機構與零部件設計(2)課程習題解答

1、第1，2章 機械設計總論1.1 一部完整的機器由哪幾部分組成？答：一部完整的機器由哪幾部分組成通常由原動機部分、傳動部分、執(zhí)行部分、控制系統(tǒng)、潤滑、顯示、照明等輔助系統(tǒng)。1.2 機器設計應滿足哪些基本要求？答：預定功能要求經濟性要求 可靠性要求勞動保護和環(huán)境保護要求其它特殊要求1.4機械零件計算準則和失效形式有什么關系？常用的準則有哪些？它們各針對什么失效形式？答：機械零件計算準則是基于某種失效形式提出的，不同的計算準則對應于不同的失效形式。 常用的計算準則有：強度準則、剛度準則、壽命準則、振動穩(wěn)定性準則。強度準則對應的失效形式為整體斷裂及過大的塑性變形；剛度準則對應的失效形式為過大的彈性變形

2、。壽命準則對應的失效形式為：腐蝕、磨損和疲勞。振動穩(wěn)定性準則對應的失效形式為：破壞正常工作條件引起的失效。1.6 機械零件設計的一般步驟有哪些？其中哪個步驟對零件尺寸的確定起決定作用？為什么？答：1. 選擇零件類型2. 受力分析3. 選擇材料4. 確定計算準則5. 理論設計計算6. 結 構 設 計7. 校 核 計 算8. 畫出零件工作圖9寫出計算說明書其中理論設計計算對零件尺寸的確定起決定作用。因為這個步驟確定了零件的主要尺寸和主要參數(shù)。 1.10 什么是標準化、系列化和通用化？標準化的重要意義？答：標準化就是要通過對零件的尺寸、結構要素、材料性能、設計方法、制圖要求等，制定出大家共同遵守的標

3、準。 系列化：是指同一基本結構下，規(guī)定若干個規(guī)格尺寸不同的產品、形成產品系列，以滿足不同的使用條件。 通用化：是指在同類型機械系列產品內部或在跨系列產品間，采用同一結構和尺寸的零部件，使有關的零部件，特別是易損件，最大限度地實現(xiàn)互換。 標準化的意義：標準化有利于保證產品質量；減輕設計工作量；便于零部件的互換和組織專業(yè)化生產以降低生產成本等。 1.11 機械設計方法通常分為哪兩大類？簡述兩者的區(qū)別和聯(lián)系？答：機械設計方法通常分為兩大類：傳統(tǒng)設計方法和現(xiàn)代設計方法。 傳統(tǒng)設計方法是現(xiàn)代設計方法的基礎，現(xiàn)代設計方法的應用將彌補傳統(tǒng)設計方法的不足。但它不能離開或完全取代傳統(tǒng)設計方法?，F(xiàn)代設計方法還將隨

4、著科學技術的飛速發(fā)展而不斷發(fā)展。第3章 機械零件的強度3.1 靜應力下計算的強度準則是什么？計算中選取極限應力和安全系數(shù)的原則是什么？或答：選取極限應力原則是：對塑性材料：極限應力取材料的屈服極限；對脆性材料或低塑性材料極限應力取材料的強度極限。選取安全系數(shù)原則是：在保證安全可靠的前提下，盡可能選取較小的許用安全系數(shù)。3.2 什么是材料的疲勞曲線？什么是有限壽命？什么是無限壽命？答：材料的疲勞曲線是指應力循環(huán)特性一定時，材料的疲勞極限與應力循環(huán)次數(shù)之間關系的曲線有限壽命：應力循環(huán)次數(shù)小于應力循環(huán)基數(shù)時的壽命；無限壽命：應力循環(huán)次數(shù)大于應力循環(huán)基數(shù)時的壽命；3.3 如何繪制材料的極限應力線圖？材

5、料極限應力線圖在零件強度中有什么用處？答：在確定好關鍵坐標點的基礎上，即可繪制材料的極限應力線圖（ADGC）。A對稱疲勞極限點 D脈動疲勞極限點 C 屈服極限點 B 強度極限點基于材料極限應力線圖可以判斷零件的強度（靜強度及疲勞強度）是否滿足要求。3.4 影響零件疲勞強度的主要因素有哪些？答：應力集中、幾何尺寸、表面狀態(tài)。3.5 某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限-1=180MPa, 取N0=5X106 ，m=9，試求循環(huán)次數(shù)N為7000，25000，620000次時的有限壽命彎曲疲勞極限？答：由 得：將m=9, -1=180MPa，N0=5X106 代入上式，就可求出在不同應力循環(huán)次數(shù)下的疲勞極限

6、. 當N=7000時，疲勞極限為：rn=373.6MPa當N=25000時，疲勞極限為：rn=327.3MPa當N=620000時，疲勞極限為：rn=227MPa3.6 已知某材料的s=260MPa, -1=170MPa ,=0.2,試繪制該材料的極限應力線圖？答：由=0.2得到：0=283MPa3.7、零件材料的機械性能為：，綜合影響系數(shù)，零件工作的最大應力，最小應力，加載方式為（常數(shù)）。求：（1）按比例繪制該零件的極限應力線圖，并在圖中標出該零件的工作應力點和其相應的極限應力點；（2）根據極限應力線圖，判斷該零件將可能發(fā)生何種破壞；（3）若該零件的設計安全系數(shù)，用計算法驗算其是否安全。解：

7、（1） 零件的極限應力線圖如圖示。工作應力點為，其相應的極限應力點為。 （2）該零件將可能發(fā)生疲勞破壞。（3） 該零件不安全。3.8、在圖示零件的極限應力線圖中，零件的工作應力位于點，在零件的加載過程中，可能發(fā)生哪種失效？若應力循環(huán)特性等于常數(shù)，應按什么方式進行強度計算？解：可能發(fā)生疲勞失效。 時，應按疲勞進行強度計算； 3.9、已知45鋼經調質后的機械性能為：強度限，屈服限，疲勞限，材料的等效系數(shù)。 （1）材料的基氏極限應力線圖如圖示，試求材料的脈動循環(huán)疲勞極限； （2）疲勞強度綜合影響系數(shù)，試作出零件的極限應力線； （3）若某零件所受的最大應力，循環(huán)特性系數(shù)，試求工作應力點的坐標和的位置。

8、解：（1）（2）零件的極限應力線為。（3） 第4章 摩擦、磨損與潤滑4.1 潤滑劑的作用是什么？常用的潤滑劑有哪些？答：改善摩擦狀態(tài)以減小摩擦減輕磨損的介質，同時具有防銹蝕的功能。 常用的潤滑劑有：潤滑油、潤滑脂及固體泣潤滑劑。4.2 添加劑的作用是什么？答：提高油性、極壓性、延長使用壽命及改善物理性能等。第5章 螺紋聯(lián)接與螺旋傳動5.1.一懸臂梁由四個普通螺栓聯(lián)接固定于立墻上的兩個夾板間，如圖所示，已知載荷P=1000N，螺栓布局和相關尺寸如圖示，試選擇螺栓直徑d 。注： （1）螺栓材料45鋼 =360N/mm；（2）圖示尺寸單位為mm；（3）板間摩擦系數(shù)f=0.15，可靠性系數(shù)K=1 .2

9、；（4）螺紋標準見下表； 螺紋外徑56810121416螺紋內徑4.1344.9176.6478.37610.10611.83513.835 解：在橫向力作用下，懸臂梁不滑移的條件為則懸臂梁在y向摩擦力 5.2.如圖所示的夾緊聯(lián)接柄承受載荷Q=600N，螺栓個數(shù)z=2，聯(lián)接柄長度L=300mm，軸的直徑d=60mm，夾緊結合面的摩擦系數(shù)f=0.15，考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)。試確定該聯(lián)接螺栓的直徑（螺栓材料為Q235,， ）。解：假定夾緊機構在螺栓聯(lián)接并預緊的情況下近似為一剛性體，如圖，在載荷及螺栓預緊力作用下，產生正壓力，由于，產生的摩擦力較小，則近似有 ，又由在向的受力關系有根據力矩平衡有

10、以夾緊機構的左半部分為研究對象，又由于螺栓預緊力較大，則可以認為考慮左半部分在向的受力關系有由（1）、（2）、（3）、（4）、（5）得則螺栓所受總拉力螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑）為按照粗牙普通螺紋標準（），選取螺紋公稱直徑（螺紋小徑）。5.3.螺栓組聯(lián)接的二種方案如圖所示，已知外載荷R，L=300mm，a=60mm，求： （1）螺栓組在兩個方案中受力最大螺栓的剪力各為多少？（剪力以R的倍數(shù)表示）（可用計算法或作圖法求）（2）分析哪個方案較好，為什么？ 解：方案（a）：設通過螺栓組對稱中心并與接合面相垂直的軸線為回轉軸線（螺栓2的軸線）。在工作載荷的作用下，螺栓組聯(lián)接承受橫向工作剪力以及由產生

11、的轉矩的作用。在轉矩的作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力在工作剪力作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力 （方向與相反）因此 （與同向） （與反向） （與反向）則螺栓所受最大工作剪力方案：設通過螺栓組對稱中心并與接合面相垂直的軸線為回轉軸線。在工作載荷的作用下，螺栓組聯(lián)接承受橫向工作剪力以及由產生的轉矩的作用。在轉矩的作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力在工作剪力作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力 （方向與相反）由圖顯然與的合力最大因此 則螺栓所受最大工作剪力。由上面分析計算可以看出：方案螺栓最大工作剪力較小，而且各螺栓受力相對（a）方案較均勻，方案較好。5.4.圖為一鋼制液壓油缸，油壓（靜載），油

12、缸內徑，缸蓋由6個（小徑）螺栓聯(lián)接在缸體上，已知螺栓的剛度和缸體、缸蓋的剛度的關系為，螺釘材料的許用應力，根據聯(lián)接的緊密性要求，殘余預緊力（為每個螺栓的工作拉力），求預緊力應控制在什么范圍內才能滿足此聯(lián)接的要求？解：（1）螺栓所受的工作載荷如圖，在油壓的作用下，螺栓組聯(lián)接承受軸向拉力的作用： 軸向拉力 在軸向拉力的作用下，各螺栓所受軸向工作載荷為 （2）螺栓的預緊力 由及題意 對于碳素鋼螺栓，要求預緊力： 考慮預緊力的情況下，取螺紋聯(lián)接安全系數(shù)。 由，可得 因此，才能滿足此聯(lián)接要求。5.5.有一鋼制液壓油缸，如圖所示。缸內油壓，缸體內徑，螺栓分布直徑，缸蓋外徑。為保證氣密性要求，殘余預緊力取為

13、工作載荷的倍，螺栓間弧線距離不大于。已知螺栓的許用應力為。試計算：（1）最少的螺栓數(shù)目；（2）單個螺栓承受的總拉力；（3）螺栓小徑。解：（1）設螺栓弧線距離為，則螺栓數(shù) 則 （2）螺栓的受力分析 在壓強的作用下，螺栓聯(lián)接承受軸向力 在軸向力的作用下，各螺栓所受的軸向工作載荷為 單個螺栓承受的總拉力 （3）螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑）為題2-6圖5.6.圖示支架用4個普通螺栓與立柱相聯(lián)接。已知載荷，接合面摩擦系數(shù)，螺栓材料的許用應力,被聯(lián)接件剛度，為螺栓剛度。取防滑系數(shù)，求所需螺栓小徑（接合面工作能力不能驗算）。解：（1）在力的作用下，螺栓組聯(lián)接受到傾覆力矩作用： （2）在傾覆力矩作用下，上面

14、兩螺栓受到加載作用，而下面兩螺栓受到減載作用，故上面螺栓受力較大，所收拉力： 即螺栓所受軸向工作載荷 （3）在力的作用下，根據聯(lián)接接合面不滑移條件有 ?。?） 螺栓所受總拉力：（5） 螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑）為 5.7 .某受軸向變載荷的緊螺栓聯(lián)接，已知螺栓的剛度系數(shù)與被聯(lián)接件相同，且，螺栓的預緊力，軸向工作變載荷為。 （1）畫出該螺栓聯(lián)接的“力變形”圖，并在圖上標出殘余預緊力，螺栓的載荷增量及螺栓的總拉力的位置，它們的值為多少？ （2）該聯(lián)接的結合面剛要離縫時，所允許的最大工作載荷為多大？（3）若已知螺栓的小徑尺寸，則螺栓的工作應力幅為多大？解：（1）（2）由殘余預緊力得：當時，（3）

15、由應力幅得： 5.8. 圖示的方形蓋板用四個（）的螺栓與箱體聯(lián)接，位于對稱中心處的吊環(huán)受拉力，已知螺栓的許用應力，；問： （1）作用在吊環(huán)上的最大拉力？（2）由于制造誤差，吊環(huán)的位置由移至點，若測得，求下受力最大螺栓的工作拉力。（3）說明在（2）情況下，該螺栓組聯(lián)接是否安全？解題要點：（）該螺栓組受預緊里后再承受軸向工作載荷；（）當?shù)醐h(huán)位置由對稱中心移至時，螺栓組受傾覆力矩，在傾覆力矩作用下，左上角螺栓受到加載作用，右下角螺栓受到減載作用，故左上角螺栓受力較大，螺栓組的強度計算應以左上角螺栓為對象。解：（1）在軸向的作用下，各螺栓所受的工作拉力 由于工作拉力位于通過螺栓組的軸線，因此螺栓所受的

16、軸向工作載荷為 螺栓所受的總拉力為 螺栓危險截面的拉伸強度條件為 由式（1）、（2）、（3）得 即 可得 （2） 軸向載荷作用下，螺栓所受工作拉力 在工作載荷的作用下，螺栓組承受的傾覆力矩 左上角螺栓受載荷 故左上角螺栓所受軸向工作載荷即工作拉力為 （3） 螺栓所受的總拉力為 螺栓危險截面的拉伸應力為 因此，該落實組聯(lián)接安全。題2-9圖5.9.如圖為受軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接工作時力和變形的關系，試問：（1）螺栓剛度和被聯(lián)接件剛度的大小對螺栓受力有何影響？（2）若預緊力，工作載荷，試計算： A.螺栓上總的載荷 B.殘余預緊力解題要點： 要弄清楚軸向工作載荷螺栓聯(lián)接的變形與力的關系線圖，尤其是螺

17、栓剛度和被聯(lián)接件剛度不同時線圖的變化情況。解：（1）減小，在、不變時， 即減小； 增大，在、不變時，即減小；反之，減小時，即增大。(2)螺栓的總拉力由得螺栓殘余預緊力為5.10.圖示支架用4個普通螺栓聯(lián)接在立柱上，已知載荷，聯(lián)接的尺寸參數(shù)如圖示，接合面摩擦系數(shù)，螺栓材料的屈服極限，安全系數(shù)S=1.5，螺栓的相對剛度，防滑系數(shù) 。試求所需螺栓小徑。解題要點：（）載荷產生傾覆力矩，在作用下，左邊的兩個螺栓所受軸向拉力較大，容易拉斷實效，因此所需螺栓小徑的計算應以左邊兩螺栓為對象；（）在橫向載荷的作用下，支架可能產生滑移，使聯(lián)接失效。為此，要保證在螺栓預緊力作用下，聯(lián)接的接合面間產生的摩擦力大于橫向

18、載荷與防滑系數(shù)的乘積；（）在傾覆力矩的作用下，支架與立柱接合面壓潰失效，應校核結合面右部的壓強。本題末要求此項計算。解：在力的作用下：（1） 螺栓組聯(lián)接承受的傾覆力矩（順時針方向）； （2） 在傾覆力矩的作用下,左邊的兩螺栓受力較大，所受載荷； （3）在橫向力作用下，支架與立柱接合面可能產生滑移，根據不滑移條件 可得 （4）左邊螺栓所受總拉力： （5）螺栓的許用應力 （6）螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑） 第6章 軸轂聯(lián)接填空題（1） 普通平鍵標記鍵16*100GB1096-79中，16代表 ，100代表 ，它的型號是 型。它常用作軸轂聯(lián)接的 向固定。（2） 選擇普通平鍵時，鍵的截面尺寸（b*h

19、）是根據 查標準來確定；普通平鍵的工作面是 。（3） 平鍵聯(lián)接中， 面是工作面；楔形鍵聯(lián)接中， 是工作面。平鍵聯(lián)接中， 、 用于動聯(lián)接。（4） 當采用兩個楔鍵傳遞周向載荷時，應使兩鍵布置在沿周向相隔 的位置，在強度校核時只按 個鍵計算。（5） 在平鍵聯(lián)接中，靜聯(lián)接應驗算 ；動聯(lián)接應驗算 強度。選擇填空（1） 鍵的剖棉尺寸通常根據 按標準選取。A.傳遞扭矩大??； B.功率大小；C.軸的直徑； D.輪轂的長度。（2） 普通平鍵聯(lián)接的主要用途是使軸與輪轂之間 。 A.沿軸向固定并傳遞軸向力； B.沿軸向可作相對滑動并具有導向作用；C.沿周向固定并傳遞轉矩；D.安裝與拆卸方便。（3） 當輪轂軸向移動距

20、離較小時，可以采用 聯(lián)接。 A.普通平鍵； B.半圓鍵； C.導向平鍵； D.滑鍵。 （4）設計鍵聯(lián)接的主要內容是：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.進行必要的強度校核。具體設計時的一般順序為 。 A.abcd； B.bacd； C.cabd； D.cbad； E.cadb。 (5) 普通平鍵聯(lián)接工件時，鍵的主要失效形式為 。 A.鍵受剪切破壞； B.鍵側面受擠壓破壞； C.剪切與擠壓同時產生； D.磨損和鍵被剪斷。 （6）普通平鍵聯(lián)接強度校核的內容主要是 。 A.校核鍵面的擠壓強度； B.校核鍵的剪切強度； C.A、B二者均需校核；

21、D.校核磨損。 （7）哪種鍵聯(lián)接可傳遞軸向力 。 A.普通平鍵； B.半圓鍵；C.楔形鍵； D.切向鍵。（8）切向鍵聯(lián)接的斜度是做在 上的。 A.輪轂鍵槽底面； B.軸的鍵槽底面；C.一對鍵的接觸面； D.鍵的側面。（9）半圓鍵聯(lián)接的主要優(yōu)點是 。 A.對軸的強度削弱較輕； B.鍵槽的應力集中較?。籆.工藝性好、安裝方便。 （10）薄壁套筒與化鍵軸聯(lián)接，宜采用 。 A.矩形齒； B. 漸開線齒；C.三角形齒。填空題答案：（1） 鍵寬，公稱長度， A型。周。（2） 軸徑d；鍵的兩側面。（3） 鍵兩側面；楔形鍵聯(lián)接中，上下表面。導向平鍵、滑鍵。（4） ，1.5。（5） 擠壓應力；壓強強度。選擇填空

22、答案：（1）C （2）C （3）C （4）D （5）B（6）A （7）C （8）C （9）C （10）C第8章 帶傳動8.1 簡述V帶傳動的極限有效拉力Felim與摩擦系數(shù)f、小帶輪包角1及初拉力F0間的關系？答：預緊力F0最大有效拉力Felim 包角最大有效拉力Felim 摩擦系數(shù) f最大有效拉力Feclim8.2 簡述帶傳動的主要失效形式和設計準則？答：帶傳動的主要失效形式是打滑和傳動帶的疲勞破壞。帶傳動的設計準則：在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。8.3 已知一普通V帶傳動的功率P=8KW，帶速V=15m/s,緊邊與松邊的拉力比為3：1.求該帶傳動的有效拉力F和緊邊拉力F1？答

23、：FFfF1F2=P/V； F1：F2=3：1將數(shù)值代入上式得：有效拉力F=533N； 緊邊拉力F1=800N8.4 有一電機驅動的普通V帶傳動，單班工作，主動輪n1=1460; 中心距a=370, dd1=140mm,dd2=400mm ,中等沖擊，用3根B型V帶傳動，初拉力按規(guī)定給出，試求該裝置所能傳遞的最大功率？答：單根B型V帶所能傳遞的功率P0=2.83KW； P0=0.46KW； Ld=1600mm帶長系數(shù)KL=0.92包角系數(shù)K=0.88所以單根帶所能傳遞的功率為P0=(P0+P0) KLK=2.66則3根帶所能傳遞的功率為3X2.66=8KW.考慮到工作情況系數(shù)KA=1.2；那么

24、實際該裝置所能傳遞的功率為8/1.2=6.67KW.選擇填空：（1） 帶傳動主要依靠 來傳遞運動和功率的。 A.帶與帶輪接觸面之間的正壓力； B.帶的緊邊拉力； C.帶與帶輪接觸面之間的摩擦力； D.帶的初拉力。（2） 帶傳動不能保證精確的傳動比，其原因是 。 A.帶容易變形和磨損； B.帶在帶輪上打滑； C.帶的彈性滑動； D.帶的材料不遵守虎克定律。（3） 設計V帶傳動時發(fā)現(xiàn)V帶根數(shù)過多，可采用 來解決。 A.增大傳動比； B.加大傳動中心距； C.選用更大截面型號的V帶。（4） 帶傳動采用張緊輪的目的是 。 A.減輕帶的彈性滑動； B.提高到的壽命； C.改變帶的運動方向； D.調節(jié)帶的

25、初拉力。（5） 在設計V帶傳動中，選取小帶輪直徑，主要依據 選取。 A.帶的型號； B.帶的線速度； C.傳動比； D.高速軸的轉速。（6） 帶傳動在工作時產生彈性滑動，是由于 。 A.帶不是絕對撓性體； B.帶繞過帶輪時產生離心力； C.帶的松邊拉力與緊邊拉力不等。（7） 確定單根帶所能傳遞功率的極限值的前提條件是 。 A.保證帶不打滑； B.保證帶不打滑、不彈性滑動； C.保證帶不疲勞破壞； D.保證帶不打滑、不疲勞破壞。（8） 帶傳動中，帶和帶輪 打滑。 A.沿大輪先發(fā)生； B.沿小輪先發(fā)生； C.沿兩輪同時發(fā)生； D.有時沿大輪先發(fā)生，有時沿小輪先發(fā)生。 （9） 其它條件相同的情況下，

26、V帶傳動比平帶傳動能傳遞更大的功率，這是因為 。A. 帶與帶輪的材料組合具有較高的摩擦系數(shù)；B. 帶的質量輕，離心力小；C. 帶與帶輪槽之間的摩擦是楔面摩擦；D. 帶無接頭。（10） 選取V帶型號，主要取決于 。 A.帶傳遞的功率和小帶輪轉速； B.帶的線速度； C.帶的緊邊拉力； D.帶的松邊拉力。（11） 中心距一定的帶傳動，小帶輪上的包角的大小主要由 來決定。 A.小帶輪直徑； B.大帶輪直徑； C.兩帶輪直徑之和； D.兩帶輪直徑之差。（12） 兩帶輪直徑一定時，減小中心距將引起 。 A.帶的彈性滑動加?。?B.帶傳動效率降低； C.帶工作噪聲增大； D.小帶輪上的包角減小。選擇填空答

27、案（1）C （2）C （3）C （4）D （5）A（6）C （7）D （8）B （9）C （10）A（11）D （12）D 第9 章 鏈傳動9.1 滾子鏈的標記“10A-2-100 GB 1243-1997”的含義是什么？答：A系列，節(jié)距15.875 雙排 ， 100節(jié)的滾子鏈。9.2 為什么鏈傳動通常將主動邊放在上邊，而與帶傳動相反？答：帶傳動主動邊在下，可增大小帶輪的包角；而對于鏈傳動將主動邊放在上邊，一方面可避免鏈條緊邊和松邊的干涉，另外還可避免鏈條與鏈輪出現(xiàn)卡死現(xiàn)象。9.3 圖為鏈傳動的4種布置形式。小鏈輪為主動輪，請在圖上標出正確的轉動方向。選擇填空：（1） 帶傳動主要依靠 來傳遞運

28、動和功率的。 A.帶與帶輪接觸面之間的正壓力； B.帶的緊邊拉力； C.帶與帶輪接觸面之間的摩擦力； D.帶的初拉力。（2） 帶傳動不能保證精確的傳動比，其原因是 。 A.帶容易變形和磨損； B.帶在帶輪上打滑； C.帶的彈性滑動； D.帶的材料不遵守虎克定律。（3） 設計V帶傳動時發(fā)現(xiàn)V帶根數(shù)過多，可采用 來解決。 A.增大傳動比； B.加大傳動中心距； C.選用更大截面型號的V帶。（4） 帶傳動采用張緊輪的目的是 。 A.減輕帶的彈性滑動； B.提高到的壽命； C.改變帶的運動方向； D.調節(jié)帶的初拉力。（5） 在設計V帶傳動中，選取小帶輪直徑，主要依據 選取。 A.帶的型號； B.帶的線

29、速度； C.傳動比； D.高速軸的轉速。（6） 帶傳動在工作時產生彈性滑動，是由于 。 A.帶不是絕對撓性體； B.帶繞過帶輪時產生離心力； C.帶的松邊拉力與緊邊拉力不等。（7） 確定單根帶所能傳遞功率的極限值的前提條件是 。 A.保證帶不打滑； B.保證帶不打滑、不彈性滑動； C.保證帶不疲勞破壞； D.保證帶不打滑、不疲勞破壞。（8） 帶傳動中，帶和帶輪 打滑。 A.沿大輪先發(fā)生； B.沿小輪先發(fā)生； C.沿兩輪同時發(fā)生； D.有時沿大輪先發(fā)生，有時沿小輪先發(fā)生。 （9） 其它條件相同的情況下，V帶傳動比平帶傳動能傳遞更大的功率，這是因為 。A. 帶與帶輪的材料組合具有較高的摩擦系數(shù)；B

30、. 帶的質量輕，離心力??；C. 帶與帶輪槽之間的摩擦是楔面摩擦；D. 帶無接頭。（10） 選取V帶型號，主要取決于 。 A.帶傳遞的功率和小帶輪轉速； B.帶的線速度； C.帶的緊邊拉力； D.帶的松邊拉力。（11） 中心距一定的帶傳動，小帶輪上的包角的大小主要由 來決定。 A.小帶輪直徑； B.大帶輪直徑； C.兩帶輪直徑之和； D.兩帶輪直徑之差。（12） 兩帶輪直徑一定時，減小中心距將引起 。 A.帶的彈性滑動加??； B.帶傳動效率降低； C.帶工作噪聲增大； D.小帶輪上的包角減小。選擇填空答案：（1）C （2）C （3）C （4）D （5）A（6）C （7）D （8）B （9）C （

31、10）A（11）D （12）D 第10章 齒輪傳動10.1 有一單級直齒圓柱齒輪減速器，z1=32,z2=108,中心距a=210mm，b=70mm, 大小齒輪的材料均為45鋼，小齒輪調質，硬度為250HBS，齒輪精度為8級，輸入轉速n1=1460r/min，電機驅動，載荷平穩(wěn)，要求工作壽命不小于10000小時，試求該齒輪傳動的最大功率？答： ; 則m=2.85mm, 圓整取m=3mm 傳動比u=z2/z1=108/32=3.375; 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1=601460110000=8.76108 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2=2.59108 許用應力H1=570MPa; H2=532 MPa

32、 材料系數(shù)ZE=189.8MPa（1/2） K=1.265 將上式值代入到書中式（6.11）可得：該齒輪所能傳遞的最大功率為36.1KW.10.2 兩級展開式斜齒輪減速器，如圖6.34所示，主動輪1為左旋，轉向n1如圖所示，為使中間軸所受軸向力互相抵消，試在圖中標出各齒輪的旋線方向，并在各齒輪分離體的嚙合點處標出齒輪的軸向力Fa, 徑向力Fr 和圓周力Ft.10.3圖中為直齒圓錐齒輪和斜齒圓錐齒輪組成的兩級傳動裝置，動力由軸輸入，軸輸出，軸的轉向如圖箭頭所示，試分析：（1） 在圖中畫出各輪的轉向；（2） 為使中間軸所受的軸向力可以抵消一部分，確定斜齒輪3和4的螺旋方向；畫出圓錐齒輪2和斜齒輪3

33、所受各分力的方向解：（1）各輪的轉向如圖中所示；（2）斜齒輪3為左旋，4為右旋；（3）作齒輪2所受分力、；齒輪3所受分力為、如圖示；10.4如圖直齒錐齒輪斜齒圓柱齒輪二級減速器中，軸轉矩。(1) 為使軸的軸承所受軸向力較小，試確定齒輪的螺旋角方向；(2) 計算齒輪的三個分力大?。ê雎阅Σ亮Γ?，并在圖上畫出這三個分力的方向；(3) 在箱體結構和其他條件不變的情況下，僅將減小到，將增大到，以得到更大的減速比，若傳遞功率不變，試分析可能會出現(xiàn)什么問題？簡要說明理由。解： （1）的螺旋角方向為右旋。 （2）的三個分力如圖所示，、。所受轉矩 則 （3）考慮彎曲強度 齒數(shù)變化引起的，變化對彎曲應力影響不大

34、。 所以 彎曲應力增大，彎曲強度有可能不滿足要求。 考慮接觸強度 所以 接觸應力增大，接觸強度有可能不滿足要求。判斷題：（1） 按齒面接觸強度設計計算齒輪傳動時，若兩齒輪的許用接觸應力，在計算公式中應代入大者進行計算。 （ ）（2） 一對相嚙合的齒輪，若大小齒輪的材料、熱處理情況相同，則它們的工作接觸應力和許用接觸應力均相等。 （ ） （3） 動載系數(shù)是考慮主、從動齒輪嚙合振動產生的內部附加動載荷對齒輪載荷的影響系數(shù)。為了減小內部附加動載荷，可采用修緣齒。 （ ）（4） 齒輪傳動中，經過熱處理的齒面稱為硬齒面，而未經熱處理的齒面稱為軟齒面。 （ ）（5） 對于軟齒面閉式齒輪傳動，若彎曲強度校核

35、不足，較好的解決辦法是保持和不變，減小齒數(shù)，增大模數(shù)。 （ ）（6） 直齒錐齒輪的強度計算是在輪齒小端進行。 （ ）（7） 所有齒輪傳動中，若不計齒面摩擦力，一對齒輪的圓周力都是一對大小相等、方向相反的作用力和反作用力。 （ ）（8） 為了減小齒向載荷分布系數(shù)，應該盡量使齒輪在兩軸承中間對稱分布，并把齒寬系數(shù)盡量選小些。 （ ）（9） 一對圓柱齒輪，若保持中心距與齒寬不變，減小模數(shù)、增加齒數(shù)，則可降低齒面接觸應力，卻增加了齒根彎曲應力。 （ ）（10） 一對齒輪若接觸強度不夠時，為增大模數(shù)；而齒根彎曲強度不夠時，則要加大分度圓直徑。 （ ）答案：（1） （2） （3） （4） （5）（6） （

36、7） （8） （9） （10）第11章 蝸桿傳動11.1 如圖所示為蝸桿_斜齒輪傳動中，為使軸II上所受軸向力相互抵消一部分，試確定并在圖上標明斜齒輪3輪齒的旋向、蝸桿的轉向及蝸輪與斜齒輪3所受軸向力的方向11.2、圖示斜齒圓柱齒輪蝸桿傳動，主動齒輪轉動方向和齒的旋向如圖示，設要求蝸桿軸的軸向力為最小時，試畫出蝸桿的轉向和作用在輪齒上的力（以三個分力表示），并說明蝸輪輪齒螺旋方向。解：蝸輪左旋，順時針轉動。選擇填空：（1） 在標準蝸桿傳動中，蝸桿頭數(shù)一定，加大蝸桿特性系數(shù)，將使傳動效率 。A增加； B減??；C不變； D增加或減小；（2） 為了提高蝸桿的剛度，應 。A增大蝸桿的直徑系數(shù)； B采用

37、高強度合金鋼作蝸桿材料；C增加蝸桿硬度，減小表面粗糙值。（3） 蝸桿傳動中，當其它條件相同時，增加蝸桿頭數(shù)，則傳動效率 。A降低； B提高；C不變； D可能提高，可能降低。（4） 蝸桿傳動的正確嚙合條件中，應除去 。A； B；C； D螺旋方向相同。（5） 在蝸桿傳動中，引進特性系數(shù)的目的是 。A便于蝸桿尺寸的計算； B容易實現(xiàn)蝸桿傳動中心距的標準化；C提高蝸桿傳動的效率。D減少蝸輪滾刀的數(shù)量，利于刀具標準化。（6） 計算蝸桿傳動比時，公式 是錯誤的。A； B；C； D。（7） 采用蝸桿變位傳動時 。A僅對蝸桿進行變位； B僅對蝸輪進行變位；C同時對蝸桿蝸輪進行變位。（8） 對于普通圓柱蝸桿傳動

38、，下列說法錯誤的是 。A傳動比不等于蝸輪與蝸桿分度圓直徑比； B蝸桿直徑系數(shù)越小，則蝸桿剛度越大； C在蝸輪端面內模數(shù)和壓力角為標準值；D蝸桿頭數(shù)多時，傳動效率提高。（9） 在蝸桿傳動中，輪齒承載能力計算，主要是針對 來進行的。A蝸桿齒面接觸強度和蝸輪齒根彎曲強度； B蝸桿齒根彎曲強度和蝸輪齒面接觸強度； C蝸桿齒面接觸強度和蝸桿齒根彎曲強度； D蝸輪齒面接觸強度和蝸輪齒根彎曲強度。（10） 下列蝸桿直徑計算公式：（a），（b），（c），（d），（e），其中有 是錯誤的。A1個； B2個；C3個； D4個；E5個。（11） 對蝸桿傳動的受力分析，下面的公式中 有錯誤。A； B；C； D。（12

39、） 起吊重物用的手動蝸桿傳動，宜采用 蝸桿。A單頭、小導程角； B單頭、大導程角；C多頭、小導程角； D多頭、大導程角。 判斷題：（1） 由于蝸輪和蝸桿之間的相對滑動較大，更容易產生膠合和磨粒磨損。 （ ）（2） 在蝸桿傳動中比中，蝸桿頭數(shù)相當于齒數(shù)，因此，其分度圓直徑。 （ ） （3） 蝸桿傳動的正確嚙合條件之一是蝸桿端面模數(shù)和蝸輪的端面模數(shù)相等。 （ ）（4） 蝸桿傳動的正確嚙合條件之一是蝸桿與蝸輪的螺旋角大小相等、方向相同。 （ ）（5） 為了提高蝸桿的傳動效率，可以不另換蝸輪，只需要采用直徑相同的雙頭蝸桿代替原來的單頭蝸桿。 （ ）（6） 為使蝸桿傳動中的蝸輪轉速降低一倍，可以不用另換

40、蝸輪，而只需用一個雙頭蝸桿代替原來的單頭蝸桿。 （ ）（7） 蝸桿傳動的正確嚙合條件之一是蝸桿的導程角和蝸輪的螺旋角大小相等，方向相反。 （ ）（8） 在蝸桿傳動中，如果模數(shù)和蝸桿頭數(shù)一定，增加蝸桿分度圓直徑，將使傳動效率降低，蝸桿剛度提高。 （ ）選擇填空答案：（1）B （2）A （3）B （4）C （5）D（6）C （7）B （8）B （9）D （10）C（11）A （12）A 判斷題答案：（1） （2） （3） （4） （5）（6） （7） （8）第12章 滑動軸承12.1簡述向心滑動軸承建立液體動壓潤滑的過程，每個階段有何特征，畫簡圖表示，并畫出形成動壓潤滑后油壓沿圓周分布的大致情況。

41、解：徑向滑動軸承在形成力壓油膜的過程中：（1） 頸靜止時，軸頸位置最低，與軸套接觸（圖a）；（2） 頸開始轉動時，速度低、間隙中油量很少，由于摩擦作用，軸頸向與轉動方向相反的方向移動（圖b）；（3） 著轉速增大，帶入間隙的油量增多，楔形油膜產生一定動壓力，軸頸向左浮起。當穩(wěn)定轉動時，軸頸中心穩(wěn)定在一定的偏心位置上。（圖c）；動壓潤滑后油壓沿圓周分布情況見圖c。12.2 有一混合潤滑滑動軸承，軸頸直徑，求當軸轉速時，此軸承允許的最大工作載荷。、解：（1）不完全液體潤滑，根據許用值求允許載荷 因為 （2）根據許用值求允許載荷 因為 所以 （3）驗算許用值 所以判斷題：（1） 非液體摩擦滑動軸承主要失效形式是點蝕。 （ ）（2） 非液體摩擦滑動軸承設計中驗算比壓（壓強）的目的是限制軸承發(fā)熱量。 （ ） （3） 承受載荷的徑向（向心）滑動軸承在穩(wěn)定運轉時軸頸中心與軸承孔中心并不重合，軸頸轉速越高，則偏心距越小，但偏心距永遠不能減小到零。 （ ）（4） 液體動力潤滑徑向滑動軸承中最小的油膜厚度，一定位于載荷作用線上。 （ ）（5） 在混合摩擦滑動軸承設計或滑動軸承的條件性計算中，限制值的主要目的是防止軸承因過熱