机构与零部件设计(2)课程习题解答

1、第1，2章 机械设计总论1.1 一部完整的机器由哪几部分组成？答：一部完整的机器由哪几部分组成通常由原动机部分、传动部分、执行部分、控制系统、润滑、显示、照明等辅助系统。1.2 机器设计应满足哪些基本要求？答：预定功能要求经济性要求 可靠性要求劳动保护和环境保护要求其它特殊要求1.4机械零件计算准则和失效形式有什么关系？常用的准则有哪些？它们各针对什么失效形式？答：机械零件计算准则是基于某种失效形式提出的，不同的计算准则对应于不同的失效形式。 常用的计算准则有：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性准则。强度准则对应的失效形式为整体断裂及过大的塑性变形；刚度准则对应的失效形式为过大的弹性变形

2、。寿命准则对应的失效形式为：腐蚀、磨损和疲劳。振动稳定性准则对应的失效形式为：破坏正常工作条件引起的失效。1.6 机械零件设计的一般步骤有哪些？其中哪个步骤对零件尺寸的确定起决定作用？为什么？答：1. 选择零件类型2. 受力分析3. 选择材料4. 确定计算准则5. 理论设计计算6. 结 构 设 计7. 校 核 计 算8. 画出零件工作图9写出计算说明书其中理论设计计算对零件尺寸的确定起决定作用。因为这个步骤确定了零件的主要尺寸和主要参数。 1.10 什么是标准化、系列化和通用化？标准化的重要意义？答：标准化就是要通过对零件的尺寸、结构要素、材料性能、设计方法、制图要求等，制定出大家共同遵守的标

3、准。 系列化：是指同一基本结构下，规定若干个规格尺寸不同的产品、形成产品系列，以满足不同的使用条件。 通用化：是指在同类型机械系列产品内部或在跨系列产品间，采用同一结构和尺寸的零部件，使有关的零部件，特别是易损件，最大限度地实现互换。 标准化的意义：标准化有利于保证产品质量；减轻设计工作量；便于零部件的互换和组织专业化生产以降低生产成本等。 1.11 机械设计方法通常分为哪两大类？简述两者的区别和联系？答：机械设计方法通常分为两大类：传统设计方法和现代设计方法。 传统设计方法是现代设计方法的基础，现代设计方法的应用将弥补传统设计方法的不足。但它不能离开或完全取代传统设计方法。现代设计方法还将随

4、着科学技术的飞速发展而不断发展。第3章 机械零件的强度3.1 静应力下计算的强度准则是什么？计算中选取极限应力和安全系数的原则是什么？或答：选取极限应力原则是：对塑性材料：极限应力取材料的屈服极限；对脆性材料或低塑性材料极限应力取材料的强度极限。选取安全系数原则是：在保证安全可靠的前提下，尽可能选取较小的许用安全系数。3.2 什么是材料的疲劳曲线？什么是有限寿命？什么是无限寿命？答：材料的疲劳曲线是指应力循环特性一定时，材料的疲劳极限与应力循环次数之间关系的曲线有限寿命：应力循环次数小于应力循环基数时的寿命；无限寿命：应力循环次数大于应力循环基数时的寿命；3.3 如何绘制材料的极限应力线图？材

5、料极限应力线图在零件强度中有什么用处？答：在确定好关键坐标点的基础上，即可绘制材料的极限应力线图（ADGC）。A对称疲劳极限点 D脉动疲劳极限点 C 屈服极限点 B 强度极限点基于材料极限应力线图可以判断零件的强度（静强度及疲劳强度）是否满足要求。3.4 影响零件疲劳强度的主要因素有哪些？答：应力集中、几何尺寸、表面状态。3.5 某材料的对称循环弯曲疲劳极限-1=180MPa, 取N0=5X106 ，m=9，试求循环次数N为7000，25000，620000次时的有限寿命弯曲疲劳极限？答：由 得：将m=9, -1=180MPa，N0=5X106 代入上式，就可求出在不同应力循环次数下的疲劳极限

6、. 当N=7000时，疲劳极限为：rn=373.6MPa当N=25000时，疲劳极限为：rn=327.3MPa当N=620000时，疲劳极限为：rn=227MPa3.6 已知某材料的s=260MPa, -1=170MPa ,=0.2,试绘制该材料的极限应力线图？答：由=0.2得到：0=283MPa3.7、零件材料的机械性能为：，综合影响系数，零件工作的最大应力，最小应力，加载方式为（常数）。求：（1）按比例绘制该零件的极限应力线图，并在图中标出该零件的工作应力点和其相应的极限应力点；（2）根据极限应力线图，判断该零件将可能发生何种破坏；（3）若该零件的设计安全系数，用计算法验算其是否安全。解：

7、（1） 零件的极限应力线图如图示。工作应力点为，其相应的极限应力点为。 （2）该零件将可能发生疲劳破坏。（3） 该零件不安全。3.8、在图示零件的极限应力线图中，零件的工作应力位于点，在零件的加载过程中，可能发生哪种失效？若应力循环特性等于常数，应按什么方式进行强度计算？解：可能发生疲劳失效。 时，应按疲劳进行强度计算； 3.9、已知45钢经调质后的机械性能为：强度限，屈服限，疲劳限，材料的等效系数。 （1）材料的基氏极限应力线图如图示，试求材料的脉动循环疲劳极限； （2）疲劳强度综合影响系数，试作出零件的极限应力线； （3）若某零件所受的最大应力，循环特性系数，试求工作应力点的坐标和的位置。

8、解：（1）（2）零件的极限应力线为。（3） 第4章 摩擦、磨损与润滑4.1 润滑剂的作用是什么？常用的润滑剂有哪些？答：改善摩擦状态以减小摩擦减轻磨损的介质，同时具有防锈蚀的功能。 常用的润滑剂有：润滑油、润滑脂及固体泣润滑剂。4.2 添加剂的作用是什么？答：提高油性、极压性、延长使用寿命及改善物理性能等。第5章 螺纹联接与螺旋传动5.1.一悬臂梁由四个普通螺栓联接固定于立墙上的两个夹板间，如图所示，已知载荷P=1000N，螺栓布局和相关尺寸如图示，试选择螺栓直径d 。注： （1）螺栓材料45钢 =360N/mm；（2）图示尺寸单位为mm；（3）板间摩擦系数f=0.15，可靠性系数K=1 .2

9、；（4）螺纹标准见下表； 螺纹外径56810121416螺纹内径4.1344.9176.6478.37610.10611.83513.835 解：在横向力作用下，悬臂梁不滑移的条件为则悬臂梁在y向摩擦力 5.2.如图所示的夹紧联接柄承受载荷Q=600N，螺栓个数z=2，联接柄长度L=300mm，轴的直径d=60mm，夹紧结合面的摩擦系数f=0.15，考虑摩擦传力的可靠性系数。试确定该联接螺栓的直径（螺栓材料为Q235,， ）。解：假定夹紧机构在螺栓联接并预紧的情况下近似为一刚性体，如图，在载荷及螺栓预紧力作用下，产生正压力，由于，产生的摩擦力较小，则近似有 ，又由在向的受力关系有根据力矩平衡有

10、以夹紧机构的左半部分为研究对象，又由于螺栓预紧力较大，则可以认为考虑左半部分在向的受力关系有由（1）、（2）、（3）、（4）、（5）得则螺栓所受总拉力螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为按照粗牙普通螺纹标准（），选取螺纹公称直径（螺纹小径）。5.3.螺栓组联接的二种方案如图所示，已知外载荷R，L=300mm，a=60mm，求： （1）螺栓组在两个方案中受力最大螺栓的剪力各为多少？（剪力以R的倍数表示）（可用计算法或作图法求）（2）分析哪个方案较好，为什么？ 解：方案（a）：设通过螺栓组对称中心并与接合面相垂直的轴线为回转轴线（螺栓2的轴线）。在工作载荷的作用下，螺栓组联接承受横向工作剪力以及由产生

11、的转矩的作用。在转矩的作用下，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 （方向与相反）因此 （与同向） （与反向） （与反向）则螺栓所受最大工作剪力方案：设通过螺栓组对称中心并与接合面相垂直的轴线为回转轴线。在工作载荷的作用下，螺栓组联接承受横向工作剪力以及由产生的转矩的作用。在转矩的作用下，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 （方向与相反）由图显然与的合力最大因此 则螺栓所受最大工作剪力。由上面分析计算可以看出：方案螺栓最大工作剪力较小，而且各螺栓受力相对（a）方案较均匀，方案较好。5.4.图为一钢制液压油缸，油压（静载），油

12、缸内径，缸盖由6个（小径）螺栓联接在缸体上，已知螺栓的刚度和缸体、缸盖的刚度的关系为，螺钉材料的许用应力，根据联接的紧密性要求，残余预紧力（为每个螺栓的工作拉力），求预紧力应控制在什么范围内才能满足此联接的要求？解：（1）螺栓所受的工作载荷如图，在油压的作用下，螺栓组联接承受轴向拉力的作用： 轴向拉力 在轴向拉力的作用下，各螺栓所受轴向工作载荷为 （2）螺栓的预紧力 由及题意 对于碳素钢螺栓，要求预紧力： 考虑预紧力的情况下，取螺纹联接安全系数。 由，可得 因此，才能满足此联接要求。5.5.有一钢制液压油缸，如图所示。缸内油压，缸体内径，螺栓分布直径，缸盖外径。为保证气密性要求，残余预紧力取为

13、工作载荷的倍，螺栓间弧线距离不大于。已知螺栓的许用应力为。试计算：（1）最少的螺栓数目；（2）单个螺栓承受的总拉力；（3）螺栓小径。解：（1）设螺栓弧线距离为，则螺栓数 则 （2）螺栓的受力分析 在压强的作用下，螺栓联接承受轴向力 在轴向力的作用下，各螺栓所受的轴向工作载荷为 单个螺栓承受的总拉力 （3）螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为题2-6图5.6.图示支架用4个普通螺栓与立柱相联接。已知载荷，接合面摩擦系数，螺栓材料的许用应力,被联接件刚度，为螺栓刚度。取防滑系数，求所需螺栓小径（接合面工作能力不能验算）。解：（1）在力的作用下，螺栓组联接受到倾覆力矩作用： （2）在倾覆力矩作用下，上面

14、两螺栓受到加载作用，而下面两螺栓受到减载作用，故上面螺栓受力较大，所收拉力： 即螺栓所受轴向工作载荷 （3）在力的作用下，根据联接接合面不滑移条件有 取（4） 螺栓所受总拉力：（5） 螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为 5.7 .某受轴向变载荷的紧螺栓联接，已知螺栓的刚度系数与被联接件相同，且，螺栓的预紧力，轴向工作变载荷为。 （1）画出该螺栓联接的“力变形”图，并在图上标出残余预紧力，螺栓的载荷增量及螺栓的总拉力的位置，它们的值为多少？ （2）该联接的结合面刚要离缝时，所允许的最大工作载荷为多大？（3）若已知螺栓的小径尺寸，则螺栓的工作应力幅为多大？解：（1）（2）由残余预紧力得：当时，（3）

15、由应力幅得： 5.8. 图示的方形盖板用四个（）的螺栓与箱体联接，位于对称中心处的吊环受拉力，已知螺栓的许用应力，；问： （1）作用在吊环上的最大拉力？（2）由于制造误差，吊环的位置由移至点，若测得，求下受力最大螺栓的工作拉力。（3）说明在（2）情况下，该螺栓组联接是否安全？解题要点：（）该螺栓组受预紧里后再承受轴向工作载荷；（）当吊环位置由对称中心移至时，螺栓组受倾覆力矩，在倾覆力矩作用下，左上角螺栓受到加载作用，右下角螺栓受到减载作用，故左上角螺栓受力较大，螺栓组的强度计算应以左上角螺栓为对象。解：（1）在轴向的作用下，各螺栓所受的工作拉力 由于工作拉力位于通过螺栓组的轴线，因此螺栓所受的

16、轴向工作载荷为 螺栓所受的总拉力为 螺栓危险截面的拉伸强度条件为 由式（1）、（2）、（3）得 即 可得 （2） 轴向载荷作用下，螺栓所受工作拉力 在工作载荷的作用下，螺栓组承受的倾覆力矩 左上角螺栓受载荷 故左上角螺栓所受轴向工作载荷即工作拉力为 （3） 螺栓所受的总拉力为 螺栓危险截面的拉伸应力为 因此，该落实组联接安全。题2-9图5.9.如图为受轴向工作载荷的紧螺栓联接工作时力和变形的关系，试问：（1）螺栓刚度和被联接件刚度的大小对螺栓受力有何影响？（2）若预紧力，工作载荷，试计算： A.螺栓上总的载荷 B.残余预紧力解题要点： 要弄清楚轴向工作载荷螺栓联接的变形与力的关系线图，尤其是螺

17、栓刚度和被联接件刚度不同时线图的变化情况。解：（1）减小，在、不变时， 即减小； 增大，在、不变时，即减小；反之，减小时，即增大。(2)螺栓的总拉力由得螺栓残余预紧力为5.10.图示支架用4个普通螺栓联接在立柱上，已知载荷，联接的尺寸参数如图示，接合面摩擦系数，螺栓材料的屈服极限，安全系数S=1.5，螺栓的相对刚度，防滑系数 。试求所需螺栓小径。解题要点：（）载荷产生倾覆力矩，在作用下，左边的两个螺栓所受轴向拉力较大，容易拉断实效，因此所需螺栓小径的计算应以左边两螺栓为对象；（）在横向载荷的作用下，支架可能产生滑移，使联接失效。为此，要保证在螺栓预紧力作用下，联接的接合面间产生的摩擦力大于横向

18、载荷与防滑系数的乘积；（）在倾覆力矩的作用下，支架与立柱接合面压溃失效，应校核结合面右部的压强。本题末要求此项计算。解：在力的作用下：（1） 螺栓组联接承受的倾覆力矩（顺时针方向）； （2） 在倾覆力矩的作用下,左边的两螺栓受力较大，所受载荷； （3）在横向力作用下，支架与立柱接合面可能产生滑移，根据不滑移条件 可得 （4）左边螺栓所受总拉力： （5）螺栓的许用应力 （6）螺栓危险截面的直径（螺纹小径） 第6章 轴毂联接填空题（1） 普通平键标记键16*100GB1096-79中，16代表 ，100代表 ，它的型号是 型。它常用作轴毂联接的 向固定。（2） 选择普通平键时，键的截面尺寸（b*h

19、）是根据 查标准来确定；普通平键的工作面是 。（3） 平键联接中， 面是工作面；楔形键联接中， 是工作面。平键联接中， 、 用于动联接。（4） 当采用两个楔键传递周向载荷时，应使两键布置在沿周向相隔 的位置，在强度校核时只按 个键计算。（5） 在平键联接中，静联接应验算 ；动联接应验算 强度。选择填空（1） 键的剖棉尺寸通常根据 按标准选取。A.传递扭矩大小； B.功率大小；C.轴的直径； D.轮毂的长度。（2） 普通平键联接的主要用途是使轴与轮毂之间 。 A.沿轴向固定并传递轴向力； B.沿轴向可作相对滑动并具有导向作用；C.沿周向固定并传递转矩；D.安装与拆卸方便。（3） 当轮毂轴向移动距

20、离较小时，可以采用 联接。 A.普通平键； B.半圆键； C.导向平键； D.滑键。 （4）设计键联接的主要内容是：a.按轮毂长度选择键的长度；b.按轴的直径选择键的剖面尺寸；c.按使用要求选择键的类型；d.进行必要的强度校核。具体设计时的一般顺序为 。 A.abcd； B.bacd； C.cabd； D.cbad； E.cadb。 (5) 普通平键联接工件时，键的主要失效形式为 。 A.键受剪切破坏； B.键侧面受挤压破坏； C.剪切与挤压同时产生； D.磨损和键被剪断。 （6）普通平键联接强度校核的内容主要是 。 A.校核键面的挤压强度； B.校核键的剪切强度； C.A、B二者均需校核；

21、D.校核磨损。 （7）哪种键联接可传递轴向力 。 A.普通平键； B.半圆键；C.楔形键； D.切向键。（8）切向键联接的斜度是做在 上的。 A.轮毂键槽底面； B.轴的键槽底面；C.一对键的接触面； D.键的侧面。（9）半圆键联接的主要优点是 。 A.对轴的强度削弱较轻； B.键槽的应力集中较小；C.工艺性好、安装方便。 （10）薄壁套筒与化键轴联接，宜采用 。 A.矩形齿； B. 渐开线齿；C.三角形齿。填空题答案：（1） 键宽，公称长度， A型。周。（2） 轴径d；键的两侧面。（3） 键两侧面；楔形键联接中，上下表面。导向平键、滑键。（4） ，1.5。（5） 挤压应力；压强强度。选择填空

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 带传动8.1 简述V带传动的极限有效拉力Felim与摩擦系数f、小带轮包角1及初拉力F0间的关系？答：预紧力F0最大有效拉力Felim 包角最大有效拉力Felim 摩擦系数 f最大有效拉力Feclim8.2 简述带传动的主要失效形式和设计准则？答：带传动的主要失效形式是打滑和传动带的疲劳破坏。带传动的设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。8.3 已知一普通V带传动的功率P=8KW，带速V=15m/s,紧边与松边的拉力比为3：1.求该带传动的有效拉力F和紧边拉力F1？答

23、：FFfF1F2=P/V； F1：F2=3：1将数值代入上式得：有效拉力F=533N； 紧边拉力F1=800N8.4 有一电机驱动的普通V带传动，单班工作，主动轮n1=1460; 中心距a=370, dd1=140mm,dd2=400mm ,中等冲击，用3根B型V带传动，初拉力按规定给出，试求该装置所能传递的最大功率？答：单根B型V带所能传递的功率P0=2.83KW； P0=0.46KW； Ld=1600mm带长系数KL=0.92包角系数K=0.88所以单根带所能传递的功率为P0=(P0+P0) KLK=2.66则3根带所能传递的功率为3X2.66=8KW.考虑到工作情况系数KA=1.2；那么

24、实际该装置所能传递的功率为8/1.2=6.67KW.选择填空：（1） 带传动主要依靠 来传递运动和功率的。 A.带与带轮接触面之间的正压力； B.带的紧边拉力； C.带与带轮接触面之间的摩擦力； D.带的初拉力。（2） 带传动不能保证精确的传动比，其原因是 。 A.带容易变形和磨损； B.带在带轮上打滑； C.带的弹性滑动； D.带的材料不遵守虎克定律。（3） 设计V带传动时发现V带根数过多，可采用 来解决。 A.增大传动比； B.加大传动中心距； C.选用更大截面型号的V带。（4） 带传动采用张紧轮的目的是 。 A.减轻带的弹性滑动； B.提高到的寿命； C.改变带的运动方向； D.调节带的

25、初拉力。（5） 在设计V带传动中，选取小带轮直径，主要依据 选取。 A.带的型号； B.带的线速度； C.传动比； D.高速轴的转速。（6） 带传动在工作时产生弹性滑动，是由于 。 A.带不是绝对挠性体； B.带绕过带轮时产生离心力； C.带的松边拉力与紧边拉力不等。（7） 确定单根带所能传递功率的极限值的前提条件是 。 A.保证带不打滑； B.保证带不打滑、不弹性滑动； C.保证带不疲劳破坏； D.保证带不打滑、不疲劳破坏。（8） 带传动中，带和带轮 打滑。 A.沿大轮先发生； B.沿小轮先发生； C.沿两轮同时发生； D.有时沿大轮先发生，有时沿小轮先发生。 （9） 其它条件相同的情况下，

26、V带传动比平带传动能传递更大的功率，这是因为 。A. 带与带轮的材料组合具有较高的摩擦系数；B. 带的质量轻，离心力小；C. 带与带轮槽之间的摩擦是楔面摩擦；D. 带无接头。（10） 选取V带型号，主要取决于 。 A.带传递的功率和小带轮转速； B.带的线速度； C.带的紧边拉力； D.带的松边拉力。（11） 中心距一定的带传动，小带轮上的包角的大小主要由 来决定。 A.小带轮直径； B.大带轮直径； C.两带轮直径之和； D.两带轮直径之差。（12） 两带轮直径一定时，减小中心距将引起 。 A.带的弹性滑动加剧； B.带传动效率降低； C.带工作噪声增大； D.小带轮上的包角减小。选择填空答

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 链传动9.1 滚子链的标记“10A-2-100 GB 1243-1997”的含义是什么？答：A系列，节距15.875 双排 ， 100节的滚子链。9.2 为什么链传动通常将主动边放在上边，而与带传动相反？答：带传动主动边在下，可增大小带轮的包角；而对于链传动将主动边放在上边，一方面可避免链条紧边和松边的干涉，另外还可避免链条与链轮出现卡死现象。9.3 图为链传动的4种布置形式。小链轮为主动轮，请在图上标出正确的转动方向。选择填空：（1） 带传动主要依靠 来传递运

28、动和功率的。 A.带与带轮接触面之间的正压力； B.带的紧边拉力； C.带与带轮接触面之间的摩擦力； D.带的初拉力。（2） 带传动不能保证精确的传动比，其原因是 。 A.带容易变形和磨损； B.带在带轮上打滑； C.带的弹性滑动； D.带的材料不遵守虎克定律。（3） 设计V带传动时发现V带根数过多，可采用 来解决。 A.增大传动比； B.加大传动中心距； C.选用更大截面型号的V带。（4） 带传动采用张紧轮的目的是 。 A.减轻带的弹性滑动； B.提高到的寿命； C.改变带的运动方向； D.调节带的初拉力。（5） 在设计V带传动中，选取小带轮直径，主要依据 选取。 A.带的型号； B.带的线

29、速度； C.传动比； D.高速轴的转速。（6） 带传动在工作时产生弹性滑动，是由于 。 A.带不是绝对挠性体； B.带绕过带轮时产生离心力； C.带的松边拉力与紧边拉力不等。（7） 确定单根带所能传递功率的极限值的前提条件是 。 A.保证带不打滑； B.保证带不打滑、不弹性滑动； C.保证带不疲劳破坏； D.保证带不打滑、不疲劳破坏。（8） 带传动中，带和带轮 打滑。 A.沿大轮先发生； B.沿小轮先发生； C.沿两轮同时发生； D.有时沿大轮先发生，有时沿小轮先发生。 （9） 其它条件相同的情况下，V带传动比平带传动能传递更大的功率，这是因为 。A. 带与带轮的材料组合具有较高的摩擦系数；B

30、. 带的质量轻，离心力小；C. 带与带轮槽之间的摩擦是楔面摩擦；D. 带无接头。（10） 选取V带型号，主要取决于 。 A.带传递的功率和小带轮转速； B.带的线速度； C.带的紧边拉力； D.带的松边拉力。（11） 中心距一定的带传动，小带轮上的包角的大小主要由 来决定。 A.小带轮直径； B.大带轮直径； C.两带轮直径之和； D.两带轮直径之差。（12） 两带轮直径一定时，减小中心距将引起 。 A.带的弹性滑动加剧； B.带传动效率降低； C.带工作噪声增大； D.小带轮上的包角减小。选择填空答案：（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 齿轮传动10.1 有一单级直齿圆柱齿轮减速器，z1=32,z2=108,中心距a=210mm，b=70mm, 大小齿轮的材料均为45钢，小齿轮调质，硬度为250HBS，齿轮精度为8级，输入转速n1=1460r/min，电机驱动，载荷平稳，要求工作寿命不小于10000小时，试求该齿轮传动的最大功率？答： ; 则m=2.85mm, 圆整取m=3mm 传动比u=z2/z1=108/32=3.375; 小齿轮应力循环次数：N1=601460110000=8.76108 大齿轮应力循环次数：N2=2.59108 许用应力H1=570MPa; H2=532 MPa

32、 材料系数ZE=189.8MPa（1/2） K=1.265 将上式值代入到书中式（6.11）可得：该齿轮所能传递的最大功率为36.1KW.10.2 两级展开式斜齿轮减速器，如图6.34所示，主动轮1为左旋，转向n1如图所示，为使中间轴所受轴向力互相抵消，试在图中标出各齿轮的旋线方向，并在各齿轮分离体的啮合点处标出齿轮的轴向力Fa, 径向力Fr 和圆周力Ft.10.3图中为直齿圆锥齿轮和斜齿圆锥齿轮组成的两级传动装置，动力由轴输入，轴输出，轴的转向如图箭头所示，试分析：（1） 在图中画出各轮的转向；（2） 为使中间轴所受的轴向力可以抵消一部分，确定斜齿轮3和4的螺旋方向；画出圆锥齿轮2和斜齿轮3

33、所受各分力的方向解：（1）各轮的转向如图中所示；（2）斜齿轮3为左旋，4为右旋；（3）作齿轮2所受分力、；齿轮3所受分力为、如图示；10.4如图直齿锥齿轮斜齿圆柱齿轮二级减速器中，轴转矩。(1) 为使轴的轴承所受轴向力较小，试确定齿轮的螺旋角方向；(2) 计算齿轮的三个分力大小（忽略摩擦力），并在图上画出这三个分力的方向；(3) 在箱体结构和其他条件不变的情况下，仅将减小到，将增大到，以得到更大的减速比，若传递功率不变，试分析可能会出现什么问题？简要说明理由。解： （1）的螺旋角方向为右旋。 （2）的三个分力如图所示，、。所受转矩 则 （3）考虑弯曲强度 齿数变化引起的，变化对弯曲应力影响不大

34、。 所以 弯曲应力增大，弯曲强度有可能不满足要求。 考虑接触强度 所以 接触应力增大，接触强度有可能不满足要求。判断题：（1） 按齿面接触强度设计计算齿轮传动时，若两齿轮的许用接触应力，在计算公式中应代入大者进行计算。 （ ）（2） 一对相啮合的齿轮，若大小齿轮的材料、热处理情况相同，则它们的工作接触应力和许用接触应力均相等。 （ ） （3） 动载系数是考虑主、从动齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷对齿轮载荷的影响系数。为了减小内部附加动载荷，可采用修缘齿。 （ ）（4） 齿轮传动中，经过热处理的齿面称为硬齿面，而未经热处理的齿面称为软齿面。 （ ）（5） 对于软齿面闭式齿轮传动，若弯曲强度校核

35、不足，较好的解决办法是保持和不变，减小齿数，增大模数。 （ ）（6） 直齿锥齿轮的强度计算是在轮齿小端进行。 （ ）（7） 所有齿轮传动中，若不计齿面摩擦力，一对齿轮的圆周力都是一对大小相等、方向相反的作用力和反作用力。 （ ）（8） 为了减小齿向载荷分布系数，应该尽量使齿轮在两轴承中间对称分布，并把齿宽系数尽量选小些。 （ ）（9） 一对圆柱齿轮，若保持中心距与齿宽不变，减小模数、增加齿数，则可降低齿面接触应力，却增加了齿根弯曲应力。 （ ）（10） 一对齿轮若接触强度不够时，为增大模数；而齿根弯曲强度不够时，则要加大分度圆直径。 （ ）答案：（1） （2） （3） （4） （5）（6） （

36、7） （8） （9） （10）第11章 蜗杆传动11.1 如图所示为蜗杆_斜齿轮传动中，为使轴II上所受轴向力相互抵消一部分，试确定并在图上标明斜齿轮3轮齿的旋向、蜗杆的转向及蜗轮与斜齿轮3所受轴向力的方向11.2、图示斜齿圆柱齿轮蜗杆传动，主动齿轮转动方向和齿的旋向如图示，设要求蜗杆轴的轴向力为最小时，试画出蜗杆的转向和作用在轮齿上的力（以三个分力表示），并说明蜗轮轮齿螺旋方向。解：蜗轮左旋，顺时针转动。选择填空：（1） 在标准蜗杆传动中，蜗杆头数一定，加大蜗杆特性系数，将使传动效率 。A增加； B减小；C不变； D增加或减小；（2） 为了提高蜗杆的刚度，应 。A增大蜗杆的直径系数； B采用

37、高强度合金钢作蜗杆材料；C增加蜗杆硬度，减小表面粗糙值。（3） 蜗杆传动中，当其它条件相同时，增加蜗杆头数，则传动效率 。A降低； B提高；C不变； D可能提高，可能降低。（4） 蜗杆传动的正确啮合条件中，应除去 。A； B；C； D螺旋方向相同。（5） 在蜗杆传动中，引进特性系数的目的是 。A便于蜗杆尺寸的计算； B容易实现蜗杆传动中心距的标准化；C提高蜗杆传动的效率。D减少蜗轮滚刀的数量，利于刀具标准化。（6） 计算蜗杆传动比时，公式 是错误的。A； B；C； D。（7） 采用蜗杆变位传动时 。A仅对蜗杆进行变位； B仅对蜗轮进行变位；C同时对蜗杆蜗轮进行变位。（8） 对于普通圆柱蜗杆传动

38、，下列说法错误的是 。A传动比不等于蜗轮与蜗杆分度圆直径比； B蜗杆直径系数越小，则蜗杆刚度越大； C在蜗轮端面内模数和压力角为标准值；D蜗杆头数多时，传动效率提高。（9） 在蜗杆传动中，轮齿承载能力计算，主要是针对 来进行的。A蜗杆齿面接触强度和蜗轮齿根弯曲强度； B蜗杆齿根弯曲强度和蜗轮齿面接触强度； C蜗杆齿面接触强度和蜗杆齿根弯曲强度； D蜗轮齿面接触强度和蜗轮齿根弯曲强度。（10） 下列蜗杆直径计算公式：（a），（b），（c），（d），（e），其中有 是错误的。A1个； B2个；C3个； D4个；E5个。（11） 对蜗杆传动的受力分析，下面的公式中 有错误。A； B；C； D。（12

39、） 起吊重物用的手动蜗杆传动，宜采用 蜗杆。A单头、小导程角； B单头、大导程角；C多头、小导程角； D多头、大导程角。 判断题：（1） 由于蜗轮和蜗杆之间的相对滑动较大，更容易产生胶合和磨粒磨损。 （ ）（2） 在蜗杆传动中比中，蜗杆头数相当于齿数，因此，其分度圆直径。 （ ） （3） 蜗杆传动的正确啮合条件之一是蜗杆端面模数和蜗轮的端面模数相等。 （ ）（4） 蜗杆传动的正确啮合条件之一是蜗杆与蜗轮的螺旋角大小相等、方向相同。 （ ）（5） 为了提高蜗杆的传动效率，可以不另换蜗轮，只需要采用直径相同的双头蜗杆代替原来的单头蜗杆。 （ ）（6） 为使蜗杆传动中的蜗轮转速降低一倍，可以不用另换

40、蜗轮，而只需用一个双头蜗杆代替原来的单头蜗杆。 （ ）（7） 蜗杆传动的正确啮合条件之一是蜗杆的导程角和蜗轮的螺旋角大小相等，方向相反。 （ ）（8） 在蜗杆传动中，如果模数和蜗杆头数一定，增加蜗杆分度圆直径，将使传动效率降低，蜗杆刚度提高。 （ ）选择填空答案：（1）B （2）A （3）B （4）C （5）D（6）C （7）B （8）B （9）D （10）C（11）A （12）A 判断题答案：（1） （2） （3） （4） （5）（6） （7） （8）第12章 滑动轴承12.1简述向心滑动轴承建立液体动压润滑的过程，每个阶段有何特征，画简图表示，并画出形成动压润滑后油压沿圆周分布的大致情况。

41、解：径向滑动轴承在形成力压油膜的过程中：（1） 颈静止时，轴颈位置最低，与轴套接触（图a）；（2） 颈开始转动时，速度低、间隙中油量很少，由于摩擦作用，轴颈向与转动方向相反的方向移动（图b）；（3） 着转速增大，带入间隙的油量增多，楔形油膜产生一定动压力，轴颈向左浮起。当稳定转动时，轴颈中心稳定在一定的偏心位置上。（图c）；动压润滑后油压沿圆周分布情况见图c。12.2 有一混合润滑滑动轴承，轴颈直径，求当轴转速时，此轴承允许的最大工作载荷。、解：（1）不完全液体润滑，根据许用值求允许载荷 因为 （2）根据许用值求允许载荷 因为 所以 （3）验算许用值 所以判断题：（1） 非液体摩擦滑动轴承主要失效形式是点蚀。 （ ）（2） 非液体摩擦滑动轴承设计中验算比压（压强）的目的是限制轴承发热量。 （ ） （3） 承受载荷的径向（向心）滑动轴承在稳定运转时轴颈中心与轴承孔中心并不重合，轴颈转速越高，则偏心距越小，但偏心距永远不能减小到零。 （ ）（4） 液体动力润滑径向滑动轴承中最小的油膜厚度，一定位于载荷作用线上。 （ ）（5） 在混合摩擦滑动轴承设计或滑动轴承的条件性计算中，限制值的主要目的是防止轴承因过热