機械設計復習題-答案

1、2012年機械設計自學考試備考試題第二章一、選擇填空：1 .如果危險截面上的應力超過零件的強度極限，則發(fā)生的失效形式為。CA.表面破壞B.殘余變形C.整體斷裂D.功能失效2 .零件設計時，限制零件中的應力不超過允許的限度的設計準則稱為。AA.強度準則B.剛度準則C.壽命準則D.振動穩(wěn)定性準則3 .按照機器的組成原理，變速箱是汽車的。BA.原動機B.傳動部分C.執(zhí)行部分D.控制系統(tǒng)4 .為了防止零件發(fā)生破壞，應采用的設計準則是。DA.剛度準則B.壽命準則C.振動穩(wěn)定性準則D.強度準則O齒輪傳動二、填空題：1.傳動件包括帶傳動、鏈傳動、摩擦輪傳動、蝸桿傳動和2 .驅(qū)動機器完成預定功能的部分稱為O原

2、動機3 .金屬材料尤其是鋼鐵使用最廣；在機械產(chǎn)品中鋼鐵材料占4 .描述材料的疲勞特性可用最大應力、應力循環(huán)次數(shù)和。90%以上o應力比（或循環(huán)特性）5 .機械零件制造中使用最廣的金屬材料是一6 .機器的基本組成部分為原動機部分、傳動部分和7 .按照機器的組成原理，發(fā)動機是汽車的O鋼鐵。執(zhí)行部分O原動機部分8 .如果作用于零件上的應力超過材料的屈服極限，則零件將發(fā)生O塑性變形9 .一部機器的質(zhì)量基本上取決于10 .機器的設計階段是決定機器質(zhì)量的O設計階段。關(guān)鍵AfV*弟二早、選擇填空:1 .零件表面經(jīng)淬火、滲氮、噴丸、滾子碾壓等處理后，其疲勞強度A.降低B.提高C.不變D.提高或降低視處理方法而定

3、2 .應力的循環(huán)特性（應力比）常用“r”表示，其值為A.二mC.<1maxminaD.、-max3.變應力的應力幅值B、-max、-min.2C.-max""2"D.max-min4.對稱循環(huán)應力，其循環(huán)特性r"值是A.1B.0.5C.0D.-15 .下列四種敘述中正確的是A.變應力只能由變載荷產(chǎn)生B.靜載荷不能產(chǎn)生變應力C.變應力是由靜載荷產(chǎn)生D.變應力是由變載荷產(chǎn)生，也可能由靜載荷產(chǎn)生6 .零件的截面形狀一定，如絕對尺寸增大，疲勞強度將隨之。BA.提高B.降低C.不變D.不一定二、填空題：1 .機械零件的疲勞極限與材料的疲勞極限的比值稱為。.綜

4、合影響系數(shù)2 .應力循環(huán)特性系數(shù)r=0的應力稱為。脈動循環(huán)3變應力中應力比（循環(huán)特性）r=-1的應力稱為。對稱循環(huán)4 .零件的截面形狀一定，如絕對尺寸增大，疲勞強度將隨之。降低5 .對稱循環(huán)變應力的應力比等于。r=-16 .零件疲勞強度極限的綜合影響系數(shù)包括零件的有效應力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)、強化系數(shù)和。表面質(zhì)量系數(shù)7 .滑動摩擦分為干摩擦、流體摩擦、混合摩擦和。邊界摩擦四、簡答題：1 .試解釋零件的疲勞極限低于材料試件的疲勞極限的原因：由于結(jié)構(gòu)上有應力集中、尺寸往往大于材料試件、表面質(zhì)量與試件不同，所以使得零件的疲勞強度一般低于試件的疲勞強度第四章一、選擇填空：1 .兩摩擦面間被一層油膜隔開，

5、能夠部分避免金屬直接接觸的摩擦稱為。CA.液體摩擦B.干摩擦C.邊界摩擦D.混合摩擦2 .兩摩擦表面被一層液體隔開，摩擦性質(zhì)取決于液體內(nèi)部分子間粘性阻力的摩擦狀態(tài)稱為。AA.液體摩擦B.干摩擦C.混合摩擦D.邊界摩擦3 .兩摩擦面間無任何潤滑劑或保護膜的純金屬接觸時的摩擦稱為。BA.液體摩擦B.干摩擦C.邊界摩擦D.混合摩擦1 .由于摩擦表面材料微體積在重復變形時疲勞破壞而引起的機械磨損稱為_。疲勞磨損2 .摩擦表面被流體膜隔開，摩擦性質(zhì)取決于內(nèi)部分子積案粘性阻力的摩擦稱為。邊界摩擦3 .根據(jù)位移形式不同，動摩擦分為滑動摩擦和。滾動摩擦5.液體摩擦：P49L20第五章一、選擇填空：1 .在用于

6、傳動的幾種螺紋中，矢I形螺紋的主要優(yōu)點是。CA.自鎖性能好B,強度較高C.傳動效率高D.制造方便2 .用于聯(lián)接的螺紋牙型為三角形，這是因為三角形螺紋。AA.牙根強度高，自鎖，f能好B.傳動效率高C.防振性能好D.自鎖性能差3 .當兩個被聯(lián)接件不宜制成通孔，且需要經(jīng)常拆卸通常采用。CA.螺栓聯(lián)接B.螺釘聯(lián)接C.雙頭螺柱聯(lián)接D.緊定螺釘聯(lián)接4 .當采用鍍制孔用螺栓聯(lián)接承受橫向載荷時，螺栓桿受到作用。CA.彎曲和擠壓B.拉伸和剪切C.剪切和擠壓D.扭轉(zhuǎn)和彎曲5 .螺紋副中一個零件相對于另一個轉(zhuǎn)過一圈時，它們沿軸線方向相對移動的距離是oAA.線數(shù)乂螺距B.一個螺距C.線數(shù)父導程D.導程/線數(shù)6 .用于

7、螺紋危險截面計算的直徑是。BA.螺紋的外徑B.螺紋的內(nèi)徑C.螺紋的中徑D.不確定7 .普通螺紋的公稱直徑為。AA.大徑B.小徑C.不確定D.中徑8 .螺紋的牙型角為"、升角為甲、當量摩擦角為則螺紋副的自鎖條件為。CA.WwaB.aw®C.Ww此D.中9 .普通螺紋軸截面的牙型為。CA.矩形B.梯形C.三角形D.圓形10 .普通螺栓聯(lián)接中的松螺栓聯(lián)接和緊螺栓聯(lián)接之間的主要區(qū)別是，松螺栓聯(lián)接的螺紋部分不承受。BA.拉伸作用B.扭轉(zhuǎn)作用C.剪切作用D.彎曲作用二、填空題：1 .在常用的螺紋牙型中，矩形螺紋用于傳動是因為。傳動效率高2 .常用的螺紋牙型中，傳動效率最高的是。矩形螺紋

8、3 .普通螺紋的軸截面牙型為。三角形4 .螺栓連接時，采用懸置螺母的目的是。改善螺紋牙齒上載荷分布不均程度5 .三角螺紋一般用于。聯(lián)接6 .沿兩根以上的等距螺旋線形成的螺紋稱為。雙線螺紋7 .常用的螺紋牙型中，自鎖性最好的是。三角形8 .受軸向變載荷的緊螺栓聯(lián)接中，降低螺栓的剛度可使螺紋連接的強度得到。提高9 .梯形螺紋主要用于。傳動四、簡答題：1 .螺紋連接預緊的目的是什么？：P68L72 .簡述螺紋聯(lián)接的基本類型、適用場合。螺栓聯(lián)接，用于被聯(lián)接件上開有通孔的場合；螺釘聯(lián)接，用于被聯(lián)接件上不能開有通孔且不需經(jīng)常拆卸的場合，雙頭螺柱聯(lián)接，用于被聯(lián)接件上不能開有通孔需經(jīng)常拆卸的場合緊定螺釘聯(lián)接，

9、用于固定兩個零件的相對位置，傳遞不大的載荷。3 .螺紋連接的常用防松措施有哪些？p70表5-34 .螺紋聯(lián)接為什么要防松？防松的根本問題是什么？因為在沖擊、振動或變載荷作用下，以及在高溫或溫度變化較大的情況下，聯(lián)接都會發(fā)生松脫。一旦松脫會影響機器正常工作甚至造成嚴重事故。防松的根本是防止螺紋副在受載時發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。5 .說明降低應力幅提高螺栓聯(lián)接疲勞強度的方法和具體措施。方法一是降低螺栓剛度，具體措施有適當增加螺栓的長度，或采用腰桿狀螺栓和空心螺栓；方法二是增加被聯(lián)接件的剛度，具體措施有不用墊片或用剛度較大的墊片。6 .螺旋副自鎖條件是什么？哪種螺紋牙型自鎖性最好？為什么？自鎖條件為.螺旋線升

10、角小于等于當量摩擦角，即中w4；三角螺紋自鎖性最好，原因是其牙側(cè)角最大。五、綜合應用：1 .一個托架1用三個鍍制孔用螺栓與機架2相連接。已知：螺栓材料許用剪切應力E】=100MPa,橫向載荷FR=900N,L=300mm,a=100mm。確定受力最大螺栓及所受剪力Fmax=?,判斷布置形式是否合理；并按剪切強度確定所需螺栓剪切面的最小直徑d0=?(卜T)片a口解：1）將FR平移至螺栓組中心，附加扭矩T=2.7M105NmmFR900在Fr作用下每個螺栓所受剪力為Ff=空=300NZ3一_5T27105在T作用下兩側(cè)螺栓所受剪力為FT=1350N2a2100右側(cè)螺栓受力最大，F(xiàn)max=Ff+Ft

11、=1650N,布置形式不合理。2）受剪切面最小直徑=4.6mm14Fmax=14M16500一；二！.1:二1402 .圖示一鑄鐵吊架用兩只普通螺栓固定在梁上。吊架承受的載荷Fq=100000N,螺栓材料許用應力b=100MPa,取殘余預緊力為工作拉力的0.4倍，試確定螺栓所需最小直徑。解：1）單個螺栓受工作拉力F=100000=50000NZ22)殘余預緊力F1=0.4F=0.450000=20000N3）單個螺栓受總拉力F2=F1十F=20000十50000=70000N5.2F24700004）所需螺栓取小直徑d1至'F!=1二go=34mm3 .（本題10分）如圖所示的螺栓組聯(lián)

12、接（凸緣聯(lián)軸器）。4個普通螺栓均勻的分布在D=200mm的圓周上，傳遞的轉(zhuǎn)矩T=8m105Nmm。螺栓材料許用拉應力為k】=160MPa,被聯(lián)接件表面的摩擦因數(shù)f=0.15,聯(lián)接的可靠性系數(shù)Ks=1.2,確定安裝時所需預緊力及所需的螺栓的最小直徑d1=解：1）每個螺栓所受的的預緊力Fo_KsT_1.281052Df22000.15=16000N2）所需的螺栓的最小直徑d15.2160003.14160=22.8mm4 .圖示緊螺栓連接，已知橫向載荷R=36000N,接合面i=1,摩擦系數(shù)f=0.12,聯(lián)接的可靠性系數(shù)Ks=1.2,螺栓數(shù)量z=4,螺栓材料許用應力b】=100N/mm2,試計算所

13、需螺栓直徑di=?（10分）解：1）每個螺栓所受的的預緊力F0KsRzif1.236000410.12=90000N52F。d1之一th丫nb2）所需的螺栓的最小直徑5.29000012.2mm3.141005. （10分）圖示緊螺栓連接，采用兩個M16（d1=13.835mm）普通螺栓，已知摩擦系數(shù)f=0.12,防滑系數(shù)Ks=1.2,螺栓材料許用應力1】=100N/mm2,試計算連接所能傳遞的橫向載荷R=?解：1）預緊力的最大值Fo，二d"73.1413.8352100<=-41.341.3=11558N2）所能傳遞橫向載荷的最大值FozfKs1155820.121.2二23

14、12N6. （10分）圖示軸承蓋用4個螺釘固定于鑄鐵箱體上，已知作用于軸承蓋上的力Fq=10.4kN,螺釘材料許用應力%】=80N/mm2,取殘余預緊力為工作拉力的0.4倍，求螺栓所需最小直徑。解：1）每個螺栓所受軸向工作載荷F=2.6kN442)每個螺栓總拉力F2=FF1=1.4F=1.42.6=3.64kN41.3F241.33,641033)所需螺栓直徑d1：=8.68mm:二173.14807.（12分）氣缸蓋聯(lián)接結(jié)構(gòu)如圖所示，氣缸內(nèi)徑M18的螺栓，螺紋小徑15.294mm,許用拉應力D=250mm,為保證氣密性要求采用12個=120MPa,取殘余預緊力為工作拉力的1.5倍，求氣缸所能

15、承受的最大壓強。解：1）每個螺栓總拉力F2=16949N，二d121T3.1415.2942120<=一41.341.32）每個螺栓所受軸向工作載荷由于F2=FF1=2.5FF216949所以F=6780N2.52.53）最大壓力4FZP=TD2467802=1.66mpa3.14250尺N弟八早、選擇填空:1.B型普通平鍵其端部形狀為A.圓頭B.方頭C.單圓頭D.鉤頭2 .軸的鍵槽加工方式通常采用A.插削B.拉削C.鉆及較D.銃削3 .普通平鍵的長度主要選擇根據(jù)是。BA.傳遞轉(zhuǎn)矩大小B.輪轂長度C.軸的直徑D.傳遞功率大小4 .平鍵靜連接的主要失效形式是。AA.工作面被壓潰B.工作面過

16、度磨損C.鍵被剪斷D.鍵被彎斷5 .矩形花鍵聯(lián)接常采用的定心方式是。CA.按大徑定心B.按側(cè)面定心C.按小徑定心D.按大徑和小徑共同定心6 .圖1中聯(lián)接形式是。BA.切向鍵B.楔鍵C.平鍵D.半圓鍵7 .圖2中聯(lián)接形式是。AA.切向鍵B.楔鍵C.平鍵D.半圓鍵1 .普通平鍵的工作面為。兩側(cè)面2 .導向平鍵的工作面為。兩側(cè)面3 .楔鍵的工作面是。上下兩面4 .按齒形不同，花鍵可分為矩形花鍵和。漸開線花鍵5 .楔鍵的上表面和與它相配合的輪轂鍵槽底面的斜度為1:1006 .普通平鍵按結(jié)構(gòu)可分為圓頭、平頭及。單圓頭7 .平鍵聯(lián)接中普通平鍵用于靜聯(lián)接，導向楔鍵和滑鍵用于。動聯(lián)接8 .導向平鍵聯(lián)接，其主要

17、失效形式是工作面的。磨損9 .零件的周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，最常用的周向定位零件是花鍵和。鍵第八章、選擇填空：1 .提高帶傳動工作能力的措施有。AA.將帶輪加工粗糙一些，增大摩擦系數(shù)B.降低傳動比C.盡可能提高帶的圓周速度D.降低初拉力(張緊力)Fo2 .帶傳動中，兩帶輪與帶的摩擦系數(shù)相同，直徑不等，如有打滑則先發(fā)生在小輪上，其原因是。BA.包角大B.包角小C.直徑小D.轉(zhuǎn)速高3 .帶傳動的小帶輪包角過小時，會導致。DA.帶截面上的應力增大B.帶的彈性滑動加劇C.帶在工作時會產(chǎn)生顫動D.傳動能力下降易產(chǎn)生打滑4 .V帶傳動，中心距最適宜的范圍為兩帶輪直徑之和的。CA.(0

18、.7-1)倍B.(11.5)倍C.(0.7-2)倍D.(12)倍5 .V帶傳動設計中，限制帶輪最小直徑主要是為了。BA.是結(jié)構(gòu)緊湊B.限制彎曲應力C.保證帶與帶輪之間有足夠的摩擦力D.限制小帶輪包角6 .帶傳動傳動比不恒定的原因是。CA.中心距大B.打滑C.彈性滑動D.過載.、填空題：1 .V帶傳動的傳動比不恒定主要原因是。帶的彈性滑動2 .帶傳動的帶輪直徑越小，則帶內(nèi)的彎曲應力越。大3 .由于帶傳動存在著彈性滑動現(xiàn)象，所以帶傳動的傳動比。不恒定4 .傳動帶根據(jù)截面形狀可分為平帶、圓帶、多楔帶和。V帶5 .帶傳動的類型，根據(jù)工作原理可分為嚙合型帶傳動和。摩擦傳動6 .與平帶相比，V帶傳動允許的

19、傳動比。大第九章、選擇填空：1.鏈傳動的特點是。DA.瞬時傳動比是常數(shù)B.平均傳動比不是常數(shù)C.瞬時傳動比和平均傳動比的都不是常數(shù)D.瞬時傳動比不是常數(shù)而平均傳動比是常數(shù)2 .在一定轉(zhuǎn)速下，增大節(jié)距P,減小z1鏈傳動的不均勻性和動載荷。AA.增大B.減小C.不變D.無法確定3 .鏈條由于靜強度不夠而被拉斷的現(xiàn)象，多發(fā)生在。AA.低速重載B.高速重載C.高速輕載D.低速輕載4 .鏈條中宜盡量避免使用過渡鏈節(jié)，這主要是因為。AA.過渡鏈節(jié)的鏈板要受附加彎矩的作用B.裝配困難C.過渡鏈節(jié)制造困難D.要使用較長的銷軸5 .鏈傳動中兩輪軸線的相對位置應。AA.平行B.相交成一定的角度C.相交成直角D.成

20、任意角交錯6 .鏈傳動的合理鏈長應取。AA.鏈節(jié)距長度的偶數(shù)倍B.鏈節(jié)距長度的奇數(shù)倍C.任意值D.按鏈輪齒數(shù)來決定鏈長7 .鏈傳動設計中，一般鏈輪的最大齒數(shù)限制為114,是為了。CA.減小鏈傳動的不均勻性B.限制傳動比C.減少鏈節(jié)磨損后鏈從鏈輪上脫落的可能性D.保證鏈輪輪齒的強度8 .鏈傳動設計中，一般鏈輪的最小齒數(shù)限制為17,是為了。AA.減小鏈傳動的不均勻性B.限制傳動比C.減少鏈節(jié)磨損后鏈從鏈輪上脫落的可能性D.保證鏈輪輪齒的強度.、填空題：1 .鏈輪的齒數(shù)越少，則鏈傳動的不均勻性。增加2 .與帶傳動相比較，鏈傳動的承載能力。較高3 .與帶傳動相比鏈傳動效率。較高4 .鏈傳動中鏈輪的齒數(shù)

21、越少，則鏈傳動的動載荷越。越大5 .通常情況下，鏈傳動的最大中心距不超過。80P（節(jié)距）6 .鏈傳動中鏈條的節(jié)距越小，則鏈傳動的動載荷越。越小7 .鏈傳動瞬時傳動比。不恒定第十章、選擇填空：1.為了提高齒輪傳動的抗點蝕的能力，可考慮采用。DA.降低齒面硬度B.提高齒面硬度C.減少齒輪齒數(shù)，增大模數(shù)D.加大傳動中心距2.1. 計圓柱齒輪傳動時，小齒輪的齒寬b1與大齒輪的齒寬b2的關(guān)系應為。BA.b1=b2B.b1>b2C.bi<b2D.根據(jù)具體情況而定1 .閉式軟齒面齒輪傳動主要失效形式是。BA.輪齒折斷B.齒面點蝕C.齒面磨損D.齒面膠合2 .設計齒輪傳動時，齒面接觸疲勞強度主要針

22、對的失效形式是。CA.齒面塑性變形B.輪齒疲勞斷裂C.齒面點蝕D.齒面膠合3 .選擇齒輪的結(jié)構(gòu)形式和毛坯獲得方法依據(jù)。BA.齒圈寬度B齒輪直徑C齒輪在軸上的位置D.齒輪精度4 .選擇齒輪精度等級的主要依據(jù)是。AA.圓周速度B.轉(zhuǎn)速C.傳遞功率D.傳遞轉(zhuǎn)矩5 .開式齒輪傳動的主要失效形式是。DA.齒面點蝕B.齒面膠合C.輪齒折斷D.齒面磨損6 .下列傳動形式中傳動效率最高的是。DA.帶傳動B.鏈傳動C.蝸桿傳動D.齒輪傳動7 .齒輪設計時計算輪齒齒根的彎曲強度的目的是為避免。AA輪齒折斷B齒面點蝕C齒面磨損D塑性變形.、填空題：1 .閉式硬齒面齒輪傳動的主要失效形式為。輪齒折斷2 .軟齒面齒輪的

23、齒面硬度小于或等于。350HB3 .一對圓柱齒輪，通常取小齒輪齒寬大于大齒輪齒寬其目的是。保證齒輪的嚙合寬度4 .齒輪傳動的中心距a及齒寬b不變，增加齒數(shù)，則齒輪的接觸強。不變5 .一對軟齒面齒輪傳動中，通常小齒輪齒面硬度要比大齒輪齒面硬度_。大（3050）HB6 .齒面硬度w350HBS的齒輪傳動，稱為。軟齒面齒輪7 .在齒輪傳動中，大小齒輪互相對應的齒面點的接觸應力是。相等的8 .齒輪的精度等級主要根據(jù)載荷和。圓周速度9 .齒輪傳動的中心距a不變，增加齒數(shù)，則齒輪的彎曲強度。降低五、綜合應用：3 .（本題8分）一對錐齒輪傳動。已知小圓錐齒輪1為主動輪，其轉(zhuǎn)動方向如圖。直齒圓錐齒輪的錐頂角自

24、=21.8工壓力角a=20o,齒寬中點分度圓的徑向Fr1=1893N;試求:圓錐齒輪2所受圓周力、軸向力大?。辉趫D上標出圓錐齒輪2轉(zhuǎn)動方向和所受各力的方向。（注:tan20“0.36,cos21.8屋0.93,sin21.8限0.37）解：1）圓錐齒輪2所受圓周力Ft2Fritan二cos、11893tan20cos21.8=5600N(或5654)2)圓錐齒輪2所受軸向力大小Fa2=F.i=1893N3)力的方向如圖：圓周力垂直紙面向里，軸向力向下，徑向力向左，轉(zhuǎn)動方向如圖箭頭向右4 .(本題8分)圖示為一對錐齒輪與一對斜齒圓柱齒輪組成的二級減速器。已知小圓錐齒輪1為主動輪，其轉(zhuǎn)動方向如圖。

25、直齒圓錐齒輪齒寬中點分度圓的徑向Fr1=1893N；斜齒圓柱齒輪分度圓螺旋角P=11毛6'、壓力角a=20o,螺旋角P的方向如圖，徑向力Fr3=3530N。試求：斜齒輪3所受圓周力、軸向力大小及n軸軸向合力，在圖上標出斜齒輪3所受各力的方向及轉(zhuǎn)動方向。(注：tan20隈0.36,cos1136'電0.98)解：1)齒輪2所受軸向力大小Fa2=Fr1=1893NFrocos:3530cos11362)斜齒輪3所受圓周力Ft3=：一=9500N(9609N)tan：ntan203)斜齒輪3所受軸向力大小Fa3=Ft3tan'?=9500(9609)tan1136-1950(

26、1972)N1 )n軸軸向合力Fn=Fa2-Fa3=18931950=57(79)N5)力的方向如圖：圓周力垂直紙面向外，軸向力向上，徑向力向左，轉(zhuǎn)動方向如圖箭頭向右3.一對斜齒圓柱齒輪傳動，參數(shù)為：mn=3.5mm,z1=25,z2=76,隹10芍416”。已知傳遞的功率Pi=7.5kW,轉(zhuǎn)速ni=730r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。（8分）解：1）從動輪所受各分力=89.1mm,mnz13.525d1="二一一'一"cos-cos1054166P67.54T1=9.5510=9.5510=9.7610N.mmn1730

27、Ft22Tid129.7610589.1=2190.7NFr2Ft2tan-ncos:2190.7tan20'"cos105416=812NFa2=Ft2tanB=2190.7tan105416"=406Na2122）從動輪所受各分力的方向如圖：圓周力垂直紙面向外，軸向力向右，徑向力向下,轉(zhuǎn)動方向如圖箭頭向上5.（本題15分）設兩級斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如圖所示，試問：1）低速級斜齒輪的螺旋線方向應如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反；2）低速級螺旋角3應取多大數(shù)值才能使中間軸上兩個軸向力互相抵消。mnz2d2=-=158.4mmcosFa2=Ft2t

28、an1=-ian1d2Fa3=Ft3tan:=tan:-sin:d3517sin'=0.1438''=8.27°6.（本題15分）已知直齒圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器布置和轉(zhuǎn)向如圖所示。錐齒輪me=5mm,齒寬系數(shù)T=0.3,乙=25,z2=60；斜齒輪mn=6mm,z3=21,z4=84。欲使軸n上的軸向力在軸承上的作用完全抵消，求斜齒輪3、4的螺旋角瓦的大小和旋向。（提示：錐齒輪的力作用在齒寬中點。）解：1)齒輪3、4的螺旋線方向如圖所示。6002)瓦=arctan=67.3825dm2=d21-0.5R=5601-0.50.35=247.5mm2T2Fa2=

29、Ft1tansin2=tansin2dm2Fa3=Ft2tan:=-2tan:=、丁2sind3621Fa2=Fa3tan二sin、2sin:d2=62isin=0.1710'=9.85°=9°5054"、選擇填空:1 .在如下情況可采用蝸桿傳動的是。DA.軸線平行B.軸線相交成任意角度C.相交成直角D.軸線成直角交錯2 .蝸桿直徑系數(shù)q（或蝸桿分度圓直徑di）值的標準化，是為了。CA.保證蝸桿有足夠的剛度B.提高蝸桿傳動的效率C.利于蝸輪滾刀的標準化D.便于蝸桿刀具的標準化3 .蝸輪輪轂常用材料是CA.45B.HT15C.ZCuSn10P1D.GCr15

30、4 .蝸桿常用材料是。AA.45鋼B.HT150C.ZCuSn10P1D.GCr155 .在蝸桿傳動中，當其它條彳相同時，增加蝸桿頭數(shù)z1,則傳動效率BA.降低B.提高C.不變D.可能提高，也可能降低二、填空題：1.蝸桿常用材料是。鋼2當蝸桿螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動具有。自鎖性3.阿基米德蝸桿在垂直于蝸桿軸線的平面上，其齒廓線為。.阿基米德螺旋線三、簡答題：.蝸桿傳動的效率包括哪幾部分？影響蝸桿效率的主要因素是什么？包括嚙合效率，軸承摩擦效率和浸入油池中的零件的攪油效率。主要因素是蝸桿的螺旋升角.蝸桿傳動為什么要進行熱平衡計算？不平衡時通常采取哪些措施？因為效率低，工作時發(fā)

31、熱量大，閉式傳動中，如熱量不能及時散逸，油溫升高油稀釋，摩擦損失增大，甚至發(fā)生膠合，所以必須進行熱平衡計算。措施：增加散熱面積、在蝸桿端加裝風扇、在傳動箱內(nèi)加裝循環(huán)冷水管，壓力循環(huán)供油系統(tǒng)。.蝸桿傳動的失效形式有哪些？為什么通常發(fā)生在蝸輪上？點蝕、齒根折斷、齒面膠合及過渡磨損。由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿螺旋齒部分的強度總是高于蝸輪輪齒的強度，所以失效通常發(fā)生在蝸輪輪齒上。4.蝸桿傳動如圖所示，蝸桿主動，轉(zhuǎn)向為逆時針方向。判斷蝸輪轉(zhuǎn)向及輪齒螺旋線方向。答：蝸輪為左旋，轉(zhuǎn)向如圖示。5手動絞車采用圓柱蝸桿傳動。如果要使重物上升，在圖中畫出蝸桿的轉(zhuǎn)向。四、綜合應用題:.（本題8分）一對蝸桿傳動。蝸桿

32、轉(zhuǎn)動方向如圖所示。已知：轉(zhuǎn)矩T=25N.m,蝸桿軸向模數(shù)m=4mm,壓力角«=203頭數(shù)z1=2,直徑d1=40mm,蝸輪齒數(shù)z2=54,蝸桿傳動的嚙合效率4=0.75;求蝸輪上的分力大小，在圖中畫出蝸輪所受的三個分力方向及轉(zhuǎn)動方向。（注：tana=0.36）I1而解：1）Zo54一扭矩T2=T1=250.75=506.25N.mZi22)d2=mz2=454=216mm3)Fa2=Fti2Tidi22510340二1250N4)Ft22T2d22506.25103216=4687.5N5)Fr2=Ft2tan=4687.5tan20=1706.1N6)力的方向如圖：軸向力垂直紙面向

33、里，圓周力向下，徑向力向左，轉(zhuǎn)動方向如圖順時針轉(zhuǎn)動第十三章、選擇填空：.下列材料中常用作滾動軸承的材料是。CA.ZCuSn10P1B.ZSnSb8Cu4C.GCr15D.HT200.在各種基本類型的向心滾動軸承中不能承受軸向載荷的是。BA.調(diào)心球軸承B.圓柱滾子軸承C.調(diào)心滾子軸承D.深溝球軸承.中速旋轉(zhuǎn)正常潤滑的滾動軸承的主要失效形式是。BA.滾動體碎裂B.滾動體與滾道產(chǎn)生疲勞點蝕C.滾道磨損D.滾道壓壞.代號為6207的軸承為。CA.推力球軸承B.角接觸球軸承C.深溝球軸承D.圓柱滾子軸承.滾動軸承的基本額定壽命是指同一批軸承在相同工作條件下運轉(zhuǎn)，其中的軸承所能達到的壽命。CA.99%B.

34、95%C.90%D.50%.下列各類滾動軸承中，只能承受徑向載荷的是。DA.深溝球軸承B.角接觸球軸承C.圓錐滾子軸承D.圓柱滾子軸承.滾動軸承中，即能受徑向載荷又能承受較小的雙向軸向載荷的是。DA.圓柱滾子軸承B.角接觸球軸承C.圓錐滾子軸承D.深溝球軸承.潤滑條件相同時，以下四種精度和內(nèi)徑相同的滾動軸承中，軸承的極限轉(zhuǎn)速最高的是oAA.角接觸球軸承B.圓錐滾子軸承C.推力球軸承D.圓柱滾子軸承.、填空題：.滾動軸承的密封裝置根據(jù)結(jié)構(gòu)不同分為接觸式密封、。非接觸式密封.滾子軸承比球軸承的承載能力。高.軸承7307AC內(nèi)徑尺寸為。35mm.滾動軸承7315AC類型為。角接觸球軸承.滾動軸承62

35、10的內(nèi)徑尺寸為。50mm.深溝球軸承，內(nèi)徑50mm,寬度系列0,直徑系列2,公差等級為0級，游隙0組，其代號為。6210.主要承受徑向載荷的軸承為。向心軸承五、綜合應用題：1.如圖，軸系由一對圓錐滾子軸承正裝支承，已知左軸承受徑向載荷Fr1=4000N,右軸承受徑向載荷Fr2=4400N,軸向載荷Fa=3500N（方向向右），載荷系數(shù)fp=1.5,試計算兩個軸承的當量動載荷。（13分）eF/產(chǎn)eFa/Fr>eFd0.3X=1,Y=0X=0.4,Y=2Fr/2Y解：1）派生軸向力Fd1=互1="史=1000N（向右）2Y22Fd2二52=4400=1100N（向左）2Y222）

36、軸承所受的軸向力Fd1+Fa=4500NAFd2,n軸承壓緊。Fa2=Fd1Fa=4500NFa1=Fd1=1000N3）當量動載荷X1=1Y1=0Fa11000一0.25:二eFr14000Fa24500=1.02eX2=0.4Y2=2Fr24400"=fpXFr1YFa1=6000NP2=fpX2Fr2丫2-2=16140N2.（本題10分）軸系由一對角接觸球軸承7307AC支承，軸承反安裝，已知軸Fa=900N,Fr1=1000N,Fr2=2100N,fP=1.5,試判定危險軸承。eFa/Fr>eFa/Fr<eFd0.7X=0.41,Y=0.85X=1,Y=00.7

37、FrdB%M-8-B3解：1)派生軸向力Fd1=0.7Fr1=0.7x1000=700N(向右)Fd2=0.7F02=0.7父2100=1470N(向左)2)軸承所受的軸向力Fd2+Fa=1470+900=2370>Fd1,I軸承壓緊。Fa1=Fd2Fa=2370NFa2=Fd2=1470N2)當量動載荷Fa1Fr123701000=2.37eX1=0.41Y1=0.85Fa21470=0.7=eX2=1丫2=0Fr22100"二fpX1Fr1YFa1）=1.50.4110000.852370）=3636.7NP2=fpX2Fr2Y21Fa2=1.5121000=3150N所以

38、1軸承危險確定:.（本題12分）圖示軸系由一對30208軸承支承，軸上作用力F=1500N,fp=1.2,1）軸承所受當量動載荷為多少？2）哪個軸承為危險軸承？eFa/FweFa/Fr>eFd0.38X=1,Y=0X=0.4,Y=1.6Fr/2Y解：1)軸承徑向力FrlF(2006叫2000N600Fr2=Fri-F=2000-1500=500N2)派生軸向力Fd1=1=625N(向右)2Y21.6Fd2=_r2=_156.3N(向左)2Y21.63）軸承所受的軸向力Fd2<Fd1,n軸承壓緊。Fa1=Fd1=625NFa2=Fd1=625N4）當量動載荷Fa1Fr16252000

39、=0.31；eX1=1Y1=0Fa2Fr2625500=1.25eX2=0.4丫2=1.6P1=fpX1Fr1Y1Fa1=1.220000=2400NP2=fpX2Fr2Y21Fa2=1.20.45001.6625=1680N1軸承危險.已知某支承結(jié)構(gòu)（如下圖）兩端采用7307AC軸承，兩軸承反裝，軸的轉(zhuǎn)速為n=1500r/min,設fp=1.2,ft=1,查得C=23.45KN,軸上作用軸向力為Fa=600N,徑向力R=2400N,支撐點的位置及徑向力的位置如圖示，試計算其工作壽命Lho（Fd=0.68Fre=0.68;Fa/FrWe時，X=1,Y=0;Fa/Fr>e時，X=0.41,

40、Y=0.87)(15分)上，I4,一180一一120*+FdlFa、180解:Frl一，R1201)軸承徑向力Fr1=960N180120Fr2=R-Fr1=1440N2）派生軸向力Fd1=0.68Fr1=0.68X960=652.8N(向左)Fd2=0.68Fr2=0.68父1440=979.2N(向右)3)軸承所受的軸向力Fd2+Fa=1579.2>Fd1,I軸承壓緊。Fa1=Fd2Fa=1579.2NFa2=Fd2=979.2N4)當量動載荷Fa11579.2一=1.65eXi=0.41Y1=0.87Fr1960Fa2Fr2979.21440=0.68=eX2=1Y2=0Pi=fpXiFri丫Fa1=2121NP2=fpX2Fr2Y2