机械设计计算题
机械设计——分析计算题(共88题)
机械原理自测题库——分析计算题（共88题）1、试计算图示机构的自由度（若有复合铰链、局部自由度或虚约束，必须明确指出）。
并判断该机构的运动是否确定（标有箭头的机构为原动件）。
若其运动是确定的，要进行杆组分析，并显示出拆组过程，指出各级杆组的级别、数目以及机构的级别。
图a) 图b)题 1 图2、计算图示机构自由度，并判定该机构是否具有确定的运动（标有箭头的构件为原动件）。
图a) 图 b)题 2 图3、计算图示机构自由度，并确定应给原动件的数目。
图a 图b题 3 图4、在图示机构中试分析计算该机构的自由度数，若有复合铰链、局部自由度或虚约束，则在图上明确指出。
图a 图b题 4 图5、计算图示机构的自由度，并作出它们仅含低副的替代机构。
图 a)图 b)题 5 图6、试计算图示机构的自由度。
(若有复合铰链、局部自由度或虚约束，必须明确指出。
)并指出杆组的数目与级别以及机构级别。
GL题 6 图7、计算下列机构的自由度（有复合铰链、虚约束和局部自由度请指出）图 a) 图 b)题 7 图8、图示的铰链四杆机构中,已知mm l AB 65=，mm l CD 90=，mm l AD 125=，s rad mm l BC /10,1251==ω,顺时针转动,试用瞬心法求:1)当φ=15°时,点C 的速度V C ;2)当φ=15°时,构件BC 上(即BC 线上或其延长线上)速度最小的一点E 的位置及其速度值。
题 8 图9、在图示的凸轮机构中，已知凸轮1以等角速度ω1=10rad/s 转动。
凸轮为一偏心圆，其半径R 1=25mm ，L AB =15mm ，L AD =50mm ，φ1=90°，试用瞬心法求机构2的角速度ω2。
题 9 图10、在图示机构中，已知长度L AB =L BC =20mm ,L CD =40mm ,∠a=∠β=90°W 1=100(1/S),请用速度瞬心法求C 点的速度的大小和方向题 10 图11、如图所示偏置曲柄滑块机构。
机械设计基础-计算题
如图所示的行星 轮机构，为了受 力均衡，采用了 两个对称布置的 行星轮2及2’，
例题1 计算机构的自由度 复合铰链有几处？ 1处
5
4 3
② ④
①
局部自由度有几处？ 虚约束有几处？ 2处
机构由几个构件组成 5个 活动构件有 4个
2③
低副有
4个
高副有
2个
1
F = 3n–2PL–PH
= 3× 4 – 2×4 – 2 =2
机车驱动轮
A
M
B
N
O1
O3
若计入虚约束，则机构
自由度数就会：减少
（4）构件中对传递运动不起独立作用的对称部分的 约束称为虚约束。
虚约束对运动虽不起作用但
可以增加构件的刚性或使构件受 力均衡，因此在实际机械中并不 少见。但虚约束要求制造精度较 高，若误差太大，不能满足某些 特殊几何要求会变成真约束.
① 1m法
式中，m表示外啮合次数
i15
1 5
(1)3
z2 z3z4 z5 z1z2 z3 z4
z3z4 z5 z1z3 z4
“－”表示首、末两轮转向相反
②画箭头法
具体步骤如下：在图上 用箭头依传动顺序逐一标出 各轮转向，若首、末两轮方 向相反，则在传动比计算结 果中加上“－”号。
2．轮系中所有各齿轮的几何轴线不是都平行， 但首、末两轮的轴线互相平行
用标注箭头法确定
i14
1 4
z2 z3 z4 z1z2 z3
3. 轮系中首、末两轮几何轴线不平行 ②
如下图所示为一空
n8
间定轴轮系，当各轮齿数
及首轮的转向已知时，可
求出其传动比大小和标出
各轮的转向，即：
机械设计精选题100例.
第三章 机械零件强度1、某优质碳素结构钢零件，其σs =280MPa ，σB =560MPa ，σ－1=250MPa ，工作应力σmax =155MPa ，σmin =30MPa ，零件的有效应力集中系数K σ=1.65，尺寸系数εσ=0.81，表面状态系数β=0.95，等效系数ψσ=0.30。
如取许用安全系数[S ]=1.5，试校核该零件的强度是否足够（为安全起见一般计算屈服强度和疲劳强度两种安全系数）。
2、某零件的工作应力变化如图所示，求最大应力σmax ,，最小应力σmin ，平均应，最小工作应力σmin =150MPa ，屈服极限σS 240MPa =，对称循环疲劳极限σ-=1180MPa ，脉动循环疲劳极限σ0=240MPa ，略去危险截面处应力集中系数等综合影响系数()K σD 的影响，试求：（1）等效系数ψσ值（2）安全系数S 值4、已知材料σ-=1260MPa ，σ0=360MPa ，K σσεβ=25.，σa 50MPa =，σm 40MPa =，r =常数，用图解法及计算法求安全系数S 。
注：简化疲劳极限线图采用折线图法。
5、某钢制零件,其σB560MPa=，σS280MPa=，σ-=1250MPa，σ=385MPa。
工作变应力σm a x =155MPa，σmin=30MPa，零件的有效应力集中系数K σ=165.，绝对尺寸系数εσ=08.，表面状态系数β=095.。
要求许用安全系数[]S=15.，r=常数，校核该零件的强度是否足够。
6、一个由40Cr制成的零件，其力学性能如下：屈服极限σSMPa=550，对称循环疲劳极限σ-=1320MPa，脉动循环疲劳极限σ540=MPa，已知最大工作应力σmax =185MPa，最小工作应力σmin=-75MPa，r=常数，综合影响系数()KσD=2，试绘制该零件的许用极限应力图（折线图），并用作图法计算它的安全系数，指出该零件可能发生的破坏形式。
机械设计典型计算题
蜗杆传动1. 图示传动中，蜗杆传动为标准传动:n=5mr ,d 1=50mm zi=3（右旋），Z2=40;标准斜齿轮传动：m n =5mr ,Z3=20, Z 4=50,要求使轴II 的轴向力相互抵消, 向如图示，为使轴U 、川上传动件的轴向力能相抵 消，试在图中画出：1） 各蜗杆和蜗轮齿的螺旋线方向。
2） 轴I 、II 的转向。
3） 分别画出蜗轮2、蜗杆3啮合点的受力方向。
不计摩擦，蜗杆主动，试求： 1） 斜齿轮3、4的螺旋线方向。
2） 螺旋角［的大小。
因为F a2二F a3，所以2T-! 2T 2 tan : cos ： T-i T 2 sin : d i m n Z 3 d i m n Z 3 3、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿 轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转 向如图所示（向右），为使轴U 、川上传动件的轴 向力能相抵消，试在图上画出各轮的转动方向、螺 旋线方向及轴向力方向。
> =8.626』8 37 372. 试分析图示二级蜗杆传动，已知蜗轮 4螺旋线 方向为右旋，轴I为输入轴，轴川为输出轴，转解：1）斜齿轮3为右旋，斜齿轮4为左旋。
2） F a2 F ti 2T i d iF a3 二 F t3 tan ： = 2T 3tan ： = ^T ^tan : d 3 d 3=m n Z s cos :sin —卫醛 T 2d1m n Z 3 d 』5 20= 0.15F r1=F a1ta n - =3684.6ta n20' = 1406.7N蜗轮间当量摩擦系数f =0.16 （不计轴承摩擦损失），起重时作用于手柄之力F= 200N。
求：1）蜗杆分度圆导程角，此机构是否自锁？2）起重、落重时蜗杆转向（各用一图表示）。
3）起重、落重时蜗杆受力方向（用三个分力表示）4）起重时之最大起重量及蜗杆受力（用三个分力表示）,重物的重量为W 轴系1、指出图示轴系的结构错误，齿轮采用油润滑，轴承为脂润滑（用笔圈出错误之处，并注明错误名称，不要求改正）。
机械设计计算题
1、（14分）图示为手动铰车中所采用的蜗杆传动。
已知m =8mm ，d 1=80mm ，z 1=1，i =40，卷筒的直径D =250mm ，试计算：（1）欲使重物上升1m ，应转动蜗杆的转数；（2）设蜗杆和蜗轮间的当量摩擦系数为0.18，检验该蜗杆传动是否满足自锁条件；（3）设重物重Q =5kN ，通过手柄转臂施加的力F =100N ，手柄转臂的长度l 的最小值 (不计轴承效率) 。
解：（1）重物上升1m 时，卷筒转动圈数：N 2=1000/πD=1000÷(250x3.14)=1.27蜗杆转动圈数为：N 1=i N 2=40x1.27=50.96(圈) （4分） （2）蜗杆直径系数q=d 1/m=80÷8=10导程角：γ=arctan1z q=arctan 18=7.125o当量摩擦角：ϕv =arctanf v = arctan0.18=10.204o因为：γ〈ϕv所以 蜗杆传动满足自锁条件（4分）（3）蜗杆传动的啮合效率：1tan tan 7.1250.401tan()tan(7.12510.204)oo o v γηγϕ===++2110.6250.039400.401T T kN m i η===⨯ 则:10.0390.390.1T l m F === （6 分）题图3-1250.1250.625T kN m =⨯=∙2、(13分)如图3-2所示的手摇起重绞车采用蜗杆传动。
巳知模数m＝8mm，蜗杆头数z1＝1，蜗杆分度圆直径d1＝80mm，蜗轮齿数z2＝40，卷筒直径D＝200mm，蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数f V＝0.03，轴承和卷简中的摩擦损失等于6％，问：(1)欲使重物W上升1m,手柄应转多少转?并在图上标出手柄的转动方向。
(2)若重物W＝5000N，手摇手柄时施加的力F＝100N，手柄转臂的长度L应是多少?[解] (1) i=z2/z1＝40设重物上升1m，手柄应转x转，则手柄的转动方向ω示于图中3.图示双级斜齿圆柱齿轮减速器，高速级：m n =2 mm ，z 1=22，z 2 =95，︒=20n α，a =120，齿轮1为右旋；低速级：m n = 3 mm ，z 3 =25，z 4=79，︒=20n α，a =160。
机械设计基础简答题计算题(附答案)
1、一对正常齿标准直齿圆柱齿轮传动。
小齿轮因遗失需配制。
已测得大齿轮的齿顶圆直径,4082mm d a =齿数1002=Z ，压力角︒=20α，两轴的中心距mm a 310=，试确定小齿轮的：①模数m 、齿数1Z ；②计算分度圆直径1d ； ③齿顶圆直径1a d ④基节b P 。
解：（1）模数m 与1z （6分）m h z d a a )2(22*+=将mm d a 4082=，2z ＝100带入解得：m=4 )(21)(212121mz mz d d a +=+=将m=4，2z ＝100，a=310mm 带入求得：551=z（2）分度圆直径：mm mz d 22055411=⨯== （3分）（3）齿顶圆直径：11(2)(552)4228a a d z h m mm *=+=+⨯=（3分）（4）基节：mm m p p b 8.1120cos 414.3cos cos =⨯⨯=== απα（3分）2、V 带传动传递的功率P=7.5kW ，平均带速v=10m/s ，紧边拉力是松边拉力的两倍（F 1=2F 2）。
试求紧边拉力F 1，有效圆周力Fe 和预紧力F 0。
解：有效圆周力：N v P Fe 750105.710001000=⨯== （2分） 紧边拉力：N F F F F F Fe 1500115.0121=⇒-=-= （4分） 预紧力：N F F F F F 1125)15.01(21)21(210=+=+= （4分） 3、如图所示轮系中，已知各齿轮齿数为：13520z z z ===，24640z z z ===，7z =100。
求传动比17i ，并判断 1ω 和7ω 是同向还是反向？解、图中1、2、3、4轮为一定轴轮系（1分）。
4、5、6、7轴构成一周转轮系（1分）。
所以： 212414413(1)4n z z i n z z ==-=（4分） 周转轮系中，6为系杆（1分） 所以：56757756(1)5H H H n n z z i n n z z -==-=--（4分） 2314657又因为4H n n =，15n n =（1分）联立方程可以得到：117710n i n ==（2分）1ω与7ω方向相同（1分）5、在下图所示铰链四杆机构中，各杆的长度分别为： l AB = 25 mm , l BC = 55 mm , l CD = 40 mm , l AD = 50 mm , AD 为机架。
机械设计试题_计算题
计算题（共33题）一、平面机构运动简图和自由度（11题）1、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度F=3n-2P l-P H=3×7-2×9-1×2=1 ∵F＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴机构运动确定。
2、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度F=3n-2P l-P H=3×7-2×9-1=2∵F＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴机构运动确定。
3、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度F=3n-2P l-P H=3×5-2×7=1第1页，共22页第2页，共22页∵ F ＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴ 机构运动确定。
4、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×4-2×5-1=1∵ F ＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴ 机构运动确定。
5、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×3-2×3-2=1∵ F ＞0，且机构自由度等于机构原动件数∴ 机构运动确定。
第3页，共22页6、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3 ∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
7、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×5-2×7=1∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
8答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×8-2×11-1=1∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
第4页，共22页9、计算图示机构的自由度，判定机构运动是否确定。
答：机构自由度 F=3n-2P l -P H =3×4-2×4-2=2∵ F ＞0 ∴ 机构运动确定。
机械设计计算题（附答案）
1、一压力容器盖螺栓组连接如图所示，已知容器内径D=250mm D=250mm，，内装具有一定压强的液体，沿凸缘圆周均匀分布12个M16M16（（1d ＝13.835mm 13.835mm））的普通螺栓，螺栓材料的许用拉应力[]180MPa s =，螺栓的相对刚度/()0.5b b m c c c +=，按紧密性要求，剩余预紧力1F =1.83F ，F 为螺栓的轴向工作载荷。
试计算：该螺栓组连接允许容器内的液体最大压强max p 及每个螺栓连接所需的预紧力0F 。
1、 计算每个螺栓允许的最大总拉力：计算每个螺栓允许的最大总拉力：212[].........................24 1.320815.............................1d F N s p =´=分分2、 计算容器内液体最大压强计算容器内液体最大压强212max max 2.8........................1208157434.....................12.8/4............................1121.82..............................1aF F F F F N D F p p MP p =+=====分分分分 2、下图所示为一对角接触球轴承支承的轴系，轴承正安装（面对面），已知两个轴承的径向载荷分别为1R F =2000N =2000N，，2R F = 4000N = 4000N，轴，轴上作用的轴向外加载荷X F =1000N, =1000N,轴承内部附加轴向力轴承内部附加轴向力SF 的计算为S F =0.7R F ，当轴承的轴向载荷与径向载荷之比ARF F ＞e 时，时，X= X= 0.410.41，，Y= 0.87Y= 0.87，当，当AR F F ≤e ，X=1X=1，，Y= 0Y= 0，，e = 0.68e = 0.68，载荷系数，载荷系数f p = 1.0= 1.0，，试计算：试计算：（1）两个轴承的轴向载荷F A1、F A2； （2）两个轴承的当量动载荷P 1、P 2。
机械设计计算题
1） 活 动 构 件 数 n=5 ， 低 副 数 P L =7 ， 高 副 数 P H =0 ， 因 此 自 由度 数 F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 C 为复合铰链2） 活 动 构 件 数 n=5 ， 低 副 数 P L =7 ， 高 副 数 P H =0 因 此 自 由 度数 F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 F 、G 为同一个移动副，存在一个虚约束。
2．在图示锥齿轮组成的行星轮系中，各齿轮数 Z 1 20，Z 2=27，Z 2'=45， Z 340 ，已知齿轮 1的转速 n 1=330r/min ，试求转臂 H 的转速 n H （大小与方向 ）。
1）判断转化轮系齿轮的转动方由画箭头法可知，齿轮33）计算转臂 H 的转速 n H330 n H 27 40 0 n H 20 453301 6转臂 H 的转动方向与齿轮 1 相同。
n H5H n 1nH Z 2 Z 3 13Z 1 Z 2'n3nH代入n 1 330, n 3 0及各轮齿数1 与齿轮 3 的转动方向相反。
2）转化轮系传动比关系式n H 150r /min3．有一轴用一对 46309 轴承支承，轴承的基本额定动负载C r=48.1kN ，内部轴向力S=0.7Fr ，已知轴上承力F R =2500N，F A =1600N，轴的转速 n=960r/min ，尺寸如图所示。
若取载荷系数f p=1.2 ，试计算轴承的使用寿命。
r1SS1Fe F a/F r ≤ e F a/F r > eX Y X Y0.7 1 0 0.41 0.85由力矩平衡F r2×200- F R× 300+ F A× 40=0F r2= (F R×300- F A×40)/200=(2500 ×3000-1600 × 40)/200=3430NF r1= F r2- F R=3430-2500=930N( 2)计算轴向负荷内部轴向力S1=0.7 F r1=0.7 × 930=651N； S2=0.7 F r2=0.7 ×3430=2401N由 S1+ F A< S2 ，可知轴承 1 为“压紧”轴承，故有 F a1= S2- F A=2401-1600=801NF a2= S 2 =2401N(3)计算当量动负荷轴承 1： F a1/ F r1=801/930=0.86>e ；取 X＝0.41，Y＝0.87P1=f p (X F r1+Y F a1)=1.2 × (0.41 × 930+0.87 × 801)=1294N轴承 2： F a2/ F r2=0.7=e ；取 X=1,Y=0P2=f p ×F r2 =1.2 ×3430=4116N∵ P 2> P 1 ∴ 取 P=P2=4116N 计算轴承寿命。
机械设计基础公式计算例题
一、计算图所示振动式输送机的自由度。
解：原动构件1绕A 轴转动、通过相互铰接的运动构件2、3、4带动滑块5作往复直线移动。
构件2、3和4在C 处构成复合铰链。
此机构共有5个运动构件、6个转动副、1个移动副，即n ＝5，l p ＝7，h p ＝0。
则该机构的自由度为F =h lp p n --23=07253-⨯-⨯=1二、在图所示的铰链四杆机构中，设分别以a 、b 、c 、d 表示机构中各构件的长度，且设a ＜d 。
如果构件AB为曲柄，则AB 能绕轴A 相对机架作整周转动。
为此构件AB 能占据与构件AD 拉直共线和重叠共线的两个位置B A '及B A ''。
由图可见，为了使构件AB 能够转至位置B A '，显然各构件的长度关系应满足c bd a +≤+ （3-1） 为了使构件AB 能够转至位置B A ''，各构件的长度关系应满足c ad b +-≤)(或b a d c +-≤)(即c db a +≤+ （3-2）或b d c a +≤+ （3-3）将式(3-1)、(3-2)、(3-3)分别两两相加，则得 同理，当设a ＞d 时，亦可得出得c d≤b d ≤a d ≤分析以上诸式，即可得出铰链四杆机构有曲柄的条件为：（1）连架杆和机架中必有一杆是最短杆。
（2）最短杆与最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。
上述两个条件必须同时满足，否则机构中便不可能存在曲柄，因而只能是双摇杆机构。
通常可用以下方法来判别铰链四杆机构的基本类型： （1）若机构满足杆长之和条件，则： ① 以最短杆为机架时，可得双曲柄机构。
② 以最短杆的邻边为机架时，可得曲柄摇杆机构。
③ 以最短杆的对边为机架时，可得双摇杆机构。
（2）若机构不满足杆长之和条件则只能获得双摇杆机构。
三、 k =12v v =121221t C C t C C =21t t =21ϕϕ=θθ-︒+︒180180即k =θθ-︒+︒180180 θ=11180+-︒k k式中k 称为急回机构的行程速度变化系数。
《机械设计》习题库(计算题点讲)
西南科技大学《机械设计》习题库四、计算题1、图示，螺栓刚度为c 1，被联接件刚度为c 2，已知c 2＝8c 1，预紧力F ＇＝1000N ，轴向工作载荷F ＝1100N 。
试求；⑴螺栓所受的总拉力F 0；⑵被联接件中的剩余预紧力F ” 。
FFF ＇F ＇2、图示，为一对正安装的圆锥滚子轴承。
已知：作用在轴上的外载荷为M =450kN ·mm ，F R =3000N ，F A =1000N ，方向如图所示。
试求：⑴在插图二上，标出两轴承所受的派生轴向力S 1 和S 2的方向；⑵求出派生轴向力S 1 和S 2的大小； ⑶计算轴承所受的实际轴向力A 1和A 2。
（提示：派生轴向力S 与轴承所受的径向支反力R 的关系为：S =）【要点：受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接F c c c F F 211'0++=F c c c F F 212'"+-= 或者F 0=F +F ”→F ”】【要点：⑴ S 的方向图示：由轴承外圈的厚边指向薄边。
⑵ 计算轴承支反力：R 1＝(300F R + M )/900 ；R 2＝F R －R 1计算派生轴向力：S 1＝S 2＝＝375N12S 12S题4-2图答案3、夹紧联接如插图一所示，已知夹紧联接柄承受载荷Q ＝600N ，螺栓个数Z ＝2，联接柄长度L ＝300mm ，轴直径d ＝60mm ，夹紧结合面摩擦系数f ＝，螺栓的许用拉应力[σ]＝。
试求； ⑴计算所需要的预紧力F ’⑵确定螺栓的直径（提示：“粗牙普通螺纹基本尺寸”见表）表 粗牙普通螺纹基本尺寸（GB196-81） mm4、如图所示,某轴用一对反装的7211AC 轴承所支承,已知作用在轴上的径向外载荷F R =3000N, 作用在轴上的轴向外载荷F A =500N,方向如图所示。
载荷系数f p =。
试求:⑴安装轴承处的轴颈直径是多少⑵标出两轴承各自的派生轴向力S 1、S 2的方向。
机械设计自由度计算121题
1 1
2 2
3 3
4
活动构件数3 低副数4 高副数0 自由度数 3X3-2X4-0=1
虚约束
56 7
4 2 2
3 31
11 4
活动构件数5 低副数7 高副数1 自由度数 3X5-2X7-1=0
5
活动构件数8 低副数11 高副数1 自由度数3X8-2X11-1X1=1
1 11 22
虚约束
8
活动构件数9个
4
9 11
10 低副数12个
虚约束
复合铰
局部自由度 1 1
12
8
11
97
14
10
2 2
1 6
4
9 10 13
5
56
33
4
7
8
虚约束
活动构件数10个 低副数14个 高副数1个 自由度数3X10-2X14-1=1
2 2
1
1
5 5
44 1 3
3
2
活动构件数5个 低副数5个 高副数2个 自由度数3X5-2X5-2=3
复合铰
复合铰
虚约束
3 4
3
1
12 12
2
2 11 1
活动构件数3个 低副数4个 高副数1个 自由度数3X3-2X4-1=0
活动构件数2个 低副数2个 高副数1个 自由度数3X2-2X2-1=1
4
45 35
21
2
3
6
1
7
活动构件数5个 低副数7个 高副数0个 自由度数3X5-2X7-0=1
虚约束
7 8
5
5
4
复合铰
虚约束
2 2
4 4
机械设计计算题[精华]
![机械设计计算题[精华]](https://img.taocdn.com/s3/m/1785c107cd7931b765ce0508763231126fdb7743.png)
2、第五章：螺纹连接的强度计算（1）例题； （2）仅受横向载荷作用的螺纹连接。
例：如图示的方形盖板用四个M16的螺钉与箱体相联接，盖板中心O 点装有吊环，已知F Q ＝20kN ，尺寸如图示。
要求：1）当取剩余预紧力F″=0.6F （F 为工作拉力）、螺钉材料的性能等级为6.6级，装配不控制预紧力时，校核螺钉的强度；2）由于制造误差，吊环由O 点移至对角线上O′点，且OO′＝52mm ，问哪个螺栓的受力最大？并校核其强度。
解：1）在F Q 作用，每个螺栓所受的轴向力（工作拉力）为：F=F Q /4=20/4=5kN单个螺栓所受的总拉力等于工作拉力与残余预紧力之和F 2=F ″+F=0.6F+F=1.6F=1.6×5=8kN=8000N由已知条件知，屈服极限为σs =360MPa ，查表得安全系数S=4，d 1=14.9 mm[σ]= σs /4=360/4=90MPa22211.3 1.3800059.6714.944ca F d σππ⨯===⨯MPa ≤[σ]强度满足要求2）当移到O ’点后，螺栓组增加一倾覆力矩M 作用，其大小为：M=FQ×OO’=20⨯= m N在倾覆力矩作用下，左上方被压紧，1螺栓杆拉力减小；右下方被放松，3螺栓杆拉力增大，工作拉力最大。
在倾覆力矩作用下，3所受的拉力为：331M F R ===kN=1000N 螺栓3所受的工作拉力合力为：33500010006000F F F ∑=+=+= N螺栓杆所受的总拉力为：'"233330.6 1.69600F F F F F F ∑∑∑∑=+=+== N'22211.3 1.3960071.614.944ca F dσππ⨯===⨯ MPa ≤[σ]强度满足要求3、第八章带传动：（1）计算带的紧边、松边拉力（公式：8-3、8-4）；（2）图示为一带传动，标出主动轮转向，求：1）在图中标出带的紧边、松边；2）最大应力发生在何处，写出最大应力表达式；3）什么是带的弹性滑动，它与打滑有何区别？例 已知一V 带传动，传递功率P=10kW 带速v ＝12.5m/s ，现测得张紧力F 0=700N 。
机械设计典型计算题
蜗杆传动1．图示传动中，蜗杆传动为标准传动：m =5mm ，d 1=50mm ，z 1=3(右旋)，z 2＝40；标准斜齿轮传动：m n =5mm ，z 3=20，z 4=50，要求使轴II不计摩擦，蜗杆主动，试求： 1）斜齿轮3、4的螺旋线方向。
2）螺旋角β的大小。
解：1）斜齿轮3为右旋，斜齿轮4为左旋。
2）F F T d a2t1==211F F T d Td a3t3===tan tan tan βββ223323T T i 211=η，d m z 33=n cos β因为 a2a3F F =，所以n 221123T d T m z =⋅tan cos ββ，T d T m z 1123=sin βn sin .βη=⋅==⨯⨯⨯=T T m z d m z d i 1231311520504031015n nβ=︒=︒'''862683737.2．试分析图示二级蜗杆传动，已知蜗轮4螺旋线方向为右旋，轴I 为输入轴，轴III 为输出轴，转向如图示，为使轴Ⅱ、Ⅲ上传动件的轴向力能相抵消，试在图中画出：1）各蜗杆和蜗轮齿的螺旋线方向。
2）轴I 、II 的转向。
3、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转向如图所示（向右），为使轴Ⅱ、Ⅲ上传动件的轴向力能相抵消，试在图上画出各轮的转动方向、螺旋线方向及轴向力方向。
4．图示为一开式蜗杆传动手动绞车机构。
已知：m=10，mm d 901=，z 1=1，z 2=63，D =400mm 。
蜗杆蜗轮间当量摩擦系数f '=0.16（不计轴承摩擦损失），起重时作用于手柄之力F ＝200N 。
求： 1）蜗杆分度圆导程角γ，此机构是否自锁？23）起重、落重时蜗杆受力方向4示），重物的重量为W 。
W F d D F d D ===⨯⨯=t2a1N 2238646631040060867.. F F r1a1N ==︒=tan .tan .α368462014067轴系1、指出图示轴系的结构错误，齿轮采用油润滑，1、答案：1）缺挡油环；2）套杯左端凸肩内径太小，拆卸外圈困难；3）轴颈太大，内圈无法从右侧装入；4）两外圈间缺套筒，右轴承外圈无轴向固定；5）轴径太大；2）装轴承段应无键槽；3）轴肩太高，不便拆卸；4）应无轴环，齿轮无法从右装入，改为套筒固定，或齿轮用过盈配合实现轴向固定；5）应有键槽，周向固定；6）此处应加工成阶梯轴；7）端盖不应与轴接触；8）端盖密封槽形状应为梯形；9）平键顶部与轮毂槽间应有间隙；10）联轴器无轴向固定，且与端盖间隙太小，易接触；4）此处应加工成阶梯轴；5）缺调整垫片；6）轴的台肩应在轴套内；7）轮毂挖槽太宽（此处轮毂不太宽，不必挖槽）；8）箱体台肩应去掉；9）轴台肩太高，不便于装拆；10）一个轴上的两个键槽应在同一轴线上。
机械设计计算题
1、如图所示，某轴由一对7209 AC 轴承支承，轴承采用面对面安装形式。
已知两轴承径向载荷分别为F r1=3000N ，F r2=4000N ，轴上作用有轴向外载荷A=1800N 。
载荷平稳，在室温下工作，转速n=1000r/min 。
该轴承额定动载荷C=29800N ，内部轴向力S=0.4Fr ，e=0.68，当量动载荷系数如下表所示。
试计算此对轴承的使用寿命。
（9分）答：内部轴向力方向如图所示 （2分），S 1=0.4F r1=1200N (0.5分) S 2=0.4F r2=1600N (0.5分) 因为A+S 1>S 2 故 F a1=S 1=1200N (1分)F a2=S 1+A=3000N (1分)比较两轴承受力，只需校核轴承2。
F a2/F r2=0.75>e (1分) P=XF r2+YF a2=0.41*4000+0.87*3000=4250N (1分)5.5240)(601036==P C nL h (2分)2．图c 所示为一托架，20kN 的载荷作用在托架宽度方向的对称线上，用四个螺栓将托架连接在一钢制横梁上，螺栓的相对刚度为0.3，螺栓组连接采用普通螺栓连接形式，假设被连接件都不会被压溃，试计算: 1) 该螺栓组连接的接合面不出现间隙所需的螺栓预紧力F´ 至少应大于多少？（接合面的抗弯剖面模量W=12.71×106mm 3）（7分）2）若受力最大螺栓处接合面间的残余预紧力F´´ 要保证6956N ， 计算该螺栓所需预紧力F ´ 、所受的总拉力F0。
（3分）1）（1）、螺栓组联接受力分析：将托架受力 情况分解成下图所示的受轴向载荷Q 和受倾覆力矩M 的两种基本螺栓组连接情况分别考虑。
（2分）（2）计算受力最大螺栓的工作载荷F ：（1分） Q 使每个螺栓所受的轴向载荷均等，为)(50004200001N Z Q F ===倾覆力矩M 使左侧两个螺栓工作拉力减小；使右侧两个螺栓工作拉力增加，其值为：)(41.65935.22745.22710626412max2N l Ml F i i =⨯⨯⨯==∑=显然，轴线右侧两个螺栓所受轴向工作载荷最大，均为： )(41.1159321N F F F=+=（3）根据接合面间不出现间隙条件确定螺栓所需的预紧力F ’：（4分）预紧力F ’的大小应保证接合面在轴线右侧不能出现间隙，即： 2）若F ’’ =6956N ，则：（3分）3、简述蜗杆传动的正确啮合条件。
机械设计基础计算试题
机械设计基础计算试题机械设计基础计算试题导语：大家知道机械设计基础计算试题有哪些吗，不妨下面和小编来了解下吧。
机械设计基础计算试题一、单项选择题(本大题共20小题，每小题2分，共40分)在每小题列出的四个备选项中只有一个是符合题目要求的，请将其代码填写在题后的括号内。
错选、多选或未选均无分。
1.机器中各制造单元称为( )A.零件B.构件C.机件D.部件2.在平面机构中，每增加一个高副将引入( )A.0个约束B.1个约束C.2个约束D.3个约束3.铰链四杆机构的死点位置发生在( )A.从动作与连杆共线位置B.从动件与机架共线位置C.主动件与连杆共线位置D.主动件与机架共线位置4.在铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆长度之和小于其它两杆长度之和，则要获得双摇杆机构，机架应取( )A.最短杆B.最短杆的相邻杆C.最短杆的对面杆D.无论哪个杆5.凸轮机构的从动件选用等加速等减速运动规律时，其从动件的运动( )A.将产生刚性冲击B.将产生柔性冲击C.没有冲击D.既有刚性冲击又有柔性冲击6.在单圆销的平面槽轮机构中，当圆销所在构件作单向连续转动时，槽轮的运动通常为( )A.双向往复摆动B.单向间歇转动C.单向连续转动D.双向间歇摆动7.当两个被联接件均不太厚，便于加工通孔时，常采用( )A.螺栓联接B.螺钉联接C.双头螺栓联接D.紧定螺钉联接8.普通平键传递扭矩是靠键的( )A.顶面B.底面C.侧面D.端面9.V带传动工作时，与带轮轮槽接触的是带的( )A.底面B.顶面C.两侧面D.底面和两侧面10.一对渐开线标准圆柱齿轮要正确啮合，一定相等的是( )A.直径B.宽度C.齿数D.模数11.高速重载齿轮传动中，当散热条件不良时，齿轮的.主要失效形式是( )A.轮齿疲劳折断B.齿面疲劳点蚀C.齿面磨损D.齿面胶合12.一对双向运转的齿轮传动，工作时在轮齿根部所受的弯曲应力变化特征可简化为( )A.对称循环变应力B.脉动循环变应力C.静应力D.无规律变应力13.对比较重要的蜗杆传动，最为理想的配对材料组合是( )A.钢和铸铁B.钢和青铜C.钢和铝合金D.钢和钢14.在蜗杆传动中，当其它条件相同时，减少蜗杆头数，则传动效率( )A.提高B.降低C.保持不变D.或者提高，或者降低15.在下列联轴器中，属于刚性联轴器的是( )A.万向联轴器B.齿式联轴器C.弹性柱销联轴器D.凸缘联轴器16.按承受载荷的性质分类，双万向联轴器的中间轴属于( )A.传动轴B.心轴C.转轴D.钢丝软轴17.高速、重载下工作的重要滑动轴承，其轴瓦材料宜选用( )A.锡基轴承合金B.铸锡青铜C.铸铝铁青铜D.耐磨铸铁18.一向心角接触球轴承，内径85mm，正常宽度，直径系列3，公称接触角15°，公差等级为6级，游隙组别为2，其代号为( )A.7317B/P62B.7317AC/P6/C2C.7317C/P6/C2D.7317C/P6219.角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向承载能力随公称接触角α的减小而( )A.增大B.减小C.不变D.增大或减小随轴承型号而定20.回转件动平衡条件是分布在回转件上的各个偏心质量的( )A.离心惯性力合力为零B.离心惯性力的合力矩为零C.离心惯性力合力及合力矩均为零D.离心惯性力的合力及合力矩均不为零二、填空题(本大题共10小题，每小题1分，共10分)请在每小题的空格中填上正确答案。
机械设计计算题及应用
一、计算题1、有一受到预紧力F和轴向工作载荷F作用的紧螺栓连接，已知预紧力F=1500N,螺栓的刚度Cb 与连接件的刚度Cm相等，轴向工作载荷F=1000N,试计算该螺栓所受的总拉力F？剩余预紧力F?在预紧力F不变的条件下，若保证被连接件间不出现缝隙。
该螺栓的最大轴向工作载荷Fmax为多少？2、如图所示为夹紧连接采用两个普通螺栓，已知连接柄端受力FR=300N,连接柄长l=400mm，轴的直径d=65mm，夹紧结合面摩擦因素f=0.15，可靠性系数Kf=1.2，螺栓材料的许用拉伸应力［σ］=180Mpa，试计算螺栓的小径d1的计算值。
3、图示压力容器顶盖用8个普通螺栓联接。
容器内压力p=1 N/mm2，D=240 mm。
压力容器充气要求联接面的残余预紧力大于6000 N，试确定螺栓的最小尺寸。
（注：[σ]=80 N/mm2）解：螺栓组受到的总外载荷 N 4523814240π4π22=⨯⨯==p D Q （2分）每个螺栓受到的总载荷N6404860008452386000'0=+=+=+≥∑zz Q F F F 螺栓的最小尺寸4、有一滑动轴承轴颈的直径，d=120mm ，宽径比B/d=1，轴的转速n=1440r/min 。
Fr=30KN ，C=0.05mm ，α=180°，η50°C =0.026Pa.s ，轴瓦和轴颈表面的轮廓的最大高度分别为δ1=0.0063mm ，δ2=0.0032mm ，试计算其能否形成流体动力润滑？m m51.1180π64043.14][π3.141=⨯⨯⨯=⨯⨯≥∑σF d （2分） （4分）（2分）5、某不完全液体润滑的径向轴承，已知：轴径直径d=200mm，轴承宽度B=200mm，轴径转速n=300r/m，轴瓦材料采用ZCuAl10Fe3，试问它可以承受的最大径向载荷是多少？［p］=15 Mpa，［pv］=12 Mpa6、单根V带传动的张紧力F0=354 N，主动带轮（小轮）的基准直径d d1=160mm，转速n1=1500r/min，小带轮包角α=150°，V带与带轮间当量摩擦系数fv=0.485，求（1）V带紧边、松边7、V 带传动传递的功率P=7.5Kw ，带速v=10m/s ，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1=2F2,试求紧边拉力F1、有效拉力Fe 和预紧力F 。
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第一章机械设计总论习题四、计算题：1、某钢制零件材料性能为，，，受单向稳定循环变应力，危险剖面的综合影响系数，寿命系数。
（1）若工作应力按常数的规律变化，问该零件首先发生疲劳破坏，还是塑性变形？（2）若工作应力按应力比（循环特性）常数规律变化，问在什么范围内零件首先发生疲劳破坏？（图解法、解析法均可）1、解：（1）作该零件的极限应力图。
常数时，应力作用点在线上，与极限应力图交于线上，所以该零件首先发生塑性变形。
（2）常数时，工作应力点在范围内，即：点，所以时首先发生疲劳破坏。
2、零件材料的机械性能为：，，，综合影响系数，零件工作的最大应力，最小应力，加载方式为（常数）。
求：（1）按比例绘制该零件的极限应力线图，并在图中标出该零件的工作应力点和其相应的极限应力点；（2）根据极限应力线图，判断该零件将可能发生何种破坏；（3）若该零件的设计安全系数，用计算法验算其是否安全。
2、解：（1）；零件的极限应力线图如图示。
工作应力点为，其相应的极限应力点为。
（2）该零件将可能发生疲劳破坏。
（3）该零件不安全。
3、在图示零件的极限应力线图中，零件的工作应力位于点，在零件的加载过程中，可能发生哪种失效？若应力循环特性等于常数，应按什么方式进行强度计算？3、解：可能发生疲劳失效。
时，应按疲劳进行强度计算；4、已知45钢经调质后的机械性能为：强度限，屈服限，疲劳限，材料的等效系数。
（1）材料的基氏极限应力线图如图示，试求材料的脉动循环疲劳极限；（2）疲劳强度综合影响系数，试作出零件的极限应力线；（3）若某零件所受的最大应力，循环特性系数，试求工作应力点的坐标和的位置。
4、解：（1）（2）零件的极限应力线为。
（3）；；5、合金钢对称循环疲劳极限，屈服极限，。
试：（1）绘制此材料的简化极限应力图；（2）求时的、值。
5、解：（1），作材料的简化极限应力图。
（2），；；由和得：，图中：第二章 螺纹联接与螺旋传动 五、计算题1、一悬臂梁由四个普通螺栓联接固定于立墙上的两个夹板间，如图所示，已知载荷P=1000N ，螺栓布局和相关尺寸如图示，试选择螺栓直径d 。
注：（1）螺栓材料45钢=360N/mm ；（2）图示尺寸单位为mm ；（3）板间摩擦系数f=0、15，可靠性系数K=1 、2； （4）螺纹标准见下表； 螺纹外径螺纹内径1、 解：在横向力作用下，悬臂梁不滑移的条件为则悬臂梁在y 向摩擦力2、如图所示的夹紧联接柄承受载荷Q=600N ，螺栓个数z=2，联接柄长度L=300mm ，轴的直径d=60mm ，夹紧结合面的摩擦系数f=0、15，考虑摩擦传力的可靠性系数。
试确定该联接螺栓的直径（螺栓材料为Q235,，）。
2、解：假定夹紧机构在螺栓联接并预紧的情况下近似为一刚性体，如图，在载荷及螺栓预紧力作用下，产生正压力，，由于，产生的摩擦力较小，则近似有，（1）又由在向的受力关系有：（2）根据力矩平衡有：（3）以夹紧机构的左半部分为研究对象，又由于螺栓预紧力较大，则可以认为：（4）考虑左半部分在向的受力关系有：（5）由（1）、（2）、（3）、（4）、（5）得则螺栓所受总拉力螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为按照粗牙普通螺纹标准（），选取螺纹公称直径（螺纹小径）。
3、螺栓组联接的二种方案如图所示，已知外载荷R，L=300mm，a=60mm，求：（1）螺栓组在两个方案中受力最大螺栓的剪力各为多少？（剪力以R的倍数表示）（可用计算法或作图法求）（2）分析哪个方案较好，为什么？3、解：方案（a）：设通过螺栓组对称中心并与接合面相垂直的轴线为回转轴线（螺栓2的轴线）。
在工作载荷的作用下，螺栓组联接承受横向工作剪力以及由产生的转矩的作用。
在转矩的作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力在工作剪力作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力（方向与相反）因此（与同向）（与反向）（与反向）则螺栓所受最大工作剪力方案：设通过螺栓组对称中心并与接合面相垂直的轴线为回转轴线。
在工作载荷的作用下，螺栓组联接承受横向工作剪力以及由产生的转矩的作用。
在转矩的作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力在工作剪力作用下，薄板在各螺栓所受的工作剪力（方向与相反）由图显然与的合力最大因此则螺栓所受最大工作剪力。
由上面分析计算可以看出：方案螺栓最大工作剪力较小，而且各螺栓受力相对（a）方案较均匀，方案较好。
4、图为一钢制液压油缸，油压（静载），油缸内径，缸盖由6个（小径）螺栓联接在缸体上，已知螺栓的刚度和缸体、缸盖的刚度的关系为，螺钉材料的许用应力，根据联接的紧密性要求，残余预紧力（为每个螺栓的工作拉力），求预紧力应控制在什么范围内才能满足此联接的要求？4、解：（1）螺栓所受的工作载荷如图，在油压的作用下，螺栓组联接承受轴向拉力的作用：轴向拉力在轴向拉力的作用下，各螺栓所受轴向工作载荷为（2）螺栓的预紧力由及题意对于碳素钢螺栓，要求预紧力：考虑预紧力的情况下，取螺纹联接安全系数。
由，可得因此，才能满足此联接要求。
5、有一钢制液压油缸，如图所示。
缸内油压，缸体内径，螺栓分布直径，缸盖外径。
为保证气密性要求，残余预紧力取为工作载荷的倍，螺栓间弧线距离不大于。
已知螺栓的许用应力为。
试计算：（1）最少的螺栓数目；（2）单个螺栓承受的总拉力；（3）螺栓小径。
5、解：（1）设螺栓弧线距离为，则螺栓数（2）螺栓的受力分析在压强的作用下，螺栓联接承受轴向力在轴向力的作用下，各螺栓所受的轴向工作载荷为单个螺栓承受的总拉力（3）螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为6、图示支架用4个普通螺栓与立柱相联接。
已知载荷，，，接合面摩擦系数，螺栓材料的许用应力，被联接件刚度，为螺栓刚度。
取防滑系数，求所需螺栓小径（接合面工作能力不能验算）。
6、解：（1）在力的作用下，螺栓组联接受到倾覆力矩作用：（2）在倾覆力矩作用下，上面两螺栓受到加载作用，而下面两螺栓受到减载作用，故上面螺栓受力较大，所收拉力：即螺栓所受轴向工作载荷（3）在力的作用下，根据联接接合面不滑移条件有取（4）螺栓所受总拉力：（5）螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为7 、某受轴向变载荷的紧螺栓联接，已知螺栓的刚度系数与被联接件相同，且，螺栓的预紧力，轴向工作变载荷为。
（1）画出该螺栓联接的“力—变形”图，并在图上标出残余预紧力，螺栓的载荷增量及螺栓的总拉力的位置，它们的值为多少？（2）该联接的结合面刚要离缝时，所允许的最大工作载荷为多大？（3）若已知螺栓的小径尺寸，则螺栓的工作应力幅为多大？7 、解：（1）（2）由残余预紧力得：当时，（3）由应力幅得：8、图示的方形盖板用四个（）的螺栓与箱体联接，位于对称中心处的吊环受拉力，已知螺栓的许用应力，；问：（1）作用在吊环上的最大拉力？（2）由于制造误差，吊环的位置由移至点，若测得，求下受力最大螺栓的工作拉力。
（3）说明在（2）情况下，该螺栓组联接是否安全？8、解题要点：（Ⅰ）该螺栓组受预紧里后再承受轴向工作载荷；（Ⅱ）当吊环位置由对称中心移至时，螺栓组受倾覆力矩，在倾覆力矩作用下，左上角螺栓受到加载作用，右下角螺栓受到减载作用，故左上角螺栓受力较大，螺栓组的强度计算应以左上角螺栓为对象。
解：（1）在轴向的作用下，各螺栓所受的工作拉力由于工作拉力位于通过螺栓组的轴线，因此螺栓所受的轴向工作载荷为螺栓所受的总拉力为螺栓危险截面的拉伸强度条件为由式（1）、（2）、（3）得即可得（2）轴向载荷作用下，螺栓所受工作拉力在工作载荷的作用下，螺栓组承受的倾覆力矩左上角螺栓受载荷故左上角螺栓所受轴向工作载荷即工作拉力为（3）螺栓所受的总拉力为螺栓危险截面的拉伸应力为因此，该螺栓组联接安全。
9、如图为受轴向工作载荷的紧螺栓联接工作时力和变形的关系，试问：（1）螺栓刚度和被联接件刚度的大小对螺栓受力有何影响？（2）若预紧力，工作载荷，试计算：A、螺栓上总的载荷B、残余预紧力9、解题要点：要弄清楚轴向工作载荷螺栓联接的变形与力的关系线图，尤其是螺栓刚度和被联接件刚度不同时线图的变化情况。
解：(1)减小，在、、不变时，，即减小；增大，，在、、不变时，，即减小；反之，减小时，即增大。
(2)螺栓的总拉力由得螺栓残余预紧力为10、图示支架用4个普通螺栓联接在立柱上，已知载荷，联接的尺寸参数如图示，接合面摩擦系数，螺栓材料的屈服极限，安全系数S=1、5，螺栓的相对刚度，防滑系数。
试求所需螺栓小径。
10、解题要点：（Ⅰ）载荷产生倾覆力矩，在作用下，左边的两个螺栓所受轴向拉力较大，容易拉断实效，因此所需螺栓小径的计算应以左边两螺栓为对象；（Ⅱ）在横向载荷的作用下，支架可能产生滑移，使联接失效。
为此，要保证在螺栓预紧力作用下，联接的接合面间产生的摩擦力大于横向载荷与防滑系数的乘积；（Ⅲ）在倾覆力矩的作用下，支架与立柱接合面压溃失效，应校核结合面右部的压强。
本题末要求此项计算。
解：在力的作用下：（1）螺栓组联接承受的倾覆力矩（顺时针方向）；（2）在倾覆力矩的作用下,左边的两螺栓受力较大，所受载荷；（3）在横向力作用下，支架与立柱接合面可能产生滑移，根据不滑移条件可得（4）左边螺栓所受总拉力：（5）螺栓的许用应力（6）螺栓危险截面的直径（螺纹小径）第六章齿轮传动五、计算题：1、图中为直齿圆锥齿轮和斜齿圆锥齿轮组成的两级传动装置，动力由轴Ⅰ输入，轴Ⅲ输出，Ⅲ轴的转向如图箭头所示，试分析：（1）在图中画出各轮的转向；（2）为使中间轴Ⅱ所受的轴向力可以抵消一部分，确定斜齿轮3和4的螺旋方向；（3）画出圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各分力的方向。
1、解：（1）各轮的转向如图中所示；（2）斜齿轮3为左旋，4为右旋；（3）作齿轮2所受分力、；齿轮3所受分力为、如图示；2、如图直齿锥齿轮—斜齿圆柱齿轮二级减速器中，，，，，轴Ⅱ转矩。
（1）为使轴Ⅱ的轴承所受轴向力较小，试确定齿轮的螺旋角方向；（2）计算齿轮的三个分力大小（忽略摩擦力），并在图上画出这三个分力的方向；（3）在箱体结构和其他条件不变的情况下，仅将减小到，将增大到，以得到更大的减速比，若传递功率不变，试分析可能会出现什么问题？简要说明理由。
2、解：（1）的螺旋角方向为右旋。
（2）的三个分力如图所示，、、。
所受转矩则（3）考虑弯曲强度齿数变化引起的，变化对弯曲应力影响不大。
所以弯曲应力增大，弯曲强度有可能不满足要求。
考虑接触强度所以接触应力增大，接触强度有可能不满足要求。
3、图示为二级圆柱齿轮减速器，高速级和低速级均为标准斜齿轮传动。
已知：电机功率；转速高速级：，，，低速级：，，，计算时不考虑摩擦损失，求：（1）为使Ⅱ轴上的轴承所受轴向力较小，确定齿轮3、4的螺旋线方向（可画在图上）；（2）求齿轮3的分度圆螺旋角的大小；（3）画出齿轮3、4在啮合处所受各分力的方向（画在图上），计算齿轮3所受各分力的大小；3、解：（1）齿轮3左旋，齿轮4右旋；（2）（3）齿轮3、4在啮合处受各分力的方向如图。