...wd......wd......wd...機械設計習題卡第一章緒論(1)組成機械的基本單元是什么?機械零件是組成機械的基本制造單元。(2)何謂零件何謂部件?零件是組成機器的不可拆的基本單元，即制造的基本單元。一組協同工作的零件所組成的獨立制造或獨立裝配的組合體稱為“部件〞。(3)機械零件可歸納為哪兩種類型?試各舉兩個典型實例說明，本課程的研究對象是什么?通用零件：各種機械中經常用到的一般參數的零件，如螺釘，齒輪等專用零件：在特定類型的機器中才能用到的零件，如渦輪機的葉片、飛機的螺旋槳等本課程的研究對象：普通條件下工作，且具有一般參數的通用零件(4)什么叫在普通條件下工作，且具有一般參數的通用零件試從你所學專業的機械設備中，對聯接零件，傳動零件、軸系零件和其他零件各舉兩例。普通工作條件無嚴格定義，通常指常溫、常壓、低速等。一般參數也無嚴格定義。國家標準?一般公差未注公差的線性和角度尺寸的公差?(GB/T1804-2000)中基本尺寸定義為0.5-4000mm，可以認為一般參數的零件的尺寸在0.5-4000mm之間。連接零件：鍵、螺栓傳動零件：帶、齒輪軸系零件：滾動軸承、滑動軸承其他零件：彈簧、機座(5)為什么說本課程起著根基課與專業課之間的承前啟后的作用(6)在了解本課程的性質、內容和任務以后，總結本課程的特點和你所采取的學習方法。第二章機械設計總論(1)對機器提出的主要要求包括什么使用功能要求；經濟性要求；勞動保護和環境保護要求；壽命與可靠性要求；其他專用要求等。(2)機器設計應滿足哪些基本要求?機械零件設汁應滿足哪些基本要求?分析以下機械零件應滿足的基本要求是什么：電動機軸，普通減速器中的齒輪軸，起重機吊鉤，精細機床主軸．汽門彈簧。農業機械中的拉曳鏈，聯合收割機中的V帶。防止在預定壽命期內失效；構造工藝性要求；經濟性要求；質量小要求；可靠性要求。(3)設計機械的經濟性要求包括哪些方面?a.零件本身的生產成本；b.盡可能采用標準化的零、部件以取代特殊加工的零、部件。(4)何謂機械的可靠度?機械中零件之間組成的模式不同，其可靠度如何計算在規定的使用時間(壽命)內和預定的環境條件下，機械能正常地完成其功能的概率。機械零件的可靠度通過概率統計的方法計算。(5)機械設計的一般程序怎樣?方案階段；方案設計階段；技術設計階段；技術文件的編制。

(6)機械零件的失效形式有哪些針對這些失效形式相應建設的設計準那么是什么?主要失效形式：整體斷裂；過大的剩余變形；零件的外表破壞；破壞正常工作條件引起的失效。斷裂斷裂強度準那么過大的剩余變形剛度準那么零件外表破壞壽命準那么破壞正常工作條件引起的失效振動穩定性準那么[與零件的工作條件相關，這只是一個例子](7)機械零件設計的一般步驟有哪些1.根據零件的使用要求，選擇零件的類型和構造。2.根據機器的工作要求，計算在零件上的載荷。3.分析零件的可能失效形式，確定相應的設計準那么。4.根據零件的工作要求及對零件的特殊要求，選擇適當的材料。5.根據設計準那么，確定零件的基本尺寸。6.根據工藝性及標準化等原那么進展零件的構造設計。7.進展校核計算。8.畫出零件的工作圖，并寫出設計說明書。(8)機械零件的常用材料有哪些這些材料各有何特點，適用在何種場合?金屬材料：較好的力學性能、價格廉價、容易獲得。高分子材料：原料豐富、密度小，在適當的溫度范圍內有很好的彈性，耐腐蝕性好等，缺點：容易老化，阻燃性差，耐熱性不好等。陶瓷材料：硬度極高、耐磨、耐腐蝕性、熔點高、剛度大以及密度比鋼鐵低；缺點：斷裂韌度低、價格昂貴、加工工藝性差等。復合材料：較高的強度和彈性模量，而質量又特別小；缺點：價格貴，耐熱性、導電性較差等。(9)鑄鐵和鋼的區別是什么?普通碳鋼與優質碳鋼的區別是什么?鑄鐵和鋼的區別是含碳量不同，鋼是含碳量為0.03%～2%；含碳量2%～4.3%的鐵碳合金為鑄鐵。普通碳素構造鋼又稱普通碳素鋼，對含碳量、性能范圍以及磷、硫和其他剩余元素含量的限制較寬。普通碳鋼分為三類：甲類鋼〔A類鋼〕是保證力學性能的鋼。乙類鋼〔B類鋼〕是保證化學成分的鋼。特類鋼(C類鋼〕是既保證力學性能又保證化學成分的鋼，常用于制造較重要的構造件。優質碳素構造鋼和普通碳素構造鋼相比，硫、磷及其他非金屬夾雜物的含量較低。根據含碳量和用途的不同，這類鋼大致又分為三類：①小于0.25%C為低碳鋼。②0.25～0.60%C為中碳鋼。③大于0.6%C為高碳鋼。(10)什么叫做合金鋼，與碳鋼相比有何優缺點合金鋼除含有普通碳鋼的鐵、碳外，根據性能需求還添加有其它合金元素，比方常見的鉻、鎳、鉬、錳、硅等，以提高其機械性能，通常價格較普通碳鋼高。(11)選擇機械零件材料時，通常考慮的機械性能、物理化學性能和工藝性能有哪些機械性能強度，硬度，耐磨性，沖擊韌性，塑性物理化學性能密度，導熱性，導電性，導磁性，耐熱性，耐酸性，耐腐蝕性性等工藝性能易熔性，液態流動性，可塑性，可焊性，可加工性，可熱處理性等(12)為節約原材料，尤其是節約貴重材料而選用廉價材料，可采取哪些具體措施?舉例說明1.對材料進展熱處理和外表處理，如為提高齒輪外表硬度，常對齒輪零件進展調質處理。2.采用型材，如型鋼焊接而成的機架。3.采用組合構造，如蝸輪采用齒圈式組合構造(由青銅齒圈與鑄鐵輪芯組成)。(13)選用機械零件材料時，應考慮的基本要求有哪些?1.使用性能要求2.工藝性能要求3.經濟性(14)機械零件在進展構造沒計時，主要應從哪些方面去考慮和改善它的構造工藝性?零件的構造工藝性應從毛坯制造、機械加工過程及裝配等幾個生產環節加以綜合考慮，工藝性是和機器生產批量大小及具體生產條件相關。(15)機械設計中，為什么要實行零件和部件的標準化、系列化與通用化?你能舉出一些標準化、系列化與通用化的零部件嗎1.能以最先進的方法在專門化工廠中對那些用途最廣泛的零件進展大量、集中的制造，以提高質量，降低成本；2.統一了材料和零件的性能指標，使其能夠進展比較，并提高了零件性能的可靠性。3.采用了標準化構造及零、部件，可以簡化設計工作、縮短設計周期，提高設計質量。另外，也同時簡化了機器的維修工作。例如對同一構造、同一內徑的滾動軸承，制造出不同外徑及寬度的產品。(16)我國現行的標準化有哪些?GB、JB、YB、QB、ISO和Γ0CT、DIN、JIS、BS各代表什么標準?我國目前實行四級標準體制：國家標準、行業標準、地方標準、企業標準。GB:中國國家強制性標準JB:中國機械行業〔含機械、電工、儀器儀表等〕強制性行業標準YB:中國黑色冶金行業標準QB：中國輕工行業標準ISO：國際標準化組織標準Γ0CT：前蘇聯國家標準DIN：德國工業標準JIS：日本工業標準BS：英國國家標準(17)目前常用的現代機械設計新方法有哪幾種?計算機輔助設計、優化設計、可靠性設計、并行設計、參數化設計等第三章機械零件的強度(1)零件的名義載荷與計算載荷，兩者之間的區別及其關系如何名義載荷：根據額定功率，按力學公式計算出的載荷。計算載荷：考慮載荷的時間不均勻性、分布的不均勻性以及其它影響因素對名義載荷進展修正得到的載荷，即載荷系數K×名義載荷。(2)何謂機械零件的強度?它可以分成哪兩類?各舉兩個實例。材料在外力作用下抵抗永久變形和斷裂的能力稱為強度。強度是衡量零件本身承載能力〔即抵抗失效能力〕的重要指標。強度是機械零部件首先應滿足的基本要求。機械零件的強度分為靜應力強度和變應力強度兩個范疇。靜應力強度：機械零件在整個工作壽命期內應力變化次數少于103，如松螺栓連接、鍵連接等的強度計算。變應力強度：軸向變載荷的緊螺栓連接的強度計算、齒輪的彎曲疲勞強度強度計算等。(3)強度條件的一般形式有哪些并說明式中各符號代表的意義。根據許用應力建設的計算準那么，通過判斷不安全截面的最大許用應力是否小于或等于許用應力：根據安全系數建設的計算準那么，通過判斷不安全截面上實際的安全系數是否大于或等于許用安全系數：(4)機械設計中常用的強度理論有哪幾個?各適用于何種場合靜強度理論：靜應力脆性斷裂的強度理論：最大拉應力理論和最大伸長線應變理論屈服的強度理論：最大切應力理論和形狀改變比能理論疲勞強度理論：變應力下的疲勞強度理論低應力下的脆斷(斷裂強度理論)：低應力脆斷(工作應力遠小于許用應力)接觸強度理論：齒輪接觸疲勞強度計算、滾動軸承壽命計算。(5)對零件的工作應力應如何進展分類承受拉伸載荷的零件就一定產生拉伸應力嗎如果不是，試舉例說明。只要設定一個分類標準，就可以對任何集合進展分類，因此，不存在“對零件的工作應力如何進展分類〞的問題。承受拉伸載荷的零件不一定產生拉應力。比方零件在做拉伸實驗時，當零件到達屈服極限時，當載荷繼續增加，零件中的拉應力并不增長(或增長不明顯)，此時增加的拉伸載荷在零件并未產生拉伸應力。(6)穩定循環交應力的主要參數有哪些，它們的相互關系怎樣?五個參數：、、、、，其中只有兩個是獨立的。(7)變載荷下一定產生變應力，那么靜載荷下也一定產生靜應力嗎?舉例說明之。不一定產，如旋轉的軸上作用一集中力，而軸外表上任意一點的應力那么是變應力。(8)以下零件均受靜載荷作用(見圖)，試判斷零件上A點的應力性質(拉、壓、彎、扭或接觸應力)，是靜應力還是變應力?應力變化的規律(即應力變化循環特性系數r的大小或范圍)及應力變化圖(即σ-τ圖)是怎樣的靜應力，扭轉剪切應力，。對稱循環變應力，拉、壓應力，。不對稱循環變應力，拉、壓應力，滾動體與套圈間的接觸應力為脈動循環變應力，(9)什么是材料的疲勞曲線試用圖線描述碳鋼材料的疲勞曲線形狀，說明應力循環次數N與疲勞極限的關系。有色金屬及高硬度合金鋼的疲勞曲線又是怎樣?金屬材料的疲勞曲線(曲線)是取同一值、不同值時做試驗得到的，它表示在給定應力比的條件下，應力循環次數與疲勞極限的關系曲線。曲線AB使材料試件發生破壞的最大應力基本不變，或者說下降很小，此階段是靜應力強度的狀況。曲線BC段，隨著循環次數的增加，使材料發生疲勞破壞的最大應力不斷下降，這一階段的疲勞破壞伴隨著材料的塑性變形，此階段稱為低周疲勞。曲線CD段代表有限壽命階段，在此范圍內，試件經過一定次數的交變應力作用后總會發生疲勞破壞。CD段的曲線方程為。D點以后的線段代表了試件無限壽命階段，即作用在試件上的變應力的最大應力小于D點的應力，那么應力無論變化多少次，材料都不會發生破壞。有色金屬和高硬度合金鋼屬于塑性材料，其疲勞曲線應與碳鋼類似，其上的具體數值應該有所不同。(10)影響零件疲勞強度的因素有哪些，如何影響零件疲勞強度的綜合影響系數和如何定義，計算公式怎樣?影響零件疲勞強度的主要因素有：材料的性能、應力循環特征、應力循環次數，應力集中、絕對尺寸和零件外表質量等。零件疲勞強度的綜合影響系數的定義為，即材料對稱循環彎曲疲勞極限與零件對稱循環彎曲疲勞極限的比值。其計算公式為，式中：零件的有效應力集中系數；零件的尺寸系數；零件的外表質量系數；零件的強化系數。(11)某旋轉軸受徑向力F＝10kN作用如圖，跨距L＝2m，直徑d＝50mm，軸的角速度為ω．求中間剖面上A點的應力隨時間變化的表達式，并求A點的、、和軸的抗彎截面系數作用在剖面A處的彎矩軸在不變彎矩下旋轉，其外表A點的應力為對稱循環，所以有：A點應力隨時間變化規律：計算出的應力太大，此題原始數據有問題(12)試件的對稱循環疲勞極限=240，屈服極限＝360，平均應力折合成應力幅的等效系數＝0．2，試按比例畫出該試件的極限應力簡化線圖，并在圖上量出該試件在受到應力為：＝200，r＝1／3時，按r=c;=c;=c三種情況下的極限應力值。根據公式得，點坐標是，即；點坐標是，即；點坐標是，即。由得，D’與G’點位置不對，此題原始數據有問題?假設以題目中給出的數據(如上圖所示)，時，時，時，(13)一鉻鎳合金鋼制成的零件，在不安全剖面上的最大工作應力為＝280，最小工作應力為＝-80，該剖面處的有效應力集小系數＝1.32，尺寸系數＝0.85、外表狀態系數＝0.90，該合金鋼的機械性能為：＝900，＝800，＝440及＝800，試：=1\*GB2⑴按比例繪制零件的極限應力簡化線圖；零件彎曲疲勞強度綜合影響系數A點坐標是，即；D點坐標是，即；C點坐標是，即。=2\*GB3②按r＝C情況，求對應的極限應力幅，極限平均應力和極限應力;所以工作點M處應力坐標即是從圖中可測量出，，，=3\*GB3③按r＝C情況，計算此零件在該不安全剖面上的安全系數。按教材中的公式計算：(說明：教材中所有公式都是通過直線方程推導出來的，沒有必要強迫自己記住那些復雜的公式。理解了等壽命簡化曲線圖的意義，在圖上直接標出有關數值更方便一些。)此時，或第四章摩擦、磨損及潤滑概述(1)何謂摩擦、磨損和潤滑，它們之間的相互關系如何?互相接觸的兩個物體在外力的作用發生相對滑動或有相對滑動的趨勢時，在兩物體的接觸外表就會產生抵抗滑動的阻力，這種現象稱為“摩擦〞。物體在摩擦過程中必然有能量損耗和摩擦外表物質的喪失或遷移，這種現象稱為“磨損〞。改善摩擦副的摩擦狀態以降低摩擦阻力減緩磨損的技術措施稱為“潤滑〞。(2)摩擦對哪些機械零件的工作性能、壽命是不利的?哪些機械零件是靠摩擦來工作的?試舉例說明。摩擦對大多數零件的工作性能、壽命是不利的，如鏈傳動、齒輪傳動等。帶傳動、汽車及拖拉機的制動器等靠摩擦來工作。(3)按摩擦副的運動狀態或按摩擦副外表的潤滑情況，摩擦可分為哪幾種?干摩擦、邊界摩擦、流體摩擦、混合摩擦(4)機械零件的典型磨損過程分為哪幾個階段(試以磨損量與工作時間的關系曲線說明之)?作為機械設計各應如何對待?(5)磨損可分為哪幾種類型你能各舉一、二例來說明嗎粘附磨損：齒輪膠合磨粒磨損：開式齒輪疲勞磨損：齒輪的點蝕沖蝕磨損：渦輪機的葉片腐蝕磨損：泵、閥等過流部件管道內壁面微動磨損：鉚釘的工作面磨損(6)減少磨損的一般方法有哪些?1〕合理選擇配對使用摩擦副的材料；2〕確定零件外表合理的粗糙度和硬度值；3〕使用潤滑劑，實現液體潤滑或混合潤滑；4〕以滾動接觸代替滑動接觸；5〕通過零件外表強化、外表涂層提高其耐磨性。(7)潤滑的目的和功用是什么?1.降低摩擦，減小磨損2.保護零件不被銹蝕3.散熱降溫(8)按照潤滑劑的物理狀態和按照潤滑將二個摩擦外表而隔開的情況，潤滑可分成哪幾種類型，各有何特點油潤滑脂潤滑第五章螺紋連接和螺旋傳動一、選擇與填空題1．A_B_C__2．_C_A___A_C說明：自鎖：。兩者數值越接近，自鎖性能越差；數值相差越大，自鎖性能越好。螺紋傳動效率：。增大，增大；增大，減小。牙型角與當量摩擦系數間的關系是：。當增大，增大，增大。__B__。4．_90_％_螺紋根部_5．_C_6．D7.C8.B9.A10.A11.B12.A二、分析與思考題1．[見P60頁表5-1。聯接螺紋要求自鎖性較好，強度高；傳動螺紋要求傳動效率高。]2．[螺紋聯接在沖擊、振動或變載作用下，或當溫度變化較大時，螺旋副間的摩擦力可能減小或瞬時消失，或由于螺紋聯接件和被聯接件的材料發生蠕變和應力松馳等，會使聯接中的預緊力和摩擦力逐漸減小，導致聯接松動，甚至松開。防松例子見P68表5-3]3．[P70。普通螺栓聯接：對受拉螺栓，其主要破壞形式是螺栓桿螺紋局部發生斷裂，因而其設計準那么是保證螺栓的靜力或疲勞拉伸強度；對于受剪螺栓，其主要破壞形式是螺栓桿和孔壁的貼合面上出現壓潰或螺栓桿被剪斷，其設計準那么是保證聯接的擠壓強度和螺栓的剪切強度，其中聯接的擠壓強度對聯接的可靠性起決定性作用。鉸制孔用螺栓用抗剪切來承受外載荷，螺栓桿與孔壁之間無間隙，接觸外表受擠壓；在聯接接合面處，螺栓桿那么受剪切。因此，應分別按擠壓及剪切強度條件來計算。]4．緊螺栓靠預緊力產生的摩擦力來抵抗橫向載荷，在抵抗橫向載荷過程中，外載荷可能發生變化，但預緊力不會發生變化，因此螺栓上的應力為靜應力。[P85降低螺栓疲勞強度的應力幅。非對稱循環變應力]5．[P83。根據螺母的性能等級不應低于與之相配螺栓的性能等級這一要求，螺母可選用9級。小數點前的數字代表材料的抗拉強度極限的1/100()，小數點后的數字代表材料的屈服極限〔或〕與抗拉強度極限〔〕之比值的10倍〔〕。]6．[P84。不控制預緊力的普通螺栓聯接，其安全系數大小與螺栓直徑有關，其安全系數S隨螺紋直徑增大而減小，因為尺寸小的螺栓在擰緊時容易產生過載，故采用加大安全系數的方法來彌補可能產生的過載。]7．[P85-86。緊螺栓所受工作拉力在0～F間變化，那么螺栓所受總拉力將在之間變動。在保持預緊力不變的情況下，減小螺栓剛度或增大被聯接件剛度都可以減小總拉力的變動范圍，從而提高了螺栓聯接的疲勞強度。但在此種情況下引起剩余預緊力減小，從而降低了聯接的嚴密性。]8．[P86。為了減小螺栓的剛度，可適當增加螺栓的長度，或采用腰狀桿螺栓和空心螺栓。為了增大被聯接件的剛度，可以不用墊片或采用剛度較大的墊片。對于需要保持嚴密性的聯接，從增大被聯接件的剛度來看，可以采用剛度較大的金屬墊片或密封環較好。]9．[P86。實驗證明，約有1/3的載荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺紋牙幾乎不承受載荷。因此，采用螺紋牙圈數過多的加厚螺母，并不能提高聯接的強度。為了改善螺紋牙上的載荷分布，常采用懸置螺母，減小螺栓旋合段本來受力較大的幾圈螺紋牙的受力面或采用鋼絲螺套。]10．[伸出一只手，豎起大拇指，另外四指握拳，指尖指向旋轉的方向，而拇指要指向螺旋的前進方向。如果與伸出的左手可以相符，稱為左旋，與右手相符那么稱為右旋。另一個方法是，在旋轉體生長或運動的一端，從垂直軸向看，順時針旋轉的為左旋；反之，逆時針旋轉的為右旋。砂輪主軸螺紋的旋向：緊固砂輪或砂輪卡盤的砂輪主軸端部螺紋的旋向必須與砂輪工作時旋轉方向相反[這樣可以保證在螺母在旋轉的過程中所產生的軸向力是將螺母旋緊]。砂輪機軸轉動一般為右旋，所以兩端固定砂輪用的螺紋為左旋。]11．[自鎖：。兩者數值越接近，自鎖性能越差；數值相差越大，自鎖性能越好。螺紋傳動效率：。增大，增大；增大，減小。牙型角與當量摩擦系數間的關系是：。當增大，增大，三角螺紋牙型角大〔一般為60°〕，矩形螺紋〔=0°〕和梯形螺紋牙型角較小。]12．[P92。滑動螺旋的主要失效形式是螺紋磨損。其基本尺寸是根據耐磨性條件確定的。]13．[P91。滑動螺旋構造簡單，便于制造，易于自鎖，但其主要缺點是摩擦阻力大，傳動效率低，磨損快，傳動精度低等。滾動螺旋摩擦阻力小，傳動效率高，但構造復雜。]14．[P70。螺栓的其他局部是根據等強度條件及使用經歷規定的，通常都不需要進展強度計算。]15.16.螺栓應進展耐磨性計算和強度計算，同時還要進展自鎖驗算與穩定性校核。對于螺母的螺紋牙要進展剪切強度校核，對其凸緣要進展擠壓和彎曲強度的校核。17.螺旋傳動中，設計螺紋直徑一般按抗拉、扭強度來進展初步設計。實際上，螺紋副的磨損是比較主要的失效形式。幫要進展螺母〔比螺桿的材料要弱〕螺紋的壓強校核。限制p≤[p]主要是利用此耐磨條件性計算未考慮磨損的影響。三、計算題：1．解：⑴找出承受最大工作剪力的螺栓。 4個螺栓在園周上均勻分布，故承受工作剪力相等，設為F。那么有，，⑵求出螺栓性能參數 螺栓的性能等級為8.8，所以，， 查P84表5-10，取，，所以⑶校核螺栓的擠壓強度[說明,不能取12mm，因為鉸制孔用螺栓螺紋局部比光孔略小。也不能取20mm，見P76圖5-18]因為，所以螺栓的擠壓強度合格⑷校核螺栓的剪切強度因為，所以螺栓的剪切強度合格。綜上所述，該螺栓組合用。2．解：將力F平移到各結合面中心，得扭轉力矩設各方案中在力F作用產生的剪切力為，扭轉力矩M作用下產生的剪切力為。對方案1很顯然，第3個螺栓受力最大，最大力對方案2很顯然，1、3兩個螺栓所受力相等，均為最大值，其最大值對方案3綜上所述，方案3較好。3．解：⑴A將力P向結合面形心簡化得到集中載荷P及轉矩。B在集中載荷P的作用下，各螺栓承受的橫向載荷C在轉矩T的作用下，各螺栓承受的橫向載荷，D找出螺栓組中承受最大工作剪力的螺栓，如以下列圖：很顯然，螺栓2承受的工作剪切力比較大，最大工作剪力E按剪切強度確定螺紋小徑，F按擠壓強度確定螺紋小徑，綜上所述，取光孔直徑為13mm，螺紋為M12。⑵假設改用普通螺栓，螺栓2受力最大，此時是依靠結合面間產生的摩擦力來抵抗外載荷F，即，如果選用普通螺栓，其小徑必須大于31.52mm。4．解：⑴求螺栓預緊力，⑵螺栓承受的拉應力，綜合以上兩式得

解

四、構造設計與分析題解：1、普通螺栓聯接〔圖a〕主要錯誤有：螺栓安裝方向不對，裝不進去，應掉過頭來安裝；普通螺栓聯接的被聯接件孔要大于螺栓大徑，而下部被聯接件孔與螺栓桿間無間隙；被聯接件外表沒加工，就做出沉頭座并刮平，以保證螺栓頭及螺母支承面平整且垂直于螺栓軸線，防止擰緊螺母時螺栓產生附加彎曲應力；一般聯接，不應采用扁螺母；彈簧墊圈尺寸不對，缺口方向也不對；螺栓長度不標準，應取標準長l=60mm；螺栓中螺紋局部長度短了，就取長30mm。改正后的構造見圖解a)螺釘聯接〔圖b〕主要錯誤有：采用螺釘聯接時，被聯接件之一就有大于螺栓大徑的光孔，而另一被聯接件上應有與螺釘相旋合的螺紋孔。而圖中上邊被聯接件沒有做成大于螺栓大徑的光孔，下面被聯接件的螺紋孔又過大，與螺釘尺寸不符，而且細紋畫法不對，小徑不應為細實線；假設上邊被聯接件是鑄件，那么缺少沉頭座孔，外表也沒有加工。改正后的構造見圖解b)雙頭螺柱聯接〔圖c〕主要錯誤有：雙頭螺柱的光桿局部不能擰進被聯接件的螺紋孔內；錐孔角度就為120o，而且應從螺紋孔的小徑〔粗實線〕處畫錐孔角的兩邊；假設上邊被聯接件是鑄件，那么缺少沉頭座孔，外表也沒加工；彈簧墊圈厚度尺寸不對。改正后的構造見圖解c)。緊定螺釘聯接〔圖d〕主要錯誤有：輪轂上沒有做出M6的螺紋孔；軸上未加工螺紋孔，螺釘擰不進去，即使有螺紋孔，螺釘能擰入，也需局部剖視才能表達清楚。改正后的構造見圖解d)。一、填空題1．鍵連接的主要類型有平鍵連接、半圓鍵連接、楔鍵連接、切向鍵連接。2．普通平鍵按構造分，有圓頭〔A型〕、平頭〔B型〕及單圓頭〔C型〕三種。3．平鍵連接的工作面是兩側面，依靠鍵同鍵槽側面的擠壓來傳遞轉矩；楔鍵連接的工作面是鍵的上、下面，依靠鍵的楔緊作用來傳遞轉矩。4．普通平鍵連接的主要失效形式是工作面被壓潰，導向平鍵連接的主要失效形式是工作面的過渡磨損。5．在設計中進展鍵的選擇時，鍵的截面尺寸根據軸的直徑而定，而鍵的長度那么根據輪轂的長度而定。二、單項選擇題1．鍵連接的主要用途是使軸和輪轂之間C。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．沿周向固定并傳遞扭矩D．安裝與拆卸方便2．設計鍵連接時鍵的截面尺寸通常根據D按標準選擇。A．所傳遞轉矩的大小B．所傳遞功率的大小C．輪轂的長度D．軸的直徑3．在載荷性質一樣時，導向平鍵連接的許用壓力取得比普通平鍵連接的許用擠壓應力小，這是為了A。A．減輕磨損B．減輕輪轂滑移時的阻力C．補償鍵磨損后強度的減弱D．增加導向的精度4．設計鍵連接的幾項主要內容是：a、按使用要求選擇鍵的適當類型；b、按輪轂長度選擇鍵的長度；c、按軸的直徑選擇鍵的剖面尺寸；d、對連接進展必要的強度校核。在具體設計時，一般順序是：C。A．b→a→c→dB．b→c→a→dC．a→c→b→dD．c→d→b→a5．平鍵連接能傳遞的最大扭矩為T，現要傳遞的扭矩為1.5T，那么應D。A．把鍵長L增大到1.5倍B．把鍵寬b增大到1.5倍C．把鍵高h增大到1.5倍D．安裝一對平鍵6．普通平鍵連接的承載能力一般取決于D。A．輪轂的擠壓強度B．鍵工作外表的擠壓強度C．軸工作面的擠壓強度D．上述三種零件中較弱材料的擠壓強度7．C型普通平鍵與軸連接，鍵的尺寸為b×h×L＝14×9×65，那么鍵的工作長度為A。A．58mmB．61mmC．65mmD．51mm8．下面是幾種普通平鍵連接的剖視面，其中B在構造上正確。9．楔鍵連接的主要缺點是DA.鍵的斜面加工困難B.鍵安裝時易損壞C.鍵楔緊后在輪轂中產生初應力D.軸和軸上零件對中性差10．半圓鍵和切向鍵的應用場合是B。A．前者多用來傳遞較大扭矩，后者多用來傳遞較小扭矩B．前者多用來傳遞較小扭矩，后者多用來傳遞較大扭矩C．各種大小扭矩均可傳遞11．常用來制造鍵的材料是B。A．低碳鋼B.中碳鋼C.高碳鋼D.合金鋼12.軸的鍵槽通常是由D加工而得到的。A.插削B.拉削C.鉆及鉸D.銑削13.楔鍵和B，兩者的接觸面都具有1:100的斜度。A.軸上鍵槽的底面B.輪轂上鍵槽的底面C.鍵槽的側面14.半圓鍵和切向鍵的應用場合是B。A.前者多用來傳遞較大轉矩，后者多用來傳遞較小轉矩B.前者多用來傳遞較小轉矩，后者多用來傳遞較大轉矩C.兩者都用來傳遞較小轉矩D.兩者都用來傳遞較大轉矩15.花鍵連接與平鍵連接(采用多鍵時)相比較，C的觀點是錯誤的。A.承載能力比較大B.旋轉零件在軸上有良好的對中性和沿軸移動的導向性C.對軸的削弱比較嚴重D.可采用研磨加工來提高連接質量和加工精度16.花鍵連接的強度，主要取決于C強度。A.齒根彎曲B.齒根剪力C.齒側擠壓D.齒側接觸17.應用較廣的花鍵齒形是C。A.矩形與三角形B.漸開線與三角形C.矩形與漸開線D.矩形、漸開線與三角形三、簡答題1．根據用途不同，平鍵分為哪幾種類型其中哪些用于靜連接，哪些用于動連接根據用途不同，平鍵分為普通平鍵、薄型平鍵、導向平鍵和滑鍵四種。其中普通平鍵和薄型平鍵用于靜連接，導向平鍵和滑鍵用于動連接。2．薄型平鍵連接與普通平鍵連接相比，在使用場合、構造尺寸和承載能力上有何區別薄型平鍵與普通平鍵的主要區別是鍵的高度約為普通平鍵的60%-70%，也分為圓頭、平頭和單圓頭三種形式，但傳遞轉換的能力較低，常用于薄壁構造、空心軸和一些徑向尺寸受限制的場合。3.普通平鍵的強度條件怎樣(用公式表示)如何在進展普通平鍵連接強度計算時，強度條件不能滿足，可采用哪些措施普通平鍵連接的強度條件為：：傳遞的轉矩；：鍵與輪轂的接觸高度；：鍵的工作長度；：軸的直徑。可采用的措施有：a.增大鍵和輪轂的長度，但鍵不宜過長，否那么，載荷沿鍵長分布不均；b.用兩個鍵相隔1800布置；c.改用花鍵;d.更換鍵、軸或轂的材料。4．為什么采用兩個平鍵時，一般布置在沿周向相隔的位置；采用兩個楔鍵時，相隔；而采用兩個半圓鍵時，卻布置在軸的同一母線上兩個平鍵沿周向相隔布置，對軸的削弱均勻，并且兩鍵對軸的擠壓力平衡，對軸不產生附件彎矩，受力狀態較好。兩個楔鍵相隔布置，假設夾角過小，那么對軸的局部削弱過大，假設夾角過大，那么兩個楔鍵的總承載能力下降，假設夾角為，兩個楔鍵承載能力相當于一個楔鍵的承載能力。兩個半圓鍵布置軸的同一母線上。半圓鍵對軸的削弱較大，兩個半圓鍵不能放在同一橫截面上，只能放在同一母線上。5.平鍵和楔鍵在構造和使用性能上有何區別為什么平鍵應用較廣平鍵的工作面是兩側面，楔鍵的上、下面為工作面；楔鍵的上外表和與它相配合的輪轂鍵槽底面均有1:100的斜度，而平鍵無斜度。楔鍵連接的缺點是鍵楔緊后，軸和輪轂的配合產生偏心和偏斜，因此楔鍵主要轂類零件的定心精度要求不高和低轉速的場合。平鍵連接具有構造簡單、裝拆方便、對中性好優點，因此應用較廣。6.半圓鍵與普通平鍵連接相比，有什么優缺點它適用在什么場合半圓鍵也是靠側面來傳遞轉矩，它工藝性好、裝配方便，尤其適用于錐形軸端與輪轂的連接。缺點是軸上鍵槽較深，對軸的強度削弱較大，故一般只用輕載連接中。7．為什么在軸的零件圖上，軸的鍵槽深度可以用表示，也可以用標注而在輪轂的工作圖上，鍵槽深度必須用來標注(——軸的直徑)軸上鍵槽深度(或)或轂上鍵槽深度不受槽寬的影響，測量精度及穩定性較好，故采用這種標注方法。8．什么叫無鍵連接它有何優缺點凡軸與轂的連接不用鍵或花鍵時，統稱為無鍵連接。無鍵連接主要有型面連接和脹緊連接。型面連接：軸和轂孔通過非圓截面構成連接。型面連接裝拆方便，能保證良好的對中性；連接面上沒有鍵槽及尖角，減少了應力集中，故可傳遞較大的轉矩。加工工藝比較復雜。脹緊連接：在軸和轂孔之間裝入脹緊連接套而構成的一種靜連接。脹緊連接定心性好，裝拆方便，引起的應力集中小，承載能力高，并有安全保護作用。由于要在軸和轂孔間安裝脹緊套，應用時會受到構造尺寸的限制。9.銷有哪幾種各用在何種場合銷根據用途可分為定位銷、連接銷和安全銷三種。定位銷用來固定零件之間的相對位置，它是組合加工和裝配時的重要輔助零件。連接銷可傳遞不大的載荷；安全裝置中過載剪斷元件稱為安全銷。四、計算分析題1.圖示減速器的低速軸與凸緣聯軸器及圓柱齒輪之間分別用鍵連接。：軸傳遞的轉矩T＝1000N·m，齒輪材料為鍛鋼，假設，許用安全系數。凸緣聯軸器的材料為HT250，工作時有輕微沖擊，連接處軸及輪轂的尺寸如圖示。試選擇鍵的類型和尺寸，并校核其連接強度。聯軸器處的鍵：根據構造要求，選用A型普通平鍵。由軸徑，選取，根據輪轂寬度，選取鍵長。校核：根據表6-2知，輕微沖擊下，HT250的許用擠壓應力，所以，故聯軸器處鍵合用。齒輪連接處的鍵：根據構造要求，選用A型普通平鍵。由軸徑，選取，根據輪轂寬度，選取鍵長。校核：根據表6-2知，輕微沖擊下，鋼的許用擠壓應力，所以，故齒輪處鍵合用。2.圖示牙嵌離合器在左右兩半分別用鍵與軸Ⅰ、Ⅱ相聯接，在空載下，通過操縱可使右半離合器沿導向鍵在軸Ⅱ上作軸向移動。該軸傳遞的轉矩T＝1000N·m，軸徑，右半離合器的輪轂長L＝130mm，工作中有輕微沖擊，離合器及軸均為鋼制。試選擇右半離合器的導向平鍵的尺寸，并校核該聯接的強度。根據構造要求，選擇A型導向平鍵。根據軸徑，輪轂長度，行程長及導向平鍵的標準長度系列，查表6-1知，。校核：導向平鍵連接構造屬于動連接，通常只需要進展耐磨性計算，校核其外表壓力即可。式中，轉矩，接觸高度，軸徑，鍵的工作長度。所以。對于動連接，鋼的許用壓力，所以，故該鍵合用。第十章1.某三級減速傳動系統，由齒輪傳動、鏈傳動和帶傳動組成，試問該如何選擇其先后次序為什么答：次序應選擇為帶傳動、齒輪傳動和鏈傳動。帶傳動平穩性好，能緩沖吸振，具有過載保護能力〔過載即打滑〕，但承載能力較小。所以宜布置在高速級。鏈傳動承載力比較大，但因存在多邊形效應，其瞬時傳動比不穩定，工作中振動、沖擊、噪聲較大，所以宜布置在低速級。2.二級圓柱齒輪減速器，其中一級為直齒輪，另一級為斜齒輪。試問斜齒輪傳動應置于高速級還是低速級為什么假設為直齒錐齒輪和圓柱齒輪組成減速器，錐齒輪傳動應置于高速級還是低速級通常哪一級傳動比大為什么答：在二級圓柱齒輪傳動中，斜齒輪傳動放在高速級，直齒輪傳動放在低速級。其原因是：=1\*GB2⑴斜齒輪傳開工作平穩，在與直齒輪精度等級一樣時允許更高的圓周速度，更適于高速。=2\*GB2⑵將工作平穩的傳動放在高速級，對下級的影響較小。如將工作不很平穩的直齒輪傳動放在高速級，那么斜齒輪傳動也不會平穩。=3\*GB2⑶斜齒輪傳動有軸向力，放在高速級軸向力較小，因為高速級的轉矩較小。由錐齒輪和斜齒輪組成的二級減速器，一般應將錐齒輪傳動放在高速級，且錐齒輪的傳動比選擇比較小。其主要原因是：低速級的轉矩較大，齒輪的尺寸和模數較大。當錐齒輪的錐距R和模數m大時，加工困難，制造成本提高。3.齒輪傳動常見的失效形式有哪些簡要說明閉式硬齒面、閉式軟齒面和開式齒輪傳動的設計準那么。答：齒輪傳動常見的失效形式有以下幾種：〔1〕輪齒折斷；〔2〕齒面點蝕；〔3〕齒面磨損；〔4〕齒面膠合；〔5〕塑性變形。閉式硬齒面的設計以保證齒根彎曲疲勞強度為主；閉式軟齒面的設計通常以保證齒面接觸疲勞強度為主；開式齒輪傳動的設計目前僅以保證齒根彎曲疲勞強度作為設計準那么，并將模數適當放大。4.對于軟齒面的閉式齒輪傳動，其主要失效形式為E。A．輪齒疲勞折斷 B．齒面磨損C．齒面疲勞點蝕 D．齒面膠合E.塑性變形5.一般開式齒輪傳動的主要失效形式是B。A．輪齒疲勞折斷 B．齒面磨損C．齒面疲勞點蝕 D．齒面膠合E.塑性變形6.高速重載齒輪傳動，當潤滑不良時，最可能出現的失效形式為D。A．輪齒疲勞折斷 B．齒面磨損C．齒面疲勞點蝕 D．齒面膠合E.塑性變形7.對于開式齒輪傳動，在工程設計中，一般D。A.按接觸強度設計齒輪尺寸，再校核彎曲強度B.按彎曲強度設計齒輪尺寸，再校核接觸強度C.只需按接觸強度設計，并適當放大模數D.只需按彎曲強度設計，并適當放大模數8.對于閉式齒輪傳動中，在工程設計中，一般A。A.按接觸強度設計齒輪尺寸，再校核彎曲強度B.按彎曲強度設計齒輪尺寸，再校核接觸強度C.只需按接觸強度設計D.只需按彎曲強度設計9.閉式齒輪傳動，如果齒面很硬，而齒芯強度又比較低的齒輪或材質較脆的齒輪，一般B。A.按接觸強度設計齒輪尺寸，再校核彎曲強度B.按彎曲強度設計齒輪尺寸，再校核接觸強度C.只需按接觸強度設計D.只需按彎曲強度設計=10\*GB1⒑軟齒面齒輪傳動設計時，為何小齒輪的齒面硬度應比大齒輪的齒面硬度大30～50HBS答：金屬制的軟齒面齒輪配對的兩輪齒中，小齒輪齒根強度較弱，且小齒輪的應力循環次數較多，當大小齒輪有較大硬度差時，較硬的小齒輪會對較軟的大齒輪齒面產生冷作硬化的作用，可提高大齒輪的接觸疲勞強度。所以要求小齒輪齒面硬度比大齒輪大30~50HBS。=11\*GB1⒒45鋼齒輪毛坯加工成6級精度的硬齒面直齒圓柱齒輪，其加工工藝過程為A。A.齒坯加工→滾齒→調質→外表淬火→磨齒B.齒坯加工→滾齒→磨齒→調質→外表淬火C.齒坯加工→滾齒→磨齒→調質→外表淬火D.齒坯加工→滾齒→調質→氮化→磨齒=12\*GB1⒓45鋼齒輪，經調質處理后其硬度值約為B。A.45～50HRCB.217～255HBSC.160～180HBSD.320～350HBS=13\*GB1⒔齒面硬度為58～62HRC的合金鋼齒輪的加工工藝過程為C。A.齒坯加工→淬火→磨齒→滾齒B.齒坯加工→淬火→滾齒→磨齒C.齒坯加工→滾齒→滲碳淬火→磨齒D.齒坯加工→滾齒→磨齒→淬火=14\*GB1⒕齒輪采用滲碳淬火的熱處理方法，那么齒輪材料只可能是D。A.45鋼B.ZG340-640C.40CrD.20CrMnTi=15\*GB1⒖一對45鋼調質齒輪，過早的發生了齒面點蝕，更換時可用C的齒輪代替。A．40Cr調質 B．適當增大模數mC．45鋼調質后齒面高頻淬火 D．鑄鋼ZG310-570=16\*GB1⒗對于要求不高的齒面硬度≤350HBS的齒輪傳動，假設大、小齒輪均采用45鋼，一般采取的熱處理方式為C。A．小齒輪淬火，大齒輪調質 B．小齒輪淬火，大齒輪正火C．小齒輪調質，大齒輪正火 D．小齒輪正火，大齒輪調質=17\*GB1⒘計算齒輪強度時引入載荷系數K由哪幾局部組成影響各組成局部取值的因素有哪些答：載荷系數：K=KA—工作情況系數KV—動載荷系數Kα—齒間載荷分配系數Kβ—齒向載荷分布系數=1\*GB2⑴工作情況系數KA考慮了齒輪嚙合時，外部因素引起的附加動載荷對傳動的影響.它與原動機與工作機的類型與特性，聯軸器類型等有關=2\*GB2⑵動載荷系數KV考慮齒輪制造誤差和裝配誤差及彈性變形等內部因素引起的附加動載荷的影響主要影響因素：=1\*GB3①齒輪的制造精度Pb1≠Pb2=2\*GB3②圓周速度V=3\*GB2⑶齒間載荷分配系數Kα考慮同時有多對齒嚙合時各對輪齒間載荷分配不均勻的系數。影響因素：嚙合剛度，基圓齒距誤差〔Pb〕，修緣量，跑合程度等。=4\*GB2⑷齒向載荷分布系數Kβ考慮軸的彎曲、扭轉變形、軸承、支座彈性變形及制造和裝配誤差而引起的沿齒寬方向載荷分布不均勻的影響。影響因素：=1\*GB3①支承情況：對稱布置，好；非對稱布置↓；懸臂布置，差。=2\*GB3②齒輪寬度bb↑Kβ↑。=3\*GB3③齒面硬度，硬度越高，越易偏載，齒面較軟時有變形退讓。=4\*GB3④制造、安裝精度——精度越高，Kβ越小。=18\*GB1⒙簡要分析說明齒輪齒頂修緣和做成鼓形齒的目的。答：齒輪齒頂修緣是為了減小齒輪傳動過程中由于各種原因引起的動載荷。做成鼓形是為了改善載荷沿接觸線分布不均的程度，降低齒向載荷分布系數。=19\*GB1⒚斜齒圓柱齒輪的動載荷系數K和一樣尺寸精度的直齒圓柱齒輪相比較是B的。A.相等B.較小C.較大D.可能大、也可能小=20\*GB1⒛以下B的措施，可以降低齒輪傳動的齒向載荷分布系數Kβ。A.降低齒面粗糙度B.提高軸系剛度C.增加齒輪寬度D.增大端面重合度21.兩對直齒圓柱齒輪減速傳動轉向如圖，傳遞功率為7.5kw，模數均為2，壓力角為20度，齒數分別為Z1=17,Z2=35,Z3=19,Z4=41，試標出圓周力和徑向力方向，并計算分力大小。1123422.一對標準直齒圓柱齒輪，假設Z1=18，Z2=72，那么這對齒輪的彎曲應力A。A.σF1＞σF2B.σF1＜σF2C.σF1=σF2D.σF1≤σ23.設計閉式軟齒面直齒輪傳動時，選擇齒數Z1，的原那么是D。A.Zl越多越好B.Zl越少越好C.Z1≥17，不產生根切即可D.在保證輪齒有足夠的抗彎疲勞強度的前提下，齒數選多些有利24.在設計閉式硬齒面齒輪傳動中，直徑一定時應取較少的齒數，使模數增大以B。A.提高齒面接觸強度B.提高輪齒的抗彎曲疲勞強度C.減少加工切削量，提高生產率D.提高抗塑性變形能力25.輪齒的彎曲強度，當D，那么齒根彎曲強度增大。A.模數不變，增多齒數時B.模數不變，增大中心距時C.模數不變，增大直徑時D.齒數不變，增大模數時26.其他條件不變，將齒輪傳動的載荷增為原來的4倍，其齒面接觸應力B。A．不變 B．增為原應力的2倍C．增為原應力的4倍 D．增為原應力的16倍27.為了提高齒輪傳動的接觸強度，可采取B的方法。A.采用閉式傳動B.增大傳動中心距C.減少齒數D.增大模數28.圓柱齒輪傳動中，當齒輪的直徑一定，減小齒輪的模數、增加齒輪的齒數，那么可以C。A.提高齒輪的彎曲強度B.提高齒面的接觸強度C.改善齒輪傳動的平穩性D.減少齒輪的塑性變形29.輪齒彎曲強度計算中的齒形系數YFa與C無關。A.齒數z1B.變位系數xC.模數mD.斜齒輪的螺旋角β30.標準直齒圓柱齒輪傳動的彎曲疲勞強度計算中，齒形系數YFa只取決于B。A.模數mB.齒數ZC.分度圓直徑dD.齒寬系數Φd31.一對圓柱齒輪傳動，小齒輪分度圓直徑d1=50mm、齒寬b1=55mm，大齒輪分度圓直徑d2=90mm、齒寬b2=50mm，那么齒寬系數Φd=C。A.1.1B.5/932.設計一對軟齒面減速齒輪傳動，從等強度要求出發，選擇硬度時應使D。A.HBS1=HBS2B.HBS1≤HBS2C.HBS1＞HBS2D.HBS1=HBS2+〔30～50〕33.一對齒輪傳動，小輪材為40Cr；大輪材料為45鋼，那么它們的接觸應力A。A．=B.＜C．＞D．≤34.減速齒輪傳動，小齒輪1選用45鋼調質；大齒輪2選用45鋼正火，齒面接觸應力C。A.＞B.＜C.=D.≤35.一對圓柱齒輪傳動中，當齒面產生疲勞點蝕時，通常發生在D。A.靠近齒頂處B.靠近齒根處C.靠近節線的齒頂局部D.靠近節線的齒根局部36.一對減速齒輪傳動中，假設保持分度圓直徑d1不變，而減少齒數并增大模數，其齒面接觸應力將C。A．明顯增大 B．明顯減小C．基本保持不變 D．略有增加37.在下面的各種方法中，A不能提高齒輪傳動的齒面接觸疲勞強度。A．直徑d不變而增大模數B．改善材料C．增大齒寬bD．增大齒數以增大d38．設計一對閉式軟齒面齒輪傳動。在中心距a和傳動比i不變的條件下，提高齒面接觸疲勞強度最有效的方法是B。A．增大模數，相應減少齒數 B．提高主、從動輪的齒面硬度C．提高加工精度 D．增大齒根圓角半徑39．一對齒輪傳動的接觸強度已夠，而彎曲強度缺乏，首先應考慮的改進措施是B。A．增大中心距 B．使中心距不變，增大模數C．使中心距不變，增加齒數 D．模數不變，增加齒數40.齒輪設計時，當隨著選擇齒數的增多而使直徑增大時，假設其他條件一樣，那么齒輪的彎曲承載能力D。A．成線性地減小。 B．成線性地增加C．不成線性，但有所減小 D．不成線性，但有所增加41.假設保持傳動比i和齒數和不變，而增大模數m，那么齒輪的A。A.彎曲強度提高，接觸強度提高B.彎曲強度不變，接觸強度提高C.彎曲強度與接觸強度均不變D.彎曲強度提高，接觸強度不變42．計算一對直齒圓柱齒輪的彎曲疲勞應力時，假設齒形系數、應力修正系數和許用應力均不一樣，那么應以C為計算依據。A．較小者 B．較大者C．較小者 C．較大者43．在以下幾種工況中，A齒輪傳動的齒寬系數φd可以取大些。A．對稱布置B．不對稱布置C．懸臂布置 D．同軸式減速器布置44．在以下措施中，B可以降低齒輪傳動的齒向載荷分布系數A．降低齒面粗糙度 B．提高軸系剛度C．增加齒輪寬度 D．增大端面重合度45.齒輪傳動設計時，為何小齒輪的齒寬應比大齒輪的齒寬大5～10mm答：將小齒輪的齒寬在圓整值的根基上人為地加寬5~10mm，以防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的工作載荷，同時因小齒輪工作的循環次數較多，也可以適當提高小輪的接觸強度和彎曲強度。46.圖中：a〕為標準直齒圓柱齒輪傳動；b〕為標準內齒輪傳動；c〕為標準直齒圓柱齒輪齒條傳動。：各齒輪和齒條的材料、熱處理方法、許用應力均一樣；各傳動中小齒輪b〕b〕c〕答：47.標準直齒圓柱齒輪傳動，假設傳動比i，、轉矩T1、齒寬b均保持不變，試問在以下條件下齒輪的彎曲應力和接觸應力各將發生什么變化?(1)模數m不變，齒數Z1增加；(2)齒數z1不變，模數m增大；(3)齒數zl增加一倍，模數m減小一半。48.有一同學設計閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動，方案一其參數為：m=4mm、z1=20、z2=60,經強度計算其齒面接觸疲勞強度剛好滿足設計要求，但齒根彎曲應力遠遠小于許用應力，因而又進展了兩種方案設計。方案二為：m=2mm、z1=40、z2=120，其齒根彎曲疲勞強度剛好滿足設計要求；方案三為：m=2mm、z1=30、z2=90。假設改進后其工作條件、載荷系數K、材料、熱處理硬度、齒寬等條件都不變，問：=1\*GB2⑴改進后的方案二、方案三是否可用為什么=2\*GB2⑵應采用哪個方案更合理為什么答：=1\*GB2⑴分析：直徑d1決定齒面接觸疲勞強度，模數m決定齒根彎曲疲勞強度=2\*GB2⑵方案一與方案二相比較，應采用方案二更合理，因為在強度均滿足的條件下，齒數多、模數小有如下優點：=1\*GB3①重合度ε↑，傳動平穩；=2\*GB3②齒高h↓，滑動系數↓，磨損↓、切削量↓；=3\*GB3③da↓，齒坯小，齒輪重量↓。49.齒輪傳動的精度指標分別用三種公差組來表示。其中：第Ⅰ公差組，決定齒輪傳遞運動的準確程度；第Ⅱ公差組，決定齒輪運轉的平穩程度；第Ⅲ公差組，決定齒輪載荷分布的均勻程度。根據用途決定優先滿足的主要使用功能，然后再兼顧其他要求。50.圖示單級標準直齒圓柱齒輪減速器，因工作需要，擬參加一介輪3來增大輸入軸和輸出軸間的中心距。假設z1=z3=20，z2=4z1=80，模數為m，各齒輪材料和熱處理均一樣，長期工作，1輪主動，單向回轉。試分析：加介輪后，承載能力與原傳動相比有無變化齒面接觸強度和齒根彎曲疲勞強度如何變化答：加介輪后，承載能力與原傳動相比有變化。因為：雖然小齒輪上的載荷沒變，但是1輪和3輪的綜合曲率半徑變小了，接觸應力變大了，接觸強度降低。又：3輪的齒根彎曲應力為對稱循環，許用應力為1輪的0.7倍，彎曲強度降低。51.如以下列圖的齒輪傳動，齒輪A、B和C的材料都是中碳鋼調質，其硬度：齒輪A為240HBS，齒輪B為260HBS，齒輪C為220HBS，試確定齒輪B的許用接觸應力[σH]和許用彎曲應力[σF]。假定：齒輪B為“惰輪〞〔中間輪〕，齒輪A為主動輪，設KFN=KHN=1；齒輪B為主動，齒輪A和C均為從動，設KFN=KHN=1。AABC解：齒面接觸疲勞許用應力的計算式為：齒根彎曲疲勞許用應力的計算式為：取SH=1SF=1.4〔1.25~1.5之間均可〕查圖10-24〔c〕，知在脈動循環交變應力作用下，B齒輪的彎曲疲勞強度極限σlim為：σlim=σFE=350Mpa〔注意超出范圍那么采用外插法取值，為近似值，且設應力校正系數YST=1〕而受對稱循環交變載荷作用時的應力極限值為脈動循環交變應力的70%——見P210倒數第6行〕查圖10-25〔d〕，知B齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim為：σHlim=620Mpa〔1〕、〔2〕兩種情況下，B齒輪上的每個齒在一轉的過程中，導致輪齒齒根彎曲的力的方向是不一樣的，而導致齒面接觸疲勞與B齒輪是否為主動輪無關。那么B齒輪在〔1〕、〔2〕兩種情況下的許用接觸應力[σH]均為：下面討論兩種情況下齒輪B的許用彎曲應力[σF]〔1〕齒輪B為惰輪的情況下，齒輪B所受力狀態如圖示：那么齒輪上任一點在一轉的過程中，受力方向將反轉一次，于是輪齒受力為對稱循環交變載荷σFlim=350×70%=245〔Mpa〕許用彎曲應力為：〔2〕齒輪B為主動輪時，齒輪B所受力狀態如以以下列圖所示：可見，在齒輪一轉的過程中，輪齒的受力方向沒有發生變化，只是受力時有時無，因此是受脈動循環交變載荷的作用。從P204圖10-20〔c〕查得的值即為在脈動循環交變應力作用下的彎曲疲勞強度極限σlim。σlim=σFE=350(Mpa)〔設應力校正系數YST=1〕那么許用彎曲應力為：52.要提高輪齒的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有那些可能的措施53.如以下列圖的二級斜齒圓柱齒輪減速器，：電動機功率P=3kW，轉速n=970r/min；高速級mn1=2mm，z1=25，z2=53，；低速級mn2=3mm，z3=22，z4=50。試求：〔1〕為使軸II上的軸承所承受的軸向力較小，在圖上確定齒輪3、4的螺旋線方向；〔2〕繪出齒輪3、4在嚙合點處所受各力的方向；〔3〕β2取多大值才能使軸II上所受軸向力相互抵消〔1〕齒輪3、4的螺旋線的方向如題圖解所示：〔2〕齒輪3、4在嚙合點所受各分力Ft3、Ft4、Fr3、Fr4、Fa3、Fa4的方向如圖示：〔3〕假設要求軸II上齒輪2、3的軸向力能相互抵消，那么必須滿足下式：Fa2=Fa3，即由軸II的力矩平衡，得，那么得即當時，軸II上所受的軸向力相互抵消。54．某輸送帶由電機通過三級減速傳動系統來驅動，減速裝置有：二級斜齒圓柱齒輪傳動、滾子鏈傳動、V帶傳動。試分析如題7-67圖所示傳動布置方案的不合理之處，簡單說明錯誤原因，畫出正確的傳動方案布置圖。1〕V帶傳動比較適合高速傳動，而不適合低速傳動，應布置在高速級；2〕鏈傳動不適合高速傳動，而適合低速傳動，應布置在低速級；3〕齒輪減速器的輸入和輸出端設計不合理，應在齒輪遠離軸承的一側輸入、輸出。4〕減速器中斜齒輪的旋向選擇不合理，中間軸的兩個齒輪的旋向應該一樣，使其所受軸向力方向相反。5〕鏈傳動的松緊邊布置不合理。應緊邊在上，松邊在下。55．錐齒輪接觸疲勞強度按當量圓柱齒輪公式計算，當量齒輪的齒數、模數是錐齒輪的B。A．實際齒數，大端模數 B．當量齒數，平均模數C．當量齒數，大端模數 D．實際齒數，平均模數56．錐齒輪的彎曲疲勞強度計算是按D上齒形一樣的當量圓柱齒輪進展的。A．大端分度圓錐B．大端背錐C．齒寬中點處分度圓錐 D．齒寬中點處背錐57.圖示一圓錐——圓柱齒輪減速器，功率由I軸輸出，不計摩擦損失。直齒錐齒輪Z。試求Ⅱ軸上軸承所受軸向力為零時斜齒輪的螺旋角β，并作出齒輪各嚙合點處作用力的方向解：由題意當F軸向力為零。tan令Fsin58.在進展齒輪的構造設計中，當圓柱齒輪的鍵槽底部到齒根圓的距離e滿足e<2m時；當錐齒輪滿足e<1.6m時，均應將齒輪和軸做成齒輪軸。59.齒輪傳動的潤滑方式主要根據齒輪的圓周速度選擇。60.設計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，，壽命，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置。[解](1)選擇齒輪類型、精度等級、材料①選用直齒圓柱齒輪傳動。②銑床為一般機器，速度不高，應選用7級精度〔GB10095-88〕。③材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr〔調質〕，硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛〔調質〕，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。〔2〕按齒面接觸強度設計1〕確定公式中的各計算值①試選載荷系數②計算小齒輪傳遞的力矩③小齒輪作不對稱布置，查表10-7，選取④由表10-6查得材料的彈性影響系數⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。⑥齒數比⑦計算應力循環次數⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數⑨計算接觸疲勞許用應力取失效概率為，安全系數2〕計算①計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值②計算圓周速度③計算尺寬④計算尺寬與齒高之比⑤計算載荷系數根據，7級精度，查圖10-8得動載荷系數直齒輪，由表10-2查得使用系數由表10-4用插值法查得由，，查圖10-13得故載荷系數⑥按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑⑦計算模數取⑧幾何尺寸計算分度圓直徑：中心距：確定尺寬：圓整后取。〔3〕按齒根彎曲疲勞強度校核①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。②由圖10-18取彎曲疲勞壽命。③計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數④計算載荷系數⑤查取齒形系數及應力校正系數由表10-5查得⑥校核彎曲強度根據彎曲強度條件公式進展校核所以滿足彎曲強度，所選參數適宜。51.要提高輪齒的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有那些可能的措施另外的解答：提高齒根彎曲疲勞強度的主要措施有：A、在d、b一定的情況下，m對σF的影響比z大，故m增大(z相應減小)，σF減小；B、適當增大齒寬b(或齒寬系數φd)；C、采用較大變位系數，x增大，YFa減小，σF減小；D、提高齒輪精度等級；E、改善齒輪材料和熱處理方式，以提高許用應力。提高齒面抗點蝕能力的措施有：A、加大齒輪直徑d或中心距a；

B、適當增大齒寬b(或齒寬系數φd)；

C、采用正變位齒輪；

D、提高齒輪精度等級；

E、改善齒輪材料和熱處理方式，以提高許用應力。第十一章第十一章〔答案〕11－1填空題1.B2.C3.B4.D5.A6.A7.A8.B9.A10.D11－2填空題1.為齒面膠合、疲勞點蝕、輪齒折斷、磨損、蝸輪齒上、齒面膠合、齒面間相對滑動速度大、良好的磨合、耐磨性能。2.齒條、齒輪、軸面、端面3.右、軸面、端面4.油溫不斷升高而使潤滑油稀釋；膠合；單位時間內產生的熱量；散發的熱量；加散熱片，蝸桿軸端加裝風扇、傳動箱內裝循環冷卻管路。5.；右旋6.限制蝸輪滾刀的數目，便于滾刀的標準化、z1/m、m7.低、好、1~48.嚙合摩擦損耗、軸承摩擦損耗、攪油損耗9.相對滑動；減摩、耐磨；碳素鋼或合金鋼，青銅或鑄鐵；蝸輪11－3分析計算題1．解：(1)電機轉向箭頭向上。(2)蝸桿受各力方向如圖。(3)N·mmNNN2．解：蝸輪左旋，順時針轉動。3.解：〔1〕上升：所以圈蝸桿轉向箭頭向下〔從手柄端看為逆時針方向〕。〔2〕所以故該機構自鎖〔3〕又所以第十二章〔答案〕12－1選擇題1.B2.A3.C4.A5.C6.C7.D8.D9.C10.C，B，B12－2填空題1．徑向軸承、止推軸承、不完全液體潤滑軸承、液體潤滑軸承、液體動壓軸承、液體靜壓軸承2．磨損與膠合、邊界潤滑油膜不遭到破壞、；；。3．耐磨4．干摩擦、液體摩擦、不完全液體摩擦5．溫度、壓力6．摩擦、傳動效率、非承載區7.吸附8.粘度；油性〔潤滑性〕9.增大、提高、增大10.a.存在收斂性油楔b.一定粘度的足夠供油c.由大端指向小端的相對運動速度，d.適當外載F12－3判斷題1．(√)2．(√)3．(√)4．(√)5．(√)6．(√)7．(×)8．(×)12－4分析計算題1．解：非液體潤滑狀態下：①當時，求許用載荷：按許用壓強，求：因為按許用，求：≤N〔〕所以應為。②當時，求許用載荷：按求：＝按求：()所以也應為23875N。由①、②可知，在兩種轉速下均能正常工作時，許用載荷應為23875N。2．解：由機械設計手冊查得軸承材料ZQSn6-6-3的許用最大值：[p]=5MPa，[v]=3m/s，[pv]=12MPa·m/s。按數據，并取B/d=1，得MPam/spv=0.7224.71=3.40MPa·m/s由計算可知，選用ZQSn6-6-3材料不能滿足要求，而[p]、滿足。現考慮如下兩個方案進展計算：(1)不改材料，減少軸頸直徑以減小速度v，取d為允許的最小值48mm，那么m/s＞[v]=3m/s仍不能滿足要求，此方案不可用，所以必須改選軸承材料。(2)改選材料，在銅合金軸瓦上澆鑄軸承合金ZCuPbSb15-15-3，查得[p]=5MPa，[v]=6m/s，[pv]=5MPa·m/s，經試算，取d=50mm，B=42mm。MPa＜[p]m/s＜[v]pv=1.243.93=4.87MPa·m/s＜[pv]結論：可用銅合金軸瓦澆鑄ZCuPbSb15-15-3軸承合金。軸頸直徑d=50mm，軸承寬度B=42mm。3.解：1)求軸承相對間隙2)計算軸頸圓周速度3)確定承載系數根據，偏心率，查表可得：4)根據第十三章第十三章選擇題1.(2)2.(1)3.(1)4.(3)5.(3)6.(4)7.(1)8.(4)9.(2)10.D11.D12.A13.A14.A15.A,B填空題內圈外圈滾動體保持架相對滑動速度滾動體接觸角越大滾子球精度點蝕接觸應力(1)N316/P651316(2)51316N316/P6(3)6306/P551316(4)6306/P5(5)30306 7.軸向，徑向，軸向負荷和徑向負荷8.基孔，基軸9.軸承所受載荷的大小、方向及性質，轉速的上下，調心性能要求，裝拆方便及經濟性要求，向心、推力。10.疲勞點蝕，可靠度90%，塑性變形，靜強度。判斷題。1-5√√×××問答題圓錐滾子軸承圓柱滾子軸承滾針軸承基本額定動載荷：使軸承的基本額定壽命恰好為106r(轉)時，軸承所能承受的載荷值。基本額定靜載荷：使受載最大的滾動體與滾道接觸中心處引起的接觸應力到達—定值的載荷，作為軸承靜強度的界限。基本額定壽命10：按一組軸承中10％的軸承發生點蝕破壞，而90％的軸承不發生點蝕破壞前的轉數(以106轉為單位)或工作小時數作為軸承的壽命。當量動載荷：為一假想載荷，在該假想載荷作用下，滾動軸承的壽命與實際載荷作用下的壽命相當。當量靜載荷：為一假想載荷，在該假想載荷作用下，滾動軸承的永久接觸變形量與實際載荷作用下的永久接觸變形量相當。滾動軸承的內、外圈和滾動體，—般用軸承鉻鋼制造。熱處理：淬火＋低溫回火，硬度一般不低于60HRC；∵相對運動外表易發生磨損，要提高其外表硬度，以增強耐磨性。保持架常用低碳鋼、銅合金、鋁合金或塑料制成；∵易成形，減摩。高速運轉時離心力大，推力球軸承的鋼球與保持架磨損、發熱嚴重，壽命降低，故不宜采用。當工作轉速高時，通常采用深溝球軸承或角接觸球軸承為宜。角接觸球軸承(6000型)和圓錐滾子軸承(7000型)承受徑向載荷時，要產生派生軸向力，派生軸向力迫使軸承內、外圈有別離的趨勢，為保證軸承能正常工作，故通常成對使用。面對面安裝：兩軸承外圈窄端面相對安裝。實際跨距l較軸承之間的距離短些，軸系的剛度較高，軸承的間隙調整和裝配較易。常用。背靠背安裝：兩軸承外圈寬端面相對安裝。實際跨距l較軸承之間的距離長些，軸系的剛度較低，軸承的間隙調整困難。常用于要求軸的外伸局部撓曲變形小時。調心軸承(10000型和20000型)能自動調心，允許內圈對外圈軸線偏斜量大，可以調整軸線的誤差，但假設不成對使用，那么不可能實現其功能。6．在安裝時要調整軸承游隙的滾動軸承類型：10000，20000，30000，50000，60000，70000。調整軸承游隙的常用方法：①加厚或減薄端蓋與箱體間調整墊片②用調節螺釘調整③用圓螺母調整7．兩支點各單向固定：工作溫升較小，支承跨距不大的軸。一支點雙向固定，另一支點游動：工作溫升較高,支承跨距較長(L>350mm)的軸。兩支點游動：要求左右游動的軸(如人字齒輪的主動軸)。8．滾動軸承的回轉套圈和不回轉套圈與軸或機座裝配時所取的配合性質有何不同?常選用什么配合?其配合的松緊程度與圓柱公差標準中一樣配合有何不同?滾動軸承的回轉套圈與軸或機座裝配時所取的配合性質：過盈配合(js5,js6,k5,k6,m5,m6,r5,r6,M7,N7)。不回轉套圈與軸或機座裝配時所取的配合性質：不回轉套圈與軸或機座裝配應比回轉套圈與軸或機座裝配有較松的配合(H6,H7,J7,J6,K7,K6,M7,M6,h6,g6)。其配合的松緊程度與圓柱公差標準中一樣配合不同：滾動軸承是標準件，軸承內孔與軸的配合采用基孔制，即以軸承內孔的尺寸為基推；軸承外徑與外殼孔的配合采用基軸制，即以軸承的外徑尺寸為基準。與內圈相配合的軸的公差帶以及與外圈相配合的外殼孔的公差帶，均按圓柱公差與配合的國家標準選取。由于dm的公差帶在零線之下，而圓柱公差標準中基淮孔的公差帶在零線之上，所以軸承內圈與軸的配合比圓柱公差標準中規定的基孔制同類配合要緊得多。對軸承內孔與軸的配合而言．圓柱公差標準中的許多過渡配合實際成為過盈配合，而有的間隙配合實際變為過渡配合。軸承外圈與外殼孔的配合與圓柱公差標準中規定的基軸制同類配合相比較，配合性質的類別基本一致，但由于軸承外徑的公差值較小，因而配合也較緊。9.1〕軸承的載荷：軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據。2〕軸承的轉速：在一般轉速下，轉速的上下對類型的選擇不發生什么影響，只有在轉速較高時，才會有比較顯著的影響。3〕軸承的調心性能；4〕軸承的安裝和拆卸。10.靜載荷是指軸承套圈相對轉速為零或相對轉速極度低時，作用在軸承上的載荷。為了限制滾動軸承在靜載荷下產生過大的接觸應力和永久變形，需進展靜載荷計算。11.潤滑對于滾動軸承具有重要意義，軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦陰力，還可以起著散熱、減小接觸應力、吸收振動、防止銹蝕等作用。軸承常用的潤滑方式有兩種：油潤滑和脂潤滑。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。四、分析計算題1、解：一對軸承中當量動載荷大的那個軸承不安全。①求支反力Fr1、Fr2Fr2＝F-Fr1=6000-4000=2000N②計算軸承的軸向載荷Fd1、Fd2先計算內部軸向力：Fd=Fr/2YFd1=Fr1/2Y＝4000/2×2.1＝952NFd2=Fr2/2Y=200/2×2.1＝476N∵Fd1+Fa=952+1000=1952N>Fd2＝476N軸承2壓緊，軸承1放松。∴Fa1＝Fd1=952NFa2＝Fd1+Fa＝1952N③計算當量動載荷Fa1/Fr1＝952/4000＝0.239<e=0.29，得：X=1，Y=0P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2×4000＝4800NFa2/Fr2＝1952/2000＝0.976>e＝0.29，得：X=0.4，Y=2.1P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2×(0.4×2000＋2.1×1952)＝5879N∵P2>P1∴軸承2不安全。合用。2、解：1)．計算軸承的軸向載荷Fd1、Fd2由表13-7，70000C型軸承的內部軸向力為Fd=eFr，由表13-5得e=0.38~0.56，初定e=0.45(軸承1)，e=0.40(軸承2)Fd1=eFr1=0.45×1000＝450NFd2=eFr2=0.40×2060＝824N∵Fd2+Fae=824+1200=2024N>Fd1＝470N軸承1壓緊，軸承2放松。∴Fa1＝Fd2+Fae=2024NFa2＝Fd2＝824N2)．計算當量動載荷由手冊查得7307C軸承：基本額定動載荷C=35.1kN，基本額定靜載荷Co=27.5kN。由表13-5Fa1/Co=2024/27500=0.0736得：e=0.45(與初選一樣)。Fa1/Fr1＝2024/1000＝2.024>e=0.45，由表13-5查得：X=0.44，Y=1.25由表13-6，取載荷系數fp=1.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.5(0.44×1000＋1.25×2024)＝4455NFa2/Co=824/27500=0.03得：e=0.40(與初選一樣)Fa2/Fr2＝824/2060＝0.40＝e，由表13-5查得：X=1，Y=0P2=fp(XFr2+YFa2)=1.5×2060＝3090N3)．核驗軸承壽命∵P1>P2∴應以軸承1的當量動載荷P1為計算依據。由此可知，7307C軸承