东大生重点题库-各章习题

一、判断题（T，错误 如图所示，内燃机连杆中的连杆体1是 A机构B零件C部件D A原B传动部C工作 D控制部三、 单元体机械 的总称参考答一、判断题（T，错误1.F2.T3.T4.二、单项选择1.B2.三、1.制造2.一、判断题（T，错误1.（）2.（）3.1（）4.1（）5.（）6.（）7.（）8.（）二、单项选择 ）接触组成的运动副称为高副A B点或 C点或 D面或 A复合铰链B局部自由 C虚约 D机构自由 ）数A B从动 C主动 D ）的构件A相对地面固 B运动规律确C绝对运动为 D作为描述其他构件运动的参考坐标 A相对转动或相对移 B都是运动C相对运动恒定不变 D直接接触且保持一定的相对运动 相联接，并具 的组合体两构件通 接触组成的运动副为高副m个构件组成同轴复合铰链时具有 五、

参考答一、判断题（T，错误1.F2.F3.T4.F5.F6.T7.F8.二、单项选择1.B2.C3.C4.D5.三、运动副四、nnn

7,Ph0，则F3n2PlPh352701，机构具有确定的运动8,Ph1，则F3n2PlPh362811，机构具有确定的运动4,Ph2，则F3n2PlPh342422，机构具有确定的运动n5,Pl7,Ph0，则F3n2PlPh352701，机构具有确定的运动nn五、

4,Ph2，则F3n2PlPh342422，机构具有确定的运动3,Ph2，则F3n2PlPh332321，机构具有确定的运动解：B处为局部自由度，C和C/处为虚约束，Gn7,Pl9,Ph1，则F3n2PlPh372914646F53E1DC2BHA87解：机构在k5D5DE4C36F7G82JI91 H一、判断题（T，错误 A曲柄摇杆机 B双摇杆机 C双曲柄机 D曲柄滑块机 ）增大惯性A齿 B飞 C凸 D蜗当曲柄为主动件时，曲柄摇杆机构的最小传动角min总是出现在 A连杆与曲柄成一条线 B连杆与机架成一条线时C曲柄与机架成一条线 D曲柄、连杆与机架成一条线时 A

B

C

D A曲柄摇杆机 B双曲柄机 C双摇杆机 D导杆机铰链四杆机构ABCD中，AB为曲柄，CD为摇杆，BC为连杆。若杆长lAB=30mm，lBC=70mm，lCD=80mm，则机 A B C D A曲柄摇杆机构 B摆动导杆机构 C对心曲柄滑块机构 D偏置曲柄滑块机构 平面四杆机构中，已知行程速比系数为K，则极位夹角的计算公式为 五、

110mmB1B2400mm且B1和B2在同一水平线上，要求A、D在另一水平线上，且C1A、D150mm。按比例作图设计该机构，并求取曲柄lAB和连杆lCD的长度（图解法）试设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆的长度

290mm，机架的长度lAD230mm间的夹角45K1.4按比例作图设计该机构，并求取曲柄lAB和连杆lBC的长度（图解法参考答一、判断题（T，错误1.F2.F3.T4.T5.F6.T7.二、单项选择1.C2.B3.C4.B5.B6.C7.三、

KK

四、图（1）2512014516060100为连架杆。图（2）为双曲柄机构，原因则说明该机构中存在曲柄，而最短杆又为机架。图（3）为双摇杆机构，原因506011017070100五、一、判断题（T，错误1.（）（（（（（）））））二、单项选择A基圆半径越大，压力角越 B基圆半径越小，压力角越C滚子半径越小，压力角越 D滚子半径越大，压力角越 A将产生刚性冲 B将产生柔性冲C没有冲 D既有刚性冲击又有柔性冲 A增大滚子半 B减少基圆半C增大基圆半 D增加从动件长在下列凸轮机构中，从动件与凸轮的运动不在同一平面中的是（A直动滚子从动件盘形凸轮机构B摆动滚子从动件盘形凸轮机构C直动平底从动件盘形凸轮机构D摆动从动件圆柱凸轮机构与连杆机构相比，凸轮机构最大的缺点是（A设计较为复 B惯性力难以平C点、线接触，易磨 D不能实现间歇运（）A位移 B速度 C加速度 D频率 方法使最大压力角减小 三个基本构件组成的理论轮廓曲线相同而实际轮廓曲线不同的两个对心直动滚子从动件盘形凸轮机构，其从动件的运动规律是 五、ω1r025mm，从动HHe10mm（ 转中心的左侧），凸轮基圆半径r040mm，从动件升距H30mm，滚子半径

10mmr150，s30，f120，s60，从动件在推程作简谐运动，在回程作等加速 运动（求：写出作图步骤，保留作图痕迹 凸轮绕O逆时针转动，求：CCD点接触时，凸轮的转角δ（参考答一、判断题（T，错误1.F2.F3.T4.F5.T6.二、单项选择1.B2.B3.C4.D5.C6.三、五、设计过程参见参考设计过程参见参考OOAO为圆心，OB为半径的圆。α凸轮的转角δ见图一、判断题（T，错误1.（）2.（）3.（）4.（）5.（）6.（）7.（）8.（）9.（）10. 11.（）12.（）13.17（）14.一对直齿圆锥齿轮正确啮合的条件是两轮模数相等、压力角相等和两轮的锥距相等（ ）方向线之间所夹的锐角A滑动速 B相对速 C绝对速 D转 A B C D A等 B小 C大 D不确 ）保持原值不变的性质称为可分性A瞬时角速度之 B啮合 C压力 D重合 ）上的压力角A基 B分度 C齿顶 D节 ）相等A齿 B模 C分度圆压力 D基圆齿 ）的比值A分度圆齿 B基圆齿 C理论啮合线长度D公法线长 ）法面模数A小 B等 C大 D不一 ）标准齿轮的分度圆齿厚A小 B等 C大 D小于且等 ）发生了改变A分度 B基 C模 D齿根a用标准齿条型刀具加工h*1.0、20的渐开线标准直齿轮时，不发生根切的最少齿数为 aA B C D三、 ，基圆半径越大，渐开线 渐开线齿廓的优点：（ 模数是齿轮最重要的参数，已经标准化，其数值为 与π之比，模数越大，轮齿尺 两大类 四、 da225mmz98，试求其模数和主要几z117z264mn3mm面压力角n201250。试求：该齿轮传动的中心距及两轮的分度圆直径。m10mmz118z224，主动轮在上，逆顺时针转动。参考答一、判断题（T，错误1.F2.F3.T4.F5.F6.T7.T8.T9.T10.T11.F12.T13.F14.二、单项选择1.C2.C3.A4.A5.D6.D7.B8.C9.C10.D11三、基圆大小平直法线速度方向具有可分性啮合角为常数分度圆齿距越大两轮的模数相等成形法不变增加减小1。aadmz2h*m9821.0aamdmz2.2598220.5mm，d

d1mt

mn

317

d2mt

mn

364

a1

d2

z2

1764五、计算设计1.d1mz11018d2mz210241a1a

da

2h*102421.0a1a2a1a2df

df

2h*

102421.00.25a2a2db1

db2d2cos240cos20p1p2m10s1p131.416 2 e1p131.416 2

arccosd

a

arccosda

arccos225.526a1dd1mzz1101824 基圆、分度圆、齿顶圆、齿根圆入图所示。N1N2为理论啮合线段，AE一、判断题（T，错误1.（）2.（）3.（）4.（）转化轮系的传动比可用定轴轮系求解，因此转化轮系中igjngnjgj从动轮齿数相乘积与所有主动轮齿数相乘积的比值 行星轮系和差动轮系的自由度分别为1和2，所以只有差动轮系才能实现运动的合成或分解（ A B C D1 A定 B周 C行 D差 A定 B周 C行 D差 A定 B混 C行 D差 ）个转臂A B C D A B C D1 A交 B相 C重 D平 ）轮系合适A定 B行 C差 DB和 A定轴轮 B行星轮 C差动轮 DA和三、 四、n1900r/minz260z225z320z325z420z430z535z528z6135n6旋z580z565m5mm1n1240r/min，转向如图所示。试求齿条6的移动速度v6的大小和方向。题1 题2z1z2z4z520，又齿轮1，3，4，61n11440r/min6的转速（大小和方向z120z230z315z465n1150r/minnH题3 题4z115z225z220z3601n1200r/min3n350r/minHnHz160z215z220z3及i1Hz140z2201n1120r/minz3nH0时齿3的转速n3（大小及方向。题5 题6 题7求如图所示轮系的传动比i14z1z225z2z320zH100z420z134，z222，z378，z418z535z688，计算传动比i1H2 器的传动比i1H。若各轮的齿数为z124，z248，z230，z360，z320z440z4100 题8 题9 题10z12（右旋）z260z440z520z6405，61n1900r/min6转n6的大小和方向。A1250r/minB600r/min的转速回转。试决定轴C的转速大小和方向。各轮齿数见图所示。题11 题12参考答一、判断题（T，错误1.F2.T3.T4.F5.F6.二、单项选择1.A2.C3.D4.B5.B6.D7.D8.A9.三、距离较远传动变速与换向获得大传动比定轴轮系单一周转轮系传动比四、 z2z3z4（1）

zzz1 1nn（2）

z2z3z4 n1（1）i15n15

z

nnn（2）

7.5r/min6v6等于齿轮5vd5

mz5n5 6zz

z2z3z5z6z3

z1361，2，3的模数相等，1mzz1mzz 从而得到z3z12z220220同理可得z6z42z520220z1

n1z3z

1i

111z2z4

z1

20r/minH1 n1

z2

1（1）i1313

z

（2）

n1，所以

n1 （3）13 n1

2005 6H131mzz1mzz z3z1z2z2602015 z2

1H

i131z1z

11H1232的中心距，对于标准齿轮，相啮r3r2r1r2r3r12r2，则12

1

，

40220nH0H nzi13 nz

402,n3

60r/min311，2，2/，3H 112z2

12020zz11

25 4HiH

5 1 i14ni1HiH4255 141，2，3H 112z2

12020zz11

25 4HiH

5 1 i14ni1HiH4255 143/、4、4/ n3n3z4100

n31，2，2/，3HiHn1

z2

4860 n34 n34

z1

n1

4nHn3n15nH4n325nH，所 nnH

11，2

n1

z2

6030，

n1

90030r/min2，3，4，5，62iHn7

z3z5 n3H n3H

z43，4，5，6均为标准安装的标准齿轮，且各齿轮的模数相同，根据同心条件，a34a56，所以1

1

，z3z4z5z6204040100，又齿轮3n30，所 z3z5 20100n61zzn21

3040 6 62（1）

nA

z3nC6 nC6

z2（2）

z9

244 nnn3n36003 （3）12504503464 nC 32n76507200 CA一致。第八章机械设计概述一、判断题（T，错误强度是指零件抵抗整体断裂、表面接触疲劳及塑性变形的能力。强度准则是零件设计中最基本的准则。 二、单项选择循环特性r1时的应力是 A对称循环变应 B脉动循环变应 C非对称循环变应 D静应 ）加工工艺A铸 B锻 C焊 D轧两个等宽的圆柱体接触，其直径d12d2，弹性模量E12E2，则其接触应力值为 A18

B14

C12

D1 A小 B大 C相等 D不一定 ，脆性材料的极限应力 应力，也可能产 应力 来对材料的疲劳极限加以修正。四、max300MPamin120MPa，试求其他三个参量。一、判断题（T，错误1.T2.F3.F4.F5.二、单项选择1.A2.A3.D4.三、整体断裂塑性变形磨损过大的弹性变形屈服极限静有效应力集中系数绝对尺寸系数表面状态系数 lim或 、lim、lim分别为机械零件材料的极限正应力、极限剪应S应力幅a，平均应力m，最大应力max，最小应力min，应力循环特性r 1

130012090MPa1

r

1200.4一、判断题（T，错误 3.（）4.（）5.v（）6.（）7.紧螺栓联接在按拉伸强度计算时，将拉伸载荷增加到原来的1.3倍，这是考虑螺纹应力集中的影响。 8.6.8680N/mm2（）9.0（）10.（）11. 12.180120（）13.（）14.（）15.二、单项选择（） A压根强度高，自锁性能 B传动效率C防振性能 D自锁性能螺纹的牙型角为，螺纹中的摩擦角为，当量摩擦角为v，螺纹升角伟为，则螺纹的自锁条件为 A

B

C

D A三角形细牙螺 B梯形螺C锯齿形螺 D多线的三角形粗牙螺 A纯扭 B简单拉 C弯扭组 D拉扭组 A必受剪切力作 B必受拉力作C同时受到剪切和拉 D即可能受剪切，也可能受挤压作 A增大螺栓刚度，减小被联接件刚 B减小螺栓刚度，增大被联接件刚C增大螺栓刚度，增大被联接件刚 D减小螺栓刚度，减小被联接件刚 ）倍A B C D A提高强 B提高刚 C防 D减小每圈螺纹牙上的受 A受力均 B便于装 C外形美 D降低成预紧力为Qp的单个紧螺栓联接，受到轴向工作载荷F作用后，螺栓受到的总拉力Q ）QpFA大 B等 C小 D大于或等若要提高受轴向变载荷作用的紧螺栓的疲劳强度，可采用 A在被联接件间加橡胶垫 B增大螺栓长C采用精制螺 D加防松装 A避免螺栓受附加弯曲应力作 B便于安C为安装防松装 D为避免螺栓受拉力过有一单个紧螺栓联接，要求被联接件接合面不分离。已知螺栓与被联接件的刚度相同，螺栓的预紧力为Qp，当对联接施加轴向载荷，使螺栓的轴向工作载荷F与预紧力Qp相等时，则（ A被联接件发生分离，联接失 B被联接件即将发生分离，联接不可C联接可靠，但不能在继续加 D联接可靠，只要螺栓强度够，可继续加普通平键的剖面尺寸bh通常根据 ）从标准中选取A传递的转 B传递的功 C轮毂的长 D轴的直 A键受剪切破 B键侧面受挤压破 C剪切和挤压同时产生D磨损和键被剪 A相隔 B相隔 C相隔 D在轴的同一目线平键B20×80GB1096-79中，20×80表示 A键宽×轴 B键高×轴 C键宽×键 D键宽×键 A结构简 B工作可 C能传递很大的转矩和轴向 D装配很方 A圆柱销 B圆锥销 C带有外螺纹的圆锥销D开尾圆锥销 应力 应力 四、 五、图示钢板用四个普通螺栓联接，螺栓许用拉应力为160N/mm2，允许传递的横向载R21000Nf0.2Kf1.2，试求螺栓的最小直D600mmFt400N压板和锯片间的摩擦系数f0.12D1150mmK

1.290N/mm2，试确定轴端螺纹小径R2RR2题1 题2有一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓联接（如图所示），已知气缸中的压力在0~2MPa之间变化，气缸内径D500mm24个普通螺栓联接。为保证气密性要求，剩余预紧力Qp1.8F（F为螺栓的轴向工作载度

CL

0.8 在图示的夹紧联接中，柄部承受载荷Q2000Nd60mmL200mm，螺栓中心到轴径中心距离l50mmf0.15Kf1.2，螺栓材料的许用拉伸应力100N/mm2。试确定联接螺栓的最小直径题3 题4某普通螺栓联接中，螺栓所受预紧力为QF，剩余预紧力为Q/，螺栓总拉力为Qp度为CL，被联接件刚度为CFF

FLpF和Q/p若Qp800NF800N，当CLCF时Q当CLCF时Q Ra、La60mmL300mm。试分别计算d40mml70mmp10kWn970r/minA型普通平键，并按一定六、（被联接件材料已知，联接件均为标准件 （a）普通螺栓联 （b）螺钉联 （c）双头螺柱联 （d）紧定螺钉联参考答一、判断题（T，错误1.F2.T3.T4.F5.F6.T7.F8.F9.T10.T11.F12.T13.F14.T15.二、单项选择2.C3.A4.D5.D6.B7.C8.C9.B10.C11.B12.A13.D14.D15.B16.A17.CD19.三、拉伸较弱零件的工作面被压溃磨损挤压耐磨性 如铆接、焊接、粘接。有如过盈配合联接可以做成可拆联接和不可拆联接。QpfzmKfQKfR1.221000 0.241DDQp

fzmKfFtQK

D1.2400600 0.1212（2）4441.3

4

p 4FFZ

3.927

计算螺栓的总拉力pF1.8FF4441.3GB196—81M30（M30a

CLCF

1d1

0.8aa20MPaKNfN。取毂上一部分为分离体，对K点取矩，则有 d Qpl2N2，即QpN2l d2fN2KfQLNd

Kf，dQpN2ldd

Kf（2）4441.3 pF和Q/p当CLCF时 pp

p

CFL当CLCF时

CFLFFF11F

F131FLF12

FL200F 2 3Fmax3F2F3FFFF21F受转矩FL作用，

F131200F2F250 F F2F

d40mm，查表得键的截面尺寸b12mmh8mm；由轮毂长度l70mm，查标L63mm。轮毂为铸铁，有轻微冲击，查表得到许用挤压应力p转矩T9550n

9550

98454N键的长度lLLb6312键的挤压应力

4T

498454408

24.13MPa

，故安全p查表得t5mmp

，t1

，所以，轴槽深dt405

，毂槽深dt1403.343.3mm12×63GB/T1096-1990图（a）间无间隙，而普通螺栓联接应为贯穿螺栓；③被联接件表面未加工，应做出沉头座孔；④弹簧垫圈的尺寸和开口方向不对；⑤螺栓长度不标准，应取标准长l0mm30mm（图（b）图（c）M12120°，而且应该从螺纹孔小径处画锥孔角；③与弹簧垫圈接触的被3.5mm3.1mm（GB93-1987）图（d）紧定螺钉结构的主要错误有：①轮毂上未制出M6的螺纹孔；②轴没有作局部剖视，未设与一、判断题（T，错误1. 2.V 3. 4. 5. 6.在带的线速度一定时，增加带的长度可以提高带的疲劳 7. 8. 9. 10. 11. 二、单项选择1.普通V带传动是依靠 ）来传递运动和动力的A带与带轮接触面之间的正压 B带与带轮接触面之间的摩擦C带的紧边拉 D带的松边拉 A减轻带的弹性滑 B提高带C改变带的运动方 D使带具有一定的初拉在其它条件相同的情况下，普通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 B带的质量轻，离心力C带与带轮槽之间的摩擦是楔面摩 D带无接 ）决定A小带轮直 B大带轮直 C两带轮直径之 D两带轮直径之设计V带传动时，为了防止 A带内的弯曲应力过 B小带轮上的包角过C带的离心力过 D带的长度过 A进入大带轮 B紧边进入小带轮C离开大带轮 D离开小带轮 A带与带轮之间的摩擦系数较 B带绕过带轮产生了离心C带的弹性与紧边和松边存在拉力 D带传递的中心距 A链传动只用来传递较小的功 B链速较高，在传递相同功率时，圆周力C链传动是啮合传动，无需大的张紧 D链的质量大，离心力 A增大链节距和链轮齿 B减小链节距和链轮齿C增大链节距，减小链轮齿 D减小链节距，增大链轮齿 A奇 B偶 C5的倍 D10的倍链传动张紧的目的是 ABCD A小链轮的转速 B传递的功率 C传递的圆周力 D传动比 ，主、从动轮的转速比不能保持准确带传动的有效圆周力为 之差，数值上应与带和带轮接触面上各点摩擦力的总 链条长度 表示，链传动设计链节数应 数，当选奇数时，必须采用过渡链节联接，但此会产

传动比为常数 传动比不为常数在V5m/s~25m/s什么是VV 简要叙述在带拉力允许范围内怎样提高带的传动能力？用图示意V带在工作中应力沿带长是如何分布的？并p参考答一、判断题（T，错误1.F2.F3.T4.T5.F6.T7.T8.F9.T10.F11.二、单项选择2.D3.C4.D5.A6.B7.C8.C9.D10.B11.C12.三、紧边与松边的拉力打滑拉应力离心应力弯曲应力链节数偶平均瞬时在V带传动中，带的速度太高则离心力大，减小了带与带轮间的压力，容易打滑；带的速度太低，要求传递的圆周力增大，使带的根数过多，所以，对于V5m/s~25m/s。 的存在，使得主动轮的圆周速度总是大于从动轮的圆周速度，带传动的传动比确。弹性滑动是带传动的固有pp过大，运动不均匀性和冲击越严重。设计链传动时，在满足传递功率的一、判断题（T，错误1.（）2.（）3.（）4.（）5.（）6.（）7.一对渐开线齿轮传动，当其他条件不变时，仅将齿轮传动所受载荷增为原载荷的4倍，其齿间接触应力亦将增为原应力的4倍。 二、单项选择 A齿面胶 B齿面疲劳点 C齿面磨损或轮齿疲劳折断D轮齿塑性变一对标准直齿圆柱齿轮，若z118，z272，则这对齿轮的弯曲应力 AF1F

BF1F

CF1F

DF1F对于齿面硬度350HBS的闭式钢制齿轮传动，其主要失效形式为 A轮齿疲劳折 B齿面磨 C齿面疲劳点 D齿面胶一齿轮传动，小齿轮1选用45号钢调质；大齿轮选用45号钢正火，它们的齿面接触应力 AH1H

BH1H

CH1H

DH1H A提高齿面的接触强 B提高轮齿的弯曲强C弯曲与接触强度均可提 D弯曲与接触强度均不 ）的方法A采用闭式传 B增大传动中心 C减少齿 D增大模轮齿弯曲强度计算中的齿形系数YFa与 ）无关A齿 B变为系 C模 D斜齿轮螺旋 A为使传动平 B为了提高传动效C为了提高齿面接触强 D为了便于安装，保证接触线 A靠近齿顶 B靠近齿根 C靠近节线的齿顶部分D靠近节线的齿根部以下 ）种做法不能提高齿轮传动的齿面接触承载能力Ad不变而增大模数B改善材 C增大齿 D增大齿数以增大齿轮传动中引起附加动载荷、产生振动、冲击的主要原因是 A齿形误 B周节误 C基节误 D中心距误设计齿轮传动时，若保持传动比i和齿数和zz1z2不变，而增大模数m，则齿轮的 A弯曲强度和接触强度均提 B弯曲强度不变，接触强度提C弯曲强度和接触强度均不变 D弯曲强度提高，接触强度不变在齿轮传动中，齿面疲劳点蚀是由于 反复作用引起的，点蚀通常首先出现 在直齿圆柱齿轮强度计算中，当齿面接触强度已足够，而齿根弯曲强度不足时，可采用下列措施① 一对外啮合斜齿圆柱齿轮的正确啮合条件是① ；② ； K为什么设计齿轮时，所选齿宽系数d，既不能太大，又不能太小 200~240HBS的齿轮工作表面出现小的凹坑。试问：①这是五、分析计算如图所示的斜齿圆柱齿轮传动，已知传递的功率P114kWn1980rminz133z2165m2mm80634，主动轮转向如图（忽略摩擦力。P19kWn1970rminz120，z260，m4mm，齿宽b38mm，从动大轮转向如图（忽略摩擦力。21211212 题1 题2图示为两级圆柱齿轮器，已知齿轮1（主动齿轮）的螺旋线方向和III轴的转向2、31ⅠⅡ231ⅠⅡ23Ⅲ4欲使II3轮、4画出中间轴II2Ⅰ412Ⅰ413 图示二级斜齿圆柱齿轮器已知齿轮1轮齿旋向和齿轮4的转动方向如图齿轮2的参数为法面模数mn=3mm，齿数z2=57β2=14º3mn=5mmz3=213轮齿合理旋向和螺旋角。11324P113kWn1200rminmn4mmz160，螺旋角分别为9与18z120z260m3mm，d1n1950rmin若主、从动齿轮的H1700MPa，H2650MPaK1.6ZH2.5

189.8MPa

0.9（2KT12KT1bd21

ZE

参考答一、判断题（T，错误1.T2.T3.F4.F5.T6.T7.二、单项选择2.A3.C4.C5.B6.B7.C8.D9.D10.A11.C12.三、交变接触应力分度圆直径齿宽齿轮材料的种类中心距不变，增大模数，减小齿数增大压力角mn1mn

n1n

1四、①轮齿折断②齿面点蚀③齿面胶合④齿面磨损⑤齿体塑性变形 KKβαA考虑齿轮啮合的外部因素引起的动力过载的影响，与原和工作机的特性及联轴器的缓冲性能有关；动载系数v考虑齿轮本身的啮合振动产生的附加动载荷的影响齿向载荷分布系数β考虑载荷沿齿宽方向分布不均α四考虑同时啮合的齿对之间载荷不均匀的影响。当载荷一定时，d选大值，可分度圆直径（或中心距）减小，降低齿轮的圆周速度，而且能在一定的程度上选的太大；若d过小，则分度圆直径（或中心距）增大，增加了整个传动装置的重量，故d又不能选的太小 计算齿根弯曲应力时，可把轮齿视为悬臂梁，其截面可用30°切确定。这种方法是在端面内作与轮齿对称中线成30°夹角并与齿根过渡曲线相切的两条直线，连接两切点并平行于齿轮轴线的截面就是截面。 五、分析计算 转矩T1

2136428.57

Ft1 d1d

mn

2

4092.86NFt

4092.86tan20589.05N

Fa1Ft1tan4092.86tan8.109583.16NFa

Fr2

1Fr 转矩

9.55

88608.25N d1mz1420 12d2d12d2d122

802

38

60

0.9487，则

23212321

dFdF

210.50.3 2606.13N

Fr1Ft1tancos12606.13tan20cos18.4319899.89NFa2Fa1Ft1tansin12606.13tan20sin18.4319299.93NFr21F11ⅠⅡ23Ⅲ42Ⅰ413ⅡⅢFFtan2Ttan

sin2Tsin

m m

Fa2Fa3mn2

2Tsinmn3mn3

5 3arcsinmzsin2arcsin357sin14

n2 1T9.551061

9.55106

620750N9F

2620750

2620750cos9dd1

mn

4Fa1Ft1tan5109tan9809NFa18F

2T1cos

2620750cos18dd1

mn

4Fa1Ft1tan4920tan181599N dz2 3，dmz32060mm，b d

1.060 2

bd21T1

H ZH

ZEZ

2K 60602 2.5189.8

21.63 117.3103NP

117.3103

一、判断题（T，错误1.90°（）2.（） 越大 ）不能作为蜗杆传动的优点A传动平稳，噪声 B传动比可以较 C可产生自 D传动效率 A降 B提 C不 D增大也可能减 A保证蜗杆有足够的刚 B减少加工时蜗轮滚刀的数C提高蜗杆传动的效 D减小蜗杆的直 ）确定蜗杆传动比的公式是错误的Ai1

iz2

id2

in1 A增加蜗杆头数 B增加直径系数 C增大模数 D减小直径系数 ，自锁性 有一普通圆柱蜗杆传动，已知蜗杆头数z12，蜗杆直径系数q8，蜗轮齿数z237，模数m8mm，则蜗杆分度圆直径 mm，蜗轮的分度圆直径 mm，传动中心距 ，蜗轮分度圆上的螺旋 已知一带 机用阿基米德蜗杆传动，传递的功率均P18.8kW，转速n1960r/min，动比i18z12q8，蜗杆导程角14210m10mm，当蜗杆主动时的传动效率0.88，蜗杆右旋，转动方向如图所示。（2） 1、3均为右旋，轴Ⅰ为输入轴，其回转方向如图所示。23 图示为斜齿圆柱齿轮-1的螺旋线方向和Ⅰ轴的转向。234旋向（使Ⅱ轴上轴承所受轴向力最小2311Ⅰ324 3、423 Ⅰ 图示传动系统中，1、5为蜗杆，2、6为蜗轮，3、4为斜齿圆柱齿轮，7、8为直齿锥齿轮。已知18的回转方向如图所示。参考答一、判断题（T，错误1.T2.F3.F4.T5.二、单项选择2.B3.B4.C5.三、低 d1mq

d2mz2

a

i arctan

凑配传动比四、 mx1和轴向压力角x1分别与蜗轮mt1和断面压力角t1相等，蜗杆分度圆导程角，且螺旋线方向即为mx1mt2m，x1t2， 蜗杆传动效率较低，工作是发热量大，如果产生的热量不散逸，则随着油温的升高将使润 五、分析计算1T9.551061

9.55T29.55

06P1d1mq108d2mz2mz1i10218

Fa

2875422189NFr1Fr2Ft2tan7700 77 11Ⅰ3244343ⅠⅢⅡ21一、判断题（T，错误1.（）2.（）3.二、单项选择（）1.根据轴的承载情况 ）的轴称为转轴A既承受弯矩又承受转 B只承受弯矩又承受转C不承受弯矩只承受转 D承受较大的轴向载2.按弯曲扭转合成计算轴的应力时，要引入系数，这个是考虑 A轴上键槽削弱轴的强 B合成正应力与切应力时的折算系C正应力与切应力的循环特性不同的系数 D正应力与切应力方向不同45图示为器输出轴，齿轮用油润滑，轴承用脂润滑。其中的结构错误，并说明原因（1） A.齿 B.左轴 C.右轴 D.半联轴 A型普通平键固定，轴向上，齿轮左端采用轴参考答一、判断题（T，错误1.F2.F3.二、单项选择2.三、转轴：既传递转矩又承受弯矩的轴；心轴：只承受弯矩而不传递转矩的轴。 45号钢来提高轴的刚度的方法是无效的，原因为：在一般温度下，合金钢的弹12345678 A.齿 B.左轴 C.右轴 D.半联轴223415轴承无法装入，轴上零件的定位不能两端都用轴肩（或轴环轴段应缩短，以保证可靠定位（此处的轴套最好设计成阶梯形的键过长，不但安装，而且会削弱轴的强应加调整垫片（5）处相同应加螺钉固定（可以用中心线简化表示正确结果如图（b）一、判断题（T，错误 滚动轴 计算公式 指数对球轴承为13 滚动轴承计算针对疲劳点蚀，静强度计算针对塑性变形进行 7.（）二、单项选择1.按额定动载荷通过计算选用的滚动轴承，在预定使用期限内，其工作可靠度为A B C D2.角接触球轴承承受轴向载荷的能力随着接触角的增大而 A增 B减 C不 D增大或减少随轴承型号而 A增大支撑刚 B提高旋转精C减小振动和噪 D降低摩擦阻 ）必须成对使用A深沟球轴 B圆锥滚子轴 C推力球轴 D圆柱滚子轴三、 四、五、分析计算 某轴承的预期为LhP，基本额定动载荷CP增大到2P，其有何变化？若当量动载荷不变，而转速由n增大到2n（不超过极限转速），寿图示为二级圆柱齿 器的低速轴，已知齿轮上的圆周力

1000N

4000Nn1400rmin6308（深沟球轴承），基本额定动载荷C31200N100ºC。试求这对轴承的（单位为小时l7307ACR14000NR24250NFA560Nn960rmin120fd

C34200Ne0.68S0.68RAReX1.0Y0ARe时X0.41Y0.87。试求该轴承

L10h30208FA600NR15200NR23800Nn960rminfd

1.3120℃。轴承的数据为C59800Ne0.37Y1.6SR2YARe时X1.0Y0ARe时X0.4Y1.6（2）若轴承的预期为25000h，问该轴承是否满足要求，若不满足要求可采用那些措施提高轴承的锥齿轮器主动轴由一对30206E型圆锥