機械考研試題集錦與

機械考研試題集錦與答案機械考研試題集錦與答案/機械考研試題集錦與答案第三章螺紋聯(lián)接與螺旋傳動1．常用螺紋有哪幾類哪些用于聯(lián)接，哪些用于傳動，為什么哪些是標準螺紋常用的有：三角螺紋，矩形螺紋，梯形螺紋和鋸齒形螺紋。三角螺紋用于聯(lián)接，其他用于傳動。因三角螺紋自鎖性好，其他螺紋傳動效率高。除矩形螺紋外，其他均為標準螺紋。2．何謂螺紋聯(lián)接的預緊，預緊的目的是什么預緊力的最大值怎樣控制螺紋聯(lián)接的預緊是指在裝置時擰緊，是聯(lián)接在承受工作載荷以前起初碰到預緊力的作用。預緊的目的是增加螺紋聯(lián)接的剛度、保證聯(lián)接的親密性和可靠性（防松能力）預緊應力的大小不得高出資料服氣極限σS的80%。

。擰緊后，3．螺紋聯(lián)接有哪些基本種類合用于什么場合螺紋聯(lián)接有4中基本種類。螺栓聯(lián)接：用于被聯(lián)接件不太厚且兩邊有足夠的安裝空間的場合。螺釘聯(lián)接：用于不能夠采用螺栓聯(lián)接（如被聯(lián)接件之一太厚不宜制成通孔，或沒有足夠的裝置空間），又不需要經(jīng)常拆卸的場合。雙頭螺柱聯(lián)接：用于不能夠采用螺栓聯(lián)接且又需要經(jīng)常拆卸的場合。緊定螺釘聯(lián)接：用于傳達力和力矩不大的場合。4．緊螺栓聯(lián)接的強度也能夠按純拉伸計算，但須將拉力增大30%，為什么考慮擰緊時的扭剪應力，因其大小約為拉應力的30%。5．提高螺紋聯(lián)接強度的舉措有哪些1）改良螺紋牙間的載荷分派不均；2）減小螺栓的應力幅；3）減小螺栓的應力集中；4）防備螺栓的附加載荷（波折應力）；5）采用合理的制造工藝。6．為什么螺母的螺紋圈數(shù)不宜大于10圈（使用過厚的螺母不能夠提高螺紋聯(lián)接強度）因為螺栓和螺母的受力變形使螺母的各圈螺紋所擔當?shù)妮d荷不等，第一圈螺紋受載最大，約為總載荷的1/3，逐圈遞減，第八圈螺紋幾乎不受載，第十圈沒用。因此使用過厚的螺母其實不能夠提高螺紋聯(lián)接強度。7．聯(lián)接螺紋能知足自鎖條件，為什么還要考慮防松依照防松原理，防松分哪幾類因為在沖擊、振動、變載以及溫度變化大時，螺紋副間和支承面間的摩擦力可能在剎時減小或消失，不再知足自鎖條件。這種情況多次重復，就會使聯(lián)接松動，致使機器不能夠正常工作或發(fā)生嚴重事故。因此，在設計螺紋聯(lián)接時，必定考慮防松。依照防松原理，防松種類分為摩擦防松，機械防松，損壞螺紋副關系防松。三、簡答題3-41．一剛性凸緣聯(lián)軸器用一般螺栓聯(lián)接以傳達轉矩T，現(xiàn)欲提高其傳達的轉矩，但限于構造不能夠增加螺栓的數(shù)目，也不能夠增加螺栓的直徑。試提出三種提高轉矩的方法。3-42．一般螺紋分為粗牙和細牙螺紋，請問細牙螺紋有什么特點用于哪處3-43．常用螺紋聯(lián)接的種類有哪幾種應用途合是什么3-44．什么是螺紋聯(lián)接的緊聯(lián)接和松聯(lián)接3-45．螺紋聯(lián)接的防松方法常用的有幾種工作原理是什么舉例說明。3-46．在緊螺栓聯(lián)接的強度計算中，為什么將軸向拉力加大30%3-47．一般螺栓和鉸制孔螺栓靠什么傳達橫向載荷3-48．受預緊力

QP和軸向工作載荷

F的緊螺栓聯(lián)接，螺栓受的總拉力

Q=QP+F嗎3-49．螺栓的機械性能等級為的含義是什么3-50．提高螺栓聯(lián)接強度的舉措有哪些五、構造分析題3-54．分析題3-55圖所示的螺紋聯(lián)接構造，找出其中的錯誤，簡單說明原因，并繪圖更正。abc題3-55圖3．簡答題（僅供參照）3-41．答：1）改變資料，提高螺栓、螺母的強度級別。2）改用鉸制孔螺栓聯(lián)接。3）在被聯(lián)接件之間加入減載部件，如減載銷，減災套等。3-42．答：細牙螺紋螺距小、螺紋升角小、自瑣性好，強度高，但不耐磨損、易滑脫。用于粗牙對強度影響較大的部件（如軸和管狀件）、受沖擊振動和變載荷的聯(lián)接、薄壁部件的聯(lián)接、微調機構等等。3-43．答：常用的螺紋聯(lián)接有4各樣類：（1）螺栓聯(lián)接：用于被聯(lián)接件不太厚有足夠的裝置空間的場合。（2）雙頭螺栓聯(lián)接：用于被聯(lián)接件之一很厚，又經(jīng)常拆裝的場合。（3）螺釘聯(lián)接：用于被聯(lián)接件之一很厚，又不經(jīng)常拆裝的場合。（4）緊釘螺釘聯(lián)接：用于固定兩被聯(lián)接件的相對地點，而且傳動力和力矩不大的場合。3-44．答：裝置時擰緊的螺紋聯(lián)接為緊聯(lián)接，反之為松聯(lián)接。3-45．答：有3種。（1）摩擦防松：靠保持螺紋牙間不變的正壓力來保證足夠的摩擦力，如雙螺母。（2）機械防松：用機械固定的方法使螺紋副之間無相對運動。如止動墊圈。（3）損壞螺紋副：使螺紋副損壞，如沖點法。3-46．答：因為在擰緊螺栓時，螺栓是受拉伸和扭轉復合作用，要考慮扭轉力的作用，還要考慮補充擰緊，因此要軸向拉力加大30%。3-47．答：一般螺栓靠被聯(lián)接件接合面的摩擦力傳達載荷，鉸制孔螺栓靠螺栓桿部被擠壓和剪切來傳達載荷。3-48．答：考慮聯(lián)接件和被聯(lián)接件的彈性變形，在螺桿受各樣拉力F拉伸時，被聯(lián)接件被放松，則聯(lián)合面的預緊力QP變小，成為節(jié)余預緊力QP，因此工作總拉力QQPF。3-49．答：強度極限B400MPa。服氣極限S320MPa3-50．答：5種：（1）改良載荷在螺紋牙間的分派，如：環(huán)槽螺母，目的是使載荷上移懸置螺母，使螺桿螺母都受拉。（2）減小螺栓的應力幅，如采用柔性螺栓，目的是減小聯(lián)接件的剛度。（3）減小應力集中，如采用較大的過渡圓角或卸荷構造。（4）防備附加波折應力，如采用凸臺和沉頭座。（5）采用合理的制造工藝，如：滾壓、表面硬化辦理等。5．構造分析題3-65主要構造錯誤會析以下：a．鉸制孔螺栓聯(lián)接1）螺紋的大徑應小于鉸制孔配合直徑2）彈簧墊圈的切口傾斜方向錯誤3）螺紋部分長度不夠4）螺栓無法由下向上裝入b．雙頭螺柱聯(lián)接1）螺紋孔的的深度應大于螺桿擰入深度2）螺紋孔內沒有光孔，深度應大于螺紋孔，否則螺紋不能夠加工3）上端螺柱的螺紋部分長度不夠（4）下端螺柱無螺紋部分不能夠能擰入被聯(lián)接件2的螺紋孔（5）上邊的被聯(lián)接件應當有通孔，其孔徑應大于螺桿直徑c．螺釘聯(lián)接1）螺釘頭的周圍空間尺寸太小，更沒有扳手空間，圓柱螺釘頭也不能夠擰緊2）上邊的被聯(lián)接件必定為光孔，不能夠是螺紋孔3）下邊的被聯(lián)接件應有螺紋，4）光孔的直徑應與螺紋小徑近似同樣，而不是等于螺紋大經(jīng)5）缺少防松舉措abc題3-55解圖第四章鍵和花鍵聯(lián)接三、簡答題4-21．一般平鍵的公稱長度L與工作長度l之間有什么關系4-22．一般平鍵有那些無效形式主要無效形式是什么怎樣進行強度校核如經(jīng)校核判斷強度不足時，可采用哪些舉措4-23．平鍵和楔鍵聯(lián)接在工作原理上有什么不同樣4-24．切向鍵是怎樣工作的主要用在什么場合4-25．平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接、楔鍵聯(lián)接和切向鍵聯(lián)接各自的無效形式是什么靜聯(lián)接和動聯(lián)接校核計算有何不同樣4-26．花鍵有哪幾種那種花鍵應用最廣怎樣放心3．簡答題4-21．圓頭平鍵工作長度l=L-b；方頭平鍵的工作長度l=L；單圓頭平鍵l=L-b/2。4-22．一般平鍵的無效形式有工作面被壓潰，個別情況會出現(xiàn)鍵被剪斷。主要無效形式是壓潰。進行強度校核時應校核擠壓強度和剪切強度。如經(jīng)校核判斷強度不足時，可在同一聯(lián)接處錯開180°部署兩個平鍵，強度按個計算。4-23．平鍵是經(jīng)過兩個側面受擠壓和剪切來傳達轉矩，而楔鍵是靠上下邊受擠壓來傳達轉矩。4-24．切向鍵有兩個斜度為1:100的楔鍵組成，上下邊為工作面?？抗ぷ髅娴臄D壓力和軸轂間的摩擦力傳達轉矩。用于軸徑大于100mm，對中性要求不高，而載荷很大的重型機械上。4-25．平鍵用于靜聯(lián)接時無效形式為壓潰和剪斷，用于動聯(lián)接時為磨損。半圓鍵的無效形式為壓潰和剪斷。楔鍵和切向鍵的無效形式為壓潰。靜聯(lián)接校核計算擠壓強度p≤[p]，動聯(lián)接校核計算壓強p≤[p]。4-26．有矩形花鍵、漸開線花鍵。其中漸開線花鍵合用于載荷大、放心精度要求高、尺寸較大的場合，壓力角為45°的漸開線花鍵用于載荷不大的薄壁部件聯(lián)接。矩形花鍵應用較廣。矩形花鍵聯(lián)接采用小徑放心，漸開線花鍵采用齒廓放心。第五章帶傳動1．無效形式和設計準則無效形式：打滑、疲倦損壞。設計準則：保證帶傳動不打滑，使帶擁有足夠的疲倦壽命。2．確定小帶輪直徑考慮哪些因素最小帶輪直徑，知足d1≥ddmin，使波折應力不至于過大；帶速，知足5≤v≤25m/s；(3)傳動比誤差，帶輪直徑取標準值，使實質傳動比與要求的傳動比誤差不高出3~5%；使小帶輪包角≥120；傳動所占空間大小。3．V帶傳動在由多種傳動組成的傳動系中的部署地點帶傳動不合適低速傳動。在由帶傳動、齒輪傳動、鏈傳動等組成的傳動系統(tǒng)中，應將帶傳動部署在高速級。若放在低速級，因為傳達的圓周力大，會使帶的根數(shù)好多，構造大，軸的長度增加，剛度不好，各根帶受力不均等。其他，V帶傳動應盡量水平部署，并將緊邊部署在下邊，將松邊部署在上邊。這樣，松邊的下垂對帶輪包角有利，不降低承載能力。4．帶傳動的張緊的目的，采用張緊輪張緊時張緊輪的部署要求張緊的目的：調整初拉力。采用張緊輪張緊時，張緊輪部署在松邊，湊近大輪，從里向外張。因為放在松邊張緊力??；湊近大輪對小輪包角影響較?。粡睦锵蛲馐欠纻潆p向波折，不改變帶中應力的循環(huán)特點。三、簡答題5-41．簡述帶傳動產(chǎn)生彈性滑動的原因和不良結果5-42．為什么說彈性滑動是帶傳動固有的物理現(xiàn)象5-43．在同樣條件下，V帶傳動與平帶傳動的傳動能力有何不同樣為什么用什么舉措提高帶的傳動能力。5-44．為什么帶傳動一般放在傳動鏈的高速級，而不放在低速級5-45．在V帶傳動設計時，為什么要求dd1≥dmin、1≥120°、5≤v≤25m/s5-46．在V帶傳動設計時，為什么要限制帶的根數(shù)5-47．帶傳動的主要無效形式是什么設計準則是什么5-48．一般V帶傳動中，影響帶疲倦損壞的主要應力是哪些為什么5-49．在V帶傳動設計中，為什么要限制帶的根數(shù)限制條件怎樣5-50．帶傳動工作中，帶上所受應力有哪幾種怎樣散布最大應力在哪處5-51．當傳達同樣功率時，為什么V帶傳動作用在軸上的壓力比平帶傳動小5-52．為什么帶傳動的傳動比i一般不高出75-53．在多根V帶傳動中，當一根帶無效時，為什么全部帶都要改換5-54．為什么一般車床的第一級傳動采用帶傳動，而主軸與絲杠之間的傳動鏈中不能夠采用帶傳動5-55．為什么帶傳動的中心距都設計成可調的四、分析計算題5-56．已知：V帶傳動所傳達的功率

P=

kW，帶速

v=10m/s，現(xiàn)測得初拉力

F0=1125N，試求緊邊拉力

F1和松邊拉力

F25-57．已知：V帶傳達的實質功率P=7kW，帶速v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，試求有效圓周力Fe和緊邊拉力F1。5-58．已知帶傳動所能傳達的最大功率P=6kW，已知主動輪直徑dd1=100mm，轉速n1=1460r/min，包角1150，帶與帶輪間的當量摩擦系數(shù)fv0.51，試求最大有效圓周力Fe、緊邊拉力F1、松邊拉力F2和初拉力F0。5-59．以以下圖為一兩級變速裝置，若是原動機的轉速和工作機的輸出功率不變，應按哪一種速度來設計帶傳動為什么3．簡答題5-41~5-52：參照答案從略，可參照本章內容。題5-59圖5-53．在多根V帶傳動中，當一根帶無效時，為什么全部帶都要改換新V帶和舊V帶長度不等，當新舊V帶一同使用時，會出現(xiàn)受力不均現(xiàn)象。舊V帶因長度大而受力較小或不受力，新V帶因長度較小受力大，也會很快無效。5-54．帶傳動合用于中心距較大傳動，且擁有緩沖、吸振及過載打滑的特點，能保護其他傳動件，合適一般機床的第一級傳動要求；又帶傳動存在彈性滑動，傳動比嚴禁，不合適傳動比要求嚴格的傳動，而機床的主軸與絲杠間要求有很高的精度，不能夠采用帶傳動。5-55．因為帶在工作過程中受變化的拉力，其長度會漸漸增加，使初拉力減小。因此需要經(jīng)常調整中心距，以調整帶的初拉力。因此便將中心距設計成可調的。第六章鏈傳動重要基本見解在上述的要點、難點授課內容分析中所波及的大多是本章的重要見解。一些基本見解需要掌握，分述以下。

除此之外，還有1．鏈傳動的主要工作特點平均傳動比正確，沒有彈性滑動；能夠在環(huán)境惡劣的條件下工作（突出優(yōu)點）；中心距大，傳達動力遠，構造較小，沒有初拉力壓軸力??；剎時傳動比嚴禁，工作中有沖擊和噪聲；只限于平行軸之間的傳動，不宜正反轉工作。2．鏈輪的齒形對鏈輪齒形的要求：保證鏈條順利嚙入和嚙出；受力平均；不易脫鏈；便于加工。當前的國家標準齒形：“三圓弧素來線”齒形。3．確定小鏈輪齒數(shù)z1時應試慮的因素考慮動載荷的大小，小鏈輪齒數(shù)越少，鏈傳動的多邊形效應和動載荷越大；考慮大鏈輪齒數(shù)z2，為防備大鏈輪過早脫鏈應使：z2≤150；考慮鏈速，當鏈速高時，小鏈輪齒數(shù)z1應盡量取的多些；考慮鏈長為偶數(shù)，為了磨損平均，鏈輪齒數(shù)應取奇數(shù)，并與鏈長互為質數(shù)；傳動所占空間大小，盡量使構造緊湊。4．滾子鏈條的主要參數(shù)尺寸主要尺寸參數(shù)：節(jié)距、鏈長、排數(shù)。節(jié)距是最重要的參數(shù)。鏈條的鏈號表示其節(jié)距的大小，是英制單位，換算為標準計量單位為：p鏈號吋25.4=""×16mm="鏈號"×165．鏈傳動的潤滑方式選擇若是鏈傳動的潤滑條件不能夠知足，其傳動能力降低70~80%。鏈傳動有介紹的潤滑方式，根據(jù)鏈速和鏈號進行選擇。包括：人工如期潤滑、滴油潤滑、油浴或飛濺潤滑、壓力噴油潤滑。潤滑油應加在鏈條的松邊，使之順利進入需要潤滑的工作表面。三、簡答題6-31．套筒滾子鏈已標準化，鏈號為20A的鏈條節(jié)距p等于多稀有一滾子鏈標記為：10A-2×，試說明它表示什么含義6-32．影響鏈傳動速度不平均性的主要因素是什么為什么在一般情況下鏈傳動的剎時傳動比不是恒定的在什么條件下剎時傳動比才恒定6-33．鏈傳動在工作時惹起動載荷的主要原因是什么可否防備怎樣減小動載荷6-34．鏈傳動的許用功率曲線是在什么試驗條件下得出來的若設計的鏈傳動與試驗的條件不同樣要進行哪些修正6-35．鏈傳動計算時，在什么條件下按許用功率曲線選擇傳動鏈在什么工作條件下應進行鏈的靜強度較核6-36．為什么鏈傳動的平均運動速度是個常數(shù)，而剎時運動速度在作周期性變化。這種變化給傳動帶來什么影響怎樣減少這種影響6-37．為什么鏈輪的節(jié)距越大、齒數(shù)越少鏈速的變化就越大6-38．鏈傳動設計中，確定小鏈輪齒數(shù)時考慮哪些因素6-39．鏈傳動產(chǎn)生動載荷的原因是什么為減小動載荷應怎樣采用小鏈輪的齒數(shù)和鏈條節(jié)距6-40．鏈傳動張緊的主要目的是什么鏈傳動怎樣部署時必定張緊第七章齒輪傳動三、簡答題7-51．開式和閉式齒輪傳動的無效形式有什么不同樣設計準則各是什么其設計準則針對的無效形式各是什7-52．齒輪的齒根波折疲倦裂紋發(fā)生在危險截面輪齒的那一邊為什么為提高輪齒抗波折疲倦折斷的能力，可采用哪些舉措7-53．齒面點蝕第一發(fā)生在什么部位為什么防備點蝕可采用哪些舉措7-54．齒輪傳動設計中，為什么引入動載系數(shù)Kv減小動載荷的舉措有哪些7-55．一對齒輪傳動，怎樣判斷大、小齒輪中哪個齒面不易出現(xiàn)疲倦點蝕哪個輪齒不易出現(xiàn)波折疲倦折斷原因怎樣7-56．在選擇齒輪傳動比時，為什么錐齒輪的傳動比常比圓柱齒輪選得小些為什么斜齒圓柱齒輪的傳動比又可比直齒圓柱齒輪選得大些7-57．一對直齒圓柱齒輪傳動中，大、小齒輪波折疲倦強度相等的條件是什么接觸疲倦強度相等的條件又是什么7-58．要設計一個由直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪和直齒圓錐齒輪組成的多級傳動，它們之間的先后次序應怎樣部署才合理為什么7-59．設計圓柱齒輪傳動時，常取小齒輪的齒寬b1大于大齒輪的齒寬b2，為什么在強度計算公式中，齒寬b應代入b1仍是b27-60．齒輪傳動設計過程中，在確定小齒輪的齒數(shù)z1和模數(shù)m時，要考慮哪些因素第九章軸要點難點內容1．軸的構造設計軸的構造設計就是要合理地確定軸各部分的幾何形狀和尺寸。包括各軸段的直徑、長度、各個軸肩、圓角和倒角的大小、鍵槽的地點等等。軸的構造沒有標準形式，應依照詳細的情況而定。一般要考慮以下幾個方面的問題：1）軸上部件的部署；2）軸上部件的定位和固定；3）軸上部件的裝拆工藝性；4）軸的疲倦強度和剛度要求；5）軸的加工工藝性等。軸的構造設計應知足以下要求：1）軸上部件的部署除了達到工作要求外，要使軸受力最??；2）軸上的部件要定位正確、固定可靠；3）軸上的部件能方便地裝置和拆卸；4）軸的加工工藝性要好；5）要應力集中小、疲倦強度要高。重要基本見解1．直軸按承受載荷的性質分為三類傳動軸：在工作中主要承受轉矩，不承受彎矩或承受彎矩很小。心軸：在工作中只承受彎矩，不承受轉矩。心軸又分為固放心軸和轉動心軸。轉軸：在工作中既承受彎矩，又承受轉矩。2．軸的無效形式和設計準則因軸在彎矩和轉矩作用下承受變應力，軸肩處有應力集中，因此軸的主要無效形式是疲倦斷裂。設計準則：一般進行疲倦強度校核計算。對剎時過載很大的軸，還應進行靜強度校核。關于有剛度要求的軸，要進行剛度計算。對轉速高或載荷周期性變化的軸，要進行振動牢固性計算。3．軸設計的主要內容和軸的設計步驟軸的設計包括兩個主要內容：軸的構造設計和軸的強度計算。軸的設計步驟：1）選擇軸的資料；2）估計軸的最小直徑；3）軸的構造設計；4）軸的強度校核；5）必要時進行軸的剛度計算和振動牢固性計算。4．提高軸的疲倦強度的舉措減小應力集中；降低表面粗拙度；加強軸的表面，如碾壓、噴丸、表面淬火、滲碳、滲氮、碳氮共滲等。5．軸的剛度條件指標和提高剛度的舉措軸的剛度條件為：撓度：y≤[y]偏轉角：θ≤[θ]扭轉角：≤[]提高軸剛度的舉措：增大軸的直徑。注意，用合金鋼代替碳素鋼不能夠提高軸的剛度。三、簡答題9-26．進行軸的構造設計時，主要考慮哪些方面的問題9-27．為提高軸的剛度，欲把軸的資料由45鋼改為合金鋼40Cr可否合適為什么9-28．用合金鋼代替碳素鋼必然能提高軸的疲倦強度嗎為什么那么設計軸時，若采用合金鋼應注意什么問題9-29．影響軸疲倦強度的因素有哪些在設計軸的過程中，如疲倦強度不夠時應采用哪些舉措9-30．在多級齒輪傳動中，為什么低速軸的直徑要比高速軸的直徑粗得多。四、分析計算題9-31．分析圖a）所示傳動裝置中各軸所受的載荷（軸的自重不計），并說明各軸的種類。若將卷筒構造改為圖b）、c）所示，分析其卷筒軸的種類。題9-31圖9-32．圖示帶式輸送機有兩種傳動方案，若工作情況同樣，傳達功率同樣，試分析比較：1．按方案a）設計的單級齒輪減速器，若是改用方案b），減速器的哪根軸的強度要從頭驗算為什么2．若方案a）中的V帶傳動和方案b）中的開式齒輪傳動的傳動比相等，兩方案中電動機軸所受的載荷可否同樣為什么。a）b）題9-32圖五、構造分析題9-34指出圖中軸系的構造錯誤，并更正。題9-34圖14．分析計算題9-31答題要點：Ⅰ軸：只受轉矩，為傳動軸；Ⅱ軸：除受轉矩外，因齒輪上有徑向力、圓周力等，還受彎矩，是轉軸；Ⅲ軸：不受轉矩，只受彎矩，是轉動心軸；Ⅳ軸：轉矩由卷筒承受，軸不受轉矩，只受彎矩，是轉動心軸；卷筒構造改為圖b，Ⅴ軸仍不受轉矩，只受彎矩，軸不轉動，是固放心軸；卷筒構造改為圖c，Ⅵ軸除了受彎矩外，在齒輪和卷筒之間軸受轉矩，是轉軸；9-32答題要點：1．方案b）減速器中大齒輪軸需要從頭驗算。因為與方案

a）對照，誠然減速器部署在高速級，此軸所受的轉矩減小了。但軸的外伸端不再是聯(lián)軸器，而是一個懸臂部署的齒輪，齒輪上必然作用有圓周力和徑向力。因此，此軸所受的波折應力增大了。2．若不計摩擦，電機軸所受的扭矩應為同樣，因為傳達功率和轉速都同樣?？墒窃诜桨竍）中不再受彎矩了，因為帶傳動有壓軸力，而聯(lián)軸器沒有。5．構造分析題9-34存在問題：1）軸右端的帶輪不能夠經(jīng)過套筒用端蓋軸向定位，轉動部件與固定部件不能夠接觸。2）軸與右端蓋之間不能夠接觸，應有空隙，并有密封舉措。3）齒輪兩側都是軸環(huán)，無法安裝到位。4）齒輪上的鍵槽沒打通，且深度不夠。這樣的構造，鍵槽無法加工，也無法裝置。5）右軸承的右側軸上應有工藝軸肩，軸承裝拆路線長（精加工面長），裝拆困難。6）因軸肩過高，兩個軸承拆卸困難。7）軸上有兩個鍵，兩個鍵槽不在同一母線上。題9-34圖2第十章滑動軸承重要基本見解1．動壓油膜形成過程隨著軸頸轉速的提高，軸頸中心的地點和油膜厚度的變化如圖10-3所示。圖10-3從n=0，到n→∞，軸頸中心的運動軌跡為一半圓。利用此原理能夠測量軸承的獨愛距e，進而計算出最小油膜厚度hmin。2．動壓油膜形成條件相對運動的兩表面必定組成收斂的楔形空隙；兩表面必定有必然的相對速度，其運動方向應使?jié)櫥蛷拇罂诹魅?、從小口流出；潤滑油必定擁有必然的粘度，且供油要充分?．非液體摩擦滑動軸承的無效形式、設計準則和驗算內容，液體動壓潤滑軸承設計時也要進行這些計算無效形式：磨損、膠合設計準則：保護界線油膜不被損壞，盡量減少軸承資料的磨損。驗算內容：為防備過分磨損，驗算：p=P≤[p]MPaBd為防備溫升過高而膠合，驗算：Pv=Pnd≤[pv]MPa·m/sBd601000為防備局部過分磨損，驗算：V=nd≤[v]m/s601000因為在液體動壓潤滑滑動軸承的啟動和停車過程中，也是處于非液體摩擦狀態(tài)，也會發(fā)生磨損，也需要進行上述三個條件的驗算。4．對滑動軸承資料性能的要求除強度（抗壓、抗沖擊）外，還應有優(yōu)秀的減摩性（摩擦系數(shù)?。?、耐磨性（抗磨損、抗膠合）、跑合性、導熱性、潤滑性、適應性、嵌藏性等。5．液體動壓潤滑軸承的工作能力準則保證油膜厚度條件：hmin≥[h]；保障溫升條件：t≤[t]=10~30C。三、簡答題10-41．滑動軸承主要合用于那些場合10-42．非液體摩擦滑動軸承的無效形式和設計準則各是什么10-43．非液體摩擦滑動軸承需要進行哪些計算其目的各是什么10-44．依照滑動軸承可能發(fā)生的無效形式，分析對軸瓦資料有哪些性能要求。10-45．在設計液體動壓滑動軸承時，可否需要進行非液體摩擦軸承的計算，為什么10-46．試畫出動壓軸承的油膜形成過程。10-47．液體動壓潤滑軸承的工作能力準則有哪些10-48．提高液體動壓潤滑軸承承載能力的舉措有哪些10-49．當液體動壓潤滑軸承的溫升過高，降低其溫升的舉措有哪些10-50．何謂摩擦、磨損和潤滑3．簡答題10-41~10-46：參照答案從略，可參照本章內容。10-47．1）保證油膜厚度條件：hmin＞[h]；2）保障溫升條件：t≤[t]10-48．增大寬徑比；減小相對空隙；增大潤滑油粘度；提高轉速；降低軸頸和軸瓦的表面粗拙度10-49．減小寬徑比；增大相對空隙；降低潤滑油粘度；采用壓力供油；軸承座增加散熱和降溫舉措；10-50．摩擦是指兩物體在發(fā)生相對運動（或有相對運動趨勢）時，在接觸表面上產(chǎn)生阻截相對運動的現(xiàn)象。磨損是指在摩掠過程中，摩擦表面的資料發(fā)生微量零散或轉移的現(xiàn)象。潤滑是指在作相對運動的兩物體接觸表面之間加入潤滑劑，以減少摩擦、降低磨損。第十一章轉動軸承1．轉動體和內、外圈所受的載荷和應力在轉動軸承正常工作時，轉動體和內外圈滾道均受變載荷和變應力。其中，轉動體和轉動套圈承受周期性非牢固脈動循環(huán)的變載荷（變接觸應力），固定套圈則承受牢固的脈動循環(huán)的變載荷（接觸應力）。2．轉動軸承的無效形式轉動軸承的主要無效形式（又稱正常無效形式）是轉動體或內外圈滾道上發(fā)生疲倦點蝕。當軸承轉速很低(n≤10r/min)或只慢慢搖動，且靜載荷很大時，其無效形式是轉動體或內外圈滾道表面發(fā)生塑性變形。3．轉動軸承的設計準則關于正常轉動工作的軸承，進行針對疲倦點蝕的壽命計算。關于轉速很低(n≤10r/min)或只慢慢搖動的軸承，進行靜強度計算。4．轉動軸承的基本額定壽命基本額定壽命：一批同樣的軸承在同樣的條件下運轉，當其中10%的軸承發(fā)生疲倦點蝕損壞（90%的軸承沒有發(fā)生點蝕）時，軸承轉過的總轉數(shù)L10（單位為106轉），或在必然轉速下工作的小時數(shù)L10h（單位為小時）。5．轉動軸承的基本額定動載荷C是指軸承壽命L10恰巧為1（106轉）時，軸承所能承受的載荷。表示軸承的承載能力。關于向心軸承：C是純徑向載荷；關于推力軸承：C是純軸向載荷；在使用中要注意C的3條含義：90%可靠度、基本額定壽命106轉、C的方向。例11-6試分析例11-6圖1所示軸系構造中的錯誤，并加以改良。圖中齒輪用油潤滑，軸承用脂潤滑。例11-6圖1存在問題分析：1．軸承的軸向固定、調整，軸向力傳達方面錯誤1）軸系采用全固式構造，兩軸承反裝不能夠將軸向力傳到機架，應當為正裝。2）全固式構造中，軸左端的彈性擋圈節(jié)余，應去掉。3）端蓋處沒有調整墊片，不能夠調整軸承游隙。2．轉動部件與固定部件接觸，不能夠正常工作方面錯誤1）軸右端的聯(lián)軸器不能夠接觸端蓋，用端蓋軸向定位更不能夠。2）軸與右端蓋之間不能夠接觸，應有空隙。3）定位齒輪的套筒徑向尺寸過大，與軸承外圈接觸。4）軸的左端端面不能夠與軸承端蓋接觸。3．軸上部件裝置、拆卸工藝性方面錯誤1）右軸承的右側軸上應有工藝軸肩，軸承裝拆路線長（精加工面長），裝拆困難。2）套筒徑向尺寸過大，右軸承拆卸困難。3）因軸肩過高，右軸承拆卸困難4）齒輪與軸聯(lián)接的鍵過長，套筒和軸承不能夠安裝到位。4．軸上部件定位可靠方面錯誤1）軸右端的聯(lián)軸器沒有軸向定位，地點不確定。2）齒輪軸向定位不能夠靠，應使軸頭長度短于輪轂長度。3）齒輪與軸聯(lián)接鍵的長度過大，套筒頂不住齒輪。5．加工工藝性方面錯誤1）兩側軸承端蓋處箱體上沒有凸臺，加工面與非加工面沒有分開。2）軸上有兩個鍵，兩個鍵槽不在同一母線上。3）聯(lián)軸器輪轂上的鍵槽沒開通，且深度不夠，聯(lián)軸器無法安裝。例11-6圖26．潤滑、密封方面錯誤1）右軸承端蓋與軸間沒有密封舉措。2）軸承用脂潤滑，軸承處沒有擋油環(huán)，潤滑脂簡單流失。改良后如圖例11-6圖2所示。例11-7試分析例11-7圖1所示小錐齒輪套杯軸系構造中的錯誤，并加以改良。例11-7圖1存在問題分析：1）左軸承內圈軸向沒有固定。2）套杯和機座間沒有調整墊片，不能夠調整軸系的軸向地點。3）軸承端蓋與套杯間沒有調整墊片，不能夠調整軸承游隙。4）軸與軸承端蓋接觸，應有空隙。5）左軸承的外圈裝拆路線長，裝拆困難。6）套杯左端的凸肩過高，左軸承的外圈拆卸困難。7）軸上有兩個鍵，地點都沒有湊近裝入端，使輪轂裝入困難。8）齒輪軸向定位不能夠靠，應使軸頭長度短于輪轂長度。9）軸承端蓋處箱體上沒有凸臺，加工面與非加工面沒有分開。例11-7圖210）軸上有兩個鍵，兩個鍵槽不在同一母線上。11）右軸承端蓋與軸間沒有密封舉措。改良后如圖例11-7圖2所示。例11-8例11-8圖1所示為反裝圓錐滾子軸承支承小錐齒輪軸的套杯軸系構造，中的構造錯誤，并加以改良。

試分析其例11-8圖1存在問題分析：