機械設(shè)計課件題

1、第五章例： 是影響螺紋性能的主要參數(shù)，而螺紋中影響螺紋升角的參數(shù)有 、 、 。nP2d例:若螺紋的直徑和螺紋副的摩擦系數(shù)一定，則擰緊螺母時的效率取決于螺紋的和牙型角螺紋升角例：用于連接的螺紋牙型為三角形，主要是因為三角形螺紋 。A、傳動效率高 B、防振性好C、牙根強度高，自鎖性能好 當(dāng)螺紋公稱直徑、牙型角、螺紋線數(shù)相同時，細(xì)牙螺紋的自鎖性能比粗牙螺紋的自鎖性能A、好 B、差 C、相同AC例：當(dāng)兩個被連接件之一太厚，不宜制成通孔，且連接不需要經(jīng)常拆卸時，往往采用A、螺栓連接 B、螺釘連接C、雙頭螺柱連接 D、緊定螺釘連接B例：螺栓強度等級為6.8級，其數(shù)字6.8代表（ ）A、對螺栓材料的強度要求

2、 B、對螺栓的制造精度要求C、對螺栓強度和制造精度的要求螺栓強度等級為6.8級，則該螺栓材料的最小屈服極限近似為（ ）A、480MPa B、6 MPa C、8 MPa D、0.8 MPaAA例1 用兩個普通螺栓將軸承座與鑄鐵機架聯(lián)接固定，如圖a)所示。已知軸承所受載荷 及中心高 。試對該螺栓組進(jìn)行受力分析，并說明該聯(lián)接可能的失效形式有哪些？Fh解：顯然，對于螺栓組來說，力 可分解為過 點的軸向分力 和橫向分力 。而過 點的橫向分力 對于軸承座又有兩種作用，即：純橫向力 和力矩 。所以，該螺栓組受如圖a)中力 作用后，相當(dāng)于三種典型螺栓組的受力模型同時出現(xiàn)其中，即螺栓組同時受軸向載荷 、橫向載荷

3、 和翻轉(zhuǎn)力矩 ，如圖b) 所示。FOsin45yFFcos45xFFOxFxFcos45MhFFyFxFM可能的失效形式有：左側(cè)螺栓由于所受載荷較大，可能發(fā)生強度破壞；在橫向力的作用下，軸承座底板與機架之間可能發(fā)生相對滑動；右側(cè)(B處)由于軸承座底板與機架之間壓力較大，可能發(fā)生壓潰現(xiàn)象。此外，左側(cè)(C處)軸承座底板與機架之間可能出現(xiàn)縫隙。例2如圖，用8個6.8級普通螺栓和兩塊鋼制夾板將鋼板1、2聯(lián)接起來。已知作用于鋼板上的橫向載荷 ，結(jié)合面摩擦因數(shù) ，安全系數(shù) ，取可靠性系數(shù) ，試確定所需螺栓的小徑 至少應(yīng)為多少？42 10sFN150f. 1.5S 1.2K 1d解：1) 由靜力平衡條件確定

4、每個螺栓的預(yù)緊力F顯然，這里 ， ，每個螺栓的預(yù)緊力4z 2m 441.2 2 102 104 0.15 2ssKFFNNzm 2) 確定螺栓的許用應(yīng)力 由6.8級螺栓已知條件，可知其公稱抗拉強度 ， 屈服點 ，于是許用應(yīng)力600bMPa0.8 600480sMPa480 3201.5sNNS3) 確定螺栓的小徑1d所需螺栓的小徑414 1.34 1.3 2 1010.2 320Fdmmmm NR5000NQ1600025. 0mbbCCC15. 0f2 . 1sKMPas640min 2S1d一支架與機座用4個普通螺栓連接，所受外載荷分別為橫向載荷，軸向載荷，已知螺栓的相對剛度結(jié)合面間摩擦系

5、數(shù)，可靠性系數(shù)，最小屈服極限，許用安全系數(shù)試計算該螺栓小徑的計算值。例3，螺栓材料強度級別為8.8級RRNQF40004160004計算螺栓的軸向工作載荷解：F FRKfFS 4（2)計算螺栓的預(yù)緊力由于有軸向載荷的作用，接合面間的壓緊力為剩余預(yù)緊力，故有FCCCFFmbb1 聯(lián)立解上述兩式，則得NFCCCfRKFmbb 0115. 0450002 . 1141dMPas640min 2S MPaSs3202640min140001000130000FCCCFFmbb mmFd510. 8320140003 . 143 . 14012.計算螺栓的小徑計算螺栓的小徑螺栓

6、材料的機械性能級別為8.8級，其最小屈服極限安全系數(shù)故其許用拉伸應(yīng)力而 所以 mmD400mmD500012. 0f2 . 1sKNQ50000 MPa100 起重卷筒與大齒輪用8個普通螺栓連接在一起，已知卷筒直徑，螺栓分布圓直徑，接合面間摩擦系數(shù)，可靠性系數(shù)，起重鋼索拉力螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力試設(shè)計該螺栓組的螺栓直徑例4TmmNDQT71024005000021.計算旋轉(zhuǎn)力矩FTKDzfFS2002zfDTKFS2.計算螺栓所需要的預(yù)緊力由 得mmNF50005002 . 08102 . 127 13 . 14Fdmm768.2810050003 . 14 3.確定螺栓直徑取M36(d1=3

7、1.670mm28.768mm)例5210500100100210210280OOKNP618030420 MPaP60 3Sf2 . 1fK2 . 0mbbcccKNP6有一軸承托架用4個普通螺栓固聯(lián)于鋼立柱上，托架材料，螺栓材料強度級別為6.6級，結(jié)合面間摩擦系數(shù)=0.15，螺栓相對剛度，載荷設(shè)計此螺栓組連接。為HT150，許用擠壓應(yīng)力許用安全系數(shù)可靠性系數(shù)PPxPy1.1.螺栓組受力分析載荷螺栓組受力分析載荷P P可分解為：可分解為：橫向載荷：NPPy519630cos600030cosNPPx300030sin600030sin(鉛垂向下)軸向載荷：(水平向右)傾覆力矩：mmNPPMy

8、x610722. 242051961803000420180 該螺栓組連接在這三種簡單載荷作用下可能發(fā)生的失效如下: (1) 在橫向載荷作用下 , 托架下滑; (2) 在軸向載荷和傾覆力矩作用下 , 接合面上部分離 ; (3) 在傾覆力矩和軸向載荷作用下 , 托架下部或立柱被壓潰; (4) 受力最大螺栓被拉斷. 由上述分析可知, 為防止分離和下滑, 接合面應(yīng)保證有足夠的預(yù)緊力; 而為避免壓潰, 又要把預(yù)緊力控制在一定的范圍. 因此, 預(yù)緊力的確定不能只考慮在橫向載荷作用下接合面不滑移條件還應(yīng)考慮上部不分離和下部不壓潰條件. 注意:接合面間產(chǎn)生足夠大的摩擦力來克服橫接合面間產(chǎn)生足夠大的摩擦力來克

9、服橫向載荷的不是預(yù)緊力向載荷的不是預(yù)緊力 , 而是殘余預(yù)緊力而是殘余預(yù)緊力 .FF 確定受力最大螺栓的軸向工作載荷。 每個螺栓受到的軸向工作載荷NPFxP750430004NLMLFiLM3240210421010722. 226412maxNFFFMP39903240750 在傾覆力矩M的作用下，每個螺栓受到的軸向載荷為上部螺栓受力最大，其軸向工作載荷為(2)確定螺栓的預(yù)緊力F托架不下滑的條件式為：ysPKfF 4由托架不下滑條件確定預(yù)緊力PmbbmFCCCFFFF)1 ( ySPmbbPKFCCCFf 14PmbbySFCCCfPKF14而 所以 NF109927502 . 0115. 0

10、451962 . 1F011minWMCCCAPCCCAzFmbbxmbbp 由接合面不分離條件計算預(yù)緊力 NF7 .40866160010618. 910722. 230002 . 014166 pmbbxmbbpWMCCCAPCCCAzF11max 由托架下部不被壓潰條件計算預(yù)緊力 (鋼立柱抗擠壓強度高于鑄鐵托架) 由 AWMPCCCAzFxmbbp11 p pNF3 .9211136160010618. 910722. 230002 . 01616006066式中 托架材料的許用擠壓應(yīng)力，=60MPa。綜合以上三方面計算，取NF11000 0FNFCCCFFmbb1179839902 .

11、 01100002.計算螺栓的總拉力3.確定螺栓直徑 013 . 14Fdmmd757.12120117983 . 141查GB1961981，取M16（mmmmd757.12835.131）強度級別為6.6級，得 3360SMPaS，所以 MPaSS1203360例6擬用四個普通六角頭螺栓將一鋼制托板固定在立柱上，布置方案如圖所示。已知圖中 mm， mm，作用于托板上的力 N。設(shè)結(jié)合面摩擦系數(shù) ，螺栓的許用應(yīng)力 MPa，取可靠性系數(shù) 。試確定受力最大螺栓并選擇恰當(dāng)?shù)拇盅缆菟ù?。普通粗牙螺紋徑向尺寸見表3-1。200a 700b 31.3 10F0.15s 1101.2K 解 1) 螺栓組的

12、受力分析如下圖所示為將力 向螺栓組形心 簡化的等效受力分析圖。顯然， 在將移向 點的同時，必然有轉(zhuǎn)矩FOFO36200()1.3 10(700)1.04 1022aTF bNmmNmm于是，就把問題轉(zhuǎn)化為一受橫向力 和轉(zhuǎn)矩 聯(lián)合作用的螺栓組聯(lián)接了。 FT在力 的作用下，托板有向下移動的趨勢，每個螺栓所受載荷均等，方向均指向下方。設(shè)由 引起每個螺栓的載荷依次為 ，則FF1234,F F F F312341.3 1032544FFFFFNN在轉(zhuǎn)矩 作用下，托板有繞螺栓組形心 順時針轉(zhuǎn)動的趨勢，每個螺栓所受載荷的方向即托板在螺栓處轉(zhuǎn)動趨勢的指向。設(shè)由轉(zhuǎn)矩 引起的每個螺栓的載荷依次為 ，則TOT123

13、4,ttttFFFF63123422221.04 101.84 102002004 ( )( )4()()2222ttttTFFFFNNaa綜合考慮橫向力 和轉(zhuǎn)矩 兩種載荷的作用，則不難發(fā)現(xiàn)螺栓2、3所受載荷較大，這是由于其載荷之間夾角較小的緣故。顯然，本題中螺栓2、3兩載荷之間的夾角均應(yīng)為 。于是，由平行四邊形性質(zhì)和余弦定理，可求得螺栓2、3所受載荷的合力FT45)45180cos(222222232ttssFFFFFF23233325(1.84 10 )2 325 1.84 10cos1352.08 10NN 2) 確定螺栓的預(yù)緊力F3) 由強度條件確定螺栓的危險截面直徑414 1.34

14、1.3 1.66 1015.82 110Fdmmmm 查普通粗牙螺紋徑向尺寸表查普通粗牙螺紋徑向尺寸表3-1，取螺栓，取螺栓M20。NmzKFFss4321066. 1115. 011008. 22 . 1 例7用兩個普通螺栓與零件1、2一起組成夾緊連接，如圖所示。若零件1、2與軸頭3結(jié)合面摩擦系數(shù)為 f , 在手柄上距軸心距離為 處施加力 ，試按照結(jié)合面不松動條件，推導(dǎo)螺栓所需預(yù)緊力 。 bFF解：分別對零件1、2及軸頭3作受力分析如圖， 為預(yù)緊力， 為3與1間壓力， 為摩擦力。由力的平衡條件FNFF2FFN2 FFFN摩擦力矩不小于由作用力 所產(chǎn)生的力矩FFbdFdF2于是，預(yù)緊力 dFb

15、F2/200O200Q2001234例1ONQ20000FF6 . 0 F吊環(huán)受拉力尺寸如圖。設(shè)剩余預(yù)緊力為螺栓所受的軸向工作載荷。0F MPa180求螺栓所受的總拉力并計算確定螺栓直徑(螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力)；mmd376. 8115. 0f2 . 1sKMPas360 3SmaxR一牽曳鉤用2個M10()的普通螺栓固定于機體上，可靠性系數(shù)，螺栓材料強度級別為6.6級，屈服極限，許用安全系數(shù)試計算螺栓組連接允許的最大牽引力例2如圖所示。已知結(jié)合面間摩擦系數(shù)牽引力R知識點1.對普通螺栓連接可按軸向或（和）傾覆力矩確定螺栓的工作拉力； 按橫向載荷或(和）轉(zhuǎn)矩確定連接所需的預(yù)緊力，然后求出螺栓

16、的總拉力。還需校核接合面的擠壓應(yīng)力。2.對鉸制孔用螺栓則按橫向載荷或（和）轉(zhuǎn)矩計算螺栓的工作剪力 求得受力最大的螺栓及其所受的剪力后，再進(jìn)行單個螺栓連接的 強度計算。3.對有緊密性要求的螺栓組連接，其預(yù)緊力可能有保證緊密性 的條件確定。第六章1當(dāng)鍵連接強度不夠時，可采用雙鍵，使用兩個平鍵時，要求鍵采用 布置。A在同一直線上B相隔90C相隔120D相隔1802.設(shè)計鍵連接的主要內(nèi)容是：a 按輪轂長度選擇鍵的長度； b按軸的直徑選擇鍵的剖面尺寸；c按使用要求選擇鍵的類型；d進(jìn)行必要的強度校核；具體設(shè)計時的一般順序為： 。A ab c dB ba c dC ca b dD cb a dE ca d

17、bD3 連接可傳遞軸向力。A普通平鍵B半圓鍵C楔形鍵D切向鍵4當(dāng)輪轂軸向移動距離較小時，可采用 連接，當(dāng)軸向移動 距離較大時，可以采用 連接。A普通平鍵B半圓鍵C導(dǎo)向平鍵D滑鍵CCD5.普通平鍵連接工作時，鍵的主要失效形式為 。A鍵受剪切破壞B鍵側(cè)面受擠壓破壞C剪切與擠壓同時進(jìn)行D磨損和鍵被剪斷B6.普通平鍵連接強度校核的內(nèi)容主要是 。A.校核鍵側(cè)面的擠壓強度B.校核鍵的剪切強度C.AB二者都需校核D.校核磨損A第七章例：對每種型號的帶都規(guī)定了相應(yīng)的最小基準(zhǔn)直徑 為什么？ mindd結(jié)論：打滑可以避免，使 例：帶傳動的打滑總是發(fā)生在 帶輪上， 因為 。maxFF 例例1如圖所示為自動張緊的如圖

18、所示為自動張緊的V帶傳動，主動輪轉(zhuǎn)向如圖所帶傳動，主動輪轉(zhuǎn)向如圖所示。試計算確定：（示。試計算確定：（1）V帶能傳遞的最大功率帶能傳遞的最大功率 ，此時的緊邊拉力此時的緊邊拉力 等于多少？松邊拉力等于多少？松邊拉力 等于多少？等于多少？（2）如果要求）如果要求V帶實際傳遞功率帶實際傳遞功率 ，此時的，此時的緊邊拉力緊邊拉力 等于多少？松邊拉力等于多少？松邊拉力 等于多少？等于多少？（3）設(shè)主動輪的轉(zhuǎn)向與圖示相反，求此時）設(shè)主動輪的轉(zhuǎn)向與圖示相反，求此時V帶能傳遞帶能傳遞的最大功率的最大功率 。maxP1F2FkW6 . 0 P1F2FmaxP解：（解：（1）按圖示的旋轉(zhuǎn)方向時，則帶的緊邊在下，

19、松）按圖示的旋轉(zhuǎn)方向時，則帶的緊邊在下，松邊在上。根據(jù)力矩的平衡條件得邊在上。根據(jù)力矩的平衡條件得WedhFdhF )5 . 0()5 . 0(1112（1） 當(dāng)當(dāng)V帶傳遞最大功率時，緊邊拉力帶傳遞最大功率時，緊邊拉力 和松邊拉力和松邊拉力 之之間的關(guān)系應(yīng)符合歐拉公式間的關(guān)系應(yīng)符合歐拉公式 1F2F 3 . 021eeFFvf （2）聯(lián)立解（聯(lián)立解（1）和（）和（2）兩式，可得）兩式，可得NF4 .1981 NF3 .772 所以 kW97. 010008)3 .774 .198(1000)(21max vFFP（2）同理，根據(jù)力矩平衡條件可得WedhFdhF )5 . 0()5 . 0(11

20、12（3）因V帶實際傳遞功率 ，根據(jù)功率計算公式kW6 . 0 P6 . 01000)(21 vFF （4） 聯(lián)立解（3）和（4）式，解得 NF6 .1671 NF6 .922 （3）當(dāng)主動輪1按圖示反方向旋轉(zhuǎn)時，則帶的緊邊在上，松邊在下，根據(jù)力矩平衡條件可得WedhFdhF )5 . 0()5 . 0(1211（5） 當(dāng)V帶傳遞最大功率時，緊邊拉力 和松邊拉力 之間的關(guān)系應(yīng)符合歐拉公式，即1F2F 3 . 021eeFFvf （6）聯(lián)立解（5）和（6）式，解得 NF6 .1471 NF5 .572 kW72. 010008)3 .774 .198(1000)(21max vFFP例2如圖所示

21、帶式自動器中，已知制動輪的直徑為 ，帶和制動輪之間的摩擦系數(shù)為 ，帶和制動輪之間的包角為 ，皮帶右端和制動桿垂直，到制動桿鉸鏈的距離為 ，在制動桿端部加力 ， 到制動桿鉸鏈的距離為 。欲使制動力矩為 ，試求 的值。Df aWWbTW解 ：欲將制動輪閘住，則帶輪左端為緊邊將受力 ，右端為松邊將受力 , 二者之差應(yīng)為皮帶和制動輪之間的最大摩擦力 。根據(jù)力1F2FfF矩平衡關(guān)系 （1）TDFf 2緊邊拉力 與松邊拉力 之間應(yīng)滿足歐拉公式1F2F feFF21 （2） 并且 fFFF 21 （3）聯(lián)立上面三個方程，得) 1(21 ffeDTeF) 1(22 feDTF取制動桿為分離體，有WbaF 2b

22、eDTabaFWf) 1(22 例3如圖（a）為減速帶傳動，圖 (b) 為增速帶傳動。這兩傳動裝置中，帶輪的基準(zhǔn)直徑 ，且傳動中各帶輪材料相同，傳動中心矩 ，帶的材料、尺寸及張緊力均相同，兩傳動裝置分別以帶輪1和帶輪3為主動輪，其轉(zhuǎn)速均為 。 試分析：哪個傳動裝置傳遞的功率大？為什么？a)r/min(n第八章1.軟齒面閉式齒輪傳動的主要失效形式是 。A.齒面膠合B.齒面疲勞點蝕C.齒面磨損D.輪齒折斷2.高速重載齒輪傳動，最可能出現(xiàn)的失效形式是 。A.齒面膠合B.齒面疲勞點蝕C.齒面磨損D.輪齒塑性變形AB3.在開式齒輪傳動中，齒輪模數(shù)應(yīng)根據(jù) 。確定，再考慮磨損適當(dāng)增大。A.齒根彎曲疲勞強度B

23、.齒面接觸疲勞強度C.齒面膠合強度D.齒輪工作環(huán)境4.輪齒疲勞點蝕通常首先出現(xiàn)在齒廓的 部位。A.齒頂附近B.齒根附近C.節(jié)線上D.節(jié)線靠近齒根處DA5.下列措施中， 。不利于提高輪齒抗疲勞折斷能力。A.減小齒根圓角半徑B.減小齒面粗糙度C.減輕加工損傷D.表面強化處理6.因發(fā)生全齒折斷而失效的齒輪，通常是 。A.人字齒輪B.齒寬較大、齒向受載不均 的直齒圓柱齒輪C.齒寬較小的直齒圓柱齒輪D.斜齒圓柱齒輪CA7.在齒輪熱處理加工中，輪齒材料達(dá)到 。狀態(tài)時 將有利于提高齒輪抗疲勞強度和抗沖擊載荷作用的能力。A.齒面硬、齒芯脆B.齒面軟、齒芯脆C齒面軟、齒芯韌.D齒面硬、齒芯韌.8.除了調(diào)質(zhì)外，軟

24、齒面齒輪常用的熱處理方法還有 。A.滲碳淬火B(yǎng).正火C.滲氮D.碳氮共滲BD9.提高齒輪的抗點蝕能力，課采取 措施A.減少齒輪傳動的中心距B.采用閉式齒輪C.減少齒數(shù)、增大模數(shù)D.提高齒面硬度10.斜齒圓柱齒輪的齒數(shù)與模數(shù)不變，弱若增大螺旋角，則分度圓直徑 。A.不變B.增大C.減少D.不一定增大或減少BD * 配對齒輪旋向相反 Ft1Ft2Fr1Fr2Fa1Fa2Ft3Fr3Fa3Ft4Fr4Fa4同軸齒輪 旋向相同 (非同級齒輪)例題：例題：Fr2Z1Z2a 由小端指向大端由小端指向大端Ft1Ft2Fa1Fa2Fr1示意圖示意圖21ttFF21raFF21arFFt t1（主）（主）:與與

25、1 反向反向 t2（從）（從）:與與2 同向同向r 由嚙合點指向輪心由嚙合點指向輪心三三. 作用力的方向及判斷：作用力的方向及判斷：例例 1 兩級斜齒圓柱齒輪傳動如圖所示。已知動力從軸兩級斜齒圓柱齒輪傳動如圖所示。已知動力從軸 I 輸入，轉(zhuǎn)向如圖示。試進(jìn)行以下分析：輸入，轉(zhuǎn)向如圖示。試進(jìn)行以下分析：1) 標(biāo)出輸出軸標(biāo)出輸出軸的轉(zhuǎn)向。的轉(zhuǎn)向。2) 確定齒輪確定齒輪2、3、4的輪齒旋向，要求軸的輪齒旋向，要求軸上兩斜齒輪上兩斜齒輪 所受軸向力可相互抵消一部分。所受軸向力可相互抵消一部分。3) 標(biāo)出齒輪標(biāo)出齒輪2、3所受各分力的方向。所受各分力的方向。例例2 由錐齒輪由錐齒輪-斜齒圓柱齒輪組成的二級

26、減速傳動如圖斜齒圓柱齒輪組成的二級減速傳動如圖所示，已知動力從軸所示，已知動力從軸輸入，并要求輸出軸輸入，并要求輸出軸 按圖示按圖示方向回轉(zhuǎn)。試進(jìn)行以下分析：方向回轉(zhuǎn)。試進(jìn)行以下分析： 1)畫出輸入軸畫出輸入軸的轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向2)確定齒輪確定齒輪3、4的輪齒左、右旋向，要求軸的輪齒左、右旋向，要求軸上兩齒上兩齒 輪所受軸向力可以相互抵消一部分。輪所受軸向力可以相互抵消一部分。3)標(biāo)出齒輪標(biāo)出齒輪2、3所受各分力的方向所受各分力的方向例例3 如圖所示為直齒圓柱齒輪變速箱，長期工作，各對齒如圖所示為直齒圓柱齒輪變速箱，長期工作，各對齒輪的材料、熱處理、載荷系數(shù)、齒寬、模數(shù)均相同，輪的材料、熱處理、載荷

27、系數(shù)、齒寬、模數(shù)均相同，不計摩擦損失。已知：各輪齒數(shù)不計摩擦損失。已知：各輪齒數(shù)z1=20；z2=80 ；z3=70 ；z4=30 ；z5= z6=50。主動軸。主動軸 I 的轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速n1=1000r/min，從動軸，從動軸的轉(zhuǎn)矩的轉(zhuǎn)矩T2恒定。試比較哪對恒定。試比較哪對齒輪接觸強度最高？哪對最低？齒輪接觸強度最高？哪對最低？解解 1）接觸強度計算公式：）接觸強度計算公式： ubd1u2KTZZH211EHH Z由題知：這三對齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)由題知：這三對齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù) , 材料系數(shù)材料系數(shù) 、重合度系數(shù)重合度系數(shù) , 載荷系數(shù)載荷系數(shù)K、齒寬、齒寬b、許用接觸應(yīng)力、許用接觸應(yīng)力 都相

28、等，故只需比較都相等，故只需比較 的大小。的大小。HZEZ ZH u1udT211 2）因為小齒輪直徑，）因為小齒輪直徑， ，齒數(shù)比，齒數(shù)比 及不計摩及不計摩擦損失時，擦損失時， ，且三對齒輪模數(shù)，且三對齒輪模數(shù) m 相同，轉(zhuǎn)矩相同，轉(zhuǎn)矩 T2 恒定，每對齒輪齒數(shù)之和相等，故由恒定，每對齒輪齒數(shù)之和相等，故由 可導(dǎo)出：可導(dǎo)出：11mzd 12zzu uTT21u1udT211三對齒輪之間只有三對齒輪之間只有 不同。不同。221zz1第一對齒輪（第一對齒輪（z1、z2）：）： 第二對齒輪（第二對齒輪（z3、z4）：）： 第三對齒輪（第三對齒輪（z5、z6）：）： 結(jié)論：第三對齒輪的接觸強度最低，

29、第二對齒輪的接結(jié)論：第三對齒輪的接觸強度最低，第二對齒輪的接觸強度最高。觸強度最高。1、對于HBS350的齒輪傳動，當(dāng)采用同一鋼材制造時，一般將進(jìn)行 處理。A、小齒輪表面淬火，大齒輪調(diào)質(zhì)B、小齒輪表面淬火，大齒輪正火C、小齒輪調(diào)質(zhì)、大齒輪正火D、小齒輪正火，大齒輪調(diào)質(zhì)2、在齒輪傳動中，為了減小動載系數(shù)，可采取的措施是 。A、提高制造精度B、減小齒輪的平均單位載荷C、減小外加載荷的變化幅度D、降低齒輪的圓周速度DC3、計算齒輪傳動時，選擇許用應(yīng)力與 無關(guān)。A、材料硬度B、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)C、安全系數(shù)D、齒形系數(shù)4、直齒圓錐齒輪強度計算中，是以 為計算依據(jù)的。A、大端當(dāng)量直齒圓柱齒輪B、大端分度圓柱齒

30、輪C、平均分度圓處的當(dāng)量直齒圓柱齒輪D、平均分度圓柱齒輪CD5、在圓柱齒輪傳動中，材料與齒寬系數(shù)、齒數(shù)比、工作情況一定情況下，輪齒的接觸強度主要取決于 ，而彎曲強度主要取決于 。A、模數(shù)B、齒數(shù)C、中心距D、壓力角6、在圓柱齒輪傳動中，常使小齒輪齒寬略大于大齒輪寬度，其目的是 。A、提高小齒輪齒面接觸強度B、提高小齒輪齒根彎曲疲勞強度C、補償安裝誤差，以保證全齒寬的接觸D、減少小齒輪載荷分布不均CCA7、斜齒圓柱齒輪的齒形系數(shù)和相同齒數(shù)的直齒圓柱齒輪相比是 。A、相等B、較大C、較小D、取決于實際工作條件8、選擇齒輪毛坯的形式時，主要考慮的是 。A、齒寬B、齒輪直徑C、齒輪在軸上的布置位置D、

31、齒輪精度BC9、選擇齒輪的平穩(wěn)性精度等級時，主要依據(jù) 。A、圓周速度B、轉(zhuǎn)速C、傳遞的功率D、承受的轉(zhuǎn)矩10、齒面接觸疲勞強度計算中的節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，與 無關(guān)。A、分度圓壓力角B、分度圓螺旋角C、變位系數(shù)D、齒數(shù)DA112i8112i80812i1208012i第九章【.1】 動力傳動蝸桿傳動的傳動比的范圍通常為 。 B.C. D.【2】與齒輪傳動相比， 不能作為蝸桿傳動的優(yōu)點。A.傳動平穩(wěn)，噪音小 B.傳動比可以較大C.可產(chǎn)生自鎖 D.傳動效率高【3】阿基米德圓柱蝸桿與蝸輪傳動的 模數(shù)，應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)值。 A.端面 B.法面 C.中間平面 A.CDC1z【.4】在蝸桿傳動中，當(dāng)其它條件相同時，

32、增加蝸桿頭數(shù)，則傳動效率 .A.降低 B.提高C.不變 D.或提高也可能降低【.5】蝸桿直徑1dA.保證蝸桿有足夠的剛度 B.有利于蝸桿滾刀的標(biāo)準(zhǔn)化C.提高蝸桿傳動的效率 D.有利于蝸桿加工的標(biāo)準(zhǔn)化。是為了 。BB變位蝸桿傳動中，蝸輪分度圓與節(jié)圓 ?！?6】A.分離 B.重合 C.可能分離也可能重合【.7】計算蝸桿傳動比時，公式 是錯誤的21i21nni 12ddi 12zzi B.C.D.A.BC通常蝸輪齒數(shù)不應(yīng)少于通常蝸輪齒數(shù)不應(yīng)少于 。A、17 B、14 C、27 D、28蝸桿傳動中的中間平面是指蝸桿傳動中的中間平面是指 。A、蝸輪的端面、蝸輪的端面 B、過蝸輪軸線，垂直蝸桿軸線的平面、

33、過蝸輪軸線，垂直蝸桿軸線的平面C、過蝸桿軸線，垂直蝸輪軸線的平面。、過蝸桿軸線，垂直蝸輪軸線的平面?！?8】【.9】DC右右Fr1Fr2Fr1Fr2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa1Ft2Fa2右右4. 蝸輪的轉(zhuǎn)向蝸輪的轉(zhuǎn)向與與Fa 1 反向反向3.作用力的方向作用力的方向(示意圖）示意圖）1aF2tF1rF1tF2aF1左旋22rF1rF1aF2tF2rF1 tF2aF右旋121rF1aF2tF2rF1 tF2aF右旋12Qnv1tF2tF2rF1aF1rF2aF12343aF4tF3rF4rF3tF4tF判斷蝸桿和蝸輪的旋向判斷各軸轉(zhuǎn)向 確定各對傳動的所有作用力方向W1n12343aF2

34、aF3rF2rF2tF3tF判斷蝸輪蝸桿的旋向判斷斜齒輪1、2的旋向確定各對傳動的所有作用力方向【.10】蝸桿常用的材料是 。A.HT150 B.ZCuSn10P1 C.45號鋼 D.GCr15【.11】為了提高蝸桿傳動的嚙合效率 ，在良好潤滑的條件下，可采用 。A.單頭蝸桿 B.多頭蝸桿 C.較高轉(zhuǎn)速 D.大分度圓直徑蝸桿【.12】蝸桿傳動的強度計算中，如果蝸輪材料是灰鑄鐵，則其許用接觸應(yīng)力 與 有關(guān)。A.蝸輪鑄造方法 B.蝸輪是單向受載還是雙向受載 C.應(yīng)力循環(huán)次數(shù) D.齒面相對滑動速度BBDH1【.13】蝸桿傳動的失效形式主要是 。A.點蝕與磨損 B.膠合與磨損 C.輪齒折斷與塑性變形【

35、.14】蝸桿傳動中，其他條件相同，若增加蝸桿頭數(shù)，將使 。A.傳動效率提高，滑動速度降低B.傳動效率降低，滑動速度提高C.傳動效率和滑動速度都提高D.傳動效率和滑動速度都降低BC【.15】對一般傳遞動力的閉式蝸桿傳動，其選擇蝸輪材料的主要依據(jù)是 。A.齒面滑動速度 B.蝸桿傳動效率 C.配對蝸桿的齒面硬度 D.蝸桿傳動的載荷大小【.16】蝸桿傳動中，其強度計算主要是針對 進(jìn)行的。A.蝸桿螺旋齒 B.蝸輪輪齒 C.蝸桿螺旋齒和蝸輪輪齒 BA【.17】蝸桿傳動的當(dāng)量摩擦系數(shù) 。A.僅與蝸桿傳動的相對滑動速度有關(guān) B.僅與蝸輪蝸桿的材料和蝸桿的硬度有關(guān) C.不僅與蝸輪蝸桿的材料和蝸桿的硬度，同時也與蝸桿 傳動的相對滑動速度有關(guān)【.18】對閉式蝸桿傳動進(jìn)行熱平衡計算，其主要目的是為了 。A.防止?jié)櫥蜏囟冗^高而使?jié)櫥瑮l件惡化 B.防止蝸輪蝸桿發(fā)熱變形后，正確嚙合受到破壞 C.防止蝸輪材料在高溫下其力學(xué)性能下降A(chǔ)C第十章 減速器低速軸結(jié)構(gòu)圖60 6870727080822196.520696.5已知：功率