機(jī)械設(shè)計期末復(fù)習(xí)

1、總論一、判斷題1. 循環(huán)特性r =1的變應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力。( )2. 只有靜載荷產(chǎn)生靜強(qiáng)度破壞，只有變載荷才產(chǎn)生疲勞破壞。( )3. 大多數(shù)通用機(jī)械零件及專用零件的失效都是由高周疲勞引起的。( )二、填空題1. 在載荷與幾何形狀相同的條件下，鋼制零件間的接觸應(yīng)力 大于 鑄鐵零件間的接觸應(yīng)力。三、選擇題1、為了在高溫下減輕磨損，應(yīng)該加入的添加劑是 。A極壓添加劑 B降凝添加劑 C油性添加劑 D抗氧化添加劑2、下列材料中 常用于滲碳淬火熱處理零件。A40Cr B38CrMoAl C 20CrMnTi D T103、下述各參數(shù)中， 只要根據(jù)計算圓整即可，其余的應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值。A. 螺紋大徑 B. 齒

2、輪寬度 C. 圓柱齒輪模數(shù) D. 平鍵高度4、繪制零件的極限應(yīng)力線圖（a-m 圖）時，必須已知的數(shù)據(jù)是_ 。A.-1 ， 0 ，s ， B.-1，0，s， KC.-1，0， D.-1，0，K5、潤滑良好的閉式齒輪傳動，在下列措施中， _ 不利于減輕和防止齒面點蝕現(xiàn)象發(fā)生。A 采用粘度低的潤滑油 B. 提高齒面硬度C 采用加入添加劑的潤滑油 D. 降低齒面粗糙度值四、簡答題1、 五個參數(shù)各代表什么？繪圖說明當(dāng)時應(yīng)力隨時間的變化曲線。連接一、判斷題1. 受橫向變載荷的普通螺栓連接中，螺栓所受力為靜載荷。 ( T )2. 滑鍵固定在輪轂上隨輪轂一同沿著軸上的鍵槽移動。 ( T )3. 平鍵連接包括軸

3、、輪轂和鍵3個零件，驗算連接的擠壓強(qiáng)度時應(yīng)按擠壓應(yīng)力是否小于等于三者中強(qiáng)度最強(qiáng)材料的許用擠壓應(yīng)力。（ ）4. 對于普通螺栓聯(lián)接，在擰緊螺母時，螺栓所受的載荷是拉力和扭矩。( T )5. 普通平鍵連接采用兩個鍵時，一般兩鍵間的布置角度為180°。( T )6. 矩形螺紋、梯形螺紋及鋸齒形螺紋主要用于連接。( F )7. 為了提高受軸向變載荷螺栓聯(lián)接的疲勞強(qiáng)度，可以增加螺栓的剛度。( F )8. 螺紋的升角越大，其聯(lián)接的自鎖性能就越好。( F )9. 平鍵聯(lián)接可以實現(xiàn)軸與輪轂的軸向和周向固定。( F )二、填空題1普通平鍵聯(lián)接的工作面是鍵的 ，楔鍵聯(lián)接的工作面是鍵的 。2. 螺紋聯(lián)接的防

4、松方法，按其工作原理可分為 摩擦放松 、 機(jī)械放松 、 永久放松 等方式。三、選擇題 1. 在受軸向變載荷的緊螺栓連接中，采用空心螺栓，是為了 。A增大變載荷下的剩余預(yù)緊力 B. 改善變載荷下的螺母支承面接觸狀態(tài)C降低應(yīng)力幅a D. 減輕螺栓重量，節(jié)省材料2. 用作調(diào)節(jié)或阻塞的螺紋，應(yīng)采用 。A 三角形粗牙螺紋 B 矩形螺紋 C鋸齒形螺紋 D三角形細(xì)牙螺紋3. 在下列連接方式中 可以同時起將軸上零件在軸上作周向和軸向固定的作用。A 平鍵連接 B 花鍵連接 C 過盈連接 D半圓鍵連接4在螺栓連接設(shè)計中，若被連接件為鑄件，則往往在螺栓孔處做沉頭座孔，其目的是 A避免螺栓受附加彎曲應(yīng)力作用 

5、; B便于安裝  C為安置防松裝置 D. 鑄造工藝需要5在受軸向變載荷作用的緊螺柱連接中，為提高螺栓的疲勞強(qiáng)度，可采取的措施是 A增大螺栓剛度Cb，減小被連接件剛度Cm B減小Cb，增大Cm C增大Cb和Cm D減小Cb和Cm6在承受橫向載荷或旋轉(zhuǎn)力矩的普通螺栓組聯(lián)接中，螺栓桿_ _ 作用。A. 受切應(yīng)力 B. 受拉應(yīng)力 C. 受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力和拉應(yīng)力 D. 既可能只受切應(yīng)力，又可能只受拉應(yīng)力。7. 工作時不易松脫，同時可承受振動和變載荷作用的銷聯(lián)接，常選用 _ 銷。A 槽 B. 開口 C. 圓錐 D. 圓柱四、簡答題1、只受預(yù)緊力的緊連接螺栓強(qiáng)度條件公式，試解釋引入系數(shù)1.3

6、的意義。2、用一個半圓鍵承載能力不足時需采用兩個半圓鍵，此時兩鍵應(yīng)如何配置？為什么？3、降低螺栓剛度Cb 及增大被聯(lián)接件剛度Cm的具體措施有哪些？五、計算題1、如圖所示用兩個M10(小徑d1=8.367mm，中徑d2=9.026mm)的普通螺栓固定一牽引鉤。若螺釘材料為Q235鋼，屈服極限s=240MPa ，裝配時控制預(yù)緊力（安全系數(shù)取S=1.6）,考慮防滑系數(shù)KS=1.2，接合面間摩擦系數(shù)f=0.2，求允許的牽引力F。解:許用拉應(yīng)力 螺釘數(shù)z=2, 接合面數(shù)i=1, 則所需預(yù)緊力強(qiáng)度條件為 所以 2、圖示螺栓連接中，采用兩個M16（小徑 d1=13.835mm, 中徑d2=14.701mm,

7、）的普通螺栓，螺栓材料為45鋼，s=640MPa, 連接時不嚴(yán)格控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)S=4, 被連接件接合面間的摩擦系數(shù)f = 0.2。若考慮摩擦傳力的防滑系數(shù)Ks=1.2，試計算該連接允許傳遞的靜載荷F 。解：許用拉應(yīng)力 = S/S=160Mpa 設(shè)每個螺栓所需預(yù)緊力為F0, 則 fF0ziKsF 故 F 2/3 F0 由強(qiáng)度條件， 知 F018502故 F 2/3 F0 =12335N 3有一受預(yù)緊力F0和軸向工作載荷作用的緊螺栓連接，已知預(yù)緊力F0 1000 N，螺栓的剛度Cb與連接件的剛度Cm相等，軸向工作載荷F = 1000 N，試計算該螺栓所受的總拉力F2 ?剩余預(yù)緊力F1 ?

8、在預(yù)緊力F0不變的條件下，若保證被連接件間不出現(xiàn)縫隙，該螺栓的最大軸向工作載荷Fmax為多少? 解：4、圖示螺栓聯(lián)接中,采用兩個M20的普通螺栓，其許用拉應(yīng)力l60Nmm2，聯(lián)接件接合面間摩擦系數(shù)f0.20，防滑系數(shù)Ks1.2，計算該聯(lián)接件允許傳遞的靜載荷F?(M20的螺栓d117.294mm) 解：螺栓預(yù)緊后，接合面所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷，假設(shè)各螺栓所需預(yù)緊力均為F0則由平衡條件fF0ziKsF可得             螺栓危險截面的強(qiáng)度條件為于是得 

9、 帶傳動及鏈傳動一、判斷題1. V帶傳動的平均傳動比是準(zhǔn)確的。 ( )2. 采用張緊輪張緊V帶時，最好將張緊輪布置在緊邊。 ( )3. 通常V帶傳動的中心距都做成不可調(diào)的。 ( )4. V帶在減速傳動過程中，帶的最大應(yīng)力發(fā)生在V帶離開大帶輪處。( )5. 鏈傳動設(shè)計時，鏈條節(jié)數(shù)應(yīng)選奇數(shù)。( )6. 在V帶傳動設(shè)計計算中，通常限制帶的根數(shù)z<10，主要是為了保證每根帶受力比較均勻。( )7. 在帶傳動中，由離心力所引起的帶的離心拉應(yīng)力在各截面上都相等。( )二、填空題1、在一般情況下，鏈傳動的 傳動比為常數(shù)， 傳動比不為常數(shù)。2、V帶減速傳動在工作時，最大應(yīng)力max= ，發(fā)生在

10、_ 處。三、選擇題1、帶傳動中，兩帶輪與帶的摩擦系數(shù)相同，直徑不等，如有打滑則先發(fā)生在 輪上A . 大 B. 小 C.兩帶 D.不一定哪個2、帶和帶輪材料組合的摩擦系數(shù)與初拉力一定時， ， 則帶傳動不打滑時的最大有效圓周力也愈大。A小帶輪上的包角愈大 B帶輪愈寬 C大帶輪上的包角愈大 D帶速愈低3、選取V帶型號，主要取決于 A帶的線速度 B帶的緊邊拉力 C帶的有效拉力 D帶傳遞的功率和小帶輪轉(zhuǎn)速4、鏈傳動設(shè)計中，限制最小和最大齒數(shù)的原因是 A鏈傳動的傳動比不能過大 B避免產(chǎn)生振動和沖擊；C避免加速鏈條的磨損和產(chǎn)生跳齒 D避免多邊形效應(yīng)5、帶在工件時產(chǎn)生彈性滑動，是由于 _ 。A. 帶不是絕對撓

11、性體 B.帶與帶輪間的摩擦系數(shù)偏低C帶繞過帶輪時產(chǎn)生離心力。 D.帶的松邊與緊邊拉力不等四、簡答題1. 帶傳動的打滑經(jīng)常在什么情況下發(fā)生？打滑多發(fā)生在大帶輪上還是小帶輪上，為什么？2. 試分析初拉力F0對帶傳動的影響。3. 在設(shè)計V帶傳動時，為什么要限制小帶輪的最小直徑？既然預(yù)緊力越大傳遞的功率也越大，為什么還要限制預(yù)緊力的大??？齒輪傳動一、判斷題1. 錐齒輪的大端模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值。 ( )2. 齒形系數(shù)與模數(shù)無關(guān)。 ( )3. 其他條件相同時，齒寬系數(shù)d 越大，則齒面上的載荷分布越不均勻。 ( )4. 錐齒輪的當(dāng)量齒數(shù)一定小于實際齒數(shù)。 ( )5. 增大壓力角，有利于提高齒輪傳動的彎曲強(qiáng)度和接觸

12、強(qiáng)度。( )6. 一對圓柱齒輪若接觸強(qiáng)度不夠時，應(yīng)增大模數(shù)；而齒根彎曲強(qiáng)度不夠時，則要加大分度圓直徑。( )7. 齒輪傳動中齒面點蝕通常發(fā)生在輪齒節(jié)線以上的齒面上。( )8. 內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動中，其大、小齒輪的徑向力都指向各自的輪心。( )二、填空題1齒輪傳動的失效主要是輪齒的失效。輪齒失效的主要形式有 、 、點蝕、膠合及塑性變形。2. 一對齒輪嚙合時，其大、小齒輪的接觸應(yīng)力是 _ ；而其許用接觸應(yīng)力是 _ 。三、選擇題1、在閉式軟齒面錐齒輪傳動中，載荷平穩(wěn)，按 作為計算齒輪工作能力準(zhǔn)則是最可能的。A齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 B. 齒根彎曲靜強(qiáng)度C齒面接觸疲勞強(qiáng)度 C. 齒面接觸靜強(qiáng)度2、一對圓柱齒

13、輪嚙合時，大小齒輪在嚙合點處的接觸應(yīng)力 。A 肯定相等 B肯定不相等 C可能相等，也可能不相等3、斜齒圓柱齒輪傳動產(chǎn)生的動載荷與同樣的直齒圓柱齒輪傳動產(chǎn)生的動載荷相比： 。A相等 B較小 C較大 D視實際運轉(zhuǎn)條件，可能大也可能小4、圓柱齒輪傳動，當(dāng)齒輪直徑不變，而減小模數(shù)時，可以 A提高輪齒的彎曲強(qiáng)度； B.提高輪齒的接觸強(qiáng)度； C.提高輪齒的靜強(qiáng)度； D改善傳動平穩(wěn)性。5、一對標(biāo)準(zhǔn)漸開線圓柱齒輪要正確嚙合時，它們的 必須相等。A直徑 B模數(shù) C齒寬 D齒數(shù)6、在斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計中， _ 參數(shù)或尺寸應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值。A. 法面模數(shù)mn， B. 端面模數(shù)mt，C分度圓柱螺旋角 D. 齒頂圓直徑da

14、7、設(shè)b1、 b2分別為小齒輪和大齒輪的齒寬（i1）， 則設(shè)計斜齒圓柱齒輪傳動的b1與b2 的關(guān)系為 _ ，設(shè)計直齒圓錐齒輪傳動時b1與b2的關(guān)系為 _ 。 A. b1>b2 B. b1=b2 C. b1<b28、有兩對標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，已知參數(shù)為：m = 4mm, z1 =40，z2 =120; : m = 8mm， z1=20， z2=60， 在其他條件相同的情況下，齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度 _ ；齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度 _ 。A< B.= C.> D. 四、簡答題1. 齒輪常見的失效形式有哪些？2. 試分析齒輪產(chǎn)生齒面磨損的主要原因，它是哪一種齒輪傳動的主要失效形式？防

15、止磨損失效的最有效辦法是什么？五、分析題1、圖示減速器，其I軸的旋轉(zhuǎn)方向如圖示。(1) 合理確定第二級斜齒輪傳動螺旋線的方向（圖中畫出）(2) 畫出II軸上作用于兩齒輪上的圓周力、徑向力、軸向力的方向。解：斜齒輪螺旋線方向及各力方向均示于圖中。蝸桿傳動一、判斷題1. 阿基米德蝸桿傳動應(yīng)用廣泛的原因是傳動效率高，精度高。 ( )2. “蝸桿與蝸輪的分度圓螺旋角大小相等、方向相反”是蝸桿傳動正確嚙合條件之一。 ( )3. 一般情況下由下列參數(shù)可完全確定蝸桿傳動的主要幾何尺寸：（1）中心距；（2）傳動比；(3)蝸桿頭數(shù)；（4）模數(shù)；（5）蝸桿直徑系數(shù)（或蝸桿分度圓直徑）；（6）變位系數(shù)。 ( )二、

16、選擇題1. 蝸桿傳動不適用于 。A 大功率連續(xù)工作傳動 B 手動起重機(jī)構(gòu)傳動 C短時間運轉(zhuǎn)，間歇工作的傳動 D精密分度傳動2在潤滑良好的條件下，為提高蝸桿傳動的嚙合效率，可采用的方法為 A減小齒面滑動速度vs B. 減少蝸桿頭數(shù)Z1C增加蝸桿頭數(shù)Z1 D. 增大蝸桿直徑系數(shù)q三、簡答題1試分析閉式蝸桿傳動的主要失效形式與設(shè)計準(zhǔn)則。四、分析題1. 圖示傳動裝置，蝸桿軸I由電動機(jī)驅(qū)動，錐齒輪軸III接工作機(jī)，已知III軸的旋轉(zhuǎn)方向n4 。 （1）畫出II軸錐齒輪所受的三個分力（Ft3、 Fr3、 Fa3）（直接畫在圖上）。 （2）為使II軸上蝸輪與錐齒輪所受的軸向力方向相反，蝸輪應(yīng)為 旋。 （3）

17、蝸桿應(yīng)為 旋，其轉(zhuǎn)向為 時針方向。解：( 1 ) II軸錐齒輪所受的三個分力如圖所示。 （2）右 （3）右，逆 2.如圖為圓柱齒輪蝸桿傳動。已知斜齒輪1的轉(zhuǎn)動方向和斜齒輪2的輪齒旋向。    (1)在圖中嚙合處標(biāo)出齒輪1和齒輪2所受軸向力Fa1和Fa2的方向。    (2)為使蝸桿軸上的齒輪2與蝸桿3所產(chǎn)生的軸向力相互抵消一部分，試確定并標(biāo)出蝸桿3輪齒的螺旋線方向，并指出蝸輪4輪齒的螺旋線方向及其轉(zhuǎn)動方向。(3)在圖中嚙合處標(biāo)出蝸桿和蝸輪所受各分力的方向。解：(1)在圖中嚙合處齒輪1和齒輪2所受軸向力Fa1和Fa2的方向如圖。(2)蝸

18、桿3輪齒的螺旋線方向，蝸輪4輪齒的螺旋線方向及其轉(zhuǎn)動方向如圖。(3)蝸桿和蝸輪所受各分力的方向。       五、計算題1、一個雙頭蝸桿（z1=2）的導(dǎo)程為12.56mm，若測得蝸桿的分度圓直徑為22.4mm，求模數(shù)，直徑系數(shù)及導(dǎo)程角。解：12.56=mz1, 所以 m=2mmd1=mq, 所以 所以 軸承一、判斷題1. 為引導(dǎo)潤滑油分布到滑動軸承的整個工作面上，一般要在軸承的承載區(qū)開設(shè)油孔和油溝。( )2. 一定相對速度運動的兩平行板間的液體不能形成承載油膜，但只要兩板構(gòu)成了楔形間隙，即可形成承載油膜。 ( )3. 滾動軸承主要元件

19、是內(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架，缺一不可。 （ ）4. 三支點傳動軸應(yīng)選用調(diào)心軸承。 ( )5. 滾子軸承宜用于承受較大的載荷，載荷較小時，可優(yōu)先選用球軸承。( )二、填空題1為了便于互換及適應(yīng)大量生產(chǎn)，軸承內(nèi)圈孔與軸的配合采用 制，軸承外圈與軸承座孔的配合采用 制。2. 代號為30208的滾動軸承的類型名稱是_軸承，其內(nèi)徑是 _ mm 。三、選擇題1、滾動軸承一般由內(nèi)圏、外圏、滾動體和保持架四部分組成，有些滾動軸承中可以缺少其中某一部分或某幾部分，但是其中 是不可缺少的。A內(nèi)圈 B. 外圏 C. 滾動體 D. 保持架2、液體動壓滑動軸承可能發(fā)生的主要磨損類型為 。 A 黏著磨損 B表面疲勞磨損

20、 C氧化磨損 D磨粒磨損3、下列密封形式中， 屬于接觸式動密封。A 墊片密封 B. 氈圏密封 C. 間隙密封 D. 迷宮式密封4、非液體摩擦滑動軸承的主要失效形式是 。A 工作表面塑性變形 B工作表面磨損 C 工作表面材料破裂 D工作表面擠壓5、推力球軸承不適用于高轉(zhuǎn)速，這是因為高速時 ，從而使軸承壽命嚴(yán)重下降。A 沖擊過大 B滾動體離心力過大 C流動阻力大 D圓周線速度過大6、滑動軸承計算中限制pv值是考慮限制軸承的 A磨損 B發(fā)熱 C膠合 D塑性變形7、在下列四種型號的滾動軸承中，只能承受徑向載荷的是 A6208 B. N208 C. 3208 D. 5208四、簡答題1. 舉出三種接觸式

21、動密封裝置。五、計算題1、 齒輪軸由一對7004AC角接觸球軸承面對面安裝支承，如圖所示。軸承的支反力R1=900N, R2=720N, 軸向載荷Fa=100N, 軸轉(zhuǎn)速n=1420r/min，若要求軸承預(yù)期壽命，軸承是否合格? ( 7004AC 參數(shù):C =10500N; 派生軸向力Fd=0.68Fr, 當(dāng)Fa/Fr0.68時X=1, Y=0; 當(dāng)Fa/Fr0.68時X=0.41, Y=0.87; 溫度系數(shù)ft=1, 載荷系數(shù)fP=1.3 )。解 （1）計算派生軸向力 S1=0.68R1=0.68×900=612N S2=0.68R2=0.68×720=489.6N方向如

22、圖所示。（2）計算軸承上的軸向載荷。 FA+S2=100+489.6=589.6N<S1 , 軸承2壓緊。所以 Fa1=S1=612N Fa2=S1-FA=612-100=512N（3）計算軸承的當(dāng)量動載荷。 （4）計算危險軸承的壽命 P1>P2, 軸承1為危險軸承。危險軸承的當(dāng)量動載荷 P= P1=900N 軸承壽命不滿足要求2、軸上裝有兩個圓錐滾子軸承30208，如圖所示，軸轉(zhuǎn)速n=2600r/min ,軸上作用力FR=1500N， FA=825N，動載荷系數(shù) fP=1.5，溫度系數(shù)ft=1.0，試分析：（1）哪個軸承是危險軸承？（2）危險軸承的當(dāng)量動載荷 P=?（3）若軸承預(yù)

23、期壽命Lh =10000h，軸承壽命是否滿足要求？（30208 參數(shù)：基本額定動載荷 C=34KN; 派生軸向力Fd = 0.313 Fr，e =0.38, 當(dāng)Fa/Fr 0.38時 X=1, Y=0 ； 當(dāng)Fa/Fr>0.38時 X=0.4，Y=1.6） 解：（1）計算軸承上的徑向載荷。 Fr1=FR(200+600)/600=2000N Fr2= Fr1 - FR = 500N（2）計算派生軸向力 Fd1 = 0.313 Fr1=626N Fd2 = 0.313 Fr2=156.5N方向如圖所示。（3）計算軸承上的軸向載荷 FA+ Fd1=1451N> Fd2 軸承2壓緊。 所

24、以 Fa1= Fd1=626N Fa2= FA+ Fd1=1451N（4）計算軸承的當(dāng)量動載荷 Fa1 / Fr1=0.313<e, X=1, Y=0 P1= Fr1=2000N Fa2 / Fr2=2.9>e, X=0.4, Y=1.6 P2=X Fr2+Y Fa2=2522N（5）計算危險軸承的壽命 P2>P1, 2軸承為危險軸承危險軸承的當(dāng)量動載荷 P2= 2522N將有關(guān)參數(shù)帶入軸承壽命公式，得L10h=14112h>10000h軸承壽命滿足要求。 3、某軸系部件采用一對7208AC滾動軸承支承，如圖所示。己知作用于軸承上的徑向載荷Fr1 1000 N，F(xiàn)r2

25、2060 N，作用于軸上的軸向載荷FA = 880 N，軸承內(nèi)部軸向力Fd與徑向載荷Fr的關(guān)系為Fd 0.68Fr,試求軸承軸向載荷Fa1和Fa2。 解:  軸承1派生軸向力Fd10.68Fr10.68×1000=680N，方向向右 軸承2派生軸向力    Fd20.68Fr20.68×2060=1400.8N，方向向左 因Fd2+FA1400.8+8802280.8Fd1，故軸承1為壓緊端，軸承2為放松端。因此，軸承1和2所受軸向力分別為：    Fa1Fd2+FA=2280.8N&

26、#160;   Fa2Fd21400.8N    4、根據(jù)工作條件，決定在某傳動軸上安裝一對角接觸向心球軸承(如圖所示)，已知兩個軸承受到的徑向載荷分別為Fr11650N和Fr2=3500N。外加軸向力Fae1020N。(1)若派生軸向力Fd0.7Fr，試計算兩個軸承實際受到的軸向載荷Fa1和Fa2。    解：    Fd10.7Fr10.7×1650=1155N  方向向右Fd20.7Fr20.7×3500=2450N  方向向左Fd1十Fae1155十10202175 Fd2故軸承1為壓緊端，軸承2為放松端。    Fa1Fd2-Fae=2450