機械設計題庫——填空題匯總

1、填空題1.機械零件的強度30題1.1在交變應力中，應力循環(huán)特性是指 最小應力與最大應力 的比值。1.2零件疲勞強度設計時，在校核其危險截面處的強度時發(fā)現(xiàn)該截面同時存在幾個不同的應力集中源，其有效應力集中系數(shù)應按 各有效應力的集中系數(shù)的最大值 選取。1.3在靜強度條件下，塑性材料的極限應力是屈服極限 ，而脆性材料的權限應力是強度極限1.4若一零件的應力循環(huán)特性+0.5，=70N/mm2，則此時，為 210 N/mm2 ，為 280 N/mm2 ，為 140 N/mm2 。1.5在任給定循環(huán)特性的條件下，表示府力循環(huán)次數(shù)與疲勞極限的關系的曲線稱為疲勞曲線（曲線），共高周疲勞階段的方程為。1.6影響

2、機械零件疲勞強度的主要因素除材料性能、應力循環(huán)特性r和應力循環(huán)次數(shù)之外，主要有 應力集中 ， 絕對尺寸 和 表面狀態(tài) 。1.7材料對稱循環(huán)彎曲疲勞極限300 N/mm2循環(huán)基數(shù)106。，壽命指數(shù)9，當應力循環(huán)次數(shù)=105時，材料的彎曲疲勞極限 387.5 N/mm2。1.8在靜載荷作用下的機械零件，不僅可以產生 靜 應力，也可能產生 變 應力。1.9在變應力工況下，機械零件的損壞將是 疲勞折斷 ，這種損壞的斷面包括 光滑區(qū)和粗糙區(qū) 。1.10機械零件設計計算的最基本計算準則是 強度準則 。1.11機械零件的主要失效形式有 整體斷裂 ；表面破壞；變形量過大及破壞正常工作條件引起的失效。1.12機

3、械零件的表面損壞形式主要有 磨損 、 壓潰 、 接觸疲勞 及 腐蝕 。1,.13。提高機械零件強度的主要措施有 合理布置零件，減小所受載荷； 均勻載荷分布，降低載荷集中；選擇合理的界面；減小應力集中。1.14零件剛度的計算準則是限制零件的彈性變形量不得超過許用值。1.15械零件振動穩(wěn)定性的計算準則是零件的自振頻率與外力的作用頻率不相等也不接近。1.16零件按無限壽命設計時疲勞極限取疲勞曲線上的水平線對應的應力水平；按有限壽命設計時，頂期達到N次循環(huán)時的疲勞極限表達式為1.17在校核軸危險截面處的安全系數(shù)時在該截面處同時有圓角，鍵槽及配合邊緣等應力集中源，此時應采用 其中最大有效的 應力集中系數(shù)

4、進行計算，1.18鐵路車輛的車輪鈾只受 彎曲 應力。1.19設計零件時為了減小截面上的應力集中，可采用的主要措施有交接部分截面尺寸避免相差過大；增大過渡曲線的曲率半徑及增設卸載機構。1.20鋼的強度極限愈高對應力集中，表面愈粗糙表面狀態(tài)系數(shù)愈低。1.21在靜應力工況下，機械零件的強度失效是 塑性變形 或 斷裂 。1.22. 公式表示 彎扭復合 應力狀態(tài)下 疲勞 強度的安全系數(shù)，而表示 彎扭復合 應力狀態(tài)下 屈服 強度的安全系數(shù)。1.23當三個相同的零件甲、乙、丙承受的是相同，但應力的循環(huán)特性分別表示+1,0，-1，其中最容易疲勞損傷的零件是=-1時。1.24一部機械的設計程序一般要經過四個階段

5、為調查決策、研究設計、試制及投放產銷。1.25為使零件表面獲得高強度、高疲勞極限、以及耐磨、防腐蝕性能，常用的表面化學人處理工藝有 氮化 和 滲碳 。1.26機械零件的耐磨性準則，主要是限制接觸表面間的和值。1.27材料的塑性變形通常發(fā)生在低速 重載 的情況下。1.28為了提高零件的抗拉壓強度，增加零件的 橫截面積 最為有效。1.29產品設計中的“三化”是指 標準化 、 系列化 及 通用化 。1.30產品樣機試驗完成后，為使設計達到最佳化，需要對方案進行 技術評價 及 經濟評價 工作。2、螺紋聯(lián)接30題2.1.螺紋的公稱直徑是指螺紋的 大 徑，螺紋的升角是指螺紋 中 徑處的升角。螺旋的自鎖條件

6、為螺紋的升角小于螺旋副的當量摩擦角，擰緊螺母時效率公式為。2.2螺紋聯(lián)接常用的防松原理有 摩擦防松 ， 機械防松 ， 鉚沖防松 。其對應的防松裝置有雙螺母，開口銷，鉚死、沖點。2.3三角形螺紋主要用于 連接 ，而矩形、梯形和鋸齒形螺紋主要用于 傳動 。2.4標記為螺栓GB578286 M16×80的六角頭螺栓的螺紋是 三角 形，牙形角等于60 度，線數(shù)等于 1 ，16代表 螺紋公稱直徑 ，80代表 桿長 。2.5用四個鉸制孔螺栓聯(lián)接兩個半凸緣聯(lián)軸器，螺栓均布在直徑為200mm的圓周上，軸上轉矩為100N·m，每個螺栓受的橫向力為 250 N。2.6受預緊力和工作拉力的緊螺栓

7、聯(lián)接，如螺栓和被聯(lián)接件剛度相等，預緊力8000N，在保證接合面不產生縫隙的條件下，允許的最大工作拉力 16000 N。2.7僅承受預緊力的緊螺栓聯(lián)接強度計算時，螺柱的危險截面上有預緊力和 摩擦力矩T 載荷聯(lián)合作用。因此，在截面上有拉伸應力和 扭轉切 應力。2.8若螺紋的直徑和螺紋副的摩擦系數(shù)一定，則擰緊螺母時的效率取決于螺紋的導程S和牙型角。2.9為了提高螺栓聯(lián)接強度，防止螺栓的疲勞破壞。通常采用的方法之一是減小 螺栓 剛度或增大 被連接件 剛度。2.10有一單個緊螺栓聯(lián)接，已知該螺栓所受預緊力=1000 N,所受軸向工作載荷=500N螺栓的相對剛性系數(shù)，則螺栓所受的總拉伸裁荷 1100 N殘

8、余預緊力 600N 為保證結合面不出現(xiàn)縫隙，則該聯(lián)接允許的最大軸向工作載荷 1250 2.11在螺栓聯(lián)接中，當螺栓軸線與被聯(lián)接件表面不垂直時、螺栓中將產生 彎曲 附加應力。2.12受軸向載荷的緊螺栓所受的總拉力是 殘余預緊力 與 工作拉力 之和。2.13對承受軸向變載荷的緊螺栓聯(lián)接，欲降低應力幅提高疲勞強度的措施有減少螺栓剛度同時增加被聯(lián)接件剛度。2.14壓力容器的緊螺栓聯(lián)接中，若螺栓的預緊力和容器的壓強不變，而僅將凸緣間的銅墊片換成橡膠墊片則螺檸所受的總拉力 增大 和聯(lián)接的緊密性 提高 。2.15聯(lián)接承受橫向載荷，當采用普通螺栓聯(lián)接橫向載荷靠 被聯(lián)接件的接觸面間摩擦力 來平衡；當采用鉸制孔螺

9、栓聯(lián)接，橫向載荷靠螺栓光桿的剪切和擠壓來平衡。2.16在一定的變載荷作用下，承受軸向工作載荷的螺栓聯(lián)接的疲勞強度是隨著螺栓剛度的增加而 降低 ；且隨著被聯(lián)接件剛度的增加而 提高 。2.17雙頭螺栓的兩被聯(lián)接件之一是 螺紋 孔，另一是 光 孔。2.18發(fā)動機缸體與缸蓋的螺栓聯(lián)接，應使用 雙頭螺栓 聯(lián)接，為了控制預緊力需用 定力矩 扳手擰緊。2.19受軸向載荷的緊螺校聯(lián)接形式有 普通螺栓聯(lián)接 和 雙頭螺柱聯(lián)接 兩種。2.20試列舉兩種螺紋聯(lián)接的防松裝置 雙螺母防松 和 止動墊圈放松 。2.21常用螺紋的類型主要有三角形螺紋；管螺紋；矩形螺紋；梯形螺紋和鋸齒形螺紋。2.22傳動用螺紋(如梯形螺紋)的

10、牙型斜角比聯(lián)接用螺紋(如三角形螺紋)的牙型斜角小這主要是為了 提高傳動效率 。2.23采用經機械加工制成的凸臺或沉頭座孔做為螺栓與螺母接觸的支承面是為了 減少和避免螺栓受附加彎曲應力 。2.24在螺紋聯(lián)接中采用懸置螺母或環(huán)槽螺母的目的是 使螺紋牙上均載 。2.25普通螺栓聯(lián)接承受橫向外載荷時依靠 被聯(lián)接件接觸間摩擦力 承載。螺栓本身受 預緊力 作用，該螺栓聯(lián)接可能的失效形式為 被聯(lián)接件間相對滑動 。鉸制孔用螺栓聯(lián)接承受橫向外載荷時，依靠 螺栓抗剪切 承載，螺栓本身受 剪切 和 擠壓 力作用。螺栓可能的失效形式為剪斷和壓潰。2.26螺紋聯(lián)接防松，按其防松原理可分為 摩擦 防松， 機械 防松和 永

11、久性防松。2,27。螺紋聯(lián)接放松的實質是 防止螺桿和螺母間發(fā)生相對轉動。2.28在螺紋連接中采用懸置螺母或環(huán)槽螺母的目的是 均勻各旋合圈螺紋牙上的載荷。2.29三角形螺紋牙型a= 600 廣泛應用于 螺紋聯(lián)接 。2.30是螺紋剛度，是被聯(lián)接件剛度，只考慮和的條件下提高受軸向變載荷緊聯(lián)接螺栓疲勞強度的措施是增大，減少。3、鍵、花鍵、無鍵和銷聯(lián)接20題3.1普通平鍵標記鍵16×100 GB109679中，16代表 鍵寬 ，100代表 公稱長度 ，它的型號是型。它常用作軸轂聯(lián)接的 周 向固定。3.2選擇普通平鍵時，鏈的截面尺寸(×)是根據(jù)軸徑查標準來確定；普通平鍵的工作面是 鍵的

12、兩側面 。3.3平鍵鍵聯(lián)接中， 鍵兩側 面是工作面；楔形鍵聯(lián)接中， 上下兩表面 是工作面。平鍵聯(lián)接中， 導向平鍵 、 滑鍵 用于動聯(lián)接。3.4當采用兩個楔鍵傳遞周向載荷時，應使兩鍵布置在沿周向相隔的位置，在強度校核時只按 1.5 個鍵計算。3.5在平鍵聯(lián)接中，靜聯(lián)接應驗算 擠壓 強度；動聯(lián)接應驗算 耐磨性 強度。3.6圓錐銷大頭直徑為，小頭直徑為，在國家標準中其中是標準的，設圓錐銷的長度為，則其錐度是。3.7一軸頸截面上布置廣兩個普通平鍵，傳遞扭矩為150N·m，在進行強度驗算時，若仍按一個平鍵來計算，則只需將傳遞的扭矩改為 100 N·m即可。3.8平鍵聯(lián)接的主要失效形式

13、有；工作面 壓潰 (靜聯(lián)接)，工作面 磨損 (動聯(lián)接)，個別情況下會出現(xiàn)鍵的剪斷。3.9 楔 鍵聯(lián)接，既可傳遞扭矩，又可承受單向軸向載荷，但容易破壞軸與輪轂的對中性。3.10半圓鍵的側面為工作面，當需要用兩個半圓鍵時，一般布置在軸的 同一條的母線上 。3.11花鍵按齒形分為 矩形 、 漸開線 、 三角 三種花鍵。 矩形 花鍵有內徑、外徑、齒側三種定心方式。3.12過盈連接的承載能力取決于 側面 和 上下面 。3.13不可拆的聯(lián)接主要有 鉚接 、 焊接 、 膠接 、 不可拆過盈 和 壓沖塑變 。3.14切向鍵聯(lián)接必須 成對 使用，只能傳遞 單 方向圓周力。3.15銷釘連接的主要用途是固定零件之間

14、的 相對位置 。3.16銷按形狀可分為 圓柱 銷和 圓錐 銷兩種，在多次裝拆的地方選用 圓錐 銷。3.17過盈連接是利用輪轂和軸之間存在 過盈 量靠 摩擦 傳遞載荷的一種聯(lián)接。3.18過盈連接同軸度 好 ，對軸的銷弱 少 ，耐沖擊性能 好 ，對配合面加工精度要求 高 。3.19普通平鍵剖面尺寸根據(jù) 軸的直徑 來選擇。3.20在漸開線花鍵中，聯(lián)接是靠 齒形 定心。4、帶傳動20題4.1帶傳動中帶上受的三種應力是 拉 應力， 彎曲 應力和 離心 應力。最大應力等于，它發(fā)生在帶的緊邊開始繞上小輪處，若帶的許用應力小于它，將導致帶的疲勞失效。4.2帶傳動中，打滑是指帶和帶輪之間發(fā)生的顯著相對滑動。多發(fā)

15、生在小輪上。剛開始打滑時緊邊拉力與松邊拉力關系為 。4.3帶傳動與齒輪傳動一起做減速工作時，宜將帶傳動布置在齒輪傳動之 前 ；當帶傳動中心距水平布置時，宜將松邊安置在 上 方。帶傳動一周過程中，帶所受應力的大小要發(fā)生 4 次變化，共中以 彎曲 應力變化最大，而 離心 應力不變化。4.4在設計三角膠帶傳動時，要標明三角膠帶的 帶型 和 基準 長度、在計算傳動的幾何尺寸時，要用到 基準 長度。4.5在普通V帶傳動中，載荷平穩(wěn)，包角為1800，帶長為特定長度。強力層為化學纖維線繩結構條件下求得的單根V帶所能傳遞的基本額定功率主要與 帶型 ， 小帶輪的基準直徑 和 小帶輪轉速 有關。4.6帶傳動的傳動

16、比不宜過大若傳動比過大，將使小帶輪包角過小，從而使帶的有效拉力值減小。4.7是帶傳動在和 特定帶長 條件下單根普通V帶所能傳遞的功率。4.8某V帶傳動，帶的橫剖面積142mm2，由張緊力產生的應力1.5MPa，有效拉力300N，不計離心力的影響，緊邊拉力和松邊拉力分別為 363 N和 63 N。4.9控制適當?shù)念A拉力是保證帶傳動正常工作的重要條件，預拉力不足，則運轉時易跳動和打滑；預拉力過大則帶的磨損加劇、軸受力大。4.10帶傳動中，帶的緊邊拉力與松邊拉力的比值大小當空載時為 1 ，當載荷使帶傳動開始打滑時為。4.11普通v帶傳動中，已知預緊力2500N，傳遞圓周力為8000N，若不計帶的離心

17、力，則工作時的緊邊拉力為 2900N ，松邊拉力為 2100N 4.12V帶在規(guī)定的張緊力下，位于帶輪基準直徑上的周線長度稱為帶的 基準 長度V帶的公稱長度指的是V帶的 基準 長度。4.13當帶有打滑趨勢時帶傳功的有效拉力達到 最大值 ，而帶傳動的最大有效拉力決定于 包角 ， 摩擦系數(shù) ， 張緊力 三個因素。4.14帶傳動的最大有效拉力隨預緊力的增大而 增大 ，隨摩擦系數(shù)的增大而 增大 ，隨摩擦系數(shù)的增大而 增大 。4.15帶的離心應力取決于帶單位長度的質量，帶橫截面積和帶線速度三個因素。4.16常見的帶傳動的張緊裝置有定期張緊裝置，自動張緊裝置和張緊輪張緊裝置。4.17普通v帶帶輪的槽形角隨

18、帶輪直徑的減小而減少。4.18帶傳動工作時，帶內應力是0<<1循環(huán)性質的變應力。4.19帶傳動工作時，若主動輪的圓周速度為從動輪的圓周速度為,帶的線速度為，則它們的關系為 > , < 。4.20在設設計V帶傳動時，V帶的型號是根據(jù)計算功率和小帶輪轉速選取的。5、鏈傳動20題5.1鏈傳動中，即使主動鏈輪的角速度=常數(shù)，也只有當，且中心距恰為節(jié)距的整數(shù)倍時，從動鏈輪的角速度和傳動比i才能得到恒定值。5.2鏈傳動的動載荷是隨著鏈條節(jié)距增大和鏈輪齒數(shù)減少而增加。5.3開式鏈傳動的主要失效形式是鏈條鉸鏈磨損。5.4滾子鏈最主要參數(shù)是鏈的節(jié)距，為提高鏈速的均勻性，應選用齒數(shù)為較多的

19、奇數(shù)的鏈輪。5.5一滾子鏈傳動節(jié)距25.4mm，小鏈輪轉速1000rmin，經測量鏈輪分度圓直徑203mm，則鏈速為 10.6 ms。5.6鏈傳動瞬時傳動比是，其平均傳動比是。5.7鏈傳動工作時，其轉速越高，其運動不均勻性越 嚴重 ，故鏈傳動多用于 低 速傳動。5.8對于高速重載的套筒滾子鏈傳動，應選用節(jié)距 小 的 多 排鏈；對于低速重載的套筒滾子鏈傳動，應選用節(jié)距 大 的鏈傳動。5.9鏈傳動中，小鏈輪的齒數(shù)越多時，則傳動平穩(wěn)性 越好 。5.10鏈傳動中，當節(jié)距增大時，優(yōu)點是承載能力增大，缺點是多邊形效應增大，振動、沖擊、噪聲嚴重。5.11選擇鏈傳動的參數(shù)時，若將小鏈輪齒數(shù)增加，其好處是多邊形

20、效應小，傳動更平穩(wěn)。5.12鏈傳動的平均傳動比不變， 瞬時 傳動比是變化的。5.13與帶傳動相比，鏈傳動的承載能力 大 ，傳動效率 高 ，壓力 小 。5.14單排滾子鏈與鏈輪嚙合的基本參數(shù)是 節(jié)距 、滾子外徑和內鏈節(jié)內寬，其中 節(jié)距 是滾子鏈的主要參數(shù)。5.15鏈輪的轉速 高 ，節(jié)距大，齒數(shù) 少 ，則鏈傳動的動載荷就越大。5.16若不計鏈傳動中的動載荷，則鏈的緊邊受到的拉力由 有效圓周力 、 離心拉力 和 懸垂拉力 三部分組成。5.17鏈傳動算出的實際中心距，在安裝時還需要縮短25mm，這是為了 保證鏈條松邊有一個合適的安裝垂度。5.18鏈傳動一般應布置在鉛垂平面內，盡可能避免布置在 水平 平

21、面或傾斜平面內。5.19鏈傳動中，當兩鏈輪的軸線在同一水平面時應將 緊 邊布置在上面， 松 邊布置在下面。5.20在鏈傳動中，當兩鏈輪的軸線不在同水平面時，應將 緊 邊布置布上面，松 邊布置在下面。6、齒輪傳動50題6.1齒輪傳動強度設計中，是 接觸 應力，是 許用接觸 應力，是 彎曲 應力，是 許用彎曲 應力。6.2齒輪傳動齒面接觸應力計算式中，區(qū)域系數(shù)ZH系數(shù)與變位系數(shù)有關。6.3齒輪傳動時，加大、小齒輪的材料不同，則大、小齒輪的齒面接觸應力 = ，齒根彎曲應力，許用接觸應力，許用彎曲應力。6.4直齒圓柱齒輪作接觸強度計算時取 節(jié)點 處的接觸應力為計算依據(jù)，其載荷由 一對輪齒承擔。6.5在

22、圓柱齒輪傳動中，齒輪直徑不變而減小模數(shù)m，對輪齒的彎曲強度、接觸強度及傳動的工作平穩(wěn)性的影響分別為 下降 ， 不變 ， 提高 。6.6圓住齒輪傳動設計中，在中心距及其它條件不變時，增大齒輪模數(shù)，其齒面接觸應力 不變 ，齒根彎曲應力 減小 ，重疊系數(shù)值 減小 。 6.7 7、8、9級齒輪，由于制造誤差大，通常按全部載荷作用于齒頂來計算齒根彎曲強度，影響齒根彎曲強度的因素有齒向系數(shù)、值。6.8在齒輪傳動中，主動輪所受的切向力與嚙合點處速度方向 相反 ；而從動輪所受切向力則與嚙合點處速度方向 相同 。6.9閉式齒輪傳動中，當齒輪的齒面硬度HBS350時，通常首先出現(xiàn)齒面點蝕破壞，故應按 接觸疲勞 強

23、度進行設計；當齒輪的齒面硬度HBS>350時，則容易出現(xiàn) 齒根彎曲疲勞折斷 破壞，應按 齒根彎曲 強度進行設計。6.10齒輪的齒形系數(shù)的大小與 模數(shù) 無關，主要取決于 齒廓形狀 。6.11齒輪傳動強度計算中，齒形系數(shù)值，齒圓柱齒輪按 齒數(shù)Z 選取。而斜齒圓柱齒輪按 當量齒數(shù)選取。6.12設計一對圓蛀齒輪時，通常把小齒輪的齒寬做得比大齒輪寬一些其主要原因是防止兩齒輪裝配后軸向稍有錯位而導致嚙合齒寬減少。6.13減小齒輪動載的主要措施有齒頂修緣和提高制造精度和降低圓周速率。6.14在齒輪強度計算中，節(jié)點區(qū)域系數(shù)（ZH）是用來考慮 節(jié)點齒廓形狀對接觸應力 的影響。對200的標準直齒圓柱齒輪，Z

24、H 2.5 。6.15一對閉式直齒圓柱齒輪，3mm，21，63，200，小齒輪用40Cr鋼，表面淬火HRC55，1200Nmm2；大齒輪用45鋼，調質，HB220一240，600Nmm2。若齒輪傳動工作時，齒面接觸應力為=500 Nmm2，則小齒輪的接觸強度安全系數(shù)為大齒輪的 2 倍。6.16有、兩對標準直齒圓柱齒輪傳動齒數(shù)、齒充分別為： 對：4mm，18，41，50mm， 對：2mm，36，82，50mm， 其余條件相同，若按無限壽命考慮，這兩對齒輪傳動按接觸強度所傳遞的轉矩比值 1 。6.17有兩對閉式直齒圓柱齒輪傳動，它們的參數(shù)分別為： 1) 18，42，2，b60，62 2) 18，4

25、2，2，200，60，60 兩對齒輪的材料、熱處理硬度、載荷、工況和制造精度相同，其中第 2 對齒輪齒面接觸應力大。第 1 對齒輪輪齒接觸強度高。6.18正角度變值齒輪傳動對齒輪接觸強度的影響是 略有提高 ，對輪齒彎曲強度的影響是 略有提高 。6.19圓錐齒輪齒形系數(shù)應按 當量 齒數(shù)，而不按 實際 齒數(shù)查取。6.20在齒輪傳動中，若一對齒輪采用軟齒面，則小齒輪的材料硬度比大齒輪的硬度高HBS。6.21在圓錐一圓柱兩級齒輪傳動中有一級用斜齒圓柱齒輪傳動，另一級用直齒圓錐齒輪傳動，則由于圓錐齒輪 大尺寸圓錐高精度制造難 ，故一般將圓錐齒輪傳動用在 高速級 (高速級，低速級)。6.22齒輪傳動的主要

26、失效形式有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、齒面磨損、齒面膠合、塑性變形。6.23對于閉式軟齒面齒輪傳動，主要按接觸強度進行設計，而按彎曲強度進行校核，這時影響齒輪強度的主要幾何參數(shù)是 分度圓直徑 。6.24對于開式齒輪傳動，雖然主要失效形式是磨損，但目前尚無成熟可靠的抗磨損計算方法，目前僅以保證齒根彎曲疲勞強度作為設計準則。這時影響齒輪強度的主要幾何參數(shù)是 模數(shù) 。6.25閉式軟齒面齒輪傳動中，齒面疲勞點蝕通常出現(xiàn)在 靠近節(jié)線的齒根面 處，提高材料 硬度 可以增強輪齒抗點蝕的能力。6.26高速重載齒輪傳動，當潤滑不良時，最可能產生的失效形式是 齒面膠合 ，采用 抗膠合能力強的潤滑油 可防止或減輕齒面的

27、膠合。6.27一對齒輪嚙合時，其大、小齒輪的接觸應力是相等的，而其許用接觸應力是 不相等的 ；小齒輪與大齒輪的彎曲應力一般也是 不相等的 ，此時>。6.28設計閉式軟齒面齒輪傳動時，齒數(shù)的選擇原則是 在保證d不變和滿足彎曲強度條件下，盡可能多選一些 。6.29設計閉式硬齒面齒輪傳動時，當直徑一定時，應選取 較少 的齒數(shù)使模數(shù)增大 ，以提高 彎曲 強度。6.30齒輪傳動中，接觸強度計算的基本假定是一對漸開線齒輪在節(jié)點嚙合的情況，可近似認為 以為半徑的兩圓柱體的接觸 。6.31在齒輪傳動的彎曲強度計算中的基本假定是將輪齒視為 懸臂梁 。6.32一對圓柱齒輪傳動，當其他條件不變時，僅將齒輪傳動

28、所受的載荷增為原載荷的4倍，其齒面接觸應力將增為原應力的 2 倍。6.33設計齒輪傳動時，若保持傳動比與齒數(shù)和不變，而增大模數(shù)，則齒輪的彎曲強度 提高 ，接觸強度 提高 。6.34斜齒圓柱齒輪的動裁荷系和相同尺寸精度的直齒圓柱齒輪相比較是 稍小 的。6.35齒輪傳動中由于原動機及工作機性能的影響以及齒輪制造誤差等會使齒面法向載荷增大，因此在計算齒輪傳動的強度時，不直接用 名義工作 載荷，而需用計算載荷，兩者之間的關系，其中為載荷系數(shù)。6.36斜齒(或直齒)圓柱齒輪設計時，計算載荷系數(shù)中包含的是 使用系數(shù) ，是 動載系數(shù) ，是 齒間載荷分配系數(shù) ，是 齒向載荷分配系數(shù) 。6.37一對圓柱齒輪嚙合

29、傳動。尺1000Nmm，其齒間載荷分配系數(shù)與精度等級、齒面熱處理有關。6.38一對軟齒面圓柱齒輪嚙合傳動，其齒向分布系數(shù)與齒寬系數(shù)、齒寬、 精度等級 及 支承布置情況 有關。6.39圓柱齒輪設計時，齒寬系數(shù)電，當愈寬、承載能力也愈 大 ，但使 載荷分布不均 現(xiàn)象嚴重。選擇的原則是：兩齒面均為硬齒面時，取偏 小 值；精度高時，取偏 大 值；對稱布置比懸臂布置取偏 大 值。6.40斜齒圓柱齒輪的齒形系數(shù)與齒輪參數(shù) 齒數(shù) 、 螺旋角 、 變位系數(shù) 有關，而與 模數(shù) 無關。6.41正角度變位對一個齒輪接觸強度的影響是使接觸應力 下降 ，接觸強度 提高 ；對該齒輪彎曲強度影響是輪齒變厚，使彎曲應力 下降

30、 ，彎曲強度 提高 。6.42對齒輪材料的基本要求是，齒面 硬 ；齒芯 韌 ，以抵抗各種齒面失效和齒根折斷。6.43對于齒面硬度350HBS的齒輪傳動，當兩齒輪均采用45號鋼，一般應采取的熱處理方式為：小齒輪 調質 ，大齒輪 正火 。6.44滾壓塑性變形是出嚙合輪齒的相互滾壓與滑動而引起材料塑性流動而形成的。在主動輪的輪齒上沿相對滑動速度為零的節(jié)線處將出現(xiàn) 溝槽 ，而在從動輪的輪齒上則在節(jié)線處出現(xiàn) 脊棱 。6.45鋼制齒輪，由于滲碳淬火后熱處理變形大，一般需經過 磨齒 加工，否則不能保證齒輪精度。6.46輪齒的疲勞裂紋首先出現(xiàn)在輪齒的 非工作齒面 一側。6.47對直齒錐齒輪進行接觸強度計算時可

31、近似地按 平均分度圓 處的當量圓柱齒輪來進行計算，而其當量齒數(shù)為。6.48在斜齒圓柱齒輪設計中，應取 法面 模數(shù)為標準值；而直齒錐齒輪設計中，應取 大端 模數(shù)為標準值。6.49齒輪傳動總效率主要由 嚙合效率 、 攪油效率 和 軸承效率 。6.50由齒輪傳動、V帶傳動、鏈傳動組成的三級傳動裝置，宜將鏈傳動布置在 低速 級；帶傳動布置在 高速 級；齒輪傳動布置在 中間 級。蝸桿傳動25題7.1減速蝸桿傳動中，主要的失效形式為 齒面膠合 、 疲勞點蝕 、 磨損 和 輪齒折斷 ，常發(fā)生在 蝸輪齒上 。7.2普通圓柱蝸桿傳動中，右旋蝸桿與右旋蝸輪才能正確嚙合，蝸桿的模數(shù)和壓力角按 中間平面 上的數(shù)值定為

32、標準，在此面上的齒廓 直 線。其傳動比與 不相 等，為獲得較高的傳動效率，蝸桿升角應具有較 大 值，在已確定蝸桿頭數(shù)的情況下，其直徑系數(shù)應選取較 小 值。7.3蝸桿傳動中，由于傳動效率低，工作是發(fā)熱量大，需要進行 熱平衡 計算，若不能滿足要求，可采取 加散熱片 ，蝸桿軸端加裝風扇，傳動箱內裝循環(huán)冷卻管路。7.4蝸桿傳動正變位后，蝸輪的分度圓直徑d2應 等于 蝸輪的節(jié)圓直徑。7.5普通圓柱蝸桿傳動變位的主要目的是 湊中心距 和 提高承載能力及傳動效率 。7.6在潤滑良好的情況下，減摩性好的蝸輪材料是青銅類，蝸桿傳動較理想的材料組合是蝸桿選碳素鋼或合金鋼，渦輪選青銅類或鑄鐵。7.7有一標淮普通圓柱

33、蝸桿傳動，已知2，8，42中間平面上模數(shù)，8mm，壓力角，蝸桿為左旋，則蝸桿分度圓直徑 64 mm，傳動中心距200 mm，傳動比 21 。蝸桿分度圓柱上的螺旋線升角。蝸輪為左旋蝸輪分度圓柱上的螺旋角。7.8限制蝸桿的直徑系數(shù)q是為了限制蝸桿滾刀的數(shù)目，便于滾刀標準化。7.9蝸桿傳動中，蝸桿導程角為，分度圓圓周速度為，則其滑動速度為，它使蝸桿蝸輪的齒面更容易產生 膠合 和 磨損 。7.10蝸桿傳動工作時，作用在蝸桿上的三個嚙合分力通常 軸向力 最大。7.11兩軸交錯角為900的蝸扦傳動中，其正確嚙合的條件是，和 。7.12閉式蝸桿傳動的功率損耗，一般包括三個部分：嚙合功率損耗，軸承摩擦損耗和

34、攪油損耗。7.13在蝸桿傳動中，蝸桿頭數(shù)越少，則傳動效率越 低 ，自鎖性越 好 ，桿頭數(shù)取。7.14蝸桿傳動中，產生自鎖的條件是。7.15蝸桿傳動的滑動速度越大，所選潤滑油的粘度值應越 高 。7.16為了提高蝸桿的剛度，應采用 較大 的直徑系數(shù)。7.17蝸桿傳動時蝸桿的螺旋線方向應與蝸輪螺旋線方向 相同 ，蝸桿的 導程 角應等于蝸輪的螺旋角。7.18阿基米德蝸桿傳動在中間平面相當于齒輪與 齒條 相嚙合。7.19變位蝸桿傳動只改變 蝸輪 的尺寸，而 蝸桿 尺寸不變。7.20蝸桿傳動中，蝸桿所受的圓周力的方向總是與 其轉向相反 ，其徑向力的方向總是 指向軸心 。7.21在標準蝸桿傳動中，當蝸桿為主

35、動時，若蝸桿頭數(shù)和模數(shù)一定時，增大直徑系數(shù)，則蝸桿剛度 增大 ；若增大導程角，則傳動效率 提高 。7.22蝸桿傳動發(fā)熱計算的目的是防止 溫度過高 而產生齒面 膠合 失效，熱平衡計算的條件是單位時間內 發(fā)熱量等于同時間內的 散熱量。7.23蝸桿傳動設計中，通常選擇蝸輪齒數(shù)26是為了保證傳動的平穩(wěn)；80是為了防止蝸輪尺寸過大引起蝸桿跨距大，彎曲剛度過低或模數(shù)過小，輪齒彎曲強度過低。7.24蝸桿傳動中，一般情況下蝸輪 的材料強度較弱，所以主要進行 蝸輪 輪齒強度的計算。7.25蝸桿分度圓的直徑；蝸輪分度圓的直徑。8、滑動軸承20題8.1滑動軸承的半徑間隙與軸承的半徑之比稱為 相對 間隙，軸承的偏心距

36、與半徑間隙的比值稱為 偏心率 。8.2隨著軸轉速的提高，液體動壓向心滑動軸承的偏心率會 減小 。8.3液體摩擦動壓滑動軸承的袖瓦上的袖孔、油溝位置應開在 非承載區(qū) 。8.4對非液體摩擦滑動軸承，為防止軸承過度磨損，應校核，為防止軸承溫升過高產生膠合，應校核。8.5液體動壓潤滑滑動軸承的偏心率的值在01之間變化，當值越大時，最小油膜厚度 越小 ，軸承的承載量系數(shù) 越大 。8.6滑動軸承軸瓦上澆注軸襯的目的是使軸瓦與軸頸易跑合提高抗膠合能力，寫出一種常用軸承襯材料的名稱：巴氏合金，如ZChSnSb6 。8.7設計計算非液體滑動軸承時要驗算1)其目的是 防止過度磨損 ；2) ，其目的是 防止過度發(fā)熱

37、膠合 ；3)，其目的是 防止滑速過高而加速磨損 。8.8液體功壓滑動軸承設計中，要計算最小油膜厚度和軸承的溫升，其原因分別是確保軸承處于液體摩擦狀態(tài)和使油的粘度不致因升溫而降低過多，導致承載能力不足。8.9滑動軸承按受載荷方向的不同，可分為 徑向軸承 和 止推軸承 ；按其滑動表面間潤滑狀態(tài)不同，可分為液體潤滑軸承和不完全液體潤滑軸承；根據(jù)液體潤滑載機理的不同，又可分為 液體動壓軸承 和 液體靜壓軸承 。8.10非液體摩擦滑動軸承的主要失效形式是 磨損和膠合 ，設計時應驗算項目的條件是；。8.11滑動軸承的軸瓦多采用青銅材料，主要是為了提高 耐磨 能力。8.12兩摩擦表面間的典型摩擦狀態(tài)是 干摩

38、擦 、 液體摩擦 、 不完全液體摩擦 。8.13在設計液體摩擦動壓滑動軸承時，若減小相對間隙，則軸承的承載能力將增大；旋轉精度將提高；發(fā)熱量將增大。8.14 。寬徑比較大的滑動軸承()為避免因軸的撓曲而引起軸承“邊緣接觸”，造成軸承早期磨損，可采用 自動調心 軸承。8.15滑動軸承的潤滑作用是減少 摩擦 ，提高 傳動效率 ，軸瓦的油槽應該開不承受載荷 的部位。8.16流體的粘度，即流體抵抗變形的能力，它表征流體內部 摩擦阻力 的大小。8.17潤滑油的油性(潤滑性)是指潤滑油在金屬表面的 吸附能力 。8.18影響潤滑油粘度的主要因素有 溫度 和 壓力 。8.19選擇滑動軸承所用的潤滑油時，對液體

39、摩擦軸承主要考慮潤滑油的粘度，對非液體摩擦軸承主要考慮潤滑油的 油性 。8.20 在工程實際中，多數(shù)滑動軸承處于 邊界潤滑 與 混合潤滑 狀況，所以設計時應使摩擦副至少能維持這兩種摩擦。9、滾動軸承30題9.1滾動軸承根據(jù)受載不同，可分為推力鈾承，主要承受軸向負荷；向心鈾承，主要承受 徑向 負荷；向心推力軸承，主要承受 徑向負荷和軸向負荷 。9.2推力球軸承，中系列，內徑40mm，普通級精度，此軸承代號 51308 ，深溝球軸承(向心球鈾承)，輕窄系列(2)，級精度，內徑10mm，此軸承代號是6200/P5 。9.3 30207(7207)鈾承的類型名稱是 圓錐滾子軸承 ，內徑是 35 mm，

40、它承受基本額定動負荷時的基本領定壽命是轉時的可靠度是90%。這種類型軸承以承受 徑向 力為主。9.4。內徑為25mm，輕窄系列的角接觸球軸承，接觸角，精度等級為C級，該軸承的代號是 7205C/P4 。9.5滾動軸承頂緊的目的在于增加 軸承的剛度 ，減少 軸的振動 。9.6滾動軸承的基本額定動負荷，當量動負荷和軸承壽命三者的基本關系式為。注：用小時數(shù)表示9.7若將球軸承的當量功負荷增加一倍，則其壽命變?yōu)樵瓉淼?1/8 。9.8滾動軸承部件支承軸時，若采用雙支點單向固定式，其適用條件應是工作時溫升 不高 或袖的跨距 不大 的場合。9.9根據(jù)工作條件選擇滾動軸承類型時，若軸承轉速高，載荷小應選擇

41、球 軸承；在重載或沖擊載荷下，最好選用 滾子 軸承。9.10滾動軸承軸系固定的典型結構形式有雙支點單向固定、單質點雙向固定、雙端游動支承。9.11滾動軸承的基本領定動負荷是指使軸承的基本額定壽命恰好為轉時，軸承所能承受的載荷，某軸承在基本額定動負荷作用下的基本額定壽命為轉。9.12轉速與當量動負荷一定的球軸承，若額定動負荷增加一倍，其壽命為原來壽命的 8 倍。9.13一短圓柱滾子軸承在數(shù)值等于其基本額定動負荷的徑向力作用下，在運轉轉時，其失效概率為 10% 。9.14滾動軸承內圈與軸的公差配合為 基孔 制而外圈與座孔的配合采用 基軸制。9.15滾動軸承的選擇主要取決于軸承所受載荷的大小、方向和

42、性質，轉速高低，調心性能要求，裝卸方便及經濟性要求。滾動軸承按其承受負荷的方向及公稱接觸角的不同可分為主要可承受徑向負荷的 向心 軸承和主要承受軸向負荷的 推力 軸承。9.16滾動軸承的主要失效形式為 疲勞點蝕 和 過大的塑性變形 。9.17在決定軸承尺寸時，應針對軸承的主要失效形式進行必要的計算。對于一般運轉的軸承。應根據(jù) 疲勞點蝕 失效，按 可靠度為90% 進行壽命計算。對于不轉動或擺動的軸承，應根據(jù) 塑性變形 失效，主要進行 靜強度 計算。9.18內徑17mm的軸承，其內徑代號為 03 ；內徑15mm的軸承，其內徑代號為 02 ；內徑30mm。中系列圓錐滾子軸承，公差等級為P5；，其代號

43、為30306/P5；內徑85mm，重系列，外圈無擋邊圓柱滾子軸承，公差等級P6，其代號為N417/P6；內徑=50mm，輕系列向心推力球軸承，公差等級P4，其代號為 7210C/P4 。9.19接觸角900的球軸承屬 推力球軸承 ，其類型代號為 5 ；00450的球軸承則為 角接觸球軸承 ，其類型代號為 7 。9.20在70000C(150)，70000AC(250)和70000B(400)三種軸承中，承受軸向負荷能力最大者為 70000B 。9.21滾動軸承的基本額定動負荷C，是指在該負荷作用下基本額定壽命恰好為 轉。9.22按額定動負荷通過計算選用的滾動軸承，在預定使用期限內，其破損率最大

44、為10% 。9.23在軸承部件設計中，兩端固定的方法常用于溫度在 普通溫度下 的 軸（L<400mm） 軸。為允許軸工作時有少量熱膨脹，軸承安裝時應留有mm的軸向間隙間隙量常用 墊片 調節(jié)。9.24軸承部件設計中，固游式一端固定，一端游動)的軸承固定結構適用于軸較長或工作溫度較高時，軸的熱膨脹伸縮量大的場合。9.25舉出兩種滾動軸承內圈軸向固定的方法：用軸用彈性擋圈；螺釘固定的軸端擋圈。9.26滾動軸承的密封形式可分為 接觸式 和 非接觸式 兩種。9.27滾動軸承非接觸式密封，常用的有：間隙密封、甩油密封和曲路密封。9.28滾動軸承的基本額定靜負荷是指使受最大的滾動體和滾道接觸中心處引起

45、接觸應力達到一定值的載荷。9.29圓錐形子軸承承受獨向載荷的能力取決于接觸角大小。9.30滾動軸承的基本領定壽命與基本額定動載荷之間的關系為，其中：對球軸承，指數(shù)c 3 ，對滾子軸承c 10/3 。10、聯(lián)軸器和離合器20題10.1可移式聯(lián)軸器能補償被聯(lián)接兩軸的偏移，這種偏移有四種，即軸向位移，徑向位移，角位移，綜合位移，。10.2聯(lián)軸器和離合器的功用都是聯(lián)接兩軸，傳遞扭矩，兩者的區(qū)別是聯(lián)軸器連接在機器運轉時兩軸不能分離，而離合器連接可以。10.3齒輪聯(lián)軸器允許軸線具有綜合位移，十字滑塊聯(lián)軸器允許軸線具有徑向位移。（均答一種主要位移)10.4要使兩軸在主動軸轉動時平穩(wěn)地接合或分離，可采用摩擦離

46、合器聯(lián)接。要使同一軸線上的兩軸中的從動軸可以由主動軸帶動等速旋轉，也允許從動軸轉速高于主動軸，此時可采用 滾珠定向 離合器聯(lián)接。10.5聯(lián)軸器的類型確定后，其型號通常根據(jù) 傳遞載荷大小 、 軸轉速高低 、 兩被聯(lián)接件安裝精度 來選擇。10.6當受載較大、兩軸較難對中時，應選用 無彈性元件撓性 聯(lián)軸器來聯(lián)接；當原動機發(fā)出的動力較不穩(wěn)定時，其輸出軸與傳動軸之間應選用 有彈性元件撓性 聯(lián)軸器來聯(lián)接。10.7聯(lián)軸器類型的選擇，一般對低速、剛性大的短軸，可選用無彈性元件撓性聯(lián)軸器；對低速、剛性小的長軸，則選用 剛性 聯(lián)軸器。10.8常用聯(lián)軸器的類型有 剛性聯(lián)軸器 和 撓性聯(lián)軸器 。10.9撓性聯(lián)軸器按是否具有彈性元件分為 無彈性元件 撓性聯(lián)軸器和 有彈性元件撓性聯(lián)軸器