1、一、簡答題局部答案：1、簡述帶傳動產生彈性滑動的原因和不良后果 答：原因：帶在緊邊和松邊所受拉力不等，即存在拉力差；帶有彈性，受拉變形，且在 緊邊和松邊變形不等。后果： 彈性滑動引起摩擦磨損， 發熱， 傳動效率降低； 使主動輪和從動輪圓周速度不等， 即存在滑動率，使帶傳動傳動比不準。2 、為什么說彈性滑動是帶傳動固有的物理現象？ 答：彈性滑動在帶傳動中是不可防止的。 因為產生彈性滑動的原因是： 帶的彈性和帶在 緊邊和松邊所受拉力不等拉力差 ，而帶的彈性是固有的，又因為傳動多大圓周力就有多 大拉力差， 拉力差隨載荷變化而變化，因此拉力差也是不可防止的。所以， 彈性滑動在帶傳 動中不可防止，傳動比

2、的大小也隨載荷變化。3、為什么普通車床的第一級傳動采用帶傳動，而主軸與絲杠之間的傳動 鏈中不能采用帶傳動？答：帶傳動適用于中心距較大傳動， 且具有緩沖、 吸振及過載打滑的特點， 能保護其他 傳動件，適合普通機床的第一級傳動要求；又帶傳動存在彈性滑動，傳動比不準， 不適合傳 動比要求嚴格的傳動，而機床的主軸與絲杠間要求有很高的精度，不能采用帶傳動。4、面點蝕首先發生在什么部位？為什么？防止點蝕可采取哪些措施？ 答：齒面點蝕首先發生在節線附近齒根一側。 因為輪齒節點處嚙合時， 相對滑動速度方 向改變，不易形成油膜，潤滑效果不好。而且輪齒在節線附近嚙合時，一般為單齒對嚙合， 齒面接觸應力大。防止點蝕

3、的措施有： 提高齒面硬度； 增大中心距或齒輪直徑； 改直齒輪為斜齒輪； 采用 角度變位齒輪傳動；降低外表粗糙度；提高潤滑油的粘度等。5、為提高軸的剛度， 欲把軸的材料由 45 鋼改為合金鋼 40Cr 是否適宜？為 什么？答：不適宜。因為就材料而言， 影響零件剛度的性能參數是其彈性模量，而在常溫下合 金鋼與碳素鋼的彈性模量值一般差不多，故用合金鋼代替碳素鋼并不能提高其剛度。6、在進行軸的結構設計時，應考慮哪些問題？答： 1有足夠的強度和剛度；2 有合理的結構，保證軸上零件裝拆方便，并使零件的定位準確可靠；3 有良好的加工工藝性，減少制造本錢；4 盡量減小應力集中，有足夠的疲勞強度；二、軸的結構分

4、析：1、存在問題：1軸右端的帶輪不能通過套筒用端蓋軸向定位，轉動零件與固定零件不能接觸。2軸與右端蓋之間不能接觸，應有間隙，并有密封措施。3齒輪兩側都是軸環，無法安裝到位。4齒輪上的鍵槽沒打通，且深度不夠。這樣的結構，鍵槽無法加工，也無法裝配。5右軸承的右側軸上應有工藝軸肩，軸承裝拆路線長精加工面長，裝拆困難。6因軸肩過高，兩個軸承拆卸困難。7軸上有兩個鍵，兩個鍵槽不在同一母線上。 改正如下列圖：2、主要結構錯誤分析如下：1 軸左端的輪轂軸向定位不可靠，采用圓錐面軸向定位就不能再采用軸肩定位；2. 左側軸承端蓋與軸之間沒有間隙，嚴重磨損；3. 左側軸承端蓋與軸之間應有密封措施；4. 左側軸承端

5、蓋處箱體沒有凸臺，加工面與非加工面沒有分開；5. 兩個軸承反裝不能將軸上的軸向力傳到機座，且支承剛度低，應該為正裝；6. 左側軸承裝配路線過長，裝配困難；7. 左側軸承處軸肩過高，拆卸困難；&右側軸承處套筒外徑過大，軸承拆卸困難；9.右側軸承端蓋處也應加調整墊片，只一側有調整墊片不能調整軸系的軸向位置。 改正后的結構如圖3、主要結構錯誤分析如下：1. 兩側的軸承端蓋處沒有調整墊片，不能調整軸承游隙和軸系的軸向位置；2. 軸的兩端軸頸過長，與端蓋接觸嚴重磨損，浪費材料和加工時間、軸承裝拆麻煩;3. 齒輪沒有軸向定位，未將齒輪上的軸向力傳到機座，應將軸承改為正裝；4. 兩軸承的內、外圈沒有

6、軸向固定，極易別離；5. 兩軸承的內圈高度低于套筒，軸承拆卸困難；6. 兩個齒輪不能共用一個鍵，而且鍵過長，三個套不能裝配；7. 兩個齒輪間用套筒定位，不能固定齒輪與軸的相對位置，應改為軸環； &兩齒輪的輪轂長度與軸頭箱等，也使齒輪軸向定位不可靠；改正后的結構如圖4、選學改正后的軸系結構見圖5、試指出圖示軸系中的錯誤結構，并編號說明錯誤的原因。6、標出圖示軸系結構設計不合理之處，并說明原因。7、標出圖示軸系結構設計不合理之處，并說明原因。乙=25 , Z2= 75 , m= 3 mm , d = 1，小齒輪的轉速 n=970 r/min。主從動輪的h i = 690 MPa ,h 2

7、= 600 MPa，載荷系數 K = 1.6 ,二、計算題：1.：V帶傳動所傳遞的功率 P = 7.5 kW，帶速v=10m/s，現測得初拉力Fo = 1125N ,試求緊邊拉力Fi和松邊拉力F2解:有效圓周力:FPv750071050N緊邊拉力：F1F。F11257501500N22松邊拉力：F2F。F1125750750N222.：V帶傳遞的實際功率 P = 7kW，帶速v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍,試求有效圓周力Fe和緊邊拉力F1。解：因為P FvP7000所以有效圓周力：F -700Nv10F F1 F2由 F 2F?得F2700N , F11400N3、一對閉式直齒圓柱齒

8、輪傳動，:節點區域系數Zh = 2.5，材料彈性系數 Ze = 189.8，是按接觸疲勞強度，求該齒輪傳動傳遞 的功率。提示：接觸疲勞強度校核公式為Z Z2口叮HZEZH2 H JV bd1 u解：由條件：u = Z2 / Z1 = 75/25 = 3d1 = m Z1 = 3 x 25 = 75 mmb = 0 d d1 = 1 x 75 = 75 mm因為大齒輪的許用接觸應力較低，故按大齒輪計算承載能力:H2ZhZebd；u2K(u 1)26002.5 189.8齒輪傳動所能傳遞的功率為：75 752 32 1.6 (3 1)=1586845.5Nmm9.55 1061586845.5 9

9、709.55 10616.1KW4、如下圖，用8個M24( d1=20.752 mn)的普通螺栓聯接的鋼制液壓油缸，螺栓材料的 許用應力=80 MPa，液壓油缸的直徑D =200 mm，為保證緊密性要求，剩余預緊力為Qp=1.6F,試求油缸內許用的的最大壓強P-x。解題要點：1 先根據強度條件求出單個螺栓的許用拉力Q;2.在求許用工作載荷F。解:ca根據:解得:倍 7d2Q W 4 1.320.75224 1.380=20814 N依題意：由：汽缸許用載荷:根據：解得：Q Qp F 1.6F F 2.6F2.6F = 20814，解得：F = 8005 Nf s =z F = 8F =6404

10、3 ND2fPmax4640434F4 64043P max-2.04 MPaD220025、在圖示的汽缸聯接中，汽缸內徑D = 400mm螺栓個數 z =16,缸內壓力 p在02 N/mm之間變化，采用銅皮石棉墊片，試確定螺栓直徑。解題要點：1)計算螺栓受力氣缸蓋所受的最大壓力：FD222 3.14 400251200N單個螺栓聯接的軸向工作載荷:F 251200Z取Qp 1.5F，單個螺栓的總拉力：Q2計算螺栓最小直徑16Qp F15700 N2.5F2.5 1570039250 N采用6.8級六角頭螺栓GB5282-86，屈服極限 SMPa查表取S 14 ,螺栓材料的許用應力為：s 480“-342 MPaS 1.4根據強度條件，螺栓小直徑：480 MPa抗拉強度極限B=600di >4 1 °4 13 39250 13.786 mm飛3.14 342選用M16的螺栓，d 113.835 mm注：具體解題時，會有強度等級是6.8級，平安系數S=1.4的提示。7、