机械设计第九版期末总复习资料

1、第一章 绪 论 1-1 机械工业在现代化建设中的作用 1-2 机器的基本组成要素-机械零件 1-3 本课程的内容、性质与任务 1-6 认识机器 1-4 本课程的特点、注意问题 1-5 教学安排 1.在如图所示的齿轮凸轮轴系中，轴4称 为 。 （.零件 .机构 .构件 .部件） 第二章 机械设计总论 2-1 机器的组成 2-2 设计机器的一般程序 2-3 对机器的主要要求 2-4 机械零件的主要失效形式 2-5 设计机械零件时应满足的基本要求 2-6 机械零件的计算准则 2-7 机械零件的设计方法 2-8 机械零件设计的一般步骤 2-9 机械零件材料的选用原则 2-10 机械零件设计中的标准化

2、2-11 机械现代设计方法简介 1、在图1所示卷扬机传动示意图中，序号5、 6所示部分属于 。 （动力部分；传动部分；控制部分； 工作部分） 轿车组成： 1、机器在规定的使用时间（寿命）内和在预定的环境 条件下，能够正常工作的概率， 称为机器 的 。 2、机械零件由于某些原因不能 时称为失效。 （工作； 连续工作； 正常工作； 负载工作） 3、1、机械零件的常规设计方法可概括地分为 设 计， 设计和 设计。 可靠度 理论 经验 模型实验 三、 简答题 1 机械零件设计应满足哪些基本的准则？ 答：机械零件设计应满足的基本的准则有：强度准则， 刚度准则，寿命准则，振动稳定性准则，可靠性准则。 3-

3、1 材料的疲劳特性 3-2 机械零件的疲劳强度计算 *3-3 机械零件的抗断裂强度 3-4 机械零件的接触强度 第三章 机械零件的强度 3-01 机械零件的载荷与应力 3-02机械零件在静应力下的强度计算 3-1 材料的疲劳特性 极限应力： sr 、srN 第三章 机械零件的强度 3-01 机械零件的载荷与应力 变应力可由静载荷或变载荷产生 稳定性变应力的描述： smax 、smin 、sm 、sa 、r （循环特性） 3-02机械零件在静应力下的强度计算 极限应力： ss、 sb 安全系数： S SS SS SS caca 22 lim s s s s ，复合应力：单向应力： m N N N

4、 K 0 r m rN N N ss 0 rN K s 3-2 机械零件的疲劳强度计算 材料及零件的疲劳极限应力线图 直线方程 材料常数（AD的斜率） 综合影响系数 应力变化规律（加载方式） 疲劳强度计算图解法和解析法 0 01 2 s ss s q k K ss s s 1 ) 1 1 ( q k K 1 ) 1 1 ( S OM MO Sca S K S ma ca ss s s s ss 1 max max 复合应力安全系数 S SS SS Sca s s 22 应力 状态 应力 类型 单向应力状态 复合应力状态 极限 应力 s slim 静应力 稳定循 环变应 力r=C (塑性 材料）

5、 以s为判据以s为判据以S为判据以S为判据塑性 脆性 s s ss S lim S lim ss s s SS ca lim SS ca lim s s s sss sss S lim 22 max 22 max 3 4 S S s B B s 以S为判据 疲劳区 s ss s ss s S K S ma ca 1 S K S ma ca 1 屈服区 ss ss s SS am S ca SS am S ca S SS SS S 2 ca 2 ca caca ca S SS SS S 2 ca 2 ca caca ca r s N K N K ？ ？ rN s 强度计算公式总结 2 2 2 1

6、 2 1 21 H 11 11 EE B F s 1 F B B 2 H H H H F B B 1 2 H H H H 3-4 机械零件的接触强度 1、变应力的循环特性r=-1时为 ， r=0时为为 ，r=1时为 。 2、下列公式中 是正确的。 （ ； ； ； ） 3、零件受交变应力时，N次循环时的疲劳极限 为 ， 其中代号注脚“r ”代表 。 （ ； ； ； ） 脉动循环变应力 对称循环变应力 静应力 CN m rN s m rN NCs kNN N m / 0 ss s s 10 0 2 s s a m s s m a s s max min s s min max ss rNNr K

7、已知某材料的对称循环弯曲疲劳极限s1 =180MPa， m=9，循环基数N0=5106，试求循环次数N分别为 7000、620000次的有限寿命弯曲疲劳极限。 已知某材料的对称循环弯曲疲劳极限s1 =180MPa， m=9，循环基数N0=5106，试求循环次数N分别为 7000、620000次的有限寿命弯曲疲劳极限。 解：由 式3-3 得： MPa MPa m N N N0 11 ss 57.373 7000 105 1809 6 0 17000 m N N ss 227 620000 105 1809 6 0 1620000 m N N ss 三、 简答题 1、 线性疲劳损伤累积的主要内容是

8、什么？ 答：线性疲劳损伤累积的主要内容是Miner法则：(1) 当作用于零件上的载荷引起的应力si大于材料的持久 极限时，这种应力对零件有损伤，其损伤量为ni/Ni。 其中：ni为应力循环次数；Ni为使材料发生疲劳破坏 的应力循环次数；(2)当作用于零件上的载荷引起的 应力si小于材料的持久极限时，这种应力对零件没有 损伤；(3)当损伤率达到100%时，材料即发生疲劳破 坏，此时损伤率可表达为： 1/ 1 z z ii Nn (4)通过大量的实验证明： 2 . 27 . 0/ 1 z z ii Nn 第四章 摩擦、磨损与润滑概述 4-0 概述 4-1 摩擦 4种摩擦状态 干摩擦、边界摩擦、流体

9、摩擦、混合摩擦 4-2 磨损 磨损基本类型 磨粒磨损、疲劳磨损、粘附磨损、冲蚀磨损、腐蚀磨损、微动磨损 4-3 润滑剂、添加剂和润滑方法 润滑油的粘度（运动粘度、动力粘度）及牌号 润滑油的粘温特性 4-4 流体润滑原理简介 1 1、根据摩擦面间存在润滑剂的情况，滑动摩擦可分为、根据摩擦面间存在润滑剂的情况，滑动摩擦可分为 摩擦、摩擦、 摩擦、摩擦、 摩擦和摩擦和 摩擦。摩擦。 2 2、机件磨损过程大致分为三个过程：、机件磨损过程大致分为三个过程： 阶段、阶段、 阶段、阶段、 阶段。阶段。 3 3、牛顿、牛顿16871687年提出了粘性液的摩擦定律，即在流体中年提出了粘性液的摩擦定律，即在流体中

10、 任意点处的任意点处的 与该处流体的与该处流体的 成成 正比。摩擦学中把凡是服从这个粘性定律的流体都正比。摩擦学中把凡是服从这个粘性定律的流体都 叫叫 。 4 4、流体的粘度随温度升高而、流体的粘度随温度升高而 ；在压力不超；在压力不超 过过20MPa20MPa时，压力增加，粘度时，压力增加，粘度 。 5 5、润滑油的闪点是衡量其、润滑油的闪点是衡量其 的一种尺度，的一种尺度， 通常应使工作温度比油的闪点通常应使工作温度比油的闪点 303040400 0C C。 干干液体液体 边界边界 混合混合 磨合磨合 稳定磨损稳定磨损剧烈磨损剧烈磨损 剪切应力剪切应力速度梯度速度梯度 牛顿流体牛顿流体 降

11、低降低 基本不变基本不变 易燃性易燃性 低低 1、某机械油某机械油5050 C C时的运动粘度为时的运动粘度为27.0127.0132.5mm32.5mm2 2/s/s， 4040 C C时为时为41.441.450.6mm50.6mm2 2/s/s，表明该油的牌号为，表明该油的牌号为 。 （L-AN32L-AN32； L-AN68L-AN68； L-AN46L-AN46； L-AN22L-AN22） 2 2、润滑油粘度受温度影响的程度可用粘度指数、润滑油粘度受温度影响的程度可用粘度指数VIVI表示。表示。 粘度指数值越大，粘温性能粘度指数值越大，粘温性能 。 （越差；越差； 越好；越好； 不

12、变不变 ） 3 3、流体的粘度是指流体的、流体的粘度是指流体的 。 （强度；强度； 刚度；刚度； 流动阻力；流动阻力；油性）油性） 4 4、润滑油牌号、润滑油牌号LAN100LAN100中的中的100100是表示这种润滑油是表示这种润滑油 的平均值。的平均值。 （动力粘度；动力粘度； 条件粘度；条件粘度； 运动粘度；运动粘度； 闪点）闪点） 5、轴承的工作载荷越大，则选用润滑脂的锥入度轴承的工作载荷越大，则选用润滑脂的锥入度 应应 。 （越大；越大； 越小；越小； 大小均可大小均可 ） 6 6、温度升高时，润滑油的粘度、温度升高时，润滑油的粘度 。 （降低；降低； 升高；升高； 先升后降；先升

13、后降；先降后升）先降后升） 7 7、压力升高时，润滑油的粘度、压力升高时，润滑油的粘度 。 （降低；降低； 升高；升高； 先升后降；先升后降；先降后升）先降后升） 8 8、流体的粘度是指流体的、流体的粘度是指流体的 。流体的粘度随温。流体的粘度随温 度升高而度升高而 。 （强度；强度； 刚度；刚度； 流动阻力；流动阻力； 油性；油性； 降低；降低； 不变；不变； 增加）增加） 第五章 螺纹联接与螺旋传动 5-1 螺纹 5-2 螺纹联接的类型与标准联接件 5-3 螺纹联接的预紧 5-4 螺纹联接的防松 5-5 螺纹联接的强度计算 5-6 螺栓组联接的设计 5-7 螺纹联接件的材料与许用应力 5-

14、8 提高螺纹联接强度的措施 *5-9 螺旋传动 5-1 螺纹 螺纹的主要参数： 大径d、小径d1、中径d2、线数n、导程p、螺纹升角 细牙螺纹的特点：细牙螺纹牙形小，螺距小，升角小，自锁 性好；小径大，强度高，但牙易磨损，不易经常拆卸。 5-2 螺纹联接类型及特点(螺栓、螺钉、双头螺栓、紧定螺钉) 受拉螺栓连接：普通螺栓、螺钉、双头螺栓、（紧定螺钉） 受剪螺栓连接 5-34 螺栓的预紧与放松 5-5 螺纹联接的强度计算 联接的失效形式：联接的失效形式： 受拉螺栓：塑性变形、疲劳断裂受拉螺栓：塑性变形、疲劳断裂 受剪螺栓：剪断、压溃受剪螺栓：剪断、压溃 联接失效：滑移、离缝联接失效：滑移、离缝

15、22 tan d np d s 紧螺栓联接强度计算： s s 4/ 3 . 1 2 1 2 ca d F F CC C FFFF mb b 012 FKifF S 0 P min0 P ss Ld F 2 0 4 d F 受剪螺栓联接强度计算： 松螺栓联接强度计算 紧螺栓联接强度计算： 仅受预紧力的紧螺栓联接 受横向载荷的紧螺栓联接 受轴向载荷的紧螺栓联接 5-6 螺栓组联接的设计 受力分析的类型： F F F F 普通螺栓 fzi FK F FKzifF S 0 S0 或： 强度条件： s s 4/ 3 . 1 2 1 0 ca d F 联接条件（不滑移）： 铰制孔螺栓 z F F 2 0

16、4 d F P min0 P ss Ld F 受横向载荷的螺栓组联接 受转矩的螺栓组联接 TKfrFfrFfrF sz02010 z i i rf TK F 1 S 0 s s 2 1 0 4 3 . 1 d F ca 普通螺栓 强度条件： 联接条件（不滑移）： 铰制孔螺栓 Z i i r Tr F 1 2 max max 2 0 max 4 d F P min0 max P ss Ld F T O ri Fi rmax Fmax 受轴向载荷的螺栓组联接 每个螺栓所承受的总载荷F2为： F2 = F1 + F z F F s s 2 1 2 ca 4 3 . 1 d F 强度条件： 联接条件（

17、不离缝）：F10，且满足密封要求。 受倾覆力矩（翻转力矩）的螺栓组联接 Li Lmax O O O M Z i L ML F 1 2 i max max s s 2 1 2 ca 4 3 . 1 d F max mb b 02 F CC C FF 0 maxPP W M A zF ss 0 0 min W M A zF P s 最大工作载荷： 强度条件： 不压溃条件： 不离缝条件： 螺螺 栓栓 类类 别别 普通螺栓（受拉螺栓）普通螺栓（受拉螺栓） 单个螺栓受力单个螺栓受力 强度条件强度条件 预紧预紧 力力 F0=0 s 4 2 1 d F 松螺松螺 栓栓 轴向载荷轴向载荷 轴向轴向 力力 F

18、紧螺栓联接紧螺栓联接 横向载荷横向载荷 fzi FK F s 0 FKzifF s0 转转 矩矩 Z i i s rf TK F 1 0 F0-预紧力预紧力 s s 2 1 0 4 3 . 1 d F ca 轴向载荷轴向载荷 z F F Z i i L ML FF 1 2 max max 总拉力总拉力F CC C FF mb b 02 静强度静强度 s s 2 1 2 4 3 . 1 d F ca 疲劳强度疲劳强度 倾覆力矩倾覆力矩 铰制孔螺栓（受剪螺栓）铰制孔螺栓（受剪螺栓） 横向载荷横向载荷转转 矩矩 z F F 2 0 4 d F P min0 P ss Ld F Z i i r Tr

19、FF 1 2 max max 被联被联 接件接件 强度强度 0 maxPP W M A zF ss 0 0 min W M A zF P s 螺栓联接强度计算小结螺栓联接强度计算小结 忽略忽略 P min0 P ss Ld F R F a F RSF KfzF 1 z 01 a mb m F CC C FF a F T TKrfF S z i i 1 1 z F F a F CC C FF mb b 02 FFF 12 R F M M T RSF KfzF 0 TKrfF S z i i 1 0 z i i M L ML FF 1 2 max max F CC C FF mb b 02 a F

20、 M z i i M L ML F 1 max max maxM a F z F F s s 4 3 . 1 2 1 2 d F 0 P W M A zF s 0 0 W M A zF 1 P W M A Fz s 0 1 W M A Fz z F CC C FF a mb m 01 受拉螺栓 5-7 螺纹联接件的材料与许用应力 螺纹联接件力学性能等级代号：如5.6 螺纹联接件的许用拉应力 受剪螺纹联接许用剪应力和许用挤压应力 5-8 提高螺纹联接强度的措施 降低影响螺栓疲劳强度的应力幅 改善螺纹牙上载荷分布不均的现象 减小应力集中 避免或减小附加弯曲应力 采用合理的制造工艺 内螺纹 外螺纹

21、螺纹联接 螺纹联接的画法及结构改错 1、普通螺纹中同一公称直径按 分为粗牙螺纹和 细牙螺纹。 （升角的大小； 旋向； 牙型角的大小 ； 螺距的大小） 2、 标注螺纹时 。 （右旋螺纹不必注明； 左旋螺纹不必注明； 左、右旋螺纹都必须注明； 左、右旋螺纹都不 必注明 ） 3、 我国国家标准中规定普通螺纹的牙形角为 。 （ 60； 45； 30； 25） 4、普通螺纹的公称直径是指其 径。 （大； 中； 小 ） 5、计算螺杆强度时，应采用的螺纹直径是 径。 （大； 中； 小 ） 6、当进行螺栓联接的结构设计时，被联接件与螺母 和螺栓接触表面处需要加工，这是为了 。 （不致损伤螺栓头和螺母； 增大接

22、触面积，不易 松脱； 防止产生附加载荷） 7、在受轴向载荷的紧螺栓强度计算公式中， 为 。其中1.3是考虑 。 （工作载荷； 预紧力； 残余预尽紧力；工作 载荷+预紧力；工作载荷+残余预紧力；提 高安全可靠性；螺纹部分所受拉力的影响；保证 联接的紧密性；螺纹部分受转矩的影响） 8、在常用的螺纹的联接中，自锁性能最好的螺纹 是 。 （三角形螺纹 ；梯形螺纹 ；锯齿形螺纹；矩 形螺纹） dF43 . 1 2 1ae ss 10、矩形螺纹多用于 ，三角形螺纹多用于 ， 这是因为矩形螺纹的摩擦 三角形螺纹的缘故。 （动力传递； 联接； 大于； 等于； 小于。） 19、设计螺纹联接防松装置的基本思想是

23、。 （防止螺旋与螺母的相对转动； 提高联接件的强度； 提高联接件的刚度； 提高被联接件的刚度） 20.若被联接件之一厚度较大、材料较软、强度较低、 需要经常装拆时，宜采用 。 （.螺栓联接 .双头螺柱联接 .螺钉联接 . 紧定螺钉联接 5、螺纹联接的基本类型有： 、 、 和 。 9、螺栓、螺柱、螺钉的性能等级分为 级，螺 母的性能等级分为 级，选用时，须注意所用 螺母的性能等级 与其相配螺栓的性能等级。 1图7所示螺栓组联接中，采用两个M20（其螺栓 小径为d1）的普通螺栓，其许用应力为，联接件 接合面摩擦系数为f，可靠性系数为C，单个螺栓所 受的预紧力为F0。试分析该联接所允许传递的载荷F

24、的表达式。 1图7所示螺栓组联接中，采用两个M20（其螺栓 小径为d1）的普通螺栓，其许用应力为，联接件 接合面摩擦系数为f，可靠性系数为C，单个螺栓所 受的预紧力为F0。试分析该联接所允许传递的载荷F 的表达式。 解：1）接合面之间不滑动： （3分） 2）螺栓不被拉断： （3分） 3） （2分） FCfF22 0 4 1 3 . 1 2 1 0 s s d F C df F 3 . 1 2 1 s 2、有一油缸端盖联接螺栓如图所示。已知：轴向总载 荷为 （ 的作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组 的对称中心），每个螺栓的预紧力为 ，被联接件刚 度为 ，螺栓刚度为 ，螺栓数目为Z 。试求：每 个

25、螺栓所受总拉力；每个螺栓的残余预紧力；加载 后尚补充拧紧，每个螺栓所受的计算应力。（注：螺栓 的大径为d、小径为d1、中径为d2） F F 0 F m C b C 2、有一油缸端盖联接螺栓如图所示。已知：轴向总载荷为 （ 的作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组的对称中心）， 每个螺栓的预紧力为 ，被联接件刚度为 ，螺栓刚度为 ， 螺栓数目为Z 。试求：每个螺栓所受总拉力；每个螺栓的残 余预紧力；加载后尚补充拧紧，每个螺栓所受的计算应力。 （注：螺栓的大径为d、小径为d1、中径为d2） F F 0 F m C b C )( 02 Z F CC C FF mb b 1、解： )()( 001 Z F

26、 CC C F Z F Z F CC C FF mb m mb b 2 1 2 4 3 . 1 d F ca s 59 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采 用橡胶垫片。已知螺栓预紧力F015000N，当受 轴向工作载荷F10000N时，求螺栓所受的总拉 力及被连接件之间的残余预紧力。 解：使用的垫片为橡胶垫片: 又总拉力为： 1)总拉力为： N 2)残余预紧力 由 得： N 59（p102） 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联 接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力F0 15000N，当受轴向工作载荷F10000N时，求螺 栓所受的总拉力及被连接件之间的残余预紧力。 FFF cc c FF mb

27、b 102 0.9 b bm C CC 24000100009 . 015000 02 F cc c FF mb b 2400010000 112 FFFF 14000 1 F 四、 计算及分析题 NF4500 60 NF5520 0 3 (共10分)如图所示为一固定在钢制立柱上的铸铁托架，已知总载荷 ，其作用线与垂直线的夹角 ，底板高h=340mm，b=150mm，螺栓预紧力 ，螺栓的相对刚度为： 2 . 0)/( mbb CCC ，试计算每个螺栓所受 的总拉力。 h b F 220 280 160 1 5 0 NFFx3897sin NFFy2250cos NzFF xa 974/ Ncm

28、FFM yx 961021524001641571516 4 2 1min2 1 /96102/ (4 14)1716 MiM i FMLLF 110 / () ()0.2(9741716)55206058 bbmaM FCCCFFFN 220 / () ()0.2(9741716)55204351.6 bbmaM FCCCFFFN 解：螺栓组结构如图所示：螺栓数z=4对称布置。将总载荷沿水平和铅垂方向进行 分解，可得： ， 由水平拉力引起的工作拉力为： 倾覆力矩为： 由倾覆力矩引起的上、下面螺栓拉力为： 上、下面螺栓的总拉力分别为： 第六章 键、花键、无键联接和销联接 6-1 键联接 键联接

29、分类及特点：平键、半圆键、楔键、切向键等。 A、B、C型普通平键的特点 键的尺寸选择：bh和键的长度L 平键联接的失效 强度校核： 6-2 花键联接 花键联接的特点 *6-3 无键联接、6-4 销联接 普通平键联接普通平键联接(静联接静联接)： 工作面的压溃、键的剪断工作面的压溃、键的剪断 导向平键滑键联接导向平键滑键联接(动联接动联接)： 工作面的磨损工作面的磨损 2 pp ss kld T kl F 1. 普通平键是（由、 中选） ，其剖面尺寸一 般是根据（由、中选） 按标准选取 的。 （标准件； 非标准件； 传递转矩大小； 轴 的直径； 轮毂长度； 轴的材料） 2.普通平键长度的主要选择

30、依据是 。 （传递转矩的大小； 轮毂的宽度； 轴的的直径； 传递功率的大小） 3、平键主要用来实现 固定。 4、半圆键联接的缺点是轴上键槽较深，对轴的 削 弱较大，一般只用于 联接中。 5、花键联接按其齿形不同，可分为 花键 和 花键。 轴和轴上零件之间的周向 强度 轻载 矩形 渐开线 4、普通平键联接属于 联接， 其主要的失效形式是键以及轴与轮毂上的键槽三 者中 。 5、同一轴毂联接，当用单键强度不够而需要采用 双键时，键的合理布置方式是：两平键 宜 ；两半圆键应 ； 两楔键应 。 静 强度较弱的表面被压溃 相隔180度 位于同一直线上 相隔90120度 第八章 带传动 8-1 带传动概述

31、8-2 带传动的工作情况分析 8-3 带传动的设计计算 8-4 带轮结构设计 8-5 带传动的张紧装置 8-6 带传动设计实例 8-1 带传动概述 带传动的特点 带轮槽的楔角小于带的。 8-2 带传动的工作情况分析 弹性滑动 带传动力分析公式 优点：优点：结构简单、无啮合冲击，传动平 稳、适合高速、造价低廉以及缓冲减振， 过载保护，适用于大中心距； 缺点：缺点：摩擦式带传动有弹性滑动和打滑 的现象，传动比不稳定，需较大张紧力， 寿命短。 21 FFFe 210 2FFF 1 1 2 0 f f fcec e e FFF f eFF 21 最大应力发生在带的紧边开始绕上小带轮处。最大应力发生在带

32、的紧边开始绕上小带轮处。 为了不使带所受到的弯曲应力过大，应限制带轮的最小直径。为了不使带所受到的弯曲应力过大，应限制带轮的最小直径。 由于拉力差和带的弹 性变形而引起的带相 对带轮的局部滑动。 8-3 带传动的设计计算 带传动的主要失效形式是打滑和传动带的疲劳破坏。 带传动的设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强 度和寿命。 单根V带所允许传递的功率公式的含义： 带的参数选择： 8-4 带轮结构设计 8-5 带传动的张紧装置 张紧轮的位置及张紧方向 KW Av e P V f cb 1000 ) 1 1)( 10 sss 带的型号 带轮的基准直径的dd1 带的速度v 中心距a 带的基准

33、长度Ld 小带轮上的包角 1 带的根数z 1、在一般机械传动中，若需要采用带传动时，应 优先选用 。 （ 圆型带传动 同步带传动 V型带传动 平型带传动） 3、正常工作条件下的V带传动，在接触面上带与 带轮间 。 （速度完全一致； 存在弹性滑动； 存在打 滑； 存在弹性滑动与打滑 ） 5、带传动的主要失效形式是带的 。 （ 疲劳拉断和打滑 磨损和胶合 胶合和打 滑 . 磨损和疲劳点蚀） 6、带传动设计中，应验算小带轮包角不要过小， 这是为了 。 （提高传动寿命； 减小对轴的压力； 减小结 构尺寸；提高摩擦力保证有一定承载能力 ） 7.带传动正常工作时不能保证准确的传动比是因 为 。 （带存在弹

34、性滑动；带容易变形和磨损； 带在 带轮上打滑； 带的材料不符合虎克定律） 8、带传动中，从动轮上发生弹性滑动时，则 。 带的速度小于从动带轮的圆周速度；带的速度大于 从动带轮的圆周速度；带的速度等于从动带轮的 圆周速度） 9、各种型号的V带，其截面的楔角均为400。为使 V带的工作面能与轮槽工作面保持良好接触，必须 使带轮槽角 。 （略大于400； 略小于400； 等于400 ） 3 带传动工作时，带中的应力有 应力， 应力和 应力。 4、已知某V带传动所传递的功率P=4kw,带速 V=8m/s,紧边拉力F1与松边拉力F2的关系为 F1=1.5F2。则其有效圆周力Fe为 N， 紧边拉力为 N，

35、松边拉力为 N。 拉 弯曲离心 500 15001000 8-2（P164）V带传动传递的功率 ， 带速为 ，紧边拉力是松边拉力的两 倍，即 ，试求紧边拉力 ，有效 拉力 和预紧力 。 7.5Pkw 10/vm s 12 2FF 1 F e F 0 F 8-2（P164）V带传动传递的功率 ， 带速为 ，紧边拉力是松边拉力的两 倍，即 ，试求紧边拉力 ，有效 拉力 和预紧力 。 解： 由式（8-3） 得 ： 由 得： 且 7.5Pkw 10/vm s 12 2FF 1 F e F 0 F 1000 e F v P 1000 750 e P FN v 12 12 2 e FFF FF 2 750

36、 e FFN 12 21500FFN 01 1125 2 e F FFN 1、带传动中弹性滑动和打滑有什么区别？打滑对带传 动有何影响？ 2 2、带传动为什么要限制其最小中心距和最大传动比？ 答：弹性滑动是由于带的弹性变形而引起的带与带轮的滑 动。只要带传动传递功率，带两边就有拉力差。弹性滑 动是带传动的固有属性，不可避免。而打滑是当工作载 荷大于带传动的最大有效拉力时，带与带轮间就将发生 显著的相对滑动。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速 急剧下降，甚至使带传动失效。 答： 1）中心距愈小，带长愈短。在一定速度下，单位时间内 带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳破坏；如在传 动比一定的条件下，

37、中心距越小，小带轮包角也越小， 传动能力下降，所以要限制最小中心距。 2）传动比较大且中心距小时，将导致小带轮包角过小， 传动能力下降，故要限制最大传动比。 答：当工作载荷大于带传动的最大有效拉力时，带与带轮 就将发生显著的相对滑动，即打滑。打滑将使带的磨损 加剧，从动轮转速急剧下降，甚至使带传动失效。 3、带传动为什么会出现打滑现象？打滑对带传动有何 影响？ 第九章 链传动 9-2 传动链的结构特点 链节数宜取偶数偶数，避免过渡链节过渡链节 9-1 链传动的特点及应用特点及应用 9-3 滚子链链轮的结构和材料 9-4 链传动的工作情况分析 链传动的多边形效应多边形效应造成链条和链轮都做周期性

38、的变速运动， 从而引起动载荷。 9-5 滚子链传动的设计计算 失效形式 链传动的参数选择 9-6 链传动的布置、张紧、润滑与防护 链轮的转速越高、节距 越大、齿数越少，则传 动的动载荷就越大。 链轮齿数z1、z2 传动比i 中心距a 链的节距p和排数 6、开式链传动的主要失效形式是 。 （链条的疲劳破坏； 链条的过载拉断； 链条铰链的 磨损；链条铰链的胶合 ） 7、链传动中，限制大链轮的最大齿数的目的之一是为 了 。 （减小传动的不均匀性和动载荷； 防止 链节磨损后脱链； 使小链轮轮齿受力均匀； 防止润 滑不良时轮齿加速磨损） 8、套筒滚子链设计时，在满足承载能力要求的前题下， 链条节距选得

39、越好。（越大； 越小 ） 9、链传动中，链的节距增大时，则多边形效应将 。 （ 减少； 加剧； 不变） 10、链传动中，小链轮齿数Z1增加时，则多边形效应 将 。 （ 减少； 加剧； 不变） 1、滚子链传动设计时，为什么中心距不宜取得 过大或过小？ 答：链传动设计时，中心距过小，链速不变时，单 位时间内链条绕转次数增多，链条曲伸次数和循 环次数增多，因而加剧了链的磨损和疲劳；小链 轮包角变小，包角范围内，每个轮齿所受载荷增 大，且易出现跳齿和脱链现象；中心距过大时会 引起松边垂度过大，传动时造成松边颤动。 第十章第十章 齿轮传动齿轮传动 10-1 齿轮传动概述 10-2 齿轮传动的失效形式及设

40、计准则 10-3 齿轮的材料及其选择原则 10-4 齿轮传动的计算载荷 10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 10-6 齿轮传动设计参数、许用应力与精度选择 10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 10-8 标准锥齿轮传动的强度计算 10-9 齿轮的结构设计 10-10 齿轮传动的润滑 第十章第十章 齿轮传动齿轮传动 10-1 齿轮传动概述 10-2 齿轮传动的失效形式及设计准则 失效形式及措施 齿轮的设计准则 10-3 齿轮的材料及其选择原则 对齿轮材料性能的要求 软齿面、硬齿面 轮齿折断、齿面磨 损、齿面点蚀、齿 面胶合、塑性变形。 n 闭式软齿面齿轮：易发生点蚀，按接触疲劳强度设计

41、，校核 n 弯曲强度 n 闭式硬齿面齿轮：易发生轮齿折断，按弯曲疲劳强度设计， n 校核接触强度 n 开式齿轮：主要失效是磨损、断齿，不会出现点蚀，只按弯曲 n 疲劳强度设计，然后将计算出的模数m加大 10%20% 齿轮的齿体应有较高的抗折断能力，齿 面应有较强的抗点蚀、抗磨损和较高的抗胶 合能力，即要求：齿面硬、齿芯韧。 10-4 齿轮传动的计算载荷 载荷系数 KKA Kv K K 10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 受力分析 强度计算公式 齿形系数对齿形的影响 齿轮强度的比较 10-6 齿轮参数及许用应力 齿轮传动设计参数的选择（Z1、m） FSaFa d F YY zm KT s

42、s 2 1 3 1 2 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m s FsaFaF YY mbd KT ss 1 1 2 HEH t H ZZ u u bd KF s s 1 1 HEH d H ZZ u u d KT s s 12 3 1 1 3 2 1 1 12 s H EH d ZZ u uKT d 在保证弯曲疲劳强度的前提 下，齿数选得多一些好 齿宽系数d及齿宽的选择（为什 么小齿轮比大齿轮宽） 齿轮的许用应力 10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 10-8 标准锥齿轮传动的强度计算 几何尺寸关系 tan1= r1 / r2 10-9 齿轮的结构设计 10-10 齿

43、轮传动的润滑 斜齿轮、 锥齿轮受 力分析 1、影响渐开线圆柱齿轮齿形系数的参数是 。 （齿宽系数； 模数； 齿数 ） 2、一般圆柱齿轮传动的接触强度是按 啮合时的情 况进行计算的。 （单齿对啮合的最高点；齿顶；齿根；节点； 啮合极限点) 3、一般圆柱齿轮传动的弯曲强度是按载荷作用于 时 的情况进行计算的。 （单齿对啮合的最高点；齿顶；齿根；节点； 啮合极限点) 4、齿轮传动中，材料与齿宽系数、齿数比、工作情况 等一定情况下，齿轮的接触强主要取决于 ，而弯曲 强度主要取决于 。 （模数； 齿数； 分度圆直径或中心距；压力角 ） 5、一对齿轮传动，已知Z1HBS2，则轮齿的 接触应力 。 （大于；

44、 等于； 小于） 6、对于开式齿轮传动的承载能力计算，目前采取的方 法是 。 （按接触疲劳强度计算，然后将计算结果增大；按每 小时齿面磨损量计算齿厚；按闭式齿轮传动设计； 按轮齿弯曲疲劳强度计算，将所得模数加大) 第十一章 蜗杆传动 11-1 蜗杆传动概述 11-2 蜗杆传动的类型 11-3 普通蜗杆传动的参数与尺寸 蜗杆的分度圆直径d1（ d1= qm ） 11-4 普通蜗杆传动的承载能力计算 失效形式：蜗轮磨损、胶合、点蚀；蜗杆刚度不足。 蜗杆传动的设计准则 11-5 蜗杆传动的效率、润 滑与热平衡 1 1 1 1 tan d mz d mz mzqdda)( 2 1 )( 2 1 221

45、 1、规定蜗杆直径系数q为标准值，是为了 。 （保证蜗杆有足够的刚度；提高蜗杆传动效率； 限制蜗轮滚刀的数目及便于滚刀的标准化；有 利于蜗杆传动中心距标准化） 3、已知阿基米德蜗杆标准传动的中心距a=78 mm,， 蜗轮分度圆直径d2=120 mm，模数m=3mm，蜗杆 头数Z1=2，则传动比i= ，蜗杆特性系数 q= 。 20 12 12-1 滑动轴承概述 12-2 滑动轴承的典型结构 12-3 滑动轴承的失效形式及常用材料 12-4 滑动轴承轴瓦结构 12-5 滑动轴承润滑剂的选择 12-6 不完全液体润滑滑动轴承的设计计算 12-7 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算 *12-8 其它形

46、式滑动轴承简介 第十二章 滑动轴承 磨粒磨损、刮伤、 咬粘(胶合)、疲劳 剥落和腐蚀 12-1 滑动轴承概述 滑动轴承的特点及应用 12-2 滑动轴承的典型结构 12-3 滑动轴承的失效形式及常用材料 滑动轴承失效形式 对滑动轴承材料的要求 12-4 滑动轴承轴瓦结构 轴瓦的形式和结构 油槽的设置及对轴承承载能力的影响 12-5 滑动轴承润滑剂的选择 润滑油的粘度（运动粘度、动力粘度）及牌号 润滑油的粘温特性 第十二章 滑动轴承 减摩性、耐磨性、抗 咬粘性、摩擦顺应性、 嵌入性、磨合性 12-6 不完全液体润滑滑动轴承的设计计算 失效形式：磨损、胶合 设计准则： 校核内容： p p、 pvpv

47、、 vv p p： pvpv： vv： 12-7 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算 流体动压润滑的必要条件流体动压润滑的必要条件 雷诺方程的意义雷诺方程的意义 径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程 工作能力计算工作能力计算 流体动力润滑的必要条件是： 相对运动的两表面间构成收 敛楔形。 两表面必须有足够的相对滑 动速度，其运动方向必须使润 滑油由大口流进，小口流出。 润滑油必须有一定的粘度， 供油要充分。 )( 6 0 3 hh h v x p P C dB F 2 vB F dB F C P 2 22 承载量系数承载量系数Cp与与偏心率偏心率 最小油膜厚度最小油膜厚度 hmin= r (1-

48、 ) h 轴承的热平衡计算 轴承参数对承载能力及温升的影响轴承参数对承载能力及温升的影响 参数选择：宽径比B/d、相对间隙、粘度 参数、B/d、d、 、tm 1、液体摩擦径向滑动轴承在所受外载荷不变的条件下， 当轴颈的转速增加时，最小油膜厚度hmin 。 （减小； 增加； 不变； 不能确定） 2、柴油机曲轴中部的轴承应采用 。 （整体式滑动轴承 部分式滑动轴承 深沟球轴承 圆锥滚子轴承） 3、高速、重载下工作的重要滑动轴承，其轴瓦材料宜 选用 。 （锡基轴承合金； 铸锡青铜；铸铝铁青铜； 耐 磨铸铁） 4、径向滑动轴承中，若在轴瓦上开设油沟，为避免过 大地降低轴承的承载能力，油沟应开设在 。

49、（随意； 承载区； 非承载区 ） 5、下列机械中 只采用滑动轴承。 （普通齿轮减速器； 电动机转子； 火车轴承；汽车内燃 机曲轴轴承） 6、膜厚比可以用来大致估计两滑动表面所处的摩擦状态。当 3时，相应的滑动表面所处的摩擦状态 是 。 （干摩擦状态； 边界摩擦状态； 混合摩擦状态； 流体 摩擦状态） 1、在不完全液体润滑滑动轴承的设计计算中，为了维持边界 油膜不遭破裂，应主要限制 和 以 进行间接的、条件性计算。 2.为了使润滑油均布在滑动轴承的整个轴颈上，应在轴瓦内 表面制出 。 3、径向滑动轴承中，若在轴瓦上开设油沟，为避免过大地降 低轴承的承载能力，油沟应开设在 。 4、液体润滑滑动轴承

50、按承载机理的不同，可分为 滑 动轴承和 滑动轴承。 5、非液体摩擦滑动轴承设计中，验算压力p主要是为了控 制 ，验算pV值主要是为了控制 。 p p pv pv 油槽（或油沟） 非承载区 液体动压 液体静压 磨损 发热和温升 四、简答下列问题（共10分） 1、简述径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程。（5分） 2、简述径向滑动轴承形成流体动力润滑（即形成动压 油膜）的必要条件。（5分） 答：（a）当轴颈静止时，轴颈处于轴承的最低位置，并 与轴互相接触，两表面之间形成了一收敛的楔形空间； （b）当轴颈顺时针转动时，在轴瓦对轴颈的磨擦力作 用下，轴颈沿孔壁向右爬升；（c）随着转速增大，楔 形油膜产生

51、的动压力将轴颈向右浮起；（d）当轴颈达 到稳定运转时，轴颈便在一定的偏心位置上；（e）当 轴承处于流体动压润滑状态时，油膜产生的压力与外 载荷相平衡。 答：（a）相对滑动的两表面间必需形成收敛的楔形空间； （b）被油膜分开的两表面必须有相对滑动速度，其运 动方向必须保证润滑油从大截面流进，从小截面流出； （c）润滑油必须有一定的粘度，供油应充分。 第十三章 滚动轴承 13-1 概 述 13-2 滚动轴承的主要类型和代号 13-3 滚动轴承的类型选择 13-4 滚动轴承的工作情况 13-5 滚动轴承尺寸的选择 13-6 轴承装置的设计 13-7 滚动轴承与滑动轴承性能对照 13-8 滚动轴承例题

52、分析 第十三章 滚动轴承 13-1 概 述 13-2 滚动轴承的主要类型和代号 滚动轴承的类型及特点 滚动轴承的代号 13-3 滚动轴承的类型选择 13-4 滚动轴承的工作情况 轴向载荷对载荷分布的影响 派生(附加、内部)轴向力Fd 13-5 滚动轴承尺寸的选择 滚动轴承的失效形式： 滚动轴承的设计准则 滚动轴承基本额定寿命，L10的意义。的意义。 基本额定动载荷C 当量动载荷 判断系数e的意义 滚动轴承的轴向力计算（三句话） 滚动轴承寿命计算公式 13-6 轴承装置的设计 支承方式及特点 轴承游隙及轴上零件位置的调整 滚动轴承的润滑与密封 轴系结构改错 )( arP YFXFfP P Cf

53、n L t h 60 106 6 10 60 h t Ln f P C 滚动轴承的设计准则：滚动轴承的设计准则： 对于回转的滚动轴承对于回转的滚动轴承：接触疲劳 寿命计算和静强度计算。 对于摆动或转速很低的滚动轴承对于摆动或转速很低的滚动轴承： 只需作静强度计算。 对于高速轴承对于高速轴承：除进行疲劳寿命 计算外，还需校核极限转速nlim。 疲劳点蚀、塑性变形、 磨损、烧伤、断裂。 1.当轴的转速较低，且只承受较大的径向载荷时，宜 选用 。 （深沟球轴承； 推力球轴承； 圆柱滚子轴承； 圆锥滚子轴承） 2.一般转速的滚动轴承计算准则为 。 （ 进行静强度计算 ； 进行极限转速计算；进 行疲劳寿

54、命计算；进行热平衡计算） 3、在下面的滚动轴承型号中允许极限转速最高的轴 承是 。 （N307/P4； 6207/P2； 30207；51307/P6） 4. 一般选择滚动轴承类型的主要依据是 。 （轴承的极限转速nlim的大小； 轴承的承载能力； 轴承所受载荷的大小、方向和性质；轴承的调 心性能）。 5、下列滚动轴承中，极限转速最高的是 。 （推力轴承； 特轻系列深沟球轴承；重系列深 沟球轴承；特轻系列圆柱滚子轴承；重系列圆柱 滚子轴承） 6、滚动轴承的基本额定寿命是指同一批轴承，在同 一条件下，其中 的轴承产生疲劳点蚀时， 轴承所转的总转数。 （； 10%；85%；15%） 7、调心滚子轴

55、承外圈滚道为 。 （球面； 圆柱面；鼓形（球面滚子）；圆锥 形） 1、代号为7207的滚动轴承,其类型为 轴 承，内径大小为 mm、直径系列为 系列。 3、在同一轴上两个滚动轴承支点组合设计时，温度 变化不大的短轴常采用 的固定结构； 温度变化较大的长轴常采用 的固定结构。 角接触球 35 轻轻 一端固定，一端游动（单支点双向） 两端固定（双支点单向 ） 第十四章 联轴器和离合器 14-0 联轴器和离合器概述 14-1 联轴器的种类和特性 14-2 联轴器的选择 计算转矩计算转矩Tc=KA（工况系数）（工况系数）T （名义转矩）（名义转矩） 应使 Tc T 14-3 离合器 14-4 安全联轴

56、器及安全离合器 14-5 特殊功用及特殊结构的联轴器及离合器 1、挠性联轴器根据内部是否具有弹性元件，可分为 联轴器和 联轴器 2、联轴器只有在机器 时才能接合和断开两 轴的联接；在机器运行中要进行轴的离合，需要采 用 。 3、有弹性元件的挠性联轴器的主要优点 是 ，又能 。 4、离合器按传力原理分为 式离合器 和 式离合器。 有弹性元件的挠性 无弹性元件的挠性 停车 离合器 可缓 冲减振 补偿两轴间的偏移 牙嵌 摩擦 5、当需联接的两轴有径向位移、但载荷不大且转速较 低时，最好是采用 联轴器；而在转速高 且经常正反转时，则应采用 。 7.下面的联轴器中在工作时具有缓冲减振作用的联轴器 是 。

57、 （刚性联轴器； 十字滑块联轴器； 齿式联轴器； 弹性柱销联轴器） 8.在下列联轴器中，属于刚性联轴器的是 。 （万向联轴器 齿式联轴器 弹性柱销联轴器 凸缘联轴器） 十字滑块 弹性套柱销联轴器 第十五章 轴 15-0 工程实际中的轴 15-1 轴的概述 15-2 轴的结构设计 轴系结构改错题 15-3 轴的计算 的含义其中 ， ）（ ）按弯扭组合计算： ，）按扭转计算： 扭矩图轴的支反力、弯矩图、） s s 3 2 . 0 1055. 9 2 1 1 22 3 0 3 3 6 W TM n P Ad n P d CA T 1、在实际应用中，轴多做成阶梯形，这主要为 了 。 （减轻轴的重量；

58、制造省工且便于热处理； 便 于轴上零件的装配和定位） 2、火车车厢的车轮轴是 。 （转轴； 心轴； 传动轴 ） 3、自行车的前轴是 。 （转轴；传动轴；心轴） 4、在常温下工作的轴采用45#钢且经调质处理，当 计算表明其刚度不够时，应采取的正确措施是 。 （改用合金钢； 改变表面粗糙度； 增大轴的直 径；提高轴的表面硬度 ） 5、轴的强度计算公式中折合系数是考虑 。 （计算公式不准确； 弯矩和转矩的循环特性不同； 材料抗弯与抗扭的性能不同； 强度理论的要求 不同） 6、工作中只承受弯矩不承受转矩的轴叫 轴，只 承受转矩不承受弯矩的轴叫 轴，同时承受弯矩 和转矩的轴叫 轴。 转转 1537试指出

59、图示小锥齿轮轴系中的错误结构，并画出正确的结构图。试指出图示小锥齿轮轴系中的错误结构，并画出正确的结构图。 1538试指出图示斜齿圆柱齿轮轴系中的错误结构，并画出正确结构图。 1539 试指出图示斜齿圆柱齿轮轴系中的错误结构，并画出正确结构图。 1540 试指出图 示斜齿圆柱齿轮轴 系中的错误结构及 视图表达错误，并 画出正确结构图及 视图。 1347 图示为采用一对反装圆锥滚子轴承的小锥齿轮轴承组合结构。指出结构 中的错误，加以改正并画出轴向力的传递路线。 1347 图示为采用一对反装圆锥滚子轴承的小锥齿轮轴承组合结构。指出结构 中的错误，加以改正并画出轴向力的传递路线。 1348 试分析图

60、示轴系结构的错误，并加以改正。齿轮用油润 滑、轴承用脂润滑。 机械设计模拟试题1 一、单项选择题（一、单项选择题（20分，每题只有一个正确答案）分，每题只有一个正确答案） 1、 当螺栓联接的被联接件是铸件时，应在安装螺栓处加工 凸台或沉孔，其目的是_D_。 A易拧紧 B避免偏心载荷 C外观好 D增大接触面积，提高承载能力 2、当温度升高时，润滑油的粘度_B_。 A随之升高 B随之降低 C升高或降低视润滑油的性质而定 D保持不变 3、键的长度一般根据_B_来选择。 A传递转矩的大小 B轮毂的长度 C轴的长度 D轴的转速 机械设计模拟试题1 4、带传动工作时产生弹性滑动是因为_B_。 A带的预紧力