1、第五章例：是影响螺纹性能的主要参数，而螺纹中影响螺纹升角的参数有 、。nP2d例:若螺纹的直径和螺纹副的摩擦系数一定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的和牙型角螺纹升角例：用于连接的螺纹牙型为三角形，主要是因为三角形螺纹 。A、传动效率高 B、防振性好C、牙根强度高，自锁性能好 当螺纹公称直径、牙型角、螺纹线数相同时，细牙螺纹的自锁性能比粗牙螺纹的自锁性能A、好 B、差 C、相同AC例：当两个被连接件之一太厚，不宜制成通孔，且连接不需要经常拆卸时，往往采用A、螺栓连接 B、螺钉连接C、双头螺柱连接 D、紧定螺钉连接B例：螺栓强度等级为6.8级，其数字6.8代表（）A、对螺栓材料的强度要求 B、对螺
2、栓的制造精度要求C、对螺栓强度和制造精度的要求螺栓强度等级为6.8级，则该螺栓材料的最小屈服极限近似为（）A、480MPa B、6 MPa C、8 MPa D、0.8 MPaAA例1 用两个普通螺栓将轴承座与铸铁机架联接固定，如图a)所示。已知轴承所受载荷 及中心高 。试对该螺栓组进行受力分析，并说明该联接可能的失效形式有哪些？Fh解：显然，对于螺栓组来说，力 可分解为过 点的轴向分力 和横向分力 。而过 点的横向分力 对于轴承座又有两种作用，即：纯横向力 和力矩 。所以，该螺栓组受如图a)中力 作用后，相当于三种典型螺栓组的受力模型同时出现其中，即螺栓组同时受轴向载荷 、横向载荷 和翻转力矩
3、 ，如图b)所示。FOsin45yFFcos45xFFOxFxFcos45MhFFyFxFM可能的失效形式有：左侧螺栓由于所受载荷较大，可能发生强度破坏；在横向力的作用下，轴承座底板与机架之间可能发生相对滑动；右侧(B处)由于轴承座底板与机架之间压力较大，可能发生压溃现象。此外，左侧(C处)轴承座底板与机架之间可能出现缝隙。例2如图，用8个6.8级普通螺栓和两块钢制夹板将钢板1、2联接起来。已知作用于钢板上的横向载荷 ，结合面摩擦因数 ，安全系数 ，取可靠性系数 ，试确定所需螺栓的小径 至少应为多少？42 10sFN150f.1.5S 1.2K 1d解：1)由静力平衡条件确定每个螺栓的预紧力F
4、显然，这里 ，每个螺栓的预紧力4z 2m 441.2 2 102 104 0.15 2ssKFFNNzm 2)确定螺栓的许用应力 由6.8级螺栓已知条件，可知其公称抗拉强度 ，屈服点 ，于是许用应力600bMPa0.8 600480sMPa480 3201.5sNNS3)确定螺栓的小径1d所需螺栓的小径414 1.34 1.3 2 1010.2 320Fdmmmm NR5000NQ1600025.0mbbCCC15.0f2.1sKMPas640min 2S1d一支架与机座用4个普通螺栓连接，所受外载荷分别为横向载荷，轴向载荷，已知螺栓的相对刚度结合面间摩擦系数，可靠性系数，最小屈服极限，许用安
5、全系数试计算该螺栓小径的计算值。例3，螺栓材料强度级别为8.8级RRNQF40004160004(1)计算螺栓的轴向工作载荷解：F FRKfFS 4（2)计算螺栓的预紧力由于有轴向载荷的作用，接合面间的压紧力为剩余预紧力，故有FCCCFFmbb1 联立解上述两式，则得NFCCCfRKFmbbS13000400025.0115.0450002.1141dMPas640min 2S MPaSs3202640min140001000130000FCCCFFmbb mmFd510.8320140003.143.14012.计算螺栓的小径计算螺栓的小径螺栓材料的机械性能级别为8.8级，其最小屈服极限安全
6、系数故其许用拉伸应力而 所以 mmD400mmD500012.0f2.1sKNQ50000 MPa100 起重卷筒与大齿轮用8个普通螺栓连接在一起，已知卷筒直径，螺栓分布圆直径，接合面间摩擦系数，可靠性系数，起重钢索拉力螺栓材料的许用拉伸应力试设计该螺栓组的螺栓直径例4TmmNDQT71024005000021.计算旋转力矩FTKDzfFS2002zfDTKFS2.计算螺栓所需要的预紧力由 得mmNF50005002.08102.127 13.14Fdmm768.2810050003.14 3.确定螺栓直径取M36(d1=31.670mm28.768mm)例521050010010021021
7、0280OOKNP618030420 MPaP60 3Sf2.1fK2.0mbbcccKNP6有一轴承托架用4个普通螺栓固联于钢立柱上，托架材料，螺栓材料强度级别为6.6级，结合面间摩擦系数=0.15，螺栓相对刚度，载荷设计此螺栓组连接。为HT150，许用挤压应力许用安全系数可靠性系数PPxPy1.1.螺栓组受力分析载荷螺栓组受力分析载荷P P可分解为：可分解为：横向载荷：NPPy519630cos600030cosNPPx300030sin600030sin(铅垂向下)轴向载荷：(水平向右)倾覆力矩：mmNPPMyx610722.242051961803000420180 该螺栓组连接在这三
8、种简单载荷作用下可能发生的失效如下:(1)在横向载荷作用下,托架下滑;(2)在轴向载荷和倾覆力矩作用下,接合面上部分离;(3)在倾覆力矩和轴向载荷作用下,托架下部或立柱被压溃;(4)受力最大螺栓被拉断.由上述分析可知,为防止分离和下滑,接合面应保证有足够的预紧力;而为避免压溃,又要把预紧力控制在一定的范围.因此,预紧力的确定不能只考虑在横向载荷作用下接合面不滑移条件还应考虑上部不分离和下部不压溃条件.注意:接合面间产生足够大的摩擦力来克服横接合面间产生足够大的摩擦力来克服横向载荷的不是预紧力向载荷的不是预紧力 ,而是残余预紧力而是残余预紧力 .FF(1)确定受力最大螺栓的轴向工作载荷。每个螺栓
9、受到的轴向工作载荷NPFxP750430004NLMLFiLM3240210421010722.226412maxNFFFMP39903240750 在倾覆力矩M的作用下，每个螺栓受到的轴向载荷为上部螺栓受力最大，其轴向工作载荷为(2)确定螺栓的预紧力F托架不下滑的条件式为：ysPKfF 4由托架不下滑条件确定预紧力PmbbmFCCCFFFF)1(ySPmbbPKFCCCFf 14PmbbySFCCCfPKF14而 所以 NF109927502.0115.0451962.1F011minWMCCCAPCCCAzFmbbxmbbp 由接合面不分离条件计算预紧力 NF7.4086616001061
10、8.910722.230002.014166 pmbbxmbbpWMCCCAPCCCAzF11max 由托架下部不被压溃条件计算预紧力 (钢立柱抗挤压强度高于铸铁托架)由 AWMPCCCAzFxmbbp11 p pNF3.9211136160010618.910722.230002.01616006066式中 托架材料的许用挤压应力，=60MPa。综合以上三方面计算，取NF11000 0FNFCCCFFmbb1179839902.01100002.计算螺栓的总拉力3.确定螺栓直径 013.14Fdmmd757.12120117983.141查GB1961981，取M16（mmmmd757.12
11、835.131）强度级别为6.6级，得 3360SMPaS，所以 MPaSS1203360例6拟用四个普通六角头螺栓将一钢制托板固定在立柱上，布置方案如图所示。已知图中 mm，mm，作用于托板上的力 N。设结合面摩擦系数 ，螺栓的许用应力 MPa，取可靠性系数 。试确定受力最大螺栓并选择恰当的粗牙螺栓代号。普通粗牙螺纹径向尺寸见表3-1。200a 700b 31.3 10F0.15s 1101.2K 解 1)螺栓组的受力分析如下图所示为将力 向螺栓组形心 简化的等效受力分析图。显然，在将移向 点的同时，必然有转矩FOFO36200()1.3 10(700)1.04 1022aTF bNmmNm
12、m于是，就把问题转化为一受横向力 和转矩 联合作用的螺栓组联接了。FT在力 的作用下，托板有向下移动的趋势，每个螺栓所受载荷均等，方向均指向下方。设由 引起每个螺栓的载荷依次为 ，则FF1234,F F F F312341.3 1032544FFFFFNN在转矩 作用下，托板有绕螺栓组形心 顺时针转动的趋势，每个螺栓所受载荷的方向即托板在螺栓处转动趋势的指向。设由转矩 引起的每个螺栓的载荷依次为 ，则TOT1234,ttttFFFF63123422221.04 101.84 102002004()()4()()2222ttttTFFFFNNaa综合考虑横向力 和转矩 两种载荷的作用，则不难发现
13、螺栓2、3所受载荷较大，这是由于其载荷之间夹角较小的缘故。显然，本题中螺栓2、3两载荷之间的夹角均应为 。于是，由平行四边形性质和余弦定理，可求得螺栓2、3所受载荷的合力FT45)45180cos(222222232ttssFFFFFF23233325(1.84 10)2 325 1.84 10cos1352.08 10NN 2)确定螺栓的预紧力F3)由强度条件确定螺栓的危险截面直径414 1.34 1.3 1.66 1015.82 110Fdmmmm 查普通粗牙螺纹径向尺寸表查普通粗牙螺纹径向尺寸表3-1，取螺栓，取螺栓M20。NmzKFFss4321066.1115.011008.22.1
14、 例7用两个普通螺栓与零件1、2一起组成夹紧连接，如图所示。若零件1、2与轴头3结合面摩擦系数为 f,在手柄上距轴心距离为 处施加力 ，试按照结合面不松动条件，推导螺栓所需预紧力 。bFF解：分别对零件1、2及轴头3作受力分析如图，为预紧力，为3与1间压力，为摩擦力。由力的平衡条件FNFF2FFN2 FFFN摩擦力矩不小于由作用力 所产生的力矩FFbdFdF2于是，预紧力 dFbF2/200O200Q2001234例1ONQ20000FF6.0 F吊环受拉力尺寸如图。设剩余预紧力为螺栓所受的轴向工作载荷。0F MPa180求螺栓所受的总拉力并计算确定螺栓直径(螺栓材料的许用拉伸应力)；mmd3
15、76.8115.0f2.1sKMPas360 3SmaxR一牵曳钩用2个M10()的普通螺栓固定于机体上，可靠性系数，螺栓材料强度级别为6.6级，屈服极限，许用安全系数试计算螺栓组连接允许的最大牵引力例2如图所示。已知结合面间摩擦系数牵引力R知识点1.对普通螺栓连接可按轴向或（和）倾覆力矩确定螺栓的工作拉力；按横向载荷或(和）转矩确定连接所需的预紧力，然后求出螺栓 的总拉力。还需校核接合面的挤压应力。2.对铰制孔用螺栓则按横向载荷或（和）转矩计算螺栓的工作剪力 求得受力最大的螺栓及其所受的剪力后，再进行单个螺栓连接的 强度计算。3.对有紧密性要求的螺栓组连接，其预紧力可能有保证紧密性 的条件确
16、定。第六章1当键连接强度不够时，可采用双键，使用两个平键时，要求键采用 布置。A在同一直线上B相隔90C相隔120D相隔1802.设计键连接的主要内容是：a 按轮毂长度选择键的长度；b按轴的直径选择键的剖面尺寸；c按使用要求选择键的类型；d进行必要的强度校核；具体设计时的一般顺序为：。A ab c dB ba c dC ca b dD cb a dE ca d bD3 连接可传递轴向力。A普通平键B半圆键C楔形键D切向键4当轮毂轴向移动距离较小时，可采用 连接，当轴向移动 距离较大时，可以采用 连接。A普通平键B半圆键C导向平键D滑键CCD5.普通平键连接工作时，键的主要失效形式为 。A键受剪
17、切破坏B键侧面受挤压破坏C剪切与挤压同时进行D磨损和键被剪断B6.普通平键连接强度校核的内容主要是 。A.校核键侧面的挤压强度B.校核键的剪切强度C.AB二者都需校核D.校核磨损A第七章例：对每种型号的带都规定了相应的最小基准直径 为什么？mindd结论：打滑可以避免，使 例：带传动的打滑总是发生在 带轮上，因为 。maxFF 例例1如图所示为自动张紧的如图所示为自动张紧的V带传动，主动轮转向如图所带传动，主动轮转向如图所示。试计算确定：（示。试计算确定：（1）V带能传递的最大功率带能传递的最大功率 ，此时的紧边拉力此时的紧边拉力 等于多少？松边拉力等于多少？松边拉力 等于多少？等于多少？（2
18、）如果要求）如果要求V带实际传递功率带实际传递功率 ，此时的，此时的紧边拉力紧边拉力 等于多少？松边拉力等于多少？松边拉力 等于多少？等于多少？（3）设主动轮的转向与图示相反，求此时）设主动轮的转向与图示相反，求此时V带能传递带能传递的最大功率的最大功率 。maxP1F2FkW6.0 P1F2FmaxP解：（解：（1）按图示的旋转方向时，则带的紧边在下，松）按图示的旋转方向时，则带的紧边在下，松边在上。根据力矩的平衡条件得边在上。根据力矩的平衡条件得WedhFdhF )5.0()5.0(1112（1）当当V带传递最大功率时，紧边拉力带传递最大功率时，紧边拉力 和松边拉力和松边拉力 之之间的关系
19、应符合欧拉公式间的关系应符合欧拉公式 1F2F 3.021eeFFvf （2）联立解（联立解（1）和（）和（2）两式，可得）两式，可得NF4.1981 NF3.772 所以 kW97.010008)3.774.198(1000)(21max vFFP（2）同理，根据力矩平衡条件可得WedhFdhF )5.0()5.0(1112（3）因V带实际传递功率 ，根据功率计算公式kW6.0 P6.01000)(21 vFF（4）联立解（3）和（4）式，解得 NF6.1671 NF6.922（3）当主动轮1按图示反方向旋转时，则带的紧边在上，松边在下，根据力矩平衡条件可得WedhFdhF )5.0()5.
20、0(1211（5）当V带传递最大功率时，紧边拉力 和松边拉力 之间的关系应符合欧拉公式，即1F2F 3.021eeFFvf （6）联立解（5）和（6）式，解得 NF6.1471 NF5.572 kW72.010008)3.774.198(1000)(21max vFFP例2如图所示带式自动器中，已知制动轮的直径为 ，带和制动轮之间的摩擦系数为 ，带和制动轮之间的包角为 ，皮带右端和制动杆垂直，到制动杆铰链的距离为 ，在制动杆端部加力 ，到制动杆铰链的距离为 。欲使制动力矩为 ，试求 的值。Df aWWbTW解：欲将制动轮闸住，则带轮左端为紧边将受力 ，右端为松边将受力 ,二者之差应为皮带和制动
21、轮之间的最大摩擦力 。根据力1F2FfF矩平衡关系（1）TDFf 2紧边拉力 与松边拉力 之间应满足欧拉公式1F2F feFF21 （2）并且 fFFF 21 （3）联立上面三个方程，得)1(21 ffeDTeF)1(22 feDTF取制动杆为分离体，有WbaF 2beDTabaFWf)1(22 例3如图（a）为减速带传动，图(b)为增速带传动。这两传动装置中，带轮的基准直径 ，且传动中各带轮材料相同，传动中心矩 ，带的材料、尺寸及张紧力均相同，两传动装置分别以带轮1和带轮3为主动轮，其转速均为 。试分析：哪个传动装置传递的功率大？为什么？a)r/min(n第八章1.软齿面闭式齿轮传动的主要失
22、效形式是 。A.齿面胶合B.齿面疲劳点蚀C.齿面磨损D.轮齿折断2.高速重载齿轮传动，最可能出现的失效形式是 。A.齿面胶合B.齿面疲劳点蚀C.齿面磨损D.轮齿塑性变形AB3.在开式齿轮传动中，齿轮模数应根据 。确定，再考虑磨损适当增大。A.齿根弯曲疲劳强度B.齿面接触疲劳强度C.齿面胶合强度D.齿轮工作环境4.轮齿疲劳点蚀通常首先出现在齿廓的 部位。A.齿顶附近B.齿根附近C.节线上D.节线靠近齿根处DA5.下列措施中，。不利于提高轮齿抗疲劳折断能力。A.减小齿根圆角半径B.减小齿面粗糙度C.减轻加工损伤D.表面强化处理6.因发生全齿折断而失效的齿轮，通常是 。A.人字齿轮B.齿宽较大、齿向
23、受载不均 的直齿圆柱齿轮C.齿宽较小的直齿圆柱齿轮D.斜齿圆柱齿轮CA7.在齿轮热处理加工中，轮齿材料达到 。状态时 将有利于提高齿轮抗疲劳强度和抗冲击载荷作用的能力。A.齿面硬、齿芯脆B.齿面软、齿芯脆C齿面软、齿芯韧.D齿面硬、齿芯韧.8.除了调质外，软齿面齿轮常用的热处理方法还有 。A.渗碳淬火B.正火C.渗氮D.碳氮共渗BD9.提高齿轮的抗点蚀能力，课采取 措施A.减少齿轮传动的中心距B.采用闭式齿轮C.减少齿数、增大模数D.提高齿面硬度10.斜齿圆柱齿轮的齿数与模数不变，弱若增大螺旋角，则分度圆直径 。A.不变B.增大C.减少D.不一定增大或减少BD*配对齿轮旋向相反 Ft1Ft2F
24、r1Fr2Fa1Fa2Ft3Fr3Fa3Ft4Fr4Fa4同轴齿轮 旋向相同(非同级齿轮)例题：例题：Fr2Z1Z2a 由小端指向大端由小端指向大端Ft1Ft2Fa1Fa2Fr1示意图示意图21ttFF21raFF21arFFt t1（主）主）:与与1 反向反向 t2（从）从）:与与2 同向同向r 由啮合点指向轮心由啮合点指向轮心三三.作用力的方向及判断：作用力的方向及判断：例例 1 两级斜齿圆柱齿轮传动如图所示。已知动力从轴两级斜齿圆柱齿轮传动如图所示。已知动力从轴 I 输入，转向如图示。试进行以下分析：输入，转向如图示。试进行以下分析：1)标出输出轴标出输出轴的转向。的转向。2)确定齿轮确
25、定齿轮2、3、4的轮齿旋向，要求轴的轮齿旋向，要求轴上两斜齿轮上两斜齿轮 所受轴向力可相互抵消一部分。所受轴向力可相互抵消一部分。3)标出齿轮标出齿轮2、3所受各分力的方向。所受各分力的方向。例例2 由锥齿轮由锥齿轮-斜齿圆柱齿轮组成的二级减速传动如图斜齿圆柱齿轮组成的二级减速传动如图所示，已知动力从轴所示，已知动力从轴输入，并要求输出轴输入，并要求输出轴 按图示按图示方向回转。试进行以下分析：方向回转。试进行以下分析：1)画出输入轴画出输入轴的转向的转向2)确定齿轮确定齿轮3、4的轮齿左、右旋向，要求轴的轮齿左、右旋向，要求轴上两齿上两齿 轮所受轴向力可以相互抵消一部分。轮所受轴向力可以相互
26、抵消一部分。3)标出齿轮标出齿轮2、3所受各分力的方向所受各分力的方向例例3 如图所示为直齿圆柱齿轮变速箱，长期工作，各对齿如图所示为直齿圆柱齿轮变速箱，长期工作，各对齿轮的材料、热处理、载荷系数、齿宽、模数均相同，轮的材料、热处理、载荷系数、齿宽、模数均相同，不计摩擦损失。已知：各轮齿数不计摩擦损失。已知：各轮齿数z1=20；z2=80；z3=70；z4=30；z5=z6=50。主动轴。主动轴 I 的转速的转速n1=1000r/min，从动轴，从动轴的转矩的转矩T2恒定。试比较哪对恒定。试比较哪对齿轮接触强度最高？哪对最低？齿轮接触强度最高？哪对最低？解解 1）接触强度计算公式：）接触强度计
27、算公式：ubd1u2KTZZH211EHH Z由题知：这三对齿轮的节点区域系数由题知：这三对齿轮的节点区域系数 ,材料系数材料系数 、重合度系数重合度系数 ,载荷系数载荷系数K、齿宽、齿宽b、许用接触应力、许用接触应力 都相等，故只需比较都相等，故只需比较 的大小。的大小。HZEZ ZH u1udT211 2）因为小齿轮直径，）因为小齿轮直径，齿数比，齿数比 及不计摩及不计摩擦损失时，擦损失时，且三对齿轮模数，且三对齿轮模数 m 相同，转矩相同，转矩 T2 恒定，每对齿轮齿数之和相等，故由恒定，每对齿轮齿数之和相等，故由 可导出：可导出：11mzd 12zzu uTT21u1udT211三对齿
28、轮之间只有三对齿轮之间只有 不同。不同。221zz1第一对齿轮（第一对齿轮（z1、z2）：）：第二对齿轮（第二对齿轮（z3、z4）：）：第三对齿轮（第三对齿轮（z5、z6）：）：结论：第三对齿轮的接触强度最低，第二对齿轮的接结论：第三对齿轮的接触强度最低，第二对齿轮的接触强度最高。触强度最高。1、对于HBS350的齿轮传动，当采用同一钢材制造时，一般将进行 处理。A、小齿轮表面淬火，大齿轮调质B、小齿轮表面淬火，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2、在齿轮传动中，为了减小动载系数，可采取的措施是 。A、提高制造精度B、减小齿轮的平均单位载荷C、减小外加载荷的变化幅度
29、D、降低齿轮的圆周速度DC3、计算齿轮传动时，选择许用应力与 无关。A、材料硬度B、应力循环次数C、安全系数D、齿形系数4、直齿圆锥齿轮强度计算中，是以 为计算依据的。A、大端当量直齿圆柱齿轮B、大端分度圆柱齿轮C、平均分度圆处的当量直齿圆柱齿轮D、平均分度圆柱齿轮CD5、在圆柱齿轮传动中，材料与齿宽系数、齿数比、工作情况一定情况下，轮齿的接触强度主要取决于 ，而弯曲强度主要取决于 。A、模数B、齿数C、中心距D、压力角6、在圆柱齿轮传动中，常使小齿轮齿宽略大于大齿轮宽度，其目的是 。A、提高小齿轮齿面接触强度B、提高小齿轮齿根弯曲疲劳强度C、补偿安装误差，以保证全齿宽的接触D、减少小齿轮载荷
30、分布不均CCA7、斜齿圆柱齿轮的齿形系数和相同齿数的直齿圆柱齿轮相比是 。A、相等B、较大C、较小D、取决于实际工作条件8、选择齿轮毛坯的形式时，主要考虑的是 。A、齿宽B、齿轮直径C、齿轮在轴上的布置位置D、齿轮精度BC9、选择齿轮的平稳性精度等级时，主要依据 。A、圆周速度B、转速C、传递的功率D、承受的转矩10、齿面接触疲劳强度计算中的节点区域系数ZH，与 无关。A、分度圆压力角B、分度圆螺旋角C、变位系数D、齿数DA112i8112i80812i1208012i第九章【.1】动力传动蜗杆传动的传动比的范围通常为 。B.C.D.【2】与齿轮传动相比，不能作为蜗杆传动的优点。A.传动平稳，
31、噪音小 B.传动比可以较大C.可产生自锁 D.传动效率高【3】阿基米德圆柱蜗杆与蜗轮传动的 模数，应符合标准值。A.端面 B.法面 C.中间平面 A.CDC1z【.4】在蜗杆传动中，当其它条件相同时，增加蜗杆头数，则传动效率 .A.降低 B.提高C.不变 D.或提高也可能降低【.5】蜗杆直径1dA.保证蜗杆有足够的刚度 B.有利于蜗杆滚刀的标准化C.提高蜗杆传动的效率 D.有利于蜗杆加工的标准化。是为了 。BB变位蜗杆传动中，蜗轮分度圆与节圆 。【.6】A.分离 B.重合 C.可能分离也可能重合【.7】计算蜗杆传动比时，公式 是错误的21i21nni 12ddi 12zzi B.C.D.A.B
32、C通常蜗轮齿数不应少于通常蜗轮齿数不应少于 。A、17 B、14 C、27 D、28蜗杆传动中的中间平面是指蜗杆传动中的中间平面是指 。A、蜗轮的端面、蜗轮的端面 B、过蜗轮轴线，垂直蜗杆轴线的平面、过蜗轮轴线，垂直蜗杆轴线的平面C、过蜗杆轴线，垂直蜗轮轴线的平面。、过蜗杆轴线，垂直蜗轮轴线的平面。【.8】【.9】DC右右Fr1Fr2Fr1Fr2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa1Ft2Fa2右右4.蜗轮的转向蜗轮的转向与与Fa 1 反向反向3.作用力的方向作用力的方向(示意图）示意图）1aF2tF1rF1tF2aF1左旋22rF1rF1aF2tF2rF1 tF2aF右旋121rF1aF2tF
33、2rF1 tF2aF右旋12Qnv1tF2tF2rF1aF1rF2aF12343aF4tF3rF4rF3tF4tF判断蜗杆和蜗轮的旋向判断各轴转向 确定各对传动的所有作用力方向W1n12343aF2aF3rF2rF2tF3tF判断蜗轮蜗杆的旋向判断斜齿轮1、2的旋向确定各对传动的所有作用力方向【.10】蜗杆常用的材料是 。A.HT150 B.ZCuSn10P1 C.45号钢 D.GCr15【.11】为了提高蜗杆传动的啮合效率 ，在良好润滑的条件下，可采用 。A.单头蜗杆 B.多头蜗杆 C.较高转速 D.大分度圆直径蜗杆【.12】蜗杆传动的强度计算中，如果蜗轮材料是灰铸铁，则其许用接触应力 与
34、有关。A.蜗轮铸造方法 B.蜗轮是单向受载还是双向受载 C.应力循环次数 D.齿面相对滑动速度BBDH1【.13】蜗杆传动的失效形式主要是 。A.点蚀与磨损 B.胶合与磨损 C.轮齿折断与塑性变形【.14】蜗杆传动中，其他条件相同，若增加蜗杆头数，将使 。A.传动效率提高，滑动速度降低B.传动效率降低，滑动速度提高C.传动效率和滑动速度都提高D.传动效率和滑动速度都降低BC【.15】对一般传递动力的闭式蜗杆传动，其选择蜗轮材料的主要依据是 。A.齿面滑动速度 B.蜗杆传动效率 C.配对蜗杆的齿面硬度 D.蜗杆传动的载荷大小【.16】蜗杆传动中，其强度计算主要是针对 进行的。A.蜗杆螺旋齿 B.
35、蜗轮轮齿 C.蜗杆螺旋齿和蜗轮轮齿 BA【.17】蜗杆传动的当量摩擦系数 。A.仅与蜗杆传动的相对滑动速度有关 B.仅与蜗轮蜗杆的材料和蜗杆的硬度有关 C.不仅与蜗轮蜗杆的材料和蜗杆的硬度，同时也与蜗杆 传动的相对滑动速度有关【.18】对闭式蜗杆传动进行热平衡计算，其主要目的是为了 。A.防止润滑油温度过高而使润滑条件恶化 B.防止蜗轮蜗杆发热变形后，正确啮合受到破坏 C.防止蜗轮材料在高温下其力学性能下降AC第十章 减速器低速轴结构图60 6870727080822196.520696.5已知：功率P=3.88kw,转速n=130r/min,大齿轮分度圆直径300mm，齿宽90mm,载荷平稳
36、，螺旋角为12按弯扭合成理论验算轴的强度第十一章有一滚动轴承的代号为6208/P5，其类型为 ，轴承内孔直径为 宽度系列为 ，精度等级为深沟球轴承40mm窄系列5级内径为25mm，轻窄系列的角接触球轴承，接触角15，精度等级为6级，则该轴承的代号为 。70205C /PC例:一对反装7312AC轴承,Fr15000N,Fr28000N，FA=2000N，由1轴承指向2轴承，n960r/min,fP1.2,求轴承寿命。解解:画安装简图画安装简图求求Fa1，Fa2 Fs10.68Fr10.6850003400NFs20.68Fr20.6880005440NFs2Fs11FA2Fr1Fr2Fs2FA
37、7440N Fs13440N 紧松Fa1Fs2FA7440N,Fa2Fs25440N方法方法 Fa1 Fs1FA=7440NFa2Fs2=5440N Fa1 Fa1 Fa2 Fa2 Fs1=3400NFs1FA=7440N Fs2=5440NFs2FA=1400N解解:画安装简图画安装简图求求Fa1，Fa2 Fs10.68FR10.6850003400NFs20.68FR20.6880005440NFs2Fs11FA2FR1FR2方法方法查得7312AC轴承的C58200N，e0.68Fa1Fr1744050001.488e X10.41 ，Y10.87 P1X1Fr1Y1Fa10.41500
38、00.8774408523NFa2Fr2544080000.68=eP2Fr28000NX21,Y20 P1P2 轴承危险轴承危险6631101058200()()32006060 9601.2 8522.8thPf CLhnf PFAFs1Fs2Fr1Fr2例：一传动装置轴由一对7000AC角接触球轴承支承，已知Fr11000N,Fr22060N,n=5000r/min,FA=880N 预期寿命Lh=16000h,S=0.68Fr,e=0.68,试设计此对轴承。FaFre X1,Y0FaFre,X0.41,Y0.871210613991411711284523轴系部件结构改错轴承采用脂润滑第十三章1.选择或计算联轴器时，应该依据计算转矩Tc，即计算转矩大于 所传递的公称转矩，这是因为考虑到A 旋转时产生的离心载荷B机器不稳定运转时的动载荷和过载。C制造联轴器的材料，其机械性能有偏差D两轴对中性不好时，产生附加的动载荷2.在下列联轴器中，能补偿两轴的相对位移以及可缓冲吸振的是A 凸缘联轴器B 齿式联轴器C万向联轴器D弹性柱销联轴器BD3.联轴器为标准件，当选定类型后，可根据 、从标准中选择需要的型号和尺寸。计算转矩轴的直径轴的工作转速
