機(jī)械設(shè)計作業(yè)集(答案)

第五章螺紋

一、簡答題

1.相同公稱直徑的細(xì)牙螺紋和粗牙螺紋有何區(qū)別？

答普通三角螺紋的牙型角為60°,又分為粗牙螺紋和細(xì)

牙螺紋，粗牙螺紋用于一般連接，細(xì)牙螺紋在相同公稱直徑時，

螺距小、螺紋深度淺、導(dǎo)程和升角也小，自鎖性能好，適合用于

薄壁零件和微調(diào)裝置。細(xì)牙螺紋的自鎖性能好，抗振動防松的能

力強(qiáng)，但由于螺紋牙深度淺，承受較大拉力的能力比粗牙螺紋差。

2.螺栓、雙頭螺柱、緊定螺釘連接在應(yīng)用上有何不同？

答

(1)普通螺栓連接：被連接件不太厚，螺桿帶釘頭，通孔不

帶螺紋，螺桿穿過通孔與螺母配合使用。裝配后孔與桿間有間隙,

并在工作中不許消失，結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，可多個裝拆，應(yīng)用

較廣。

(2)精密螺栓(皎制孔螺栓)連接：裝配間無間隙，主要承

受橫向載荷，也可作定位用，采用基孔制配合皎制扎螺栓連接。

(3)雙頭螺柱連接：螺桿兩端無釘頭，但均有螺紋，裝配時

一端旋入被連接件，另一端配以螺母，適于常拆卸而被連接件之

一較厚時。裝拆時只需拆螺母，而不將雙頭螺栓從被連接件中擰

出。

(4)螺釘連接：適于被連接件之一較厚(上帶螺紋孔)、不需

經(jīng)常裝拆、受載較小的情況。一端有螺釘頭、不需螺母。

(5)緊定螺釘連接：擰入后，利用桿末端頂住另一零件表面

或旋入零件相應(yīng)的缺口中以固定零件的相對位置。可傳遞不大的

軸向力或扭矩。

3.為什么多數(shù)螺紋連接都要求擰緊?預(yù)緊的目的是什么？

答絕大多數(shù)螺紋連接在裝配前都必須擰緊，使連接在承受

工作載荷之前，預(yù)先受到力的作用。這個預(yù)先加的作蝴用力稱為

頂緊JJ力。預(yù)緊的目的在于增強(qiáng)連接的緊密性和可靠性，以防

止被連接件在受力后出現(xiàn)松動、縫隙或發(fā)生滑移。

4.連接用螺紋已經(jīng)滿足自鎖條件，為什么在很多連接中還

要采取防松措施？

答；對于一般單線螺紋，螺旋升角小于螺旋副的當(dāng)量摩擦

角，本身能滿足自鎖條件，但是在沖擊、振動或變載荷作用下，

螺旋副摩擦力可能減小或瞬時消失，多次反復(fù)作用后，就可能松

脫。另外，在溫度大幅度變化的情況下，反復(fù)的熱脹冷縮，也會

造成松脫。

5.防松原理和防松裝置有哪些？

答防松的根本在于防止螺旋副在受載荷時發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，

防松的方法分為：摩擦防松、機(jī)械防松和破壞螺旋副關(guān)系的永久

防松。具體裝置如下；

(1)摩擦防松：對頂螺母，彈簧墊圖，自鎖螺毋。

(2)機(jī)械防松：開口銷與六角開槽螺母，止動墊圈，串聯(lián)鋼

絲。

(3)破壞螺旋副關(guān)系的永久防松：釧合，沖點(diǎn)，涂膠粘劑。

6.為什么只受預(yù)緊力的緊螺栓連接，對螺栓的強(qiáng)度計算要

將預(yù)緊力增大到它的1.3倍按純拉伸計算？

答受頂緊力的緊螺栓連接在擰緊力矩的作用下，螺栓除了

要受到頂緊力的拉伸應(yīng)力外，還要受到螺紋摩擦力距的扭轉(zhuǎn)而產(chǎn)

生扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，所以處于復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)。設(shè)計中要綜合考慮拉應(yīng)力

和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，其處理方法是把計算應(yīng)力乘以L3,即把拉應(yīng)力增

大30%以考慮扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的影響。

7.常見的螺栓中的螺紋是右旋還是左旋、是單線還是多線？

GB5782-2000螺栓M16X100,8.8級，螺栓試問：螺栓的公稱直

徑是多少？100是螺栓哪部分的長度？螺栓的屈服極限是多少？

答：常見的螺栓中的螺紋是右旋、單線螺紋。

螺栓的公稱直徑是16mm,100是螺栓桿長，螺栓的屈服極限

是640MPa.

8.為什么螺母的螺紋圈數(shù)不宜大于10圈？提高螺栓聯(lián)接強(qiáng)

度有哪些主要措施？

答：因載荷分布不均，其中第一旋合圈約占總載荷的1/3,

而第8圈以后幾乎不承受載荷，故大于10圈的加高螺母并不能

提高聯(lián)接的強(qiáng)度。

提高螺栓聯(lián)接強(qiáng)度的主要措施有：

1)降低影響螺栓疲勞強(qiáng)度的應(yīng)力幅；

2)改善螺紋牙上載荷分布不均的現(xiàn)象；

3)減小應(yīng)力集中的影響；

4)采用合理的制造工藝方法。

二、計算題

1.圖示螺栓聯(lián)接中，采用兩個M20的4.6級普通螺栓，其安

全系數(shù)為1.5,聯(lián)接接合面間的摩擦系數(shù)f-0.20,防滑系數(shù)

(=1.2

，計算該聯(lián)接允許傳遞的靜載荷Fo(M20的螺栓

4=17.294mm

解：假設(shè)各螺栓所需預(yù)緊力均為招，則由平衡條件

f.Fo.乙i“工得:f.z,i(1)

由于螺栓僅受橫向載荷，則螺栓危險截面的強(qiáng)度條件為:

(2)

螺栓的屈服極限as=4x6x10=240MPa

[a]=—==160N/mm2

S1.5

心<孫團(tuán)友=19273.75N

由⑴、(2)得4xl.3x(

2.一懸臂粱由四個普通螺栓聯(lián)接固定于立墻上的兩個夾板間,

如圖所示，已知載荷P=1000N,螺栓布局和相關(guān)尺寸如圖所示,

試選擇螺栓直徑do(15分)注：(1)螺栓的性能等級為6.8；

安全系數(shù)為1.5.(2)圖示尺寸單位為mm；

(3)板間摩擦系數(shù)f=0.15,防滑系數(shù)KS=1.2；

；(4)螺紋標(biāo)準(zhǔn)見下表：

螺紋外徑d(mm)56810121416

螺紋內(nèi)徑由4.14.96.68.310.1011.813.83

(mm)341747766355

LP1000

解：懸臂粱在y向摩擦力，4=￡=「-=250N

懸臂粱在圖示方向的摩擦力為

廠PL1000x500

卜-----------=--2--5--0-0--7--2=2121.3^

R~Rz~25后x4,由圖

可得1、4螺栓聯(lián)接所受摩擦力合力最大,

%="；+F；-2F』RC°S135。

=72502+(2500V2)2-2x250x250072x75/2=3716.522V

設(shè)螺栓預(yù)緊力為心，則對于1、4螺栓：f^Qi>KsFmax.

「x廠max1.2x3716.522229.91一。“八。”

K>二——=----------------=-----------=14866.08N

fxi0.15x20.15

螺栓的屈服極限4=6X8X10=480MP。

[a]=—==320N/mm2

S1.5

螺栓危險截面的直徑為

[4xL3FoJ4xl.3xl486贏

4=8.769mm

V1㈤V?x320

故選擇公稱直徑d=12mm(螺紋小徑

d1=10.106mm>8.769mm)的螺栓

3.圖示剛性聯(lián)軸器由6個均布于直徑0。=195加”的圓周上的螺

栓聯(lián)接，聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩T=2600N.m。

試按下列情況校核該螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度。

(1)采用M16的小六角頭較制孔螺栓，如圖方案L螺栓受剪

處直徑4=17根根，螺栓材料為45鋼，許用剪應(yīng)力

⑺=195”尸。；許用擠壓應(yīng)力［*=300MPQ；聯(lián)軸器的材

料為HT250,許用擠壓力%=10°"P"。

2）采用M16的普通螺栓，如圖方案H,接合面的摩擦系數(shù)為

f=0.15,螺栓材料為45鋼，許用拉應(yīng)力㈤=240MP",螺

紋內(nèi)徑4=13.835/wn,防滑系數(shù)K.=1.2。

解：（1）采用較制孔螺栓聯(lián)接

時，根據(jù)聯(lián)軸器上的力矩平衡

得：

6

%%=T

i=l2

3FD0

lT2600……”

F=----=----------=4444.44N

3DQ3X0.195

根據(jù)螺栓桿的剪切計算公式

F444444

T=-------=-------=19.58MPa<[7]=195MPa

卜；。(⑺2

故螺栓不至于剪斷。

F4444.44c/c…

----------=9.68MPa

由擠壓應(yīng)力條件公式:Pd0Jmi.n17x27

(J<[cr]p2=100MPa;crp<[cr]pl=300MPa

田4

故聯(lián)軸器、螺栓不致于壓碎。

（2）采用普通螺栓聯(lián)接時，靠聯(lián)接預(yù)緊后在接合面間產(chǎn)生摩擦

力來傳遞轉(zhuǎn)矩T,

Z

￡任0心之星16fF0^>KsT

由i=i得2,

TK>,32600x1.2=35555.56N

及2

則3DJ3x0.195x0.15

螺栓危險截面的拉伸應(yīng)力為:

1.3凡1.3x35555.56

-----=-----------------=307.47MPa>[a]-240MPa

*X13.8352

44

故螺栓會被拉斷。

4.一壓力容器的平蓋用M16(4=13.835根根)螺栓聯(lián)接。已

知制螺栓的

[b=120M尸〃，容器的壓

強(qiáng)為P=2Mpa,內(nèi)徑D=180mm。

試求：

(1)所需螺栓的個數(shù)z(取殘

余預(yù)緊力片F(xiàn)為工

作載荷);

—=0.3

(2)預(yù)緊力F0(取相對剛度a+C”)。

P-D2

尸二」—

解：(1)在P的作用下，單個螺栓的軸向工作載荷為

螺栓的總的工作拉

為PD?

F?=F,+F=1.6F+F=2.6X-------

力：我(1)

螺栓的拉伸強(qiáng)度條件為：""

V⑵

2.6X速叁空加

4x1.3

由(1)、(2)有4z

1.3x2.6x2xl802

z>=9.54

2

即：13.835X120

取z=10

2

P-D"=5089.38N

F=^—

(2)當(dāng)z=10時,Z

c尸=1.6尸+(1——相一)F

既二月+m

cb+cm3+cm

預(yù)緊力=1.6尸+0.7尸=H705.57N

5.一薄板零件用兩個M10的螺釘

（4=8.376小見乙=9.026切加）固定于機(jī)架側(cè)壁上，其上受有

2000N的拉力，如圖所示。已知螺釘?shù)那O限4=240/為

零件與機(jī)架間的摩擦系數(shù)/二°12,

若安全系數(shù)S=L5,防滑系數(shù)

K二12,那么，兩螺釘?shù)膹?qiáng)度是否足

夠？

解：

Psin60°2000xsin60°

F=866N

x22

Pcos60°2000xcos60°

二500N

22

fF.zi>KsFyFQ上陋二2500N

fzi0.12x2x1

F2=Fo+Fx=2500+866=3366N.

1.3F2_1.3x3366

=19J2MPa；[a]=^=—=160MPa^ca<[<^]；

S1.5

-d,-x8.3762

414

兩螺釘?shù)膹?qiáng)度足夠.

或（FQ=F。—一鼠一工）（工=F0十0。工）

乂乙uc廠A

G+cm■bm

第六章鍵連接

一、簡答題

1.平鍵連接的工作原理是什么，可能的失效形式是什么？如何進(jìn)

行強(qiáng)度計算？

答平鍵按用途分有3種：普通平鍵、導(dǎo)向平鍵和滑鍵。平鍵的

兩側(cè)面為工作面，平鍵連接是靠鍵和鍵槽側(cè)面擠壓傳遞轉(zhuǎn)矩，鍵

的上表面和輪轂槽底之間留有間隙。平鍵連接具有結(jié)構(gòu)簡單、裝

拆方便、對中性好等優(yōu)點(diǎn)，因而應(yīng)用廣泛。

平鍵連接的可能失效形式有：較弱零件工作面被壓潰（靜連

接）、磨損（動連接）、鍵的剪斷（一般極少出現(xiàn)）。因此，對于普

通平鍵連接只需進(jìn)行擠壓強(qiáng)度計算；而對于導(dǎo)向平鍵或滑鍵連接

需進(jìn)行耐磨性的條件性計算。

2.如仍選擇平鍵的類型和尺寸？

答鍵的尺寸則按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強(qiáng)度要求來取定。鍵的主要尺

寸為其截面尺寸（一般以鍵寬bX鍵高h(yuǎn)表示）與長度L。鍵的截

面尺寸bXh按軸的直徑d由標(biāo)準(zhǔn)中選定。鍵的長度L一般可按

輪轂的長度而定，即鍵長等于或略短于輪轂的長度；而導(dǎo)向平鍵

則按輪轂的長度及其滑動距離而定。一般輪轂的長度可取為

（1.5-2）d,這里d為軸的直徑。所選定購鍵長亦應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定

的長度系列。重要的鍵連接在選出鍵的類型和尺寸后，還應(yīng)進(jìn)行

強(qiáng)度計算。

3.平鍵、半圓鍵、切向鍵、楔鍵在結(jié)構(gòu)和使用性能上有何區(qū)別?

為什么平鍵應(yīng)用廣泛？

答平鍵的兩側(cè)面是工作面，上表面與輪轂上的鍵槽底部之間留

有間隙。工作時，靠鍵與鍵槽側(cè)面的擠壓來傳遞扭矩。平鍵連接

的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，對中性好，裝拆、維護(hù)方便，所以應(yīng)用廣泛;

缺點(diǎn)是不能承受軸向力。同一軸上不同軸段的鍵槽要設(shè)計在一條

母線上，以方便加工。

半圓鍵的工作面是兩側(cè)面，用于靜連接。軸上鍵槽用與半圓

鍵半徑相同的盤狀銃刀銃出，因此半圓鍵在槽中可繞其幾何中心

擺動以適應(yīng)輪轂中鍵槽的斜度。半圓鍵連接的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，

制造和裝折方便，但由于軸上鍵槽較深，對軸的強(qiáng)度削弱較大，

故一般多用于輕載，尤其是錐形軸端與輪轂的連接中。

楔鍵的上下表面是工作面，鍵的上表面和輪轂鍵槽底面均具

有1：100的斜度。裝配后，鍵楔緊于軸槽和轂槽之間。工作時,

靠鍵、軸、轂之間的摩擦力及鍵受到的偏壓來傳遞轉(zhuǎn)矩，同時能

承受單方向的軸向載荷，楔鍵連接楔緊以后軸和輪轂產(chǎn)生偏心，

因此主要用于定心精度不高的軸轂這接。

切向鍵內(nèi)兩個斜度為1：100的普通楔鍵織戒組成。裝配時

兩個楔鍵分別從輪轂一端打入，使其兩個斜面相對，共同楔緊在

軸與輪轂的鍵槽內(nèi)。其上、下兩面為工作面，其中一個工作面在

通過軸心線的平面內(nèi)，工作時工作面上的擠壓力沿軸的切線作

用。因此,切向鍵的工作原理是靠工作面的擠壓來傳遞轉(zhuǎn)矩。一

個切向鍵只能傳遞單向轉(zhuǎn)矩，若要傳遞雙向轉(zhuǎn)短必須用兩個切向

鍵，并諾錯開120-135。反向安裝。切向鍵主要用于軸徑大于

100mm、對中性要求不高且載荷較大的重型機(jī)械中。

4.采用兩個平鍵、兩個楔鍵或兩個半圓鍵時，如何布置？

答采用平鍵時，一般沿周向相隔180。布置，以使之對軸的削

弱均勻，對中性好；采用兩個楔鍵時，相隔90-120。布置，若夾

角過小，則對軸的局部削弱太大，若夾角過大，則兩個楔鍍的總

承載能力下降。如果夾角達(dá)到180。，兩個楔鍵的承載能力僅相當(dāng)

于一個楔鍵。采用半圓鍵時，因?yàn)榘雸A鍵對軸的削弱很大，在同

一截面上不能布量兩個，只能故存同一母線上。

5.分別用箭頭指出工作面，并在圖下方標(biāo)出鍵的名稱。

1.下圖中圖1是―半圓鍵一。2.下圖中圖2是楔鍵一

3.下圖中圖3是_切向鍵4.下圖中圖4是平鍵。

、計算題

已知齒輪安裝在兩支點(diǎn)間，齒輪和軸的材料為鍛鋼，用普通平鍵

聯(lián)接，軸徑d=80mm,轂寬度為110mm,T=3000N.m,鍵、軸和輪

轂的材料均為鋼，6J=n°"P",普通平鍵的主要尺寸如卜表，設(shè)

計此鍵聯(lián)接。

附表：普通平鍵(GB1096-79)的主要尺寸

>>>>>

>95?

軸的直徑d50?58?65?75?85?

110

5865758595

鍵寬bX鍵16X18X20X22X25X

28X16

高h(yuǎn)1011121414

鍵的長度40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、

系列140

解：齒輪女裝在兩支點(diǎn)間,選A型平鍵，根據(jù)d=80mm,轂寬度

為110mm,選GB1096-79鍵22X100,其h=14mm。

1=L—b=100-22=78mm,k=0,5h=0.5x14=7mm

2Txi()32x3000x1()3，門)“「一△”「

tan=----------=------------------x131AMPa>1lOMPa

則，Pkid7x78x80

聯(lián)接強(qiáng)度小夠，改用雙鍵，180。布置，

2TxlO32x3000x1()3

(J=----------=91.6MPa<UQMPa

:1.5x78=117沖儲Pkid7x117x80合適。

第八章帶傳動

、簡答題

1.三角帶為什么比平帶承載能力大？

答V帶是以兩側(cè)面與楔形槽兩側(cè)面摩擦的摩擦力傳動的，而據(jù)

機(jī)械原理可知，槽面的摩擦力大于平面，從圖5.可知，設(shè)兩側(cè)

面摩擦系數(shù)為f,據(jù)力平衡可知：

fF=fNsin^

兩側(cè)面摩擦力之和為：

fN12=心F=fvF

出此可知，楔形面的當(dāng)量摩擦系數(shù)大于平面的摩擦系數(shù)，即

傳動能力大于平帶。

2.傳動帶工作時受哪些力的作用？最大應(yīng)力出現(xiàn)在哪個部位？有

哪些部分組成?

答傳動帶工作時受拉應(yīng)力；傳動帶繃在輪上產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力；

傳動帶繞輪轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生的離心力，離心力作用于帶的全長，在帶

的非盤繞部分表現(xiàn)為拉力。由此可見傳動帶工作中是受循環(huán)的變

載作用的，如圖所

o

最大應(yīng)力在緊邊開

始繞上小帶輪處。

由緊邊拉應(yīng)力，小

帶輪的彎曲應(yīng)力和

離心應(yīng)力組成。

3.按圖簡述帶傳動

的彈性滑動是如何產(chǎn)生的。它和打滑有什么區(qū)別？能否通過正確

設(shè)計來消除彈性滑動?打滑首先發(fā)生在哪個帶輪上?為什么？

答：帶傳動在工作時，帶受到拉力后要產(chǎn)生彈性變形。但由于緊

邊拉力(F1)和松邊拉力(F2)不同，故其彈性變形也不同。在

主動輪上帶在開始繞上帶輪處(A1C1段)，帶的線速度與主動輪

的圓周速度相等。在帶由C1點(diǎn)轉(zhuǎn)到分離點(diǎn)B1時，帶所受拉力由

F1逐漸降到F2,帶的彈性變形也隨之逐漸減小，因而帶沿帶輪

的運(yùn)動是一面前進(jìn)、一面向后收縮，說明帶與主動輪緣之間發(fā)生

了微量(局部)的相對滑動，即彈性滑動。

彈性滑動是由帶的松、緊邊拉力差造成彈性伸長量變化產(chǎn)生

的帶與輪之間的相對滑動，而打滑卻是由于過載而產(chǎn)生帶與輪之

間的相對滑動。彈性滑動是固有特性，而打滑是失效形式。

只要傳遞載荷，就有松、緊力拉力差，所以彈性滑動是帶傳動正

常工作時固有的特性，不可避免。

因?yàn)閹г诖筝喩系陌谴笥谛≥喩系陌牵砸话銇碚f，打滑

總是在小輪上先開始。

4.試說明帶輪直徑、初拉力、包角、摩擦系數(shù)、帶速、中心距對

帶傳動分別有何影響?帶的最大有效拉力的影響因素有哪些？

答

(1)帶輪直徑小則帶的彎曲應(yīng)力大，因此不宜取的太小，對

每種截型的v帶都規(guī)定了允許采用的最小帶輪直徑；反之，帶輪

直徑過大，則輪廓尺寸就大。

(2)初拉力決定了帶輪傳動的能力，但也不宜過大，太大的

初拉力會導(dǎo)致摩擦加劇，影響帶的壽命并且增大了對軸和軸承的

壓力。

(3)適當(dāng)提高帶速，在相同的傳遞功率下，單根帶的有效拉

力就會減小，帶的根數(shù)就可以減少；但過大的帶速會增大離心力，

反而會降低摩擦力和有效拉力。

(4)中心距太小會減小包角，使傳動摩擦力減小，影響傳動

能力；而且中心距過小會使帶的循環(huán)次數(shù)增加，導(dǎo)致工作壽命的

下降。反之，如果中心距過大，則會引起震顫。

(5)小帶輪包角如果太小則帶與帶輪接觸面積小。摩擦力會

減小，傳動能力會下降

(6)摩擦系數(shù)大則帶與帶輪之間的傳動能力就強(qiáng)，但摩擦加

劇會影響帶的壽命。

帶的最大有效拉力的影響因素有初拉力、摩擦系數(shù)和包角。

5.帶傳動的失效形式和計算準(zhǔn)則是什么？

答帶傳動的失效形式是打滑和疲勞破壞。計算準(zhǔn)則是在保證帶

傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。

6.帶輪槽楔角和三角帶梯形剖面夾角為什么不相同？

答v帶繞在帶輪上產(chǎn)生彎曲，在外層受拉伸變長、內(nèi)層受壓縮

變短的同時，必然上層截面的寬度變窄、下層截面的寬度變寬，

楔角角度變小。把帶的楔角做成40、帶輪的楔角做得比40。小、

在帶拉伸張緊后安裝時就正好和帶輪的槽的兩側(cè)面緊密貼合。當(dāng)

然，帶型不同，帶的截面及彎曲的程度就不同，帶輪槽的楔角也

就不同。

7.帶傳動為什么要張緊？常見的張緊裝置有哪些？張緊輪應(yīng)如

何布置才合理？

答：各種材質(zhì)的V帶都不是完全的彈性體，在預(yù)緊力的作用下，

經(jīng)過一定時間的運(yùn)轉(zhuǎn)后，就會由于塑性變形而松弛，使預(yù)緊力降

低。為了保證帶傳動的能力，應(yīng)定期檢查預(yù)緊力的數(shù)值。如發(fā)現(xiàn)

不足時，必須重新張緊，才能正常工作。

常見的張緊裝置有：

定期張緊裝置；自動張緊裝置；采用張緊輪的裝置。

當(dāng)中心距不能調(diào)節(jié)時，可采用張緊輪將帶張緊。張緊輪一般應(yīng)放

在松邊內(nèi)側(cè)，使帶只受單向彎曲，同時還應(yīng)盡量靠近大輪，以免

過分影響小帶輪的包角。若張緊輪置于松邊外側(cè)，則應(yīng)盡量靠近

小帶輪。張緊輪的輪槽尺寸與帶輪的相同，且直徑小于小帶輪的

直徑。

二計算題

1.單根V帶（三角帶）傳動的初拉力F0=354N,主動帶輪的基

準(zhǔn)直徑ddl=160mm,主動輪轉(zhuǎn)速nl=1500r/min,主動帶輪上的包

角al=150。，帶與帶輪之間的摩擦系數(shù)y0.485。求：

1）V帶（三角帶）緊邊、松邊的拉力Fl、F2；

2）V帶（三角帶）傳動能傳遞的最大有效圓周力Fe及最大功率

Po

解：1）帶速

7Td7ix160x1500

=12.566m/s

60x100060x1000

2）聯(lián)解

F,+F2=2F0=2x354=708N

居儲=泮

150°

cc-------x7i-2.618

180°

=2.718°-485X2-618=2.71812697=3.559

尸i+尸2=708

FJF2=3.559

F2=155.286

F]=552.713

3）V帶（三角帶）傳動能傳遞的最大有效圓周力Fe

3.559-1

F=2F--------=2x354x=397.427N

e°0e"。+13559+1

4)V帶(三角帶)傳動能傳遞的最大功率

P=Fev/1000=(397.427x12.566)/1000=4.994kW

2.一開口平帶傳動，已知兩帶輪基準(zhǔn)直徑分別為150mm和

400mm,中心距為1000mm,小帶輪主動，小帶輪轉(zhuǎn)速為1460r/min,

若傳遞功率為5kW,帶與鑄鐵帶輪間的摩擦系數(shù)y0.3,平帶每

米長的質(zhì)量q=0.35kg/m,試求：

1）帶的緊邊拉力和松邊拉力；

2）此帶傳動所需的預(yù)拉力（或初拉力）；

3）此帶傳動作用在軸上的壓力。

解：1）帶的緊邊拉力F1和松邊拉力F2

兀辦園7ix150x1460-,

…—v=---——=-------------=H.5m/s

帶速60x100060x1000

1000P1000x5

Fe=---------=-------------=435N

有效拉力v11.5

仁魚=兀_4。。-15。=2.89.

小帶輪包角曲=”a1000

0.3x2.89

1岫

K=Fe^/(e—1)=435xc0.3x2.891

緊邊拉力C—1

938

=435x—--=750N

2.38-1

435

F

2=~g_]---------------二315N

松邊拉力e2.38-1

2）此帶傳動所需的預(yù)拉力F0

19

Fo=不（與+尸2）+小,

1,

=-x(750+315)+0.35xll.52=579N

3)作用在軸上的力FQ

a\=2.89=ad=166°

a166°

F=2Fsin—=2義579xsin——二1150N

Q022

第九章鏈傳動

一、簡答題

1.鏈傳動工作時，產(chǎn)生動載荷的原因有哪些？

答：鏈傳動工作時，產(chǎn)生動載荷的原因有：

1)因?yàn)殒溗俸蛷膭渔溳喗撬俣戎芷谛宰兓瑥亩a(chǎn)生了附加的

動載荷；

2)鏈沿垂直方向的分速度V，也作周期性變化，使鏈產(chǎn)生橫向振

動，這也是鏈傳動產(chǎn)生的動載荷；

3)當(dāng)鏈進(jìn)入鏈輪的瞬間，鏈節(jié)和輪齒以一定的相對速度相嚙合,

從而使鏈和輪齒受到?jīng)_擊并產(chǎn)生附加的動載荷。

4)如果鏈張緊不好，會造成鏈條松弛，也會產(chǎn)生速度波動。

2.鏈傳動的可能失效形式有哪些？

答：(1)皎鏈元件由于疲勞強(qiáng)度不足而破壞；

(2)因較鏈銷軸磨損使鏈節(jié)距過度伸長，從而破壞正確嚙合和造

成脫鏈現(xiàn)象

⑶潤滑不當(dāng)或轉(zhuǎn)速過高時，銷軸和套筒表面發(fā)生膠合破壞；

⑷經(jīng)常起動、反轉(zhuǎn)、制動的鏈傳動，出于過載造成沖擊破斷；

⑸低速重載的鏈傳動發(fā)生靜拉斷。

3.鏈傳動張緊的目的何在？張緊方法有哪些？

答：1).目的：控制鏈條松邊垂度，防止嚙合不良和鏈條振動。

2).方法：

(1)增大兩輪的中心距；

(2)中心距不可調(diào)時，可采用張緊輪傳動，張緊輪應(yīng)裝在靠近

主動輪的松邊上。

(3)用壓板或托板張緊。摘取1-2鏈節(jié)。

4.圖示鏈傳動(兩輪軸線在同一鉛垂面內(nèi))有何缺點(diǎn)？為保證

其采用哪些措施？

答：1).兩輪軸線在同一鉛垂面內(nèi)的缺點(diǎn)是：使下垂量增大，會

減少下方鏈輪的有效嚙合齒數(shù)，降低傳動能力。

2).為保證其傳動能力，應(yīng)采取如下措施:

(1)使中心距可調(diào);

(2)設(shè)張緊裝置;

(3)上、下兩輪偏置，使兩輪的軸線不在同一鉛垂面內(nèi)。

5.標(biāo)出圖示鏈傳動主動輪小鏈輪的轉(zhuǎn)向，并說明原因。

a)b)

答：1).主動輪的轉(zhuǎn)向應(yīng)如圖示(逆時針旋轉(zhuǎn))，這樣緊邊在

上方，松邊在下方。

2).若松邊在上時，可能有少數(shù)鏈節(jié)垂落到小鏈輪上或下方

的鏈輪上，因而有咬鏈的危險。

6.簡述鏈傳動的多邊效應(yīng)。

答：鏈傳動中，鏈條曲折成正多邊形繞在鏈輪上，僅有較鏈

銷軸的軸心是沿著鏈輪分度圓運(yùn)動的，設(shè)其速度匕=火。，鏈條

前進(jìn)的速度匕=%c°s￡,與前進(jìn)方向垂直的分速度%=%sin夕，

8角是從(-0/2)至U(+//2)之間變化的，主動鏈輪雖作等角

速度回轉(zhuǎn)，而鏈條前進(jìn)的瞬時速度卻周期性地由小變大。鏈傳動

R2COS/

is=a>1/a>2

的瞬時傳動比:&cos0

由上式可知，隨著8角和Y角的不斷變化，鏈傳動的瞬時傳

動比也是不斷變化的。鏈傳動運(yùn)動不均勻性的特征，是由于圍繞

在鏈輪上的鏈條形成了正多邊形這一特點(diǎn)所造成的，稱為鏈傳動

的多邊效應(yīng)。

7.某運(yùn)輸帶由電動機(jī)通過三套減速裝置來驅(qū)動，它們分別是

雙級直齒圓柱齒輪減速器、套筒滾子鏈傳動和三角帶傳動。試分

折由電動機(jī)到工作機(jī)之間，應(yīng)怎樣布置這三級傳動，并說明理由。

答：該傳動裝置的布置方案應(yīng)為：

電機(jī)一三角帶傳動一雙級直齒圓柱齒輪減速器一套筒滾子鏈

傳動一工作機(jī)。

理由是：

(1)帶傳動宜放在高速級。由尸=歹?丫可知，高速級的速度

高，可以使帶傳動在功率不變的情況下有效拉力小，從而使帶的

型號、帶輪的尺寸以及初拉力均較小。同時，帶的打滑可以對整

個系統(tǒng)起到過載保護(hù)的作用。

(2)鏈傳動宜放在低速級。鏈傳動存在多邊效應(yīng)，即使主動

鏈輪作等角速度回轉(zhuǎn)，鏈條前進(jìn)的瞬時速度和從動輪的角速度也

是周期性變化，鏈傳動的瞬時傳動比也是不斷變化，因而造成和

從動鏈輪相連的零件也產(chǎn)生周期性的速度變化，從而引起了動載

荷。而且，鏈節(jié)距p越大，鏈輪的轉(zhuǎn)速越高，速度變化的幅度越

大，產(chǎn)生的動載荷越大，沖擊越強(qiáng)烈，噪音越大。

二、計算題

1.已知鏈節(jié)距p=19.05mm,主動鏈輪齒數(shù)zl=23,轉(zhuǎn)速

nl=970r/mino試求平均鏈速v、瞬時最大鏈速vmax和瞬時最小

鏈速vmino

解：1）平均鏈速v

z23xl9.05x970

V=17W1==708m/s

60x100060x1000

2）主動鏈輪分度圓直徑dl

P19.05

d=139.90mm

1~.180°,180°

sin——sm——

Zi

3）主動鏈輪圓周速度vl

兀di/7ix139.9x970

V1=7.10m/s

60x1000-60x1000

4）瞬時鏈速的最大值和最小值

瞬時鏈速：v=Rxcoxcos/7

當(dāng)"一°時，v=vmax=丫=7.10m/s

三*Zi1日吐180°…180°…,

9v=vmnuin=vcos--弓----=7.1x---2--3-=7.03m/s

2.單列滾子鏈水平傳動，已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速nl=970r/min,

從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2=323r/min,平均鏈速v=5.85m/s,鏈節(jié)距

p=19.05mm,求鏈輪齒數(shù)zl、z2和兩鏈輪分度圓直徑。

解：1）求鏈輪齒數(shù)zl,z2

zpnz2Pliz

v=-----{------1---=---------------

由公式60x100060x1000,所以

7^3_6_0__x_l_0_0_0__v-6-0-x--1-0-0--0-x-5--.8--5：2=1XSzyJ

P〃i19.05x970'，取zl=19

60xl000v60x1000x5.85

Zo=----------=---------------=57.04

p%19.05x323,取Z2=57

2）計算兩鏈輪分度圓直徑

d=P—

,180°

sin—

z,所以

P19.05「一

d—180^=，15-74mm

x.180°

sin—sin—

Zi19

19.05

dP=345.81mm

2,180°.180。

sin—sm—

457

第十章齒輪傳動

一、簡答題

1.齒輪傳動的失效形式有哪些?產(chǎn)生的原因是什么？有哪些

相應(yīng)的措施？

答：1).輪齒折斷

其原因是正常工作條件下的齒根彎曲疲勞折斷和突然過

載時的過載折斷或剪斷。采取的措施除了保證齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)

度外還有：增大齒根圓角半徑、消除加工刀痕以減小應(yīng)力集中、

增大軸及支撐的剛性使輪齒受力均勻、采用合適的熱處理方法提

高齒輪材料韌性及表面強(qiáng)化處理。

2).齒面磨損

其原因是雜質(zhì)侵入齒面間，多發(fā)生在開式傳動情況下采

取的措施夕有：采們閉式傳動并采取密封措施。

3).點(diǎn)蝕

材料內(nèi)部并不是絕對均勾的，存在位錯、夾雜等缺陷和微裂

紋。輪齒在嚙合中，表面的接觸應(yīng)力是按脈動循環(huán)變化的。長時

間作用的結(jié)果是齒面材料表面在局部比較大的交變應(yīng)力作用下，

微裂紋擴(kuò)展，最后以小片微粒剝落形成斷面麻點(diǎn)，從而使齒面失

去正確的齒形導(dǎo)致報廢。實(shí)踐表明點(diǎn)蝕多發(fā)生在節(jié)線附近的齒根

部分，這是由于在節(jié)線附近嚙合時僅一對齒嚙合，齒面接觸應(yīng)力

高，相對滑動速度小而導(dǎo)致潤滑不小良。除了保證齒面接觸強(qiáng)度

外，提同齒面硬度，降低齒面粗糙度，采用合理變位，減小動載

荷及采用高粘度的潤滑油使油品不易被擠入表面微裂紋中都可

以提高抗點(diǎn)蝕的能力。

4)膠合

在重載或高速傳動時，齒面局部金屬焊接繼而又因相對滑

動，其齒面的金屬從其表面被撕落，輪齒表面沿滑動方向出現(xiàn)粗

糙溝痕。在高速重載情況下工作的齒輪，由于其滑動速度大而導(dǎo)

致瞬時溫度過高、使油膜破裂而產(chǎn)生粘焊，從而引起的膠合稱為

熱膠合。在低速重載情況下由于齒面應(yīng)力過大，相對速度低，油

膜不易形成，使接觸處產(chǎn)生了局部高溫而發(fā)生的膠合、稱為冷膠

合。

提高齒面硬度，降低表面粗糙度，采用有抗膠合添加劑的潤

滑油，采取有效冷卻，選用合理變位，減小模數(shù)和齒高來降低滑

動速度，選用抗膠合性能好的材料等，有助于提高齒輪的抗膠合

能力。

5).塑性變形

在過大的應(yīng)力作用下,輪齒材料處于屈服狀態(tài)而產(chǎn)生的齒面

或齒體塑性流動形成變形。采用提高齒面硬度，采用高粘度或有

極壓添加劑的潤滑油可防止或減輕塑性變形。

2.閉式和開式齒輪傳動在設(shè)計上有何不同特點(diǎn)?

答閉式和開式齒輪傳動在設(shè)計上有以下不同特點(diǎn)：對于軟

齒面閉式齒輪傳動，常因齒面點(diǎn)蝕而失效，故通常先按齒面接觸

疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。對于硬齒面閉

式齒輪傳動，其齒面接觸承載能力較高，故通常先按照齒根彎曲

疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，然后校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。對于開式齒輪

傳動，其主要失效形式是齒面磨損，而且在輪齒磨薄后往往會發(fā)

生輪齒折斷，故目前多是按照齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，并考

慮磨損的影響將模數(shù)適當(dāng)增大。

3.為什么主從動輪的硬度要有一定差別?差別多大合適？

答對于大、小齒輪都是軟齒面的齒輪傳動，考慮到（1）小

齒輪的齒根較薄，彎曲強(qiáng)度低于大齒輪；（2）小齒輪的齒形系數(shù)

大于齒輪的齒形系數(shù)，從齒輪彎曲應(yīng)力計算公式可知，小齒輪的

彎曲應(yīng)力更大；（3）小齒輪嚙合次數(shù)多，從而導(dǎo)致小齒輪壽命系

數(shù)低于大齒輪，許用彎曲應(yīng)力小于大齒輪。為使大、小齒輪壽命

比較接近，一般應(yīng)使小齒輪齒面硬度比大齒輪的硬度高

30-50HBS,以提高許用彎曲應(yīng)力。對于小齒輪是硬齒面，大齒輪

是軟齒面的情況，小齒輪對大齒輪會有顯著的冷作硬化作用，從

而可使大齒輪的齒面接觸強(qiáng)度提高。當(dāng)大、小齒輪都是硬齒面時,

小齒輪可以和大齒輪硬度一樣。但這里要特別提醒：一對齒輪的

硬度、成分和內(nèi)部組織越接近，越容易發(fā)生膠合，所以建議大、

小齒輪最好采用不同牌號的鋼制作加工。

4.齒輪強(qiáng)度計算時有哪些載荷系數(shù)?這些載荷系數(shù)與哪些因

素有關(guān)？

答：計算齒輪強(qiáng)度用的載荷系數(shù)，包括使用系數(shù)、動載荷系

數(shù)、齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分布系數(shù)。其中使用系數(shù)是把

齒輪傳動所受到傳動鏈兩端原動機(jī)和工作機(jī)工作運(yùn)轉(zhuǎn)不平穩(wěn)因

素的影響計算進(jìn)載荷的系數(shù)；動載荷系數(shù)是考慮齒輪本身嚙合時

產(chǎn)生的附加動載荷影響的系數(shù)；齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙

合各對輪齒間載荷分配不均勻所帶來影響的系數(shù)；齒向載荷分配

系數(shù)是考慮把剛性不足，制造及安裝誤差等因素所帶來的齒面上

的載荷沿接觸線呈不均勻分布的影響計入的系數(shù)。

6.齒形系數(shù)的意義是什么?對彎曲強(qiáng)度有何影響？

答：齒形系數(shù)是一個無因次量，只與輪齒的形狀有關(guān)，與齒的大

小及模數(shù)無關(guān)，因此稱為齒形系數(shù)。而齒形主要與齒數(shù)和變位系

數(shù)有關(guān)，如圖所示。齒數(shù)少則齒根厚度薄，齒形系數(shù)大，彎曲應(yīng)

力大，從而使彎曲強(qiáng)度低。正變位齒輪的齒根厚度大，使齒形系

數(shù)減小，可提高彎曲強(qiáng)度。

6.某運(yùn)輸帶由電動機(jī)通過三套減速裝置來驅(qū)動，它們分別是雙級

直齒圓柱齒輪減速器、套筒滾子鏈傳動和三角帶傳動。試分折由

電動機(jī)到工作機(jī)之間，應(yīng)怎樣布置這三級傳動，并說明理由。

答：該傳動裝置的布置方案應(yīng)為：

電機(jī)一三角帶傳動一雙級直齒圓柱齒輪減速器一套筒滾子鏈傳

動一工作機(jī)。

理由是：

(1)帶傳動宜放在高速級。由P=可知，高速級的速度高，

可以使帶傳動在功率不變的情況下有效拉力小，從而使帶的型

號、帶輪的尺寸以及初拉力均較小。同時，帶的打滑可以對整個

系統(tǒng)起到過載保護(hù)的作用。

(2)鏈傳動宜放在低速級。鏈傳動存在多邊效應(yīng)，即使主動鏈

輪作等角速度回轉(zhuǎn)，鏈條前進(jìn)的瞬時速度和從動輪的角速度也是

周期性變化，鏈傳動的瞬時傳動比也是不斷變化，因而造成和從

動鏈輪相連的零件也產(chǎn)生周期性的速度變化，從而引起了動載

荷。而且，鏈節(jié)距p越大，鏈輪的轉(zhuǎn)速越高，速度變化的幅度越

大，產(chǎn)生的動載荷越大，沖擊越強(qiáng)烈，噪音越大。

7.什么叫硬齒面齒輪？什么叫軟齒面齒輪？各適用于什么場

合？

當(dāng)齒輪的齒面硬度＞350HBS時稱為硬齒面齒輪；當(dāng)齒面硬度W

350HBS時稱為軟齒面齒輪。硬齒面齒輪適用于高速、重載及精

密機(jī)器；軟齒面齒輪適用于強(qiáng)度、速度及精度都要求不高的一般

場合。

8.一對傳動比大于1的標(biāo)準(zhǔn)齒輪嚙合時，哪個齒輪的齒面接觸應(yīng)

力較大？哪個齒輪的齒根彎曲應(yīng)力較大？為什么？

兩輪齒面接觸應(yīng)力相等，因?yàn)榛榉醋饔昧Α?/p>

小齒輪的齒根彎曲應(yīng)力較大，因?yàn)镺F0cFYFaYsa/(mb),兩輪作用力

F相等，齒寬bl=b2,模數(shù)m相同，而小輪齒根較薄，使齒形系

數(shù)Yfa較大，Ysa小一些，但乘積YfaYsa較大，故齒根彎曲應(yīng)力較大。

二、計算題

1.在圖示兩種直齒圓柱齒輪傳動方案中，已知：小齒輪分度圓

W.1]=2=4=13=80/71771

大齒輪分度圓直徑4=%=不=4=24輸入扭矩

5

Tx=T,X=1.65x[QN.mm,輸入軸轉(zhuǎn)速”=〃i,齒輪壽命人“j若不計

齒輪傳動和滾動軸承效率的影響，試求：

1).兩種方案的總傳動比￡和3

2).計算齒輪1、1'及4、4,嚙合處的圓周力和徑向力，標(biāo)出

各力的方向和各軸的轉(zhuǎn)向；

Ill

Illn3

1.65x105

F4=2062.5

tld80

解：圖a：1

Fri=Fatga=2062.5xtg20°=750.69A^=Fr2

Ft3=Ft2^=Ft2x2=4125N=Ft4

F3=Ft3xtga=4125x^20°=1501.38N;F4

27]'_2xl,65xl05

二4125N=^2'

￡i'=EJga=4125吆200=150L38N=￡2'

工3'二43’次。=1501.38=工4’

方案I：各級傳動比：1_4_'2_4一

I1

_d2.，_d4

方案II：各級傳動比："二7=2=/

2.在圖示的兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器中，

&=19g=57,Z3=20,Z4=68,高速級和低速級的模數(shù)和螺旋角分別

相等，其值分別為%=2心夕=15。輸入功率尸,=5KW轉(zhuǎn)速，輸出軸

轉(zhuǎn)速=96rpm,若不計摩擦功耗，試確定：

(1)為使中間軸上的軸承所受的軸向力較小，試確定其余各齒

輪的螺旋方向，并在圖上確定各軸的轉(zhuǎn)向。

(2)繪出以上四輪在嚙合點(diǎn)的受力圖，并計算齒輪2、3的圓周

力、徑向力和軸向力的大小。此時中間軸上的軸向力等于多少？

方向如何?

”2=互?2

由nmZ]Z3

n,=n,??—-?—=96x——x—?979rpm

1111Z1Z1920

得出:3

T.=95.5xIO,4=95.5x105—?4.88x104Nmm;

1/979

mZ2x19

d=---n---1-=---------y39.34mm

Acos尸cos15°

242x4.88x104

?24817V=FZ2

di39.34

Fr2=Ft2tga/cosj3=248lx織207cos15°e935N.

o

Fa2=Ft2tg/3=2481xrgl5?665N.

ZS7

44

Tu=Tj?=4.88x10x—=14.64xlOA^mm

不計摩擦功耗，則419

〃3=竺忌=21%41.41,麗

cos/3cosl5°.

2T,2x14.64x1()4

?70717V

41.41

Fr3=Ft3tga/cosj3=7071x^20°/cosl5°氏2664N.

/3=F/g尸=7°71x/gl5°"1895N.

中間軸上的軸向力為：工3-工2=1895-665=1230N.

方向同工3,即向上。

3.有一直齒圓錐一斜齒圓柱齒輪減速器如圖所示。已知:

6=17KW;%=720sz,圓錐齒輪幾何尺寸與參數(shù)為：

m=5mm;Zj=25;z2=60;b=50mm,

斜齒圓柱齒輪幾何尺寸與參數(shù)為：%=6帆見Z3=21工=84,錐齒輪嚙

合效率7=0.96

斜齒輪嚙合效率％=0-98滾動軸承效率%=0.961軸轉(zhuǎn)向如圖所示，

1).繪圖標(biāo)出各齒輪的轉(zhuǎn)向；

2).計算各軸的扭矩；

3).當(dāng)斜齒圓柱齒輪分度圓螺旋角為何旋向及多少度時，方能使

大錐齒輪和小斜齒圓柱齒輪的軸向力完全抵消

4).繪圖標(biāo)出各齒輪各嚙合點(diǎn)作用力的方向(用三個分力表示),

并計算其大小。注：斜齒圓柱齒輪的螺旋角

/3=10°8'30"

p17

5L5

翻T=95.5X1O-=95.5xlO——R225486A^mm

解：/r%720

7AH

T=r73=225486—X0.96x0.96起498739Mwn

n25

784

T=T7777=498739—x0.98x0.96?1876855A^mm

1m111u1Z,?3321

,吟=2=如=2.4,3a22.6199°

1Zi25

I/d［、2/d,、2/5x25、2/5x60.7,cl

4=）+（寸廠=z{+（丁/二

=(1-0.5-)^=(1-0.5-^-)5x25=105.77mm

R162.5

"2=F八=Ftltanacosdx=Fa3=Ft3tanp

馬匕生tanocos偽J.?…

dmlm〃3

2TL?7%?%

-------------------sin°

sin0=―"mitanacos8X

*7小

6x21x25

tan20cos22.6199?0.181

0.96x0.96x60x105.77

/p10.4281=10°25'41〃

2Tl?%2x225486x0.96

Fn*2X4093N

d/nl105.77

Fa2=Frl=Ftltanacos=4093tan20cos22.6199

P1375N

工1=工2=F八tanasin6=4093tan20sin22.6199

CtI乙IJL]

?5732V

rFt3—-rFt4三j二*"196cos1。。8,3。〃

6x21

Q7481N

F3tana7481tan20°八丁

rFr3~-rFr43-----=------------x2766N

cos/7cosl008'30〃

-tan/?=7481tan10°830"?1338^

Fl/rJ=CT-FIIJLF，

第十一章蝸桿傳動

一、簡答題

1.蝸桿傳動的失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則與齒輪傳動相比有何異同？

答因?yàn)殇撝莆仐U的強(qiáng)度比用有色金屬制造的蝸輪強(qiáng)度高.所以

輪齒失效多發(fā)生在蝸輪的牙齒上，其失效形式和齒輪一樣也有點(diǎn)

蝕、膠合、磨損、彎曲折斷等，由于蝸桿蝸輪相對滑動速度大，

效率低，最容易發(fā)生膠合與磨損。但至今尚無完善的膠合與磨損

的計算方法，因此對閉式蝸桿傳動要用接觸強(qiáng)度條件進(jìn)行計算，

再按彎曲強(qiáng)度校核，同時，為防止溫度升高產(chǎn)生膠合，還要進(jìn)行

熱平衡計算。對開式蝸桿按彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算，對跨距較大的蝸

桿，還要進(jìn)行剛度計算。

2.在閉式蝸桿傳動中，為什么必須進(jìn)行熱平衡計算？提高散熱

能力的措施有哪些？

答：由于蝸桿傳動的效率低于齒輪傳動，故在閉式傳動中，如果

產(chǎn)生的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂專?/p>

從而增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合。故必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)

熱量等于（或小于）同時間內(nèi)的散熱量條件進(jìn)行熱平衡計算，以

保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定范圍內(nèi)，這是蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則之

O

提高散熱能力的措施有：1）加散熱片以增大散熱面積；2）在蝸

桿軸端裝風(fēng)扇以加快空氣流通速度；3）箱體內(nèi)加冷卻系統(tǒng)；4）

采用強(qiáng)制潤滑。

3.為什么蝸桿常放在高速級傳動？

答蝸桿主動時，效率隨蝸桿螺旋線導(dǎo)程角Y的增大而增大，但

通常/Y30。。如圖所示，是蝸桿分度圓的圓周切向速度與兩齒面

相對滑動速度的夾角。減小當(dāng)量摩擦角也可提向效率，在由齒輪

傳動和蝸桿傳動組成的多級傳動中.如，轉(zhuǎn)速不太高，通常將蝸

桿傳動放在高速級，以提高相對滑動速度度，進(jìn)而降低當(dāng)量摩擦

角，提高效率。蝸輪的尺寸小，節(jié)約有色金屬。

4.某起重裝置的兩種傳動方案(a)與(b)如圖所示。若工況為長

期運(yùn)轉(zhuǎn)，試說明兩種方案是否合理?為什么？若限定圖中傳動件的

類型不變，你認(rèn)為較合理的方案應(yīng)如何組成？(不繪圖，僅用文字

說明)

(b)

答：（1）方案（b）明顯不合理，鏈傳動中，運(yùn)動不均勻及剛性鏈

節(jié)嚙入鏈輪齒間時引起的沖擊，是引起動載荷的主要原因。當(dāng)鏈

節(jié)不斷嚙入鏈輪齒間時，就會形成連續(xù)不斷的沖擊、振動和噪音,

這種現(xiàn)象通常稱為“多邊形效應(yīng)”。鏈的節(jié)距越大，鏈輪轉(zhuǎn)速越

高，這種“多邊形效應(yīng)”就越嚴(yán)重。因此，鏈傳動不宜用于高速

級，且鏈傳動用于起重裝置也不安全。

（2）兩種方案中，蝸桿傳動都用于低速級，會降低蝸桿傳動的效

率，并使其傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，增大了蝸輪的尺寸，增加了有色金

屬的用量，對長期工作都不是最合理的方案。

若全部改為圓柱齒輪傳動或?qū)⒎桨福╝）中的齒輪傳動與蝸桿傳

動互易其位是合理的。

5.舉出常用的蝸桿、蝸輪材料各三種。

蝸桿：15Cr>20Cr滲碳淬火、40、45、40Cr、40CrNi>42SiMn

表面淬火。

蝸輪：ZCuSnl0Pl（10-l錫青銅）,ZCuSn5Pb5Zn5（5-5-5錫青銅）,

ZCuA19Mn2（9-2鋁青銅）、HT150、HT200。

二、計算題

1.一傳動裝置如圖所示，已知蝸桿傳動的效率”°，輸入轉(zhuǎn)矩

￡=200N.加并且蝸桿傳動的參數(shù)為加=8;z產(chǎn)1@=80加加;Zz=40,輸出

軸上的錐齒輪Z4的轉(zhuǎn)向如圖所示。

(1)要使中間軸的軸向力抵消一部分，試確定各輪的螺旋線方

向和轉(zhuǎn)動方向。

(2)在圖中直接繪出以上四輪在嚙合點(diǎn)的受力圖。

C3)試確定蝸桿的三個分力的大小。

Z40

解：T,=T?=?〃=200x——x0.5=4000N.〃z；

21Z,1

“_2T_2T2_2x4000x103

FFt-F—2———25J

O1'2/m%8x40

3

Frl=Fr2=Ft2tga=25x10xtg20°x9,1KN。

2.如圖所示的傳動系統(tǒng)中，1、2、3為斜齒圓柱齒輪，4、5為

直齒圓錐齒輪，6為蝸桿，7為蝸輪。傳動系統(tǒng)由電動機(jī)驅(qū)動齒

輪1,輪1的轉(zhuǎn)向如圖所示。要求軸III和軸IV上由斜齒圓柱

齒輪3和圓錐齒輪4,以及圓錐齒輪5和蝸桿6所產(chǎn)生的軸向力

相互抵消一部分。試在答題紙上重新畫圖解答：

畫出軸H、III、IV和蝸輪7的轉(zhuǎn)動方向；

畫出齒輪1、2、3和蝸桿6的螺旋線方向，并說明蝸輪7的螺旋

線方向；

確定并畫出所有齒輪和蝸桿、蝸輪所受的徑向力Fr、圓周力Ft、

軸向力Fa（垂直紙面向外用。表示，向內(nèi)用九表示）。

3.一對斜齒輪與一對蝸桿蝸輪構(gòu)成的傳動裝置如圖所示：已知

斜齒輪1的旋向?yàn)樽笮D(zhuǎn)向如圖，求：

1）.在圖中標(biāo)出蝸桿和蝸輪的合理轉(zhuǎn)向。

2).在圖中標(biāo)出并用文字說明斜齒輪2、蝸桿3、蝸輪4應(yīng)取的

旋向。

3).在圖中直接繪出以上四輪在嚙合點(diǎn)的受力圖。

4).若已知傳動裝置的總傳動比二72,總效率