2022年2022年机械设计题库——填空题 .pdf

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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B1.4 若一零件的应力循环特性r+0.5，a=70N/mm2，则此时，a为 210 N/mm2 ，max为 280 N/mm2 ，min为 140 N/mm2 。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的关系的曲线称为疲劳曲线（N 曲

2、线） ，共高周疲劳阶段的方程为CNNmrmr0。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1300 N/mm2循环基数0N106。 ，寿命指数m9，当应力循环次数N =105时，材料的弯曲疲劳极限N1 387.5 N/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机械零件的主要失效形式有整体断裂；表

3、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 。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名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 20 页 - - - - - - - -

4、- 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NrmrrNKNN01.17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。1.22.

5、公式22SSSSS表示弯扭复合应力状态下疲劳强度的安全系数，而2max2max4sS表示 弯扭复合应力状态下屈服强度的安全系数。1.23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

6、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，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 题名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 20 页 - - - - - - - - - 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(tanv

7、。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 GB5782 86 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PQ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PQ8000N ，在保证

8、接合面不产生缝隙的条件下，允许的最大工作拉力F 16000 N 。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PQ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0Q=1000 N,所受轴向工作载荷1Q=500N 螺栓的相对刚性系数2.0cbbKKK，则螺栓所受的总拉伸裁荷Q 1100 N残余预紧力rQ 60

9、0N 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maxQ 1250 2.11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名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 20 页 - - - - - - - - - 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

10、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bQ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

11、.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间相对滑动。铰制孔用螺栓联接承受横向外载荷

12、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= 600 广泛应用于螺纹联接。2.301C是螺纹刚度，2C是被联接件刚度， 只考虑1C和2C的条件下提高受轴向变载名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4

13、页，共 20 页 - - - - - - - - - 荷紧联接螺栓疲劳强度的措施是增大1C，减少2C。3、键、花键、无键和销联接20 题3.1 普通平键标记键 16100 GB1096 79 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0012090的位置

14、，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d 标准的，设圆锥销的长度为 l ，则其锥度是501)(ldD。3.7 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。3.10半

15、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。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 20 页 - - - - - - - - -

16、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cb11，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1F与松边拉力2F关

17、系为fafaeceeFFFF/11/112021。4.3 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。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0L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0P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

18、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 1000)11)(10AvePfacb是带传动在0180和 特定带长条件下单根普通 V带所能传递的功率。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 20 页 - - - - - - - - - 4.8 某 V带传动，带的横剖面积A142mm2，由张紧力产生的应力01.5MPa ，有效拉力 F 300N ，不计离心力的影响，紧边拉力1F和松边拉力2F分别为 363 N和63 N 。4.9 控制适当的

19、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21/ FF大小当空载时为 1 ，当载荷使带传动开始打滑时为)2()2(00ececFFFF。4.11普通 v 带传动中，已知预紧力0F2500N ，传递圆周力为8000N ，若不计带的离心力，则工作时的紧边拉力2F为 2900N ，松边拉力1F为 2100N 4.12V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

20、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0r v,2v 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FaY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FaY值，齿圆柱齿轮按齿数 Z

21、选取。而斜齿圆柱齿轮按当量齿数VZ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名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 20 页 - - - - - - - - - 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

22、闭式直齿圆柱齿轮，m3mm ，1z21，2z63，200，小齿轮用 40Cr钢，表面淬火 HRC 55，1H1200N mm2；大齿轮用 45 钢，调质，HB 220 一 240，2H600N mm2。若齿轮传动工作时，齿面接触应力为H=500 Nmm2，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：m4mm ，1z18，2z41，b 50mm ，B对：m2mm ，1z36，2z82，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21/TT 1 。6.17有两对闭式直齿圆柱齿轮传动

23、，它们的参数分别为： 1) 1z18，2z42，m2，b b60，a62 2) 1z18，2z42，m2，200，b 60，a60 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FaY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 HBS5030。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

24、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，名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 10 页，共 20 页 - - - - - - - - - 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

25、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1F2F。6.28设计闭式软齿面齿轮传动时，齿数1z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

26、轮传动时， 当直径1d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21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21zzz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vK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

27、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caP，两者之间的关系caP 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aK是使用系数，vK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。6.37一对圆柱齿轮啮合传动。尺bFKta/1000Nmm ，其齿间载荷分配系数aK与名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11

28、页，共 20 页 - - - - - - - - - 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1/ dbd，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FaY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

29、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

30、圆柱齿轮来进行计算，而其当量齿数为vzcos/z。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 轮名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 20

31、 页 - - - - - - - - - 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12/ zzi与12/ DD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

32、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1z2，q8，2z42中间平面上模数，m8mm ，压力角020，蜗杆为左旋，则蜗杆分度圆直径1d 64 mm ，传动中心距a200 mm，传动比 i 21 。蜗杆分度圆柱上的螺旋线升角arctanqz1。蜗轮为左旋蜗轮分度圆柱上的螺旋角0036.14。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1v， 则其滑动速度sv为

33、cos1v，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mmmta21，21ta和12。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1z41。7.14蜗杆传动中，产生自锁的条件是v。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 2

34、0 页 - - - - - - - - - 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1tF的方向总是与其转向相反，其径向力1rF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1z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

35、.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1H等于同时间内的散热量2H。7.23蜗杆传动设计中，通常选择蜗轮齿数2z26 是为了保证传动的平稳；2z80是为了防止蜗轮尺寸过大引起蜗杆跨距大，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1dmq；蜗轮分度圆的直径2d2mz。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

36、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pp，为防止轴承温升过高产生胶合，应校核 pvpv。8.5 液体动压润滑滑动轴承的偏心率的值在 01 之间变化， 当值越大时，最小油膜厚度minh越小，轴承的承载量系数pC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ZChSnSb 6 。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - -

37、 - 第 14 页，共 20 页 - - - - - - - - - 8.7 设计计算非液体滑动轴承时要验算1) pp其目的是防止过度磨损；2) pvpv，其目的是防止过度发热胶合；3)vv，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m inh和轴承的温升t ，其原因分别是)(21minzzRRSh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，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

38、 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 pp； pvpv；vv。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。8.14 。宽径比较大的滑动轴承(5.1/dB) 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

39、，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，主名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名

40、师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 20 页 - - - - - - - - - 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) 铀承的类型名称是圆锥滚子轴承，内径是 35 mm ，它承受基本额定动负荷时的基本领定寿命是610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 25mm ，轻窄系列的角接触球轴

41、承，接触角012，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hL三者的基本关系式为hPCnLh)/(60106。 注：hL用小时数表示 9.7 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，最好选用滚子轴承。9.10滚动轴承轴系固定的典型结构形

42、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610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610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610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，调名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - -

43、 - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 20 页 - - - - - - - - - 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

44、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012， ，公差等级为 P5； ，其代号为 30306/P5；内径 d 85mm ，重系列，外圈无挡边圆柱滚子轴承，公差等级P6，其代号为 N417/P6；内径 d =50mm ，轻系列向心推力球轴承，012，公差等级 P4，其代号为 7210C/P4 。9.19 接触角900的球轴承属推力球轴承，其类型代号为 5 ；00450的球轴承则为角接触球轴承，其类型代号为 7 。9.20在 70000C(150) ，70000AC(250)和 70000B(400)三

45、种轴承中，承受轴向负荷能力最大者为 70000B 。9.21滚动轴承的基本额定动负荷C，是指在该负荷作用下基本额定寿命恰好为610转。9.22按额定动负荷通过计算选用的滚动轴承，在预定使用期限内， 其破损率最大为10% 。9.23 在轴承部件设计中，两端固定的方法常用于温度在普通温度下的轴（L400mm ） 轴。为允许轴工作时有少量热膨胀，轴承安装时应留有4.025.0mm 的轴向间隙间隙量常用垫片调节。9.24轴承部件设计中，固游式一端固定，一端游动) 的轴承固定结构适用于轴较长或工作温度较高时，轴的热膨胀伸缩量大的场合。9.25举出两种滚动轴承内圈轴向固定的方法：用轴用弹性挡圈； 螺钉固定

46、的轴端挡圈。9.26滚动轴承的密封形式可分为接触式 和 非接触式两种。9.27滚动轴承非接触式密封，常用的有：间隙密封、甩油密封和曲路密封。9.28 滚动轴承的基本额定静负荷是指使受最大的滚动体和滚道接触中心处引起接触名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 20 页 - - - - - - - - - 应力达到一定值的载荷。9.29圆锥形子轴承承受独向载荷的能力取决于接触角大小。9.30 滚动轴承的基本领定寿命与基本额定动载荷之间的关系为)/(10PCL， 其中

47、：对球轴承，指数 c 3 ，对滚子轴承 c 10/3 。10、联轴器和离合器20 题10.1可移式联轴器能补偿被联接两轴的偏移，这种偏移有四种，即轴向位移x，径向位移 y ，角位移，综合位移x， y ，。10.2联轴器和离合器的功用都是联接两轴，传递扭矩， 两者的区别是联轴器连接在机器运转时两轴不能分离，而离合器连接可以。10.3齿轮联轴器允许轴线具有综合位移，十字滑块联轴器允许轴线具有径向位移。（均答一种主要位移 ) 10.4要使两轴在主动轴转动时平稳地接合或分离，可采用摩擦离合器联接。 要使同一轴线上的两轴中的从动轴可以由主动轴带动等速旋转，也允许从动轴转速高于主动轴，此时可采用滚珠定向

48、离合器联接。10.5联轴器的类型确定后，其型号通常根据传递载荷大小、 轴转速高低、 两被联接件安装精度来选择。10.6当受载较大、两轴较难对中时，应选用无弹性元件挠性联轴器来联接；当原动机发出的动力较不稳定时， 其输出轴与传动轴之间应选用有弹性元件挠性联轴器来联接。10.7联轴器类型的选择，一般对低速、刚性大的短轴，可选用无弹性元件挠性联轴器；对低速、刚性小的长轴，则选用刚性联轴器。10.8常用联轴器的类型有刚性联轴器和 挠性联轴器。10.9挠性联轴器按是否具有弹性元件分为无弹性元件挠性联轴器和有弹性元件挠性联轴器两大类。10.10 刚性凸缘联轴器两种对中方法是靠铰制孔用螺栓和对中 来实现两轴

49、对中的。10.11齿轮联轴器能补偿综合位移的原因是其内套筒的外齿齿顶为椭圆面，且保证与内齿啮合后具有适当的顶隙和侧隙。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 18 页，共 20 页 - - - - - - - - - 10.12弹性联轴器中的弹性元件多用非金属材料制成是因为其质量小，价格便宜，有良好的弹性滞后性能，减震能力强。10.13传递两相交轴间运动而又要求助轴间夹角经常变化时，可以来用万向联轴器。10.14按工作原理。操纵式离合器主要分为啮合式 ， 摩擦式 和 磁力式

50、三类。10.15弹性联轴器是存在弹性元件 的联轴器，弹性联轴器除有吸振作用以外还可以 补偿两轴间的相对位移。10.16不含弹性元件的挠性联轴器有十字滑块联轴器、 滑块联轴器、 十字轴式万向节 和 齿式联轴器。10.17联轴器中能补偿两轴的相对位移以及可缓和冲力、吸收振动的是有弹性元件挠性联轴器。10.18 若轴的转速较高，要求能补偿两轴的相对位移时，应用齿式联轴器，若要求能缓冲振动时，应用有弹性元件挠性联轴器。10.19在载荷具有冲击、振动，且轴的转速较高、刚度较小时，一般选用有弹性元件挠性 联轴器。10.20自行车飞轮内采用的是定向超越离合器，只能单向传递转矩，反向时即分离，因而可保证自行车