【正文】 C是指軸承在L10（單位為106r）時軸承能承受的最大載荷值；Cο是指在靜載荷下極低速運轉的軸承。（2）圓錐子軸承。已知軸的直徑d=90mm，輪轂寬B=110mm，軸傳遞的扭矩T=1800Nm，載荷平穩(wěn)，軸、鍵的材料均為鋼，齒輪材料為鍛鋼。)/160=II截面彎矩為：MVI=FVAl1=180。45+180。（3）擬出軸的結構。（4）改進軸上零件的結構也可以減小軸上的載荷。 軸上零件的軸向固定有哪些方法？各有何特點？答：常見的軸向固定方法有軸肩、軸環(huán)定位，螺母定位，套筒定位及軸端圈定位等。（3）分配總傳動比。=n5=nH（式②）H對于行星輪系： i13=z3=4，即 z1n1nH=4（式③）n3nH聯(lián)立①、②、③式，得i1H=n1=9 nH因nH=n5，故i15=i1H=9。解：這個差速器是由圓錐齒輪2162。解：手輪轉速n=1000z2100080=180。= 轉速nI=960r/min 轉矩TI=180。斜齒輪3的軸向力Fa3向左，蝸輪上的軸向力向右。180。2H248。KFN=46180。1000180。96060180。42= 中心距：a=(q+z2)m=(10+42)180。480246。蝸輪選用鋁鐵青銅： ZCuAl10Fe3。所以，對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動進行熱平衡計算是為了使產(chǎn)生的熱量及時散出去，不發(fā)生膠合失效。 何謂蝸桿傳動的中間平面？中間平面上的參數(shù)在蝸桿傳動中有何重要意義？ 答：蝸桿傳動的中間平面是通過蝸桿軸線且垂直于蝸輪軸線的平面。由教材表 133 得 = kW，由教材表 134 得： △ =，由教材表 132 得：取 z =5 由此可見，選用截面小的 A 型帶較截面大的 B 型帶，單根帶的承載能力減小，所需帶的根數(shù)增多。由于錐齒輪軸向力指向大端，因此可以判斷出蝸輪軸向力水平向右，從而判斷出蝸桿的轉向為順時針。查教材圖 117： ；查教材圖 1110： ；查教材表 114 取，故：（2）驗算接觸強度，其校核公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數(shù) 查教材表113得 齒寬中心距齒數(shù)比則：滿足接觸強度。（1）許用彎曲應力查教材表 111，大小齒輪材料40Cr 表面淬火硬度：52～56HRC，取54HRC。（4）校核螺桿強度取，則所需扭矩則危險截面處的強度對于 45 鋼正火，其許用應力，故合適。1010解（1）每個螺栓所允許的預緊力查教材表 91得 45鋼的屈服極限，查教材表 10107得，當不能嚴格控制預緊力時，碳素鋼取安全系數(shù)由許用應力查教材表 101得 的小徑由公式得預緊力（2）每個螺栓所能承擔的橫向力由題圖可知，取可靠性系數(shù)橫向力（4）螺栓所需承擔的橫向力（5）螺栓的個數(shù)取偶數(shù)。解：根據(jù)：得到： P=FevFe=P7000==700 N v10聯(lián)立： 236。2鏈傳動不適合用于高速傳動的主要原因是（B）。1與齒輪傳動相比，帶傳動的優(yōu)點是（A）。A．在小輪上先開始；B．在大輪上先開始；C．在兩輪上同時開始；D不定在哪輪先開始。V帶傳動中，帶繞過主動輪時發(fā)生 帶滯后于帶輪 的彈性滑動。此時是平面定軸輪系，故有：516解： 由幾何關系有：又因為相嚙合的齒輪模數(shù)要相等，因此有上式可以得到： 故行星輪的齒數(shù)：圖 517解： 欲采用圖示的大傳動比行星齒輪，則應有下面關系成立：（1）（2）（3）又因為齒輪 1與齒輪3共軸線，設齒輪2的模數(shù)為 有：，齒輪2′、3的模數(shù)為，則（4）聯(lián)立（1）、（2）、（3）、（4）式可得（5）當可能取到1。其中齒輪 7和由齒輪3引出的桿件組成周轉輪系，其中齒 輪7為中心輪，齒輪6為行星輪，齒輪3引出的桿件為行星架 輪。53解：秒針到分針的傳遞路線為： 6→5→4→3，齒輪3上帶著分針，齒輪6上帶著秒針，因此有：。圖 題48圖 題48解圖 49解 模數(shù)相等、壓力角相等的兩個齒輪，分度圓齒厚 的齒輪分度圓直徑相等。）120 135 150 165 180 195 210 225 角位移（176。 320176。 y′ 180176。根據(jù)教材(36式 可得：≤ ≤≤ ≤ ≤ ≤過程中，從動件按等減速度運動規(guī)律下降到起當凸輪轉角 在≤ ≤≤ ≤≤ ≤過程中，從動件近休。255176。15176。上任取一點，下面求證 點的運動軌跡為一橢，分為兩部分，其中。和機架長度。作圖步驟如下（見圖 ）：（1）求，（2）作（3）以（4）作 在圖上量取 度，為底作直角三角形；并確定比例尺。不滿足桿長條件，因此是雙搖桿機構。故圖 b中機構的自由度為：所以構件之間能產(chǎn)生相對運動。由圖量得： 解得 ：由已知和上步求解可知：，和。（3）定另一機架位置： 分線，（4）。因此每個桿件應放大的比例尺為：，故每個桿件的實際長度是：，題 213證明 : 見圖 。≤ ≤120 176。 210176。0≤ ≤0≤ ≤當凸輪轉角 在≤ ≤ 過程中，從動件遠休。 100176。x′ y′130176。≤ ≤120 176。此時有關系：正常齒制標準齒輪短齒制標準齒輪、代入上式、代入上式圖 題47解圖48證明 如圖所示，、兩點為卡腳與漸開線齒廓的切點，則線段 的法線。一對直齒圓錐齒輪正確嚙合的條件是：兩齒輪的大端模數(shù)和壓力角分別相等，即、。其中齒輪 2′齒輪2′為行星輪，為行星架。齒輪2組成定軸輪系。在設計V帶傳動時，V帶的型號根據(jù) 傳遞功率 和 小輪轉速 選取。帶傳動在工作時產(chǎn)生彈性滑動，是因為（B）。A．不發(fā)生彈性滑動；B．不發(fā)生打滑；C．不發(fā)生疲勞破壞；D．既不打滑，又不疲勞破壞。A．同帶傳動一樣；B．提高鏈傳動工作能力； C．避免松邊垂度過大；D．增大小鏈輪包角。主動輪直徑越小，帶速越低。擠壓強度驗算公式為：其中 ； 為螺栓桿直徑。（2）驗證其自鎖性 螺紋升角當量摩擦角，所以滿足自鎖條件。114解 開式齒輪傳動的主要失效形式是磨損，目前的設計方法是按彎曲強度設計，并將許用應力降低以彌補磨損對齒輪的影響。圖 題118解圖119解（1）要使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反，則低速級斜齒輪3的螺旋經(jīng)方向應與齒輪2的旋向同為左旋，斜齒輪4的旋向應與齒輪3的旋向相反，為右旋。解 ：從例 121已知的數(shù)據(jù)有：，中心距，因此可以求得有關的幾何尺寸如下：蝸輪的分度圓直徑：蝸輪和蝸桿的齒頂高：蝸輪和蝸桿的齒根高：蝸桿齒頂圓直徑：蝸輪喉圓直徑：蝸桿齒根圓直徑：蝸輪齒根圓直徑：蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：徑向間隙：122解 ：（1）從圖示看，這是一個左旋蝸桿，因此用右手握桿，四指，大拇指，可以得到從主視圖上看，蝸輪順時針旋轉。輸出功焦耳；依題意本題摩擦損耗就是蝸輪蝸桿嚙合損耗，因此嚙合時的傳動效率則輸入功應為焦耳。這是因為蝸桿傳動嚙合齒面間的相對滑動速度大，發(fā)熱嚴重，潤滑油易變稀。 蝸桿傳動的效率為何比齒輪傳動的效率低得多？ 答：蝸桿傳動的效率比齒輪傳動的效率低得多，是由于蝸桿傳動中嚙合處的相對滑動速度較大，摩擦大，發(fā)熱量大，嚙合效率低。已知電動機功率P=3kw，轉速n=960rmin，蝸桿傳動比i=21，工作載荷平穩(wěn)，單向連續(xù)運轉，每天工作8h,要求使用壽命為5年。(5)確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑。=2500mm3，由此得m=,q=10。v1=pd1n160180。1000=p180。10①KHN[sH]=[sH]KHN=180180。z[s]247。l=arctanz11=arctan= （7）驗算齒根彎曲強度。（9）因起重設備工作不連續(xù)，可不作散熱計算。2z2z477180。z4162。2雙向離合器向上或向下閉合可改變傳動系統(tǒng)的末端件的轉向，實現(xiàn)正反轉。5=z5=1，n3162。 簡述機械傳動裝置設計的主要內(nèi)容和一般步驟。采用鍵固定時應注意加工工藝與裝配兩個方面的問題。具體地說可從下面幾方面來考慮：（1）采用階梯軸的結構，使軸的形狀接近等于強度條件，以充分利用材料的承載能力。n2=n3=n1z1z2=(960180。支點反力為：6FHA=(Ft2(l2+l3)+Ft3l3)/l=180。303)MPa=查表得[s1b]=55MPa，滿足se163。由以上計算可知選擇的鍵連接的擠壓強度是足夠的，故可用。 繪制下列滾動軸承的結構簡圖，并在圖上表示出軸承的受力主向：630N307306ACJ，303051306。當量動載荷是軸承在當量動載荷P作用下的壽命與在實際工作載荷（徑向和軸向載荷）條件下的壽命相等。套圈可分離，承受單向軸向載荷。由輪轂寬B=110mm，選鍵長L=100mm。MI=MHI2+MVI2=mmMII=MHII+MVII=87239Nmm⑤ 。=mm ③ 作垂直面的彎矩圖：。此外，兩 輪間距離取為10mm，并根據(jù)減速箱體的結構，定出兩輪到滾動軸承邊緣的距離為15mm。平鍵連接結構簡單、裝拆方便，對中性好，應用最廣，但它不能承受軸向力，故對軸上零件不能起到軸向固定作用。套筒定位的特點是結構簡單，用于軸向零件軸向間距L不大時，可減少軸的階梯數(shù)。（5）確定傳動裝置的主要幾何尺寸。（2)實現(xiàn)變速傳動。z118180。180。103軸III：PIII=PIIη齒η滾= nIII=nIIz3=180。 “轉化機構法”的根據(jù)何在？ 答：根據(jù)在于運動的相對性原理。140180。3=180。106180。蝸桿軸的輸入功率P1=,蝸桿轉速n1=960rmin，蝸輪轉速n2=48rmin,間歇工作，每日工作4h，預定壽命10年。（9）熱平衡計算。計算齒根彎曲應力sF。KT2231。106180。因此，對閉式蝸桿傳動，一般按蝸輪齒面接觸疲勞強度來設計，并校核齒根彎曲疲勞強度；對于開式蝸桿傳動，通常只需按彎曲疲勞強度進行設計。 試述蝸桿直徑系數(shù)的意義，為何要引入蝸桿直徑系數(shù)q? 答：蝸桿直徑系數(shù)的意義是：蝸桿的分度圓直徑與模數(shù)的比值，即q=d1m。1311解（1）鏈輪齒數(shù)假定，由教材表 1310，取，選實際傳動比鏈輪節(jié)數(shù)初選中心距=取由教材表 1313查得 取估計此鏈傳動工作位于圖 1333所示曲線的左側，由教材表1311得采用單排鏈，≤由教材圖 1333得當 =960r/min時，08A鏈條能傳遞的功率 滿足要求，節(jié)距 p =。124解 ：（1）根據(jù)材料確定許用應力。查教材圖 117： ；查教材圖 1110： ；查教材表 114 取，故：（2）按接觸強度設計，其設計公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數(shù) 查教材表113得 齒寬系數(shù) 取中心距齒數(shù)比將許用應力較小者 代入設計公式則：取中心距初選螺旋角大齒輪齒數(shù)，取齒數(shù)比：模數(shù)，取螺旋角（3）驗算其彎曲強度，校核公式：小齒輪當量齒數(shù)大齒輪當量齒數(shù)齒形系數(shù) 查教材圖 119得、滿足彎曲強度。故（2）按彎曲強度設計，設計公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數(shù) 查教材表113得取齒寬系數(shù)齒數(shù)，取齒數(shù)比齒形系數(shù) 應將齒形系數(shù)較大值代入公式，而齒形系數(shù)值與齒數(shù)成反比，將小齒輪的齒形系數(shù)代入設計公式，查教材圖 119得因此取模數(shù)（3）驗算接觸強度，驗算公式：其中：中心距齒寬，取滿足接觸強度。（7）確定手輪的直徑由 得1016解（1）選用A型平鍵，查教材表109，由軸的直徑 可得平鍵的截面尺寸，；由聯(lián)軸器及平鍵長度系列，取鍵的長度。（6）確定螺柱分布圓直徑由題 1011圖可得取。1解得： F2=700N，F(xiàn)1=1400N已知：V帶傳動所傳遞的功率P = kW，帶速 v=10m/s，現(xiàn)測得初拉力F0 = 1125N，試求緊邊拉力F1和松邊拉力F2。A．低速重載；B．高速重載；C．高速輕載；D．低速輕載。A．帶的緊邊拉力 ；B．帶的松邊拉力；C．傳遞的功率和小輪轉速；D．帶的線速度。一增速帶傳動，帶的最大應力發(fā)生在帶（D）處。V帶輪的槽形角j應 小于q角。518解： 這個輪系由幾個部分組成，蝸輪蝸桿 2組成一個定軸輪系；蝸輪蝸桿4′組成一個定軸輪系；齒輪1′、5′組成一個定軸輪系，齒輪3′、2′組成周轉輪系，其中齒輪2′、4是中心輪，齒輪3′為行星輪，構件 是行星架。聯(lián)立（1）、（2）、（3）式可得：（1）當，（2）當 時，（3）當 與齒輪1和4的轉向相反。則有：∵∴∴當手柄轉過，即 時，轉盤轉過的角度，方向與手柄方向相同。因此，齒數(shù)多的齒輪與齒數(shù)少的齒輪相比，齒頂圓齒厚和齒根圓齒 厚均為大值。） 0 0 0 0根據(jù)上表 作圖如下：圖 319 題36解圖37解：從動件在推程及回程段運動規(guī)律的位移方程為： ： ：計算各分點的位移值如下： 總轉角（176。 160176。 210176。x′ 0176。300176。60176。過B點作偏距圓的下切線，此線為凸輪與從動件在B點接觸時，導路的方向線。連 接，中垂線 與，作圖 的中垂線與交于點。的外接圓，在圓上取點 和機架長度。（1）當 為周轉副時，要求 置 和。和，如圖所示。（3）綜合（1）、（2）兩點可知，圖示偏置導桿機構成為轉動導桿機構的條件是：題 23 見圖 。（4）作一水平線，于（5）由圖量得 曲柄長度： 連桿長度： 題 28。機構運動簡圖如圖 。（2）回程：等加速段等減速段0176。 165176。從圖315可知，這點可能在推程段的開始處或在推程的中點處。 70176。 280176。）0176。）240 255 270 285 300 315 位移（mm） 00 0 0圖 320 題37解圖 41解分度圓直徑330 3450 0齒頂高齒根高頂 隙中心距齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑齒距齒厚、