机械设计习题卡答案-浙江工业大学

机械设计习题卡答案-浙江工业大学 机械设计习题卡—浙江工业大学 3 复习与思考 (1)组成机械的基本单元是什么? (2)何谓零件,何谓部件? (3)机械零件可归纳为哪两种类型?试各举两个典型实例说明，本课程的研究对象是什么? (4)什么叫在普通条件下工作，且具有一般参数的通用零件,试从你所学专业的机械设 备中，对联接零件，传动零件、轴系零件和其他零件各举两例。 (5)为什么说本课程起着基础课与专业课之间的承前启后的作用, (6)在了解本课程的性质、内容和任务以后，总结本课程的特点和你所采取的学习方 法。 复习与思考 (1)设计机械的基本要求有哪些? (2)设计机械的经济性要求包括哪些方面? (3)何谓机械的可靠度?机械中零件之间组成的模式不同，其可靠度如何计算, (4)机械设计的一般程序怎样? 机器设计应满足哪些基本要求?机械零件设汁应满足哪些基本要求?分析下列机械零件应满足的基本要求是什么:电动机轴，普通减速器中的齿轮轴，起重机吊钩，精密机床主轴(汽门弹簧。农业机械中的拉曳链，联合收割机中的V带。 (5)设计机械零件的基本要求有哪些?是否所有零件都要满足这些要求?这些要求主要 针对哪些零件, (6)机械零件的失效形式有哪些,针对这些失效形式相应建立的设计准则是什么? (7)机械零件设计的一般步骤有哪些, (8)机械设计中，为什么要实行零件和部件的标准化、系列化与通用化?你能举出一些 标准化、系列化与通用化的零部件吗, (9)我国现行的标准化有哪些?GB、JB、YB、QB、ISO和Γ0CT、DIN、JIS、BS 各代表什么标准? (10)目前常用的现代机械设计新方法有哪几种? 复习与思考 (1)何谓摩擦、磨损和润滑，它们之间的相互关系如何? (2)摩擦对哪些机械零件的工作性能、寿命是不利的?哪些机械零件是靠摩擦来工作 的?试举例说明。 ， (3)按摩擦副的运动状态或按摩擦副表面的润滑情况，摩擦可分为哪几种? (4)机械零件的典型磨损过程分为哪几个阶段(试以磨损量与工作时间的关系曲线说 明 之)?作为机械设计各应如何对待? (5)磨损可分为哪几种类型,你能各举一、二例来说明吗, (6)减少磨损的一般方法有哪些? (7)润滑的目的和功用是什么? (8)按照润滑剂的物理状态和按照润滑将二个摩擦表面而隔开的情况，润滑可分成哪 几种类型，各有何特点, 复习与思考 (1)机械零件的常用 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 有哪些,这些材料各有何特点，适用在何种场合? (2)铸铁和钢的区别是什么?普通碳钢与优质碳钢的区别是什么? (3)什么叫做合金钢，与碳钢相比有何优缺点7 (4)选择机械零件材料时，通常考虑的机械性能、物理化学性能和工艺性能有哪些, (5)为节约原材料，尤其是节约贵重材料而选用廉价材料时，可采取哪些具体措施? 举例说明之。 (6)选用机械零件材料时，应考虑的基本要求有哪些? (7)机械零件在进行结构没计时，主要应从哪些方面去考虑和改善它的结构工艺性? 复习与思考 (1)零件的名义载荷与计算载荷，两者之间的区别及其关系如何, (2)何谓机械零件的强度?它可以分成哪两类?各举两个实例。 (3)强度条件的一般形式有哪些,并说明式中各符号代表的意义。 (4)机械设计中常用的强度理论有哪几个?各适用于何种场合, (5)对零件的工作应力应如何进行分类,承受拉伸载荷的零件就一定产生拉伸应力 吗, 如果不是，试举例说明。 (6)稳定循环交应力的主要参数有哪些，它们的相互关系怎样? (7)变载荷下一定产生变应力，那么静载荷下也一定产生静应力吗?举例说明之。 (8)下列零件均受静载荷作用(见图)，试判断零件上A点的应力性质(拉、压、 弯、扭或接触应力)，是静应力还是变应力?应力变化的规律(即应力变化循环特性系数r 的大小或范围)及应力变化图(即σ-τ图)是怎样的, (9)什么是疲劳曲线,试用图线描述碳钢材料的疲劳曲线形状，说明应力循环次数N与 疲劳极限的关系。有色金属及高硬度合金钢的疲劳曲线又是怎样? ,r K(14)影响零件疲劳强度的因素有哪些，如何影响,零件疲劳强度的综合影响系数和 ,K如何定义，计算公式怎样? , 4-5 某旋转轴受径向力F,10kN作用如图所示，已知跨距L,2m，直径d,50mm，轴的角速度为ω(求中间剖面上A点的应力随时间变化的表达式，并求A点的、、,,maxmin和 ,,am 224—12已知试件的对称循环疲劳极限 =240，屈服极限,360，,,NmmNmms,1 平均应力折合成应力幅的等效系数,0(2， 试按比例画出该试件的极限应力简化线图，,, 2并在图上量出该试件在受到应力为:,200，r,1,3时，按r=c; =c; =c,,Nmm,mmmin三种情况下的极限应力值。 24-14一铬镍合金钢制成的零件，在危险剖面上的最大工作应力为,280，,Nmmmax 2最小工作应力为,-80，该剖面处的有效应力集小系数,1.32，尺寸系数k,Nmm,,,min 2,0.85、表面状态系数,0.90，该合金钢的机械性能为:,900，,,,Nmm,,sB 222800，,440及,,800，试: NmmNmmNmm,0,1 1) 按比例绘制零件的极限应力简化线图; 2) 按r,C情况，求对应的极限应力幅,，极限平均应力,和极限应力,; ,,,aememax S 3) 故r,C情况，校核此零件在该危险剖面上的安全系数。 , 第五章 一、选择与填空题 1( 1 _2_ 3__ 2(_ 3 _1___ 1 _ 3 ,,,说明:自锁:。两者数值越接近，自锁性能越差;数值相差越大，自锁性能越好。 ,,tg,/tg(,，,),,,螺纹传动效率:。增大，增大;增大，减小。 ff,ff,,cos(/2),,,,,牙型角与当量摩擦系数间的关系是:。当增大，增大， 增大。 3(__2__。 4(_ 90_, _螺纹根部_ 5(_3_ 6( 4 7. C 8. B 9. A 10. A 11. B 12. A 二、分析与思考题 1([见P60页表5-1。联接螺纹要求自锁性较好，强度高;传动螺纹要求传动效率高。] 2([螺纹联接在冲击、振动或变载作用下，或当温度变化较大时，螺旋副间的摩擦力可能减小或瞬时消失，或由于螺纹联接件和被联接件的材料发生蠕变和应力松驰等，会使联接中的预紧力和摩擦力逐渐减小，导致联接松动，甚至松开。防松例子见P68表5-3] 3([P70。普通螺栓联接:对受拉螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂，因而其设计准则是保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度;对于受剪螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断，其设计准则是保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中联接的挤压强度对联接的可靠性起决定性作用。铰制孔用螺栓用抗剪切来承受外载荷，螺栓杆与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压;在联接接合面处，螺栓杆则受剪切。因此，应分别按挤压及剪切强度条件来计算。] 4(紧螺栓靠预紧力产生的摩擦力来抵抗横向载荷，在抵抗横向载荷过程中，外载荷可能发生变化，但预紧力不会发生变化，因此螺栓上的应力为静应力。[P85降低螺栓疲劳强度的应力幅。非对称循环变应力] 5([P83。根据螺母的性能等级不应低于与之相配螺栓的性能等级这一要求，螺母可选 ,/100B用9级。小数点前的数字代表材料的抗拉强度极限的1/100()，小数点后的数字代表 ,,,10/,,S0.2BSB材料的屈服极限(或)与抗拉强度极限()之比值的10倍()。] 6([P84。不控制预紧力的普通螺栓联接，其安全系数大小与螺栓直径有关，其安全系数S随螺纹直径增大而减小，因为尺寸小的螺栓在拧紧时容易产生过载，故采用加大安全系数的方法来弥补可能产生的过载。] FF 027([P85-86。紧螺栓所受工作拉力在0,F间变化，则螺栓所受总拉力将在之间 FCC0bm变动。在保持预紧力不变的情况下，减小螺栓刚度或增大被联接件刚度都可以减 F2小总拉力的变动范围，从而提高了螺栓联接的疲劳强度。但在此种情况下引起残余预紧F1力减小，从而降低了联接的紧密性。] 8([P86。为了减小螺栓的刚度，可适当增加螺栓的长度，或采用腰状杆螺栓和空心螺栓。为了增大被联接件的刚度，可以不用垫片或采用刚度较大的垫片。 对于需要保持紧密性的联接，从增大被联接件的刚度来看，可以采用刚度较大的金属垫片或密封环较好。] 9([P86。实验证明，约有1/3的载荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此，采用螺纹牙圈数过多的加厚螺母，并不能提高联接的强度。 为了改善螺纹牙上的载荷分布，常采用悬置螺母，减小螺栓旋合段本来受力较大的几圈螺纹牙的受力面或采用钢丝螺套。] 10([伸出一只手，竖起大拇指，另外四指握拳，指尖指向旋转的方向，而拇指要指向螺旋的前进方向。如果与伸出的左手可以相符，称为左旋，与右手相符则称为右旋。另一个方法是，在旋转体生长或运动的一端，从垂直轴向看，顺时针旋转的为左旋;反之，逆时针旋转的为右旋。 砂轮主轴螺纹的旋向:紧固砂轮或砂轮卡盘的砂轮主轴端部螺纹的旋向必须与砂轮工作时旋转方向相反[这样可以保证在螺母在旋转的过程中所产生的轴向力是将螺母旋紧]。砂轮机轴转动一般为右旋，所以两端固定砂轮用的螺纹为左旋。] ,,,11([自锁:。两者数值越接近，自锁性能越差;数值相差越大，自锁性能越好。 ,,tg,/tg(,，,),,,,螺纹传动效率:。增大，增大;增大，减小。 ff,ff,cos(/2),,,,,牙型角与当量摩擦系数间的关系是:。当增大，增大， 三角螺纹牙型角大(一般为60?)，矩形螺纹(=0?)和梯形螺纹牙型角较小。] 12([P92。滑动螺旋的主要失效形式是螺纹磨损。其基本尺寸是根据耐磨性条件确定的。] 13([P91。滑动螺旋结构简单，便于制造，易于自锁，但其主要缺点是摩擦阻力大，传动效率低，磨损快，传动精度低等。滚动螺旋摩擦阻力小，传动效率高，但结构复杂。] 14([P70。螺栓的其他部分是根据等强度条件及使用经验规定的，通常都不需要进行强度计算。] 15. 16. 螺栓应进行耐磨性计算和强度计算，同时还要进行自锁验算与稳定性校核。对于螺母的螺纹牙要进行剪切强度校核，对其凸缘要进行挤压和弯曲强度的校核。 17. 螺旋传动中，设计螺纹直径一般按抗拉、扭强度来进行初步设计。实际上，螺纹副的磨损是比较主要的失效形式。帮要进行螺母(比螺杆的材料要弱)螺纹的压强校核。限制p?[p]主要是利用此耐磨条件性计算未考虑磨损的影响。 三、计算题: 1(解:?找出承受最大工作剪力的螺栓。 4个螺栓在园周上均匀分布，故承受工作剪力相等，设为F。则有， ,,33FTrTN,,，,，,/2/100101000/10010100002 ， ,3FTrTDN,,,，，,/4/2630/2130102423 ?求出螺栓性能参数 ,,800MPa,,/0.8,,,640MPaBSBS 螺栓的性能等级为8.8，所以，， S,2.5S,2.5,P 查P84表5-10，取，，所以 ,640S,,,MPa[]256,S2.5, ,800B,,,MPa[]320,PS2.5P ?校核螺栓的挤压强度 F2423,,,,10.35MPaP,,33 ，，，dL(1310)(1810)0min d0[说明,不能取12mm，因为铰制孔用螺栓螺纹部分比光孔略小。 Lmin也不能取20mm，见P76图5-18] ,,,[]PP因为，所以螺栓的挤压强度合格 ?校核螺栓的剪切强度 F42423，,,,,18.26MPa,32,3.14(1310)，，2d04 ,,,[]因为，所以螺栓的剪切强度合格。 综上所述，该螺栓组合用。 MFLFNm,,,,0.3()2(解:将力F平移到各结合面中心，得扭转力矩 FF12设各 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 中在力F作用产生的剪切力为，扭转力矩M作用下产生的剪切力为。 对方案1 FF,/31 22.5,,,,,FaMFF22 FFFF,，,/32.52.833MAX很显然，第3个螺栓受力最大，最大力 对方案2 FF,/31 22.5,,,,,FaMFF22 22FFFF,，,2.522MAX12很显然，1、3两个螺栓所受力相等，均为最大值，其最大值 对方案3 FF,/31 53,,,,,FaMFF223 综上所述，方案3较好。 3(解:? A将力P向结合面形心简化得到集中载荷P及转矩 ,3TPNm,，，,，，,,(200100/2)4000250101000。 B在集中载荷P的作用下，各螺栓承受的横向载荷 FPN,,,/24000/220001 C在转矩T的作用下，各螺栓承受的横向载荷 2FrT,,2， ,,33FTrTN,,，,，,/2/100101000/10010100002 D找出螺栓组中承受最大工作剪力的 螺栓，如图所示: 很显然，螺栓2承受的工作剪切力比 较大，最大工作剪力 FFFN,，,，,2000100001200012 E按剪切强度确定螺纹小径 F,,,,[],2,d04， 4412000F，dmm,,,12.6906,,[]3.149510，， F按挤压强度确定螺纹小径 F,,,,[]PP,Ld0， F12000,,,dmm5.330,36,，，，L[]151015010P 综上所述，取光孔直径为13mm，螺纹为M12。 ?若改用普通螺栓，螺栓2受力最大，此时是依靠结合面间产生的摩擦力来抵抗外载荷 F， fFKF,,,0s FKFfKN,,,，,/1.212000/0.2720s 1.3F0,,,,[],2d14 35.2F5.27210，，0dmm,,,31.5216,,,，，[]3.1412010 即，如果选用普通螺栓，其小径必须大于31.52mm。 F04(解:?求螺栓预紧力 fFizKF,0s， KF,1.2，FsFF,,,1.50fiz,,，，0.222 ?螺栓承受的拉应力 1.3F0,,,,[],2,d14， 综合以上两式得 1.3F1.31.5，F0,[],,,,22,,dd1144 2,326,,,,d[]3.14(17.2910)16010，，，，1FKN,,,19.2641.31.541.31.5，，，， 5. 解 四、结构设计与分析题 解:1、普通螺栓联接(图a)主要错误有: 1)螺栓安装方向不对，装不进去，应掉过头来安装; 2)普通螺栓联接的被联接件孔要大于螺栓大径，而下部被联接件孔与螺栓杆间无间隙; 3)被联接件表面没加工，就做出沉头座并刮平，以保证螺栓头及螺母支承面平整且垂直于螺栓轴线，避免拧紧螺母时螺栓产生附加弯曲应力; 4)一般联接，不应采用扁螺母; 5)弹簧垫圈尺寸不对，缺口方向也不对; 6)螺栓长度不标准，应取标准长l=60mm; 7)螺栓中螺纹部分长度短了，就取长30mm。 改正后的结构见图解a) 2、螺钉联接(图b)主要错误有: 1)采用螺钉联接时，被联接件之一就有大于螺栓大径的光孔，而另一被联接件上应有与螺钉相旋合的螺纹孔。而图中上边被联接件没有做成大于螺栓大径的光孔，下面被联接件的螺纹孔又过大，与螺钉尺寸不符，而且细纹画法不对，小径不应为细实线; 2)若上边被联接件是铸件，则缺少沉头座孔，表面也没有加工。 改正后的结构见图解b) 3、双头螺柱联接(图c)主要错误有: 1)双头螺柱的光杆部分不能拧进被联接件的螺纹孔内; 2)锥孔角度就为120o，而且应从螺纹孔的小径(粗实线)处画锥孔角的两边; 3)若上边被联接件是铸件，则缺少沉头座孔，表面也没加工; 4)弹簧垫圈厚度尺寸不对。 改正后的结构见图解c)。 4、紧定螺钉联接(图d)主要错误有: 1)轮毂上没有做出M6的螺纹孔; 2)轴上未加工螺纹孔，螺钉拧不进去，即使有螺纹孔，螺钉能拧入，也需局部剖视才能表达清楚。 改正后的结构见图解d)。 一、填空题 1(键连接的主要类型有 平键连接 、半圆键连接 、楔键连接 、切向键连接 。 2(普通平键按构造分，有 圆 头( A 型)、 平头( B型)及 单圆 头( C 型)三种。 3(平键连接的工作面是 两侧面，依靠 键同键槽侧面的挤压 来传递转矩;楔键连接 的工作面是 键的上、下面 ，依靠 键的楔紧作用 来传递转矩。 4(普通平键连接的主要失效形式是 工作面被压溃 ，导向平键连接的主要失效形式是 工作面的过渡磨损 。 5(在设计中进行键的选择时，键的截面尺寸根据 轴的直径 而定，而键的长度则根据 轮毂的长度 而定。 二、单项选择题 1(键连接的主要用途是使轴和轮毂之间 C 。 A(沿轴向固定并传递轴向力 B(沿轴向可作相对滑动并具有导向作用 C(沿周向固定并传递扭矩 D(安装与拆卸方便 2(设计键连接时键的截面尺寸通常根据 D 按标准选择。 A(所传递转矩的大小 B(所传递功率的大小 C(轮毂的长度 D(轴的直径 3(在载荷性质相同时，导向平键连接的许用压力取得比普通平键连接的许用挤压应力小，这是为了 A 。 A(减轻磨损 B(减轻轮毂滑移时的阻力 C(补偿键磨损后强度的减弱 D(增加导向的精度 4(设计键连接的几项主要内容是:a、按使用要求选择键的适当类型;b、按轮毂长度选择键的长度;c、按轴的直径选择键的剖面尺寸;d、对连接进行必要的强度校核。在具体设计时，一般顺序是: C 。 A(b?a?c?d B(b?c?a?d C(a?c?b?d D(c?d?b?a 5(平键连接能传递的最大扭矩为T，现要传递的扭矩为1.5T，则应 D 。 A(把键长L增大到1.5倍 B(把键宽b增大到1.5倍 C(把键高h增大到1.5倍 D(安装一对平键 6(普通平键连接的承载能力一般取决于 D 。 A(轮毂的挤压强度 B(键工作表面的挤压强度 C(轴工作面的挤压强度 D(上述三种零件中较弱材料的挤压强度 7(C型普通平键与轴连接，键的尺寸为b×h×L,14×9×65，则键的工作长度为 A 。 A(58mm B(61mm C(65mm D(51mm 8(下面是几种普通平键连接的剖视面，其中 B 在结构上正确。 9(楔键连接的主要缺点是 D A.键的斜面加工困难 B.键安装时易损坏 C.键楔紧后在轮毂中产生初应力 D.轴和轴上零件对中性差 10(半圆键和切向键的应用场合是 B 。 A(前者多用来传递较大扭矩，后者多用来传递较小扭矩 B(前者多用来传递较小扭矩，后者多用来传递较大扭矩 C(各种大小扭矩均可传递 11(常用来制造键的材料是 B 。 A(低碳钢 B. 中碳钢 C. 高碳钢 D. 合金钢 12. 轴的键槽通常是由 D 加工而得到的。 A. 插削 B. 拉削 C. 钻及铰 D. 铣削 13. 楔键和 B ，两者的接触面都具有1:100的斜度。 A. 轴上键槽的底面 B. 轮毂上键槽的底面 C. 键槽的侧面 14. 半圆键和切向键的应用场合是 B 。 A. 前者多用来传递较大转矩，后者多用来传递较小转矩 B. 前者多用来传递较小转矩，后者多用来传递较大转矩 C. 两者都用来传递较小转矩 D. 两者都用来传递较大转矩 15. 花键连接与平键连接(采用多键时)相比较， C 的观点是错误的。 A. 承载能力比较大 B. 旋转零件在轴上有良好的对中性和沿轴移动的导向性 C. 对轴的削弱比较严重 D. 可采用研磨加工来提高连接质量和加工精度 16. 花键连接的强度，主要取决于 C 强度。 A. 齿根弯曲 B. 齿根剪力 C. 齿侧挤压 D. 齿侧接触 17. 应用较广的花键齿形是 C 。 A. 矩形与三角形 B. 渐开线与三角形 C. 矩形与渐开线 D.矩形、渐开线与三角形 三、简答题 1(根据用途不同，平键分为哪几种类型,其中哪些用于静连接，哪些用于动连接, 根据用途不同，平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中普通平键和薄型平键用于静连接，导向平键和滑键用于动连接。 2(薄型平键连接与普通平键连接相比，在使用场合、结构尺寸和承载能力上有何区别, 薄型平键与普通平键的主要区别是键的高度约为普通平键的60%-70%，也分为圆头、平头和单圆头三种形式，但传递转换的能力较低，常用于薄壁结构、空心轴和一些径向尺寸受限制的场合。 3. 普通平键的强度条件怎样(用公式表示),如何在进行普通平键连接强度计算时，强度条件不能满足，可采用哪些措施, 2000T，，,,,,pp，，kld普通平键连接的强度条件为: dklT:传递的转矩;:键与轮毂的接触高度;:键的工作长度;:轴的直径。 可采用的措施有:a. 增大键和轮毂的长度，但键不宜过长，否则，载荷沿键长分布不 0均;b. 用两个键相隔180布置;c. 改用花键; d. 更换键、轴或毂的材料。 180:4(为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔的位置;采用两个楔键时，相90120:: 隔 ;而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上, 180:两个平键沿周向相隔布置，对轴的削弱均匀，并且两键对轴的挤压力平衡，对轴不产生附件弯矩，受力状态较好。 90120:: 两个楔键相隔布置，若夹角过小，则对轴的局部削弱过大，若夹角过大， 180:则两个楔键的总承载能力下降，若夹角为，两个楔键承载能力相当于一个楔键的承载能力。 两个半圆键布置轴的同一母线上。半圆键对轴的削弱较大，两个半圆键不能放在同一横截面上，只能放在同一母线上。 5. 平键和楔键在结构和使用性能上有何区别,为什么平键应用较广, 平键的工作面是两侧面，楔键的上、下面为工作面;楔键的上表面和与它相配合的轮毂键槽底面均有1:100的斜度，而平键无斜度。楔键连接的缺点是键楔紧后，轴和轮毂的配合产生偏心和偏斜，因此楔键主要毂类零件的定心精度要求不高和低转速的场合。平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性好优点，因此应用较广。 6. 半圆键与普通平键连接相比，有什么优缺点,它适用在什么场合, 半圆键也是靠侧面来传递转矩，它工艺性好、装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接。缺点是轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，故一般只用轻载连接中。 dt,t7(为什么在轴的零件图上，轴的键槽深度可以用表示，也可以用 标注,而在轮 Dt，tdD,11毂的工作图上，键槽深度必须用来标注(——轴的直径), Dt，dt,bt1轴上键槽深度(或)或毂上键槽深度不受槽宽的影响，测量精度及稳定性较好，故采用这种标注方法。 8(什么叫无键连接,它有何优缺点, 凡轴与毂的连接不用键或花键时，统称为无键连接。无键连接主要有型面连接和胀紧连接。 型面连接:轴和毂孔通过非圆截面构成连接。型面连接装拆方便，能保证良好的对中性;连接面上没有键槽及尖角，减少了应力集中，故可传递较大的转矩。加工工艺比较复杂。 胀紧连接:在轴和毂孔之间装入胀紧连接套而构成的一种静连接。胀紧连接定心性好，装拆方便，引起的应力集中小，承载能力高，并有安全保护作用。由于要在轴和毂孔间安装胀紧套，应用时会受到结构尺寸的限制。 9. 销有哪几种,各用在何种场合, 销根据用途可分为定位销、连接销和安全销三种。定位销用来固定零件之间的相对位置，它是组合加工和装配时的重要辅助零件。连接销可传递不大的载荷;安全装置中过载剪断元件称为安全销。 四、计算分析题 1. 图示减速器的低速轴与凸缘联轴器及圆柱齿轮之间分别用键连接。已知:轴传递的 S,2,,,,,0.5ss转矩T,1000N?m，齿轮材料为锻钢，若，许用安全系数。凸缘联轴器的材料为HT250，工作时有轻微冲击，连接处轴及轮毂的尺寸如图示。试选择键的类型和尺寸，并校核其连接强度。 联轴器处的键: d,70mmbh，,，2012根据结构要求，选用A型普通平键。由轴径，选取，根据轮 130mmL,125mm毂宽度，选取键长。 校核: 键的接触高度kh,,，,0.50.5126mm; 键的工作长度lLb,,,,,12520105mm 200020001000T，,,,,47.6MPapkld610570，， ，，，，,,50MPa,,,ppp，，，，根据表6-2知，轻微冲击下，HT250的许用挤压应力，所以，故联轴器处键合用。 齿轮连接处的键: d,90mmbh，,，2514根据结构要求，选用A型普通平键。由轴径，选取，根据轮 90mmL,80mm毂宽度，选取键长。 校核: 键的接触高度kh,,，,0.50.5147mm; 键的工作长度lLb,,,,,802555mm 200020001000T，,,,,57.7MPapkld75590，， ，，，，,,,,,100MPappp，，，，根据表6-2知，轻微冲击下，钢的许用挤压应力，所以，故齿轮处键合用。 2. 图示牙嵌离合器在左右两半分别用键与轴?、?相联接，在空载下，通过操纵可使右半离合器沿导向键在轴?上作轴向移动。该轴传递的转矩T,1000N?m，轴径dd,,80mm12，右半离合器的轮毂长L,130mm，工作中有轻微冲击，离合器及轴均为钢制。试选择右半离合器的导向平键的尺寸，并校核该联接的强度。 L,130mmd,80mm1根据结构要求，选择A型导向平键。根据轴径，轮毂长度，行 L,60mm2程长及导向平键的标准长度系列，查表6-1知， bhL,,22mm,14mm,=180mm。 校核: 导向平键连接结构属于动连接，通常只需要进行耐磨性计算，校核其表面压力即可。 2000Tpp,,,,kld T,,1000Nmkh,,，,0.50.5147mmd,80mm式中，转矩，接触高度，轴径， LLLb，,，,130601802212lL,,,,,,,130114mm12222键的工作长度。 20001000，p,,31.3MPap,40MPa,,711480，，所以。对于动连接，钢的许用压力，所以pp,,,，故该键合用。 第十章 1.某三级减速传动系统，由齿轮传动、链传动和带传动组成，试问该如何选择其先后次序,为什么, 答:次序应选择为带传动、齿轮传动和链传动。 带传动平稳性好，能缓冲吸振，具有过载保护能力(过载即打滑)，但承载能力较小。所以宜布置在高速级。链传动承载力比较大，但因存在多边形效应，其瞬时传动比不稳定，工作中振动、冲击、噪声较大，所以宜布置在低速级。 2. 二级圆柱齿轮减速器，其中一级为直齿轮，另一级为斜齿轮。试问斜齿轮传动应置于高速级还是低速级,为什么,若为直齿锥齿轮和圆柱齿轮组成减速器，锥齿轮传动应置于高速级还是低速级,通常哪一级传动比大,为什么, 答:在二级圆柱齿轮传动中，斜齿轮传动放在高速级，直齿轮传动放在低速级。其原因是: ?斜齿轮传动工作平稳，在与直齿轮精度等级相同时允许更高的圆周速度，更适于高速。 ?将工作平稳的传动放在高速级，对下级的影响较小。如将工作不很平稳的直齿轮传动放在高速级，则斜齿轮传动也不会平稳。 ?斜齿轮传动有轴向力，放在高速级轴向力较小，因为高速级的转矩较小。 由锥齿轮和斜齿轮组成的二级减速器，一般应将锥齿轮传动放在高速级，且锥齿轮的传动比选择比较小。其主要原因是:低速级的转矩较大，齿轮的尺寸和模数较大。当锥齿轮的锥距R和模数m大时，加工困难，制造成本提高。 3.齿轮传动常见的失效形式有哪些,简要说明闭式硬齿面、闭式软齿面和开式齿轮传动的设计准则。 答:齿轮传动常见的失效形式有以下几种:(1)轮齿折断;(2)齿面点蚀;(3)齿面磨损;(4)齿面胶合;(5)塑性变形。 闭式硬齿面的设计以保证齿根弯曲疲劳强度为主; 闭式软齿面的设计通常以保证齿面接触疲劳强度为主; 开式齿轮传动的设计目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则，并将模数适当放大。 4. 对于软齿面的闭式齿轮传动，其主要失效形式为 E 。 A(轮齿疲劳折断 B(齿面磨损 C(齿面疲劳点蚀 D(齿面胶合 E. 塑性变形 5. 一般开式齿轮传动的主要失效形式是 B 。 A(轮齿疲劳折断 B(齿面磨损 C(齿面疲劳点蚀 D(齿面胶合 E. 塑性变形 6. 高速重载齿轮传动，当润滑不良时，最可能出现的失效形式为 D 。 A(轮齿疲劳折断 B(齿面磨损 C(齿面疲劳点蚀 D(齿面胶合 E. 塑性变形 7. 对于开式齿轮传动，在工程设计中，一般 D 。 A. 按接触强度设计齿轮尺寸，再校核弯曲强度 B. 按弯曲强度设计齿轮尺寸，再校核接触强度 C. 只需按接触强度设计，并适当放大模数 D. 只需按弯曲强度设计，并适当放大模数 8. 对于闭式齿轮传动中，在工程设计中，一般 A 。 A. 按接触强度设计齿轮尺寸，再校核弯曲强度 B. 按弯曲强度设计齿轮尺寸，再校核接触强度 C. 只需按接触强度设计 D. 只需按弯曲强度设计 9. 闭式齿轮传动，如果齿面很硬，而齿芯强度又比较低的齿轮或材质较脆的齿轮，一般 B 。 A. 按接触强度设计齿轮尺寸，再校核弯曲强度 B. 按弯曲强度设计齿轮尺寸，再校核接触强度 C. 只需按接触强度设计 D. 只需按弯曲强度设计 ? 软齿面齿轮传动设计时，为何小齿轮的齿面硬度应比大齿轮的齿面硬度大30,50 HBS, 答:金属制的软齿面齿轮配对的两轮齿中，小齿轮齿根强度较弱，且小齿轮的应力循环次数较多，当大小齿轮有较大硬度差时，较硬的小齿轮会对较软的大齿轮齿面产生冷作硬化的作用，可提高大齿轮的接触疲劳强度。所以要求小齿轮齿面硬度比大齿轮大30~50HBS。 ? 45钢齿轮毛坯加工成6级精度的硬齿面直齿圆柱齿轮，其加工工艺过程为 A 。 A. 齿坯加工?滚齿?调质?表面淬火?磨齿 B. 齿坯加工?滚齿?磨齿?调质?表面淬火 C. 齿坯加工?滚齿?磨齿?调质?表面淬火 D. 齿坯加工?滚齿?调质?氮化?磨齿 ? 45钢齿轮，经调质处理后其硬度值约为 B 。 A. 45,50 HRC B. 217,255 HBS C. 160,180 HBS D. 320,350 HBS ? 齿面硬度为58,62HRC的合金钢齿轮的加工工艺过程为 C 。 A. 齿坯加工?淬火?磨齿?滚齿 B. 齿坯加工?淬火?滚齿?磨齿 C. 齿坯加工?滚齿?渗碳淬火?磨齿 D. 齿坯加工?滚齿?磨齿?淬火 ? 齿轮采用渗碳淬火的热处理方法，则齿轮材料只可能是 D 。 A. 45钢 B. ZG340-640 C. 40Cr D. 20CrMnTi ? 一对45钢调质齿轮，过早的发生了齿面点蚀，更换时可用 C 的齿轮代替。 A(40Cr调质 B(适当增大模数m C(45钢调质后齿面高频淬火 D(铸钢ZG310-570 ? 对于要求不高的齿面硬度?350 HBS的齿轮传动，若大、小齿轮均采用45钢，一般采取的热处理方式为 C 。 A(小齿轮淬火，大齿轮调质 B(小齿轮淬火，大齿轮正火 C(小齿轮调质，大齿轮正火 D(小齿轮正火，大齿轮调质 ? 计算齿轮强度时引入载荷系数K由哪几部分组成,影响各组成部分取值的因素有哪些, 答:载荷系数: K—工作情况系数 K—动载荷系数 K—齿间载荷分配系数 K—齿向载荷分布系数 αβAV ?工作情况系数K A 考虑了齿轮啮合时，外部因素引起的附加动载荷对传动的影响. 它与原动机与工作机的类型与特性，联轴器类型等有关 ?动载荷系数K V 考虑齿轮制造误差和装配误差及弹性变形等内部因素引起的附加动载荷的影响 主要影响因素:?齿轮的制造精度P?P ?圆周速度V b1b2 ?齿间载荷分配系数K α 考虑同时有多对齿啮合时各对轮齿间载荷分配不均匀的系数。 影响因素:啮合刚度，基圆齿距误差(P)，修缘量，跑合程度等。 b ?齿向载荷分布系数K β 考虑轴的弯曲、扭转变形、轴承、支座弹性变形及制造和装配误差而引起的沿齿宽方向载荷分布不均匀的影响。 影响因素: ?支承情况:对称布置，好;非对称布置?;悬臂布置，差。 ?齿轮宽度b b? K?。 β ?齿面硬度，硬度越高，越易偏载，齿面较软时有变形退让。 ?制造、安装精度——精度越高，K越小。 β ? 简要分析说明齿轮齿顶修缘和做成鼓形齿的目的。 答:齿轮齿顶修缘是为了减小齿轮传动过程中由于各种原因引起的动载荷。做成鼓形是为了改善载荷沿接触线分布不均的程度，降低齿向载荷分布系数。 ? 斜齿圆柱齿轮的动载荷系数K和相同尺寸精度的直齿圆柱齿轮相比较是 B 的。 A. 相等 B. 较小 C. 较大 D. 可能大、也可能小 ? 下列 B 的措施，可以降低齿轮传动的齿向载荷分布系数K。 β A. 降低齿面粗糙度 B. 提高轴系刚度 C. 增加齿轮宽度 D. 增大端面重合度 21. 两对直齿圆柱齿轮减速传动转向如图，传递功率为7.5kw，模数均为2，压力角为20度，齿数分别为Z=17, Z=35, Z=19, Z=41，试标出圆周力和径向力方向，并计算分力大小。 1234 3 1 2 4 22. 一对标准直齿圆柱齿轮，若Z=18，Z=72，则这对齿轮的弯曲应力 A 。 12 A. σ,σ B. σ,σ C. σ=σ D. σ?σ F1F2F1F2F1F2 F1F2 23. 设计闭式软齿面直齿轮传动时，选择齿数Z，的原则是 D 。 1 A. Z越多越好 B. Z越少越好 C. Z?17，不产生根切即可 ll1 D. 在保证轮齿有足够的抗弯疲劳强度的前提下，齿数选多些有利 24. 在设计闭式硬齿面齿轮传动中，直径一定时应取较少的齿数，使模数增大以 B 。 A. 提高齿面接触强度 B. 提高轮齿的抗弯曲疲劳强度 C. 减少加工切削量，提高生产率 D. 提高抗塑性变形能力 ，则齿根弯曲强度增大。 25. 轮齿的弯曲强度，当 D A. 模数不变，增多齿数时 B. 模数不变，增大中心距时 C. 模数不变，增大直径时 D. 齿数不变，增大模数时 26. 其他条件不变，将齿轮传动的载荷增为原来的4倍，其齿面接触应力 B 。 A(不变 B(增为原应力的2倍 C(增为原应力的4倍 D(增为原应力的16倍 27. 为了提高齿轮传动的接触强度，可采取 B 的方法。 A. 采用闭式传动 B. 增大传动中心距 C. 减少齿数 D. 增大模数 28. 圆柱齿轮传动中，当齿轮的直径一定，减小齿轮的模数、增加齿轮的齿数，则可以 C 。 A. 提高齿轮的弯曲强度 B. 提高齿面的接触强度 C. 改善齿轮传动的平稳性 D. 减少齿轮的塑性变形 29. 轮齿弯曲强度计算中的齿形系数Y与 C 无关。 Fa A. 齿数z B. 变位系数x C. 模数m D. 斜齿轮的螺旋角β 1 30. 标准直齿圆柱齿轮传动的弯曲疲劳强度计算中，齿形系数Y只取决于 B 。 FaA. 模数m B. 齿数Z C. 分度圆直径d D. 齿宽系数Φd 31. 一对圆柱齿轮传动，小齿轮分度圆直径d=50mm、齿宽b=55mm，大齿轮分度圆直径11 d=90mm、齿宽b=50mm，则齿宽系数Φ= C 。22d A. 1.1 B. 5/9 C. 1 D. 1.3 32. 设计一对软齿面减速齿轮传动，从等强度要求出发，选择硬度时应使 D 。 A. HBS1=HBS2 B. HBS1?HBS2 C. HBS1,HBS2 D. HBS1=HBS2+(30,50) 33. 一对齿轮传动，小轮材为40Cr;大轮材料为45钢，则它们的接触应力 A 。 ,,,,,,,,H1H2H1H2H1H2H1H2A(= B. , C(, D(? 34. 减速齿轮传动，小齿轮1选用45钢调质;大齿轮2选用45钢正火，齿面接触应力 C 。 ,,,,,,,,H1H2H1H2H1H2H1H2A. , B. , C. = D. ? 35. 一对圆柱齿轮传动中，当齿面产生疲劳点蚀时，通常发生在 D 。 A. 靠近齿顶处 B. 靠近齿根处 C. 靠近节线的齿顶部分 D. 靠近节线的齿根部分 36. 一对减速齿轮传动中，若保持分度圆直径d1不变，而减少齿数并增大模数，其齿面接触应力将 C 。 A(明显增大 B(明显减小 C(基本保持不变 D(略有增加 37. 在下面的各种方法中， A 不能提高齿轮传动的齿面接触疲劳强度。 A(直径d不变而增大模数 B(改善材料 C(增大齿宽b D(增大齿数以增大d 38(设计一对闭式软齿面齿轮传动。在中心距a和传动比i不变的条件下，提高齿面接触疲劳强度最有效的方法是 B 。 A(增大模数，相应减少齿数 B(提高主、从动轮的齿面硬度 C(提高加工精度 D(增大齿根圆角半径 39(一对齿轮传动的接触强度已够，而弯曲强度不足，首先应考虑的改进措施是 B 。 A(增大中心距 B(使中心距不变，增大模数 C(使中心距不变，增加齿数 D(模数不变，增加齿数 40. 齿轮设计时，当随着选择齿数的增多而使直径增大时，若其他条件相同，则齿轮的弯曲承载能力 D 。 A(成线性地减小。 B(成线性地增加 C(不成线性，但有所减小 D(不成线性，但有所增加 z,z，z,1241. 若保持传动比i和齿数和不变，而增大模数m，则齿轮的 A 。 A. 弯曲强度提高，接触强度提高 B. 弯曲强度不变，接触强度提高 C. 弯曲强度与接触强度均不变 D. 弯曲强度提高，接触强度不变 42(计算一对直齿圆柱齿轮的弯曲疲劳应力时，若齿形系数、应力修正系数和许用应力均不相同，则应以 C 为计算依据。 YY[,]FFaSa较小者 B(较大者 A( [][],,FF YYYYFaSaFaSaC(较小者 C(较大者 43(在以下几种工况中， A 齿轮传动的齿宽系数φd可以取大些。 A(对称布置 B(不对称布置 C(悬臂布置 D(同轴式减速器布置 K,44(在下列措施中， B 可以降低齿轮传动的齿向载荷分布系数 A(降低齿面粗糙度 B(提高轴系刚度 C(增加齿轮宽度 D(增大端面重合度 45. 齿轮传动设计时，为何小齿轮的齿宽应比大齿轮的齿宽大5,10 mm, 答:将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为地加宽5~10mm，以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的工作载荷，同时因小齿轮工作的循环次数较多，也可以适当提高小轮的接触强度和弯曲强度。 46. 图中:a)为标准直齿圆柱齿轮传动;b)为标准内齿轮传动;c)为标准直齿圆柱齿轮齿条传动。已知:各齿轮和齿条的材料、热处理方法、许用应力均相同;各传动中小齿轮 的参数、尺寸、所传递的转矩及工作条件也都相同。试比较三种传动的接触疲劳强度高低(用关系式表示)。(提示:由赫兹公式分析比较方便) 答: a) b) c) 47. 标准直齿圆柱齿轮传动，若传动比i，、转矩T、齿宽b均保持不变，试问在下列条件下1 齿轮的弯曲应力和接触应力各将发生什么变化? (1)模数m不变，齿数Z增加; 1 (2)齿数z不变，模数m增大; 1 (3)齿数z增加一倍，模数m减小一半。 l 48. 有一同学设计闭式软齿面直齿圆柱齿轮传动，方案一其参数为:m=4mm、z=20 、z=60 ,12经强度计算其齿面接触疲劳强度刚好满足设计要求，但齿根弯曲应力远远小于许用应力，因而又进行了两种方案设计。方案二为: m=2mm、z=40 、z=120，其齿根弯曲疲劳强度刚12 好满足设计要求;方案三为: m=2mm、z=30 、z=90 。假设改进后其工作条件、载荷系12 数K、材料、热处理硬度、齿宽等条件都不变，问: ?改进后的方案二、方案三是否可用,为什么, ?应采用哪个方案更合理,为什么, 答:?分析:直径d决定齿面接触疲劳强度，模数m决定齿根弯曲疲劳强度 1 ?方案一与方案二相比较，应采用方案二更合理，因为在强度均满足的条件下，齿数多、模数小有如下优点:?重合度ε?，传动平稳;?齿高h?，滑动系数?，磨损?、切削量?; , ?d?，齿坯小，齿轮重量?。 a 49. 齿轮传动的精度指标分别用三种公差组来表示。其中: 第?公差组，决定 齿轮传递运动的准确程度 ; 第?公差组，决定 齿轮运转的平稳程度 ; 第?公差组，决定 齿轮载荷分布的均匀程度 。 根据用途决定优先满足的主要使用功能，然后再兼顾其他要求。 50. 图示单级标准直齿圆柱齿轮减速器，因工作需要，拟加入一介轮3来增大输入轴和输出轴间的中心距。若z = z = 20，z = 4z = 80，模数为m，各齿轮材料和热处理均相同，长期1321 工作，1轮主动，单向回转。试分析:加介轮后，承载能力与原传动相比有无变化,齿面接触强度和齿根弯曲疲劳强度如何变化, 答:加介轮后，承载能力与原传动相比有变化。因为:虽然小齿轮上的载荷没变，但是1 轮和3轮的综合曲率半径变小了，接触应力变大了，接触强度降低。又:3轮的齿根弯曲应力为对称循环，许用应力为1轮的0.7倍，弯曲强度降低。 51. 如图所示的齿轮传动，齿轮A、B和C的材料都是中碳钢调质，其硬度:齿轮A为240HBS，齿轮B为260HBS，齿轮C为220HBS，试确定齿轮B的许用接触应力[σH]和许用弯曲应力[σF]。假定: (1) 齿轮B为“惰轮”(中间轮)，齿轮A为主动轮，设K=K=1; FNHN (2) 齿轮B为主动，齿轮A和C均为从动，设K=K=1。 FNHN C B A ,,KlimHNH,[],HSH解:齿面接触疲劳许用应力的计算式为: K,,limFNF[],,FSF 齿根弯曲疲劳许用应力的计算式为: 取S=1 S=1.4(1.25~1.5之间均可) HF 查图10-24(c)，知在脉动循环交变应力作用下，B齿轮的弯曲疲劳强度极限σ为: limσ=σ=350Mpa (注意超出范围则采用外插法取值，为近似值，且设应力校正系数YST=1) limFE 而受对称循环交变载荷作用时的应力极限值为脉动循环交变应力的70%——见P210倒数第6行) 查图10-25(d)，知B齿轮的接触疲劳强度极限σ为:σ=620Mpa HlimHlim (1)、(2)两种情况下，B齿轮上的每个齿在一转的过程中，导致轮齿齿根弯曲的力的方向是不一样的，而导致齿面接触疲劳与B齿轮是否为主动轮无关。 则B齿轮在(1)、(2)两种情况下的许用接触应力[σH]均为: ,K,1，620HNHlim[],,,620(MPa),HS1H 下面讨论两种情况下齿轮B的许用弯曲应力[σ] F C B A (1)齿轮B为惰轮的情况下，齿轮B所受力状态如图示: FF 21则齿轮上任一点在一转的过程中，受力方向将反转一次，于是 主动轮齿受力为对称循环交变载荷 轮 σ=350×70%=245(M) Flimpa ,K,1，245limFNF[],,,175(MPa),FS1.4F许用弯曲应力为: C B A F2 F1(2)齿轮B为主动轮时，齿轮B所受力状态如下图所示: 主动轮 可见，在齿轮一转的过程中，轮齿的受力方向没有发生变化，只是受力时有时无，因此是受脉动循环交变载荷的作用。 从P204图10-20(c)查得的值即为在脉动循环交变应力作用下的弯曲疲劳强度极限σ。 limσ=σ=350(Mpa) (设应力校正系数Y=1) limFEST ,K,1，350FNFlim[],,,250(MPa),FS1.4F则许用弯曲应力为: 52. 要提高轮齿的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有那些可能的措施, 53. 如图所示的二级斜齿圆柱齿轮减速器，已知:电动机功率P=3kW，转速n=970r/min;高 ,,,,125019,:1速级m=2mm，z=25，z=53，;低速级m=3mm，z=22，z4=50。试求: n112n23 (1)为使轴II上的轴承所承受的轴向力较小，在图上确定齿轮3、4的螺旋线方向; (2)绘出齿轮3、4在啮合点处所受各力的方向; (3)β取多大值才能使轴II上所受轴向力相互抵消, 2 (1)齿轮3、4的螺旋线的方向如题图解所示: (2)齿轮3、4在啮合点所受各分力F、F、F、F、F、F的方向如图示: t3t4r3r4a3a4 (3)若要求轴II上齿轮2、3的轴向力能相互抵消，则必须满足下式: F2ttan,tan,,,tan,F,F,213331ttF3tF=F，即 a2a3 dd23,FFtt2222由轴II的力矩平衡，得，则 ,Fd3，22/cost233tan,,tan,,tan,,,tan,3111Fd2，53/cos,t321 3，2266,,,sin,,sin,,，sin12:5019,0.13835312，53106得 ,,,,7579,:3即当时，轴II上所受的轴向力相互抵 消。 54(某输送带由电机通过三级减速传动系统来驱动， 减速装置有:二级斜齿圆柱齿轮传动、滚子链传动、 V带传动。试分析如题7-67图所示传动布置方案的 不合理之处，简单说明错误原因，画出正确的传动 方案布置图。 1)V带传动比较适合高速传动，而不适合低速传动， 应布置在高速级; 2)链传动不适合高速传动，而适合低速传动，应布置 在低速级; 3)齿轮减速器的输入和输出端设计不合理，应在齿轮 远离轴承的一侧输入、输出。 4)减速器中斜齿轮的旋向选择不合理，中间轴的两个齿轮的旋向应该相同，使其所受轴向 力方向相反。 5)链传动的松紧边布置不合理。应紧边在上，松边在下。 55(锥齿轮接触疲劳强度按当量圆柱齿轮公式计算，当量齿轮的齿数、模数是锥齿轮的 B 。 A(实际齿数，大端模数 B(当量齿数，平均模数 C(当量齿数，大端模数 D(实际齿数，平均模数 56(锥齿轮的弯曲疲劳强度计算是按 D 上齿形相同的当量圆柱齿轮进行的。 A(大端分度圆锥 B(大端背锥 C(齿宽中点处分度圆锥 D(齿宽中点处背锥 57. 图示一圆锥——圆柱齿轮减速器，功率由I轴输出，不计摩擦损失。已知直齿锥齿轮 ,20,Z,50,m,5mm,齿宽b,40mm;斜齿轮圆柱齿轮传动Z,23,Z,92,m,6mm1234nZ。试求?轴上轴承所受轴向力为零时斜齿轮的螺旋角β，并作出齿轮各啮合点处作用力的方向 ,F时，此时,轴上轴承所受a3a2解:由题意当F轴向力为零。 2cossin,,TT,,FF,,，,tantan,,at33mz，，3233 Z2,,,2.5则,,68.2:,,,90:,,,21.8:2212tan Z1 b,,RR 12222(520)(550)134.6Rrr,，,，，，,122 400.297,,,R134.6 2TFF,,,,，:，:tansintan20sin21.8,,at22252010.5，,，,，，R ,F则有a2a3令F TT,sin2,,，:，:tan20sin21.832352010.50.297，，,，，， ,,0.21909,则,,12.7:sin 58. 在进行齿轮的结构设计中，当圆柱齿轮的键槽底部到齿根圆的距离e满足 时; 当锥齿轮满足 时，均应将齿轮和轴做成齿轮轴。 59. 齿轮传动的润滑方式主要根据齿轮的 圆周速度 选择。 P,7.5kW,n,1450rmin,z,26,z,54111260. 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知， L,12000hh寿命，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置。 [解] (1) 选择齿轮类型、精度等级、材料 ?选用直齿圆柱齿轮传动。 ?铣床为一般机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 ?材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45 刚(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (2)按齿面接触强度设计 2,,KTZu，1E13,,d,2.32,,1t,,,,ΦuσdH,, 1)确定公式中的各计算值 K,1.5t?试选载荷系数 ?计算小齿轮传递的力矩 5595.5，10P95.5，10，7.51T,,,49397N,mm1n14501 Φ,1.0d ?小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取 12Z,189.8MPaE?由表10-6查得材料的弹性影响系数 σ,600MPaHlim1?由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接 σ,550MPaHlim2触疲劳强度极限。 z542u,,,2.08z261 ?齿数比 ?计算应力循环次数 9N,60njL,60，1450，1，12000,1.044，10h11 9N1.044，1091N,,,0.502，102u2.08 K,0.98,K,1.0HN1HN2?由图10-19取接触疲劳寿命系数 ?计算接触疲劳许用应力 1%S,1 取失效概率为，安全系数 Kσ0.98，600HN1Hlim1,,σ,,,588MPaH1S1 Kσ1.03，550HN2Hlim2,,σ,,,566.5MPaH2S1 2)计算 d,,σ1tH ?计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 22,,KTuZ，11.5，493972.08，1189.8,,E133,,d,2.32,,,2.32，，,53.577mm,,1t,,Φu,,σ12.08566.5,,dH,, ν?计算圆周速度 ,dn3.14，53.577，14501t1ν,,,4.066ms60，100060，1000 b?计算尺宽 b,Φd,1，53.577,53.577mmd1t b h?计算尺宽与齿高之比 d53.5771tm,,,2.061mmtz261 h,2.25m,2.25，2.061,4.636mmt b53.577,,11.56h4.636 ?计算载荷系数 K,1.2ν,4.066msv 根据，7级精度，查图10-8得动载荷系数 K,K,1H,F, 直齿轮， K,1.25A 由表10-2查得使用系数 K,1.420Hβ 由表10-4用插值法查得 b,11.56K,1.420K,1.37FβHβh 由，，查图10-13得 K,KKKK,1.25，1.2，1，1.420,2.13AvH,H, 故载荷系数 ?按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 K2.1333dd,,53.577，,60.2211tK1.5t m?计算模数 d60.221m,,,2.32mmz261 m,2.5 取 ?几何尺寸计算 d,mz,2.5，26,65mm11 分度圆直径: d,mz,2.5，54,135mm22 d，d65，13512a,,,100mm22 中心距: 确定尺宽: 2,,22.5，1KTZu1E,,,,,b2,,,,uσd,,H122，2.13，493972.08，12.5，189.8,,,，，,51.74mm,,2652.08566.5,, b,52mm,b,57mm21 圆整后取。 (3)按齿根弯曲疲劳强度校核 σ,500MPaFE1 ?由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳 σ,380MPaFE2强度极限。 K,0.89,K,0.93FN1FN2?由图10-18取弯曲疲劳寿命。 ?计算弯曲疲劳许用应力 S,1.4 取弯曲疲劳安全系数 Kσ0.89，500FN1FE1,,σ,,,317.86MPaF1S1.4 Kσ0.93，500FN2FE2,,σ,,,252.43MPaF2S1.4 ?计算载荷系数 K,KKKK,1.25，1.2，1，1.37,2.055A,F,F, ?查取齿形系数及应力校正系数 Y,2.6Y,2.304FFa1a2 由表10-5查得 Y,1.595Y,1.712SSa1a2 ?校核弯曲强度 KT21,,σ,YY,σFFSFaabdm1 根据弯曲强度条件公式 进行校核 2KT2，2.055，493971,,σ,YY,，2.6，1.595,99.64MPa,σFFSF11a1a1bdm52，65，2.51 2KT2，2.055，493971,,σ,YY,，2.3，1.712,94.61MPa,σFFSF22a2a2bdm52，65，2.51 所以满足弯曲强度，所选参数合适。 51. 要提高轮齿的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有那些可能的措施, 另外的解答: 提高齿根弯曲疲劳强度的主要措施有: A、在d、b一定的情况下，m对σF的影响比z大，故m增大(z相应减小)，σF减小; B、适当增大齿宽b(或齿宽系数φd); C、采用较大变位系数，x增大，YFa减小，σF减小; D、提高齿轮精度等级; E、改善齿轮材料和热处理方式，以提高许用应力。 提高齿面抗点蚀能力的措施有: A、加大齿轮直径d或中心距a; B、适当增大齿宽b(或齿宽系数φd); C、采用正变位齿轮; D、提高齿轮精度等级; E、改善齿轮材料和热处理方式，以提高许用应力。 第十一章 第十一章(答案) 11,1填空题 1.B 2.C 3.B 4.D 5.A 6.A 7.A 8.B 9.A 10.D 11,2填空题 1. 为齿面胶合、疲劳点蚀、轮齿折断、磨损、蜗轮齿上、齿面胶合、齿面间相对滑动速度大、良好的磨合、耐磨性能。 2. 齿条、齿轮、轴面、端面 3. 右、轴面、端面 4. 油温不断升高而使润滑油稀释;胶合;单位时间内产生的热量;散发的热量;加散热片， 蜗杆轴端加装风扇、传动箱内装循环冷却管路。 i,z/z;d,mz;,,arctan(zm/d);,,,2122115. ;右旋 6. 限制蜗轮滚刀的数目，便于滚刀的标准化、z/m、m 17. 低、好、1~4 8. 啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗、搅油损耗 9. 相对滑动;减摩、耐磨;碳素钢或合金钢，青铜或铸铁;蜗轮 11,3分析计算题 1(解:(1)电机转向箭头向上。 (2)蜗杆受各力方向如图。 P10T,9550000,9550000，,984541n9701(3)N?mm 2T2，984541F,F,,,3077at21mq8，8N 2Ti2，98454，301F,,,123072tmz8，602N N 2(解:蜗轮左旋，顺时针转动。 Qh3. 解:(1)上升: h,n,D,1000mm2 hn,2,D nz12i,,,40nz21 1000n,40n,40，,63.712,，200所以 圈 蜗杆转向箭头向下(从手柄端看为逆时针方向)。 z11tan,,,,0.125,f,0.2vq8(2) ,,,v 所以 故该机构自锁 T,PL11(3) ,ztan2,T,T,i,,T,211ztan(,，,)1v ,tan,,,40,PL1tan(,，,)v 0.1250.125,40PL,40，150，L，10000tan(7.125，11.31)tan(7.125，11.31) ,2251L DT,Q,,2251L22又 Q,D1000，9.8，200L,,,435.6mm2，22512，2251所以 第十二章(答案) 12,1选择题 1.B 2.A 3.C 4.A 5.C 6.C 7.D 8.D 9.C 10.C，B，B 12,2填空题 1(径向轴承、止推轴承、不完全液体润滑轴承、液体润滑轴承、液体动压轴承、液体静压轴承 p,[p]pv,[pv]v,[v]2(磨损与胶合、边界润滑油膜不遭到破坏、;;。 3(耐磨 4(干摩擦、液体摩擦、不完全液体摩擦 5(温度、压力 6(摩擦、传动效率、非承载区 7. 吸附 8. 粘度;油性(润滑性) 9. 增大、提高、增大 10. a. 存在收敛性油楔 b. 一定粘度的足够供油 c. 由大端指向小端的相对运动速度，d.适当外载F 12,3判断题 1((?) 2((?) 3((?) 4((?) 5((?) 6((?) 7((×) 8((×) 12,4分析计算题 1(解:非液体润滑状态下: n,320r/minF11? 当时，求许用载荷: F,,pmax1按许用压强，求: Fp,,,,pdB因为 F,,,p,dB,32000Nmax1 F,,pvmax1按许用，求: dnFn,,F11pv,,,,,pvdB60100019100B， ? F,,,pv,19100Bn,47750max11 N dn,，0.08，320,1v,,,1.34ms,,,v6060 () F32000Nmax1所以应为。 n,640r/minF22 ? 当时，求许用载荷: FF,,p32000Nmax2max2按求: , FF,,,pv,19100Bn,23875N,,pvmax2max22按求: dn,，0.08，640,2,,v,,,2.68m/s,v6060 () Fmax2所以也应为23875N。 由?、?可知，在两种转速下均能正常工作时，许用载荷应为23875N。 2(解:由机械设计 手册 华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载 查得轴承材料ZQSn6-6-3的许用最大值:[p]=5MPa，[v]=3m/s，[pv]=12MPa?m/s。 按已知数据，并取B/d=1，得 F2600p,,,0.722dB60，60MPa dn3.14，60，1500,v,,,4.7160，100060，1000m/s ，pv=0.7224.71=3.40 MPa?m/s 由计算可知，选用ZQSn6-6-3材料不能满足要求，而[p]、满足。 现考虑如下两个方案进行计算: (1)不改材料，减少轴颈直径以减小速度v，取d为允许的最小值48mm，则 dn3.14，48，1500,v,,,3.7760，100060，1000m/s,[v]=3m/s 仍不能满足要求，此方案不可用，所以必须改选轴承材料。 (2)改选材料，在铜合金轴瓦上浇铸轴承合金ZCuPbSb15-15-3，查得[p]=5MPa，[v]=6m/s，[pv]=5MPa?m/s，经试算，取d=50mm，B=42mm。 F2600p,,,1.24dB42，50MPa,[p] dn3.14，50，1500,v,,,3.9360，100060，1000m/s,[v] ，pv=1.243.93=4.87 MPa?m/s,[pv] 结论:可用铜合金轴瓦浇铸ZCuPbSb15-15-3轴承合金。轴颈直径d=50mm，轴承宽度B=42mm。 ,3. 解:1) 求轴承相对间隙 22，0.06,,,,,,0.0015,rd80 v2) 计算轴颈圆周速度 dn3.14，80，1500,v,m/s,6.28m/s60，100060，1000 Cp3) 确定承载系数 C,1.253,,0.6pB/d,80/80,1根据，偏心率，查表可得: 2,F,Cp2,vB4) 根据 ,2CvB2，1.253，0.02，6.28，0.08pF,,N,11191.2Nmax22,0.0015 第十三章 第十三章 一、 选择题 1.(2) 2.(1) 3.(1) 4.(3) 5.(3) 6.(4) 7.(1) 8.(4) 9.(2)10.D 11.D 12.A 13.A 14.A 15.A,B 二、 填空题 1. 内圈 外圈 滚动体 保持架 2. 相对滑动速度 3. 滚动体 接触角 越大 4. 滚子 球 精度 5. 点蚀 接触应力 6. (1) N316/P6 51316 (2) 51316 N316/P6 (3) 6306/P5 51316 (4) 6306/P5 (5) 30306 7.轴向，径向，轴向负荷和径向负荷 8.基孔，基轴 9.轴承所受载荷的大小、方向及性质，转速的高低，调心性能要求，装拆方便及经济性要求，向心、推力。 10.疲劳点蚀，可靠度90%，塑性变形，静强度。 判断题。 1-5 ??××× 三、 问答题 1( 圆锥滚子轴承 圆柱滚子轴承 滚针轴承 6C2( 基本额定动载荷:使轴承的基本额定寿命恰好为10r(转)时，轴承所能承受 的载荷值。 C0基本额定静载荷:使受载最大的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到—定值的载荷，作为轴承静强度的界限。 L基本额定寿命:按一组轴承中10,的轴承发生点蚀破坏，而90,的轴承不发生点蚀破10 6坏前的转数(以10转为单位)或工作小时数作为轴承的寿命。 P当量动载荷:为一假想载荷，在该假想载荷作用下，滚动轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相当。 P0当量静载荷:为一假想载荷，在该假想载荷作用下，滚动轴承的永久接触变形量与实际载荷作用下的永久接触变形量相当。 3( 滚动轴承的内、外圈和滚动体，—般用轴承铬钢制造。热处理:淬火，低温回 火，硬度一般不低于60HRC;?相对运动表面易发生磨损，要提高其表面硬度， 以增强耐磨性。保持架常用低碳钢、铜合金、铝合金或塑料制成;?易成形， 减摩。 4( 高速运转时离心力大，推力球轴承的钢球与保持架磨损、发热严重，寿命降低， 故不宜采用。当工作转速高时，通常采用深沟球轴承或角接触球轴承为宜。 5( 角接触球轴承(6000型)和圆锥滚子轴承(7000型)承受径向载荷时，要产生派生 轴向力，派生轴向力迫使轴承内、外圈有分离的趋势，为保证轴承能正常工作， 故通常成对使用。 面对面安装:两轴承外圈窄端面相对安装。实际跨距l较轴承之间的距离短些，轴系的刚度较高，轴承的间隙调整和装配较易。常用。 背靠背安装:两轴承外圈宽端面相对安装。实际跨距l较轴承之间的距离长些，轴系的刚度较低，轴承的间隙调整困难。常用于要求轴的外伸部分挠曲变形小时。 调心轴承(10000型和20000型)能自动调心，允许内圈对外圈轴线偏斜量大，可以调整轴线的误差，但若不成对使用，则不可能实现其功能。 6(在安装时要调整轴承游隙的滚动轴承类型:10000，20000，30000，50000，60000，70000。 调整轴承游隙的常用方法:?加厚或减薄端盖与箱体间调整垫片?用调节螺钉调整?用圆螺母调整 7(两支点各单向固定:工作温升较小，支承跨距不大的轴。 一支点双向固定，另一支点游动:工作温升较高,支承跨距较长(L>350mm)的轴。 两支点游动:要求左右游动的轴(如人字齿轮的主动轴)。 8(滚动轴承的回转套圈和不回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质有何不同?常选用什么配合?其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合有何不同? 滚动轴承的回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质:过盈配合 (js5,js6,k5,k6,m5,m6,r5,r6,M7,N7)。不回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质:不回转套圈与轴或机座装配应比回转套圈与轴或机座装配有较松的配合 (H6,H7,J7,J6,K7,K6,M7,M6,h6,g6)。 其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合不同:滚动轴承是标准件，轴承内孔与轴的配合采用基孔制，即以轴承内孔的尺寸为基推;轴承外径与外壳孔的配合采用基轴制，即以轴承的外径尺寸为基准。与 内圈相配合的轴的公差带以及与外圈相配合的外壳孔的公差带，均按圆柱公差与配合的国家标准选取。由于d的公差带在零线之下，而圆柱公差标准中基淮孔的公差带在零线之上，m 所以轴承内圈与轴的配合比圆柱公差标准中规定的基孔制同类配合要紧得多。对轴承内孔与轴的配合而言(圆柱公差标准中的许多过渡配合实际成为过盈配合，而有的间隙配合实际变为过渡配合。轴承外圈与外壳孔的配合与圆柱公差标准中 规定的基轴制同类配合相比较，配合性质的类别基本一致，但由于轴承外径的公差值较小，因而配合也较紧。 9. 1)轴承的载荷:轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。2)轴承的转速:在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。3)轴承的调心性能;4)轴承的安装和拆卸。 10. 静载荷是指轴承套圈相对转速为零或相对转速极度低时，作用在轴承上的载荷。为了限制滚动轴承在静载荷下产生过大的接触应力和永久变形，需进行静载荷计算。 11. 润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阴力，还可以起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有两种:油润滑和脂润滑。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。 四、分析计算题 1、解: (1) 一对轴承中当量动载荷大的那个轴承危险。 ?求支反力F、Fr1r2 L2002F,F,6000，,4000N1rL，L100，20012 F,F- F=6000-4000=2000N r2r1 ?计算轴承的轴向载荷F、F d1d2 先计算内部轴向力:F=F/2Y dr F=F/2Y,4000/2×2.1,952N d1r1 F=F/2Y=200/2×2.1,476N d2r2 ?F+F=952+1000=1952N> F,476N 轴承2压紧，轴承1放松。 d1ad2 ?F,F=952N a1d1 F,F+F,1952N a2d1a ?计算当量动载荷 F/ F,952/4000,0.239< e=0.29，得:X=1，Y=0 a1r1 P=f(X F+Y F)=1.2×4000,4800N 1pr1a1 F/ F,1952/2000,0.976>e,0.29，得:X=0.4，Y=2.1 a2r2 P=f(X F+Y F)=1.2×(0.4×2000，2.1×1952),5879N 2pr2a2 ?P> P?轴承2危险。 21 (2) 10,66310C1064800,,,,'L,,，,51739h,L,15000h,,,,hh60nP60，9605879,,,, 合用。 2、解: 1)(计算轴承的轴向载荷F、F d1d2 由表13-7，70000C型轴承的内部轴向力为F=eF，由表13-5得e=0.38~0.56，初定e=0.45(轴dr承1)，e=0.40(轴承2) F=eF=0.45×1000,450N d1r1 F=eF=0.40×2060,824N d2r2 ?F+F=824+1200=2024N> F,470N 轴承1压紧，轴承2放松。 d2aed1 ?F,F+F=2024N a1d2ae F,F,824N a2d2 2)(计算当量动载荷 由手册查得7307C轴承:基本额定动载荷C=35.1kN，基本额定静载荷C=27.5kN。 o 由表13-5 F/C=2024/27500=0.0736 得:e=0.45(与初选相同)。 a1o F/ F,2024/1000,2.024> e=0.45，由表13-5查得:X=0.44，Y=1.25 a1r1 由表13-6，取载荷系数f=1.5 p P=f(X F+Y F)=1.5(0.44×1000，1.25×2024),4455N 1pr1a1 F/C=824/27500=0.03 得:e=0.40 (与初选相同) a2o F/ F,824/2060,0.40,e，由表13-5查得:X=1，Y=0 a2r2 P=f(X F+Y F)=1.5×2060,3090N 2pr2a2 3)(核验轴承寿命 ?P> P?应以轴承1的当量动载荷P为计算依据。 12 1 3,6610C1035100,,,,'L,,，,2329h,L,2500h,,,,hh60nP60，35004455,,,, 由此可知，7307C轴承不满足使用要求，还需要另选轴承。 4)(改选一对7307AC轴承作核验计算 内部轴向力:70000C型轴承的内部轴向力由表13-7查得:F=0.68Fdr F=0.68F=0.68×1000,680Nd1r1 F=0.68F=0.68×2060,1400.8N d2r2 轴向载荷F、F: d1d2 ?F+F=1400.8+1200=2600.8N> F,680N 轴承1压紧，轴承2放松。 d2aed1 ?F,F+F=2600.8N a1d2ae F,F,1400.8N a2d2 由手册查得7307AC轴承:基本额定动载荷C=33.4kN，基本额定静载荷C=25.2kN。 o 由表13-5 查得:e=0.68。 F/ F,2600.8/1000,2.6> e=0.68，由表13-5查得:X=0.41，Y=0.87 a1r1 由表13-6，取载荷系数f=1.5 p P=f(X F+Y F)=1.5(0.41×1000，0.87×2600.8),4009N 1pr1a1 F/ F,1400.8/2060,0.68,e，由表13-5查得:X=1，Y=0 a2r2 P=f(X F+Y F)=1.5×2060,3090N 2pr2a2 同理: ?P> P?应以轴承1的当量动载荷P为计算依据。 12 1 3,6610C1033400,,,,'L,,，,2754h,L,2500h,,,,hh60nP60，35004009,,,, 由此可知，7307AC轴承满足使用要求。 讨论:由手册查得的7307C轴承的基本额定动载荷，其数值为C=35.1KN，略高于7307 AC 轴承。但计算结果表明，7307C轴承不满足使用要求，而使用7307AC轴承却可行，原因何 在, 70000C轴承与70000 AC轴承虽同属角接触球轴承，但两者在结构上尚有一定的区别。70000 AC轴承接触角α较大，e值较高而Y值较小，故承受轴向载荷的能力较强。在本传动装置 的轴系上，作用有较大的外部轴向载荷，因而选用能承受较大轴向载荷的70000 AC轴承较 为合适。 五、结构题 1、 按要求在给出的结构图中填画合适的轴承 a)30000，60000，70000 b)10000，20000，60000 c)N0000，NU0000，NA0000 d)10000，20000，60000 e)30000，60000，70000 f)51000，(60000) 2、解:此轴系结构图有以下错误 1) 带轮左端轴向固定不合理。 2) 轴承盖加工表面应减少。 3) 通盖轴承无密封装置。 4) 无轴承间隙的调整垫片。 5) 挡油环与箱体相接触。 6) 轴承无法拆卸。 7) 齿轮轴向固定不可靠。 8) 齿轮无安装基准。 9) 键过长。 10) 轴承安装不方便。 11) 轴承盖孔与轴接触。 12) 带轮无安装基准。 13) 带轮无周向固定。 3. 存在问题分析: 1(轴承的轴向固定、调整，轴向力传递方面错误 1)轴系采用全固式结构，两轴承反装不能将轴向力传到机架，应该为正装。 2)全固式结构中，轴左端的弹性挡圈多余，应去掉。 3)端盖处没有调整垫片，不能调整轴承游隙。 2(转动零件与固定零件接触，不能正常工作方面错误 1)轴右端的联轴器不能接触端盖，用端盖轴向定位更不行。 2)轴与右端盖之间不能接触，应有间隙。 3)定位齿轮的套筒径向尺寸过大，与轴承外圈接触。 4)轴的左端端面不能与轴承端盖接触。 3(轴上零件装配、拆卸工艺性方面错误 1)右轴承的右侧轴上应有工艺轴肩，轴承装拆路线长(精加工面长)，装拆困难。 2)套筒径向尺寸过大，右轴承拆卸困难。 3)因轴肩过高，右轴承拆卸困难 4)齿轮与轴联接的键过长，套筒和轴承不能安装到位。 4(轴上零件定位可靠方面错误 1)轴右端的联轴器没有轴向定位，位置不确定。 2)齿轮轴向定位不可靠，应使轴头长度短于轮毂长度。 3)齿轮与轴联接键的长度过大，套筒顶不住齿轮。 5(加工工艺性方面错误 1)两侧轴承端盖处箱体上没有凸台，加工面与非加工面没有分开。 2)轴上有两个键，两个键槽不在同一母线上。 3)联轴器轮毂上的键槽没开通，且深度不够，联轴器无法安装。2)套筒径向尺寸过大，右轴承拆卸困难。 3)因轴肩过高，右轴承拆卸困难 4)齿轮与轴联接的键过长，套筒和轴承不能安装到位。 4(轴上零件定位可靠方面错误 1)轴右端的联轴器没有轴向定位，位置不确定。 2)齿轮轴向定位不可靠，应使轴头长度短于轮毂长度。 3)齿轮与轴联接键的长度过大，套筒顶不住齿轮。 5(加工工艺性方面错误 1)两侧轴承端盖处箱体上没有凸台，加工面与非加工面没有分开。 2)轴上有两个键，两个键槽不在同一母线上。 3)联轴器轮毂上的键槽没开通，且深度不够，联轴器无法安装。 第十四章 一、填空题 1. 齿轮联轴器允许轴线具有 综合 位移，十字滑块联轴器允许轴线具有 径向 位移(均答一种主要位移)。 2(当受载较大、两轴较难对中时，应选 无弹性元件的挠性 联轴器连接;当原动机输出的动力不稳定时，其输出轴与传动轴之间应选用 有弹性元件的挠性 联轴器来连接。 3(联轴器的作用是 连接轴与轴以传递运动和转矩，离合器的作用是 操纵机器传动系统的断续以便进行变速及换向等 。 4(常用刚性联轴器的类型有:(a) 套筒式 ;(b) 夹壳式 ;(c) 凸缘式 5(刚性凸缘联轴器两种对中方法为(a) 铰制孔用螺栓来实现 ;(b) 凸肩与凹槽相配合实现。 6(齿轮联轴器能补偿综合位移的原因: 外齿的齿顶制成椭球面，且保证与内齿啮合后具有适当的顶隙和侧隙，故在传动时，套筒可有轴向和径向位移以及角位移。 7(弹性联轴器中的弹性元件多用非金属材料制成的原因是 具有良好的弹性滞后性因而具有较强的减振能力 。 8(离合器的操纵机构必须安装在与 从动 轴相连的半离合器上。 9(牙嵌离合器适宜用在传力 转矩不大 ，结合处 速度较低 的场合。 10(联轴器和离合器的功能都是连接两轴，传递转矩，两者的区别是:机器在运转时，联轴器连接的两轴不能分离，而离合器可以 。 二、分析与思考题 1( 十字轴式万向联轴器适用于什么场合?为何常成对使用?在成对使用时如何布置才能使主、从动轴的角速度随时相等? 十字轴式万向联轴器可以允许两轴间有较大的夹角，而且在机器运转时，夹角发生改变时仍可正常传动，这种联轴器结构紧凑，维修方便，广泛应用于汽车、多头钻床等机器的传动系统中。 ,,12十字轴式成向联轴器缺点:当主动轴角速度为常数时，从动轴的角速度并不是常数，而是在一定范围内变化，因而在传动中产生附加动载荷。为克服此缺点，十字轴式万向联轴器常成对使用。 OO13主动轴、从动轴与中间轴之间的夹角相等，且中间轴两端的叉形接头应在同一平面内。 2(牙嵌离合器和摩擦式离合器各有何优缺点? 牙嵌离合器是借牙的相互嵌合来传递运动和转矩的;摩擦离合器是通过主、从动盘的接触面间产生的摩擦力矩来传递转矩的。 牙嵌离合器一般用于转矩不大，低速接合处。摩擦离合器:不论在何种速度时，两轴都可以拼接合和分离;接合过程平稳，冲击、振动较小;从动轴的加速时间和所传递的最大转矩可以调节;过载时可发生打滑，以保护重要零件不致损坏，缺点是外廓尺寸较大，接合和分离过程中要产生滑动摩擦，发热量较大。 三、设计计算题 1(有一链式输送机用联轴器与电动机相联接。已知传递功率P=15kW，电动机转速n=1460r/min，电动机轴伸直径d=42mm。两轴同轴度好，输送机工作时起动频繁并有轻微冲击。试选择联轴器的类型和型号。 (1) 选用联轴器类型。 由于机组功率不大，运转较平稳，且结构简单，易于采取措施提高其制造和安装精度，使其轴线偏移量减小，所以选用刚性凸缘联轴器。 (2) 计算转矩。 K,1.5A 查表14-1，知工作情况 P15TKTK,,，,，，,,95501.59550147.17NmcaAAn1460 (3)确定联轴器的型号和尺寸。 Tdnca根据、及等条件，由标准GB5843-86选用YL8型凸缘联轴器，其额定转矩 n,4300r/min,,T,,250Nmn42mm，许用转速，轴孔直径有，符合要求。 T,,800Nmmax2(一剪切销安全联轴器结构如图所示。已知联轴器传递的最大转矩，销钉 ,,410MPad,6mmB直径，销钉材料的抗拉强度极限，销钉中心所在圆的直径 ,,,0.7,,D,100mmBz,2，销钉数，取。试求此联轴器在载荷为多大时方能起到安全保护作用。 F,,,2d4F设作用在销钉上的剪力为，则作用在销钉上的剪应力。 DTzFrFFD,,,,,,,,2,,,,,2当时，销钉被过载剪断。联轴器传递的转矩，即 T,,,,0.7,,BT,2Dd,F,4D，所以有 2,3.14,,2633,,,,，，，，，，，,,TDd0.70.74101010010610811.1Nm,，，B44 811.1Nm,即当传递的转矩超过时，此联轴器上的安全销起作用。 第十五章 第十五章 一、填空题 1(,不承受弯矩，只承受转矩, ,传动轴, ,只承受弯矩，而不承受转矩, ,既承受弯矩，又承受转矩,, ,转轴, ,转动心轴, ,固定心轴, 2(,曲轴 ,直轴, ,汽油机主轴, ,变速箱轴, 3( 碳钢 合金钢 淬火 、 渗碳 和,氮化, 喷丸或滚压 4( 键 销 过盈配合及型面联接 5(,轴肩, ,套筒, ,圆螺母,, 6( 强度计算 刚度 振动稳定性 7. 为了加工和装配方便 为了使与轴做过盈配合的零件易于装配 8. 双圆螺母 圆螺母与止动垫圈 前者依靠摩擦预紧、易松动;后者联接可靠但对轴的强度削弱更大。 9. 套筒与轴的配合较送，高速旋转时质量偏心惯性力大 10. 保证轴肩与轴上零件的可靠接触 二、选择题 1( D 2(A 3(B 4(B 5(B 6(B 7(C 8. D 9. A 10. C 三、计算题: 2T2，50F,,,1000Ntmz0.002，50? oF,F,tg,,1000，tg20,363.9702Nrt 20Nm ?经计算 7.2794Nm F,500NF,500NNH1NH2 21.2836Nm F,181.9851NF,181.9851NNV1NV2 两平面弯矩图及合成弯矩图，转矩图如右 ?显然，弯曲应力为对称循环变应力 50Nm M21.2836,,,,8.5134MPab,9W2500，10 ,,8.5134MPa,,0MPama故，而 ?显然，扭转剪应力为静应力 T50,,,,1MPaT,9W50000，10T ,,1MPa,,0MPama故，而 四、结构改错: 1(用编号指出下图中的错误, 并作简单说明，提出修改意见。(轴承采用脂润滑) H7h6φ92H7k6φ40 14) 两个平键应布置在同一母线上; 15) 贯通轴承端盖孔与轴接触; 16) 贯通端盖孔无密封装置; 17) 贯通端盖应减少螺栓支承的加工表面; 18) 贯通端盖安装螺栓处应设置为通孔; 19) 钢衬套安装螺栓处应设置为通孔; 20) 箱体应设置完整的加工螺纹孔; 21) 箱体孔要求减少加工表面(与钢衬套配合面); 22) 钢衬套要求减少外加工表面(与箱体配合面); 23) 钢衬套要求减少内加工表面(与轴承配合面) 24) 两轴承间轴段应增加轴径，减少轴承接触的加工表面，并给轴以轴向定位; 25) 右轴承无法拆卸，应扩大钢衬套右孔直径; 26) 去处右端套筒，以避免过定位;(或增加右套筒长度) 27) 减少右端轴段长度，避免过定位; 28) 轴承内直径配合不当，应改为定义轴段公差。 1) 轴左端采用弹性卡圈对轴承进行定位不妥，应去处; 2) 左轴承无法拆卸，应降低轴肩高度; 3) 齿轮的安装轴段应减少长度，避免过定位; 4) 键长过长; 5) 套筒右侧过高，导致右轴承无法拆卸; 6) 右侧贯通端盖必须加大孔径，避免与轴刚性摩擦; 7) 右侧贯通端盖应适当考虑防尘措施; 8) 右轴承无法拆卸，应降低套筒高度; 9) 右轴承右侧应设置一轴肩以便于轴承拆装; 10) 半联轴器缺乏周向定位; 11) 半联轴器孔需为通孔; 12) 半联轴器左侧应设置轴肩实现轴向定位; 13) 半联轴器右侧缺乏轴向定位措施; 14) 箱体两恻均应设置凸台以减少与端盖配合处的加工面积; 15) 大齿轮两侧应考虑减少齿轮端面的加工面积(凸或凹) 1) 左端盖应减少螺栓支承的加工表面; 2) 左轴承无法拆卸，应降低轴肩高度; 3) 两个平键应布置在同一母线上; 4) 大轮毂无法装拆，应减少右侧轴径; 5) 右轴承无法拆卸，应降低套筒高度; 6) 大轮毂轴段应减少长度，方便定位; 7) 右轴承右侧应设置一轴肩以便于轴承拆装; 8) 右侧贯通端盖必须加大孔径，避免与轴刚性摩擦; 9) 右侧贯通端盖应适当考虑防尘措施; 10) 链轮左侧的轴向定位应采用轴肩定位而如图，将造成端盖与套筒的刚性摩擦; 11) 链轮右侧缺乏轴向定位; 12) 配合不当。 1):键槽应往外移; 2):应设有轴肩; 3):应有密封装置; 4):应有垫片; 5):套筒不能高于轴承内圈; 6):与齿轮配合的轴段长度应小于齿轮的宽度; 7):与齿轮配合的轴段和齿轮的内孔直径应减少; 8):应有轴肩来实现轴承的轴向定位。 1) 没加调整垫片; 2) 联轴器右端用轴肩定位; 3) 轴输出端用密封圈密封; 4) 轴承应布置成面对面或背对背; 5) 应保证齿轮左端可靠定位; 6) 套筒不应该超过轴承内圈; 7) 箱体内壁与轴承右端面留有3,5mm间隙; 8) 轴承内外圈剖面线方向要一致; 9) 齿轮右端用轴肩定位。 第16章 一、判断题 1. ×;2. ?;3. ?;4. ×;5. ? 二、单选题 1. B;2. A;3. A;4. B;5. D;6. D;7. B;8. D;9. D;10. B