機(jī)械設(shè)計(jì)課件題

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

、

、

。第五章是影響螺紋性能的主要參數(shù)，而螺紋中影例:若螺紋的直徑和螺紋副的摩擦系數(shù)一定，則擰緊螺母時(shí)的效率取決于螺紋的和牙型角螺紋升角例:若螺紋的直徑和螺紋副的摩擦系數(shù)一定，則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?yàn)槿切温菁y。A、傳動(dòng)效率高B、防振性好C、牙根強(qiáng)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(shí)，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：用于連接的螺紋牙型為三角形，主要是因?yàn)锳、傳動(dòng)效率高例：當(dāng)兩個(gè)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(shí)，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：當(dāng)兩個(gè)被連接件之一太厚，不宜制成通孔，且A、螺栓連接例：螺栓強(qiáng)度等級(jí)為6.8級(jí)，其數(shù)字6.8代表（）A、對(duì)螺栓材料的強(qiáng)度要求B、對(duì)螺栓的制造精度要求C、對(duì)螺栓強(qiáng)度和制造精度的要求螺栓強(qiáng)度等級(jí)為6.8級(jí)，則該螺栓材料的最小屈服極限近似為（）A、480MPaB、6MPaC、8MPaD、0.8MPaAA例：螺栓強(qiáng)度等級(jí)為6.8級(jí)，其數(shù)字6.8代表（）A、對(duì)例1用兩個(gè)普通螺栓將軸承座與鑄鐵機(jī)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(duì)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？例1用兩個(gè)普通螺栓將軸承座與鑄鐵機(jī)架聯(lián)接固定，如解：顯然，對(duì)于螺栓組來說，力可分解為過點(diǎn)的軸向分力和橫向分力。而過點(diǎn)的橫向分力對(duì)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(shí)出現(xiàn)其中，即螺栓組同時(shí)受軸向載荷、橫向載荷和翻轉(zhuǎn)力矩，如圖b)所示。解：顯然，對(duì)于螺栓組來說，力可分解為過點(diǎn)的可能的失效形式有：①左側(cè)螺栓由于所受載荷較大，可能發(fā)生強(qiáng)度破壞；②在橫向力的作用下，軸承座底板與機(jī)架之間可能發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)；③右側(cè)(B處)由于軸承座底板與機(jī)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(jī)架之間可能出現(xiàn)縫隙?？赡艿氖问接校孩僮髠?cè)螺栓由于所受載荷較大，例2如圖，用8個(gè)6.8級(jí)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？例2如圖，用8個(gè)6.8級(jí)普通螺栓和兩塊鋼制夾板將鋼板1、2機(jī)械設(shè)計(jì)課件題解：1)由靜力平衡條件確定每個(gè)螺栓的預(yù)緊力顯然，這里，，每個(gè)螺栓的預(yù)緊力2)確定螺栓的許用應(yīng)力

由6.8級(jí)螺栓已知條件，可知其公稱抗拉強(qiáng)度，屈服點(diǎn)，于是許用應(yīng)力3)確定螺栓的小徑解：1)由靜力平衡條件確定每個(gè)螺栓的預(yù)緊力顯然，這里所需螺栓的小徑所需螺栓的小徑一支架與機(jī)座用4個(gè)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(duì)剛度結(jié)合面間摩擦系數(shù)，可靠性系數(shù)，最小屈服極限，許用安全系數(shù)試計(jì)算該螺栓小徑的計(jì)算值。例3，螺栓材料強(qiáng)度級(jí)別為8.8級(jí)計(jì)算螺栓的軸向工作載荷解：（2)計(jì)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，故有一支架與機(jī)座用4個(gè)普通螺栓連接，所受外載荷分別為橫向載荷，軸聯(lián)立解上述兩式，則得2.計(jì)算螺栓的小徑螺栓材料的機(jī)械性能級(jí)別為8.8級(jí)，其最小屈服極限安全系數(shù)故其許用拉伸應(yīng)力而

所以

聯(lián)立解上述兩式，則得2.計(jì)算螺栓的小徑螺栓材料的機(jī)械性能級(jí)別

起重卷筒與大齒輪用8個(gè)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(jì)該螺栓組的螺栓直徑例4起重卷筒與大齒輪用8個(gè)普通螺栓連接在一起，已知卷筒直徑，螺1.計(jì)算旋轉(zhuǎn)力矩2.計(jì)算螺栓所需要的預(yù)緊力由

得3.確定螺栓直徑取M36(d1=31.670mm>28.768mm)1.計(jì)算旋轉(zhuǎn)力矩2.計(jì)算螺栓所需要的預(yù)緊力由例5有一軸承托架用4個(gè)普通螺栓固聯(lián)于鋼立柱上，托架材料，螺栓材料強(qiáng)度級(jí)別為6.6級(jí)，結(jié)合面間摩擦系數(shù)=0.15，，螺栓相對(duì)剛度，載荷設(shè)計(jì)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)PPxPy例5有一軸承托架用4個(gè)普通螺栓固聯(lián)于鋼立柱上，托架材料，螺栓1.螺栓組受力分析載荷P可分解為：橫向載荷：(鉛垂向下)軸向載荷：(水平向右)傾覆力矩：

該螺栓組連接在這三種簡(jiǎn)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.1.螺栓組受力分析載荷P可分解為：橫向載荷：(鉛垂向下)軸向

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向載荷的不是預(yù)緊力,而是殘余預(yù)緊力.確定受力最大螺栓的軸向工作載荷。每個(gè)螺栓受到的軸向工作載荷由上述分析可知,為防止分離和下滑,接在傾覆力矩M的作用下，每個(gè)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)緊力托架不下滑的條件式為：①由托架不下滑條件確定預(yù)緊力在傾覆力矩M的作用下，每個(gè)螺栓受到的軸向載荷為上部螺栓而

所以

而所以②由接合面不分離條件計(jì)算預(yù)緊力

③由托架下部不被壓潰條件計(jì)算預(yù)緊力(鋼立柱抗擠壓強(qiáng)度高于鑄鐵托架)

由②由接合面不分離條件計(jì)算預(yù)緊力③由托架下部不被壓潰條件式中

——托架材料的許用擠壓應(yīng)力，=60MPa。綜合以上三方面計(jì)算，取

式中——托架材料的許用擠壓應(yīng)力，=60MPa。綜合以上三2.計(jì)算螺栓的總拉力3.確定螺栓直徑查GB196—1981，取M16（）強(qiáng)度級(jí)別為6.6級(jí)，得所以

2.計(jì)算螺栓的總拉力3.確定螺栓直徑查GB196—1981，例6擬用四個(gè)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?hào)。普通粗牙螺紋徑向尺寸見表3-1。例6擬用四個(gè)普通六角頭螺栓將一鋼制托板固定在立柱上，機(jī)械設(shè)計(jì)課件題解1)螺栓組的受力分析如下圖所示為將力向螺栓組形心簡(jiǎn)化的等效受力分析圖。顯然，在將移向點(diǎn)的同時(shí)，必然有轉(zhuǎn)矩于是，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。

解1)螺栓組的受力分析如下圖所示為將力于是在力的作用下，托板有向下移動(dòng)的趨勢(shì)，每個(gè)螺栓所受載荷均等，方向均指向下方。設(shè)由引起每個(gè)螺栓的載荷依次為，則在轉(zhuǎn)矩作用下，托板有繞螺栓組形心順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)的趨勢(shì)，每個(gè)螺栓所受載荷的方向即托板在螺栓處轉(zhuǎn)動(dòng)趨勢(shì)的指向。設(shè)由轉(zhuǎn)矩引起的每個(gè)螺栓的載荷依次為，則在力的作用下，托板有向下移動(dòng)的趨勢(shì)，每個(gè)螺栓在轉(zhuǎn)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所受載荷的合力綜合考慮橫向力和轉(zhuǎn)矩兩種載荷的作用，則2)確定螺栓的預(yù)緊力3)由強(qiáng)度條件確定螺栓的危險(xiǎn)截面直徑查普通粗牙螺紋徑向尺寸表3-1，取螺栓M20。2)確定螺栓的預(yù)緊力3)由強(qiáng)度條件確定螺栓的危險(xiǎn)截面直徑例7用兩個(gè)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(dòng)條件，推導(dǎo)螺栓所需預(yù)緊力。例7用兩個(gè)普通螺栓與零件1、2一起組成夾緊連接，如圖解：分別對(duì)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。由力的平衡條件摩擦力矩不小于由作用力所產(chǎn)生的力矩解：分別對(duì)零件1、2及軸頭3作受力分析如圖，為預(yù)摩擦于是，預(yù)緊力于是，預(yù)緊力例1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。求螺栓所受的總拉力并計(jì)算確定螺栓直徑(螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力)；例1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一牽曳鉤用2個(gè)M10()的普通螺栓固定于機(jī)體上，，可靠性系數(shù)，螺栓材料強(qiáng)度級(jí)別為6.6級(jí)，屈服極限，許用安全系數(shù)試計(jì)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一牽曳鉤用2個(gè)M10()的普通螺栓固定于機(jī)體上，，可靠性系數(shù)知識(shí)點(diǎn)1.對(duì)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，然后求出螺栓的總拉力。還需校核接合面的擠壓應(yīng)力。2.對(duì)鉸制孔用螺栓則按橫向載荷或（和）轉(zhuǎn)矩計(jì)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(gè)螺栓連接的強(qiáng)度計(jì)算。3.對(duì)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。知識(shí)點(diǎn)1.對(duì)普通螺栓連接可按軸向或（和）傾覆力矩確定螺栓的工第六章1當(dāng)鍵連接強(qiáng)度不夠時(shí)，可采用雙鍵，使用兩個(gè)平鍵時(shí)，要求鍵采用

布置。A在同一直線上B相隔90°C相隔120°D相隔180°2.設(shè)計(jì)鍵連接的主要內(nèi)容是：a按輪轂長(zhǎng)度選擇鍵的長(zhǎng)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(qiáng)度校核；具體設(shè)計(jì)時(shí)的一般順序?yàn)椋?/p>

。Aa→b→c→dBb→a→c→dCc→a→b→dDc→b→a→dEc→a→d→bD第六章A在同一直線上B相隔90°C相隔120°D相隔180°3

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(dòng)距離較小時(shí)，可采用

連接，當(dāng)軸向移動(dòng)距離較大時(shí)，可以采用

連接。A普通平鍵B半圓鍵C導(dǎo)向平鍵D滑鍵CCD3連接可傳遞軸向力。A普通平鍵B半圓5.普通平鍵連接工作時(shí)，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(shí)進(jìn)行D磨損和鍵被剪斷B6.普通平鍵連接強(qiáng)度校核的內(nèi)容主要是

。A.校核鍵側(cè)面的擠壓強(qiáng)度B.校核鍵的剪切強(qiáng)度C.AB二者都需校核D.校核磨損A5.普通平鍵連接工作時(shí)，鍵的主要失效形式為第七章例：對(duì)每種型號(hào)的帶都規(guī)定了相應(yīng)的最小基準(zhǔn)直徑為什么？

第七章結(jié)論：打滑可以避免，使

例：帶傳動(dòng)的打滑總是發(fā)生在

帶輪上，

因?yàn)?/p>

。結(jié)論：打滑可以避免，使例1如圖所示為自動(dòng)張緊的V帶傳動(dòng)，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)向如圖所示。試計(jì)算確定：（1）V帶能傳遞的最大功率，此時(shí)的緊邊拉力等于多少？松邊拉力等于多少？（2）如果要求V帶實(shí)際傳遞功率，此時(shí)的緊邊拉力等于多少？松邊拉力等于多少？（3）設(shè)主動(dòng)輪的轉(zhuǎn)向與圖示相反，求此時(shí)V帶能傳遞的最大功率。例1如圖所示為自動(dòng)張緊的V帶傳動(dòng)，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)向如圖所解：（1）按圖示的旋轉(zhuǎn)方向時(shí)，則帶的緊邊在下，松邊在上。根據(jù)力矩的平衡條件得（1）

當(dāng)V帶傳遞最大功率時(shí)，緊邊拉力和松邊拉力之間的關(guān)系應(yīng)符合歐拉公式（2）解：（1）按圖示的旋轉(zhuǎn)方向時(shí)，則帶的緊邊在下，松（1）當(dāng)聯(lián)立解（1）和（2）兩式，可得所以（2）同理，根據(jù)力矩平衡條件可得（3）因V帶實(shí)際傳遞功率，根據(jù)功率計(jì)算公式

（4）

聯(lián)立解（3）和（4）式，解得

聯(lián)立解（1）和（2）兩式，可得所以（2）同理，根據(jù)力矩平衡（3）當(dāng)主動(dòng)輪1按圖示反方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，則帶的緊邊在上，松邊在下，根據(jù)力矩平衡條件可得（5）

當(dāng)V帶傳遞最大功率時(shí)，緊邊拉力和松邊拉力之間的關(guān)系應(yīng)符合歐拉公式，即（6）聯(lián)立解（5）和（6）式，解得（3）當(dāng)主動(dòng)輪1按圖示反方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，則帶的緊邊在上，（5）例2如圖所示帶式自動(dòng)器中，已知制動(dòng)輪的直徑為，帶和制動(dòng)輪之間的摩擦系數(shù)為，帶和制動(dòng)輪之間的包角為，皮帶右端和制動(dòng)桿垂直，到制動(dòng)桿鉸鏈的距離為，在制動(dòng)桿端部加力，到制動(dòng)桿鉸鏈的距離為。欲使制動(dòng)力矩為，試求的值。解：欲將制動(dòng)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(dòng)輪之間的最大摩擦力。根據(jù)力例2如圖所示帶式自動(dòng)器中，已知制動(dòng)輪的直徑為，帶矩平衡關(guān)系（1）緊邊拉力與松邊拉力之間應(yīng)滿足歐拉公式（2）并且

（3）聯(lián)立上面三個(gè)方程，得取制動(dòng)桿為分離體，有矩平衡關(guān)系（1）緊邊拉力與松邊拉力之間例3如圖（a）為減速帶傳動(dòng)，圖(b)為增速帶傳動(dòng)。這兩傳動(dòng)裝置中，帶輪的基準(zhǔn)直徑，且傳動(dòng)中各帶輪材料相同，傳動(dòng)中心矩，帶的材料、尺寸及張緊力均相同，兩傳動(dòng)裝置分別以帶輪1和帶輪3為主動(dòng)輪，其轉(zhuǎn)速均為。試分析：哪個(gè)傳動(dòng)裝置傳遞的功率大？為什么？例3如圖（a）為減速帶傳動(dòng)，圖(b)為增速帶傳動(dòng)。這兩傳機(jī)械設(shè)計(jì)課件題第八章1.軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是

。A.齒面膠合B.齒面疲勞點(diǎn)蝕C.齒面磨損D.輪齒折斷2.高速重載齒輪傳動(dòng)，最可能出現(xiàn)的失效形式是

。A.齒面膠合B.齒面疲勞點(diǎn)蝕C.齒面磨損D.輪齒塑性變形AB第八章A.齒面膠合B.齒面疲勞點(diǎn)蝕C.齒面磨損D.輪齒折斷23.在開式齒輪傳動(dòng)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(qiáng)度B.齒面接觸疲勞強(qiáng)度C.齒面膠合強(qiáng)度D.齒輪工作環(huán)境4.輪齒疲勞點(diǎn)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DA3.在開式齒輪傳動(dòng)中，齒輪模數(shù)應(yīng)根據(jù)。確定5.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(qiáng)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CA5.下列措施中，。不利于提高輪齒抗疲勞折斷7.在齒輪熱處理加工中，輪齒材料達(dá)到

。狀態(tài)時(shí)將有利于提高齒輪抗疲勞強(qiáng)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BD7.在齒輪熱處理加工中，輪齒材料達(dá)到。狀態(tài)9.提高齒輪的抗點(diǎn)蝕能力，課采取

措施A.減少齒輪傳動(dòng)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BD9.提高齒輪的抗點(diǎn)蝕能力，課采取措施A.減*配對(duì)齒輪－旋向相反Ft1Ft2Fr1Fr2Fa1Fa2Ft3Fr3Fa3Ft4Fr4Fa4同軸齒輪－旋向相同(非同級(jí)齒輪)例題：*配對(duì)齒輪－旋向相反Ft1Ft2Fr1Fr2Fa1FaFr2Z1Z2Ｆa－由小端指向大端Ft1Ft2Fa1Fa2Fr1示意圖ＦtＦt1（主）:與Ｖ1反向Ｆt2（從）:與Ｖ2同向Ｆr－由嚙合點(diǎn)指向輪心三.作用力的方向及判斷：Fr2Z1Z2Ｆa－由小端指向大端Ft1Ft2Fa1Fa2例1

兩級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)如圖所示。已知?jiǎng)恿妮SI輸入，轉(zhuǎn)向如圖示。試進(jìn)行以下分析：1)標(biāo)出輸出軸Ⅲ的轉(zhuǎn)向。2)確定齒輪2、3、4的輪齒旋向，要求軸Ⅱ上兩斜齒輪所受軸向力可相互抵消一部分。3)標(biāo)出齒輪2、3所受各分力的方向。例1兩級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)如圖所示。已知?jiǎng)恿C(jī)械設(shè)計(jì)課件題機(jī)械設(shè)計(jì)課件題例2

由錐齒輪-斜齒圓柱齒輪組成的二級(jí)減速傳動(dòng)如圖所示，已知?jiǎng)恿妮SⅠ輸入，并要求輸出軸Ⅲ按圖示方向回轉(zhuǎn)。試進(jìn)行以下分析：

1)畫出輸入軸Ⅰ的轉(zhuǎn)向2)確定齒輪3、4的輪齒左、右旋向，要求軸Ⅱ上兩齒輪所受軸向力可以相互抵消一部分。3)標(biāo)出齒輪2、3所受各分力的方向例2由錐齒輪-斜齒圓柱齒輪組成的二級(jí)減速傳機(jī)械設(shè)計(jì)課件題例3如圖所示為直齒圓柱齒輪變速箱，長(zhǎng)期工作，各對(duì)齒輪的材料、熱處理、載荷系數(shù)、齒寬、模數(shù)均相同，不計(jì)摩擦損失。已知：各輪齒數(shù)z1=20；z2=80；z3=70；z4=30；z5=z6=50。主動(dòng)軸I的轉(zhuǎn)速n1=1000r/min，從動(dòng)軸Ⅱ的轉(zhuǎn)矩T2恒定。試比較哪對(duì)齒輪接觸強(qiáng)度最高？哪對(duì)最低？例3機(jī)械設(shè)計(jì)課件題解1）接觸強(qiáng)度計(jì)算公式：

由題知：這三對(duì)齒輪的節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),材料系數(shù)、重合度系數(shù),載荷系數(shù)K、齒寬b、許用接觸應(yīng)力都相等，故只需比較的大小。2）因?yàn)樾↓X輪直徑，，齒數(shù)比及不計(jì)摩擦損失時(shí)，，且三對(duì)齒輪模數(shù)m相同，轉(zhuǎn)矩T2恒定，每對(duì)齒輪齒數(shù)之和相等，故由可導(dǎo)出：解1）接觸強(qiáng)度計(jì)算公式：由題知：這三對(duì)齒輪的節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)三對(duì)齒輪之間只有不同。第一對(duì)齒輪（z1、z2）：

第二對(duì)齒輪（z3、z4）：

第三對(duì)齒輪（z5、z6）：

結(jié)論：第三對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度最低，第二對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度最高。三對(duì)齒輪之間只有不同。第一對(duì)齒1、對(duì)于HBS≤350的齒輪傳動(dòng)，當(dāng)采用同一鋼材制造時(shí)，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(dòng)中，為了減小動(dòng)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DC1、對(duì)于HBS≤350的齒輪傳動(dòng)，當(dāng)采用同一鋼材制造時(shí)，一般3、計(jì)算齒輪傳動(dòng)時(shí)，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(qiáng)度計(jì)算中，是以

為計(jì)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CD3、計(jì)算齒輪傳動(dòng)時(shí)，選擇許用應(yīng)力與無關(guān)。A、材5、在圓柱齒輪傳動(dòng)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(qiáng)度主要取決于

，而彎曲強(qiáng)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(dòng)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(qiáng)度B、提高小齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度C、補(bǔ)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CCA5、在圓柱齒輪傳動(dòng)中，材料與齒寬系數(shù)、齒數(shù)比、工作情況一定情7、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(shí)際工作條件8、選擇齒輪毛坯的形式時(shí)，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、齒輪精度BC7、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A、相9、選擇齒輪的平穩(wěn)性精度等級(jí)時(shí)，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(qiáng)度計(jì)算中的節(jié)點(diǎn)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)DA9、選擇齒輪的平穩(wěn)性精度等級(jí)時(shí)，主要依據(jù)。A、第九章【.1】動(dòng)力傳動(dòng)蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比的范圍通常為

。B.C.D.【2】與齒輪傳動(dòng)相比，

不能作為蝸桿傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)。A.傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音小B.傳動(dòng)比可以較大C.可產(chǎn)生自鎖D.傳動(dòng)效率高【3】阿基米德圓柱蝸桿與蝸輪傳動(dòng)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.CDC第九章B.C【.4】在蝸桿傳動(dòng)中，當(dāng)其它條件相同時(shí)，增加蝸桿頭數(shù)，則傳動(dòng)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A.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(dòng)的效率D.有利于蝸桿加工的標(biāo)準(zhǔn)化。是為了

。BB【.4】在蝸桿傳動(dòng)中，當(dāng)其它條件相同時(shí)，增加蝸桿頭數(shù)，則傳動(dòng)變位蝸桿傳動(dòng)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(jì)算蝸桿傳動(dòng)比時(shí)，公式

是錯(cuò)誤的B.C.D.A.BC變位蝸桿傳動(dòng)中，蝸輪分度圓與節(jié)圓。【.6】【通常蝸輪齒數(shù)不應(yīng)少于

。A、17B、14C、27D、28蝸桿傳動(dòng)中的中間平面是指

。A、蝸輪的端面B、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?！?8】【.9】DC通常蝸輪齒數(shù)不應(yīng)少于。蝸桿傳動(dòng)中的中間平右Fr1Fr2Fr1Fr2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa1Ft2Fa2右4.蝸輪的轉(zhuǎn)向→與Fa1反向3.作用力的方向(示意圖）右Fr1Fr2Fr1Fr2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa左旋左旋右旋右旋右旋右旋12341234判斷蝸桿和蝸輪的旋向判斷各軸轉(zhuǎn)向確定各對(duì)傳動(dòng)的所有作用力方向判斷蝸桿和蝸輪的旋向1234判斷蝸輪蝸桿的旋向判斷斜齒輪1、2的旋向確定各對(duì)傳動(dòng)的所有作用力方向1234判斷蝸輪蝸桿的旋向【.10】蝸桿常用的材料是

。A.HT150B.ZCuSn10P1C.45號(hào)鋼D.GCr15【.11】為了提高蝸桿傳動(dòng)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(dòng)的強(qiáng)度計(jì)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(duì)滑動(dòng)速度BBD【.10】蝸桿常用的材料是。【.11】為了【.13】蝸桿傳動(dòng)的失效形式主要是

。A.點(diǎn)蝕與磨損B.膠合與磨損C.輪齒折斷與塑性變形【.14】蝸桿傳動(dòng)中，其他條件相同，若增加蝸桿頭數(shù)，將使

。A.傳動(dòng)效率提高，滑動(dòng)速度降低B.傳動(dòng)效率降低，滑動(dòng)速度提高C.傳動(dòng)效率和滑動(dòng)速度都提高D.傳動(dòng)效率和滑動(dòng)速度都降低BC【.13】蝸桿傳動(dòng)的失效形式主要是?！?1【.15】對(duì)一般傳遞動(dòng)力的閉式蝸桿傳動(dòng)，其選擇蝸輪材料的主要依據(jù)是

。A.齒面滑動(dòng)速度B.蝸桿傳動(dòng)效率C.配對(duì)蝸桿的齒面硬度D.蝸桿傳動(dòng)的載荷大小【.16】蝸桿傳動(dòng)中，其強(qiáng)度計(jì)算主要是針對(duì)

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【.15】對(duì)一般傳遞動(dòng)力的閉式蝸桿傳動(dòng)，其選擇蝸輪材料的主要【.17】蝸桿傳動(dòng)的當(dāng)量摩擦系數(shù)

。A.僅與蝸桿傳動(dòng)的相對(duì)滑動(dòng)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(shí)也與蝸桿傳動(dòng)的相對(duì)滑動(dòng)速度有關(guān)【.18】對(duì)閉式蝸桿傳動(dòng)進(jìn)行熱平衡計(jì)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【.17】蝸桿傳動(dòng)的當(dāng)量摩擦系數(shù)。【.18第十章減速器低速軸結(jié)構(gòu)圖第十章減速器低速軸結(jié)構(gòu)圖機(jī)械設(shè)計(jì)課件題機(jī)械設(shè)計(jì)課件題機(jī)械設(shè)計(jì)課件題機(jī)械設(shè)計(jì)課件題?60?68?70?72?70?80?822196.520696.5已知：功率P=3.88kw,轉(zhuǎn)速n=130r/min,大齒輪分度圓直徑300mm，齒寬90mm,載荷平穩(wěn)，螺旋角為12°按彎扭合成理論驗(yàn)算軸的強(qiáng)度?60?68?70?72?70?80?822196.5206第十一章有一滾動(dòng)軸承的代號(hào)為6208/P5，其類型為，軸承內(nèi)孔直徑為寬度系列為，精度等級(jí)為深溝球軸承40mm窄系列5級(jí)內(nèi)徑為25mm，輕窄系列的角接觸球軸承，接觸角，精度等級(jí)為6級(jí)，則該軸承的代號(hào)為

。70205C/PC第十一章有一滾動(dòng)軸承的代號(hào)為6208/P5，其類型為例:一對(duì)反裝7312AC軸承,Fr1＝5000N,Fr2＝8000N，F(xiàn)A=2000N，由1軸承指向2軸承，n＝960r/min,fP＝1.2,求軸承壽命。解:①畫安裝簡(jiǎn)圖②求Fa1，F(xiàn)a2→