《机械设计》参

一、选择填空

1. 当被联接件之一的厚度较大，且零件需要经常拆卸的场合，应采用 c 。 (a)普通螺栓联接；(b)螺钉联接；(c)双头螺柱联接；(d) 紧定螺钉联接。 2. 用公式T1hldp验算平键联接的挤压强度时，许用挤压应力[p]应按 d 的材料确定。 4 (a)键；(b) 轴；(c) 轮毂；(d) 键、轴、轮毂中的弱者。

3.齿轮传动中，轮齿的齿面点蚀通常首先发生在 c 表面。

(a) 齿顶顶部；(b) 靠近节线的齿顶；(c) 靠近节线的齿根；(d) 齿根根部。

4. 以Z表示齿轮的齿数，在查取齿形系数YFa时，斜齿轮按ZV = f 查取；锥齿轮按ZV = 查取。 (a) Z/cos；(b) Z/cos2；(c) Z/cos3；(d ) Z/cos；(e)Z/cos2；(f)Z/cos3。 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α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dhp进行挤压强度验算时，取 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 P0KKL，式中P0、K、KL的名称是什么？为什么要引入它们？

答：P0-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。

答：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、III两轴上的轴承受外加轴向

Z4 载荷较小的条件确定蜗杆轴I的转向（在图

上n1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（ 旋） 的位置标出蜗杆齿的旋向；

（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）。

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。

CBO2n1O1A

D主动五、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Z1=30；传动比i =2；模数m =3mm；齿轮宽度b1=85 mm、b2=80 mm；输入轴转速n1=1000 r/min；输入轴功率P1=20 kW；载荷系数k=1.6；ZEZHZ400MPa；齿轮材料的许用接触应力为H1=500 MPa、H2=400 MPa。试校核该齿轮传动的接触疲劳强度是否满足要求。

22kT1u1ZEZHZ 计算公式: d13duH答：

5mm

95.5*10P195.5*105**20TN1.91*105Nmm 1n11000d1=m*Z1=90mm d

52*1.6*1.91*10214002d13*()85mm90mm满足要求。

0.942500b1850.94 d190

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、Ⅱ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） 附 表 Fa/Fr > e e FS Fa/Fr  e I II X Y X Y 0.68 0.68Fr FA=1000N 1 0 0.41 0.87

Fr1=4000N Fr2=2000N 答：方法同卷B

《机械设计》B

一、选择填空

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。 (a) 齿顶顶部；(b) 靠近节线的齿顶；(c) 靠近节线的齿根；(d) 齿根根部。 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。 (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，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。 ( a) 法面；(b) 端面；(c) 中间平面；(d) 蜗杆轴的横截面。

二、填空

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（bh）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M2(T)2中引入应力校正系数是因为

存在扭转应力 。

三、问答题

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？

答：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？ 答：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？ 答：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？

答：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

c1；接合面的许用挤压应力为[σp]；联接的结构和尺寸如图

c1c2示, 螺栓危险剖面的计算直径为dc；螺栓的许用拉应力为[σ]。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。

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Z1=28；Z2 =83；

模数m =3.5mm；齿轮宽度b1=85 mm、b2=80 mm；输入轴转速n1=955 r/min；输入轴功率P1=10 kW；载荷系数k=1.2；

ZEZHZ475MPa；齿轮材料的许用接触应力为H1=470 MPa、H2=330 MPa。试校核该齿轮传动的接触疲劳

强度是否合格。

22kT1u1ZEZHZ 计算公式: d13duH解：

mm

95.510510T1Nmm105Nmm

955d1m1z1283.5mm98mm

db185Z830.876 i22.9 d198Z128

d1321.21052.91475mm72.3mm98mm 合格

0.8762.94702

3. 如图一对7207AC型滚动轴承，其受力大小及作用位置如图所示。轴转速n = 800 r/min，载荷平稳(fd=1.2)，常温下工作，要求：

(3) 求Ⅰ、Ⅱ轴承所受轴向载荷Fa1、Fa2； (4) 计算轴承使用寿命L10h。

[注：轴承e、X、Y的数值查附表，（内部）附加轴向力Fs的计算公式如附表所示，基本额定动负荷Cr = 22500N] I II 附 表 FA=800N Fa/Fr > e e FS Fa/Fr  e X Y X Y 0.68 0.68Fr 1 0 0.41 0.87

Fr1=2000N Fr2=1000N

解： FS10.68Fr11360N

FS20.68Fr2680N

FS1FA13608002160NFS2680N

所以，轴承I被“放松”，轴承Ⅱ被“压紧”

所以 Fa1Fs11360N

Fa2FAFs12160N

Fa113600.68e Fr12000取X1,Y0

Fa221602.16e Fr21000取X0.41,Y0.87

P1fdXFr1YFa11.21200002400N

P2fdXFr2YFa21.20.4110000.8721602747N

P2P1 所以，按P2计算，L10h106C10622500h11448h 60nP60800274733

五、分析题

1．受力分析：图示为电动机驱动的带传动和锥——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（Ⅲ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⊙表示）。

3Ⅱ124ⅢⅠⅣ

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。1）试按示例1所示，标明并指出轴系结构中的其他错误(指出六个以上的错误得满分)。2）说明该轴系的轴向支承形式为哪种？

示例： 1——左轴承外圈无轴向固定。