長江大學(xué)《機(jī)械設(shè)計》填空題復(fù)習(xí)

1、機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)習(xí)題庫第一篇1、 設(shè)計機(jī)械零件時，選擇材料主要應(yīng)考慮三方面的問題，即使用 要求、 工藝 要求和 經(jīng)濟(jì) 要求。2、 由于合金鋼主要是為了提高強(qiáng)度，而不是為了提高 剛度。而且通常要進(jìn)行適當(dāng)?shù)臒崽幚聿拍艿玫匠浞掷谩?、 零件剛度是指零件在載荷作用下抵抗彈性變形的能力。常用的提高零件剛度的措施有采用抗彎曲或扭轉(zhuǎn)變形強(qiáng)的剖面形狀，減小跨距等。4、 脆性材料制成的零件，在靜應(yīng)力下，通常取材料的強(qiáng)度極限為極限應(yīng)力，失效形式為斷裂；塑性材料制成的零件，在簡單靜應(yīng)力作用下，通常取材料的屈服極限 為極限應(yīng)力，失效形式為塑性變形；而在變應(yīng)力作用下，取材料的 疲勞極限 為極限應(yīng)力，失效形式為疲勞斷裂。5

2、、 靜止的面接觸零件在外載荷作用下， 接觸表面將產(chǎn)生擠壓應(yīng)力,對于塑性材料的零件將產(chǎn)生表面 塑 性變形 而破壞;而在點(diǎn)線接觸零件，在外載荷作用下，接觸處將產(chǎn)生 接觸 應(yīng)力,從而將引起零件的 疲 勞點(diǎn)蝕破壞。6、 二個零件相互接觸的表面呈點(diǎn)、線接觸，并具有一定的 相對滑動，這種接觸面的強(qiáng)度稱表面接觸強(qiáng) 度。如通用件中齒輪的工作表面。7、 按零件接觸狀態(tài)的不同，三種表面強(qiáng)度的區(qū)別是：接觸強(qiáng)度的滑動表面為點(diǎn)、線 接觸；擠壓強(qiáng)度的靜接觸面為 面接觸；比壓強(qiáng)度的滑動表面為面接觸。8 兩零件高副接觸時， 其最大接觸應(yīng)力取決于材料彈性模量;接觸點(diǎn)曲率半徑 及 單位接觸寬度載荷 。9、 隨時間變化的應(yīng)力稱為變

3、應(yīng)力，在變應(yīng)力作用下，零件的損壞是疲勞斷裂。10、 變應(yīng)力可歸納為對稱循環(huán)變應(yīng)力,非對稱循環(huán)變應(yīng)力和脈動循環(huán)變應(yīng)力三種基本類型。在變應(yīng) 力中，循環(huán)特性r變化在+1-1之間，當(dāng)r= -1時，此種變應(yīng)力稱為對稱循環(huán)變應(yīng)力；r=0時，稱為脈動循 環(huán)變應(yīng)力；r= +1時，即為靜應(yīng)力。11、 在每次應(yīng)力變化中，周期、應(yīng)力幅 和 平均應(yīng)力 如果都相等則稱為穩(wěn)定變應(yīng)力，如其中之一不相 等，則稱為非穩(wěn)定變應(yīng)力。12、 變應(yīng)力的五個基本參數(shù)為最大應(yīng)力 cmax、 最小應(yīng)力 in、應(yīng)力幅 與、平均應(yīng)力 旳、 循環(huán)特性r。13、 脈動循環(huán)變應(yīng)力的 b min= 0； b m= b a=旦max/2 ；循環(huán)特性r為

4、0 。14、 當(dāng)循環(huán)特性r=-1，變應(yīng)力為 對稱循環(huán)：循環(huán)特性r=0,變應(yīng)力為 脈動循環(huán)。15、 在變應(yīng)力參數(shù)中，如以 b max，b min表示，平均應(yīng)力b m=( b max+b min)/2，應(yīng)力幅b a=( b max- b min)/2，循 環(huán)特性 r=b min/ b max。16、 應(yīng)力循環(huán)特性r= b min/b max，其中應(yīng)力的取值是指 絕對值 的大小,但如有方向改變時，其比值要加 負(fù) 號，故r值總是在-1+1之間。17、 用應(yīng)力幅b a=及平均應(yīng)力b m作為縱橫坐標(biāo)的極限應(yīng)力圖， 是表示材料不同的 循環(huán)特性 與不同的疲勞 極限之間的關(guān)系。在縱坐標(biāo)上為對稱循環(huán)應(yīng)力，其循環(huán)特

5、性為，極限應(yīng)力為_b二_ ；在橫坐標(biāo)上為靜應(yīng)力，其循環(huán)特性為 +1，塑性材料的極限應(yīng)力為。18、 在變應(yīng)力中，等效應(yīng)力幅 b av=(k；：)Db ax+l-b m，式中的綜合影響系數(shù) 代Jd是表示 表面狀態(tài)；絕對 尺寸,應(yīng)力集中 對零件疲勞強(qiáng)度的影響；而-：；：是把平均應(yīng)力折合為 應(yīng)力幅 的等效系數(shù)。19、 材料發(fā)生疲勞破壞時的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N必小于或等于該材料的循環(huán)基數(shù) No；由于應(yīng)力集中、絕 對尺寸、及表面狀態(tài)等影響，零件的疲勞極限通常必小于其材料的疲勞極限。20、 影響零件疲勞強(qiáng)度的因素主要有：應(yīng)力集中、 絕對尺寸 和 表面狀態(tài) 。它們在變應(yīng)力中，只對應(yīng)力幅有影響。21、在影響零件疲勞強(qiáng)

6、度的因素中，絕對尺寸系數(shù)是考慮零件剖面的絕對尺寸愈大，使材料晶柱粗大，岀現(xiàn)缺陷的概率愈大，而使疲勞極限下降，表面狀態(tài)系數(shù)是考慮零件表面的粗糙度對疲勞強(qiáng)度的影響,而根據(jù)試驗(yàn)，以上兩個系數(shù)及有效應(yīng)力集中系數(shù)只對變應(yīng)力中的應(yīng)力幅有影響。22、金屬材料的疲勞曲線有兩種類型：一種是當(dāng)循環(huán)次數(shù) N超過某一值N0以后，曲線即趨向水平。另一種則曲線無水平部份，疲勞極限隨N增加而下降。22、 普通碳鋼的疲勞曲線有兩個區(qū)域：N _No區(qū)為 無限壽命區(qū)，NN 0區(qū)為 有限壽命區(qū)，在 無限壽命區(qū) 區(qū)疲勞極限是一個常數(shù)。23、 疲勞極限的定義是在循環(huán)特性r 一定時，應(yīng)力循環(huán) N次后，材料 不發(fā)生疲勞破壞 時的最大應(yīng)力。

7、 當(dāng)N為衛(wèi)0_時的疲勞極限叫做持久極限。24、 零件疲勞計算中，一定的循環(huán)特性 r下，應(yīng)力的實(shí)際循環(huán)總次數(shù) Ni與相應(yīng)應(yīng)力下達(dá)到 疲勞時的循環(huán) 總次數(shù)Ni之比，叫作壽命損傷率。零件在各應(yīng)力作用下達(dá)到疲勞 極限時，各壽命損傷率之和應(yīng)等于，這就是疲勞損傷積累假說。25、 材料疲勞損傷累積假說認(rèn)為： 大于 疲勞極限 的各實(shí)際工作應(yīng)力每循環(huán)一次，就造成一次 壽命 損失, 因此用各應(yīng)力的實(shí)際總循環(huán)總次數(shù) N,與相應(yīng)的達(dá)到疲勞時循環(huán)次數(shù) Ni之比表示的 壽命損傷率 在零件達(dá) 到疲勞極限情況時，各應(yīng)力下其值之和應(yīng)等于 1 。26、 材料的疲勞曲線是表示一定的 _L下，循環(huán)次數(shù) N與疲勞極限 的關(guān)系；用平均應(yīng)

8、力 b m作橫坐標(biāo)， 應(yīng)力幅b a為縱坐標(biāo)表示的極限應(yīng)力圖，反映了不同的丄下，具有不同的 極限應(yīng)力。27、 最典型的四種磨損為：粘著磨損；接觸疲勞磨損；磨料磨損；腐蝕磨損。28、 為了減輕粘著磨損可采取合理選擇材料、加添加劑、限止摩擦表面的溫度和壓強(qiáng)等措施。29、 點(diǎn)蝕的形成和潤滑油的存在有密切關(guān)系，潤滑油的粘度愈小，點(diǎn)蝕的發(fā)展愈迅速；若沒有潤滑油,則接觸處的主要破壞形式是磨損。30、 將齒輪加工精度由8級改為7級，則齒輪強(qiáng)度設(shè)計中的動載荷系數(shù)數(shù)值將減小。若齒輪的速度增加， 則動載荷系數(shù)將增大。第二篇1、緊螺栓聯(lián)接的螺栓強(qiáng)度可按純拉伸計算，其強(qiáng)度條件式為，其中1.3是考慮螺紋j un ppi

9、f力矩的影響nd w2、 螺紋松脫的原因是沖擊振動、變載荷、溫度變化等防松裝置根據(jù)工作原理不同可分為利用摩擦防松、 直接鎖住、破壞螺紋時關(guān)系 。3、螺紋的牙型有 三角形，矩形 ，梯形，鋸齒形 。常用的聯(lián)接螺紋是 右旋單頭，牙型為 三角 形，公稱直徑是 外徑，管螺紋的公稱直徑是 內(nèi)徑。根據(jù)用途分類, 三角 螺紋用于聯(lián)接, 矩形、梯 互和鋸齒形螺紋用于傳動。4、 普通三角形螺紋與矩形螺紋比較，因具有較大的當(dāng)量摩擦系數(shù)（或摩擦角）因而效率低，自鎖性好，所以主要用于 聯(lián)接八矩形螺紋與三角形螺紋比較，因摩擦系數(shù)較小，而具有較高的效率，所以主要適用于傳動。5、 在普通機(jī)械中，共同完成一個聯(lián)接任務(wù)的一組聯(lián)接

10、螺栓，雖然受力不同，但材料與尺寸常相同，這主要上為了 減少所用螺栓規(guī)格，提高聯(lián)接結(jié)構(gòu)工藝性。6、 聯(lián)接件與螺母或螺栓頭相接觸的支承面均應(yīng)平整，這是為了避免產(chǎn)生附加的彎曲應(yīng)力 。&由螺紋副效率公式7、 為了提高受軸向變載荷螺栓聯(lián)接的疲勞強(qiáng)度，可采用提高予緊力，減少螺栓的剛度，提高被聯(lián)接 件的剛度等措施。易自鎖，故適用于 聯(lián)接；而矩形螺紋與三角螺紋比較，因B較小效率就 高，故適用于 傳動9、 螺紋副自鎖的條件為 螺紋升角入w當(dāng)量摩擦角 pv；單頭螺紋比多頭螺紋自鎖性要好。10、 從螺紋使用要求上，聯(lián)接螺紋要求有自鎖 性能，而傳動螺紋要求有較高的效率。11、 受拉螺栓聯(lián)接是依靠聯(lián)接件間的摩擦力來承受

11、外載荷：而受剪螺栓聯(lián)接則依靠聯(lián)接件孔壁和螺桿間 受剪切和擠壓來承受外載荷。12、 受旋轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接中，采用受拉螺栓時，是靠螺母擰緊后被聯(lián)接件接觸面之間的摩擦力傳遞外載，而螺栓的受力就是擰緊后的軸向拉伸 力。13、受旋轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接受力分析中，采用受拉螺栓時，假設(shè)各螺栓受有相同預(yù)緊力，故在接合面處的 摩擦力 相等,并集中在螺栓中心處； 采用受剪螺栓時，假設(shè)各螺栓所受剪力與螺栓中心至底板的旋轉(zhuǎn)中心的距離成正比。14、擰緊螺母時需要克服 螺紋力矩和螺母支承面力矩。15、 螺紋聯(lián)接擰緊的目的是增強(qiáng)聯(lián)接的剛性、緊密性 和 防松 能力。16、 在工作載荷予緊力不變條件下，為提高螺栓的疲勞強(qiáng)度應(yīng)減

12、小 螺栓剛度，措施如 適當(dāng)增大螺栓長度、減小螺栓直徑、中空螺栓。被聯(lián)接件剛度 增力口 。17、 為提高螺栓聯(lián)接的疲勞強(qiáng)度，常設(shè)法減小應(yīng)力幅，其措施減小螺栓 剛度或增大被聯(lián)接件剛度。但將使聯(lián)接中剩余預(yù)緊力減少，故應(yīng)同時增大聯(lián)接的預(yù)緊力。18、 螺栓聯(lián)接中，在一定外載荷和剩余預(yù)緊力不變的條件下，要提高螺栓疲勞強(qiáng)度，應(yīng)減小螺栓剛度或增 吐被聯(lián)接件剛度；但預(yù)緊力將 加大，而螺栓總拉力 不變。19、在受預(yù)緊力和工作拉力的緊螺栓聯(lián)接中，在預(yù)緊力不變時，在聯(lián)接件間加剛性大的墊片，將使螺栓強(qiáng) 度提高，聯(lián)接的緊密性 降低。20、 在受預(yù)緊力和工作拉力的緊螺栓聯(lián)接中，螺栓所受總拉力等于工作載荷與剩余預(yù)緊 力之和；

13、也可等于一部分工作載荷與預(yù)緊力之和，這部分工作載荷的多少取決于螺栓和被聯(lián)接件的剛度。21、 螺紋聯(lián)接中，當(dāng)被聯(lián)接件之一厚度較大，并需經(jīng)常拆卸的，可采用雙頭螺栓 聯(lián)接；而不需經(jīng)常拆卸 的，可采用螺釘聯(lián)接。22、 與粗牙螺紋相比，在公稱直徑相同時，細(xì)牙螺紋的螺距 小，牙細(xì)、內(nèi)徑和中徑較大，故升角 較小,因而較易滿足自鎖條件。23、 平鍵在靜聯(lián)接中的主要失效形式是擠壓破壞和鍵的剪斷。當(dāng)單鍵聯(lián)接強(qiáng)度不夠時，可采用雙鍵相隔180布置，其承載能力按單鍵時的1.5倍計算。原因是 兩個平鍵所受的載荷分配不均勻。24、 平鍵聯(lián)接常見的失效形式為 壓潰和磨損，故對靜聯(lián)接需作 擠壓強(qiáng)度計算;對動聯(lián)接需作 耐磨性 計

14、算。25、 普通平鍵聯(lián)接中，接觸工作面為二側(cè)面，其接觸表面的強(qiáng)度屬擠壓強(qiáng)度；但在鍵橫斷面的寬度方向，還有剪切強(qiáng)度問題。26、 普通平鍵的工作面為 二側(cè)面，鍵的上面與輪轂不接觸，故軸與輪配合的對中性較好：鍵的斷面尺 寸決定于軸的直徑，長度決定于被聯(lián)接件的 轂長。27、 普通平鍵是靠 二側(cè) 面?zhèn)鬟f載荷;而楔鍵是靠 上下 面壓緊而產(chǎn)生的 摩擦力 傳遞載荷,故聯(lián)接的衛(wèi) 土性較差。28、 半圓鍵的工作面是 兩側(cè)面，當(dāng)用兩個半圓鍵時在軸上應(yīng)在軸的同一母線上布置。29、導(dǎo)向鍵的失效形式為 磨損，通常作聯(lián)接的 耐磨性 計算。30、 根據(jù)齒形不同，花鍵聯(lián)接可分為三角形、矩形、梯形 三種。31、 花鍵定心方式有

15、外徑定心 ，側(cè)面定心和 內(nèi)徑定心 三種。32、 漸開線花鍵聯(lián)接的定心方式有齒形定心、外徑定心兩種。33、 在矩形花鍵聯(lián)接中，當(dāng)轂孔表面硬度不高時，宜用外徑 定心：而當(dāng)轂孔表面硬度較高時，宜用內(nèi)徑定心。第三篇1、 機(jī)械零件的失效是指由于某些原因不能正常工作：螺栓聯(lián)接，皮帶傳動二者最典型的失效形式分別是聯(lián)接松動、塑變及斷裂，打滑和疲勞斷裂 。2、 載荷系數(shù) K=K aKvK a K 0，其中K a是考慮 齒對間載荷分配不均勻的影響；K ?是考慮 載荷在齒面接觸 線上分布不均勻的影響。3、 齒輪動載荷系數(shù)的大小主要與下列因素有關(guān)：齒輪制造精度 、 圓周速度 、 齒面硬度 。4、 齒輪傳動中的動載荷，

16、主要是由輪齒制造時的誤差 和工作時輪齒的 變形 所引起。通常采用的 齒頂 修緣，可以有效地減小動載荷。5、 齒輪輪齒的齒頂修緣是減少動載荷的有效措施；齒向修形是減少齒寬上載荷不均的有效措施。6、 齒輪傳動中動載荷系數(shù)隨速度的增加而增加，隨精度提高而 減小。輪齒采用修緣方法可有效的減 小動載荷。7、 齒輪傳動的主要失效形式有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕、齒面的膠合、齒面的塑性變形、齒面的磨 損。8開式齒輪傳動，其主要失效形式為斷齒和磨損，一般只進(jìn)行 彎曲 強(qiáng)度計算。9、 齒輪傳動中，由于齒面上滑動摩擦的方向在主動輪上是離開 節(jié)點(diǎn)，而在從動輪上是 指向 節(jié)點(diǎn)，故點(diǎn)蝕通常發(fā)生在節(jié)線偏下部位，而膠合岀現(xiàn)在節(jié)線

17、上部位。10、 齒面點(diǎn)蝕通常發(fā)生在節(jié)線偏下部位，而膠合通常發(fā)生在節(jié)線上部位，齒面塑性變形（流動）岀現(xiàn)在節(jié)線處。11、 齒輪齒面點(diǎn)蝕通常發(fā)生在輪齒節(jié)線偏下 部位，膠合通常發(fā)生在節(jié)線上 部位，磨損通常發(fā)生在小齒輪的齒根部位。12、 齒輪彎曲強(qiáng)度計算中的齒形系數(shù) Yf只與 齒形 有關(guān)，而與 模數(shù) 無關(guān)（不隨 模數(shù) 改變而變化。）;對 標(biāo)準(zhǔn)齒輪，Yf的大?。ㄖ慌c輪齒 齒數(shù) 有關(guān)，且成 反 比）隨齒數(shù)的增加而 減小。13、 齒輪齒廓基本參數(shù)一定時， 齒形決定于齒輪的 齒 數(shù)和 變位 系數(shù),齒形系數(shù)Yf就隨前者的增加而 減 丄，隨后者的增加而減小。14、 在閉式軟齒面的齒輪傳動中，輪齒的主要失效形式是點(diǎn)蝕

18、，所以其設(shè)計準(zhǔn)則是先按接觸強(qiáng)度計算, 再按彎曲 強(qiáng)度驗(yàn)算。15、 根據(jù)齒輪設(shè)計準(zhǔn)則，對閉式齒輪傳動，當(dāng)齒面硬度小于HB350時，應(yīng)按 齒面接觸疲勞 強(qiáng)度設(shè)計, 按 齒根彎曲疲勞 強(qiáng)度校核，當(dāng)齒面硬度大于 HB350時，應(yīng)按 齒根彎曲疲勞 強(qiáng)度設(shè)計。16、 齒輪強(qiáng)度計算目前主要有 接觸 和彎曲 二種方法。在閉式軟齒面中一般先按接觸計算,再按呂也驗(yàn)算；在硬齒面中一般先按彎曲 計算，再按 接觸 驗(yàn)算。17、 一定扭矩下的齒輪傳動中，作用在齒面的圓周力隨嚙合點(diǎn)變化而變化，法向力隨嚙合點(diǎn)變化而 不變 （=1）。18、 對齒輪接觸強(qiáng)度計算時，常假設(shè)法向力Fn作用于 節(jié)點(diǎn) 處；而在齒輪彎曲強(qiáng)度計算時，則假設(shè)

19、全部載 荷作用于一對齒上，且載荷作用于 齒頂。19、 在齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計算時，通常假設(shè)把力作用在節(jié)點(diǎn) 處，這是因?yàn)樵谠擖c(diǎn)一般為單齒 嚙合。20、 甲、乙兩對直齒輪，已知甲對 m=3，Z1=20，Z2=40，乙對 m=2，Z1=40，Z2=80，其他條件完全相同， 如不計齒數(shù)變化對各系數(shù)影響，在接觸強(qiáng)度上甲對低于 乙對，彎曲強(qiáng)度上甲對 高于 乙對。21、 為了減少齒輪在齒寬上載荷分布不均勻，應(yīng)增加軸系剛度：在單齒非對稱布置時，齒輪最好布置在 遠(yuǎn)離扭矩作用端。22齒輪對材料要求是：齒 要硬，齒芯 要韌。23、 齒輪及蝸輪的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，對直齒圓柱齒輪為端面模數(shù)：對斜齒圓柱齒輪為 法面模數(shù)：對直齒圓錐

20、齒輪為大端模數(shù)；對蝸輪為 端面模數(shù)。而蝸桿傳動中取蝸桿的軸面模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。24、 直齒圓柱錐齒輪的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)為大端模數(shù)，直齒圓錐齒輪的強(qiáng)度計算是按齒寬中點(diǎn)處 的當(dāng)量直齒圓柱齒輪進(jìn)行的。25、斜齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計算應(yīng)按在節(jié)點(diǎn)處所作的法面當(dāng)量直齒輪上進(jìn)行：而直齒圓錐齒輪傳動的 計算則是在齒寬 中點(diǎn) 處所作的 背錐 展開所得的當(dāng)量直齒輪上進(jìn)行。26、直齒圓錐齒輪中，大小齒輪的軸向力總是從 小端指向丄端，且一個輪輪齒的軸向力就是另一輪輪 齒的徑向力。27、斜齒輪的螺旋角 B愈大將引起 軸向力增大，使軸承載荷增加一般 B角在 815之間。 合度，螺旋角，齒根應(yīng)力集中對輪齒彎曲應(yīng)力的影響。28、斜齒輪

21、彎曲應(yīng)力計算公式中的 Yf，丫，丫 |，Ys分別反映了 齒廓形狀，= 29、 普通蝸桿傳動的正確嚙合條件是蝸桿軸面模數(shù)等于蝸輪端面模數(shù)、蝸桿的軸面壓力角等于蝸輪端面壓力角 、 蝸桿的導(dǎo)程角 入=蝸輪螺旋角 B。30、 蝸桿傳動中，包含蝸桿軸線的蝸輪旋轉(zhuǎn)平面就叫作主平 面，對于阿基米德蝸桿傳動，在該平面上就 相當(dāng)于一對 齒輪 與 齒條 的嚙合。31、 阿基米德蝸桿傳動在主平面上相當(dāng)于直齒條與漸開線齒輪 嚙合，在主平面內(nèi) 模數(shù)和壓力角 為 標(biāo)準(zhǔn)值。32、 普通蝸桿傳動中，其主平面內(nèi)，蝸桿的齒廓為直線，蝸輪的齒廓為 漸開線，故在主平面內(nèi)蝸桿與 蝸輪的嚙合可看成是 齒條和齒輪的嚙合。33、 蝸桿傳動的

22、總數(shù)率由嚙合效率、 考慮攪油損失的效率 和 軸承效率 組成，其中 嚙合效率 最低。34、 閉式蝸桿傳動中，蝸桿的頭數(shù)越少，效率 越低，傳動的發(fā)熱量越大。35、 蝸桿的頭數(shù)愈多，其嚙合效率愈高，而蝸桿的導(dǎo)角愈小，則嚙合效率愈低。36、 閉式蝸桿傳動中，導(dǎo)角增大，效率增加。功率P 一定時，蝸桿的頭數(shù) 越少，（效率越低），特性系 數(shù)q越大，傳動的發(fā)熱量將越大。37、蝸輪齒數(shù)應(yīng)不小于 28齒，是為了 保證傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)最大不大于80,因?yàn)槲仐U過長，使蝸桿剛 度減小 。38、 蝸桿傳動變位后，被變位的是蝸輪尺寸，這時蝸桿節(jié)圓 有所改變，蝸輪節(jié)圓 與分度園重合。39、 在蝸桿傳動中，由于嚙合齒面間有很大

23、的相對滑動速度，故齒面易產(chǎn)生膠合和磨損破壞，因此，蝸 桿常采用的材料是鋼，蝸輪常用材料是青銅。40、 蝸桿傳動的主要失效形式是膠合 和磨損，因此要求蝸輪材料有優(yōu)良的減摩性，和抗膠合性。41、 蝸桿傳動中，由于齒面滑動速度較大，所以所用的材料組合首先要有良好的減摩性，此外還要有一 定的強(qiáng)度 。42、 蝸桿傳動中，因蝸桿和蝸輪的圓周速度在齒面上的分量的方向相反，故齒面速度 較大，因而比較容易 發(fā)生膠合失效。43、 蝸輪材料為鑄鐵或鑄鋁鐵青銅時，齒面的許用接觸應(yīng)力與滑動速度有關(guān)，與循環(huán)次數(shù)無關(guān)。44、 蝸桿特性系數(shù)q是為了限制 蝸輪滾刀 的數(shù)目而提岀的,對于小模數(shù)蝸桿，為了保證蝸桿有足夠的剛度,應(yīng)采

24、用較大的q值，但當(dāng)蝸輪齒數(shù)一定時，q過大，將使蝸桿傳動的效率 的降低。45、 蝸桿傳動中，由于同一模數(shù)的 蝸桿 可以有許多不同直徑，而切割蝸輪的滾刀必須與蝸桿 形狀相當(dāng), 這就需要很多滾刀。為了限制蝸輪滾刀數(shù)量，所以對各種模數(shù)通常需要規(guī)定 2-3個蝸桿的 直徑 與 模數(shù) 的 比值，這就是蝸桿特性系數(shù)的物理意義。46、 在一般機(jī)械傳動布置中帶傳動宜布置在高速級，而鏈傳動則宜布置在低速級。47、 在帶傳動中摩擦力的極限值 （或帶的工作能力，或膠帶所能傳遞的圓周力 ）決定于帶與帶輪的摩擦系 數(shù)、張緊力F。、包角a等因素，當(dāng)其他條件相同時 張緊力Fo和 包角a愈大，摩擦力極限值也愈 大。48、三角膠帶

25、有0、A、B、C、D、E、F七種型號，其中_F_型號的剖面尺寸最大。三角帶的內(nèi)周 長度是標(biāo)準(zhǔn)值。49、三角膠帶中，一定型號單根帶的傳遞能力，隨帶輪直徑的增加而增加，隨帶速的增加而 增加，隨帶長的增加而增加。50、 設(shè)計三角膠帶傳動時，在型號一定下，如需減少帶的根數(shù)Z,通?？刹捎迷黾訋л喌?直徑或提高帶 的速度。51、 標(biāo)準(zhǔn)三角膠帶的楔角為 40,而帶輪上的槽角因帶的彎曲作用 （或?yàn)檫m應(yīng)帶在輪槽中的 彎曲變形） 而要求小于帶的楔角。帶因制造上的原因，標(biāo)準(zhǔn)中是以帶的內(nèi)周長度為標(biāo)準(zhǔn),而計算時是以節(jié)線長 度為準(zhǔn)。52、在帶傳動中，小帶輪直徑不宜過小是考慮：（1） 導(dǎo)致膠帶與小帶輪的包角減小，使膠帶易打

26、滑；（2） 導(dǎo)致膠帶進(jìn)入帶輪后產(chǎn)生大的彎曲變形，承受大的彎曲應(yīng)力，易疲勞破壞等。53、 帶傳動中，包角a 1增加，帶傳動中有效圓周力 增加；中心距a增加，則有效圓周力 增加；傳動比 增加，則有效圓周力減小。54、 在帶傳動中，小帶輪直徑小，占使包角 減小、帶所受的彎曲應(yīng)力增大，而使承載能力降低；而膠帶速度v過大時，則由于帶的離心力增大，從而使帶所受的離心應(yīng)力 增大，帶與帶輪間的正壓力減小,而使承載能力降低。55、 帶傳動中，膠帶速度 v過大，會因 離心力過大而降低傳動能力;v過小，在一定功率下會因帶的拉 乂過大而降低傳動能力，所以帶速不宜過高或過低。56、 帶傳動因具有 中間 件，所以適應(yīng)中心

27、距較大的傳動，它靠摩擦力工作，因有 彈性滑動 故不能 保持正確的傳動比。57、 帶傳動的主要失效形式是膠帶的打滑、疲勞破壞，因此帶傳動的設(shè)計依據(jù)是在不打滑情況下，具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。58、 帶傳動中，表示接觸弧上彈性滑動的滑動角，是隨外載的增加而 增加，當(dāng)該角達(dá)到整個 包角時, 就將發(fā)生打滑。59、 帶傳動中，產(chǎn)生彈性滑動時，帶與帶輪的接觸弧上，靜弧總是發(fā)生在帶進(jìn)入帶輪的這一邊上。當(dāng)靜弧趨向于零，滑動弧擴(kuò)大到整個接觸弧時，帶就產(chǎn)生打滑。60、 帶傳動在材料和結(jié)構(gòu)一定的條件下，二邊的拉力差就是所傳遞的園周力，它等于帶與輪面接觸弧上的摩擦力。當(dāng)工作阻力超過該力的極限值時就將發(fā)生打滑。61、

28、帶傳動的打滑是由 過載 引起；而彈性滑動是由接觸弧上的摩擦力 使帶兩邊發(fā)生不同的 拉伸變形 而引起。62、 帶傳動的彈性滑動是由于帶與帶輪間的摩擦力而使帶輪兩邊膠帶產(chǎn)生不同程度的拉力差，從而引起 帶在帶輪上的滑動，彈性滑動的后果是使從動輪圓周速度降低；傳動效率下降等。63、 帶傳動中，當(dāng)產(chǎn)生彈性滑動時，其滑動角等于帶在帶輪上的包角 時，膠帶就發(fā)生打滑（打滑是由于過 載造成的），這種現(xiàn)象一般首先發(fā)生在 _ 帶輪上。64、 增速傳動的帶傳動中從動輪 上較易發(fā)生打滑現(xiàn)象。65、 帶傳動中的打滑是由 過載引起的全面滑動,它反映了帶兩邊拉力的相差達(dá)到了接觸弧上 摩擦力的 極限值也就是接觸弧上的 滑動角達(dá)

29、到了全部包角。66、 套筒滾子鏈鏈輪齒形采用“三圓弧一直線”齒形，是因?yàn)樗哂邢铝袃?yōu)點(diǎn)：（1）具有接觸應(yīng)力小（2）不易脫鏈（3） 便于加工。67、 鏈傳動的瞬時傳動比是變化的，只有當(dāng)（1）兩鏈輪的齒數(shù)相等和（2）主動鏈邊長度又恰為鏈節(jié)矩的整數(shù)倍時，其值才恒定不變。68、 鏈輪齒數(shù)不宜過多或過少，齒數(shù)太少時，將增加速度的不均勻性 并引起動載荷：齒數(shù)過多時，在 鏈節(jié)磨損后，將引起 脫鏈現(xiàn)象。69、 在同樣轉(zhuǎn)速條件下，套筒滾子鏈TG158比TG254鏈速不均勻性 小，動載荷小。70、 在鏈傳動中的主要作用力有工作拉力，離心拉力和垂度拉力,而垂度拉力取決于傳動的布置方式及鏈在工作時允許的 垂度。71、

30、在套筒滾子鏈傳動中引起動載荷的原因是：1）由于鏈速和從動輪角速度的變化，產(chǎn)牛加速度，而產(chǎn)牛動載荷；2）.當(dāng)鏈節(jié)講入鏈輪的瞬間，鏈節(jié)與鏈輪齒以一定相對速度相嚙合，產(chǎn)牛沖擊，而引起動載荷。72、 在正常潤滑的鏈傳動中，其主要失效形式是疲勞斷裂 ：而當(dāng)潤滑不良時，其失效形式是鏈條的鉸鏈磨損 ，嚴(yán)重時會引起 脫鏈現(xiàn)象；而在低速重載的鏈傳動中，其失效形式是靜力拉斷。73、 鏈傳動中鏈節(jié)銷軸的中心，相對于 鏈輪 轉(zhuǎn)動中心是不斷變化的, 所以鏈條運(yùn)動過程中總是存在平移和上下二個方面的 運(yùn)動不均勻性。74、 鏈傳動中，影響鏈傳動動載荷的主要因素是鏈輪齒數(shù)Z1、 角速度 - 1和 鏈節(jié)距P 。75、 鏈傳動中鏈

31、節(jié)距越 大 鏈輪齒數(shù)越 少，速度越 高，鏈條的運(yùn)動不均勻性就越大，也就使傳動中 的動載荷越大。76、 鏈傳動中，鏈輪齒數(shù)過多，容易因鏈節(jié)磨損過度 而造成脫鏈；鏈輪齒數(shù)太少，會因運(yùn)動的不均勻性增加而增加動載荷。為了便于鏈條的聯(lián)接和磨損的均勻性,鏈節(jié)數(shù)最好取偶數(shù)，而輪齒數(shù)最好選 質(zhì)數(shù)77、 在鏈傳動中，鏈條的節(jié)距增加，則鏈條的強(qiáng)度 增加，傳動中產(chǎn)生的動載荷 增加，故鏈節(jié)距選用的 原則是：在滿足強(qiáng)度條件下，鏈節(jié)距應(yīng)盡量小。78、 在鏈傳動中，鏈條節(jié)距 p增加，則鏈條的強(qiáng)度提高，傳動中產(chǎn)生的動載荷增大，故鏈節(jié)距選用原則是在滿足傳遞功率的條件下盡量選用小的鏈節(jié)矩。第四篇1、 潤滑油的粘度隨 溫度 和 壓

32、力 而變化。在滑動軸承中可忽略壓力 對粘度的影響。2、 潤滑油的粘度是衡量內(nèi)摩擦力大小的指標(biāo)。3、 形成液體動壓潤滑的必要條件是兩摩擦表面呈收斂楔形、兩摩擦表面有一定相對速度、有足夠多 的潤滑油并有一定粘度。4、 向心滑動軸承建立液體動壓潤滑的過程可分為三個階段：軸的起動階段；不穩(wěn)定潤滑階段；液體 動壓潤滑運(yùn)行階段 。5、 在液體動壓潤滑滑動軸承中，若其他條件均保持不變，而將載荷不斷增加，則偏心距e增大，偏位角 9減小但達(dá)到一定時保持不變。6、 混合摩擦潤滑軸承的主要失效形式是膠合和磨損，通過pw pl，pvw pvl和 vw vl三項(xiàng)計算 來控制失效。7、 在滑動軸承中，按摩擦狀態(tài)分，可岀現(xiàn)

33、 干摩擦、邊界摩擦、液體摩擦 和 混合摩擦 四種摩擦狀態(tài)。 &混合摩擦潤滑軸承的計算準(zhǔn)則是維持 邊界潤滑。根據(jù)此準(zhǔn)則，應(yīng)驗(yàn)算 p 、_pv_、亠的數(shù)值，使其 不超過許用值。9、 混合摩擦潤滑軸承設(shè)計中，工作面上壓強(qiáng)p的驗(yàn)算是為了限制 磨損：壓強(qiáng)與速度積pv的驗(yàn)算是為了限制 膠合；在速度較高時，還需驗(yàn)算速度v是為了限制 磨損。10、 向心滑動軸承的相對間隙通常是根據(jù)載荷和軸頸速度來進(jìn)行選擇。11、 剖分式滑動軸承的剖分面最好與載荷方向 近于垂直。當(dāng)軸承的寬徑比大于1.5時、可以采用 調(diào)心 軸 承。12、 在滑動軸承中，寬徑比B/d大，由于 端洩 減少，使承載能力提高，但B/d過大，油循環(huán)流動減慢

34、，使軸承易 過熱；相對間隙9小，由于 最小油膜厚度 減小，使承載能力提高，但 9過小，易導(dǎo)致 軸與軸 瓦表面直接接觸，而使液體動壓狀態(tài)受到破壞。13、 液體動壓徑向滑動軸承的相對間隙書值選取與速度和載荷有關(guān)，通常重載低速軸承書值應(yīng)選小值，這可使軸承的承載能力提高，此時選取屮值主要受hmin限制。14、液體動壓潤滑向心軸承設(shè)計中，寬徑比 B/d增加，相對間隙心減小，可提高承載能力，但軸承中溫 升將增加。15、 在液體動壓徑向滑動軸承中，當(dāng)載荷增大時，若轉(zhuǎn)速不變，則偏心率增大，最小油膜厚度hmin減 小。16、 液體動壓潤滑向心軸承中，軸承所受載荷愈大，最小油膜厚度hmin愈小，油溫就愈高。17、

35、 在滑動軸承中，反映承載能力的承載量系數(shù)索氏數(shù)So是隨偏心率的增加而 增加，隨寬徑比B/d的 增加而增加。18、 液體動壓滑動軸承工作時，當(dāng)載荷增大，轉(zhuǎn)速不變，則軸頸偏心率增大，最小油膜厚度 減?。河之?dāng)載荷不變，轉(zhuǎn)速升高時，相對偏心率減小，最小油膜厚度增大。19、 在液體動壓潤滑向心軸承中，計算最小油膜厚度hmin的目的是 驗(yàn)算軸承能否獲得液體動壓潤滑，若計算中發(fā)現(xiàn)hmin不夠大，可通過增大相對間隙 來解決。20、 滾動軸承的額定壽命是指同一批軸承中90% 的軸承所能達(dá)到的壽命。滾動軸承的額定動載是指額定 壽命為10轉(zhuǎn)時所能承受的載荷。21、 滾動軸承在基本額定動載荷C作用下，可以工作106r

36、而不發(fā)生點(diǎn)蝕，其可靠度為90% 。22、 滾動軸承的額定壽命是指一批相同的軸承，在相同的運(yùn)轉(zhuǎn)條件下，其中任一元件 在疲勞點(diǎn)蝕前所能 運(yùn)轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)數(shù) 。23、 滾動軸承密封的目的是阻止?jié)櫥瑒┑牧魇?;防止灰塵、水分侵入 ，密封的方法按工作原理來分有接觸式和非接觸式 兩大類。24、 滾動軸承的密封按密封原理可分為(1)接觸式和(2)非接觸式兩大類，屬于(1)類密封的有氈圈密封等，屬于(2)類密封的有迷宮式密封等。25、 滾動軸承的e稱為 軸向載荷的影響系數(shù)，軸承的e愈大則Y愈 小，表明軸向載荷對當(dāng)量載荷的影 響愈減小。26、 當(dāng)滾動軸承的轉(zhuǎn)速極低或擺動時，軸承的主要損壞形式為塑性變形，這時需作靜強(qiáng)度

37、計算，當(dāng)轉(zhuǎn)速較高時，其主要損壞形式為磨損或燒傷需對它作壽命計算及極限轉(zhuǎn)速校核計算。27、 對于工作時回轉(zhuǎn)的滾動軸承，主要失效形式是疲勞點(diǎn)蝕，故應(yīng)進(jìn)行壽命計算，而對工作時不轉(zhuǎn)動、作擺動或轉(zhuǎn)速低的軸承，主要失效形式是塑性變形，故應(yīng)進(jìn)行靜強(qiáng)度計算。28、試寫岀下列滾動軸承的類型和內(nèi)徑：3208:類型 圓錐滾子軸承 ，內(nèi)徑 40 mm；7203:類型 角接觸球軸承，內(nèi)徑17 mm；29、 當(dāng)只有徑向載荷作用時7類及_3_類滾動軸承產(chǎn)生內(nèi)部軸向力So30、 在徑向載荷作用下，三、七 類流動軸承要產(chǎn)生內(nèi)部軸向力，它的大小為徑向載荷和 軸向 載荷影響系數(shù)e乘積。31、當(dāng)一滾動軸承上只受徑向力時，通?？蛇x用第

38、 厶類軸承；同時受軸向力和徑向力時，通?？煽窟x用第三類或第 七類軸承；只受軸向力，轉(zhuǎn)速又較高時可選用第五類軸承。32、 由于滾動軸承是標(biāo)準(zhǔn)件，所以其內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，外圈與孔的配合采用基軸制。33、 向心推力軸承中的軸向力計算，決定于軸上全部軸向 合力的指向，其“壓緊”端軸承的軸向力等于除本身內(nèi)部軸向力外，其余軸向力的合力 ，“放松”端軸承的軸向力等于它本身內(nèi)部軸向 力。34、 在軸系中軸的位置靠軸承來固定，限制軸的軸向移動有兩種方式：1)兩端固定2) 一端固定一端游動 。第一種方式適用于工作溫度不高的短軸：第二種方式適用于溫度較高的長軸 。35、 對軸進(jìn)行安全系數(shù)校核時，所選擇的危險

39、剖面一般是指軸上有過渡園角、鍵槽或花鍵、過盈配合 時且合成彎矩及扭矩較大的剖面。36、軸上零件的周向定位常采用 3、花鍵、無鍵、汕等來實(shí)現(xiàn)。37、 軸上零件的軸向定位是采用軸肩，螺母，套筒，軸環(huán)等來實(shí)現(xiàn)。38、 根據(jù)所受載荷性質(zhì)的不同，三類軸的區(qū)別為：轉(zhuǎn)軸既承受扭矩又受彎矩;傳動軸主要承受扭矩;心 軸基本上只承受彎矩。對稱循環(huán)變應(yīng)39、軸的疲勞強(qiáng)度校核計算時，對于一般的單向轉(zhuǎn)動載荷方向不變的轉(zhuǎn)軸，其彎曲應(yīng)力按力考慮，而扭剪應(yīng)力通常按脈動循環(huán)變應(yīng)力考慮40、軸上受扭矩后產(chǎn)生的剪應(yīng)力可能有不變的：脈動的：對稱循環(huán)的三種情況，其對應(yīng)的應(yīng)力校正系數(shù)：也有所不同，當(dāng)：=表明剪應(yīng)力為脈動的L情況。koL4

40、1、對轉(zhuǎn)軸按許用應(yīng)力計算時，應(yīng)力校正系數(shù)是根據(jù)扭矩性質(zhì)而按(一計算。對于不變的扭矩，a取1式，對于對稱循環(huán)的扭矩，則 a取衛(wèi)42、 軸的許用應(yīng)力計算中，按扭矩而定的應(yīng)力校正系數(shù) a，是表示不同性質(zhì)的 扭矩向?qū)ΨQ性質(zhì)彎矩 轉(zhuǎn)化的系數(shù)。43、 軸按許用彎曲應(yīng)力的計算中，當(dāng)量彎矩-J少 中，：的意義是不同性質(zhì)的 扭矩 向?qū)?稱循環(huán)性質(zhì)彎矩折算的應(yīng)力校正系數(shù)。44、 對轉(zhuǎn)軸按許用彎曲應(yīng)力計算時，應(yīng)力校正系數(shù)：的數(shù)值為：材料在 對稱 循環(huán)下的許用彎曲應(yīng)力與不同 性質(zhì)的扭矩相應(yīng)的許用彎曲應(yīng)力的比值。45、 在軸的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)校核時，應(yīng)根據(jù)計算彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和應(yīng)力集中等因素 兩方面來選擇危險剖面進(jìn)

41、行校核。46、 軸的剖面尺寸愈 大軸與輪轂配合愈 緊，軸肩的圓角半徑愈 小則綜合影響系數(shù)（k Jd和（k）將愈大。47、 軸的疲勞強(qiáng)度校核是考慮了應(yīng)力集中和表面狀態(tài)、絕對尺寸影響后的精確校核。48、軸的強(qiáng)度計算方法有 許用扭應(yīng)力、許用彎曲應(yīng)力、安全系數(shù)校核等三種。機(jī)械設(shè)計簡答題資料（個人押題）1. 機(jī)械設(shè)計準(zhǔn)則：為了保證所設(shè)計的機(jī)械零件能安全、可靠地工作，在進(jìn)行設(shè)計工作之前，應(yīng)確定的準(zhǔn) 則。其主要準(zhǔn)則包括 ：強(qiáng)度準(zhǔn)則，剛度準(zhǔn)則，壽命準(zhǔn)則，耐磨性準(zhǔn)則，震動性準(zhǔn)則（P11 ）2. 提高螺紋連接件強(qiáng)度的措施有哪些？（ P58 ） 改善螺紋牙間載荷分配不均現(xiàn)象；降低影響螺栓疲勞強(qiáng)度的應(yīng)力幅；減小應(yīng)力集

42、中；避免附 加應(yīng)力；采用合理的制造工藝3. 螺紋連接的防松（P43 ）實(shí)質(zhì)：防止螺紋副的相對轉(zhuǎn)動防松的目的：防止連接松脫，保證連接安全可靠。分類：按工作原理可分為摩擦防松、機(jī)械防松以及鉚沖防松等。防松裝置：對頂螺母、彈簧墊圈、自鎖螺母、止動墊圈、串聯(lián)鋼絲。4. 簡述帶傳動的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則（P92）帶傳動的主要失效形式為打滑和帶的疲勞破壞，所以帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則是:保證帶傳動不 打滑的前提下，充分發(fā)揮帶的傳動能力，并使傳動帶具有足夠的疲勞強(qiáng)度和壽命。5. 彈性滑動與打滑 。（P90 ）因帶的彈性變形量的變化而引起帶與帶輪之間微量相對滑動的現(xiàn)象，稱為帶的彈性滑動。彈性滑動導(dǎo)致 從動輪的圓周速度低于主動輪的圓周速度，降低了傳動效率，使帶與帶輪磨損增加和溫度升高。彈性滑動是摩擦型帶傳動正常工作時 不可避免的固有特性。載荷增大到一定程度時，帶與小帶輪接觸面間將發(fā)生顯著的相對滑動，這種現(xiàn)象稱為打滑。打滑將使帶嚴(yán)重磨損和發(fā)熱、從動輪轉(zhuǎn)速急劇下降、帶傳動失效，所以打滑是必須避免的。但 在傳動突然超載時，打滑卻可以起到過載保護(hù)的作用，避免其他零件發(fā)生損壞。6. 帶傳動的優(yōu)缺點(diǎn) 。（P85 ）帶傳動的主要優(yōu)點(diǎn)是：傳動中心距比較大；傳動帶是彈性體，能緩沖、吸振，傳動平穩(wěn)噪聲??； 結(jié)構(gòu)簡單，成本較低，裝