机械设计题库填空题623

1、最新整理填空题（623）1 .机械零件的强度68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b1.4 .若一零件的应力循环特性r =+0.5, a=70N/mr2i则此时，a为210 N/mrh , max 为 280 N/mm2 , m.为 140 N/mm2 。1.5 .在任一给定循环特性的条件下，表示府力循环次数N与疲劳

2、极限 m的关系的曲线称为疲劳曲线（N曲线L共高周疲劳阶段的方程为mN mN0 C。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1=300 N/mmi循环基数N° = 106。，寿命指数m =9,当应力循环次数N =105时，材料的弯曲疲劳极限1N = 387.5 N/mm 2。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

3、设计计算的最基本计算准则是强度准则。1.11 .机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磨损、 压溃、接触疲劳 及 腐蚀。1.13 3 o提高机械零件强度的主要措施有合理布置零件、减小所受载荷：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

4、N次循环时的疲劳极限表达式为rNrm'小KnN1.17 .在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表示弯扭复合厢力状态下疲劳强度的安全系数.而S2 S

5、2S I s 表示 弯扭复合 应力状态下 屈服 强度的安全系数。 .max 4 max1.23 .当三个相同的零件甲、乙、丙承受的max是相同，但应力的循环特性分别表示+1,0, -1,其中最容易疲劳损伤的零件是 二-1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

6、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，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。1.31 根据磨损机理，磨损可分为粘着磨损、磨料磨损、接触疲劳磨损和腐蚀磨损。1.32 一个零件的磨损大致可以分为磨合 磨损、稳定 磨损、剧烈 磨损三个阶段，在设计或任用时，应力求延长稳定磨损期、推迟剧烈磨损的到来。1.33 新产品从任务提出到投放市场的全部程序一般要经过调查决策、研究设计、 试制 及 投产销售 四个阶段。1.34 产品开发性设汁的核心是 功能及 结构设计工作。1.35 作用于机械零件上的名义载荷是指根据额定功率计

7、算出作用于零件上的载荷F ;而设汁零件时，应按 计算载荷 F 进行计算；它名义载荷间的关系式为F KF1.36 判断机械零件强度的两种方法是判断危险截面处的最大应力是否小于或等于许用应力及判断危险截面处的实际安全系数是否大于或等于许用安全系数;其相应的强度条件式为 ; S S 。1.37 机械零件的表面强度主要是指表面接触强度;表面挤压强度；表面磨损强度。1.38 钢制零件的 曲线上，当疲劳极限几乎与应力循环次数 N无关时，称为 低周 循环 疲劳;而当N 山时，疲劳极限随循环次数N的增加而降低的称为 高周循环 疲劳。1.39 零件所受的稳定变应力是指每次应力循环中，平均应力、应力幅及周期均不随

8、时间变化的变应力、非稳定变应力是指其中之一随时间变化的变应力。1.40 零件结构对刚度的影响主要表现在剖面形状；支承方式与位置及加强吼1.41 提高表面接触强度的主要措施有 增大接触表面的综合曲率半径:改变接触方式（点接触改为线接触）；提高表面硬度 ；提高加工质量 ：适当增加润滑油的粘度（列举三项）1.42 钢的强度极限愈高.对 应力集中 愈敏感:表面愈粗糙， 表面状态系数 愈 低。1.43 非稳定变应力零件的疲劳强度计算中的等效应力通常取等于非稳定变应力中作用时间最长和（或）起中要作用的的应力。1.44 按摩擦状态不同.摩擦可分为干摩擦、边界摩擦、混合摩擦、液体 摩擦 。1.45 按建立压力

9、油膜的原理不同，流体润滑主要有流体静力润滑、流体动力润滑 及弹性流体动力润滑。1.46 在 流体 润滑状态下,磨损可以避免，而在 边界 及 混合 润滑状态下.磨 损不可以避免。1.47 弹性流体动力润滑计算是在流体动力润滑基础上又计入的主要因素有弹性变1 和压力对粘度的影响 。1.48 工业用润滑袖的粘度主要受温度 和 压力的影晌。1.49 润滑油的粘度是度量液体内摩擦大小 的物理量。1.50 在 高速运转或载荷较小 的摩擦部位及 低温 工况下,宜选用粘度较低的 油，在低速运转或载荷较大 的摩擦部位及 较高温度 工况下.直选用粘度较高的 润滑油。1.51 边界摩擦润滑中，物理吸附膜适用于 常温

10、、轻载及低速 工况下工作;化学 吸附膜适用于 中等载荷 及中等温度 工况下工作;化学反应膜适用于 重载、高速 及高温工况下工作。1.52 润滑剂中加入添加剂的作用是 改善炼制润滑剂的润滑性能，提高油的品质 ； 常用的添加剂有极压添加剂、油性添加剂、粘度指数添加剂、抗蚀添加剂 。1.53 对于金属材料的干摩擦理论，目前较普遍采用的是粘着 理论。1.54 根据简单粘着理论，当结点材料的剪切强度极限为b、压缩屈服极限s为的金属处于干摩擦状态时的摩擦力F为_A b( A为实际接触面积)：摩擦系数 =B / s1.55 两滑动表面所处的润滑状态，可近似按参数膜厚比_ 进行判断，该参数的表达式为 hmin

11、 /( R 1 R2)。当 >5 时、为流体润滑状态：当1 5时,为混合润滑状态；当 时.为边界润滑状态。1.56、 计机械零件时，选择材料主要应考虑三方面的问题，即 使用 要求、工艺 要求和经济要求。1.57、 由于合金钢主要是为了提高 强度，而不是为了提高刚度。而且通常要进行 适当的 热处理 才能得到充分利用。常用的提高零件刚度的1.58、 零件刚度是指零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力 措施有 采用抗弯曲或扭转变形强的剖面形状，减少跨距等。1.59、 脆性材料制成的零什，在静应力下，通常取构料的强度极限为极限应力,失效形式为断裂；塑性利料制成的零什，在简单静应力作用下，通常取材料的

12、屈服极 此为极限应力，失效形式为塑性变形；而在变应力作用下，取材料的疲劳极限为极限应力，失效形式为疲劳断裂 。1.60、 静止的面接触零件在外载荷什用下， 接触表面将产生 挤压 应力,对于塑性材 料的零件将产生表面 塑性变形 而破坏;而在点线接触零什，在外载荷作用下，接 触处将产生 接触 应力,从而将引起零什的 疲劳点蚀 破坏。1.61、 二个零件相互接触的表面呈点、线 接触,并具有一定的相对滑动，这种接触 面的强度称表面接触强度。如通用件中齿轮的工作表面。1.62、 随时间 变化的应力称为变应力,在变应力作用下，零件的损坏是疲劳断裂。1.63、 影响机械零件疲劳强度的因素有： 应力集中一、绝

13、对尺寸、 表面状_o1.64、 根据是否随时间变化，将载荷分为静载荷和变载荷两类。同理，应力也分为静应力和变应力两大类。1.65、 变载荷一定产生 变 应力。变应力既可能由变载荷产生、也可能由 静载荷产生。但是静应力一定是由静载荷产生的。1.67、 应力幅与平均应力之和等于最大应力,应力幅与平均应力之差等于最小应力,最小应力与最大应力之比称为应力循环特性 01.68、 r = -1的变应力称为对称循环变应力，r = 0的变应力称为 脉动循环变应力，当r = 1时称为静_ 应力，当r =其它值时称为非对称循环_变应力。2、螺纹联接65题2.1. 螺纹的公称直径是指螺纹的大 径.螺纹的开角是指螺纹

14、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以 tan为。tan( v)2.2. .螺纹联接常用的防松原理有摩擦防松，机械防松，怫冲防松。其对应的 防松装置有双螺母,开口销，钏死、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GB5782-86 M16X 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 杆长 。2.5. .用四个校制孔螺栓联接两个半凸缘联轴器，螺栓均布在直径为200mm勺圆周上，轴上转矩为100Nm每个螺栓受的横向力为 25

15、0 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 Qp=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 = 16000No2.7. .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，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=100

16、0 N,所受轴向工作载荷K-Q=500N.螺栓的相对刚性系数 b- 0.2 ,则螺栓所受的总拉伸裁何 Q= 1100 Kb Kc且残余预紧力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 Qmax 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，而仅将凸缘问 的铜垫

17、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 被联接件的接触面问 摩擦力 来平衡;当采用较制孔螺栓联接，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 孑L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 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。

18、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 被联接件问相对

19、滑动。钱 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苞。2.29. .三角形螺纹牙型a= 60 0广泛应用于螺纹联接 。2.30. Ci是螺纹刚度，C2是被联接件刚度，只考虑Ci和C2的条件下提高受轴向变载 荷紧联接螺栓疲劳强度的措施是增大 J,减少乙。2.31. 某普通螺栓连接的计算结果为 d1

20、20.8mm, l 102mm、应选用螺栓GB5783-86M24 110。2.32. .某校制孔蛹拴连接的计算结果为d0 30.8mm , l 62mm ,应选用螺栓GB27-88M30 65。2.33. 在常用螺纹牙型中，矩 形螺纹的传动效率最高.三角 形螺纹的自锁性最好。2.34. 强度级别为5.6级的螺栓的推荐材料为 低碳钢或中碳钢 。2.35. .螺栓组联接所受的载荷可分解为受横向载荷,受转矩 ,受轴向载荷，受倾覆力矩四种载荷的组合。只受预紧力Qp的紧螺栓联接的设计计算公式为di （4 1.30P / d12）1/2mm di 为螺拴的小径。2.36. 当被联接件是锻件或铸件时，应在

21、安装螺栓处加凸台或鱼眼坑，其目的是 避免偏心载荷2.37. 头数为n,螺距为p的螺纹，开角arctan（幽）d22.38. 用普通螺栓联接的螺栓组受横向载荷或旋转力矩时，该螺栓组中的螺栓受力情况是 只有拉力 。2.39. 汽缸内压力在02MPa间循环变化时，缸盖联接螺栓的应力类型为脉动 循环变应力。2.40. 螺纹联接中，加弹簧垫圈是为了放松，加弹性元件是为了提高疲劳强度，采用软垫片是为了提高气密性，用斜面垫圈是为了减少偏心载荷 。2.41. .受横向载荷的蛹栓组联接中，当采用普通螺栓时，靠 结合面间的摩擦力 来平 衡横向载荷；用银制孔螺栓时，靠螺栓的挤压来承受横向载荷。2.42. 外载荷是轴

22、向变载荷的重要联接，螺栓所受总拉力在F与Fo之间变化，则螺栓的应力变化规律按_ min常数。'2.43. 螺栓联接的螺栓强度可按纯拉伸计算，其强度条件式为，4 1.3F d121.3是考虑螺纹力矩的影响。2.43、 螺纹松脱的原因是冲击振动、变载荷、温度变化等放松装置根据工作原理不同 可分为利用摩擦防松、直接锁住、破坏螺纹时关系。2.44、 螺纹的牙型有三角性， 矩形， 梯形， 锯齿形 。常用的联接螺纹是位 旋里头，牙型为三角形，公称直径是外径，管螺纹的公称直径是内径 。根据用途分 类， 三角螺纹用于联接、 矩形、 梯形和锯齿形螺纹用于传动:2.45、 普通三角形螺纹与矩形螺纹比较，因

23、具有较大的当量摩擦系数（或摩擦角）因而 效率低，自锁 性好,所以主要用于这花矩形螺纹与三角形螺纹比较，因摩擦系 数较小，而具有 较高的效率、所以主要适用于 传动。2.46、 在普通机械，共同完成一个联接任务的一组联接螺栓，虽然受力不同，但材料 与尺寸常相同,这主要是为了减少所用螺栓规格，提高联接结构工艺性。2.47、 联接件与螺母或螺栓头相接触的支承面均应平整，这是为了避免产生附加的弯 曲应力。2.48、 为了提高受轴向变载荷螺栓联接的疲劳强度，可采用提高预紧力,减少螺栓的刚度，提高被联接件的刚度等措施。2.49、 螺纹副自锁的条件为螺纹开角当量摩擦角v；单头螺纹比多头螺纹自锁性要好。2.50

24、、 从螺纹使用要求上，联接螺纹要求有自钺性能，而传动螺纹要求有较高的效 至。2.51、 受拉螺栓联接是依靠联接件件的摩搂力来承受外载荷；而受剪螺栓联接则依 靠联接件孔壁和螺栓间受健全和挤压来承受外载荷。2.52、 受旋转力矩的螺栓组联接中，采用受拉螺栓时，是靠螺母拧紧后被联接件接触 面之间的摩擦力传递外载荷。而螺栓的受力就是拧紧后的走向拉他力。2.53、 受旋转力矩的螺栓组联接受力分析中， 采用受拉螺栓时，假设各螺栓受有相同 预紧力，故在接合面处的摩擦力 相等,并集中在螺栓中心处；采用受剪螺栓时，假 设各螺栓受剪力与螺栓中心至底板的旋转中心的距离成正比。2.54、 拧紧螺母时需要克服螺纹力矩和

25、螺母支承面力矩。2.55、 螺纹联接拧紧的目的是增强联接的刚性、紧密性和放松能力。2.56、 在工作载荷预紧力不变条件下，为提高螺栓的疲劳强度应减小螺栓刚度,措施如适当增大螺栓长度、减小螺栓直径、中空螺栓。被联接件刚度增加。2.57、 为了提高螺栓联接的疲劳强度，常设法较小应力幅，其措施减小螺栓刚度或增 大被联接件刚度。但将使联接中剩余预紧力减少，故应同时增大联接的预紧力 2.58、螺栓联接中，在一定外载荷和剩余预紧力不变的条件下， 要提高螺栓疲劳强度， 应减小螺栓刚度或增加被联接件刚度;但预紧力将加大,而螺栓总拉力不变。2.59. 在受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接中， 在预紧力不变时，在联接

26、件问加刚性 大的垫片，将使螺栓强度提高、联接的紧密性降低。2.60. 在受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接中，螺栓受总拉力等于工作载荷与剩余预箜力之和；也可等于一部分工作载荷与预紧力之和，这部分工作载荷的多少取决于 螺栓和被联接件 的刚度、2.61. 螺纹联接中，当被联接件之一厚度较大，并需经常拆卸的，可采用双头螺栓 联 接；而不需经常拆卸的，可采用螺钉联接。2.62. 与粗牙螺纹相比，在公称直径相同时，细牙螺纹的螺即 小，牙细、内径和中经较大，故开角 较小,因而较易满足自锁条件。2.63. 在工程实际中，常用指针式、扭力扳手或预置式扭力扳手来控制拧紧力矩。2.64. 不控制预紧力时，螺栓的安全系

27、数选择与其直径有关，是因为直径小，易过载 。2.65. 在同一螺栓组中，螺栓的材料、直径和长度均应相同，这是为了 便于装配。3、键、花键、无键和销联接45题3.1. .普通平键标记键16X 100 GB1096-79中，16代表 键宽 ，100代表 公称长度， 它的型号是 公型。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 X h）是根据轴径q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

28、布置在沿周向相隔9001200的位置, 在强度校核时只按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 g标准的，设圆锥 销的长度为i,则其锥度是 %0。3.7. . 一轴颈截面上布置广两个普通平键，传递扭矩为 T =150N- mi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

29、载荷，但容易破坏轴与轮毂 的对中性。3.10. 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怫接 、 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

30、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。3.21. 平键在静联接中的主要失效形式是挤压破坏和键的剪断。 当单键联接强度不够 时，可采用双键相隔180布置，其承载能力按单键时的1.5倍计算。原因是两个平键 所受的载荷分配不均匀。3.22. 平键联接最常见的失效形式为压溃和磨损，故对静联接需作挤压强度计算:对动联接需作耐磨性计算。3.23. 普通平键联接中，接触工作而为二侧面、其接触表面的强度属挤压强度;但在

31、 键横断面的宽带方向，还有剪切强度问题。3.24. 普通平键的工作面为二侧面,键的上面与轮毂不接触，故轴与轮配合的对中性 较好；键的断面尺寸决定于轴的直径长度决定于被联接件的毂长3.25. 普通平键是靠二侧面传递载荷;二楔键是靠上下面压紧而产生的摩擦力传递载 荷，故联接的对中性较差。3.26. 半圆键的工作面是两侧面，当用两个半圆键时在轴上应在轴的同一母线上布置。3.27. 导向键失效形式为磨损，通常作联接的耐磨性计算。3.28. 根据齿形不同，花键联接可分为三角形、矩形、梯形三种。3.29. 花键定心方式有外径定心，侧面定心和内径定心三种。3.30. 渐开线花键联接的定心方式有齿形定心、外径

32、定心两种。3.31. 在矩形花键联接中，但毂孔表面硬度不高时，宜用外径定心;而当毂孔表面硬 度较高时，宜用内径定心。3.32. 普通平键用于静联接，其工作面是 两侧面，工彳时靠 侧面受挤压和剪切 传递转矩,主要失效形式是工作面被压溃。3.33. 楔键的工作面是 上下面,主要失效形式是压溃 。3.34. 平键的剖面尺寸通常是根据轴的直径 选择；长度尺寸主要是根据轮毂长度 选择。3.35. 导向平键和滑键用于动联接,主要失效形式是磨损,这种联接的强度 条件是 耐磨性条件p p。3.36. 同一联接处使用两个平键，应错开 1800 布置；采用两个楔键或两组切向 键时，要错开 120。;采用两个半圆键

33、，则应 .布置在一条直线上 。3.37. 楔 键连接、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。3.38. 普通平键有 EL 头、_21_头和 单圆 头三种、其中 单圆 头键用于轴的端部。3.39. 销钉连接的主要用途是固定零件之间的相对位置。3.40. 销按形状可分为 圆柱 销和 圆锥销两种,在多次装拆的地方常选用 圆锥 销。3.41. 切向键连接必须 成对使用、只能传递 单 方向圆周力。3.42. 过盈连接是利用轮毂与轴之间存在 过盈量靠摩擦传递载荷的一种连接。3.43. 过盈连接同轴性£,对轴的削弱 少，耐冲击的性能JE,对配合面加工 精度要求盲。3.44

34、. 半圆键装配容易,但对轴的强度削弱较大 。3.45. 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。4、带传动45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1 bi c ,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1 i/efa开始打滑时紧边拉力Fi与松边拉力F2关系为Fi F2 Fec 2F0fa o1 1/e4.3. .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

35、动之前；当带传动中心距水平布置时，宜将松边安置在 上 方。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180°,带长Lo为特定长度。强力层为 化学纤维线纯结构条件下求得的单根V带所能传递的基本额定功率 P°主要与J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.

36、7. P0 ( b1c)(1 4)4 是带传动在180°和 特定带长 条件下单根e 1000普通V带所能传递的功率。4.8. .某V带传动，带的横剖面积A = 142mm由张紧力产生的应力 0=1.5MPa,有 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 J,当载荷使带传动开始打滑时为4.11. .普通v带传动中，已知预紧

37、力F0 = 2500N,传递圆周力为8000N,若不计带的离心力，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，

38、自动张紧装置和张紧轮张紧装置。4.17. 普通v带带轮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-<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 O4.20. 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。4.21. .带传动的失效形式有打滑和疲劳破坏。4.22. 带传动所能传递的最大有效圆周力决定于初拉力、小轮包角 、 摩擦系数_和一带速四个因素。4.23. .传动带中的的工作应力包括 _JL应力、 离心 应力和

39、弯曲 应力。4.24. 单根V带在载荷平稳、包角为180。、且为特定带长的条件下所能传递的额定功 率P0主要与 带型号 、小轮直径和小轮转谏 有关。4.25. V带轮是采用实心式、轮辐式或腹板式，主要取决于带轮的直径。4.26. .限制小带轮的最小直径是为了保证带中弯曲应力不致过大。4.27. V带传动中，限制带的根数 ZWZmax是为了保证_每根V带受力均匀（避免 受力不均）。4.28. V带传动中，带绕过主动轮时发生 带滞后于带轮的弹性滑动。4.29. 带传动常见的张紧装置有定期张紧装置、自动张紧装置和张紧轮等几种。4.30. V带两工作面的夹角 为40°, V带轮的槽形角 应

40、小 于 角。4.31. V带传动的传动比不恒定主要是因为存在弹性滑动。4.32. 带传动中，带的离心应力发生在 整个 带中。4.33. V带传动限制带速v 25m/s的目的是为了 保证离心力不致过大;限制带在小 轮上的包角 120的目的是 增大摩擦力以提高传动能力 。4.34. 传动比不变的条件下，V带传动的中心距越大，则小轮的包角 越大,因而承 载能力就越高。4.35. 带传动中，带的弹性滑动是带传动的固有 特性，是不可避免的。4.36. 带传动中，要求小带轮的直径不能太小，主要是为了防止弯曲应力过大反 之，若小带轮直径太大，则会导致整体结构尺寸过大。4.37. 带传动中，带中的最小应力发生

41、在松边处。4.38. V带传动的传动比随 外载荷 的变化而变化。4.39. 普通V带相比，当高度相当时，窄 V带的承载能力要_。4.40. V带传动设计中，选取小带轮基准直径的依据是带的型号 04.41. V 带传动比不恒定主要是由于存在弹性滑动。4.42. 在V带传动设计计算中，限制带的根数z0 10是为了使 带因制造与安装误 差，不至于受力不均的情况太严重。4.43. 传动平稳，能缓冲吸振的传动是带传动 。4.44. 带传动在工作时，假定小带轮为主动轮，则带内应力的最大值发生在带 紧边 讲入小带轮处 。4.45. 带传动中，M为主动轮圆周速度.V2为从动轮圆周速度.v为带速，不考虑弹 性滑

42、动，这些速度之间存在的关系是 vi v V2。5、链传动45题5.1. .链传动中，即使主动链轮的角速度产常数，也只有当zi 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. .开式链传动的主要失效形式是链条较链磨损。5.4. 滚子链最主要参数是链的节必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di=203mm则链速为10.6 m /s。5.6. 链传动瞬时传动比是i /R2

43、cos ,其平均传动比是i上卫。2 R1 cosn2 z15.7. .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.

44、 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，其中工此是滚子链的主要参数。5.15. 链轮的转速高，节距乂齿数 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。5.17. .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

45、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一水平面时， 应将 紧 边布置布上面, 松 边布置在下面。5.21. 链轮转速越 高 ，链条节距越 大,链传动中的动载荷越大。5.22. 当链节数为 奇 数时,必须采用过渡链节联接，此时会产生附加 弯曲应 力_05.23. 滚子链的最主要参数是链的节距,为提高链传动的均匀性，应选用齿数较多的链轮。5.24. 为减小链传动的动载荷，小链轮齿数应选的多 些、为防止链传动过早脱链，小链轮齿数应选的少 些。5.25. 选用链条节距的原则是：在满足传递勃茎的前提下，尽量选用 较小的节距。5.26. 链条节数选才¥偶数是为了接

46、头方便。链轮齿数选择奇数是为了磨损均匀05.27. 在链传动布置时，对于中心距较小，传动比较大的传动，应使M 边在上，一_公边在下，这主要是为了防止锌条不能顺禾I啮出而咬死。而对于中心距较大，传动比较小的传动，应使紧边在上一,松边在_£一，这主要是为了防止_检边垂度过大相互摩擦 。5.28. 在设计链传动时，对于高速、重载的传动，应选用节距的 "排链；对于低速速、重载的传动，应选用 大 节品E的单 排链。5.29. 链传动和V带传动相比，在工况相同的条件下，作用在轴上的压轴力较小 ,其原因是链传动不需要初拉力。5.30. 链传动张紧的目的是 调整松切链条的悬垂量。采用张紧轮

47、张紧时，张紧轮应布置在松边，靠近 小轮，从外 向里 张紧。5.31. 带传动相比，链传动的承载能力大一传动效率j作用在轴上的径向压 力生。5.32. 链传动一般应布置在_铅正_平面内，尽可能避免布置在 _水平_平面或_倾斜_ 平面内。5.33. 链传动中,应将紧边布置在上面，松 边布置在下面。5.34. 式链传动的主要失效形式是链条较链磨损二5.35. 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。5.36. 链传动中，当节距增大时，优点是承载能力增大，多边性效应增大，缺点是_振动、冲击、噪声严重 。5.37. 链传动的 平均 传动比不变， 瞬时 传动比是变化的。5

48、.38. 链传动的瞬时传动比是变化的，只有当(1)两链轮的齿数相等和(2)主动链 边长度又恰为链节矩的整数倍时,其值才恒定不变。5.39. 轮齿数不宜过多或过少，齿数太少时，将增加速度的不均匀性并引起动载荷; 齿数过多时，在链节磨损后，将引起脱链现象。5.40. 链传动中的主要作用力有工作拉力，离心拉力和垂度拉力,而垂度拉力取决 于传动的布置方式及链在工作是允许的垂度。5.41. .选用链条节距的原则是：在满足传递功率的前提下，尽量选用较小的节距。5.42. 当套筒滚子链链节数为奇数时，链接头需采用过渡链节，这样会引起附加 弯曲应力。5.43. 为减小链传动的动载荷，小链轮齿数应选的 _多些，

49、为防止链传动过早脱链， 小链轮齿数应选的少些。5.44. 高速、大功率、大传动比时，直选用大节距，多排 链传动。5.45. 某滚子链的标记为“ 08A1X86 GB12431 83”其中86表示 链节数为86节 。6、齿轮传动100题 曲应力,f是许用弯曲应力。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、小齿轮的材料不同，则大、小齿轮的齿面接触应力H1 =H2,齿根弯曲应力 F1_ F 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

50、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、YFaYSa值。6.8 .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

51、式齿轮传动中，当齿轮的齿面硬度HBS：350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>35CW,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®,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

52、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=20°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,=20°,小齿轮用40Cr2钢，表面淬火HRC= 55, h1 =1200N/mm大齿轮用45钢，调质，H及220 240,H2 =600N/mm若齿轮传动工作时，齿面接触应力为H =500 N/mrh,则小齿轮的接触强度安全系数为大齿轮的 2 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

53、 z1=18, z2=41, b=50mmiB对：m=2mm z1=36, z2 = 82, b=50mrp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) 乙= 18, z2=42, m=2, bb=60, a =622)4=18, Z2=42, m=2,=20°, b =60, a=60两对齿轮的材料、热处理硬度、载荷、工况和制造精度相同，其中第二_对齿轮齿面接触应力大。第 J 对齿轮轮齿接触强度高。6.18 正变位齿轮传动对齿面接触强度的影响是略有提高，对齿根弯曲强度的

54、影响略 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 齿数杳取。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 HBS3050O6.21 .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、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.

55、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应力一般也是 不相等的，此时fi> F2。6.28 .设计

56、闭式软齿面齿轮传动时，齿数 zi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di 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， 可近似认为工1 2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 .设计齿轮传动时，若保持传动比i与齿数和zzi Z2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 Kv和相同尺寸精