2009年浙江工業(yè)大學(xué)試卷A解析

1、第1頁(yè)共 24 頁(yè)浙江工業(yè)大學(xué)2 0 09/2 01 0 學(xué)年第一學(xué)期期末考試試卷一單項(xiàng)選擇題5. 塑性材料制成的零件進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，其極限應(yīng)力為A .用B.osC.coD.1【】3. 普通螺紋的公稱直徑是指（）A.大徑 B.小徑C.中徑D. 底徑4、 用普通螺栓來(lái)聯(lián)接的凸緣聯(lián)軸器，在傳遞扭矩時(shí) _。A.螺栓的橫截面受剪切 B.螺栓與螺栓孔接觸面受擠壓C.螺栓同時(shí)受剪切與擠壓D.螺栓受拉伸與扭轉(zhuǎn)6.僅受預(yù)緊力 F /作用的緊螺栓聯(lián)接，其螺栓的計(jì)算應(yīng)力oa=1.3F /df,將拉應(yīng)力增大 30%的原因是考慮A. 安裝時(shí)可能產(chǎn)生的偏心載荷B. 載荷可能有波動(dòng)C. 拉伸和扭轉(zhuǎn)的復(fù)合作用D.螺栓材料

2、的機(jī)械性能不穩(wěn)定【】4.為聯(lián)接承受橫向工作載荷的兩塊薄鋼板，一般采用的螺紋聯(lián)接類型應(yīng)是A .螺栓聯(lián)接B.雙頭螺柱聯(lián)接C.螺釘聯(lián)接D.緊定螺釘聯(lián)接【】6.對(duì)于普通螺栓聯(lián)接，在擰緊螺母時(shí)，螺栓所受的載荷是A .拉力B.扭矩C.壓力D.拉力和扭矩【】1.被連接件受橫向外力作用時(shí)，若采用普通螺栓聯(lián)接，則靠來(lái)傳遞外力。【】第2頁(yè)共 24 頁(yè)A .螺栓的剪切和擠壓B .被聯(lián)接件結(jié)合面之間的摩擦力C.螺栓的剪切和被聯(lián)接件的擠壓D .以上說(shuō)法均不對(duì)5.普通平鍵接聯(lián)采用兩個(gè)鍵時(shí)，一般兩鍵間的布置角度為A. 90B. 120C.135D.180【】7.普通平鍵聯(lián)接在選定尺寸后，主要是 驗(yàn)算其A .擠壓強(qiáng)度B. 剪

3、切強(qiáng)度C.彎曲強(qiáng)度D. 耐磨性【】7. 傳動(dòng)比大而且準(zhǔn)確的傳動(dòng)是 （)A. 帶傳動(dòng)B. 齒輪傳動(dòng)D.蝸桿傳動(dòng)13. 在相同的條件下，平帶的傳動(dòng)能力（）V 帶的傳動(dòng)能力A. 大于B. 小于 C. 等于3、V 帶（三角帶）傳動(dòng)，最后算出的實(shí)際中心距a 與初定的中心距 ao不一致，這是由于 _。A. 傳動(dòng)安裝時(shí)有誤差B. 帶輪加工有尺寸誤差C. 帶工作一段時(shí)間后會(huì)松弛，故需預(yù)先張緊D .選用標(biāo)準(zhǔn)帶的長(zhǎng)度（帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度已標(biāo)準(zhǔn)化）11. 帶傳動(dòng)中，彈性滑動(dòng)A 在張緊力足夠時(shí)可以避免B.在傳遞功率較小時(shí)可以避免C 在小帶輪包角足夠大時(shí)可以避免D.是不可避免【】12. 帶傳動(dòng)作減速傳動(dòng)時(shí)，帶的最大應(yīng)力cma

4、x等于A.o1+obl+ocB.ol+ob2+ocC.c2+cb1+ccD.c2+cb2+cc【】9.V 帶在減速傳動(dòng)過(guò)程中，帶的最大應(yīng)力發(fā)生在A.V 帶離開(kāi)大帶輪處B. V 帶繞上大帶輪處C.V 帶離開(kāi)小帶輪處 D. V 帶繞上小帶輪處【】10. 設(shè)計(jì) V 帶傳動(dòng)時(shí)，選擇小帶輪基準(zhǔn)直徑 dl dmin，其主要目的是為了第 2 頁(yè) 共 24 頁(yè)第4頁(yè)共 24 頁(yè)A .使傳動(dòng)的包角不致于過(guò)小B. 使帶的彎曲應(yīng)力不致于過(guò)大C. 增大帶輪間的摩擦力D.便于帶輪的制造【】10. 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是保證帶在要求的工作期限內(nèi)A .不發(fā)生過(guò)度磨損B.不發(fā)生打滑和疲勞破壞C.不發(fā)生彈性滑動(dòng)D.不發(fā)生磨損又不發(fā)

5、生打滑【】11.帶傳動(dòng)中，初拉力為 Fo,緊邊拉力為 Fi，松邊拉力為 F2，則有效圓周力 Fe等于A.F0-F2B. F1-F0C. F1+F2D. F1-F2【】7.帶傳動(dòng)產(chǎn)生打滑的原因是A .緊邊拉力 F1大于摩擦力極限值B. 松邊拉力 F2大于摩擦力極限值C. 有效圓周力 Fe大于摩擦力極限值D. 弓空大于摩擦力極限值28 .普通 V 帶傳動(dòng)中，小帶輪包角 應(yīng)不小于 120,主要是為了A .減小彈性滑動(dòng)B.減小離心拉應(yīng)力C.減小彎曲應(yīng)力D.增大摩擦力【】2 .設(shè)計(jì) V 帶傳動(dòng)時(shí)，限制帶輪的最小直徑，這是為了限制 _?！尽緼 .小帶輪上的包角B .傳動(dòng)中心距C.帶的離心力D .帶內(nèi)彎曲應(yīng)

6、力9.滾子鏈傳動(dòng)中，鏈節(jié)數(shù)應(yīng)盡量避免采用奇數(shù)，這主要是因?yàn)椴捎眠^(guò)渡鏈節(jié)后A .制造困難B.要使用較長(zhǎng)的銷軸C.不便于裝配D.鏈板要產(chǎn)生附加的彎曲應(yīng)力12. 工作條件惡劣、潤(rùn)滑不良的開(kāi)式鏈傳動(dòng)，其主要失效形式是A .鉸鏈磨損B.銷軸與套筒的膠合C鏈板的疲勞破壞 D.套筒、滾子的沖擊疲勞破壞【】3.開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是_?！尽緼 .先按彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再按接觸疲勞強(qiáng)度校核B. 只按彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)第5頁(yè)共 24 頁(yè)C. 先按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再按彎曲疲勞強(qiáng)度校核第6頁(yè)共 24 頁(yè)D 只按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)4 在齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)和計(jì)算中，以下選項(xiàng)中應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)化的是 _?！尽緾.斜齒輪螺旋角BD.中心距

7、 a7、一對(duì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)中， _的計(jì)算值不應(yīng)圓整。A.分度圓直徑B.齒輪寬度C.傳動(dòng)中心距 aD.齒數(shù) z8對(duì)相嚙合的圓柱齒輪的 Z2Zi, bib2,其接觸應(yīng)力的大小是A.0H10H2C. OH 仁牝D.可能相等，也可能不等【】6. 齒輪傳動(dòng)中，通常開(kāi)式傳動(dòng)的主要失效形式為A .輪齒折斷B.齒面點(diǎn)蝕C.齒面磨損D.齒面膠合【】7. 對(duì)單向運(yùn)轉(zhuǎn)的齒輪傳動(dòng)，輪齒的疲勞折斷通常首先發(fā)生在A .節(jié)線附近的受拉側(cè)B.節(jié)線附近的受壓側(cè)C.齒根部分的受拉側(cè)D.齒根部分的受壓側(cè)【】8. 齒輪傳動(dòng)中，動(dòng)載系數(shù) KV是考慮A .載荷沿齒寬方向分布不均的影響系數(shù)B. 齒輪傳動(dòng)本身的嚙合誤差引起的內(nèi)部動(dòng)力過(guò)載的

8、影響系數(shù)C. 由于齒輪嚙合中原動(dòng)機(jī)引起的動(dòng)力過(guò)載的影響系統(tǒng)D.由于齒輪嚙合中工作機(jī)引起的動(dòng)力過(guò)載的影響系統(tǒng)?！尽?0. 在圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算中，一般小齒輪齒寬 bi大于大齒輪齒寬 b2,其齒寬系數(shù)-d應(yīng)是11. 對(duì)于經(jīng)常正反轉(zhuǎn)的直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，若CH1CH2,則接觸許用應(yīng)力應(yīng)取為A.dH1B. q|H2A.斜齒圓柱齒輪的法面模數(shù) mnB.分度圓直徑 dbdiB.bdic.dd2第7頁(yè)共 24 頁(yè)6. 一減速齒輪傳動(dòng)，主動(dòng)輪 1 用 45 號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，從動(dòng)輪 2 用 45 號(hào)鋼正火，則它C. 0.7CH2D.二H1二H22第8頁(yè)共 24 頁(yè)們的齒面接觸應(yīng)力的關(guān)系是 _B

9、.0H10H2A .較大的蝸桿特性系數(shù)B .較大的螺旋升角C.較大的模數(shù)D .較少的蝸桿頭數(shù)7.已知蝸桿主動(dòng)，蝸輪螺旋線方向?yàn)橛倚?，其轉(zhuǎn)動(dòng)方向如圖時(shí)，蝸桿軸向力方向指向“I”端。A.nnC.n12.對(duì)于相對(duì)滑動(dòng)速度較A.鑄錫青銅普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的中心距為A. a=0.5m(zi+q)B.a=0.5q(zi+Z2)C. a=0.5m(z1+z2)D. a=0.5m(q+z2)要求具有自鎖性的蝸桿傳動(dòng)，其蝸桿頭數(shù)應(yīng)選A. Z1=1B. Z1=2C. Z1=39.7.高(Vs-6m/s)的重要蝸桿傳動(dòng)，蝸輪材料應(yīng)選用B.鑄鋁鐵青銅C.鑄鐵InD.碳鋼【D. zi=48.C.多頭蝸桿D.較多的蝸輪齒數(shù)

10、A.加工方便B.提高精度C.節(jié)約有色金屬D.減輕重量IB.D.n2第9頁(yè)共 24 頁(yè)A.壓力潤(rùn)滑B.飛濺潤(rùn)滑 C.油環(huán)潤(rùn)滑D.滴油潤(rùn)滑14. 非液體摩擦滑動(dòng)軸承，驗(yàn)算壓強(qiáng) pwp的目的在于避免軸承產(chǎn)生A .過(guò)度磨損B.點(diǎn)蝕 C.膠合D.壓潰 【】14.非液體摩擦滑動(dòng)軸承作校核計(jì)算時(shí)，限制PV值的主要目的是防止A .軸承壓潰B.軸承過(guò)度磨損C.軸承過(guò)度發(fā)熱而產(chǎn)生膠合D.潤(rùn)滑油從軸承兩端流失14. 非液體摩擦滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)依據(jù)是保證A .軸瓦不壓潰B.軸瓦不點(diǎn)蝕C.邊界油膜不破裂D.形成動(dòng)壓油膜【】8._ 不完全液體潤(rùn)滑徑向滑動(dòng)軸承，驗(yàn)算p二Fr/dB乞p是為了防止軸承 _A.產(chǎn)生塑性變形B.發(fā)生

11、早期疲勞點(diǎn)蝕C.產(chǎn)生膠合D.過(guò)度磨損5. 對(duì)于主要受徑向載荷、支點(diǎn)跨距大和彎曲剛度小的軸，其支承軸承應(yīng)選用下 列四種型號(hào)滾動(dòng)軸承中的A. 6310 B.1310 C.2310 D.3310【】6、 直齒輪軸系由一對(duì)圓錐滾子軸承支承，軸承徑向反力Fr2Fr1，貝峙由承的軸向A. Fa2Fa1B. Fa2Fa1C. Fa2=Fa1=0D. Fa1=Fa2=0 14.在下列四種型號(hào)的滾動(dòng)軸承中，只能承受徑向載荷的是A. 6208 B. N208C. 3208D. 5208【】14.在基本額定動(dòng)載荷 C 作用下，滾動(dòng)軸承的基本額定壽命為 106轉(zhuǎn)時(shí)，其可靠 度為A. 10%B. 80%C.90%D.9

12、9%【】13. 在下列四種型號(hào)的滾動(dòng)軸承中，只能承受軸向載荷的是13 .代號(hào)為 1318 的滾動(dòng)軸承，內(nèi)徑尺寸 d 為A. 90mm B. 40mm C. 19mm D. 8mm11.既支承回轉(zhuǎn)零件又傳遞動(dòng)力的A. 6208B. N2208C. 3208D. 5208【】第10頁(yè)共 24 頁(yè)軸稱（）A.心軸 B. 傳動(dòng)軸 C. 轉(zhuǎn)軸13. 轉(zhuǎn)軸的變曲應(yīng)力為A 對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力B.脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力C.非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力D.靜應(yīng)力【】13按彎扭合成計(jì)算軸的強(qiáng)度時(shí)，當(dāng)量彎矩MvpM2CT）2，式中，a是為了考慮 扭矩 T 與彎矩 M 產(chǎn)生的應(yīng)力A .方向不同B.循環(huán)特性可能不同C.類型不同D.位置不同【】

13、5.既受彎矩又受扭矩作用的轉(zhuǎn)軸，其彎曲應(yīng)力的循環(huán)特徑Y(jié)是A.Y=+1 B.Y=0C.Y=-1D. 0Y+1【】15. 聯(lián)軸器型號(hào)的選擇依據(jù)應(yīng)該是A .被聯(lián)接兩軸直徑和轉(zhuǎn)速 nB. 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tea和被聯(lián)接兩軸直徑C .轉(zhuǎn)速 n 和計(jì)算轉(zhuǎn)矩 TeaD. 被聯(lián)接兩軸直徑、計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tea和轉(zhuǎn)速 n【】16. 計(jì)算圓柱形壓縮螺旋彈簧工作圈數(shù) n 時(shí)，主要根據(jù)A .強(qiáng)度條件B.剛度條件C.穩(wěn)定性條件D.安裝和結(jié)構(gòu)條件【】15.在圓柱形螺旋拉伸（壓縮）彈簧中，彈簧指數(shù)C 是指A .彈簧外徑與簧絲直徑之比值B. 彈簧內(nèi)徑與簧絲直徑之比值C. 彈簧自由高度與簧絲直徑之比值D.彈簧中徑與簧絲直徑之比值【】15

14、. 圓柱拉伸（壓縮）螺旋彈簧受載后，簧絲截面上的最大應(yīng)力是A .扭矩 T 引起的扭切應(yīng)力TB. 彎矩 M 引起的彎曲應(yīng)力cbC. 剪力 F 引起的切應(yīng)力T第11頁(yè)共 24 頁(yè)D. 扭切應(yīng)力T和切應(yīng)力T之和【】16. 當(dāng)簧絲直徑 d 一定時(shí)，圓柱形螺旋彈簧的旋繞比C 如果取得太小，則A .彈簧尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊B.彈簧的剛度太小C.彈簧卷繞有困難D.簧絲的長(zhǎng)度和重量較大【】16.設(shè)計(jì)圓柱拉伸螺旋彈簧時(shí)，簧絲直徑 d的確定主要依據(jù)彈簧的A .穩(wěn)定性條件B.剛度條件C.強(qiáng)度條件D.變形條件【】二. 是非題（本大題共 5 小題，每小題 2 分，共 10 分）1. 與帶傳動(dòng)相比，齒輪傳動(dòng)具有更精確的傳動(dòng)

15、比。2.30000 型圓錐滾子軸承只能承受徑向載荷。【】3.在進(jìn)行轉(zhuǎn)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，階梯軸的最小直徑是按彎曲強(qiáng)度初步確定的?！尽?. 一標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，主動(dòng)輪 1 和從動(dòng)輪 2 的材料和熱處理硬度都相同，齒數(shù) ZI8000N，試求Cb+6允許的最大工作拉力 Fmax.。4、圖示裝置，用 2 個(gè)普通螺栓固定一牽引勾，若螺栓材料為 Q235A 鋼，間=180N/mm2,結(jié)合面摩擦系數(shù) f=0.2，可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）取 K=1.2，最大水平牽引力 FF4000 N,求螺栓直徑 d1o（8 分）15.根據(jù)直軸所受載荷不同可將其分為） 、 （）和）和第16頁(yè)共 24 頁(yè)圖 4 所示被聯(lián)接件用兩

16、個(gè)普通緊螺栓聯(lián)接，已知被聯(lián)接件所承受的橫向外載第17頁(yè)共 24 頁(yè)F=15000N,接合面之間的摩擦系數(shù)f=0.2,可靠性系數(shù) Ks=1.2，螺栓許用拉應(yīng)力q=160Mpa。試求所需螺栓的最小直徑 dira圖 4 為一壓力容器， 容器蓋與缸體用 6 個(gè)普通螺栓聯(lián)接， 缸內(nèi)壓強(qiáng) P=2N/mm2, 缸徑 D=150mm。根據(jù)聯(lián)接的緊密性要求，每個(gè)螺栓的殘余預(yù)緊力Qp=1.6F, F 為單個(gè)螺栓的工作拉力。若選用螺栓材料為 35 鋼，安全系數(shù) S=20試計(jì)算所需 螺栓的小徑 dio圖 5 表示兩平板用 2 個(gè) M20 的普通螺栓聯(lián)接，承受橫向載荷 F=6000N,若 取接合面間的摩擦系數(shù)？=0.2

17、，可靠性系數(shù) Ks=1.2，螺栓材料的的許用應(yīng)力q=120N/mm2,螺栓的小徑 d1=17.294mm。試校核螺栓的強(qiáng)度。第18頁(yè)共 24 頁(yè)用于緊聯(lián)接的一個(gè) M16 普通螺栓，小徑 di=14.376mm,預(yù)緊力 F / =20000N, 軸向工作載荷 F=10000N,螺栓剛度 Cb=1x106N/mm,被聯(lián)接件剛度 Cm=4X106N/mm,螺栓材料的許用應(yīng)力q=150N/mm2;（1）計(jì)算螺栓所受的總拉力 F（2）校核螺栓工作時(shí)的強(qiáng)度。鉸制孔用螺栓聯(lián)接的主要失效形式是什么？1、凸緣聯(lián)軸器用半圓頭（C 型）平鍵與軸相聯(lián)接。鍵的尺寸為 12X8X60 伽，軸的 直徑 d=40 伽，若鍵聯(lián)

18、接的許用應(yīng)力kpl=100MPa,試求該聯(lián)接所能傳遞的扭矩。（6 分）由雙速電動(dòng)機(jī)與 V 帶（三角帶）傳動(dòng)組成傳動(dòng)裝置，靠改變電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速輸出軸可以得到 300r/min 和 600r/min 兩種轉(zhuǎn)速。若輸出軸功率不變，帶傳動(dòng)應(yīng)按那種轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)？為什么？2、在圖示減速器的傳動(dòng)簡(jiǎn)圖中，圓柱齒輪均為斜齒，已給出了原動(dòng)件的轉(zhuǎn)向。為使中間二軸上的軸承所受的軸向力最小， 試畫(huà)出各斜齒輪的螺旋線方向，并標(biāo) 出齒輪 2 和 6 上各分力的方向。（10 分）25. 某展開(kāi)式二級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)中， 齒輪 4 轉(zhuǎn)動(dòng)方向如圖 1 所示，已知 I 軸為輸入軸，齒輪 4 為右旋齒。若使中間軸U所受的軸向力抵消一部分，試

19、在 圖中標(biāo)出(1) 各輪的輪齒旋向；(2) 各輪軸向力 Fal、Fa2、Fa3和 Fa4的方向1第19頁(yè)共 24 頁(yè)125.圖 1 所示斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)一一蝸桿傳動(dòng)組成的傳動(dòng)裝置。動(dòng)力由 I 軸 輸入，蝸輪 4 為右旋齒。試：(1) 為使蝸輪 4 按圖 1 中 n4方向轉(zhuǎn)動(dòng)，確定斜齒輪 1 的轉(zhuǎn)動(dòng)方向(2)為使中間軸U所受的軸向力能抵消一部分，確定斜齒輪1 和斜齒輪 2 的輪齒旋向；(3) 在圖 1 上畫(huà)出齒輪 1 和蝸輪 4 所受的各分(Ft、Fr、Fa)方向(垂直紙面向外的力畫(huà)。、向內(nèi)的力畫(huà))25.圖 1 所示為直齒圓錐齒輪和斜齒圓柱齒輪組成的雙級(jí)傳動(dòng)裝置，動(dòng)力從I 軸輸入，小圓錐齒輪 1

20、 的轉(zhuǎn)向 n1 如圖 1 所示。試分析：(1)為使中間軸U所受的軸向力可抵消一部分，確定斜齒輪3 和斜齒輪 4 的輪齒旋向(畫(huà)在圖 1 上);(2) 在圖 1 上分別畫(huà)出圓錐齒輪 2 和斜齒輪 3 所受的圓周力 Ft,徑向力 Fr,軸向力 Fa 的方向(垂直紙面向外的力用表示，向內(nèi)的力用表示)第20頁(yè)共 24 頁(yè)圖 125.圖 1 所示為直齒圓錐齒輪和斜齒圓柱齒輪組成的雙級(jí)傳動(dòng)裝置，動(dòng)力從I 軸輸入，小圓錐齒輪 1 的轉(zhuǎn)向 n1 如圖 1 所示。試分析：(1)為使中間軸U所受的軸向力可抵消一部分，確定斜齒輪3 和斜齒輪 4 的輪齒旋向(畫(huà)在圖 1 上)；(2) 在圖 1 上分別畫(huà)出圓錐齒輪 2

21、 和斜齒輪 3 所受的圓周力 Ft,徑向力 Fr,軸向力 Fa 的方向(垂直紙面向外的力用表示，向內(nèi)的力用表示)第21頁(yè)共 24 頁(yè)圖 1圖 2 所示展開(kāi)式二級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，I 軸為輸入軸，已知小齒輪 1 的轉(zhuǎn)向 ni和齒輪1、2 的輪齒旋向如圖所示。為使中間軸 II 所受的軸向力可抵消一部分，試確定斜齒輪3 的輪齒旋向，并在圖上標(biāo)出齒輪 2、3 所受的圓周力 Ft2、Ft3和軸 向力 Fa2、Fa3的方向。(垂直紙面的力，向紙內(nèi)畫(huà)稍，向紙外畫(huà)O)25.圖 1 所示蝸桿傳動(dòng)一一斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)組成的傳動(dòng)裝置，蝸桿為主動(dòng) 件，若蝸桿 1 的轉(zhuǎn)動(dòng)方向如圖中 n1所示，蝸桿齒的螺旋線方向?yàn)橛倚?/p>

22、試分析：(1)為使中間軸 I 所受的軸向力能抵消一部分，確定蝸輪 2、斜齒輪 3 和斜齒輪 4 的輪齒旋向;（2）在圖 1 的主視圖上，畫(huà)出蝸輪 2 的圓周力 Ft2、徑向力 Fr2和斜齒輪 3 的圓周力 Ft3、徑向力 Fr3的方向：在左視圖上畫(huà)出蝸輪 2 的軸向力 Fa2和斜齒輪第22頁(yè)共 24 頁(yè)W 銀自左撫國(guó)ffi 13 的軸向力 Fas方向。圖示圓錐-圓柱齒輪減速器，輪 1 主動(dòng)，轉(zhuǎn)向如圖示，試在圖上畫(huà)出:1）各軸轉(zhuǎn)向；2）3、4 兩輪螺旋線方向（使 II 軸兩輪所受軸向力方向相反）；3）輪 2、3 所受各分力的方向。6 回答下列問(wèn)題：為什么閉式蝸桿傳動(dòng)要進(jìn)行熱平衡計(jì)算？可采取哪些措

23、施改善散熱條件？V 帶傳動(dòng)中，在輸入轉(zhuǎn)速和帶的型號(hào)不改變的情況下， 若需要 增大V 帶的傳動(dòng)比，可采取哪些措施？這些措施對(duì) V 帶傳動(dòng)的承載能力有何影響？為什么？（共 8 分）一蝸桿減速器，已知蝸桿軸功率P1= 5.5kW，傳動(dòng)效率=0.8，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù):=10.5W/（m2r），減速器散熱面積A=1.5m2，要求油的工作溫度t1e 時(shí)(e=0.375),2yRX=0.4, Y=1.6;纟時(shí)，X=1，Y=0o試計(jì)算：(1) 軸承 1 和軸承 2 的軸向載荷 A1、A2；(2) 軸承 1 和軸承 2 的當(dāng)量動(dòng)載荷 P1、P2。并判斷哪個(gè)軸承額定壽定較短。圖 4 所示一對(duì)圓錐滾子軸承面對(duì)面正安裝。

24、已知軸承 1 和軸承 2 的徑向載荷分別為 R1=584N、R2=1776N，軸上作用的軸向載荷 FA=146N，軸承的附加軸向力 S 的計(jì)算式S=2Y，e=0.37,軸承的軸向載荷 A 與徑向載荷 R 之比- e 時(shí)，2丫RAX=0.4,丫=1.6;乞e時(shí)，X=1，Y=0。軸承載荷有中等沖擊，載荷系數(shù)fd=1.5,工R作溫度不大于 120C.試求：(1) 軸承 1 和軸承 2 的軸向載荷 A1和 A2；(2) 軸承 1 和軸承 2 的當(dāng)量動(dòng)載荷 P1和 P2；6二20Q圖 53、 有一軸， 用一對(duì) 7306C 軸承支承， 軸的轉(zhuǎn)速為 1440r/min,軸上受力 Fre= 1800N, Fa

25、e=1250N,載荷系數(shù)fp=1.2,工作溫度小于 120C，尺寸如圖。試求二軸承壽 命。(7306C軸承的基本額定動(dòng)載荷為 25.6kN,壽命指數(shù)尸 3,內(nèi)部軸向力 Fd= 0.68Fr) (12 分)圖 5 所示一對(duì)角接觸球軸承正安裝(面對(duì)面)。軸承 1 的徑向載荷 Ri=2500N, 軸承 2 的徑向載荷 R2=5000N，軸承的附加軸向力 S=0.7R。試求：(1)當(dāng)軸上作用的軸向外載荷 FA=2000N 時(shí)，軸承 1 和軸承 2 的軸向載荷A1和 A2；(2)當(dāng)軸上作用的軸向外載荷 FA=1000N 時(shí)，軸承 1 和軸承 2 的軸向載荷A1和 A2；(3)當(dāng)軸上作用的軸向外載荷 FA

26、=1750N時(shí)， 軸承 1 和軸承 2 和軸向載荷 A1和 A2。IIILeFa/FrweFa/FreXYXY0.68100. 410.87第25頁(yè)共 24 頁(yè)一對(duì) 7000CAC 型角接觸球軸承背對(duì)背反安裝在圖6 所示軸系中，軸承 1 的徑向載荷 Ri=2000N,軸承 2 的徑向載荷 R2=4000N， 軸上作用的軸向外載荷 FA=800N,軸承附加軸向力 S 的計(jì)算式為 S=0.68R。求軸承 1 和軸承 2 的軸向載 荷 Ai和 A2。圖 4 所示一對(duì)角接觸球軸承支承的軸系，軸承正安裝(面對(duì)面)，已知兩個(gè) 軸承的徑向載荷分別為 Fri=2000N，F(xiàn)r2=4000N,軸上作用的軸向外載荷 KA=1000N，軸承內(nèi)部派生軸向力 S 的計(jì)算式為 S=0.7Fr，當(dāng)軸承的軸向載荷與徑 向載荷之比 Fa/Fre 時(shí)，X=0.41，Y=0.87; Fa/Fre 時(shí)，X=1，Y=0, e=0.68;載荷 系數(shù) fp=1.0.試計(jì)算：(1) 兩個(gè)軸承的軸向載荷 Fa1、Fa2；(2) 兩個(gè)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷