机械设计题库——填空题

1、填空题1. 机械零件的强度 30 题1.1 在交变应力中，应力循环特性是指最小应力与最大应力的比值。1.2 零件疲劳强度设计时，在校核其危险截面处的强度时发现该截面同时存在几个不同的应力集中源， 其有效应力集中系数应按各有效应力的集中系数的最大值选取。1.3在静强度条件下，塑性材料的极限应力是屈服极限s ，而脆性材料的权限应力是强度极限 B1.422若一零件的应力循环特性 r +0.5 ， a =70N/mm，则此时，a 为 210 N/mm ，max 为 280 N/mm 2 ，min 为 140 N/mm 2 。1.5在任给定循环特性的条件下，表示府力循环次数N 与疲劳极限 rn 的关系的

2、曲线称为疲劳曲线（N 曲线），共高周疲劳阶段的方程为rm Nrm N 0C 。1.6影响机械零件疲劳强度的主要因素除材料性能、应力循环特性r 和应力循环次数 N 之外，主要有应力集中， 绝对尺寸和表面状态。1.7材料对称循环弯曲疲劳极限2循环基数6。，寿命指数m1 300 N/mmN0109，当应力循环次数 N =105 时，材料的弯曲疲劳极限1N 387.5N/mm2 。1.8在静载荷作用下的机械零件，不仅可以产生静应力，也可能产生变应力。1.9 在变应力工况下， 机械零件的损坏将是疲劳折断，这种损坏的断面包括光滑区和粗糙区。1.10 机械零件设计计算的最基本计算准则是强度准则。1.11 机

3、械零件的主要失效形式有整体断裂；表面破坏；变形量过大及破坏正常工作条件引起的失效。1.12 机械零件的表面损坏形式主要有1,.13 。提高机械零件强度的主要措施有磨损 、压溃 、接触疲劳及合理布置零件，减小所受载荷；腐蚀 。均匀载荷分布，降低载荷集中；选择合理的界面；减小应力集中。1.14 零件刚度的计算准则是限制零件的弹性变形量不得超过许用值。1.15 械零件振动稳定性的计算准则是零件的自振频率与外力的作用频率不相等也不接近。1.16 零件按无限寿命设计时 疲劳极限取疲劳曲线上的水平线对应的应力水平；按有限寿命设计时，顶期达到N次循环时的疲劳极限表达式为mN 0rNrr K NN1.17 在

4、校核轴危险截面处的安全系数时 在该截面处同时有圆角， 键槽及配合边缘等应力集中源，此时应采用 其中最大有效的 应力集中系数进行计算，1.18 铁路车辆的车轮铀只受弯曲应力。1.19 设计零件时 为了减小截面上的应力集中，可采用的主要措施有交接部分截面尺寸避免相差过大；增大过渡曲线的曲率半径及增设卸载机构。1.20 钢的强度极限愈高对应力集中，表面愈粗糙表面状态系数愈低。1.21 在静应力工况下，机械零件的强度失效是塑性变形或断裂。S S1.22.公式 S表示弯扭复合应力状态下疲劳强度的安全系数，而S2S2Ss表示 弯扭复合 应力状态下屈服强度的安全系数。2 2max4 max1.23 当三个相

5、同的零件甲、乙、丙承受的m ax 是相同，但应力的循环特性r 分别表示+1,0 ，-1 ，其中最容易疲劳损伤的零件是r =-1 时。1.24 一部机械的设计程序一般要经过四个阶段为调查决策、研究设计、试制及投放产销。1.25 为使零件表面获得高强度、高疲劳极限、以及耐磨、防腐蚀性能，常用的表面化学人处理工艺有氮化和渗碳。1.26机械零件的耐磨性准则，主要是限制接触表面间的p 和 pv 值。1.27材料的塑性变形通常发生在低速重载的情况下。1.28为了提高零件的抗拉压强度，增加零件的横截面积 最为有效。1.29产品设计中的“三化”是指 标准化 、 系列化 及 通用化。1.30产品样机试验完成后，

6、为使设计达到最佳化，需要对方案进行技术评价 及 经济评价 工作。2、螺纹联接30 题2.1. 螺纹的公称直径是指螺纹的大 径，螺纹的升角是指螺纹中 径处的升角。螺旋的自锁条件为螺纹的升角小于螺旋副的当量摩擦角v ，拧紧螺母时效率公式为tan。tan(v )2.2 螺纹联接常用的防松原理有摩擦防松， 机械防松， 铆冲防松。其对应的防松装置有双螺母，开口销，铆死、冲点。2.3三角形螺纹主要用于连接 ，而矩形、梯形和锯齿形螺纹主要用于传动 。2.4标记为螺栓 GB578286 M16×80 的六角头螺栓的螺纹是三角形，牙形角等于 60 度，线数等于 1，16 代表 螺纹公称直径，80 代表

7、杆长。2.5用四个铰制孔螺栓联接两个半凸缘联轴器，螺栓均布在直径为 200mm的圆周上，轴上转矩为 100N· m，每个螺栓受的横向力为250 N。2.6受预紧力 QP 和工作拉力 F 的紧螺栓联接， 如螺栓和被联接件刚度相等， 预紧力Q P 8000N，在保证接合面不产生缝隙的条件下，允许的最大工作拉力F 16000N。2.7仅承受预紧力的紧螺栓联接强度计算时，螺柱的危险截面上有预紧力QP和 摩擦力矩 T 载荷联合作用。因此，在截面上有拉伸应力和扭转切应力。2.8 若螺纹的直径和螺纹副的摩擦系数一定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的导程 S 和牙型角。2.9 为了提高螺栓联接强度，

8、防止螺栓的疲劳破坏。 通常采用的方法之一是减小螺栓 刚度或增大 被连接件刚度。2.10 有一单个紧螺栓联接，已知该螺栓所受预紧力Q0 =1000 N, 所受轴向工作载荷Q1 =500N螺栓的相对刚性系数K b0.2，则螺栓所受的总拉伸裁荷 Q 1100K b K cN 残余预紧力 Qr 600N 为保证结合面不出现缝隙， 则该联接允许的最大轴向工作载荷 Q max 12502.11 在螺栓联接中， 当螺栓轴线与被联接件表面不垂直时、螺栓中将产生弯曲 附加应力。2.12 受轴向载荷的紧螺栓所受的总拉力是残余预紧力与 工作拉力之和。2.13 对承受轴向变载荷的紧螺栓联接，欲降低应力幅提高疲劳强度的

9、措施有减少螺栓刚度同时增加被联接件刚度。2.14 压力容器的紧螺栓联接中， 若螺栓的预紧力和容器的压强不变， 而仅将凸缘间的铜垫片换成橡胶垫片则螺柠所受的总拉力 Qb 增大 和联接的紧密性 提高 。 2.15 联接承受横向载荷， 当采用普通螺栓联接 横向载荷靠 被联接件的接触面间摩擦力 来平衡；当采用铰制孔螺栓联接， 横向载荷靠螺栓光杆的剪切和挤压来平衡。2.16 在一定的变载荷作用下， 承受轴向工作载荷的螺栓联接的疲劳强度是随着螺栓刚度的增加而降低；且随着被联接件刚度的增加而提高。2.17 双头螺栓的两被联接件之一是螺纹孔，另一是光孔。2.18 发动机缸体与缸盖的螺栓联接， 应使用 双头螺栓

10、 联接，为了控制预紧力需用 定力矩 扳手拧紧。2.19 受轴向载荷的紧螺校联接形式有普通螺栓联接和 双头螺柱联接两种。2.20 试列举两种螺纹联接的防松装置双螺母防松和 止动垫圈放松。2.21 常用螺纹的类型主要有三角形螺纹；管螺纹；矩形螺纹；梯形螺纹和锯齿形螺纹。2.22 传动用螺纹 ( 如梯形螺纹 ) 的牙型斜角比联接用螺纹( 如三角形螺纹 ) 的牙型斜角小这主要是为了提高传动效率。2.23 采用经机械加工制成的凸台或沉头座孔做为螺栓与螺母接触的支承面是为了减少和避免螺栓受附加弯曲应力 。2.24在螺纹联接中采用悬置螺母或环槽螺母的目的是使螺纹牙上均载 。2.25普通螺栓联接承受横向外载荷

11、时依靠被联接件接触间摩擦力 承载。螺栓本身受 预紧力 作用，该螺栓联接可能的失效形式为被联接件间相对滑动。铰制孔用螺栓联接承受横向外载荷时，依靠螺栓抗剪切承载，螺栓本身受剪切和挤压 力作用。螺栓可能的失效形式为剪断和压溃。2.26螺纹联接防松， 按其防松原理可分为摩擦 防松， 机械 防松和永久性防松。2,27 。螺纹联接放松的实质是防止螺杆和螺母间发生相对转动。2.28 在螺纹连接中采用悬置螺母或环槽螺母的目的是 均匀各旋合圈螺纹牙上的载荷。2.29 三角形螺纹牙型a= 60 0 广泛应用于螺纹联接。2.30 C1 是螺纹刚度， C 2 是被联接件刚度， 只考虑 C1 和 C 2 的条件下提高

12、受轴向变载荷紧联接螺栓疲劳强度的措施是增大C1，减少 C2 。3、键、花键、无键和销联接20 题3.1 普通平键标记键16× 100 GB109679 中，16 代表 键宽，100 代表 公称长度，它的型号是A 型。它常用作轴毂联接的周向固定。3.2 选择普通平键时， 链的截面尺寸 ( b × h ) 是根据轴径 d 查标准来确定； 普通平键的工作面是键的两侧面。3.3 平键键联接中，键两侧面是工作面；楔形键联接中，上下两表面是工作面。平键联接中，导向平键、滑键用于动联接。3.4当采用两个楔键传递周向载荷时， 应使两键布置在沿周向相隔90 0 1200 的位置，在强度校核时

13、只按 1.5个键计算。3.5在平键联接中，静联接应验算挤压强度；动联接应验算耐磨性 强度。3.6圆锥销大头直径为 D ，小头直径为 d ，在国家标准中其中是d 标准的，设圆锥销的长度为 l ，则其锥度是( D d )1。l503.7一轴颈截面上布置广两个普通平键，传递扭矩为T 150N·m，在进行强度验算时，若仍按一个平键来计算，则只需将传递的扭矩改为100 N· m即可。3.8平键联接的主要失效形式有； 工作面压溃 (静联接 ) ，工作面 磨损 ( 动联接)，个别情况下会出现键的剪断。3.9 楔键联接，既可传递扭矩，又可承受单向轴向载荷，但容易破坏轴与轮毂的对中性。3.1

14、0 半圆键的侧面为工作面，当需要用两个半圆键时，一般布置在轴的同一条的母线上 。3.11 花键按齿形分为矩形、渐开线、三角三种花键。矩形花键有内径、外径、齿侧三种定心方式。3.12 过盈连接的承载能力取决于侧面和上下面。3.13 不可拆的联接主要有铆接、焊接、胶接、不可拆过盈和压冲塑变。3.14 切向键联接必须成对使用，只能传递单方向圆周力。3.15 销钉连接的主要用途是固定零件之间的相对位置。3.16 销按形状可分为圆柱销和圆锥销两种，在多次装拆的地方选用圆锥销。3.17 过盈连接是利用轮毂和轴之间存在过盈量靠摩擦传递载荷的一种联接。3.18 过盈连接同轴度好，对轴的销弱少，耐冲击性能好，对

15、配合面加工精度要求高。3.19 普通平键剖面尺寸根据轴的直径来选择。3.20 在渐开线花键中，联接是靠齿形定心。4、带传动 20 题4.1 带传动中带上受的三种应力是拉应力，弯曲应力和离心应力。最大应力等于1b1c ，它发生在带的紧边开始绕上小轮处， 若带的许用应力小于它，将导致带的疲劳失效。4.2 带传动中，打滑是指带和带轮之间发生的显著相对滑动。多发生在小轮上。刚开始打滑时紧边拉力F1 与松边拉力 F2 关系为 F1F2 Fec 2F011 / e fa。11/ efa4.3 带传动与齿轮传动一起做减速工作时，宜将带传动布置在齿轮传动之前 ；当带传动中心距水平布置时， 宜将松边安置在上 方

16、。带传动一周过程中， 带所受应力的大小要发生 4次变化，共中以弯曲应力变化最大，而离心 应力不变化。4.4 在设计三角胶带传动时， 要标明三角胶带的带型 和基准 长度、在计算传动的几何尺寸时，要用到基准长度。4.5 在普通 V 带传动中，载荷平稳，包角为 1800，带长 L0 为特定长度。强力层为化学纤维线绳结构条件下求得的单根V带所能传递的基本额定功率P0主要与 带型， 小带轮的基准直径和 小带轮转速有关。4.6 带传动的传动比不宜过大若传动比过大，将使小带轮包角1 过小，从而使带的有效拉力值减小。4.7 P0(b1c )(11fa ) Av 是带传动在1800 和 特定带长条件下单根e10

17、00普通 V 带所能传递的功率。4.8 某 V 带传动，带的横剖面积20 1.5MPa，有A 142mm，由张紧力产生的应力效拉力 F 300N，不计离心力的影响，紧边拉力F1 和松边拉力 F2 分别为 363 N 和63 N。4.9 控制适当的预拉力是保证带传动正常工作的重要条件，预拉力不足，则运转时易跳动和打滑；预拉力过大则带的磨损加剧、轴受力大。4.10 带传动中，带的紧边拉力与松边拉力的比值F1 / F2 大小当空载时为 1，当载荷使带传动开始打滑时为( F0 Fec )。2(F0Fec )24.11 普通 v 带传动中，已知预紧力 F0 2500N，传递圆周力为8000N，若不计带的

18、离心力，则工作时的紧边拉力F2 为 2900N，松边拉力 F1 为 2100N4.12 V 带在规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度称为带的基准长度 V 带的公称长度指的是V带的基准长度。4.13当带有打滑趋势时 带传功的有效拉力达到最大值，而带传动的最大有效拉力决定于 包角 ， 摩擦系数，张紧力三个因素。4.14带传动的最大有效拉力随预紧力的增大而增大 ，随摩擦系数的增大而增大，随摩擦系数的增大而增大。4.15 带的离心应力取决于带单位长度的质量q ，带横截面积和带线速度三个因素。4.16 常见的带传动的张紧装置有定期张紧装置，自动张紧装置和张紧轮张紧装置。4.17 普通 v 带带轮

19、的槽形角随带轮直径的减小而减少。4.18 带传动工作时，带内应力是0<r <1 循环性质的变应力。4.19 带传动工作时，若主动轮的圆周速度为 v1 从动轮的圆周速度为 v2 , 带的线速度为 v ，则它们的关系为 v1 > v , v2 < v 。4.20 在设设计 V 带传动时， V 带的型号是根据计算功率和小带轮转速选取的。5、链传动 20 题5.1链传动中，即使主动链轮的角速度1 =常数，也只有当 z1 z2 ，且中心距恰为节距的整数倍时，从动链轮的角速度2 和传动比 i 才能得到恒定值。5.2链传动的动载荷是随着链条节距P 增大和链轮齿数减少而增加。5.3 开

20、式链传动的主要失效形式是链条铰链磨损。5.4 滚子链最主要参数是链的节距，为提高链速的均匀性，应选用齿数为较多的奇数的链轮。5.5 一滚子链传动节距 p 25.4mm，小链轮转速 n1 1000r min，经测量链轮分度圆直径 d1 203mm，则链速为 10.6 m s。5.6 链传动瞬时传动比是i1R2 cosn1z2。R1 cos，其平均传动比是 iz12n25.7 链传动工作时， 其转速越高，其运动不均匀性越严重，故链传动多用于低速传动。5.8对于高速重载的套筒滚子链传动，应选用节距小的多排链；对于低速重载的套筒滚子链传动，应选用节距大 的链传动。5.9链传动中，小链轮的齿数越多时，则

21、传动平稳性越好。5.10 链传动中，当节距P 增大时，优点是承载能力增大，缺点是多边形效应增大，振动、冲击、噪声严重。5.11选择链传动的参数时，若将小链轮齿数z1 增加，其好处是多边形效应小，传动更平稳。5.12链传动的平均传动比不变，瞬时传动比是变化的。5.13与带传动相比，链传动的承载能力大 ，传动效率高，压力小。5.14单排滚子链与链轮啮合的基本参数是节距 、滚子外径和内链节内宽， 其中 节距 是滚子链的主要参数。5.15链轮的转速 高 ，节距大，齿数少 ，则链传动的动载荷就越大。5.16若不计链传动中的动载荷，则链的紧边受到的拉力由有效圆周力 、 离心拉力和悬垂拉力 三部分组成。5.

22、17链传动算出的实际中心距，在安装时还需要缩短25mm，这是为了 保证链条松边有一个合适的安装垂度 F f 。5.18链传动一般应布置在铅垂平面内， 尽可能避免布置在水平 平面或倾斜平面内。5.19链传动中，当两链轮的轴线在同一水平面时应将紧边布置在上面， 松边布置在下面。5.20 在链传动中， 当两链轮的轴线不在同水平面时，应将紧边布置布上面，松边布置在下面。6、齿轮传动50 题6.1齿轮传动强度设计中，H 是 接触 应力，H 是 许用接触 应力， F 是弯曲应力， F 是 许用弯曲 应力。6.2齿轮传动齿面接触应力计算式中，区域系数ZH系数与变位系数有关。6.3齿轮传动时，加大、小齿轮的材

23、料不同，则大、小齿轮的齿面接触应力H 1=H 2 ，齿根弯曲应力F 1F 2 ，许用接触应力， H1 H2 ，许用弯曲应力 F1 F2。6.4 直齿圆柱齿轮作接触强度计算时取节点处的接触应力为计算依据，其载荷由一对轮齿承担。6.5 在圆柱齿轮传动中，齿轮直径不变而减小模数m，对轮齿的弯曲强度、接触强度及传动的工作平稳性的影响分别为下降，不变，提高。6.6 圆住齿轮传动设计中，在中心距及其它条件不变时，增大齿轮模数，其齿面接触应力不变，齿根弯曲应力减小，重叠系数值减小。6.7 7 、8、 9 级齿轮，由于制造误差大，通常按全部载荷作用于齿顶来计算齿根弯曲强度，影响齿根弯曲强度的因素有齿向系数d

24、、 YFa YSa 值。F6.8 在齿轮传动中，主动轮所受的切向力与啮合点处速度方向相反；而从动轮所受切向力则与啮合点处速度方向相同。6.9 闭式齿轮传动中， 当齿轮的齿面硬度 HBS350 时，通常首先出现齿面点蚀破坏，故应按 接触疲劳 强度进行设计；当齿轮的齿面硬度 HBS>350时，则容易出现 齿根弯曲疲劳折断 破坏，应按 齿根弯曲 强度进行设计。6.10 齿轮的齿形系数 YFa 的大小与模数无关，主要取决于齿廓形状。6.11 齿轮传动强度计算中，齿形系数YFa 值，齿圆柱齿轮按齿数Z 选取。而斜齿圆柱齿轮按当量齿数 ZV 选取。6.12 设计一对圆蛀齿轮时， 通常把小齿轮的齿宽做

25、得比大齿轮宽一些其主要原因是防止两齿轮装配后轴向稍有错位而导致啮合齿宽减少。6.13 减小齿轮动载的主要措施有齿顶修缘和提高制造精度和降低圆周速率。6.14 在齿轮强度计算中，节点区域系数（ZH）是用来考虑节点齿廓形状对接触应力 的影响。对200 的标准直齿圆柱齿轮， ZH 2.5。6.15 一对闭式直齿圆柱齿轮，m 3mm， z1 21， z2 63， 200，小齿轮用 40Cr钢，表面淬火 HRC55， H12；大齿轮用45 钢，调质，HB220 一 240，1200Nmm2。若齿轮传动工作时，齿面接触应力为H2，则小齿轮 H 2 600Nmm=500 Nmm的接触强度安全系数为大齿轮的2

26、 倍。6.16 有 A 、 B 两对标准直齿圆柱齿轮传动齿数、齿充分别为：A 对： m 4mm， z1 18， z2 41， b 50mm，B 对： m 2mm， z1 36， z2 82， b 50mm，其余条件相同， 若按无限寿命考虑， 这两对齿轮传动按接触强度所传递的转矩比值T1 /T2 1 。6.17 有两对闭式直齿圆柱齿轮传动，它们的参数分别为：1) z1 18， z2 42， m 2， b b60， a 622)0， b 60， a 60z1 18， z2 42， m 2， 20两对齿轮的材料、热处理硬度、载荷、工况和制造精度相同，其中第2对齿轮齿面接触应力大。第1对齿轮轮齿接触强

27、度高。6.18 正角度变值齿轮传动对齿轮接触强度的影响是略有提高，对轮齿弯曲强度的影响是 略有提高。6.19 圆锥齿轮齿形系数YFa 应按当量齿数，而不按实际齿数查取。6.20 在齿轮传动中，若一对齿轮采用软齿面，则小齿轮的材料硬度比大齿轮的硬度高 HBS30 50 。6.21 在圆锥一圆柱两级齿轮传动中有一级用斜齿圆柱齿轮传动，另一级用直齿圆锥齿轮传动，则由于圆锥齿轮大尺寸圆锥高精度制造难，故一般将圆锥齿轮传动用在高速级( 高速级，低速级 ) 。6.22 齿轮传动的主要失效形式有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面磨损、齿面胶合、塑性变形。6.23 对于闭式软齿面齿轮传动， 主要按接触强度进行设计，

28、 而按弯曲强度进行校核，这时影响齿轮强度的主要几何参数是分度圆直径 。6.24对于开式齿轮传动， 虽然主要失效形式是磨损， 但目前尚无成熟可靠的抗磨损计算方法，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。这时影响齿轮强度的主要几何参数是 模数 。6.25闭式软齿面齿轮传动中， 齿面疲劳点蚀通常出现在靠近节线的齿根面 处，提高材料 硬度 可以增强轮齿抗点蚀的能力。6.26高速重载齿轮传动，当润滑不良时，最可能产生的失效形式是齿面胶合 ，采用 抗胶合能力强的润滑油 可防止或减轻齿面的胶合。6.27一对齿轮啮合时， 其大、小齿轮的接触应力是相等的， 而其许用接触应力是 不相等的 ；小齿轮与大齿轮的弯曲

29、应力一般也是不相等的 ，此时F1> F2。6.28设计闭式软齿面齿轮传动时，齿数 z1 的选择原则是 在保证 d 不变和满足弯曲强度条件下，尽可能多选一些。6.29 设计闭式硬齿面齿轮传动时，当直径 d1 一定时，应选取较少的齿数使模数增大，以提高弯曲强度。6.30 齿轮传动中，接触强度计算的基本假定是一对渐开线齿轮在节点啮合的情况，可近似认为 以 12 为半径的两圆柱体的接触 。6.31在齿轮传动的弯曲强度计算中的基本假定是将轮齿视为悬臂梁 。6.32一对圆柱齿轮传动， 当其他条件不变时， 仅将齿轮传动所受的载荷增为原载荷的 4 倍，其齿面接触应力将增为原应力的2倍。6.33设计齿轮传

30、动时，若保持传动比 i 与齿数和 zz1z2 不变，而增大模数 m ，则齿轮的弯曲强度提高 ，接触强度提高。6.34斜齿圆柱齿轮的动裁荷系 K v 和相同尺寸精度的直齿圆柱齿轮相比较是稍小的。6.35 齿轮传动中由于原动机及工作机性能的影响以及齿轮制造误差等会使齿面法向载荷增大，因此在计算齿轮传动的强度时，不直接用名义工作载荷 P ，而需用计算载荷 Pca ，两者之间的关系Pca KP ，其中 K 为载荷系数。6.36斜齿 ( 或直齿 ) 圆柱齿轮设计时， 计算载荷系数K 中包含的 K a 是 使用系数 ，K v 是 动载系数 ， K 是 齿间载荷分配系数， K是 齿向载荷分配系数 。6.37

31、一对圆柱齿轮啮合传动。尺 K a Ft / b1000Nmm，其齿间载荷分配系数K a 与精度等级、齿面热处理有关。6.38 一对软齿面圆柱齿轮啮合传动，其齿向分布系数K与齿宽系数、齿宽、精度等级 及 支承布置情况 有关。6.39圆柱齿轮设计时，齿宽系数电db / d1 ，当 b 愈宽、承载能力也愈大，但使 载荷分布不均现象严重。选择d 的原则是：两齿面均为硬齿面时，d 取偏小值；精度高时，d 取偏 大 值；对称布置比悬臂布置取偏大 值。6.40斜齿圆柱齿轮的齿形系数 YFa 与齿轮参数 齿数、 螺旋角、 变位系数 有关，而与 模数无关。6.41正角度变位对一个齿轮接触强度的影响是使接触应力下

32、降，接触强度提高；对该齿轮弯曲强度影响是轮齿变厚， 使弯曲应力下降，弯曲强度提高 。6.42对齿轮材料的基本要求是，齿面硬 ；齿芯韧 ，以抵抗各种齿面失效和齿根折断。6.43 对于齿面硬度 350HBS的齿轮传动，当两齿轮均采用 45 号钢，一般应采取的热处理方式为：小齿轮 调质 ，大齿轮 正火 。6.44 滚压塑性变形是出啮合轮齿的相互滚压与滑动而引起材料塑性流动而形成的。在主动轮的轮齿上沿相对滑动速度为零的节线处将出现沟槽，而在从动轮的轮齿上则在节线处出现脊棱。6.45 钢制齿轮，由于渗碳淬火后热处理变形大，一般需经过磨齿加工，否则不能保证齿轮精度。6.46 轮齿的疲劳裂纹首先出现在轮齿的

33、非工作齿面一侧。6.47 对直齿锥齿轮进行接触强度计算时可近似地按平均分度圆处的当量圆柱齿轮来进行计算，而其当量齿数为zv z / cos。6.48 在斜齿圆柱齿轮设计中，应取法面模数为标准值；而直齿锥齿轮设计中，应取大端模数为标准值。6.49 齿轮传动总效率主要由啮合效率、 搅油效率和 轴承效率。6.50 由齿轮传动、 V 带传动、链传动组成的三级传动装置，宜将链传动布置在低速级；带传动布置在高速级；齿轮传动布置在中间级。蜗杆传动 25 题7.1 减速蜗杆传动中，主要的失效形式为齿面胶合、 疲劳点蚀、磨损和 轮齿折断 ，常发生在蜗轮齿上。7.2 普通圆柱蜗杆传动中，右旋蜗杆与右旋蜗轮才能正确

34、啮合，蜗杆的模数和压力角按 中间平面上的数值定为标准， 在此面上的齿廓直线。其传动比iz2/ z1 与D 2/ D1不相等，为获得较高的传动效率， 蜗杆升角应具有较大值，在已确定蜗杆头数的情况下，其直径系数q 应选取较小值。7.3 蜗杆传动中，由于传动效率低，工作是发热量大，需要进行热平衡计算，若不能满足要求， 可采取加散热片，蜗杆轴端加装风扇， 传动箱内装循环冷却管路。7.4 蜗杆传动正变位后，蜗轮的分度圆直径d2 应等于蜗轮的节圆直径。7.5 普通圆柱蜗杆传动变位的主要目的是凑中心距和 提高承载能力及传动效率。7.6 在润滑良好的情况下，减摩性好的蜗轮材料是青铜类，蜗杆传动较理想的材料组合

35、是蜗杆选碳素钢或合金钢，涡轮选青铜类或铸铁。7.7 有一标淮普通圆柱蜗杆传动，已知 z1 2，q 8， z2 42中间平面上模数， m8mm，压力角200 ，蜗杆为左旋，则蜗杆分度圆直径d1 64 mm ，传动中心距a 200 mm，传动比i 21。蜗杆分度圆柱上的螺旋线升角arctan z1。蜗轮q为左旋蜗轮分度圆柱上的螺旋角14.0360 。7.8 限制蜗杆的直径系数q 是为了限制蜗杆滚刀的数目，便于滚刀标准化。7.9 蜗杆传动中，蜗杆导程角为，分度圆圆周速度为 v1 ，则其滑动速度 vs 为 v1cos，它使蜗杆蜗轮的齿面更容易产生胶合和磨损。7.10 蜗杆传动工作时，作用在蜗杆上的三个

36、啮合分力通常轴向力最大。7.11 两轴交错角为900 的蜗扦传动中，其正确啮合的条件是ma1 mt 2 m ，a1t 2和 21 。7.12 闭式蜗杆传动的功率损耗，一般包括三个部分：啮合功率损耗，轴承摩擦损耗和 搅油损耗。7.13 在蜗杆传动中，蜗杆头数越少，则传动效率越低，自锁性越好，杆头数取 z1 1 4 。7.14 蜗杆传动中，产生自锁的条件是v 。7.15 蜗杆传动的滑动速度越大，所选润滑油的粘度值应越高。7.16 为了提高蜗杆的刚度，应采用较大的直径系数q 。7.17 蜗杆传动时蜗杆的螺旋线方向应与蜗轮螺旋线方向相同，蜗杆的导程角应等于蜗轮的螺旋角。7.18 阿基米德蜗杆传动在中间

37、平面相当于齿轮与齿条相啮合。7.19 变位蜗杆传动只改变蜗轮的尺寸，而蜗杆尺寸不变。7.20 蜗杆传动中，蜗杆所受的圆周力Ft1 的方向总是与其转向相反，其径向力 Fr 1的方向总是指向轴心。7.21 在标准蜗杆传动中， 当蜗杆为主动时，若蜗杆头数z1 和模数 m 一定时，增大直径系数 q ，则蜗杆刚度增大；若增大导程角，则传动效率提高。7.22 蜗杆传动发热计算的目的是防止温度过高而产生齿面胶合失效，热平衡计算的条件是单位时间内 发热量 H 1 等于同时间内的散热量 H2。7.23 蜗杆传动设计中，通常选择蜗轮齿数 z2 26是为了保证传动的平稳；z2 80是为了防止蜗轮尺寸过大引起蜗杆跨距

38、大，弯曲刚度过低或模数过小， 轮齿弯曲强度过低。7.24 蜗杆传动中，一般情况下蜗轮的材料强度较弱，所以主要进行蜗轮轮齿强度的计算。7.25 蜗杆分度圆的直径d1mq ；蜗轮分度圆的直径d2mz2 。8、滑动轴承20 题8.1 滑动轴承的半径间隙与轴承的半径之比称为相对间隙，轴承的偏心距与半径间隙的比值称为偏心率。8.2随着轴转速的提高，液体动压向心滑动轴承的偏心率会减小 。8.3液体摩擦动压滑动轴承的袖瓦上的袖孔、油沟位置应开在非承载区 。8.4对非液体摩擦滑动轴承，为防止轴承过度磨损，应校核p p ，为防止轴承温升过高产生胶合，应校核 pv pv 。8.5液体动压润滑滑动轴承的偏心率的值在

39、 0 1 之间变化，当值 越大时，最小油膜厚度 hm in 越小 ，轴承的承载量系数 C p 越大 。8.6 滑动轴承轴瓦上浇注轴衬的目的是使轴瓦与轴颈易跑合提高抗胶合能力，写出一种常用轴承衬材料的名称：巴氏合金，如ZChSnSb6 。8.7 设计计算非液体滑动轴承时要验算1) p p 其目的是防止过度磨损； 2)pv pv ，其目的是防止过度发热胶合； 3) v v ，其目的是防止滑速过高而加速磨损 。8.8 液体功压滑动轴承设计中，要计算最小油膜厚度 hm in 和轴承的温升 t ，其原因分别是 hmin S( Rz1 Rz 2 ) 确保轴承处于液体摩擦状态和使油的粘度不致因升温而降低过多

40、，导致承载能力不足。8.9 滑动轴承按受载荷方向的不同，可分为 径向轴承 和 止推轴承 ；按其滑动表面间润滑状态不同， 可分为液体润滑轴承和不完全液体润滑轴承； 根据液体润滑载机理的不同，又可分为 液体动压轴承 和 液体静压轴承 。8.10非液体摩擦滑动轴承的主要失效形式是磨损和胶合，设计时应验算项目的条件是 p p ； pv pv ； v v 。8.11滑动轴承的轴瓦多采用青铜材料，主要是为了提高耐磨 能力。8.12两摩擦表面间的典型摩擦状态是干摩擦、 液体摩擦 、 不完全液体摩擦 。8.13在设计液体摩擦动压滑动轴承时，若减小相对间隙，则轴承的承载能力将增大；旋转精度将提高；发热量将增大。

41、8.14 。宽径比较大的滑动轴承 ( B / d 1.5 ) 为避免因轴的挠曲而引起轴承“边缘接触”，造成轴承早期磨损，可采用 自动调心 轴承。8.15 滑动轴承的润滑作用是减少摩擦，提高传动效率，轴瓦的油槽应该开不承受载荷的部位。8.16 流体的粘度，即流体抵抗变形的能力，它表征流体内部摩擦阻力的大小。8.17 润滑油的油性 ( 润滑性 ) 是指润滑油在金属表面的吸附能力。8.18 影响润滑油粘度的主要因素有温度和压力。8.19 选择滑动轴承所用的润滑油时，对液体摩擦轴承主要考虑润滑油的粘度，对非液体摩擦轴承主要考虑润滑油的油性。8.20 在工程实际中，多数滑动轴承处于 边界润滑 与 混合润

42、滑 状况，所以设计时应使摩擦副至少能维持这两种摩擦。9、滚动轴承30 题9.1 滚动轴承根据受载不同，可分为推力铀承，主要承受轴向负荷；向心铀承，主要承受径向负荷；向心推力轴承，主要承受径向负荷和轴向负荷。9.2 推力球轴承，中系列，内径d 40mm，普通级精度，此轴承代号51308，深沟球轴承 ( 向心球铀承 ) ，轻窄系列 (2) ， D 级精度，内径d 10mm，此轴承代号是6200/P5。9.3 30207(7207) 铀承的类型名称是本额定动负荷时的基本领定寿命是10圆锥滚子轴承，内径是35 mm ，它承受基转时的可靠度是90%。这种类型轴承以承受径向力为主。9.4 。内径为 25m

43、m，轻窄系列的角接触球轴承，接触角12 0 ，精度等级为 C 级，该轴承的代号是7205C/P4。9.5滚动轴承顶紧的目的在于增加 轴承的刚度 ，减少 轴的振动 。9.6滚动轴承的基本额定动负荷 C ，当量动负荷 P 和轴承寿命 Lh 三者的基本关系式为 Lh 106(C / P) h 。 注： Lh 用小时数表示 60n9.7若将球轴承的当量功负荷增加一倍，则其寿命变为原来的1/8。9.8滚动轴承部件支承轴时，若采用双支点单向固定式，其适用条件应是工作时温升不高或袖的跨距 不大的场合。9.9根据工作条件选择滚动轴承类型时， 若轴承转速高， 载荷小应选择球 轴承；在重载或冲击载荷下，最好选用滚

44、子 轴承。9.10 滚动轴承轴系固定的典型结构形式有双支点单向固定、单质点双向固定、 双端游动支承。9.11 滚动轴承的基本领定动负荷是指使轴承的基本额定寿命恰好为10 6 转时，轴承所能承受的载荷，某轴承在基本额定动负荷作用下的基本额定寿命为106 转。9.12 转速与当量动负荷一定的球轴承，若额定动负荷增加一倍， 其寿命为原来寿命的8倍。9.13 一短圆柱滚子轴承在数值等于其基本额定动负荷的径向力作用下，在运转 10 6 转时，其失效概率为10%。9.14 滚动轴承内圈与轴的公差配合为基孔制而外圈与座孔的配合采用基轴制。9.15 滚动轴承的选择主要取决于轴承所受载荷的大小、方向和性质，转速高低，调心性能要求，装卸方便及经济性要求。 滚动轴承按其承受负荷的方向及公称接触角的不同可分为主要可承受径向负荷的 向心 轴承和主要承受轴向负荷的 推力 轴承。9.16 滚动轴承的主要失效形式为疲劳点蚀和 过大的塑性变形。9.17 在决定轴承尺寸时， 应针对轴承的主要失效形式进行必要的计算。对于一般运转的轴承。应根据疲劳点蚀失效，按可靠度为 90% 进行寿命计算。对于不转动或摆动的轴承，应根据塑性变形 失效，主要进行静强度 计算。9.18内径 d 17mm的轴承，其内径代号为 03；内径 d 15mm的轴承，其内径代号为02 ；内径 d 30mm。中系列圆锥滚子轴承120 ，公差等级为；，