机械设计复习题及答案

精选文档精选文档第三章强度.①零件的应力变化规律（工作应力增长规律）通常分为几种您并对每种举出一个实例。③工程设计中难以确定应力变化规律时，可采用何种类型？①分为简单加载（r二常数，或a/m二常数），复杂加载（m=常数及m『常数）②尸常数：转轴弯曲应力；m=常数：车辆减振弹簧min=常数：气缸盖螺栓③难以判定类型时，一般按尸常数处理。.在图示某零件的许用极限应力图中，A'E'S为疲劳极FM曲线，M为零件的工作应力点，下列三种情况下的极限应力点分别为：a）应力循环特性r=常数时― M3—6.)\、、,b）平均应力 m=常数时 ―M1―,\、、,c）最小应力讪=常数时 M,___2点。

.如图所示，试分析图中A、B、C三点是否能安全工作或者发生何种破坏（按简单加载情况，即尸mi/max=常数）° SA点：安全；B点：疲劳破坏；C点：塑性变形；（对应于B、C点的疲劳应力为B'、C';B、C分别位于疲劳安全区和塑性安全区外；A点位于安全区内）.试在下列极限应力图上分别标出三种不同加载情况下的疲劳安全区及塑性安全区。

a) U c).已知塑性材料的极限应力图如下：试在图上标出：1）对称循环疲劳极限1;2）屈服极限S;3）脉动循环疲劳极限 0;4）arctan

arctau^1u计算题1某受稳定弯曲变应力作用的轴类零件，最大工作应力max400MPa,最小工作应力 min100MPa。已知材料的对称循环疲劳极限 i450MPa,脉动循环疲劳极限 0700MPa,屈服极限s800MPa。1）试绘出材料的按折线简化的极限应力图;2）在简化极限应力图上标明工作应力点M;3）说明该零件可能的失效形式（简单加载）。解：1）折线ABES;

2〕工作应力点M；m400amaxamin100150MPa250MPaM(150,250)3）3）M点位于疲劳安全区，可能的失效形式为疲劳破坏。2.某零件受稳定交变弯曲应力作用，最大工作应力 max180MPa，最小工作应力min150MPa，屈服极限 S240MPa，对称循环疲劳极限 1180MPa，脉动循环疲劳极限 0240MPa，略去危险截面处应力集中系数等影响，试求：（1）作极限应力图；（ 2）材料特性系数（等效系数） 值；（3）安全系数S®解： 1）.作极限应力图 ,见图:

I闻毗I闻毗四=240标明工作点M;rmin/max150/1800.833（r二常数）

iaxmaxmin2165MPa,maxminmaxmin2165MPa,maxmin215MPa.:由图可知:02 21 0 2180240tan 0.5tan0 0 2402材料特性系数：表示材料对循环不对称性的敏感程度，材料强度越高，其值越大。3）.S:延长0M得M（极限应力点），由直线SM方程：xys240;直线0M方程：y151/11,联解:x=220,y=20x16520220 20d窃所以S -1.3315165 150M MG20doo由作图法：（r=常数）S -1.330M MH 15

3.一个由40C制成的零件，其力学性能如下：屈服极限s550MPa,对称循环疲劳极限 i320MPa,脉动循环疲劳极限0540MPa,已知最大工作应力 max185MPa,最小工作应力min75MPa，尸常数，综合影响系数K2,试绘制该零件的许用极限应力图(折线图)，并用作图法计算它的安全系数，指出该零件可能发生的破坏形式。解：(1)许用极限应力图320A(0,"K)：A(0,^-160)B(°/2,°B(°/2,°/2K)：B(540270,135)许用疲劳极限曲线为ABES折线。(2)计算安全系数S一―一18575简单加载情况：mmax2min ―2-55MPaa(maxmin)/2 (18575)/2 130MPa图解法：工作应力点M(55,130)；S0M/0M 152.5/1301.173(按比例量)计算法:23205405400.185320计算法:23205405400185551.18(3)可能发生的破坏形式：疲劳断裂第五章螺纹连接一、判断01.一个双线螺纹副螺距为4mm,则螺杆相对螺母转过一圈时，它们沿TOC\o"1-5"\h\z轴向相对移动的距离应为4mm。 (F)02.三角形螺纹由于当量摩擦系数大，强度高，所以是常用的连接螺纹。(T)03.设计外载荷是轴向变载荷的紧螺栓连接，除考虑螺栓的静强度外，还必须验算其疲劳强度。 (T)04.普通螺栓连接的强度计算，主要是计算螺栓的剪切强度。(F)05.对受轴向变载荷的普通螺栓连接适当增加预紧力可以提高螺栓的抗疲劳强度。 (T)06.受横向载荷的螺栓组连接中的螺栓必须采用有钱制孔的精配合螺07.受轴向载荷的紧螺栓连接的螺栓所受的总拉力是预紧力与工作拉TOC\o"1-5"\h\z力之和。 (F)08.在受轴向变载荷的紧螺栓连接中，使用柔性螺栓，其主要作用是降低螺栓的应力幅。 (T)09.受翻转(倾覆)力矩作用的螺栓组连接中，螺栓的位置应尽量远离接合面的几何形心。 (F)在受轴向变载荷的紧螺栓连接结构中，在两个被连接件之间加入橡胶垫片，可以提高螺栓疲劳强度。 (F)二、选择.常见的连接螺纹是 C 。A.左旋单线 B右旋双线 C.右旋单线 D.左旋双线相同公称尺寸的三角形细牙螺纹和粗牙螺纹相比，因细牙螺纹的螺距小，小径大，故细牙螺纹的 ___B 。A.自锁性好，钉杆受拉强度低B.自锁性好，钉杆受拉强度高C.自锁性差，钉杆受拉强度高D.自锁性差，钉杆受拉强度低(强度——指螺纹杆的承载能力。)用作调节或阻塞的螺纹，应采用 __D___。A.三角形粗牙螺纹 B.矩形螺纹 C.锯齿形螺纹 D.三角形细牙螺纹标注螺纹时 ___A___。A.右旋螺纹不必注明 B.左旋螺纹不必注明C.左、右旋螺纹都必须注明 D.左、右旋螺纹都不必注明连接用的螺母、垫圈的尺寸（型号）是根据螺栓的__C_选用的。A.中径d2B.小径di C.大径dD.钉杆直径管螺纹的公称直径是指―D—。A.螺纹的外径 B.螺纹的内径 C.螺纹的中径D.管子的内径三、填空.普通螺栓的公称直径为螺纹大径。.用于薄壁零件连接的螺纹，应采用 三角形细牙螺纹。.受单向轴向力的螺旋传动宜采用 矩形齿 螺纹。.普通三角形螺纹的牙型角为60 度。.常用连接螺纹的旋向为 右 旋。.图示板A用4个较制孔用螺栓固定在板B上，受力为F,则4个螺栓中受力最大为3试改正下图中的错误结构（另画出一正确结构图即可）四、简答.常用螺纹的主要类型有哪些？其主要用途是什么？常用螺纹的主要类型有普通螺纹、管螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹。前两种主要用于连接，后三种主要用于传动。.与粗牙螺纹相比，细牙螺纹有什么特点？公称直径相同时，细牙螺纹的螺距小，因而细牙螺纹小径较大，升角和导程较小，细牙螺纹强度较高，自锁性较好，多应用于薄壁零件，或受变载、冲击及振动的连接中。.管螺纹的公称直径是指什么直径？为什么管子上的螺纹通常采用细牙螺纹或圆锥螺纹？管螺纹的公称直径指管子的通径（内径）。管螺纹采用细牙螺纹主要是考虑薄壁。管螺纹采用圆锥螺纹主要是保证紧密性，无需填料,密封简单。.按螺纹的旋向不同，螺纹分为哪几种？如何判别螺旋的旋向？要求各画一简图。按螺纹的旋向不同，螺纹分为右螺纹和左螺纹。使外螺纹轴线铅垂，观察其螺纹方向，向右向上者为右螺纹，向左向上者为左螺纹。简图如下。.螺纹连接主要有哪几种类型？试简述其特点及适用场合。（不要求画图。）.）螺栓连接螺栓穿过被连接件的钉孔再用螺母锁紧。无需在被连接件上切制螺纹，构造简单，装拆方便，适用于被连接件不是很厚可制通孔的场合。.）螺钉连接不用螺母而将螺钉穿过被连接件之一的通孔，再旋入另一被连接件的螺纹孔中。它用于被连接件之一较厚不宜穿通的场合，但这种连接不宜用于经常装拆的地方，以免损坏被连接件的螺纹孔。.）双头螺柱连接双头螺柱座端穿过被连接件之一的通孔并旋入和紧定在被连接件之一的螺纹孔中，另一端用螺母拧紧。用于受结构限制、不能用贯穿螺栓而又常需装拆的场合。.）紧定螺钉连接将螺钉旋入被连接件之一的螺纹孔中，其末端顶住另一被连接件的表面或顶入相应的坑中以固定两个零件的相互位置，并可传递不大的力或转矩。五、计算题01.图示某机构上的拉杆端部采用普通螺纹连接。已知拉杆所受最大载荷F=16kN,载荷很少变动。螺钉和拉杆材料为Q23琏冈，屈服极限S240MPa,试确定拉杆螺纹的最小直径（安全系数可取SS1.6）。许用拉应力7240/1.6150MPaSS

松连接，拉杆螺纹小径di（或dc产户.F1600011654mm, 15002.图示轴承盖用4个螺钉固定于铸铁箱体上，已知作用于轴承盖上的力FQ=10.4kN,螺钉材料为Q235钢，屈服极限s240MPa,取剩余预紧力F为工作拉力的0.4®,不控制预紧力，取安全系数Ss 4,求螺栓所需最小直径。许用拉应力SS400许用拉应力SS100MPa

44个螺钉，z=4,每个螺钉白^工作载荷F=FQ/z=10400/4=2600N剩余预紧力F=0.4F=0.42600=1040N故得螺钉中总拉力F。FF260010403640N按强度条件，螺栓小径41.3F0 41.33640d1（或CL）, 寸 60——10.021mm。

03.图示吊钩起重量W=20kN,吊钩材料为Q235,S400MPa,^S起重用，取安全系数SS5,试求吊钩螺纹部分所需最小直径。许用拉力应340080MPaSS 5螺栓受拉力F=W=20kN按强度条件，螺栓小径di（或dc）3户J噌17.841mm। 8004:板A用5个普通螺钉固定在机座B上，已知板与机座间摩擦系数=0.15,防滑系数（可靠性系数）Kf=1.2,螺钉许用应力60MPa,试指出哪个螺钉是危险螺钉？并按强度计算该螺钉联接中螺钉所需的小径（或计算直径）尺寸。Fq=2kN1)将力向形心简化：Fq=2000N;M=Fq900=2000900=18105Nmm2)Fq使每一个螺钉产生作用力Fr1Fq/52000/5400NM使每个螺钉产生作用力FR2 M/4r18105/(4150)3000N方向如图(中间螺钉Fr2 0)。3)第2个螺钉受力最大，为危险螺钉，设其受力为FrFrFR1FR240030003400No4)F0>KfFR,0.15F01.23400,F027200N1.3F04/d12< ,41.327200/d；W60,d1 27.39mm。式中：F0式中：F0预紧力；di螺纹小径（亦可用计算直径dc计算）Uq第八章带传动一、填空.V带（三角带）传动因为有—弹性，t动―的影响，其传动比不恒定。.带传动的主要失效形式为_打滑和_疲劳破坏—。.V带（三角带）的截面尺寸越大，则带轮的最小直径应越—大_.限制小带轮的最小直径是为了保证带中 穹曲应力—不致过大。.当采用张紧轮装置将带张紧时，为了带只受单向弯曲，张紧轮一般放在松边内侧，同时张紧轮应尽量靠近 大轮，以免过分地影响带在小带轮上的包角。若主要考虑增大包角，则张紧轮应放在靠近小轮处的松边外侧。.为了使V带（三角带）与带轮轮梢更好地接触，轮梢角应—小—于V带截面的楔角，随带轮直径减小，角度的差值越大。.举出三种带轮材料—铸铁，铸钢，铸铝，塑料。.带传动工作时，带上应力由—拉应力、_离心应力—、___弯曲应力三部分组成。二、判断1.为了避免打滑，可将带轮上与带接触的表面加工得粗糙些以增大摩擦。（F）TOC\o"1-5"\h\z2通常V带（三角带）传动的中心距都做成不可调的。 （F）V带（三角带）传动的效率比平带传动的效率高，所以V带（三角带）应用更为广泛。 （F）V带（三角带）传动的平均传动比是准确的。 （F）与齿轮传动相比，V带（三角带）传动具有过载保护的优点。（T）三、简答1.带传动的设计准则是什么?带传动的设计准则是：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。2．带传动的打滑经常在什么情况下发生？打滑多发生在大带轮上还是小带轮上？当工作载荷超过一定限度时发生打滑。由于小带轮包角总是小于大带轮包角，故打滑通常发生在小带轮上。3．带传动为什么要限制其最小中心距和最大传动比？1）中心距愈小，带长愈短。在一定速度下，单位时间内带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳破坏；如在传动比一定的条件下，中心距越小，小带轮包角也越小，传动能力下降，所以要限制最小中心距。2）传动比较大且中心距小时，将导致小带轮包角过小，传动能力下降，故要限制最大传动比。4．带传动的弹性滑动与打滑的主要区别是什么？带传动的弹性滑动与打滑的主要区别：1）弹性滑动是由于带传动在工作时，带受到拉力后要产生弹性变形，但因紧边和松边的拉力不同，带两边弹性变形也不同,故带与带轮轮缘之间发生相对滑动；而打滑是由于工作载荷过大，使带传动传递的有效圆周力超过了最大（临界）值而引起的。

2）弹性滑动只发生在带由主、从动轮上离开以前那一部分接触弧上，而打滑发生在相对于全部包角的接触弧上，即前者静弧 0,后者静弧=0。3）弹性滑动是带传动正常工作时固有特性，避免不了的，而打滑则使传动失效，应该避免。四、计算题:.已知V带（三角带）传递的实际功率P=7kW,带速v=10m/s,紧边拉力是松边拉力的2倍，试求有效圆周力Fe和紧、松边拉力F1、F2的值。1）带的有效圆周力Fe1000P10007Fe1000P1000710700N2）带的松边拉力F1F2Fe由题意有：F12F2F1F1联解匚F1F2Fe700N2F2F2 700N3）带的紧边拉力F12F2 2700 1400N

.单根V带（三角带）传动的初拉力F0=354N,主动带轮的基准直径dd1=160mm,主动轮转速n1=1500r/min,主动带轮上的包角150,带与带轮之间的摩擦系数f=0.485。求:V带（三角带）紧边、松边的拉力F1、F2;V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力Fe及最大功率P1）带速2）联解ddmi601000 12.566m/s601000F1F22）联解ddmi601000 12.566m/s601000F1F22F02354708NF1/F2ef1501802.618ef 2.7180.4852.618 2.7181.2697 3.559F1F2 708F1F2 3559F2 155286F1552.7133）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力FeFe2Fo3.55912354— 397.427N3.55914）V带（三角带）传动能传递的最大功率PFev/1000(397.42712.566)/10004.994kW一普通V带（三角带）传动，采用A型带，两个带轮的基准直径分别为125mnfn250mnr）初定中心距o^SOmnn据此，初步求得带长Ld0=1498mm试：1）按标准选定带的基准长度Ld;2）确定实际中心距。附：A型带的基准长度系列（部分值）Ld/mm：900,1000,1120,1250,1400,1600,1800,2000,…解：1）选定V带（三角带）的基准长度Ld=1600mm2）实际中心距aa。45016001498501mmTOC\o"1-5"\h\z0 2 2若选Ld 1400mm,贝U\o"CurrentDocument"14001498

a450 401mm2第九章链01.与带传动相比，链传动对轴的压轴力比较小。 （T）02.推荐链轮最大齿数zmax<120o此限制是为了保证链速的均匀性。（F）03.链条的节数宜采用偶数。 （T）i在TOC\o"1-5"\h\z04.链传动的平均传动比i或。 （F）05.滚子链可实现比较平稳和无噪声工作传动。 （F）06.滚子链传动中，滚子的作用是减轻轮齿的磨损 （T）07.链传动运动的不均匀性是造成瞬时传动比不恒定的原因。（T）08打滑是链传动的一种失效形式 （F）09.链传动中两轮轴线的相对位置应 A。A.平行 B.相交成一定的角度C.相交成直角 D.成任意角交错10.链传动的特点是DA.瞬时传动比和平均传动比都是常数B.瞬时传动比和平均传动比都不是常数C.瞬时传动比是常数而平均传动比不是常数D.瞬时传动比不是常数而平均传动比是常数例设计如图8-18所示的带式运输机传动方案I中的滚子链传动，已知小链轮转速n1=173.8r/min,传动比i=2.5,传递功率P=10.04kW两班制工作，中心距可调节，工作中有中等冲击。图8-18带式运输机传动方案I解：.选定链轮齿数乙、z2初步假设链速0.6m/s<v<3m/s,由表8-8查得小链轮齿数乙n17,取乙=23,z2nz1=2.5X23=57.5,取Z2=58（<120合适）。.根据实用功率曲线，选链条型号（1）初定中心距a=40p,链节数Lp为2即句+盯pj町一4丫p2劭I2霭J_2x40^23+58 （58-23^=1213取Lp=122节。由于中心距可调，可不算实际中心距。估计，链条链板可能产生疲劳破坏。由表8-6查得Kz=1.23,由表8-7查得Kp=1.0（初取单排链），由图8-16查得Kl=1.07,由表8-5查得KA=1.3O该链条在实验条件下所需传递的功率

///守心1004x13=9.92kW1.23x1.07x1由图8-14,按P0=9.92kW,Q=173.8r/min,选取链条型号为20A,p=31.75mm,且P。与Q交点在曲线顶点左侧，确系链板疲劳破坏，估计正确。.校核链速60x100023x1738x31.75-60x100023x1738x31.75-60x1000~~=2.12m/s与原假设v=0.6~3m/s范围符合.计算链长和中心距122x3175

■^/1030= =3.S74m链长L=Lp 1口口口中心距中心距=1281.59-1282trini中心距调整量da2p=2x31.75=63.5mm> 工.计算作用在轴上的压轴力工作拉力 厂工门计算作用在轴上的压轴力^1.25F=125x448430=5605.38N计算结果：链条型号20A-1X122GB1243.1-83.链轮结构设计从略第十章齿轮传动一、判断TOC\o"1-5"\h\z1在渐开线圆柱齿轮传动中，相啮合的大小齿轮在相互接触点的齿面接触应力是相等的。 （T）2设计软齿面圆柱齿轮传动时，应取小齿轮的齿面硬度与大齿轮的齿面硬度相同。 （F）3.一对啮合的直齿圆柱齿轮乙=18,Z2=44,小轮齿面的接触应力比较大。 （F）4齿轮传动的瞬时传动比随外载荷的变化而变化。 （F）5设计圆柱齿轮传动时，应取小齿轮的齿宽小于或等于大齿轮的齿宽。（F）.开式齿轮传动，齿面点蚀是其主要的一种失效形式。 （F）.开式齿轮传动，齿轮的主要失效形式是磨损。 （T）.与带传动、链传动相比，齿轮传动的效率最高。 （T）.在一对标准圆柱齿轮传动中，由于模数相同，所以两轮轮齿的弯曲强度也相同。 （F）.设计齿轮传动时，同一齿数的直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮和锥TOC\o"1-5"\h\z齿轮的齿形系数YFa值是相同的。 （F）.一对直齿圆柱齿轮传动，在齿顶到齿根各点接触时，齿面的法向力Fn是相同的。 （T）.在闭式齿轮传动中，一对软齿面齿轮的齿数一般应互为质数。（T）.影响一对齿轮齿面接触强度的主要尺寸是中心距和齿宽。 （T）.在齿根弯曲疲劳强度计算中，只考虑作用于齿根危险截面上的弯曲应力，其他应力忽略不计。（T）.对于软齿面闭式齿轮传动，若弯曲强度校核不足，则较好的解决办法是保持d1（或a）和b不变，减少齿数，增大模数。 （T）二、选择.对齿面硬度W350HBs勺一对齿轮传动，选取齿面硬度时应使―C_。A.小齿轮齿面硬度<大齿轮齿面硬度 B.小齿轮齿面硬度=大齿轮齿面硬度C.小齿轮齿面硬度>大齿轮齿面硬度 D.小齿轮齿面硬度W大齿轮齿面硬度.两个齿轮的材料、齿宽、齿数相同，第一个齿轮模数 m1=2mm，第二个齿轮模数 m2=4mm，它们的弯曲强度承载能力 B 。A.相同B.第二个比第一个大 C.第一个比第二个大 D.承载能力与模数无关.标准直齿圆柱齿轮传动，轮齿弯曲强度计算中的齿形系数只决定于__B—。A.模数m B.齿数z C.齿宽系数dD.齿轮精度等级.对普通齿轮传动（精度为7、8、9级）轮齿弯曲强度公式是按载荷作用在___B___为出发点推导出来的。A.齿根B齿顶C.分度圆附近D.齿根圆角30切线与轮齿中心线交点' 2.公式di>呵UZEZH用于直齿圆柱齿轮的A__:dU HA.齿面接触疲劳强度计算 B.齿根弯曲疲劳强度计算C.抗磨损计算 D.抗胶合计算.选择齿轮精度等级的主要依据是 A A.圆周速度 B.转速 C.传递功率 D.传递转矩.一对齿轮传动，已知齿数z1VZ2,则当它们相啮合时，齿面接触应力B。A.H1>H2B.H1=H2C.H1<H2D.条件不足，不能作出判断8..圆柱齿轮传动中，在齿轮材料、齿宽和齿数相同的情况下，当增大模数时，轮齿的弯曲强度C。A.降低 B.不变C.提高D.变化趋向不明确9.一对相互啮合的渐开线减速齿轮传动，小齿轮齿面硬度 >350HBS,大齿轮齿面硬度<350HBS,在传递动力___C__A.小齿轮齿面最大接触应力较大 B.大齿轮齿面最大接触应力较大C.两齿轮齿面最大接触应力相等 D.与齿数、材料有关，不一定哪个大三、填空1在齿轮传动中，主动轮所受的切向力（圆周力）与其转向—相反—,而从动轮所受的切向力（圆周力）与其转向_相同 O.在齿轮传动中，大小齿轮互相又t应的齿面点的接触应力是—相—等的，大小齿轮的齿根最大弯曲应力是 不 等的。.齿轮的主要失效形式有―齿面磨损—、 齿面点蚀> 胶合、齿面塑，性变形> 齿轮折断。4在确定齿轮传动的齿数时，对于闭式传动，应将z1取得_多些，对于开式传动，应将z1取得 少■些。5.圆柱齿轮校核计算中的齿宽系数，是 大 齿轮的齿宽与—小 齿轮的分度圆直径之比。.齿轮齿面接触强度计算中，不同工况时，齿面接触应力的循环特性都是脉动循环。.软齿面闭式齿轮传动主要失效形式是 点蚀,高硬度硬齿面闭式齿轮传动的主要失效形式是 轮齿折断。

.圆柱齿轮的齿宽系数d7，齿宽b愈宽，承载能力愈 大，d1 但d大，会使 载荷分布不均匀•严重。选择d的原则是：大、小轮为硬齿面，d取偏 小 值，精度高取偏大值，对称布置比悬臂布置可取偏大 值。.直齿圆柱齿轮传动中，齿面受法向力Fn、径向力Fr和圆周力（切向力）Ft,在轮齿啮合的每一点都可得到以上三个力的大小和方向，但其中只有Fn的大小 在各啮合点为一不变的常量。四、计算题1.求直齿圆柱齿轮传动的从动轮受力大小和方向 （用两个分力表示），已知：传动功率P1=2kW,从动轮转速n2=95.5r/min,z1=30,z2=60,m=3mm, =20。niin2niin2Z260z1 302n2 2955r/minFt少29.55106"加29.55Ft少29.55106"加29.55106222222Nmzi3202955Frd1808.8N2.设计增速直齿圆柱齿轮传动（只按接触疲劳强度设计，不计弯，计算公式：d1>?2KT1u1ZeZh2。已知：Ze189.8(MPa)12,Zh2.5,[h]600MPa,增速时的K=1.8,主动轮转速Zh从动轮转速540r/min,传动功率1kW,取齿宽b=0.8di（di为小轮直径），试求出d1以后，确定z1、z2、m、b（不计摩擦损失）。取n1 540r/min,工9.551061/54017685Nmmu540/2002.7,d08218176852.710.82.7218176852.710.82.7 _ 2189.82.5 40.85mm600取乙21,m2mm25732.6834mm取乙21,m2mm25732.6834mmd142mm,d2 104mm34mm注：脚标1的尺寸为小齿轮（即从动轮）3.一对斜齿圆柱齿轮传动，由强度设计得:3.一对斜齿圆柱齿轮传动，由强度设计得:mn=3.5mm,,z1=25,专76, =105416。已知传递的功率P1=75kW,转速n1=730r/min。求从动轮所受各分力（忽略摩擦损失），并在图中示出各分力的方向出各分力的方向TOC\o"1-5"\h\z6P 6 75T9.55106,9.55106—981164.38Nmm1 1 730, mnz1 35 25d1 0 89.109mmcos cos105416__2T1 2981164.38Ft 1 2202167Ntd1 89.109FaFttan 2202167tan105416 4242.4NFr Fttann/cos22021.67tan20/cos105416 8162.6N4.图示两级斜齿圆柱齿轮减速器。已知齿轮1的转向和螺旋线方向，齿轮2的参数mn=2mm,z2=50,=10,齿轮3的参数mn=4mm,z3=20。求:1）使II轴所受轴向力最小时，齿轮3的螺旋线应是何旋向？在图上标出齿轮2、3的螺旋线方向。2）在图上标出齿轮2、3所受各分力方向。3）如使II轴的轴承不受轴向力，则齿轮3的螺旋角应取多大值?1）齿轮3为右旋，齿轮2、3的旋向如图。2）齿轮2、3所受各分力方向如图。3）Fa2Fa3,由Fa Fttan得：Ft2tan2 Ft3tan3d2 d3由转矩平衡，丁2丁3得：Ft2-22%代入得. Ft2, d3, mn3z3/cos3,tan3 ——tan2 -tan2 tan2Ft3 d2 mn2z2/cos2mn3z3. 420即sin3 —3sin2 sin10013891 mn2z2 25037.985.如图所示斜齿圆柱齿轮传动，齿轮1主动，请在图中补上转向和螺旋线方向，并画出从动轮未知的分力。当转向或螺旋线方向改变时，从动轮各分力的方向有何变化？

1）转向、旋向及分力方向如图巾I小d|irj||2）转向改变时，Ft2、Fa2方向相反，Fr2方向不变。3）旋向改变时，Fa2方向相反，Ft2、Fr2方向不变。.图示为一两级斜齿圆柱齿轮减速器，轮1主动，已知轮1的转向及螺旋线方向，求：1）使II轴轴承所受轴向力最小时，各齿轮的螺旋线方向2）齿轮2、3所受各分力的方向。见图第十一章蜗杆见图第十一章蜗杆一、判断1.蜗杆传动的传动比id2

di（d1、41.蜗杆传动的传动比id2

di（d1、4分别为蜗杆、蜗轮分度圆直径）2.蜗杆传动的传动比d2d1tan（为蜗杆导程角）。3.蜗杆