【正文】 4）軸的左端端面不能與軸承端蓋接觸。3）端蓋處沒有調(diào)整墊片，不能調(diào)整軸承游隙。12） 帶輪無安裝基準(zhǔn)。8） 齒輪無安裝基準(zhǔn)。4） 無軸承間隙的調(diào)整墊片。在本傳動裝置的軸系上，作用有較大的外部軸向載荷，因而選用能承受較大軸向載荷的70000 AC軸承較為合適。由此可知，7307AC軸承滿足使用要求。4)．改選一對7307AC軸承作核驗計算 內(nèi)部軸向力：70000C型軸承的內(nèi)部軸向力由表137查得：Fd=Fd1==1000＝680NFd2==2060＝軸向載荷FdFd2：∵Fd2+Fae=+1200= Fd1＝680N 軸承1壓緊，軸承2放松。∴Fa1＝Fd2+Fae=2024NFa2＝Fd2＝824N2)．計算當(dāng)量動載荷由手冊查得7307C軸承：基本額定動載荷C=，基本額定靜載荷Co=。 ①求支反力FrFr2 Fr2＝F Fr1=60004000=2000N②計算軸承的軸向載荷FdFd2先計算內(nèi)部軸向力：Fd=Fr/2YFd1=Fr1/2Y＝4000/2＝952NFd2=Fr2/2Y=200/2＝476N∵Fd1+Fa=952+1000=1952N Fd2＝476N 軸承2壓緊，軸承1放松。11. 潤滑對于滾動軸承具有重要意義，軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦陰力，還可以起著散熱、減小接觸應(yīng)力、吸收振動、防止銹蝕等作用。2）軸承的轉(zhuǎn)速：在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉(zhuǎn)速較高時，才會有比較顯著的影響。由于dm的公差帶在零線之下，而圓柱公差標(biāo)準(zhǔn)中基淮孔的公差帶在零線之上，所以軸承內(nèi)圈與軸的配合比圓柱公差標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的基孔制同類配合要緊得多。8．滾動軸承的回轉(zhuǎn)套圈和不回轉(zhuǎn)套圈與軸或機(jī)座裝配時所取的配合性質(zhì)有何不同?常選用什么配合?其配合的松緊程度與圓柱公差標(biāo)準(zhǔn)中相同配合有何不同? 滾動軸承的回轉(zhuǎn)套圈與軸或機(jī)座裝配時所取的配合性質(zhì)：過盈配合(js5,js6,k5,k6,m5,m6,r5,r6,M7,N7)。6．在安裝時要調(diào)整軸承游隙的滾動軸承類型：10000，20000，30000，50000，60000，70000。背靠背安裝：兩軸承外圈寬端面相對安裝。5． 角接觸球軸承(6000型)和圓錐滾子軸承(7000型)承受徑向載荷時，要產(chǎn)生派生軸向力，派生軸向力迫使軸承內(nèi)、外圈有分離的趨勢，為保證軸承能正常工作，故通常成對使用。熱處理：淬火＋低溫回火，硬度一般不低于60HRC；∵相對運(yùn)動表面易發(fā)生磨損，要提高其表面硬度，以增強(qiáng)耐磨性?；绢~定壽命10：按一組軸承中10％的軸承發(fā)生點(diǎn)蝕破壞，而90％的軸承不發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前的轉(zhuǎn)數(shù)(以106轉(zhuǎn)為單位)或工作小時數(shù)作為軸承的壽命。，可靠度90%，塑性變形，靜強(qiáng)度。MPa＜[p]m/s＜[v]pv== MPam/s由計算可知，選用ZQSn663材料不能滿足要求，而[p]、滿足。 由①、②可知，在兩種轉(zhuǎn)速下均能正常工作時，許用載荷應(yīng)為23875N。3. 解：（1）上升： 所以 圈蝸桿轉(zhuǎn)向箭頭向下（從手柄端看為逆時針方向）。5. ；右旋6. 限制蝸輪滾刀的數(shù)目，便于滾刀的標(biāo)準(zhǔn)化、z1/m、m 7. 低、好、1~48. 嚙合摩擦損耗、軸承摩擦損耗、攪油損耗9. 相對滑動；減摩、耐磨；碳素鋼或合金鋼，青銅或鑄鐵；蝸輪11－3分析計算題　　1．解：(1)電機(jī)轉(zhuǎn)向箭頭向上。51. 要提高輪齒的抗彎疲勞強(qiáng)度和齒面抗點(diǎn)蝕能力有那些可能的措施？另外的解答：提高齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的主要措施有：A、在d、b一定的情況下，m對σF的影響比z大，故m增大(z相應(yīng)減小)，σF減??；B、適當(dāng)增大齒寬b(或齒寬系數(shù)φd)；C、采用較大變位系數(shù)，x增大，YFa減小，σF減?。籇、提高齒輪精度等級；E、改善齒輪材料和熱處理方式，以提高許用應(yīng)力。⑥齒數(shù)比 ⑦計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ⑧由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù) ⑨計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù) 2）計算 ①計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 ②計算圓周速度 ③計算尺寬 ④計算尺寬與齒高之比 ⑤計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查圖108得動載荷系數(shù) 直齒輪， 由表102查得使用系數(shù) 由表104用插值法查得 由，查圖1013得 故載荷系數(shù) ⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 ⑦計算模數(shù) 取⑧幾何尺寸計算 分度圓直徑： 中心距： 確定尺寬： 圓整后取。②銑床為一般機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）。tan令Fsin58. 在進(jìn)行齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計中，當(dāng)圓柱齒輪的鍵槽底部到齒根圓的距離e滿足 e2m 時；當(dāng)錐齒輪滿足 e 時，均應(yīng)將齒輪和軸做成齒輪軸。A．實(shí)際齒數(shù)，大端模數(shù) B．當(dāng)量齒數(shù)，平均模數(shù)C．當(dāng)量齒數(shù)，大端模數(shù) D．實(shí)際齒數(shù)，平均模數(shù)56．錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計算是按 D 上齒形相同的當(dāng)量圓柱齒輪進(jìn)行的。4）減速器中斜齒輪的旋向選擇不合理，中間軸的兩個齒輪的旋向應(yīng)該相同，使其所受軸向力方向相反。試求：（1）為使軸II上的軸承所承受的軸向力較小，在圖上確定齒輪4的螺旋線方向；（2）繪出齒輪4在嚙合點(diǎn)處所受各力的方向；（3）β2取多大值才能使軸II上所受軸向力相互抵消？（1）齒輪4的螺旋線的方向如題圖解所示：（2）齒輪4在嚙合點(diǎn)所受各分力FtFtFrFrFaFa4的方向如圖示：（3）若要求軸II上齒輪3的軸向力能相互抵消，則必須滿足下式：Fa2=Fa3，即由軸II的力矩平衡，得，則得 即當(dāng)時，軸II上所受的軸向力相互抵消。ABC解：齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計算式為：齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力的計算式為：取SH=1 SF=（~）查圖1024（c），知在脈動循環(huán)交變應(yīng)力作用下，B齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σlim為：σlim=σFE=350Mpa （注意超出范圍則采用外插法取值，為近似值，且設(shè)應(yīng)力校正系數(shù)YST=1）而受對稱循環(huán)交變載荷作用時的應(yīng)力極限值為脈動循環(huán)交變應(yīng)力的70%——見P210倒數(shù)第6行）查圖1025（d），知B齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim為：σHlim=620Mpa（1）、（2）兩種情況下，B齒輪上的每個齒在一轉(zhuǎn)的過程中，導(dǎo)致輪齒齒根彎曲的力的方向是不一樣的，而導(dǎo)致齒面接觸疲勞與B齒輪是否為主動輪無關(guān)。因為：雖然小齒輪上的載荷沒變，但是1輪和3輪的綜合曲率半徑變小了，接觸應(yīng)力變大了，接觸強(qiáng)度降低。根據(jù)用途決定優(yōu)先滿足的主要使用功能，然后再兼顧其他要求。方案二為： m=2mm、z1=40 、z2=120，其齒根彎曲疲勞強(qiáng)度剛好滿足設(shè)計要求；方案三為： m=2mm、z1=30 、z2=90 。已知：各齒輪和齒條的材料、熱處理方法、許用應(yīng)力均相同；各傳動中小齒輪a） b） c） 的參數(shù)、尺寸、所傳遞的轉(zhuǎn)矩及工作條件也都相同。A. 彎曲強(qiáng)度提高，接觸強(qiáng)度提高 B. 彎曲強(qiáng)度不變，接觸強(qiáng)度提高C. 彎曲強(qiáng)度與接觸強(qiáng)度均不變 D. 彎曲強(qiáng)度提高，接觸強(qiáng)度不變 42．計算一對直齒圓柱齒輪的彎曲疲勞應(yīng)力時，若齒形系數(shù)、應(yīng)力修正系數(shù)和許用應(yīng)力均不相同，則應(yīng)以 C 為計算依據(jù)。A．增大模數(shù)，相應(yīng)減少齒數(shù) B．提高主、從動輪的齒面硬度C．提高加工精度 D．增大齒根圓角半徑39．一對齒輪傳動的接觸強(qiáng)度已夠，而彎曲強(qiáng)度不足，首先應(yīng)考慮的改進(jìn)措施是 B 。A. 靠近齒頂處 B. 靠近齒根處C. 靠近節(jié)線的齒頂部分 D. 靠近節(jié)線的齒根部分36. 一對減速齒輪傳動中，若保持分度圓直徑d1不變，而減少齒數(shù)并增大模數(shù)，其齒面接觸應(yīng)力將 C 。A. B. 5/9 C. 1 D. 32. 設(shè)計一對軟齒面減速齒輪傳動，從等強(qiáng)度要求出發(fā)，選擇硬度時應(yīng)使 D 。A. 采用閉式傳動 B. 增大傳動中心距 C. 減少齒數(shù) D. 增大模數(shù)28. 圓柱齒輪傳動中，當(dāng)齒輪的直徑一定，減小齒輪的模數(shù)、增加齒輪的齒數(shù)，則可以 C 。A. Zl越多越好 B. Zl越少越好 C. Z1≥17，不產(chǎn)生根切即可D. 在保證輪齒有足夠的抗彎疲勞強(qiáng)度的前提下，齒數(shù)選多些有利24. 在設(shè)計閉式硬齒面齒輪傳動中，直徑一定時應(yīng)取較少的齒數(shù)，使模數(shù)增大以 B 。A. 相等 B. 較小 C. 較大 D. 可能大、也可能?、?下列 B 的措施，可以降低齒輪傳動的齒向載荷分布系數(shù)Kβ。⒙ 簡要分析說明齒輪齒頂修緣和做成鼓形齒的目的。影響因素：①支承情況：對稱布置，好；非對稱布置↓；懸臂布置，差。 A．40Cr調(diào)質(zhì) B．適當(dāng)增大模數(shù)mC．45鋼調(diào)質(zhì)后齒面高頻淬火 D．鑄鋼ZG310570⒗ 對于要求不高的齒面硬度≤350 HBS的齒輪傳動，若大、小齒輪均采用45鋼，一般采取的熱處理方式為 C 。A. 齒坯加工→滾齒→調(diào)質(zhì)→表面淬火→磨齒 B. 齒坯加工→滾齒→磨齒→調(diào)質(zhì)→表面淬火C. 齒坯加工→滾齒→磨齒→調(diào)質(zhì)→表面淬火 D. 齒坯加工→滾齒→調(diào)質(zhì)→氮化→磨齒⒓ 45鋼齒輪，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后其硬度值約為 B 。A. 按接觸強(qiáng)度設(shè)計齒輪尺寸，再校核彎曲強(qiáng)度B. 按彎曲強(qiáng)度設(shè)計齒輪尺寸，再校核接觸強(qiáng)度C. 只需按接觸強(qiáng)度設(shè)計D. 只需按彎曲強(qiáng)度設(shè)計9. 閉式齒輪傳動，如果齒面很硬，而齒芯強(qiáng)度又比較低的齒輪或材質(zhì)較脆的齒輪，一般 B 。A．輪齒疲勞折斷 B．齒面磨損C．齒面疲勞點(diǎn)蝕 D．齒面膠合 E. 塑性變形5. 一般開式齒輪傳動的主要失效形式是 B 。？簡要說明閉式硬齒面、閉式軟齒面和開式齒輪傳動的設(shè)計準(zhǔn)則。⑶斜齒輪傳動有軸向力，放在高速級軸向力較小，因為高速級的轉(zhuǎn)矩較小。試問斜齒輪傳動應(yīng)置于高速級還是低速級？為什么？若為直齒錐齒輪和圓柱齒輪組成減速器，錐齒輪傳動應(yīng)置于高速級還是低速級？通常哪一級傳動比大？為什么？答：在二級圓柱齒輪傳動中，斜齒輪傳動放在高速級，直齒輪傳動放在低速級。帶傳動平穩(wěn)性好，能緩沖吸振，具有過載保護(hù)能力（過載即打滑），但承載能力較小。式中，轉(zhuǎn)矩，接觸高度，軸徑，鍵的工作長度。試選擇右半離合器的導(dǎo)向平鍵的尺寸，并校核該聯(lián)接的強(qiáng)度。校核： 根據(jù)表62知，輕微沖擊下，鋼的許用擠壓應(yīng)力，所以，故齒輪處鍵合用。由軸徑，選取，根據(jù)輪轂寬度，選取鍵長。m，齒輪材料為鍛鋼，若，許用安全系數(shù)。定位銷用來固定零件之間的相對位置，它是組合加工和裝配時的重要輔助零件。脹緊連接：在軸和轂孔之間裝入脹緊連接套而構(gòu)成的一種靜連接。無鍵連接主要有型面連接和脹緊連接。6. 半圓鍵與普通平鍵連接相比，有什么優(yōu)缺點(diǎn)？它適用在什么場合？半圓鍵也是靠側(cè)面來傳遞轉(zhuǎn)矩，它工藝性好、裝配方便，尤其適用于錐形軸端與輪轂的連接。半圓鍵對軸的削弱較大，兩個半圓鍵不能放在同一橫截面上，只能放在同一母線上。 d. 更換鍵、軸或轂的材料。其中普通平鍵和薄型平鍵用于靜連接，導(dǎo)向平鍵和滑鍵用于動連接。A. 前者多用來傳遞較大轉(zhuǎn)矩，后者多用來傳遞較小轉(zhuǎn)矩B. 前者多用來傳遞較小轉(zhuǎn)矩，后者多用來傳遞較大轉(zhuǎn)矩C. 兩者都用來傳遞較小轉(zhuǎn)矩D. 兩者都用來傳遞較大轉(zhuǎn)矩15. 花鍵連接與平鍵連接(采用多鍵時)相比較， C 的觀點(diǎn)是錯誤的。A．前者多用來傳遞較大扭矩，后者多用來傳遞較小扭矩B．前者多用來傳遞較小扭矩，后者多用來傳遞較大扭矩C．各種大小扭矩均可傳遞11．常用來制造鍵的材料是 B 。A． B．C． D．安裝一對平鍵6．普通平鍵連接的承載能力一般取決于 D 。A．所傳遞轉(zhuǎn)矩的大小 B．所傳遞功率的大小 C．輪轂的長度 D．軸的直徑3．在載荷性質(zhì)相同時，導(dǎo)向平鍵連接的許用壓力取得比普通平鍵連接的許用擠壓應(yīng)力小，這是為了 A 。4．普通平鍵連接的主要失效形式是 工作面被壓潰 ，導(dǎo)向平鍵連接的主要失效形式是 工作面的過渡磨損 。改正后的結(jié)構(gòu)見圖解d)。而圖中上邊被聯(lián)接件沒有做成大于螺栓大徑的光孔，下面被聯(lián)接件的螺紋孔又過大，與螺釘尺寸不符，而且細(xì)紋畫法不對，小徑不應(yīng)為細(xì)實(shí)線；2） 若上邊被聯(lián)接件是鑄件，則缺少沉頭座孔，表面也沒有加工。B在集中載荷P的作用下，各螺栓承受的橫向載荷C在轉(zhuǎn)矩T的作用下，各螺栓承受的橫向載荷，D找出螺栓組中承受最大工作剪力的螺栓，如圖所示：很顯然，螺栓2承受的工作剪切力比較大，最大工作剪力E按剪切強(qiáng)度確定螺紋小徑，F(xiàn)按擠壓強(qiáng)度確定螺紋小徑，綜上所述，取光孔直徑為13mm，螺紋為M12。綜上所述，該螺栓組合用。三、計算題：1．解：⑴找出承受最大工作剪力的螺栓。17. 螺旋傳動中，設(shè)計螺紋直徑一般按抗拉、扭強(qiáng)度來進(jìn)行初步設(shè)計。]14．[P70。其基本尺寸是根據(jù)耐磨性條件確定的。），矩形螺紋（=0