机械设计课件题

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 、 、 。 nP 2 d 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 A C 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.

2、8级，其数字6.8代表（ ） A、对螺栓材料的强度要求 B、对螺栓的制造精度要求 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 MPa A A 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

3、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 ，如图b) 所示。 F O sin45 y FF cos45 x FF O x F x F cos45MhF F y F x FM 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 ，

4、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？ 4 2 10 s FN 150f. 1.5S 1.2K 1 d 解：1) 由静力平衡条件确定每个螺栓的预紧力 F 显然，这里 ， ，每个螺栓的预紧力4z 2m 4 4 1.2 2 10 2 10 4 0.15 2 s s KF FNN zm 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 600 b MPa 0.8 600480 s MPa 480 320 1.5 s NN S 3) 确定螺栓的小径 1 d 所需螺栓的小径 4 1 4 1.34 1.3 2 10 10.2 32

5、0 F dmmmm NR5000NQ16000 25. 0 mb b CC C 15. 0f2 . 1 s K MPa s 640 min 2S 1 d 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 R R N Q F4000 4 16000 4 (1)计算螺栓的轴向工作载荷解： F F RKfF S 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 F CC C FF mb b 1 联立

6、解上述两式，则得 NF CC C f RK F mb bS 01 15. 04 50002 . 1 1 4 1 d MPa s 640 min 2S MPa S s 320 2 640 min 14000100013000 0 F CC C FF mb b mm F d510. 8 320 140003 . 143 . 14 0 1 2.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 安全系数故其许用拉伸应力 而 所以 mmD400mmD500 0 12. 0f2 . 1 s K NQ50000 MPa100 起重卷筒与大齿轮用8个普通

7、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4 T mmN D QT 7 10 2 400 50000 2 1.计算旋转力矩 F TK D zfF S 2 0 0 2 zfD TK F S 2.计算螺栓所需要的预紧力 由 得 mmNF 5000 5002 . 08 102 . 12 7 1 3 . 14F d mm768.28 100 50003 . 14 3.确定螺栓直径 取M36(d1=31.670mm28.768mm) 例5 210500 100100 210 210 280 O O KN

8、P6 180 30 420 MPa P 60 3Sf 2 . 1 f K 2 . 0 mb b cc c KNP6 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 P Px Py 1.1.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： NPPy519630cos600030cos NPP x 300030sin600030sin (铅垂向下) 轴向载荷： (水平向右) 倾覆力矩： mmN PPM yx

9、6 10722. 2 42051961803000420180 该螺栓组连接在这三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

10、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 . F F (1) 确定受力最大螺栓的轴向工作载荷。 每个螺栓受到的轴向工作载荷 N P F x P 750 4 3000 4 N L ML F i L M 3240 2104 21010722. 2 2 6 4 1 2 max NFFF MP 39903240750 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： ys PKfF 4 由托架不下滑条件确定预紧力 P mb b m F CC C FFFF)1 (

11、ySP mb b PKF CC C Ff 14 P mb b yS F CC C f PK F 1 4 而 所以 NF109927502 . 01 15. 04 51962 . 1 F 011 min W M CC C A P CC C A zF mb bx mb b p 由接合面不分离条件计算预紧力 NF7 .408661600 10618. 9 10722. 2 30002 . 01 4 1 6 6 p mb bx mb b p W M CC C A P CC C A zF 11 max 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 A W M P CC C A

12、z F x mb b p 1 1 p p NF3 .92111361600 10618. 9 10722. 2 30002 . 016160060 6 6 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 0 F NF CC C FF mb b 1179839902 . 011000 0 2.计算螺栓的总拉力 3.确定螺栓直径 0 1 3 . 14F d mmd757.12 120 117983 . 14 1 查GB1961981，取M16（mmmmd757.12835.13 1 ） 强度级别为6.6级，得 3360SMPa S ，所以 MPa S S 12

13、0 3 360 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 3 1.3 10F 0.15 s 110 1.2K 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 F O F O 36 200 ()1.3 10(700)1.04 10 22 a TF bNmmNmm 于是，就把问题转化

14、为一受横向力 和转矩 联合作 用的螺栓组联接了。 F T 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 F F 1234 ,F F F F 3 1234 1.3 10 325 44 F FFFFNN 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 TO T 1234 , tttt FFFF 6 3 1234 2222 1.04 10 1.84 10 200200 4 ( )( )4()() 2222 tttt T F

15、FFFNN aa 综合考虑横向力 和转矩 两种载荷的作用，则不难 发现螺栓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 F T 45 )45180cos(2 22 2 2 2 232 ttss FFFFFF 23233 325(1.84 10 )2 325 1.84 10cos1352.08 10NN 2) 确定螺栓的预紧力 F 3) 由强度条件确定螺栓的危险截面直径 4 1 4 1.34 1.3 1.66 10 15.82 110 F dmmmm 查普通粗牙螺纹径向

16、尺寸表查普通粗牙螺纹径向尺寸表3-1，取螺栓，取螺栓M20。 N mz KF F s s4 3 2 1066. 1 115. 01 1008. 22 . 1 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 。 b F F 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 F N F F 2FFN 2 FFF N 摩擦力矩不小于由作用力 所产生的力矩F FbdFdF 2 于是，预紧力 dFbF2/ 20

17、0 O 200 Q 200 12 34 例1 O NQ20000FF6 . 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。 0 F 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)； mmd376. 8 1 15. 0f2 . 1 s K MPa s 360 3S max R 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；

18、 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90 C相隔120 D相隔180 2.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：

19、 。 A ab c dB ba c d C ca b dD cb a d E ca d b D 3 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 C C D 5.普通平键连接工作时，键的主要失效形式为 。 A键受剪切破坏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 B 6.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

20、直径 为什么？ mind d 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 。 max FF 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）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

21、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 。 max P 1 F 2 F kW6 . 0 P 1 F 2 F max P 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 间的关系应符合欧拉公式间的关系应符合欧拉公式 1 F 2 F 3 . 0 2 1 ee F F v f （2） 联立解（联立解（1）和（）和（2）两式，可得

22、）两式，可得 NF4 .198 1 NF3 .77 2 所以 kW97. 0 1000 8)3 .774 .198( 1000 )( 21 max vFF P （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 P 6 . 0 1000 )( 21 vFF （4） 联立解（3）和（4）式，解得 NF6 .167 1 NF6 .92 2 （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 . 0( 1211 （5） 当V带传

23、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 1 F 2 F 3 . 0 2 1 ee F F v f （6） 联立解（5）和（6）式，解得 NF6 .147 1 NF5 .57 2 kW72. 0 1000 8)3 .774 .198( 1000 )( 21 max vFF P 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。 D f aWW bTW 解 ：欲将制动轮闸住，则 带轮左端为

24、紧边将受力 ， 右端为松边将受力 , 二者 之差应为皮带和制动轮之间 的最大摩擦力 。根据力 1 F 2 F f F 矩平衡关系 （1） T D Ff 2 紧边拉力 与松边拉力 之间应满足欧拉公式 1 F 2 F f eFF 21 （2） 并且 f FFF 21 （3） 联立上面三个方程，得 ) 1( 2 1 f f eD Te F ) 1( 2 2 f eD T F 取制动杆为分离体，有 WbaF 2 beD Ta b aF W f ) 1( 2 2 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、

25、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 A B 3.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

26、上D.节线靠近齿根处 D A 5.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 C A 7.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 B D 9.提

27、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 B D * 配对齿轮旋向相反 Ft1 Ft2 Fr1 Fr2 Fa1 Fa2 Ft3 Fr3 Fa3 Ft4 Fr4 Fa4 同轴齿轮 旋向相同 (非同级齿轮) 例题：例题： Fr2 Z1 Z2 a 由小端指向大端由小端指向大端 Ft1 Ft2Fa1 Fa2 Fr1 示意图示意图 21tt FF 21ra FF 21ar FF t t1（主）（主）:与与1 反

28、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

29、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

30、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：）接触强度计算公式： ubd 1u2KT ZZ H 2 1 1 EHH 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

31、、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。 H Z E Z Z H u 1u d T 2 1 1 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： 11 mzd 1 2 z z u u T T 2 1 u 1u d T 2 1 1 三对齿轮之间只有三对齿轮之间只有 不同。不同。 2 21z z 1 第一对齿轮（第一对齿轮（z1、z2）：）： 第

32、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 D、降低齿轮的圆周速度 D C 3、计算齿轮传动时，选择许用应力与

33、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 C D 5、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、减少小齿轮载荷分布不均 C

34、C A 7、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 B C 9、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 D A 1 12 i 81 12 i 808 12 i12080 12 i 第九章 【.1】 动力传动蜗杆传动的传动比的范围通常为 。

35、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，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. C D C 1 z 【.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 1 d A.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 。 B B 变位蜗杆传动中，蜗轮分度圆与节圆 。【.6】 A.分离 B.

36、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 2 1 i 2 1 n n i 1 2 d d i 1 2 z z i B. C. D. A. B 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】 D C 右右 Fr1 Fr2 Fr1 Fr2 Ft2 Fa1 Ft1 Fa2 Ft1 Fa1 F

37、t2Fa2 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） 1a F 2t F 1r F 1t F 2a F 1 左旋 2 2r F 1r F 1a F 2t F 2r F 1 t F 2a F 右旋 1 2 1r F 1a F 2t F 2r F 1 t F 2a F 右旋 1 2 Q n v 1t F 2t F 2r F 1a F 1r F 2a F 1 2 34 3a F 4t F 3r F 4r F 3t F 4t F 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 W 1 n 1 2 3 4 3a F 2a

38、F 3r F 2r F 2t F 3t F 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 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 B B D H 1 【.13】蜗杆传动的失效形式主要是 。 A.点

39、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 B C 【.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.蜗轮轮齿 C.蜗杆螺旋齿和蜗轮轮齿 B A 【.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 A C 第十章 减速器低速轴结构图