機(jī)械設(shè)計(jì)精選題100例

1、第三章 機(jī)械零件強(qiáng)度1、某優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼零件，其ss=280MPa，sB=560MPa，s1=250MPa，工作應(yīng)力smax=155MPa，smin=30MPa，零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)Ks=1.65，尺寸系數(shù)es=0.81，表面狀態(tài)系數(shù)b=0.95，等效系數(shù)ys=0.30。如取許用安全系數(shù)S=1.5，試校核該零件的強(qiáng)度是否足夠（為安全起見一般計(jì)算屈服強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度兩種安全系數(shù)）。2、某零件的工作應(yīng)力變化如圖所示，求最大應(yīng)力，最小應(yīng)力，平均應(yīng)力，應(yīng)力幅，循環(huán)特性r。3、某零件受穩(wěn)定交變彎曲應(yīng)力作用，最大工作應(yīng)力，最小工作應(yīng)力，屈服極限，對(duì)稱循環(huán)疲勞極限，脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限，略去危險(xiǎn)截面處應(yīng)力集中系

2、數(shù)等綜合影響系數(shù)的影響，試求：（1）等效系數(shù)值（2）安全系數(shù)S值4、已知材料，常數(shù)，用圖解法及計(jì)算法求安全系數(shù)S。注：簡(jiǎn)化疲勞極限線圖采用折線圖法。5、某鋼制零件,其，。工作變應(yīng)力，零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)，絕對(duì)尺寸系數(shù)，表面狀態(tài)系數(shù)。要求許用安全系數(shù)，常數(shù)，校核該零件的強(qiáng)度是否足夠。6、一個(gè)由40Cr制成的零件，其力學(xué)性能如下：屈服極限，對(duì)稱循環(huán)疲勞極限，脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限，已知最大工作應(yīng)力，最小工作應(yīng)力，r=常數(shù)，綜合影響系數(shù)，試?yán)L制該零件的許用極限應(yīng)力圖（折線圖），并用作圖法計(jì)算它的安全系數(shù)，指出該零件可能發(fā)生的破壞形式。7、某零件的材料，試畫出其簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖；當(dāng)工作應(yīng)力，試在該圖上標(biāo)出此

3、點(diǎn)K，并說明是否在安全區(qū)。8、某零件受對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，其材料在次時(shí)，疲勞曲線方程的指數(shù)。若零件的實(shí)際工作情況為：在下工作次，在下工作，試問若又在下工作，允許工作多少次數(shù)？9、某鋼制零件已知材料的極限應(yīng)力圖，其，該零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)，尺寸系數(shù)，表面狀態(tài)系數(shù)，壽命系數(shù)，工作應(yīng)力的循環(huán)特性。1.試用作圖法求當(dāng)安全系數(shù)為1.5情況下的最大工作應(yīng)力值；2.該零件過載時(shí)的可能破壞形式；3.繪出工作應(yīng)力圖(圖上標(biāo)出，)。10、有一材料，在式中，問當(dāng)時(shí)，疲勞強(qiáng)度，此時(shí)會(huì)出現(xiàn)什么現(xiàn)象？是否可按此應(yīng)力設(shè)計(jì)。11、如已知材料的對(duì)稱循環(huán)疲勞極限s-1=240MPa，脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限s0420MPa，屈服極限sS=

4、570MPa，試畫出按折線簡(jiǎn)化的極限應(yīng)力圖。如有一應(yīng)力狀態(tài)K(sKm，sKa)為已知，其應(yīng)力變化規(guī)律為r=常數(shù)=0.75，sm180MPa，試在極限應(yīng)力圖上標(biāo)出K點(diǎn)的極限應(yīng)力點(diǎn)。12、圖示為一塑性材料的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖，1)請(qǐng)標(biāo)出圖中點(diǎn)A、B、S的坐標(biāo)；2)設(shè)用該材料制造機(jī)械零件，其綜合影響系數(shù)(Ks)D2，則考慮綜合影響系數(shù)時(shí)點(diǎn)A¢、B¢在圖上何處，請(qǐng)標(biāo)出。13、已知極限應(yīng)力圖中某應(yīng)力狀態(tài)C(sCm,sCa),試在該圖上標(biāo)出C點(diǎn)按三種應(yīng)力變化(=常數(shù)、sm=常數(shù)及smin=常數(shù))時(shí)的極限應(yīng)力點(diǎn)。第5章 螺紋連接14、圖示某機(jī)構(gòu)上的拉桿端部采用普通螺紋聯(lián)接。已知拉桿所受最大載

5、荷F16kN，載荷很少變動(dòng)。螺釘和拉桿材料為Q235鋼，屈服極限，試確定拉桿螺紋的最小直徑（安全系數(shù)可取)。15、圖示吊鉤起重量W20kN，吊鉤材料為5.8級(jí)，Q235，起重用，取安全系數(shù)，試求吊鉤螺紋部分所需最小直徑。16、剛性凸緣聯(lián)軸器用6個(gè)普通螺栓聯(lián)接，螺栓均勻分布在D155mm的圓周上，接合面摩擦系數(shù)m=0.12，摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）。若聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩T1500N×m，問每個(gè)螺栓預(yù)緊力F¢應(yīng)為多大？17、圖示螺栓聯(lián)接中，采用兩個(gè)M16（小徑，中徑，）的普通螺栓，螺栓材料為45鋼，8.8級(jí)，聯(lián)接時(shí)不嚴(yán)格控制預(yù)緊力（取安全系數(shù)，被聯(lián)接件接合面間的摩擦系數(shù)m

6、=0.2。若考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)），試計(jì)算該聯(lián)接允許傳遞的靜載荷FR（取計(jì)算直徑dc=d1）。18、一受軸向外載荷F1000N的緊螺栓聯(lián)接，螺栓的剛度為，被聯(lián)接件的剛度為，且8；預(yù)緊力F¢1000N。試求螺栓中的總拉力和被聯(lián)接件中的剩余預(yù)緊力F²。19、圖示一鑄鐵吊架用兩只普通螺栓固定在梁上。吊架承受的載荷FQ100000N，螺栓材料為5.8級(jí)，Q235，安裝時(shí)不控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)，取剩余預(yù)緊力為工作拉力的0.4倍，試確定螺栓所需最小直徑。20、已知普通粗牙螺紋大徑d=24mm，中徑，螺距P3mm，螺紋副間摩擦系數(shù)m=0.15，試求：1）螺紋升角y；2）此

7、螺栓能否自鎖？3）若用此螺栓作起重螺桿，起重時(shí)的效率h為多少？21、氣缸蓋聯(lián)接結(jié)構(gòu)如圖所示，氣缸內(nèi)徑D=250mm，為保證氣密性要求采用12個(gè)M18的螺栓，螺紋內(nèi)徑15.294mm、中徑16.376mm，許用拉應(yīng)力=120MPa，取剩余預(yù)緊力為工作拉力的1.5倍，求氣缸所能承受的最大壓強(qiáng)（取計(jì)算直徑dc=d1）。22、剛性凸緣聯(lián)軸器用6個(gè)普通螺栓聯(lián)接。螺栓均勻分布在D=100mm的圓周上，接合面摩擦系數(shù)m=0.15，考慮摩擦傳力的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）。若聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩T150N.m，載荷較平穩(wěn)，螺栓材料為6.8級(jí)，45鋼，不控制預(yù)緊力，安全系數(shù)取，試求螺栓的最小直徑。23、如圖所示的夾緊聯(lián)

8、接柄承受靜載荷FQ720N，螺栓個(gè)數(shù)z2，聯(lián)接柄長(zhǎng)度L250mm，軸直徑，夾緊接合面摩擦系數(shù)m0.15，螺栓材料為4.6級(jí)、Q235鋼、，擰緊時(shí)不嚴(yán)格控制預(yù)緊力，取安全系數(shù),試求螺栓所需最小直徑（或計(jì)算直徑）。24、圖示為一氣缸蓋螺栓聯(lián)接預(yù)緊時(shí)的受力-變形圖。當(dāng)螺栓再承受F=+2000+1000N的工作載荷時(shí)，試求：1）螺栓總拉力應(yīng)如何變化，其最大拉力和最小拉力為多少？2）螺栓受拉應(yīng)力循環(huán)特性系數(shù)是多少？25、板A用5個(gè)普通螺釘固定在機(jī)座B上，已知板與機(jī)座間摩擦系數(shù)m=0.15，防滑系數(shù)（可靠性系數(shù)）Kf=1.2，螺釘許用應(yīng)力，試指出哪個(gè)螺釘是危險(xiǎn)螺釘？并按強(qiáng)度計(jì)算該螺釘聯(lián)接中螺釘所需的小徑（

9、或計(jì)算直徑）尺寸。26、圖示方形蓋板用4個(gè)螺釘與箱體聯(lián)接，吊環(huán)作用10kN的力，吊環(huán)因制造誤差，中心O¢與螺栓組形心O偏離，求受力最大的螺栓所受的工作拉力。27、受軸向力緊螺栓聯(lián)接，已知螺栓剛度，被聯(lián)接件剛度，螺栓所受預(yù)緊力，螺栓所受工作載荷為F4000N。要求：1）按比例畫出螺栓與被聯(lián)接件受力-變形圖（比例尺自定）。2）在圖上量出螺栓所受的總拉力和剩余預(yù)緊力F²，并用計(jì)算法求出此二值，互相校對(duì)。3）若工作載荷在04000N之間變化，螺栓的危險(xiǎn)截面面積為，求螺栓的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力（按計(jì)算值等求、，不按作圖求值)。用螺栓將板A固定在B上，試確定圖示鉸制孔用螺栓組聯(lián)接中受力最大

10、的螺栓所受的力。28、如圖所示氣缸內(nèi)徑D400mm，蒸汽壓力p=00.5MPa，采用16個(gè)M22普通螺栓聯(lián)接（螺栓小徑，中徑，），螺栓均勻分布在的圓周上。螺栓的相對(duì)剛度，聯(lián)接剩余預(yù)緊力為工作載荷的1.5倍。若螺栓的許用拉應(yīng)力，許用應(yīng)力幅，試校核該螺栓組的強(qiáng)度（取計(jì)算直徑dc=d1）。29、試改正下圖螺釘聯(lián)接的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)。（另畫一正確圖即可。）30、下圖是RBHeywood為了提高螺栓聯(lián)接疲勞壽命設(shè)計(jì)的個(gè)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，試說明各自提高壽命的原因。第6章 鍵、銷31、試校核A型普通平鍵聯(lián)接鑄鐵輪轂的擠壓強(qiáng)度。已知鍵寬b=18mm，鍵高h(yuǎn)=11mm，鍵（轂）長(zhǎng)L=80mm，傳遞轉(zhuǎn)矩T=840N×m

11、，軸徑d=60mm，鑄鐵輪轂的許用擠壓應(yīng)力。32、如圖所示，齒輪與軸用普通A型平鍵聯(lián)接，軸徑d=70mm，齒輪分度圓直徑d1=200mm，圓周力，鍵寬b=20mm，鍵高h(yuǎn)=12mm，鍵長(zhǎng)L=80mm，求鍵側(cè)擠壓應(yīng)力。33、鋼齒輪與直徑d=80mm的鋼軸用普通平鍵B22´100 GB109690，靜聯(lián)接，鍵高h(yuǎn)=14mm，工作時(shí)有沖擊，取，求鍵能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。34、電瓶車牽引板與拖車掛鉤間用圓柱銷聯(lián)接。已知，銷材料為20鋼，許用切應(yīng)力，許用擠壓應(yīng)力，牽引力F15 kN，求銷的直徑d。（圓柱銷直徑系列：，6，8，10，12，16，20，25，30，40，50）（牽引板及拖車掛鉤材料為4

12、5鋼。）35、用手柄1轉(zhuǎn)動(dòng)軸2，在手柄與軸之間有f88的孔與軸相配，配合為H7/h6，問：1）若使軸轉(zhuǎn)動(dòng)，應(yīng)在B處裝一銷還是應(yīng)在A、B兩處各裝一銷？2）設(shè)銷的許用切應(yīng)力，求銷的直徑，銷的數(shù)目按你上面的決定。36、分別用箭頭指出工作面，并在圖下方標(biāo)出鍵的名稱。第8章 帶傳動(dòng)37、單根V帶（三角帶）傳動(dòng)的初拉力F0354N，主動(dòng)帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=160mm，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n1=1500r/min，主動(dòng)帶輪上的包角a1150°，帶與帶輪之間的摩擦系數(shù)m=0.485。求：1）V帶（三角帶）緊邊、松邊的拉力F1、F2；2）V帶（三角帶）傳動(dòng)能傳遞的最大有效圓周力Fe及最大功率P。38、已知V帶

13、（三角帶）傳遞的實(shí)際功率P7kW，帶速v10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的2倍，試求有效圓周力Fe和緊邊拉力F1的值。39、單根V帶（三角帶）傳遞的最大功率P4.82kW，小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=180mm，大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=400mm，小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1450r/min，小帶輪上的包角a1152°，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)m=0.25。試確定帶傳動(dòng)的有效圓周力Fe、緊邊拉力F1和張緊力F0。附：e=2.718。40、一開口平帶減速傳動(dòng)，已知兩帶輪基準(zhǔn)直徑為dd1=150mm和dd2=400mm，中心距a=1000mm，小輪轉(zhuǎn)速n1=1460r/min，試求：1）小輪包角；2）不考

14、慮帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)時(shí)大輪的轉(zhuǎn)速；3）滑動(dòng)率e=0.015時(shí)大輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速。41、帶傳遞最大功率P4.7kW，小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=200mm，小帶輪的轉(zhuǎn)速n1=1800r/min，小帶輪包角a1=135°，摩擦系數(shù)m=0.25，求緊邊拉力F1和有效拉力Fe（帶與輪間的摩擦力已達(dá)到最大摩擦力）。42、某帶傳動(dòng)裝置，主、從動(dòng)軸平行且軸心距a=1000mm，主動(dòng)輪傳遞功率為10kW、轉(zhuǎn)速n1=1200r/min、基準(zhǔn)直徑dd1=300mm，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2=400r/min，帶的厚度忽略不計(jì)，摩擦系數(shù)m=0.2，設(shè)此時(shí)有效拉力已達(dá)最大值。試求從動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑dd2，帶速v，各輪上包角a1、a

15、2及作用于緊邊上的拉力F1（不計(jì)彈性滑動(dòng)的影響）。43、根據(jù)初拉力F0、包角a、當(dāng)量摩擦系數(shù)mv求得C型帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld1600mm，根數(shù)z3的普通V帶傳動(dòng)的極限總摩擦力åF2000N。當(dāng)帶速v7m/s時(shí)要求傳遞功率Pc15kW，問此傳動(dòng)能否正常工作？若不能正常工作，可采取哪些措施使傳動(dòng)能正常工作？（答出二種即可）44、一普通V帶（三角帶）傳動(dòng)，采用A型帶，兩個(gè)帶輪的基準(zhǔn)直徑分別為125mm和250mm，初定中心距a0=450mm。據(jù)此，初步求得帶長(zhǎng)Ld01498mm。試：1）按標(biāo)準(zhǔn)選定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld；2）確定實(shí)際中心距。附：A型帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度系列（部分值）Ld /mm：900，100

16、0，1120，1250，1400，1600，1800，2000，45、有一V帶（三角帶）傳動(dòng)，測(cè)量主動(dòng)輪外徑da1=190mm，從動(dòng)輪外徑da2= 720mm，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n1=940r/min，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2=233r/min，V帶型號(hào)為B型，試求：1）傳動(dòng)比；2）滑動(dòng)率e（外徑，B型帶ha=5mm)。46、有一A型V帶（三角帶）傳動(dòng)，主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n1=1480r/min，單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.006kg/m，從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n2=600r/min，傳遞的最大功率P1.5kW，帶速v=7.75m/s，中心距a=800mm，當(dāng)量摩擦系數(shù)m=0.5，求帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2和初拉力F。附：e=2.718

17、。47、以下四種情況采用的是同樣的V帶（三角帶）傳動(dòng)，初拉力相同，張緊方式不同，哪種情況帶可能先斷？為什么？并按壽命由長(zhǎng)到短排出這四種傳動(dòng)的順序。第9章 鏈傳動(dòng)48、已知鏈節(jié)距p19.05mm，主動(dòng)鏈輪齒數(shù)z1=23，轉(zhuǎn)速n1=970r/min。試求平均鏈速v。49、一滾子鏈傳動(dòng)，已知傳動(dòng)比i=2.78，z2=47，小鏈輪分度圓直徑d1=86.395mm，鏈的長(zhǎng)度L1778mm，求鏈節(jié)數(shù)Lp。50、單列滾子鏈水平傳動(dòng)，已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n1=970r/min，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n2=323r/min，平均鏈速v5.85m/s，鏈節(jié)距p=19.05mm，求鏈輪齒數(shù)z1、z2和兩鏈輪分度圓直徑。51、單列

18、滾子鏈水平傳動(dòng)，已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n1=965r/min，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n2=350r/min，平均鏈速v3.47m/s，鏈節(jié)距p=12.7mm，求鏈輪齒數(shù)z1、z2和兩鏈輪分度圓直徑。52、已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n1=965r/min，傳動(dòng)比i=2.76，從動(dòng)鏈輪分度圓直徑d2=190.12mm，從動(dòng)鏈輪齒數(shù)z247，試計(jì)算平均鏈速。53、圖示鏈傳動(dòng)，小鏈輪1按什么方向旋轉(zhuǎn)比較合理（在圖中標(biāo)出）？并說明原因。 第10章齒輪傳動(dòng)54、一對(duì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，由強(qiáng)度設(shè)計(jì)得：mn=3.5mm,，z1=25，z2=76, b=10°54¢16²。已知傳遞的功率P175kW，轉(zhuǎn)速n1

19、=730r/min。求從動(dòng)輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。55、手動(dòng)起升裝置，采用兩級(jí)開式齒輪傳動(dòng)。已知：z1z320，z2z460，手柄長(zhǎng)度L250mm，人手最大作用力F150N，卷筒直徑D500mm，開式齒輪效率hk0.96，軸承效率hc=0.98，求最大起重量W。56、圖示兩級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。已知輪1的螺旋線方向和III軸轉(zhuǎn)向，齒輪2的參數(shù)mn=3mm，z2=57，b=14°，齒輪3的參數(shù)mn=5mm，z3=21。求：1）使II軸所受軸向力最小時(shí)，齒輪3的螺旋線應(yīng)是何旋向？在圖上標(biāo)出齒輪2、3的螺旋線方向。2）在圖上標(biāo)出齒輪2、3所受各分力方向。3）

20、如使II軸的軸承不受軸向力，則齒輪3的螺旋角應(yīng)取多大值？57、分析圖中斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的小齒輪受力，忽略摩擦損失。已知：小齒輪齒數(shù)z1=19，大齒輪齒數(shù)z2=78，法向模數(shù)mn=2mm，中心距a=100mm，傳遞功率P=15kW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min，小齒輪螺旋線方向左旋。求：1）大齒輪螺旋角b 的大小和方向；2）小齒輪轉(zhuǎn)矩T1；3）小齒輪分度圓直徑d1；4）小齒輪受力（用三個(gè)分力表示）的大小和方向，并在圖上畫出。58、有A、B兩個(gè)單級(jí)直齒圓柱齒輪減速器，其齒輪材料、熱處理方法、精度等級(jí)和寬度均對(duì)應(yīng)相等。A減速器中齒輪的參數(shù)為：，（齒形系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù))，0(,)；B減速器中齒輪

21、的參數(shù)為：，(,)，(,)。若不考慮重合度影響，試分析在同樣工作條件下，哪一個(gè)減速器中齒輪強(qiáng)度高？59、求直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的從動(dòng)輪受力大小和方向（用兩個(gè)分力表示）。已知：傳動(dòng)功率P11kW，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2=95.5r/min，z120，m=2.5mm，a=20°，z2=40。60、求直齒圓柱齒輪傳動(dòng)的從動(dòng)輪受力大小和方向（用兩個(gè)分力表示）,已知：傳動(dòng)功率P12kW，從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2=95.5r/min，z130，z260，m=3mm，a=20°。61、一對(duì)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知z120，z240，m=2mm，b=40mm, YSa1=1.55，YSa2=1.67，YFa1

22、=2.80，YFa2=2.40，ZH=2.5，ZE=189.8(MPa)1/2，Zu=1.225，P=5.5kW，n1=1450r/min，K1=K2。求：sF1/sF2和sH1/sH2。注：，62、一對(duì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，由強(qiáng)度設(shè)計(jì)得：mn=3.5mm,，z1=25，z2=76, b=10°54¢16²。已知傳遞的功率P175kW，轉(zhuǎn)速n1=730r/min。求從動(dòng)輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。63、一對(duì)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，由強(qiáng)度設(shè)計(jì)得：mn=3mm，z1=25，z2=75，b=8°06¢34²。已知：傳遞的功

23、率P170kW，轉(zhuǎn)速n1=750r/min。求從動(dòng)輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。64、設(shè)計(jì)如圖所示齒輪減速傳動(dòng)時(shí)，已知輸入軸轉(zhuǎn)速n1=730r/min，輪1、2的傳動(dòng)比i1=1.5，輪2、3的傳動(dòng)比i2=2，每天工作8h，每年工作260天，預(yù)期壽命10年。求各齒輪的接觸應(yīng)力及彎曲應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)N。65、圖示標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，z1為左旋, z129，z270，z3128，a1=100mm，a2=200mm，mn=2mm，功率P13kW，n1=100r/min（忽略摩擦，輪1主動(dòng)），求z2受力（各用三個(gè)分力表示），并在圖上標(biāo)出。66、如圖所示手動(dòng)提升裝置，采用兩級(jí)直齒

24、圓柱齒輪傳動(dòng)，兩級(jí)齒輪傳動(dòng)的中心距a、模數(shù)m均相等，且z1z3，z2z4。勻速提升重物W3500N，卷筒直徑D350mm，手柄長(zhǎng)度L200mm，傳動(dòng)總效率h0.80，求：1）此裝置的總傳動(dòng)比i；2）各級(jí)齒輪的傳動(dòng)比i1、i2。3）作用在手柄上的圓周力Ft67、圖示為一對(duì)錐齒輪與一對(duì)斜齒圓柱齒輪組成的二級(jí)減速器。已知：斜齒輪mn=2mm，z3=25，z4=53，II軸轉(zhuǎn)矩T2=1210N.mm。1）如使z3、z4的中心距a=80mm，問斜齒輪螺旋角b？2）如使II軸軸向力有所抵消，試確定z3、z4的螺旋線旋向（在圖上表示），并計(jì)算Fa3的大小，其方向在圖上標(biāo)出。68、圖示直齒圓柱齒輪變速箱，長(zhǎng)期

25、工作，各對(duì)齒輪的材料、熱處理、載荷系數(shù)、齒寬、模數(shù)均相同，不計(jì)摩擦損失。已知：z120，z280，z340，z460，z530，z670。主動(dòng)軸I的轉(zhuǎn)速n1=1000r/min，從動(dòng)軸II的轉(zhuǎn)矩T2恒定。試分析哪對(duì)齒輪接觸強(qiáng)度最大，哪對(duì)最小。69、圖示傳動(dòng)系統(tǒng)中，1、2為錐齒輪，3、4為斜齒輪，5為蝸桿，6為蝸輪，小錐齒輪為主動(dòng)輪，轉(zhuǎn)向如圖所示，試從各軸受軸向力較小要求出發(fā)，在圖上畫出各輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向、螺旋線方向及軸向力方向。70、在圖示傳動(dòng)系統(tǒng)中，已知輸入軸I的轉(zhuǎn)向，要求蝸輪的轉(zhuǎn)向?yàn)轫槙r(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，試：1）確定蝸輪的螺旋線方向；2）為了使軸II、III上各傳動(dòng)件的軸向力相抵消一部分，在圖上畫出各齒

26、輪的螺旋線方向；3）在各對(duì)傳動(dòng)的嚙合處畫出各齒輪和蝸桿所受的軸向力。 第11章 蝸桿傳動(dòng)71、有一雙頭蝸桿傳動(dòng)，蝸桿主動(dòng)，轉(zhuǎn)速960r/min，z2=61，m=8mm，d1=80mm，當(dāng)量摩擦系數(shù)mv=0.08，蝸桿輸入功率P17kW，求：1）蝸桿分度圓導(dǎo)程角g；2）蝸桿傳動(dòng)效率h（只考慮傳動(dòng)嚙合效率，忽略攪油及軸承損失）；3）蝸輪轉(zhuǎn)向；4）蝸輪所受三個(gè)分力的大小并在圖上表示其方向。72、有一閉式普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，蝸桿軸的輸入功率P3kW，轉(zhuǎn)速n1=1430r/min，設(shè)計(jì)時(shí)選用鋼制蝸桿（45鋼），硬度<45HRC，蝸輪用ZCuSn10P1砂模鑄造，sB220MPa，彈性系數(shù)，當(dāng)量摩擦系

27、數(shù)mv0.03，傳動(dòng)參數(shù)為：蝸桿頭數(shù)z12，蝸輪齒數(shù)z252，模數(shù)m=6mm，蝸桿直徑系數(shù)q=9，載荷穩(wěn)定（載荷系數(shù)K1.1)，試按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算該蝸桿傳動(dòng)的使用壽命單位h(小時(shí))。注：（1）（2）73、圖示為開式蝸桿-斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知蝸桿主動(dòng)，大齒輪4的轉(zhuǎn)向及螺旋線方向如圖示，試畫出：1）軸I、II的轉(zhuǎn)向。2）使軸II上兩輪的軸向力抵消一部分時(shí)蝸輪、蝸桿的螺旋線方向。3）蝸輪2和齒輪3的受力圖（用分力表示）。第12章 滑動(dòng)軸承74、有一液體動(dòng)壓滑動(dòng)軸承，軸頸直徑為100mm，半徑間隙為0.1mm，偏心距離為0.06mm，求此時(shí)的最小油膜厚度hmin大小。75、有一不完全液體潤(rùn)滑（混合

28、潤(rùn)滑）徑向滑動(dòng)軸承，寬徑比B/d1.5，軸頸直徑d=100mm，軸承材料為青銅，p5MPa，V=3m/s，pV=10MPa.m/s。試求軸轉(zhuǎn)速分別為以下三種數(shù)值時(shí)，軸允許最大載荷各為多少。（1） n=250r/min；（2）n=500r/min；（3）n=1000r/min。76、一液體動(dòng)力潤(rùn)滑向心滑動(dòng)軸承，軸頸上載荷F100kN，轉(zhuǎn)速n=500r/min，軸頸直徑d=200mm，軸承寬徑比B/d=1，軸及軸瓦表面的粗糙度為Rz10.0032mm，Rz2=0.0063mm，設(shè)其直徑間隙D0.250mm，工作溫度為50°C，潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度n50=50cSt，密度r500.9g/cm3，

29、試校核其最小油膜厚度是否滿足軸承工作可靠性要求。附：，偏心率cB/d0.50.60.650.70.750.80.85承載量系數(shù)Cp1.00.8531.2531.5281.9292.4693.3724.80877、計(jì)算一包角為180°的液體動(dòng)壓潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承，已知軸頸直徑d=150mm，軸承寬度B90mm，載荷F15000N，轉(zhuǎn)速n=1500r/min，相對(duì)間隙y0.002，潤(rùn)滑油工作粘度h=0.0198Pa×s，軸頸和軸瓦表面不平度的平均高度Rz1=Rz2=3.2mm，試計(jì)算：最小油膜厚度hmin及其安全系數(shù)S為多少。78、判斷圖示兩種推力軸承是否可能建立動(dòng)壓潤(rùn)滑油膜。第13

30、章 滾動(dòng)軸承79、軸系由一對(duì)相同的圓錐滾子軸承支承，兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷分別為P14800N，P27344N，軸轉(zhuǎn)速n=960r/min，若要求軸承預(yù)期壽命，軸承的基本額定動(dòng)載荷應(yīng)為多少？80、斜齒輪軸系由一對(duì)角接觸球軸承支承，軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr=12.3 kN，軸轉(zhuǎn)速n=960r/min，兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷分別為P11078 N，P21342 N，試計(jì)算各軸承的壽命，若要求一班制工作十年（按每年工作260天計(jì)算），軸承是否滿足要求？81、深溝球軸承6210（舊210）的基本額定動(dòng)載荷為Cr1=27.5kN，圓柱滾子軸承N210（舊2210）的基本額定動(dòng)載荷為Cr2=42.0kN，某軸系上軸

31、承受徑向力Fr=4500N，fd=1.2，若采用N210軸承取代6210軸承，壽命可提高為原來(lái)的幾倍？82、試計(jì)算圖示各軸承所受的軸向載荷（內(nèi)部軸向力FS0.7Fr）。83、軸系支承在一對(duì)反安裝的角接觸球軸承7209AC（舊46209）上，軸上有徑向載荷FR2000N，內(nèi)部軸向力FS0.7Fr，求：1）兩軸承各受多大的徑向力和軸向力。2）哪個(gè)軸承的壽命低，為什么？84、懸臂起重機(jī)用的圓錐齒輪減速器主動(dòng)軸采用一對(duì)30207圓錐滾子軸承（如下圖），已知錐齒輪平均模數(shù)mm=3.6mm，齒數(shù)z20，轉(zhuǎn)速n=1450r/min，輪齒上的三個(gè)分力FT1300N，F(xiàn)R=400N，F(xiàn)A=250N，軸承工作時(shí)受

32、有中等沖擊載荷（可取沖擊載荷系數(shù)fd=1.5)，要求使用壽命不低于12000h，試校驗(yàn)軸承是否合用。注：30207，內(nèi)部軸向力。當(dāng)；當(dāng)，X = 1，Y = 0?；绢~定載荷。85、圖示軸上裝有兩個(gè)30208圓錐滾子軸承，基本額定動(dòng)載荷Cr=34kN,額定靜載荷C0r=31kN，軸的轉(zhuǎn)速n=1400r/min，軸上作用力F1500N，沖擊載荷系數(shù)fd=1.5。試問：（1）哪個(gè)軸承是危險(xiǎn)軸承？（2）危險(xiǎn)軸承壽命是多少小時(shí)？注：e=0.38，當(dāng)Fa/Fre，X=1，Y=0；當(dāng)Fa/Fr>e，X=0.4，Y=1.6，F(xiàn)S=Fr/3.2。86、斜齒輪軸由一對(duì)角接觸球軸承7307AC（舊46307）

33、支承，軸承正安裝，已知Fr1=2600 N，F(xiàn)r2=1900 N，F(xiàn)A=600 N，軸承計(jì)算有關(guān)系數(shù)如下表：eFa/Fr>eFa/FreFS0.7X=0.41，Y=0.85X=1，Y=00.7Fr試求：1）軸承的內(nèi)部軸向力FS1、FS2，并圖示方向；2）軸承的軸向力Fa1、Fa2；3）軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P1、P2，并判斷危險(xiǎn)軸承（fd=1，內(nèi)部軸向力也稱派生軸向力）。87、軸系由一對(duì)反安裝的角接觸球軸承7205AC（舊46205）支承（如圖），轉(zhuǎn)速n=730r/min，F(xiàn)R=3500N，fd=1.2。1）按圖示情況分析兩軸承受力（求徑向力Fr、軸向力Fa、當(dāng)量動(dòng)載荷P）；2）計(jì)算危險(xiǎn)軸承壽命Lh；3）若改為正安裝，軸承受力有什么變化？其壽命為