❶ 全國機械設計製造及其自動化專業排名
這是教育部學位與研究生教育發展中心公布的機械工程排名，這個排名是比較權威的！網址是http://www.cdgdc.e.cn/ http://www.cdgdc.e.cn/xkpg/2006/pgjg.htm
一級學科代碼及名稱：0802 機械工程
本一級學科中，全國高校具有一級學科博士學位授予權的單位有43個，參加本次評估的有38個；具有博士學位授予權的單位有39個，參加本次評估的有19個；還有10個具有一級學科碩士學位授予權的單位和3個具有碩士學位授予權的單位也參加了本次評估。參評單位共70個。
學位授予單位代碼及名稱
整體水平
排名
得分
10248 上海交通大學
1
95
10487 華中科技大學
2
92
10698 西安交通大學
3
91
10003 清華大學
4
90
10213 哈爾濱工業大學
10335 浙江大學
6
89
10007 北京理工大學
7
84
10006 北京航空航天大學
8
81
10611 重慶大學
9
80
10141 大連理工大學
10
79
10532 湖南大學
10183 吉林大學
12
78
10287 南京航空航天大學
10613 西南交通大學
10145 東北大學
15
77
10216 燕山大學
16
76
10422 山東大學
10533 中南大學
10008 北京科技大學
19
75
10699 西北工業大學
10056 天津大學
21
74
10247 同濟大學
10286 東南大學
10561 華南理工大學
90002 國防科學技術大學
25
73
10288 南京理工大學
26
70
10299 江蘇大學
10359 合肥工業大學
10701 西安電子科技大學
90006 解放軍理工大學
10005 北京工業大學
31
68
10010 北京化工大學
10280 上海大學
10337 浙江工業大學
10610 四川大學
10004 北京交通大學
36
67
10112 太原理工大學
10217 哈爾濱工程大學
10255 東華大學
10710 長安大學
10013 北京郵電大學
41
66
10142 沈陽工業大學
10426 青島科技大學
10486 武漢大學
10110 中北大學
45
65
10214 哈爾濱理工大學
10338 浙江理工大學
10459 鄭州大學
10488 武漢科技大學
10593 廣西大學
10079 華北電力大學
51
64
10186 長春理工大學
10252 上海理工大學
10254 上海海事大學
10285 蘇州大學
10385 華僑大學
10429 青島理工大學
10615 西南石油學院
10703 西安建築科技大學
10009 北方工業大學
60
63
10057 天津科技大學
10150 大連交通大學
10294 河海大學
10657 貴州大學
10702 西安工業學院
10708 陝西科技大學
10022 北京林業大學
67
62
10264 上海水產大學
68
61
10298 南京林業大學
10712 西北農林科技大學
70
60
❷ 機械設計基礎復習資料
概念題：
一、選擇題
1. 機構具有確定運動的條件是原動構件數 B 機構的活動度(自由度)數。
A 多於 B 等於 C 少於
2. 凸輪機構在從動桿運動規律不變情況下，若縮小凸輪基園半徑，則壓力角 C 。
A 減小 B 不變 C 增大
3. 在鉸鏈四桿機構中，有可能出現死點的機構是 C 機構。
A 雙曲柄 B 雙搖桿 C 曲柄搖桿
4．一對標準直齒圓柱齒輪傳動，如果安裝時中心距a/＞ ，其傳動比i B 。
A 增大 B 不變 C 減小
5．當兩個被聯接件之一太厚，不宜製成通孔，且聯接需要經常拆裝時，適宜採用 C 聯接。
A 螺栓 B 螺釘 C 雙頭螺柱
6．帶傳動工作時產生彈性滑動的主要原因是 B
A 帶的預拉力不夠 B 帶的緊邊和松邊拉力不等 C 帶和輪之間的摩擦力不夠 D小輪包角太小
7．一根轉軸採用一對滾動軸承支承，其承受載荷為徑向力和較大的軸向力，並且有沖擊、振動較大。因此宜選擇 C 。
A 深溝球軸承 B 角接觸球軸承 C 圓錐滾子軸承
8．計算緊螺栓聯接的拉伸強度時，考慮到拉伸和扭轉的復合作用，應將拉伸載荷增大到原來的
B 倍。
A．1.1 B．1.3 C．1.5 D．1.7
9．圓柱齒輪傳動中，當齒輪直徑不變，而減小齒輪的模數時，可以 C 。
A．提高齒輪的彎曲強度 B．提高齒面的接觸強度
C．改善齒輪傳動的平穩性 D．減少齒輪的塑性變形
10．對於開式齒輪傳動，在工程設計中，一般 D 。
A．按接觸強度設計齒輪尺寸，再驗算彎曲強度 B．只需按接觸強度設計
C．按彎曲強度設計齒輪尺寸，再驗算接觸強度 D．只需按彎曲強度設計
11．在蝸桿傳動中，引進特性系數q的目的是為了 D 。
A．便於蝸桿尺寸參數的計算 B．容易實現蝸桿傳動中心距的標准化
C．提高蝸桿傳動的效率 D．減少蝸輪滾刀的數量，有利於刀具的標准化
12．在減速蝸桿傳動中，用 D 來計算傳動比i是錯誤的。
A. B. C. D.
13．帶傳動主要是依靠 C 來傳遞運動和功率的。
A．帶與帶輪接觸面之間的正壓力 B．帶的緊邊拉力
C.帶與帶輪接觸面之間的摩擦力 D．帶的初拉力
14．帶傳動工作時，設小帶輪主動，則帶內拉應力的最大值應發生在帶 C 。
A．進入大帶輪處 B．離開大帶輪處
C. 進入小帶輪處 D．離開小帶輪處
15．增大軸在剖面過渡處的圓角半徑，其優點是 D 。
A. 使零件的軸向定位比較可靠 B. 使軸的加工方便
C．使零件的軸向固定比較可靠 D.降低應力集中，提高軸的疲勞強度
16．工作時既傳遞扭矩又承受彎矩的軸，稱為 B 。
A．心軸 B. 轉軸 C. 傳動軸 D. 柔性軸
17．下列鉸鏈四桿機構中，能實現急回運動的是 B 。
A．雙搖桿機構 B.曲柄搖桿機構
C．雙曲柄機構 D.對心曲柄滑塊機構
18．平面連桿機構中，當傳動角γ較大時，則 A 。
A．機構的傳力性能較好 B. 機構的傳力性能較差
C．可以滿足機構的自鎖要求 D.機構的效率較低
19．當一對漸開線齒輪製成後，即使兩輪的中心距稍有改變，其角速度比仍保持原值不變，原因是 D 。
A. 壓力角不變 B. 嚙合角不變
C．節圓半徑不變 D. 基圓半徑不變
20．漸開線齒輪實現連續傳動時，其重合度為 D 。
A．ε<0 B．ε=0 C．ε<1 D．ε≥1
21. 鑄鐵材料製成的零件進行靜強度計算時，其極限應力為 A 。
A．σB B. σs C. σ0 D. σ－1
22．普通平鍵聯接在選定尺寸後，主要是驗算其 A 。
A．擠壓強度 B．剪切強度
C．彎曲強度 D．耐磨性
23．一對相嚙合的圓柱齒輪的Z2>Z1，b1>b2,其接觸應力的大小是 C 。
A．σH1<σH2 B. σH1 >σH2
C. σH1=σH2 D. 可能相等，也可能不等
24．聯接承受橫向工作載荷的兩塊薄鋼板，一般採用的螺紋聯接類型應是 A 。
A．螺栓聯接 B.雙頭螺柱聯接
C．螺釘聯接 D.緊定螺釘聯接
25. 帶傳動中，彈性滑動 D 。
A．在張緊力足夠時可以避免
B．在傳遞功率較小時可以避免
C．在小帶輪包角足夠大時可以避免
D．是不可避免
26 凸輪機構從動件作等速規律運動時會產生 （1） 沖擊。
（1）剛性； （2）柔性； （3）剛性和柔性
27. 為了提高齒輪傳動的齒面接觸強度應 (2) 。
（1）在中心距不變的條件下，增大模數； （2）增大中心距；
（3）減小齒寬； （4）在中心距不變的條件下增加齒數
28. 蝸桿傳動中，蝸輪的輪緣通常採用青銅，蝸桿常採用鋼製造，這是因為其 (2) 。
（1）強度高； （2）減摩耐磨性好；
（3）加工性能好； （4）價錢便宜
29. 蝸桿傳動效率較低，為了提高其效率，在一定的限度內可以採用較大的 (4) 。
（1）模數； （2）蝸桿螺旋線升角
（3）蝸桿直徑系數； （4）蝸桿頭數；
30. 為了提高軸的剛度，一般採用的措施是 (2) 。
（1）用合金鋼代替碳鋼； （2）增大軸的直徑；
（3）提高表面硬度； （4）採用降低應力集中的結構措施
31．轉軸的彎曲應力為 A 。
A．對稱循環變應力 B.脈動循環變應力
C．非對稱循環變應力 D.靜應力
32．在基本額定動載荷C作用下，滾動軸承的基本額定壽命為106轉時，其可靠度為 C 。
A．10% B. 80% C.90% D.99%
33．非液體摩擦滑動軸承，驗算壓強p≤[p]的目的在於避免軸承產生 A 。
A．過度磨損 B. 點蝕 C. 膠合 D. 壓潰
34. 普通平鍵聯接常發生的失效形式是 A 。
A 工作面壓潰 B鍵剪斷 C (A+B)
35．標準直齒圓柱齒輪的全齒高等於9mm，則模數等於 B 。
A 2mm B 4mm C 3mm
36．三角螺紋的自鎖性較 C ，常用 C 。
A 大、傳動 B 小、傳動 C 大、聯接
37. 從經濟性考慮在同時滿足使用要求時，就應優先選用 C 。
A 圓柱滾子軸承 B 圓錐滾子軸承 C 深溝球軸承
38. 選擇鍵的標准截面尺寸的根據是 C 。
A 傳遞的力矩 B 鍵的材料 C 軸的直徑
39. 在輪系中加入惰輪可改變輪系的 B 。
A傳動比 B 轉向 C (A+B)
40．為了齒輪能進入嚙合，它們必須相同的是 D 。
A 直徑 B 寬度 C 齒數 D 基圓齒距
41．下列四種螺紋中，自鎖性能最好的是 B 。
A．粗牙普通螺紋 B．細牙普通螺紋
C．梯形螺紋 D．鋸齒形螺紋
42. 優質碳素鋼與普通碳素鋼的主要區別在於 A 。
A. 含有害雜質少 B. 機械性能良好 C. 保證化學成分和機械性能
43. 帶傳動中V帶是以 C 作為公稱長度的。
A. 外周長度 B. 內周長度 C. 基準長度
44. 按齒面接觸疲勞強度設計計算齒輪傳動時，若兩齒輪材料的許用接觸應力[ ]H1≠[ ]H2，在計算公式中應代入 B 進行計算。
A. 大者 B. 小者 C. 兩者分別代入
45. 滾動軸承的額定壽命是指一批同規格的軸承在規定的試驗條件下運轉，其中 C 軸承發生破壞時所達到的壽命（運轉轉數或工作小時數）
A. 1％ B. 5％ C. 10％
46. 螺栓的強度計算是以螺紋的 A 來計算的。
A. 小徑 B. 中徑 C. 大徑
47. 非液體摩擦滑動軸承主要失效形式是 C
A. 點蝕 B. 膠合 C. 磨損
48．滑動軸承的軸與軸承之間的接觸屬 ① 。
① 低副 ② 高副
49．有A、B兩對齒輪傳動，A對齒輪的齒寬系數比B對齒輪大，其它條件相同，則其齒向載荷分布不均的程度 ② 。
① A對小 ② B對小 ③ A、B對相同
50. 在曲柄搖桿機構中，為提高機構的傳力性能，應該 A 。
A. 增大傳動角γ B. 減小傳動角γ
C. 增大壓力角α D. 減小極位夾角θ
51. 漸開線標准齒輪的根切現象，發生在 C 。
A. 模數較大時 B. 模數較小時
C. 齒數較小時 D. 齒數較多時
52. 標准斜齒圓柱齒輪傳動中，查取齒形系數YF數值時，應按 D 。
A. 法面模數mn B. 齒寬b
C. 實際齒數Z D. 當量齒數Zv
53. 普通圓柱蝸桿分度圓直徑的計算式是 A 。
A. d1=ma1q B. d1=mnq
C. d1=ma1Z1 D. d1=mnZ1
54. 帶傳動在工作時產生彈性滑動，是由於 C 。
A. 包角α1太小 B. 初拉力F0太小
C. 緊邊與松邊拉力不等 D. 傳動過載
55. 轉軸彎曲應力σb的應力循環特性為 A 。
A. γ=－1 B. γ=0 C. γ= +1 D. －1<γ<+1
56. 在下列四種型號的滾動軸承中，只能承受徑向載荷的是 B 。
A. 6208 B. N208 C. 30208 D. 51208
57. 在曲柄搖桿機構中，為提高機構的傳力性能，應該（ A ）。
A. 增大傳動角γ B. 減小傳動角γ
C. 增大壓力角a D. 減小極位夾角θ
58 漸開線標准齒輪的根切現象，發生在（ C ）。
A. 模數較大時 B. 模數較小時
C. 齒數較小時 D. 齒數較大時
59. 標准斜齒圓柱齒輪轉動中，查取齒形系數YF數值時，應按（ D ）。
A. 法面模數名mn B. 齒寬b
C. 實際齒數Z D. 當量齒數Zv
60. 帶傳動在工作時產生彈性滑動，是由於（ C ）。
A. 包角 太小 B. 初拉力F0太小
C. 緊邊與松邊拉力不等 D. 傳動過載
61. 轉軸彎曲應力 的應力循環特性為（ C ）。
A. γ= +1 B. γ= 0
C. γ= -1 D.-1＜γ＜+1
62. 當一對漸開線齒輪製成後，即使二輪的中心距稱有改變，其角速度比仍保持原值不變，原因是（ D ）。
A. 壓力角不變 B. 嚙合角不變
C. 節圓半徑不變 D. 基圓半徑不變
63. 普通平鍵聯接工作時，鍵的主要失效形式為（ B ）。
A. 鍵受剪切破壞 B. 鍵側面受擠壓破壞
C. 剪切與擠壓同時產生 D. 磨損與鍵被剪斷
64. 優質碳素鋼經調質處理的軸，驗算剛度時發現不足，正確的改進方法是（ A ）。
A. 加大直徑 B. 改用合金鋼
C. 改變熱處理方法 D. 降低表面粗糙度值
65 蝸桿常用的材料是（ C ）。
A. HT150 B. ZCuSn10P1
C. 45號鋼 D. GCr15
66. 圖（a）為 B ；圖（b）為 D 。
A. 曲柄滑塊機構 B. 導桿機構
C. 搖塊機構 D. 定塊機構
67 圖示為凸輪機構在推程中從動件的位移線圖，其從動件的運動規律為 C 。這種運動規律在0,e兩點 E 。
A. 等速運動，B. 等加速、等減速運動
C. 簡諧運動，D. 引起剛性沖擊
E. 引起柔性沖擊，F. 能避免沖擊
68. 用范成法加工標准漸開線齒輪，發生根切的原因是 C 。
A. 模數過小 B. 模數過大
C. 齒數過小 D. 齒數過多
69. 一對標準直齒圓錐齒輪的正確嚙合條件是 C 。
A. 大端模數m1= m2，壓力角α1=α2
B. 平均模數mm1= mm2，壓力角α1=α2
C. 大端模數m1= m2，壓力角α1=α2，錐距R1=R2
70. 平鍵聯接的 B 是工作面，（A. 上下面；B. 兩側面）這種聯接使軸和輪轂的對中性 C 。（C. 較好；D. 較差）
71. 在V帶傳動設計中，若帶速V過大，則帶的 B 將過大，而導致帶的壽命降低。
A. 拉應力 B. 離心拉應力 C. 彎曲應力
72. 比較下列的標準直齒圓柱齒輪的接觸強度 C 。
第一對：Z1=17，Z2=34，m = 4
第二對：Z1=34，Z2=68，m=2
其它條件（傳遞轉矩，齒寬、材料及熱處理硬度及工作條件）相同。
A. 第一對大於第二對 B. 第一對小於第二對
C. 第一對和第二對相同
73. 標准斜齒圓柱齒輪傳動的彎曲強度計算式，齒形系數YF是按 B 的當量齒數ZV來確定的。
A. ZV =2 B. C.
74. 在蝸桿傳動中，常採用 C 作蝸輪的齒圈，與淬硬磨製的 A 蝸桿相配。
A. 鋼 B. 鑄鐵 C. 青銅 D. 黃銅
75. 圖示齒輪傳動中，Ⅰ軸是 B ，而Ⅱ軸是 A 。
A. 心軸 B. 轉軸 C. 傳動軸
二、是非題
1. 曲柄搖桿機構，當搖桿為主動件時，機構會出現死點位置。（ √）
2. 對移動從動件凸輪機構，從動件的運動規律及行程一致時，凸輪的基圓半徑愈大，則壓力角也愈大。 （ × ）
3. 為了使凸輪輪廓在任何位置既不變尖更不相交，滾子半徑必須大於理論輪廓外凸部分的最小曲率半徑。 （ × ）
4. 當計算螺紋強度時，總是先按螺紋的內徑計算其拉伸應力，然後與其材料的許用應力進行比較。 （ × ）
5. 設計齒輪傳動時，同一齒數的直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪的齒形系數YF值是相同的。
（ × ）
6. 齒輪傳動中，因為兩齒輪嚙合點的最大接觸應力相等，即 ，所以閉式軟齒面齒輪傳動的兩齒輪的材料及表面硬度應相同。（ × ）
7. 蝸桿傳動的失效形式主要是蝸輪輪齒折斷。 （ × ）
8. 設計V帶傳動，選取小帶輪直徑d1時，應使之小於最小直徑dmin。（ × ）
9. 維持邊界油膜不遭破裂是非液體摩擦滑動軸承的設計依據。 （ √ ）
10. 某型號滾動軸承經計算其額定壽命為2000小時，說明該型號軸承90%能達到2000小時，但有10%可能達不到2000小時。 （ √ ）
三、填空題
1. 兩構件通過 或 接觸組成的運動副稱為高副；通過 接觸組成的運動副稱為低副。
2. 齒輪在軸上的周向固定，通常是採用 聯接，其截面尺寸是根據 查取標准而確定的。
3. 一對標准斜齒圓柱齒輪正確嚙合的條件是 。
4.軟齒面的閉式齒輪傳動的設計准則是 。
5. 帶傳動工作時，帶中的應力有 、 和 ，其中最大應力發生在 處。
6.蝸桿傳動可以具有自鎖作用，其含義是 ，實現自鎖的條件是 。
7. 轉軸的設計步驟一般是先按 粗略計算dmin，然後進行 ，最後選擇危險截面按 校核計算。
8. 61313軸承，其類型是 軸承， 系列，內徑 mm， 級精度。
9. 機構要能夠動，自由度必須 ；機構具有確定運動的條件是 。
10. 凸輪機構從動件常用的運動規律有 ，其中 會引起剛性沖擊， 會引起柔性沖擊。
11. 斜齒圓柱齒輪是以 面模數為標准模數，其正確嚙合條件是 。
12. 漸開線上各點的壓力角 等；離基圓越遠，則壓力角越 ；漸開線齒輪的標准壓力角是指 圓上的壓力角。
13. 心軸在工作中只受 作用而不傳遞 。
14. 滾動軸承基本代號中，自右起第一、二位數字表示軸承的 ，其計算方法是數字 。
15．直齒圓柱齒輪作接觸強度計算時，取 處的接觸應力為計算依據，其載荷由
對輪齒承擔。
16．若帶傳動的初拉力一定，增大 和 都可提高帶傳動的極限摩擦力。
17．軸如按受載性質區分，主要受 的軸為心軸，主要受 的軸為傳動軸。
18. 機構要能夠動，自由度必須 ，機構具有確定運動的條件是 。
19. 機構中的相對靜止件稱為 ，機構中按給定運動規律運動的構件稱為 。
20. 工作中只受彎矩不傳遞扭矩的軸叫 軸；只傳遞扭矩不受彎矩的軸叫 軸；同時承受彎矩和扭矩的軸叫 軸。
21. 帶傳動由於 引起的全面滑動稱為 ，而由於帶的彈性變形和拉力差而引起的滑動稱為 。
22. 蝸桿傳動的正確嚙合條件是 。
23. 相同尺寸的球軸承與滾子軸承相比，前者承載能力較 ，而極限轉速較 。
24. 漸開線上各處的壓力角 等。
25. 生產上對齒輪傳動的基本要求是 。
26. 漸開線上任一點的法線與基圓 ，漸開線上各點的曲率半徑是 的。
27. 設計凸輪機構，若量得其中某點的壓力角超過許用值，可用 方法使最大壓力角減小。
28. 在鉸鏈四桿機構中，存在曲柄的必要條件是 和 。
29. 在設計凸輪機構中，凸輪基圓半徑取得越 ，所設計的機構越緊湊，但壓力角 ，使機構的工作情況變壞。
30. 斜齒圓柱齒輪的標准模數是 ，直齒圓錐齒輪的標准模數是 。
31. 普通V帶傳動的設計准則是，保證帶 以及具有一定的 。
32. 按照滑動軸承工作時的摩擦狀態，可分為 滑動軸承和 滑動軸承兩種主要類型。
33. 若帶傳動的初拉力一定，增大 和 都可提高帶傳動的極限摩擦力。
34. 軸如按受載性質區分，主要受 的軸為心軸，主要受 的軸為傳動軸。
35. 漸開線直齒圓柱齒輪上具有標准 和標准 的圓，稱為分度圓。
36. 平鍵聯接的主要失效形式有：工作面 (靜聯接)，工作面 (動聯接)，個別情況會出現鍵的剪斷。
37. 齒輪傳動的主要失效形式有 。
38. 在設計凸輪機構中，凸輪基圓半徑取得越 ，所設計的機構越緊湊，但壓力角 ，使機構的工作情況變壞。
39. 斜齒圓柱齒輪的標准模數是 ，直齒圓錐齒輪的標准模數是 。
40. 普通V帶傳動的設計准則是 以及具有一定的 。
41. 軸如按受載性質區分，主要受 的軸為心軸，主要受 的軸為傳動軸。
42. 齒輪傳動的主要失效形式有 ， ， ， ， 。
43. 在蝸桿傳動中，蝸桿頭數越少，則傳動效率越 ，自鎖性能 ，一般蝸桿頭數常取Z1= 。
44. 滾動軸承的主要失效形式是 和 。
45. 圓錐滾子軸承承受軸向載荷的能力取決於 。
46. 當採用一個平鍵強度不夠時，可採用二個鍵按 布置。
47. 正常齒制的標準直齒圓柱齒輪的齒頂圓直徑da=208mm，齒根圓直徑df=172mm，齒數Z=24,該齒輪的模數m= mm，d2= mm，全齒高h= mm。（正常齒制）
48. 一對標准斜齒圓柱齒輪（正常齒制），mn= 4mm，Z1=20，Z2=40，β=16.26°，其分度圓直徑d1= mm，d2 mm，a= mm。
49. 三角螺紋自鎖條件為 ，受軸向工作載荷Qe= (1000N)的螺栓，其預緊力為Qo(800N)，殘余預緊力為Qr (500N)，則該螺栓的總位伸載荷Q為 。
50. 在蝸桿傳動中，已知蝸輪齒數Z2= 48，螺旋角β=90°47′44〃，模數mt=3mm，壓力角α=20°，右旋，今欲配蝸桿，要求傳動比 =24，則蝸桿Z1= ，mal ， = ， = ，d1= 。
51. 在普通圓柱蝸桿傳動中，已知：蝸桿頭數Z1=2，蝸輪齒數Z2=80，模數m=10mm，直徑系數q=9，則蝸桿的中圓直徑d1= mm，標准中心距a= mm。
52. V帶傳動，帶根數為4。每根帶初拉力為100N，帶輪直徑d1=200mm，中心距a=400mm，求帶輪對軸的壓力？公式： ，結果： 。
53. 已知一傳動軸傳遞的功率p = 6KW，轉速n =300r/m，材料用45鋼調質 =35N/mm2，常數C=110，求該軸直徑？公式 ，結果 。
54. 非液體摩擦滑動軸承的主要失效形式是 ，在設計計算時應驗算項目的式是（1） ，（2） 。
55. 滾動軸承的代號7210 B表示為 級精度， 系列，內徑是 的 軸承。
56. 軸肩（或軸環）是一種常用的 方法，它具有結構簡單， 可靠和能承受較大的 。
57. 已知某機器的主軸轉一周（ =2π）是一個周期，其阻力矩M〃的變化規律如圖所示，如果驅動力矩M′為常數，其最大盈虧功Amax= N•m（4分）
58. 圖示為一偏置直動從動件盤形凸輪機構，已知CD段為凸輪的回程廓線，在圖上標出回程運動角 = 。（保留作圖線條）
59. 已知一對斜齒圓柱齒輪的模數mn=2，齒數Z1=24，Z2=92，要求中心距a=120mm，試確定螺旋角β= （准確到秒）
60. 硬齒面的閉式齒輪傳動的主要失效形式是（1） ；（2） 。因此其設計准則是先按 強度進行計算，然後按 強度進行校核。
61. 在普通圓柱蝸桿傳動中，為提高其傳動效率，應採用 ，蝸桿傳動的自鎖條件是 。
62. 圖示軸上直齒圓柱齒輪，軸承間距l=200mm，齒輪對稱布置，齒輪上的圓周力Ft= 4000N，徑向力Fr=1500N，則齒輪中央剖面A—A的合成彎矩M= N•mm。
63. 寫出滑動軸承中軸瓦軸承和襯常用的三種材料：（1） ；（2） ；（3） 。
64. 滾動軸承的代號31315，表示軸承的類型是 軸承，
內徑d= mm，直徑系列是 系列，精度等級為 。
❸ 機械設計製造及其自動化專業 若干問題
1：我就是這個專業的，今年畢業，憑我的切身體會，這個專業的課程涵蓋專面比較屬廣，課程也比較多，像專業課的話學機械制圖，機械原理等課程會比較抽象，也可能比較累·
2 就業前景那是相當的好，基本每個學校這個專業的就業率都在95%以上，發展方向看你自己和學校專業的情況，歸納起來基本就是設計，製造，和自動化方面
3 能否成就一番事業那得看你自己的能耐和實力了，三百六十行，行行出狀元·
❹ 專業是機械設計製造及其自動化，如何選擇考研方向
機械考研來一般是
機械制源造
機械電子
機械設計及理論
車輛
精密儀器
哪個方向的話，看你興趣了。而且各個學校都不太一樣。就業都是差不多的
四級沒過的話。。。倒也不用太擔心考研英語，考的內容和題型，側重點都是不一樣的。不過大部分四級過不了的，都是比較懶吧。。不知道你什麼情況，四級真的是太簡單了。
考研英語首先你一定要重視，要考個好學校，英語都得65分以上，即使是考個很一般的學校，英語學的不好，還是很容易不過線。
復習的話，現在已經不早了，暑假前估計也只能把單詞過一遍了，最終單詞需要過6-8遍才能記住，自己計劃好時間。然後向你英語不太好的話，建議先買一本考研同源閱讀，每天翻譯一篇文章，不要做題目。這個會非常辛苦的，但是對你幫助很大。八月份前如果你能堅持每天一篇，精讀翻譯。後面長難句理解和翻譯基本問題不大。
暑假就開始做真題，反復做，其他什麼題目都不要做。英語牢牢抓住真題和單詞就可以了。十年真題的閱讀，做個5遍也不過分
作文考前找模板看看，自己總結自己的模板，然後背背就行。主要是閱讀，像完形填空，根本不用復習。復習和沒復習一樣，考場上也基本沒時間做。
❺ 機械設計大作業 減速器
僅供參考
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3
D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.
九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。
十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版
❻ 機械設計的電腦配置
8000的電腦？？？ 因為你是做設計的，建議選用專業顯卡，24''大屏。 配件 數量 單價 品牌型號 CPU 1 785 Intel Core 2 Duo E7400/盒裝版 散熱系統權 主板1 679 華碩 P5QL 內存2 130 金士頓 DDR2 800 2G 硬碟1 499 西部數據 750G SATAII 16M(WD7500AAKS) 顯卡1 2999 麗台 Quadro VX200 刻錄機 1 210 先鋒 DVR-217CH 顯示器 1 1999 LG W2442PA 機箱1 238 航嘉 黑鑽H511 PC電源 1 258 航嘉 冷靜王鑽石VISTA版 鍵鼠套裝 1 99 雙飛燕 KL-2350D防水飛燕光電套裝 價格總計：8026元
記得採納啊
❼ 機械設計課程設計
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2
、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N?mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N?m
=9550×4.138/96 =411.645N?m
=9550×4.056/96 =403.486N?m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100
，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比：
u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取
φ
齒寬：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1
、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1
、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2
、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1
、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3
、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
=25mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
希望對你能有所幫助。
❽ 超一本65分可以報哪些機械類專業強的大學
北京理工大學
❾ 介紹幾本關於機械設計的好書~~~~
1.日本機械設計構思與設計方法 (有)
2.《全美經典》機械振動書(中文的）
3.機械設計手冊(新) 全6卷PDF格式 （有）
4.機械實用手冊[日]土屋喜一 （有）
5.機械最優化設計及應用實例.pdf(值收藏的老書）
6.法蘭連接設計計算手冊 (有)
7.機械傳動設計手冊（上）（有）
8.機械傳動設計手冊（下）（有）
9.面向製造與裝配的產品設計.pdf(很有實際操作指導意義!)
10.變位齒輪原理和應用(很不錯的資料,1958年)
11.彈性力學（PDF清晰版）
12.聯軸器選用手冊(介紹了聯軸器的選擇，是傳動設計不可多得的好資料)(有)
13.機械精度設計與檢測基礎（一本不錯的書） （有）
14.精巧機構設計實例（一本難得好書） (有)
15.非標准刀具設計手冊——機械工業出版社（pdf）＋書簽
16.自動化夾具圖集PDF--實用 (有)
17.自動省力機械300例(值得收藏的好資料！）
18.機械制圖手冊 （有）
19.《自動武器設計》此類書比較少見，感興趣的朋友來收藏呀！
20.非標准機械設備設計手冊(不可多得的好資料呀）(有)
21.現代機構手冊(上).pdf （有）
22.組合機床設計手冊（大連組合機床研究所編制）
23.實用應力集中手冊
24.五金手冊excel版
25.【機械設計禁忌手冊】(小栗富士雄 小栗達男著）
26.液壓氣動系統設計禁忌470例（PDF掃描版） （有）
27.凸輪機械設計(裡面的機械結構的實例很多,非常好）
28.一本台灣人的電子模具書
29.《機械故障診斷學》
30.自動化機構圖例 (有)
31.古董級資料《繪圖魯班經》(有)
32.機械傳動裝置選用手冊(關於傳動裝置極其全面的資料)
33農業機械的機械傳動
34.復雜刀具設計手冊(1000頁）
35.現代機械設備設計手冊(全三卷) (有)
37.金屬結構第一版，第二版、金屬結構習題集三本(徐克晉主編PDF)
38.螺紋與螺紋聯接100個問與答
39.機床動力部件圖樣（DWG）500多張圖
40. 齒輪經典講解，內容豐富，結構完美，適合授課-PowerPoint傾心力作
41.超完整夾具部件標准圖冊－－繼夾具零件圖冊後又一經典
42.超完整夾具零件標准圖冊－東風汽車公司標准
43.《機械零件》第二卷【PDF】 + 超詳細書簽
44.精密機械設計基礎（書籍） （有）
45.《機床設計手冊下》通用標准資料 78版，PDF（值得收藏）
46.機械零件設計手冊上、下冊PDF(蔡春元)
47.《鼓形齒聯軸器》關於鼓形齒聯軸器的專著
48.精密機床（PDF+書簽）1989年上海，同濟大學出版社
49.《實用典型刀具圖冊》1982年農機系統實用刀具 （有）
50.公制、美製和英制螺紋標准手冊(PDF掃描版)
51.液壓系統圖集（PDF掃描版＋詳細書簽）周士昌 （有）
52. 齒輪手冊2000版(上下冊)完整版（PDF掃描版＋詳細書簽）
53.彈簧設計手冊
54.機床結構圖解（書籍）
55.最新軸承手冊（2007）pdf格式
56.《實用工具手冊》[耿煒主編] [PDF+書簽]
57.機械裝置的創造性設計 超星版轉PDF版
58.一本台灣人的電子模具書
59.現代製造工程學
60.日本機械設計手冊(中文版)
61.《新編形狀和位置公差標注讀解》標准出版社 （有）
62.圖說機械制圖，形象生動，希望對大家有用
63.螺旋錐齒輪設計與加工
64.氣動手冊 （有）
65.公差配合和測量技術ppt、
66.《玩具器具.機械結構.自動裝置》
67.《汽車標准件手冊》PDF有書簽
68.《機械機構精確度》PDF
69.機構設計實用構思圖冊
70.《機械設計實用機構與裝置圖冊》清晰/很有價值的參考圖冊，很多實例 （有書）
71.彎頭技術手冊 （有）
72.液壓與氣動設備維修問答（機械工業出版社） （有）
）
73.《實用液壓機械故障排除與修理大全》
74.液壓系統設計圖集（周士昌）機械工業出版社 （有）
還有很多的，看幾本就好了，天下文章一大抄