机械设计题库——填空题讲解

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 ， 2 2max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

2、极限 rn的关系的曲线称为疲劳曲线（ N 曲线），共高周疲劳阶段的方程为 rmNrmN0 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1300 N/mm2循环基数 N0106。，寿命指数 m9，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

3、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 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

4、命设计时，顶期达到 N次循环时的疲劳极限表达式为 rN rm N0 rKN1.17 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. 公式 S S S 表示 弯扭复合 应力状态下 疲劳

5、 强度的安全系数，而S2 S2S 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 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

6、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，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、

7、梯形和锯齿形螺纹主要用于 传动 。2.4 标记为螺栓 GB578286 M1680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 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 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

8、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 =1000 N,所受轴向工作载荷Q1 =500N螺栓的相对刚性系数KbKb Kc 0.2 ，则螺栓所受的总拉伸裁荷Q 1100N 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

9、 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

10、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。2.20 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 （

11、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

12、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， C2是被联接件刚度， 只考虑C1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 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 16100 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 ( bh)

13、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 900 1200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 d 标准的，设圆锥 销的长度为 l ，则其锥度是 (D d)l 150 。3.7 一轴颈截面上布置广两个普通平键，传递扭矩为 T 1

14、50Nm，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

15、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

16、 应力和 离心 应力。最大应力等于 1 b1 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 1/efa开始打滑时紧边拉力 F1与松边拉力 F2关系为 F1 F2 Fec 2F01 1/efa 。1 1/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。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

17、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 ( b1 c)(1 1fa ) Av 是带传动在 1800和 特定带长 条件下单根 efa 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 142mm2，由张紧力产生的应力

18、 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 1 ，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

19、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, v2 v 。4.20 在

20、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 n11000rmin，经测量链轮分度 圆直径 d1203mm，则链速为 10.6 m s。5.6 链传动瞬

21、时传动比是 i 1R2 cos ，其平均传动比是 i n1 z2 。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

22、， 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。5.17 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 Ff 。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。5.1

23、9 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、小齿轮的材料不同，则大、小齿轮的齿面接触应力H1 =H 2 ，齿根弯曲应力F1 F 2 ，许用接触应力， H1 H2 ，许用弯曲应力 F1 F 2 。6.4 直齿圆柱齿轮作接

24、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YY 弯曲强度，影响齿根弯曲强度的因素有齿向系数d 、 YFa YSa 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

25、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，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（ Z

26、H）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， z121， z263， 200，小齿轮用 40Cr 钢，表面淬火 HRC55， H1 1200Nmm2；大齿轮用 45钢，调质，HB220一 240， H 2 600Nmm2。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： m 4mm， z1 18， z241，b50mm，B对： m 2mm， z1 36， z282，b

27、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， z242，m2，bb60， a622） z1 18， z242，m2， 20 ，b60，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 YFa 应按 当量 齿数，而不按 实际 齿数查取。6.20 在齿轮传动中，

28、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， 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

29、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 F1 F 2。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

30、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 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 zz1 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

31、齿圆柱齿轮的动裁荷系 Kv 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 一对圆柱齿轮啮合传动。尺 KaFt /b 1000Nmm，其齿间载荷分配系数 Ka 与 精度等级、齿

32、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 d b/ 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

33、 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

34、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

35、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 i z2 /z1与 D2 /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.

36、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 z12，q8，z242中间平面上模数， m 8mm，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v1 c

37、os ， cos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ma1 mt2 m ，a1 t2 和 2 1 。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 z11 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

38、。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 Ft1 的方向总是与 其转向相反 ，其径向力 Fr1 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

39、间内 发热量 H1 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 z226 是为了保证传动的平稳； z280 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 d1 mq；蜗轮分度圆的直径 d2 mz2 。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

40、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 01 之间变化，当值 越大时，最小 油膜厚度 hmin 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 ，

41、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 Rz2 )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 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

42、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 ( 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

43、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 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

44、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 106 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承，接触角120 ，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 106为Lh 10 (C/P

45、) 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 106 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

46、.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 106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

47、.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 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，120 ，公差等级 P4，其代

48、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 ；00 450 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 106 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

49、许轴工作时有少量热膨胀，轴承安装时应留有 0.25 0.4mm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 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

50、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 L10 (C/ P) ，其中： 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 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