（2）（ 3）齒數(shù)不變、加大模數(shù)（4）在齒輪傳動(dòng)中，為減少動(dòng)載荷，可采取的措施是（ 1）改用好材料（2）（ 3）降低潤滑油粘度（4）在齒輪傳動(dòng)中，提高其彎曲強(qiáng)度的措施之一是（ 1）提高齒面硬度（2）（ 3）減小模數(shù)（4）在齒輪傳動(dòng)中，為改善齒端偏載現(xiàn)象，可采取的措施之一是（ 1）增加齒寬（2）將齒輪輪齒做成鼓形齒3）齒面膠合4）齒面點(diǎn)蝕（2）降低潤滑油粘度（ 4）減少齒數(shù)而彎曲強(qiáng)度稍差時(shí)，首先考慮的改進(jìn)措保持中心距不變將模數(shù)增大、齒數(shù)減少增大齒數(shù)提高齒輪制造精度加大模數(shù)降低潤滑油粘度

38、減小壓力角3）把齒輪懸臂布置4）提高齒面硬度13.14.15.16.17.18.19.20.21.22.23.24.1.2.3.4.5.6.7.在確定齒輪模數(shù) m 3 2KdTZ1Y12 （YFaYFSa）的公式中 （YFaYFSa）應(yīng)按確定。1) minYFa1YFS1a1,YFa2YFS2a2YFa1YSa1 YFa 2YSa22) max, F1 F 23) YFa1YSa13 F14）YFa 2YSa2 F2設(shè)計(jì)一對齒數(shù)不同的輪齒時(shí)，若需校核其彎曲強(qiáng)度時(shí)，一般 。（ 1）對大、小齒輪分別校核（ 2）只需校核小齒輪（ 3）只需校核大齒輪（ 4）應(yīng)校核哪一個(gè)齒輪，無法判斷齒輪傳動(dòng)中，通常應(yīng)

39、使小齒輪材料或硬度要好于大齒輪的，這是因?yàn)椋?）小輪齒面摩擦力大（3）小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)多 閉式齒輪傳動(dòng)中，常見的兩種疲勞損壞是 閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)，一般應(yīng)按 閉式硬齒面齒輪傳動(dòng)，一般應(yīng)按 直齒圓錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算，是按其 斜齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)算，是按其（2）小輪齒面的接觸應(yīng)力高于大齒輪的（ 4）小齒輪線速度高、振動(dòng)大 和。強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，然后再校核強(qiáng)度。強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，然后再校核強(qiáng)度。齒輪進(jìn)行分析的。 齒輪進(jìn)行分析的，同時(shí)還考慮了斜齒輪本身的特點(diǎn)。齒輪傳動(dòng)進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算，這是為了避免齒輪在預(yù)定使用期內(nèi)產(chǎn)生而失效。齒輪傳動(dòng)進(jìn)行接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，這是為了避免齒輪在預(yù)定使用期內(nèi)產(chǎn)生而失效。標(biāo)準(zhǔn)直

40、齒圓柱齒輪的齒形系數(shù) Yfa 與齒輪的和 有關(guān)。斜齒輪的螺旋角常用值為 80150，過大會使斜齒輪的過大，過小又顯示不出斜齒輪的優(yōu)點(diǎn)。簡答題 齒輪傳動(dòng)的主要失效形式有哪些？齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則通常是按哪些失效形式計(jì)算的。 為提高齒面的抗點(diǎn)蝕能力，試至少舉出三種措施。 為提高齒輪輪齒抵抗彎曲折斷的能力，試至少舉出三種措施。圖中，（ 1）當(dāng)齒輪 1主動(dòng)時(shí)，（2）當(dāng)齒輪 2 主動(dòng)時(shí)，試分析齒輪 2 的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力 的應(yīng)力循環(huán)特性 r 各等于什么？題4圖在齒輪傳動(dòng)中，為減小動(dòng)載荷，試至少舉出三種措施。 在齒輪傳動(dòng)中，為減輕齒輪的齒端偏載，試至少舉出三種措施。 在圖示二級減速裝置中，為什么將圓錐齒輪

41、布置在高速級？題 7 圖題8圖8. 圖示蝸桿 - 齒輪減速裝置，已知蝸輪軸 II 上的功率 P2 = 17Kw， n2 =174r/min ，蝸桿傳動(dòng)的效 率 1=0.85 ，齒輪傳動(dòng)的效率 2=0.98 。支承損失不計(jì)，試求各軸上的扭矩，已知條件如 下：傳動(dòng)件1223齒數(shù) Z3512149模數(shù) m（ mm）88339. 齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算中引入的載荷系數(shù)K 考慮了哪幾方面的影響？試加以說明。10. 在閉式齒輪傳動(dòng)中，當(dāng) d1 一定時(shí)，應(yīng)如何選擇齒數(shù) Z1？并簡述理由。11. 齒輪傳動(dòng)中，對齒輪的材料和熱處理的基本要求是什么？說明理由。12. 試分別說明：（1）軟齒面齒輪（ HBS 350），（

42、 2）硬齒面齒輪（ HBS350）常用的材料及其 熱處理方法有那些？13. （1）設(shè)計(jì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)時(shí)，當(dāng)中心距a 不為整數(shù)時(shí)，為什么要將 a進(jìn)行圓整；（2）圓整中心距后，當(dāng)齒數(shù)、模數(shù)不變時(shí)，為保證齒輪的裝配或仍為無側(cè)隙嚙合，應(yīng)采 取什么措施？14. 齒輪傳動(dòng)中的外部附加動(dòng)載荷和內(nèi)部附加動(dòng)載荷產(chǎn)生的原因是什么？試述使用系數(shù)KA和動(dòng)載荷系數(shù) Kv 的物理意義，其值與哪些因數(shù)有關(guān)？高速齒輪進(jìn)行齒頂修緣是為了什么？15. 試述齒向載荷分布不均的原因及其改善措施， 并由此分析齒向載荷分布系數(shù) K的物理意義。16. 為什么遠(yuǎn)離扭矩輸入端（或輸出端）安置齒輪，將可獲得載荷沿齒向分布較均勻的效果？ 如不能

43、如此安置齒輪，而又希望齒向載荷分布較均勻時(shí)，可采取哪些措施？17. 試述齒間載荷分配系數(shù) K的物理意義。 為何 K的取值與齒輪的制造精度和總重合度有關(guān)？ 并分析 K的值能否小于 1？18. 一對直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，在傳動(dòng)比 i 、中心距 a 及其他條件不變的情況下，如減小模數(shù) m 并相應(yīng)地增加齒數(shù) Z1、Z2，試問對其彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度各有何影響？在閉式傳 動(dòng)中，如強(qiáng)度允許，這樣減小模數(shù)m增加齒數(shù) Z 有何益處？19. 斜齒圓柱齒輪疲勞強(qiáng)度的計(jì)算公式和直齒圓柱齒輪疲勞強(qiáng)度的計(jì)算公式有什么不同？要注 意什么問題？20. 斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)中，如何利用分度圓螺旋角值的改變進(jìn)行幾何尺寸的調(diào)整？2

44、1. 在兩級圓柱齒輪傳動(dòng)中，如其中有一級用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，它一般是用在高速級還是低 速級？為什么？22. 為什么在斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)中Fa1=-F a2、 Fr1 =-F r2 、而在直齒圓錐齒輪傳動(dòng)中，F(xiàn)a1=-Fr2 、Fr1=-Fa2？如何確定作用在斜齒圓柱齒輪和直齒圓錐齒輪上的軸向力的方向？三、計(jì)算題1. 某直齒圓錐 -斜齒圓柱齒輪減速器及主動(dòng)輪 1的轉(zhuǎn)向如圖示，已知錐齒輪齒寬系數(shù) R=0.3 、 Z1=25、Z2=50，模數(shù) m=5m，m斜齒輪 Z3=21、 Z4=84，模數(shù) mn=6mm，試求當(dāng)斜齒輪 3 的分度圓 螺旋角為何旋向及多少度時(shí)，能使 II 軸上傳動(dòng)件的軸向力完全抵消？

45、2. 圖示為蝸桿 - 齒輪傳動(dòng)裝置，右旋蝸桿 互抵消，試確定： （ 1）蝸桿的轉(zhuǎn)向， 傳動(dòng)件的受力（用各分力表示）情況。1 為主動(dòng)件，為使軸 II 、 III 上傳動(dòng)件的軸向力能相2）斜齒輪 3、4 輪齒的旋向， （ 3）用圖表示軸 II 上題2圖3. 圖示為由電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)的錐齒輪 - 蝸桿傳動(dòng)裝置，電機(jī)吊起重物W時(shí)的轉(zhuǎn)向如圖示，卷筒與蝸輪 4 固定在同一軸上，設(shè)計(jì)時(shí)要求在提升重物時(shí)，使軸 II 上傳動(dòng)件的軸向力相互抵消， 試確定：（ 1）如保持其它傳動(dòng)件位置不變，從動(dòng)錐齒輪應(yīng)放在Z2還是 z2 的位置？（ 2）蝸輪、蝸桿輪齒的旋向； （3）用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件的受力情況（用各分力表示）

46、。題 3 圖 題 4 圖4. 圖示為斜齒輪、螺旋起重裝置，當(dāng)手輪 1 按圖示方向回轉(zhuǎn)時(shí)，需將重物 W舉起，試確定： （1）螺桿 5 和錐齒輪 4 內(nèi)螺紋的旋向； （2）為使軸 II 上傳動(dòng)件軸向力相互抵消， 斜齒輪 1、 2 輪齒的旋向； （ 3）用圖表示軸 II 上的受力情況（用各分力表示） 。5. 圖示為兩級斜齒輪傳動(dòng)，由電機(jī)帶動(dòng)的齒輪的轉(zhuǎn)向、旋向如圖示，現(xiàn)欲使軸 II 上傳動(dòng)件軸 向力完全抵消，試確定： （1）斜齒輪 3、4 輪齒的旋向； （2）斜齒輪 3、4 螺旋角的大?。?（ 3）用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件受力情況（用各分力表示） 。題5圖題6圖6. 圖示為蝸桿 - 齒輪傳動(dòng)裝置，已

47、知主動(dòng)斜齒輪1 的轉(zhuǎn)向 n1 和蝸桿 5 輪齒的旋向如圖示，現(xiàn)欲使軸 II 上傳動(dòng)件軸向力完全抵消，試確定： （1）斜齒輪 1、 2 輪齒的旋向；（2）蝸輪 6 的轉(zhuǎn)向及其輪齒的旋向； （ 3）用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件受力情況（用各分力表示） 。7. 圖示兩級斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，其主動(dòng)輪 1 的轉(zhuǎn)向 n1 及輪齒旋向如圖示，已知主動(dòng)軸 I 上的 扭矩 T1=40N.m，Z1=20，mn=4mm， =140，（1）試確定主動(dòng)輪上所受的徑向力 Fr1 、軸向力 Fa1 及圓周力 Ft1 大小和方向（用圖表示） ；（2）為使軸 II 上傳動(dòng)件軸向力相互抵消，試確定斜 齒輪 3、4 輪齒的旋向。8.

48、圖示齒輪 - 蝸桿傳動(dòng)裝置，主動(dòng)軸 I 的轉(zhuǎn)向 n1 如圖示，為得到從動(dòng)端蝸輪 6 的轉(zhuǎn)向 n6（順 時(shí)針），同時(shí)使軸 III 上傳動(dòng)件軸向力相互抵消，試確定： （ 1）斜齒輪 3、 4 及蝸輪、蝸桿 輪齒的旋向； （2）用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件受力情況（用各分力表示） 。9. 圖示齒輪 - 蝸桿傳動(dòng)裝置，已知從動(dòng)端蝸輪 6 轉(zhuǎn)向 n6（逆時(shí)針）及蝸桿 5 的轉(zhuǎn)向 n5，如圖 示，（1）現(xiàn)欲使軸 II 上傳動(dòng)件軸向力相互抵消，試確定蝸輪、蝸桿及兩個(gè)斜齒輪輪齒的旋向；（2）用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件受力情況（用各分力表示）題9圖10. 圖示為斜齒輪、蝸桿傳動(dòng)裝置，其兩級傳動(dòng)的中心距是一樣的，已

49、知斜齒輪齒數(shù)Z1=20、Z2=40、mn=6mm，蝸輪的齒數(shù) Z4=39、m=8m、mq=8，主動(dòng)輪 1 的轉(zhuǎn)向 n1及輪齒旋向如圖示， （ 1） 試確定斜齒輪螺旋角的大??； （2）若軸 II 上傳動(dòng)件軸向力相互抵消，試確定齒輪2、 3、4 輪齒的旋向及蝸輪 4 的轉(zhuǎn)向，用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件的受力情況（用各分力表示） 。題 10 圖題 11 圖11. 圖示傳動(dòng)裝置中，左旋蝸桿 1 為主動(dòng)件，其轉(zhuǎn)向 n1如圖示，為使軸 II 、 III 上傳動(dòng)件軸向 力相互抵消，試確定： （ 1）若保持其它傳動(dòng)件位置不變，錐齒輪5 應(yīng)放在錐齒輪 6的左側(cè)還是右側(cè)？（ 2）蝸輪 2、斜齒輪 3、4 輪齒的旋

50、向； （ 3）用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件的受力情 況（用各分力表示） 。12. 圖示兩級斜齒輪傳動(dòng)，已知條件如圖，主動(dòng)輪1 的轉(zhuǎn)向 n1如圖，現(xiàn)欲使 II 上傳動(dòng)件的軸向力完全抵消，試確定：（1）斜齒輪 3、 4 的螺旋角的大小及輪齒的旋向； （2）用圖表示軸 II 上傳動(dòng)件的受力情況（用各分力表示）題 12 圖題 13 圖13. 設(shè)計(jì)圖示的卷揚(yáng)機(jī)用閉式雙級直齒圓柱齒輪減速器中高速級齒輪傳動(dòng)。已知：傳遞功率 P1=7.5Kw，轉(zhuǎn)速 n1=960r/Min ，高速級傳動(dòng)比 i=3.5 ；折合一般制工作，使用壽命 15 年。14. 試求一對嚙合齒輪的大、小齒輪對于彎曲疲勞為等強(qiáng)度的條件式。并求大、

51、小齒輪彎曲應(yīng) 力之間的關(guān)系式。解：圓柱齒輪的大、小齒輪輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式為：2KT1F1d11YFa1YSa1YY F1（1）F1 bmn2KT1F2d1YFa2YSa2YY F 2（2）F2 bmn解（ 1）、（ 2）兩式中后面的兩式，即得其大、小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條件式 F1 F2YFa1 YSa1YFa2 YS使用上式可判斷一對齒輪中哪個(gè)齒輪的強(qiáng)度較弱，如 F1 F 2 ，則表明小齒輪彎曲強(qiáng)度低于大 YFa 1 YSa1 YFa2 YSa2齒輪，則應(yīng)按小齒輪進(jìn)行彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)或驗(yàn)算。這樣一來，可使計(jì)算概念更加清晰，使運(yùn)算更加簡化。F1YFa1 YSa1F2YFa2 YSa2利用該式，將可在已知一個(gè)齒輪的應(yīng)力后，方便地求得另一齒輪的應(yīng)力。15. 有一單級斜齒圓柱齒輪減速器，已知：中心距a=300mm，小齒輪齒數(shù) Z1=39，大齒輪齒數(shù)Z2=109，。試計(jì)算確定該斜齒輪傳動(dòng)的模數(shù)mn 和分度圓螺旋角及其他主要尺寸。解（ 1）求模數(shù) mn 及分度圓螺旋角mn2 acosZ1 Z 2應(yīng)取 mn = 4mm。再配湊2 3004.05439 109arccosmn (