机械设计山大网络学习复习文档格式.docx
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5.直齿圆锥齿轮传动强度计算一般按_c的当量园柱齿轮传动进行。
（a）大端；
（b）距大端0.4b处；
（c）齿宽中点处；
（d）小端。
6.两轴交错角为900的阿基米德蜗杆传动，在b上蜗杆与蜗轮的啮合相当于渐开线齿轮与齿条
的啮合。
（a）法面；
（b）端面；
（c）中间平面；
（d）蜗杆轴的横截面。
二、填空
1.齿轮的齿根弯曲疲劳强度计算中，齿形系数YFa主要与齿轮的齿廓形状和齿数有关。
2.角接触轴承的接触角a是指滚动体与外圈滚道接触点处的法线和半径方面之间的夹角。
3.受剪螺栓用公式Fr乞dhLp1进行挤压强度验算时，取—卜p】的最小值作计算对象。
4.普通平键联接工作时，键的侧面为工作面，键的上下表面为非工作面。
5.V带传动的主要失效形式是打滑，磨损，疲劳断裂。
6.闭式蜗杆传动的功率损耗包括传动啮合效率、轴承磨擦损耗和浸入油池中的零件搅油时的
溅油损耗三项。
7.轴上零件的轴向定位与固定方法中能用于较大轴向力的有轴端挡圈定位、圆螺母定位（任填两项）。
三、问答题
1.在使用条件下，单根V带所能传递的功率P0■.-：
P0K-.Kl，式中厶P0、K-.、Kl的名称是什么？
为什么要引入它们？
答：
^0-当传动不等于1时，单根V带额定功率的增量；
K-当包角不等于180°
时的修正系数；
Kl-当带长不等于试系数规定的特定带长时的修正系数；
单根V带的基本额定功率是在规定的试验条件下得到的。
实际工作条件下带传动的传动电，V带长度和带
轮包角与试验条件不同，因此，需要对单根V带的基本额定功率予以修正，从而得到单根V带的额定功率。
2.三角形螺纹具有自锁性能，但对于重要螺纹联接为什么还要防松？
按工作原理分有哪三种防松方法?
各举一例说明。
防止螺旋副在受载时发动相对转动，所以要防松。
（1）磨擦防松：
对顶螺母防松
（2）机械防松：
止动垫圈防松
（3）破坏螺旋副运动关系防松：
铆合防松
四、分析题
1受力分析
如图所示，已知蜗杆1为主动件，圆锥齿轮Z5的转向为n3,要求：
（1）按II、山两轴上的轴承受外加轴向
上m处画箭头表示）
（2）在图上画出蜗轮Z2和斜齿轮Z3、Z4齿的旋向，并用文字（右或左）在图上（的位置标出蜗杆齿的旋向；
旋）
（3）在图上画出蜗轮Z2和斜齿轮Z3、Z4在啮合处的Ft、Fa、Fr的方向（画在“O'
处）。
Z4在
II
III
载荷较小的条件确定蜗杆轴I的转向（在图Z4
2应力分析
如图所示V带传动，轮1为主动轮。
试在图上画出带的应力分布、写出最大应力表达式并标出最大应
力发生位置。
’五、计算题
1.有一对外啮合标准直齿圆柱齿轮传动，已知条件为：
小齿轮齿数乙=30;
传动比i=2;
模数m=3mm
齿轮宽度b1=85mmH=80mm;
输入轴转速m=1000r/min;
输入轴功率R=20kW;
载荷系数k=1.6;
ZEZHZ；
=400..MPa;
齿轮材料的许用接触应力为心］=500MPa、心〕2=400MPa。
试校核该齿轮传动的接触疲劳强度是否满足要求。
计算公式：
峡3晋罟餡
mm
5
95.5*10P1
ni
95.5*105*20
1000
二1.91*105Nmm
d1=m*Z1=90mm
虹_85d1_90
=0.94
2*1£
*1.91*1o5*21（400）2
^（50Q）
0.94
=85mmm90mm满足要求。
2.如图所示一对7307AC型滚动轴承，其受力大小及作用位置如图所示。
轴转速n=1000r/min，载荷
平稳（fp=1.1），常温下工作，要求：
（1）求I、n轴承所受轴向载荷Fa1、Fa2；
（2）计算轴承使用寿命。
（注：
轴承e、X、Y的数值查附表，内部轴向力
S的计算公式如附表所示，基本额定动负荷Cr=33400N）
Fa/Fr<
e
Fa/Fr>
e
Fs
X
Y
0.68
0.68Fr
1
P0
0.41:
0.87
附表
方法同卷B
《机械设计》B
1.工程中常见的联接螺纹是a三角螺纹。
（a）右旋单线；
（b）左旋单线；
（c）右旋双线；
（d）左旋双线。
2.平键联接中，键的工作面是_b。
（a）上下面；
（b）两侧面；
（c）上下面和两侧面；
（d）两头的端面。
3•闭式齿轮传动中，轮齿的齿面点蚀（接触疲劳磨损）通常首先发生在c表面。
4.与齿轮传动相比，蜗杆传动的主要缺点是b。
（a）传动比大；
（b）效率低；
（c）传动尺寸大；
（d）蜗杆的支撑刚性差。
5.直齿圆锥齿轮传动强度计算一般按_c的当量圆柱齿轮传动进行。
6.两轴交错角为900的阿基米德蜗杆传动，其蜗轮与蜗杆的啮合在b上相当于渐开线齿轮与齿
条的啮合。
1.螺栓组联接受横向外载荷作用，若采用铰制孔用螺栓联接，则靠—基孔制过度配合—来传递载荷。
2.设计平键联接时，键的截面尺寸（bh）是根据轴的直径确定的。
3.带传动的主要失效形式是打滑、磨损。
4.齿轮的齿根弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数YFa主要与齿轮的齿廓形状和齿数有关。
5.闭式蜗杆传动的传动效率包括：
传动的啮合效率、轴承摩擦损耗效率和溅油损耗效率三项。
6.轴上零件常用的轴向定位与固定方法有轴端挡圈定位、贺螺母定位（任填两项）。
7.按许用弯曲应力计算法设计轴的直径时，当量弯矩公式M"
=2一（「T）2中引入应力校正系数:
是因为存在扭转应力。
1.紧螺栓连接的强度可按纯拉伸计算，但需将拉力增大30%为什么？
受预紧力拉伸而产生位伸应力外，还受螺纹摩擦力矩扭转产生扭转切应力。
2.在相当的条件下，为什么V带所能传递的功率大于平带？
与带轮接触的摩擦面大，产生的摩擦力更大，传递功率大。
3.在设计软齿面齿轮传动时，常使大小齿轮的齿面硬度相差几十个HB单位，应使哪个齿轮硬？
为什么？
小齿轮硬。
为了使两个齿轮的强度相当。
4.联轴器和离合器的功用有哪些主要的相同与不同之处？
联轴器和离合器是机械传动中常用的部件。
用来连接轴与轴，以传递运动与转矩，有时也可做安全
装置。
联轴器在机器运转时不能分离，离合器在机器运转过程中可使两轴随时接合或分离。
四、计算题
1.一轴承架用4只普通螺栓和机座联接，轴承架受向上的载荷P作用。
已
知:
螺栓预紧力为F；
相对刚度为一^；
接合面的许用挤压应力为p］；
C1+C2
联接的结构和尺寸如图示，螺栓危险剖面的计算直径为dc；
螺栓的许用拉应力为［d］。
要求：
1）.说明联接可能出现的失效形式；
2）.对应列出联接正常工作条件的表达式。
）—
•q
2.有一对外啮合标准直齿圆柱齿轮传动，已知条件为：
小齿轮齿数乙=28;
Zz=83;
模数m=3.5mm齿
轮宽度b1=85mm、bz=80mm；
输入轴转速n1=955r/min;
输入轴功率P1=10kW;
载荷系数k=1.2;
ZeZhZ；
=475.MPa
;
齿轮材料的许用接触应力为[oh]i=470MPa[oh]2=330MPa试校核该齿轮传动的
接触疲劳强度是否合格。
解:
心号:
±
1（ZeZhZ/2
T95.51010
11
955
Nmm=10Nmm
di
=召=283.5mm=98mm
S=85=0.876
d198
Z2
一乙
汁4
d1
3
21.2105
2.9641
『475$
0.876
2.964
470
mm=72.3mm98mm
合格
7207AC型滚动轴承，其受力大小及作用位置如图所示。
轴转速
3.如图一对
（fd=1.2），常温下工作，要求:
（3）
（4）
n=800r/min，载荷平稳
求l、n轴承所受轴向载荷计算轴承使用寿命Leh。
Fa1、Fa2;
[注：
轴承e、XY的数值查附表，（内部）附加轴向力
22500N]
Fs的计算公式如附表所示，基本额定动负荷Cr=
I
0.41
Fa=800N
>
Fr2=1000N
Fri=2000N
Fs1=0.68Fn=1360N
FS2=0.68Fr2=680N
Fs1-Fa=1360800=2160N-Fs2=680N
所以，轴承I被“放松”，轴承n被“压紧”
所以
Fa1=Fs1-1360N
Fa2=FaFs1=2160N
Fa1
Fr1
空°
768=e
2000
取X=1,Y=0
Fa2
Fr2
2160
2.16-e
取X
=0.41,Y=0.87
P=fd（XF“+YFa!
）=1.2x（1x2000+0）=2400N
F2rfdXFr2YFa21=1.20.4110000.8721601=2747N
所以，按P2计算，L10h
106'
CV
60n<
P丿
‘22500丫
60汉800i2747丿
五、分析题
1•受力分析：
图示为电动机驱动的带传动和锥一一柱齿轮传动系统的水平布置图，要求在图上标出：
（1）由带传动的特性确定各轴转向；
（2）为使减速器中间轴（川轴）受轴向力较小，试确定斜齿轮3、4的螺旋角方向；
（3）确定齿轮1、4的受力方向（用分力箭头Ft、Fr、Fa表示在啮合点处，垂直指向纸面用：
."
、垂直离
开纸面用O表示）。
1）试按示例1所示，标明并
2•结构分析：
如图，若不考虑润滑问题的影响，并忽略倒角和圆角等细节。
左轴承外圈无轴向固定
示例：
1
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