上海大学 机械设计(1)模拟试题集,最新

1、机械设计（1）模拟练习试题及参考答案一、是非题（对的写，错的写“X”，每题1分）TOC o 1-5 h z为提高紧螺栓的承载能力，通常选用拧入圈数较多的厚螺母连接方式（X）在选用普通平键时，是通过强度计算来确定键的截面尺寸b和h的（X）综合影响系数K只对应力幅有影响，而对平均应力无影响（V）O当转动的零件上受静载荷作用时，其上也可能产生变应力（V）只要合理设计，带传动的弹性滑动是可以避免的（X）为了减小Kr值，应将齿轮制成鼓形齿（V）螺纹的升角越大，其传动效率越高，自锁性也越好（X）在圆柱齿轮的强度计算中，是按节点啮合进行接触强度计算的（V）齿轮的齿形系数YFa与模数无关，与齿廓形状有关（V）

2、所有可用作制成零件的材料，其疲劳曲线都具有无限寿命区域（X）11普通平键的主要失效形式是工作面的挤压破坏。（V）12带传动中，最大应力发生在紧边与大轮的接触处。（X）13带传动中，弹性滑动现象是完全可以避免的（X）14.V带传动中，带轮的轮槽夹角应小于V带截面的夹角。（V）15齿轮弯曲和接触疲劳强度极限是经持久疲劳试验并按失效概率1%确定，试验齿轮的弯曲应力循环特性（应力比）为对称循环。（X）在闭式齿轮传动中，通常以保证齿根弯曲疲劳应力符合强度条件为主。（X）在有紧密性要求的螺栓连接结构中，接合面之间不用软垫片进行密封而采用密封环结构这主要是为了增大被连接件的刚度，从而提高螺栓的疲劳强度。（V

3、）18.被连接件是锻件或铸件时，可将安装螺栓处加工成小凸台或沉头座，其目的是易拧紧。（X）应力只要随时间发生变化，均称为变应力。（X）当某零件上受载荷作用时，其上结构和尺寸突变处不会产生应力集中。（X）变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生。（V）零件的截面形状一定，当截面尺寸增大时，其疲劳极限值将随之增大。（X）两零件的材料和几何尺寸都不相同，以曲面接触受载时，两者的接触应力值不相等。（X）键的截面尺寸bXh是按轴的直径d由标准中选定的。（V）由于载荷较大需要用两个平键时，它们应布置在同一母线上（X）在渐开线圆柱齿轮传动中，相啮合的大小齿轮工作载荷相同，所以两者的齿根弯曲应力以及齿面接触应

4、力也分别相等。（X）由于锥齿轮的几何尺寸是以大端为标准的，因此，受力分析也在大端上进行。（X）只要设计和使用正确，带传动的打滑是完全可以避免的（V）在相同的初拉力作用下,V带的传动能力明显高于平带的传动能力（V）普通螺纹用于连接时，一般多用粗牙螺纹。（V）受变载荷作用的零件在有限寿命下工作时，其材料的疲劳极限比无限寿命的要高O（V）大多数通用机械零件及专用零件的失效都是由高周疲劳引起的。（V）因带传动是摩擦传动，所以传动中会出现弹性滑动现象，但只要设计合理，就可以避免弹性滑动的出现。（X）在常用的螺纹连接中，自锁性最好的螺纹是矩形螺纹。（X）螺纹连接防松的根本问题在于防止螺旋副在受载时发生相对

5、转动。（V）带传动中，当大带轮主动时，最大应力发生在紧边绕上小带轮的接触处。（X）普通平键可以分为圆头（A型）、方头（B型）、单圆头（C型），其中A、C型可以承受轴向力，B型不能承受轴向力。(X)为了使普通V带和带轮的工作槽面相互紧贴，应使带轮的轮槽角与带的楔角相等。(X)TOC o 1-5 h z39在机械传动系统中，皮带传动往往放在高速级是因为它可以传递较大的转矩。(X)零件的应力随时间变化时，均应按变应力作强度计算。(X)平键连接可以实现轴与轮毂的轴向和周向固定。(X)在圆柱齿轮传动设计中，影响轮齿弯曲应力大小的主要参数是模数。(V)齿轮传动中，经过热处理的齿面称为硬齿面，而未经热处理的

6、齿面称为软齿面。(X)机械零件的表面越粗糙，其疲劳强度越低。(V)机械零件在静载荷作用下，则一定为静强度破坏。(X)规律性的不稳定变应力的疲劳强度计算是根据疲劳损伤积累假说进行的。(V)矩形花键只能采用齿形定心。(X)螺纹连接中，有时需采用防松装置，是因为螺纹的升角太大而不能自锁(X)49为了保证带的传动能力，应验算小带轮的包角，并使其2120(V)在普通V带传动设计中，应使带轮的轮槽角大于带的楔角(X)在锥齿轮的的强度计算中，其受力分析通常在其小端上进行(X)合金钢与碳素钢相比具有较高的强度，因此用合金钢制造零件不但可以减小尺寸，而且还可以减小断面变化处过渡圆角半径和降低表面粗糙度的要求。(

7、X)大多数机械零件的失效都是由低周疲劳引起的。(X)当螺纹的公称直径、牙型角、螺纹线数相同时，细牙螺纹的自锁性比粗牙螺纹的自锁性要好。(V)楔键在安装时要楔紧，故同心性能好。(X)花键连接的承载能力应按其齿侧面的挤压强度计算。(X)在带传动中，当小带轮主动时，最大应力发生在紧边带刚绕上小带轮的接触处。(V)在圆柱齿轮传动中，为了减小齿向载荷分布系数Kp值，可将其中一个齿轮的轮齿制成鼓形齿(V)在闭式软齿面齿轮传动中，通常以保证齿根弯曲疲劳强度足够为主。(X)在带传动中，由于小轮的包角比大带轮的小，所以打滑首先发生在小带轮上。(V)在齿轮传动中，主、从动轮齿面上产生塑性变形的方向是相同的。(X)

8、受轴向载荷的普通螺栓连接，适当增大预紧力能提高螺栓的抗疲劳强度。(V)滑键的主要失效形式不是磨损而是键槽侧面的压溃。(X)理论上为点接触或线接触的零件，在载荷作用下,接触处局部产生的应力称为接触应(V)机械零件的计算分为设计计算和校核计算，两种计算的目的都是为了防止机械零件在正常使用期限内发生失效。(V)由于国标规定锥齿轮是以大端参数为标准值，因此，受力分析也在大端上进行。(X)减少螺栓和螺母的螺距变化差可以改善螺纹牙间的载荷分配不均的程度。(V)楔键在安装时要楔紧，故定心性能好。(X)切向键连接是靠工作面上的挤压力和轴与轮毂之间的摩擦力来传递转矩。(V)被连接件是锻件或铸件时，应将安装螺栓处

9、加工成小凸台或鱼眼坑，其目的是为了避免偏心载荷。(V)二、单项选择题（在空格处填上正确答案的字母代号，每题1分）1在轴、毂连接中如果需要用两个平键时，此时在轴上应使它们沿圆周相隔DA.90度；B.120度；C.135度；D.180度渐开线花键连接采用._C定心A.外径；B.内径；C.齿形；D.齿顶带传动在正常工作时，其紧边拉力Fj和松边拉力F2之间关系可由式B表达。A.Fj=F2；B.Fi-F2=Fe；C.Fj/F2=efa；D.Fj+F2=F0带传动采用张紧轮时，张紧轮应布置在BA.松边内侧近小轮处；B.松边内侧近大轮处C.松边外侧近小轮处；D.松边外侧近大轮处V带传动中，带速v,主动轮圆周

10、速度V,从动轮圆周速度v2，它们的关系是BA.v1=v2=v;B.v1vv2;C.v1vv1v2在进行疲劳强度计算时，其极限应力应为材料的D。A.屈服极限；B.弹性极限；C.强度极限；D.疲劳极限。标准直齿圆柱齿轮传动，轮齿弯曲强度计算中的齿形系数YFa只决定于B_。A.模数m；B.齿数z；C.压力角a；D.齿宽系数巾d一对正确啮合的渐开线标准齿轮作减速传动时，如两轮的材料、热处理及齿面硬度均相同，则小齿轮1和大齿轮2的齿根弯曲应力之间的关系是：A。A.Gf1GF2；B.F1=F2；C.GfiF2；CF1F2；D.不确定螺纹的公称直径（管螺纹除外）是指它的C.A.内径d1；B.中径d2；C.外

11、径d；D.都不是在轴上需要两个平键固定一个零件时，这两个平键在圆周方向上应相隔A。A.180；B.90；C.120；D.135在螺纹连接中，广泛使用的连接A连接。A.螺栓；B.螺柱；C.螺钉；D.紧定螺钉24材料的疲劳曲线通常是在_C条件下经疲劳试验得出的。A.脉动循环变应力；B.非对称循环变应力C对称循环变应力；D非脉动循环变应力承受轴向载荷的紧螺栓连接，为降低应力幅（设螺栓刚度为Cb,被连接刚度为Cm）应BA同时减小Cb及Cm；B减小Cb增大CmC同时增大Cb及Cm；D增大Cb减小CmTOC o 1-5 h z闭式软齿面齿轮的主要失效形式是D。A.压溃；B剪断；C磨损；D点蚀27在V带传动

12、的设计标准中，V带楔角的标准值是一A。A.40；B38；C36；D32若采用两只楔键连接，则它们的分布是在周向相bA。A.100；B180；C80；D135某平键连接能传递的最大扭矩为T,现要传递的扭矩增大为1.5T，则最好应。A.把键长L增加到1.5倍；B.把键宽b增加到1.5倍C.把键高h增加到1.5倍；D.安装一对该平键。大多数通用零件及专用零件的失效都是由B引起的。A.低周疲劳；B.高周疲劳；C.应变疲劳；D.塑性变形影响零件疲劳强度的综合影响系数K与D等因素有关。OA.零件的应力循环特性和载荷状态；B.零件的应力集中、工作温度、热处理C.零件的材料、表面质量、过载；D.零件的尺寸、几

13、何形状变化、加工质量及强化因素用材料45钢作毛坯加工6级精度的硬齿面直齿圆柱外齿轮，宜采用的工艺顺序是：BA表面淬火、滚齿、磨齿；B滚齿、表面淬火、磨齿C滚齿、磨齿、表面淬火；D滚齿、调质、磨齿开式齿轮传动中轮齿的主要失效形式是C。A.点蚀和弯曲疲劳折断；B.胶合和齿面塑性变形；C.磨粒磨损和弯曲疲劳折断；D.胶合和点蚀。设计硬齿面齿轮传动，当直径一定，常取较少的齿数，较大的模数以A。A.提咼轮齿的弯曲疲劳强度；B.提咼齿面的接触疲劳强度；C.减少加工切削量，提高生产率；D.提高轮齿抗塑性变形能力。机械零件经表面淬火或氮化等热处理之后，其疲劳强CA.降低；B.不变；C.增高；D.增高或降低视处

14、理方法而定。对标准圆柱齿轮传动，已知齿数z1=30,z2=75,它们的齿形系数的关系是B。A.YFai丫尺吆；C.丫尺&1=丫尺也；D条件不足，无法判断。被连接件受横向外力作用时，如采用普通螺栓连接，则螺栓可能的失效形式为_D_。A.剪切或挤压破坏；B.拉断；C.扭转破坏；VD.拉、扭断裂带在减速传动工作时（小带轮主动），最大应力发生在_A_。A.带绕上小带轮处；B.带离开小带轮处；C.带绕上大带轮处；D.带离开大带轮处在受轴向变载荷的紧螺栓连接中，已知预紧力为8000N,轴向外载荷最小值为0,最大TOC o 1-5 h z值为4000N,假定螺栓和被连接件的刚度Cm=Cb=l。则在最大工作载

15、荷下，被连接件的残余预紧力为CN。A.2000；B.4000；C.6000；D.8000在螺栓连接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是为了C。A.提咼强度；B.提咼刚度；C.防松；D.减小每圈螺纹牙上的受力。用圆盘铣刀加工轴上键槽的优点是C。A.装配方便；B.对中性好；C.应力集中小；D.键的轴向固定好。为了保证带的传动能力，应验算小带轮的包角a1，并使其B。naaaA.1290；B.12120；C.1YSa2；BYSa1YSa2；YSa1=YSa2；D.YSa1H2；B.H1H2；C.H1=H2；D.H1H2在螺纹连接中，按防松原理，采用双螺母属于A。VA.摩擦防松；B.机械防松；C.破

16、坏螺旋副的关系防松；D.增大预紧力防松。对于受轴向载荷的紧螺栓连接，在限定螺栓总拉力的条件下，提高螺栓疲劳强度的措施为B。A.增加螺栓刚度，减小被连接件的刚度；B.减小螺栓刚度，增加被连接件的刚度；C.同时增加螺栓和被连接件的刚度；D.同时减小螺栓和被连接件的刚度。影响零件疲劳强度的综合影响系数化与C等因素有关。A零件的应力集中、过载和高温；B.零件的应力循环特性、应力集中和加载状态；C零件尺寸、几何形状变化、加工质量及强化；D零件的材料、热处理和绝对尺寸57某结构尺寸相同的零件，当采用材料制造时，其有效应力集中系数最大。A.HT200；B.20号钢；C.15号钢；D.20CrMnTi当两个被

17、连接件之一太厚、不宜制成通孔，且连接需要经常拆装时，往往采用CA.螺栓连接；B.螺钉连接；C.双头螺柱连接；D.紧定螺钉连接螺纹连接防松的根本问题在于_DA.增加连接的刚度；B.增加螺纹连接的轴向力；C.增加螺纹连接的横向力；D.防止螺纹副的相对转动60设计键连接时，键的截面尺寸是根据_A按标准选择。A.轴的直径；B.轮毂的长度；C.所传递转矩的大小；D.所传递功率的大小普通V带的楔角等于A。A.40；B.38；C.36；D.32TOC o 1-5 h z带传动采用张紧轮的目的是D。A.减轻带的弹性滑动；B.提高带的寿命；C.改变带的运动方向；D.调节带的初拉力。带传动的实际传动比为4.59，

18、若滑动率&=2%，则理论传动比i应为A。A.4.5；B.4.57；C.4.59；D.4.61已知两个标准直齿圆柱齿轮，齿轮1：m1=3mm、z1=25，齿轮2：m2=4mm、z2=48，则它们的齿形系数之间的关系是D。A.YFa1YFa2；BYFa1YFa2由试验可知，有效应力集中、绝对尺寸和表面状态只对A有影响。A应力幅；B平均应力；C.应力幅和平均应力；D无法确定66塑性材料制成的零件进行静强度计算时，其极限应力为。A.b；Bo；Cs；D_i67.在螺栓连接设计中，经常在螺栓孔处制作沉头座孔或凸台，其目的是：A.便于安装；B.为安置放松装置；C.避免螺栓受附加弯曲应力；D.避免螺栓受拉力过

19、大.当轮毂轴向位移距离较小时，可选用_C连接。A.普通平键；B.半圆键；C.导向平键；D.滑键.在圆柱齿轮的设计中，应根据B选择齿轮的结构形式。A.齿圈宽度；B.齿轮直径；C.齿轮在轴上的位置；D.齿轮的精度。在硬齿面齿轮设计中，当直径一定，常取较少的齿数，较大的模数以A。A.提咼轮齿的弯曲疲劳强度；B.提咼齿面的接触疲劳强度；C.减少加工切削量，提高生产率；D.提高轮齿抗塑性变形能力。一对圆柱齿轮传动中，当齿面产生疲劳点蚀时，通常发生在D。A.靠近齿顶处；B.靠近齿根处；C.靠近节线的齿顶部分；D.靠近节线的齿根部分。圆柱齿轮传动，当，则齿根弯曲强度增加。A.模数不变，增多齿数时；B.模数不

20、变，增大中心距时；C.模数不变，增大直径时；D.齿数不变，增大模数时。零件受不稳定变应力时，若各级应力是递减的，则发生疲劳破坏时的总损伤率将为_C_。A.大于1；B.等于1；C.小于1；D.可能大于1,也可能小于1。切向键连接的斜度是做在_C一上的。A.轮毂键槽底面；B.轴的键槽底面；C.一对键的接触面；D.键的侧面。在螺栓连接设计中，经常在螺栓孔处制作沉头座孔或凸台，其目的是：C。A.便于安装；B.为安置放松装置；C.避免螺栓受附加弯曲应力；D.避免螺栓受拉力过大。工作条件与型号一定的带传动，其寿命随着小带轮直径的增加而一B一。A.降低；B.增加；C.不变；D要视其他条件而决定。带传动的中心

21、距与小带轮的直径一定时，若增大传动比，则小带轮上的包角A_。A.减小；B.增大；C.不变；D要视其他条件决定。以下_A_种做法不能提高齿轮传动的齿面接触承载能力。A.直径不变而模数增大；B.改善材料；C.增大齿宽；D.增大齿数以增大直径。某齿轮轮毂通过A型平键与轴相连接。已知轮毂长度L=80mm，选用的键为：GB/T1096键18X11X70，则键的有效工作长度l为D_。A.80mmB.70mmC.62mmD.52mm在带的型号以及小带轮的转速已知的情况下，带所能传递功率的增量取决于一A一。A.传动比B.小带轮上的包角C.带的线速度高速轴的转速D.小带轮直径o-1代表变应力疲劳极限，其脚标-1

22、代D。A.oa/om=-1B.om/oa=TC.omax/omin=TD.omin/omax=T。注：部分问答计算题参考答案比较精简，请同学们在练习时，按书上的内容，再详细一些！有关计算步骤和公式必须全部写出，在参考时对答案有疑问时，请上课或答疑时与老师讨论！三、简答题和作图题在圆柱齿轮传动中，为什么常将小齿轮设计得比大齿轮宽一些？强度计算时齿宽应代入哪一个齿轮的齿宽？（8分）答:1）为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位宽度的工作载荷，常将小齿轮的齿宽在计算齿宽圆整值的基础上人为地加宽5lOmm。（6分）2）强度计算时齿宽系数中的齿宽应代入大齿轮的齿宽（2分）

23、图示在某零件的极限应力线图上，N为零件的工作应力点。指出加载情况（应力变化规律）分别为r=C；&m=C；和&min=C时的极限应力点，并说明零件的失效形式？（9分）答：N点为。=C的极限应力点（2分），零件的失效是疲劳破坏（1分）；1m%点为r=C的极限应力点（2分），零件的失效是塑性变形（1分）；D点为。=C的极限应力点（2分），零件的失效可能是塑性变形也可能是疲劳破坏（1分）。min3螺栓组连接的受力可以分成哪几种典型的情况？（4分）答：螺栓组连接的受力可以分成4种情况：1）受横向载荷；2）受转矩；3）受轴向载荷4）受倾覆力矩。（各1分）4请写出材料疲劳损伤累积假说的数学表达式，并说明该式

24、等号右端何时小于1，何时大于1及其理由。（6分）zn答：1）材料疲劳损伤累积假说的数学表达式为：才寸=1（2分）i=1i2）当各级应力先作用最大的，然后依次降低时，右端小于1。因为递减的变应力由于开始作用了最大的变应力，引起了初始裂纹，以后施加的应力虽然较小，但仍能使裂纹扩展，对材料有削弱作用，故右端的值小于1。（2分）3）当各级应力先作用最小的，然后依次升高时，右端大于1。因为递升的变应力由于开始施加较小的变应力，对材料不但没有使初始疲劳裂纹产生，而且对材料起了强化作用故右端的值大于1。（2分）在普通V带传动中，V带的带速v不宜过高或过低，一般推荐v=525m/s,请问为什么？（5分）答：当

25、带传动的功率一定时，提高带速，可降低带传动的有效拉力，相应地减少带的根数或V带的截面积，总体上减少带传动的尺寸；（2分）但是，也提高了V带的离心力，增加了单位时间的循环次数，不利于提高带传动的疲劳强度和寿命；降低带速，则有相反的利弊。因此，带速v不宜过高或过低，一般推荐v=525m/s。（3分）紧螺栓连接受轴向变载荷在0F间变化，当预紧力F0一定时，若减少螺栓刚度Cb或增大被连接件刚度Cm，对螺栓连接的疲劳强度和连接的紧密性有何影响？试分别作图分析说明之。（10分）答：当螺栓所受的轴向载荷在0F之间变化时，则螺栓总拉力在F0F2间变动，如图所示。在保持预紧力Fo不变的条件下，若减小螺栓刚度Cb

26、或增大被连接件刚度C,都可以减小0bm应力幅b，从而提高螺栓连接的疲劳强度。但由于残余预紧力F减小，会降低连接的紧密a1性。（a）减小螺栓的刚度（CbCm）在圆柱齿轮传动装置中，齿轮的齿面为什么会产生胶合?防止或减轻胶合的措施有哪些？（6分）答：对于高速重载的齿轮传动，齿面间的压力大，瞬间温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高时，相啮合的两齿面就会发生粘在一起的现象，由于此时两齿面又在作相对滑动，相粘结的部位即被撕破，于是在齿面上沿相对滑动的方向形成伤痕，称为胶合，上述即是产生胶合的机理。（3分）加强润滑措施，采用抗胶合能力强的润滑油（如硫化油），在润滑油中加入极压添加剂，均可防止或减轻齿面的胶合

27、。（3分）画出普通螺栓连接受工作拉力F作用时，螺栓和被连接件的变形（协调）线图。（在图上标出F、Fo、Fl、F2、入b、入m、人入、入m、m）。并用F、残余预紧力Fl和相对刚度Cb/（Cb+Cm）写出预紧力Fo和总拉力F2的计算公式。（7分）答：绘制变形协调图（4分）预紧力：Fo=Fi+(l-Cb/(Cb+cm)F=Fi+CmXF/(Cb+cm)(2分)总拉力：F2=F+Fi或F2=F+(Cb/(Cb+Cm)F(1分)图示为带传动滑动和效率测定实验中获得的带传动滑动率及传动效率曲线，试问：（9分）在图中Ao点的左右两侧，两曲线可分为哪两个区域？两曲线在两个区域中各有什么特性？Ao点称为什么点，

28、它有何意义？答：（1）A0点的左侧称为弹性滑动区，A0点的右侧称为打滑区。（2）在弹性滑动区，带传动处于正常工作状态，两曲线为近似线性关系，随着载荷的增加，滑动率逐渐增加，传动效率不断上升；过了A0点，两曲线表现为急剧变化，载荷增加很小，滑动率迅速增加，传动效率迅速下降。A0点称为临界点，它所对应的横坐标为带传动在不打滑情况下所能传递的最大有效载荷。在图示的零件极限应力线图上，N为零件的工作应力点。试写出应力变化规律分别为r=c,bm=C和bmin=C时对应的极限应力点字母代号和相应失效形式。（9分）答:1）N1点为r=C的极限应力点，零件是屈服失效。（3分）2)n2点为b=C的极限应力点，零

29、件是疲劳断裂失效。（3分）m3）D1点为b.=C的极限应力点，零件是屈服失效也可能是疲劳断裂。（3分）1min如果在轴、毂连接中使用普通平键，普通平键的截面尺寸bXh和长度尺寸L是如何选择和确定的？若使用的是标记为GB/T1096键32X18X100平键，请写出其含义（8分）答：1）普通平键的截面尺寸bXh按轴的直径d由标准中选定。（2分）普通平键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略小于轮毂的长度，所选定的键长应符合标准规定的长度系列。（2分）2）含义为：A型普通平键，其长度、宽度和高度分别为100、32和18mm。（4分）12从齿轮轮齿失效情况得出了哪些承载能力计算依据？其理论基础

30、（即原始公式名称）是什么？各自针对哪种失效形式？（6分）答：针对齿面点蚀的失效形式，进行了齿面的接触疲劳强度计算，以Hertz接触应力计算公式为原始公式，得出轮齿不发生齿面点蚀失效的齿面接触疲劳强度计算公式（3分）针对轮齿折断的失效形式，进行了齿根弯曲疲劳强度计算，根据悬臂梁理论，得到轮齿不发生疲劳折断的齿根弯曲疲劳强度计算公式（3分）13在紧螺栓连接的强度计算公式中，为何要有系数“1.3”？（6分）答：紧螺栓连接在装配时螺母必须拧紧，使螺栓同时受到预紧力和螺纹摩擦力矩的作用，处于拉伸与扭转的复合应力状态；（3分）但在计算时可按纯拉伸强度计算，考虑到扭转切应力的影响，须将拉应力增大30%（3分

31、）。弯曲疲劳极限综合影响系数K的含义是什么？它对零件的疲劳强度和静强度各有何影O响？它与哪些因素有关？（8分）答：1）弯曲疲劳极限的综合影响系数K表示材料对称循环弯曲疲劳极限。与零件对称循环弯曲疲劳极限。的比值，而在不对称循环时,K是试件与零件的极限应力幅的比值。1e（3分）2）K使零件的疲劳极限小于材料试件的疲劳极限，而对静强度则无影响。（2分）3）影响因素:a）零件几何形状的变化；b）尺寸大小；c）加工质量及强化（或写出与K有关的04个系数）（3分）带传动的弹性滑动和打滑是怎样发生的？二者的主要区别是什么？（8分）答:1）弹性滑动是因带的弹性变形而引起的带与带轮间发生的相对微量滑动，而打滑

32、是因工作载荷超过带的最大有效拉力，使带与带轮之间发生显著的相对滑动。（4分）2）弹性滑动使主、从动带轮产生速度差，即VVV2，在传动中，它总是存在的，是不可避免的，而打滑使带的磨损加剧，从动轮转速急速降低，甚至使带传动失效，因此，打滑是应当避免的。（4分）a1单向穏定变应力r=c时零件的疲劳强度计算公式Sca=Kaa+9aam，试分析该式分子。-1的含义和分母管a+9/m的含义。（6分）答：分子0“的含义是对称循环变应力疲劳强度极限。（2分）分母Ka+申a的含义是把。mM0、OaZ0的工作应力，转化成在强度上具有等效aam影响的对称循环变应力（4分）在进行齿轮强度计算时，为什么要引入载荷系数K

33、?载荷系数K由哪几部分组成？（8分）答：在实际传动中，由于原动机及工作机性能的影响，以及齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法向载荷增大。（2分）此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配并不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。（2分）因此，在进行齿轮强度计算时，要引入载荷系数K载荷系数K由使用系数KA，动载系数K,齿间载荷分配系数K及齿向载荷分布系数KrAVaR等四部分组成。（4分）18润滑良好的闭式齿轮传动，通常轮齿的疲劳折断发生在什么部位？为什么？为提高齿轮的抗疲劳折断能力可采取哪些措施？（8分）答：轮齿的疲劳折断通常发生在齿根危险截面处。因为轮齿受载后齿根

34、处产生的弯曲应力较大，且受齿根过渡部分的形状突变及加工刀痕等引起的应力集中作用。（3分）提高轮齿的抗疲劳折断能力的措施有：（1）采用正变位齿轮，增大齿根弯曲强度；（2）用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根的应力集中；（3）增大轴及支承的刚性使轮齿接触线上受载较为均匀；（4）采用合适的热处理方法使齿芯具有足够的韧性；（5）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。（5分）19.花键连接和平键连接相比，有那些优缺点？（8分）答：优点：1），因为花键在轴上与毂上直接而均匀地制出较多的齿与槽，故连接受力较为均匀；2）因槽较较浅，轴与毂的强度削弱较少；3）齿数较多，总接触面积较大，

35、因而可承受较大的载荷；4）轴上零件与轴的对中性好；5），导向性好；6）可用磨削的方法提高加工精度及连接质量。缺点：齿根仍有应力集中；有时需要用专门设备加工；成本较高。20普通螺栓连接和铰制孔用螺栓连接主要失效形式分别是什么？试写出二者的设计准则（10分）答:1）对于受拉普通螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂，因而其设计准则是保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度。（4分）2）对于受剪铰制孔用螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断，其设计准则是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中连接的挤压强度对连接的可靠性起决定作用。（6分）21在闭式软齿面圆柱齿轮传动中，齿面点

36、蚀一般出现在何部位？为什么?防止或减小点蚀的措施有哪些？（6分）答:1）点蚀首先出现在靠近节线的齿根面上，因为该处的相对滑动速度低，形成油膜的条件差，接触应力就比较大，特别是直齿轮传动，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也就较大，因此，点蚀也就首先出现在靠近节线的齿根面上（3分）2）提高齿轮材料的硬度，可以增强齿轮抗点蚀的能力。在啮合的轮齿间加注润滑油可以减小摩擦，减缓点蚀，延长齿轮的工作寿命,并且在合理的限度内，润滑油的粘度越高，上述效果也愈好。（3分）螺纹防松的根本问题是什么？螺纹连接的常用防松方法有那些？（5分）答：螺纹防松的根本问题在于防止螺旋副在受载时发生相对转动。（2分）螺纹连接的常

37、用防松方法有：摩擦防松、机械防松和破坏螺旋副运动关系防松等。（3分）试写出平键的失效形式和相应计算公式？（6分）答:（每个失效形式1分;每个公式2分）1）对于普通平键连接（静连接），其主要失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件公式为：2Tx13匸kldp2）对于导向平键连接和滑键连接（动连接），其主要失效形式是工作面的过度磨损。通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。导向平键连接和滑键连接的强度条件公式为：p=2Tx103KF得单个螺栓受预紧拉力:0sRmaxKFsRmaxfiz1.1x90140.2x1x1=49577N如图图示

38、为由两对斜齿圆柱齿轮组成的二级减速装置。高速轴I传递的功率P=9kW,转速n1=900r/min（n1的转向见图）；高速级齿轮的模数m二3mm，齿数Z1=21,Z2=50,nI螺旋角Bi=16；低速级齿轮的模数m=4mm,齿数Z3=19,Z4=48。若不计各种损耗,nil高速级小齿轮1的螺旋线方向见图，并使中间轴II上轴向力的合力为零。试：（20分）1）在图上画出低速级齿轮3、4的螺旋线方向；2）画出低速级齿轮3、4在啮合点处所受圆周力、径向力和轴向力的方向；3）计算齿轮3的螺旋角B口的大小？4）计算高速级齿轮1、2所受圆周力、径向力和轴向力的大小。Fr4解：1）低速级齿轮3、4的螺旋线方向见

39、图（2分）（6分）2）6个力的方向见图3）计算齿轮3的螺旋角0II的大小使II轴上所受轴向力相互抵消，合力为0则Fa2=Fa3Fa2=Fai=FanB产2TitanB阿=2迅B仇即T2=T1Z2/ZFa3=Ft3tanBII=2T2tanBII/d3=2T1Z2sinBII/（mn3Z1Z3）2TSinB/（叫ZJ=2TZ2sinB阿諾？3）整理得：sinB1=mn3Z3sinB/（mn1Z2）=4X19Xsinl6。三350=0.1397B3II=8.03o（6分）4）计算高速级齿轮1、2所受圆周力、径向力和轴向力的大小T1=9.55X106P/n1=9.55X106X9/900=95500

40、N.mmFt1=Ft2=2T1/d1=2X95500Xcos16。21=2914.301N（d1=mn1Z1/cosBI）Fa1=Fa2=Ft1tanBI=2914.301Xtan16o=835.662NTOC o 1-5 h za1a2t1IF.=F2=Ftanan/cosBI=2914.301Xtan20o/cos16o=1103.465N（6分）r1r2t1I已知：某机械零件的弯曲疲劳极限的综合影响系数K二1.79，所受的最大工作应力为b二199Mpa，最小工作应力为b=119Mpa；制成该零件的材料的机械性能为maxminb=359Mpa，b=298Mpa，材料常数申=0.19，试：s

41、-11）绘制该零件的极限应力线图；2）若应力变化规律r=C,则求出该零件的计算安全系数Sca。（14分）解：1）绘制零件极限应力线图（见下图）：2b-b2b2x298由公式作=-1亠得：b0=TT犷=1+0.19=500.84Mpa（2分）05A点的坐标为（0，k），计算得出：A（0,166.48）；Kdd1=100mm,V带的截面积A=80mm2，带高h=8mm，弹性模量E=200MPa,单位长度的质量q=0.15kg/m,测得带所受的紧边拉力是松边拉力的2.5做即Fi=25尺2）。试求:1）带上承受的有效拉力Fe、紧边拉力F1和松边拉力F2；TOC o 1-5 h z2）带上承受的拉应力、

42、弯曲应力、离心应力及最大应力omax。（12分）解：1）计算有效拉力Fe、紧边拉力F和松边拉力F2:Fe=1000P/V=1000X9/6=1500N（2分），F1=25F2Fe=F1-F2=2.5耳巴=1-5F2=1500NF2=1500/1.5=1000N（2分）F1=2.5F2=2.5X1000=2500N（1分）2）计算带上承受的拉应力、弯曲应力、离心应力及最大应力。:maxa）拉应力（2分）紧边拉应力:。1=F1/A=2500/80=31.25MPa松边拉应力:o2=F2/A=1000/80=12.5MPab）弯曲应力:（2分）%hE/dd1=8X200/100=16Mpa%5印52

43、=沁200/200=8Mpac）离心应力:oc=qv2/A=0.15X62/80=0.068MPa（1分）d）最大应力：ax1+b1+Oc（2分）=31.25+16+0.068=47.318MPa图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器示意图，已知高速级z1=44,z2=94,muQSmm；低速级z3=43,z4=95,mnII=3.5mm,Bjj=9.7,输出轴功率Pjjj=284KW,输出轴转速njn=309r/min。若不计各种摩擦和啮合损耗,试求：1）在图上画出高速级大齿轮的旋向，以使中间轴II上所受轴向合力较小；2）高速级斜齿轮的螺旋角Bi为多少时，中间轴II上所受轴向力互相抵消？3）各轴转向及

44、所受扭矩；4）标出所有齿轮在各自啮合点处所受各分力（12个）的方向,并计算其大小（22分）9494IIm解：1）高速级大齿轮的旋向如下图（2分）21r134FIIIIIIniininiFa4Fr2Ft3Ft1Ft2Fa1Fa3Ft4P.Inin2）F=-F（负号仅表示方向相反）a2a34分）Ftan卩=Ftan卩t2It3II即：2TitanP12Ti叶tanPIItanPIditanPIIm2nICOSPImnil3COSPIItanPII25乂94xsin9.7。=0.26313.5x43mzSinp=ni2sinpImzIInII3.p=15.2535。IP28.43）III轴：T=9.

45、55x106十=9.55x106x=877734.628Nmm（4分）IIIn309IIIII轴：tT=TiI轴:.TIIT=miiiTx43=H95T44xT=ih=ni94i877734.628x439544x397290.411=397290.411Nmm=185965.724Nmmiiiiiii4）a）12个分力的方向见图b）计算12个分力大小：（每个力方向0.5分，共6分）每个力大小0.5分，共6分）F=Ft1t22T2x185965.724X4/cos15.2535。=3262.08NFr1-Ftana=F=11nr2cospI32628Xtan2二1230.654Ncosl5.2

46、535。F=F=Ftanp=3262.08xtan15.2535。=889.559Na1a2t1IF=Ft3t42T=圧=d32X397290.41135X43cos9.7。=5204.127NF=Fr3r4Ftana=ncospII5204.127xtan20。cos9.7。=1921.62NF=F=Ftanp=5204.127xtan9.7=889.558Na3a413II9图示的螺栓连接中，采用两个M20的普通螺栓，其许用拉应力o=160MPa，连接件接合面间摩擦系数f=020,防滑系数瓦=12,试计算该连接允许传递的静载荷F=?（M20的螺栓d1=17.294mm）（10分）KF解：由

47、2F0fx2KsF得:F0=-f1.3KFs兀d12f因而有：厂nd2ft兀x17.2942x0.2x160F=1=19273.75N1.3K1.3x1.2s在某普通V带传动中，传递的功率P=9KW,带速V=6m/s,测得紧边拉力是松边拉力的2.5倍（即F=25F2）。试求：有效拉力Fe、紧边拉力Fi、松边拉力F2和预紧力Fo（10分）解：Fe=1000P/V=1000X9/6=1500N（3分）C.耳=2.5F2F=F,-F2=2.5F2-F2=1.5F2=1500N12e12222(3分)(2分)(2分).F2=1500/1.5=1000NF1=2.5F2=2500NF0=(F1+F2)/

48、2=(2500+1000)/2=1750N所受的外载荷分别为横向载荷下图所示为：一支架与机座用4个普通螺栓连接，F=5000N,轴向载荷G=16000N,已知螺栓的相对刚度/（+略）=025,接合面的摩擦系数f=0.15，防滑系数Ks=1.2，螺栓材料的性能级别为8.8级，安全系数S=2,试计算：1）螺栓所受的残余预紧力F1、预紧力Fo和总轴向力F22）该螺栓的小径d1（15分）（提示：先根据保证接合面无相对横向错动的条件，由横向载荷求出残余预紧力FQ解：1)保证接合面无相对错动mzFf三KsFF11.2X5000/(1X4X0.15)=10000N（2分）螺栓所需的预紧力Fo=F1+Cm/(

49、Cb+Cm)F=10000+(1-0.25)X16000/4（3分）F0=13000N其中每个螺栓所受的轴向载荷F=G/4=16000/4=4000N（2分）2)螺栓所受的总轴向力F2=F+F=4000+10000=14000N（3分）由螺栓的强度。=4X1.3F2/Kd12C。（2分）其中8.8级螺栓的。s=800X0.8=640Mpa；。=。s/S=320Mpa（3分）d三8.51mm12.如图所示，已知z1=28，z2=70，z3=126，法向压力角an=20o，法面模数mn=4mm，中心距a12=200mm,a23=400mm，主动齿轮1的转向和旋向见图，其输入功率P=10kW,转速n1=1000r/min,摩擦不计。（20分）（1）求出各轴所受的转矩;（2）试计算中间轴II上齿轮的受力大ZiZ2Zi乂XJr31z4rn；III1212小，并标出其方向。解:（1）1轴:PT=9.55x106=9.55x