2016年考研机械填空题全分析

1、目 录填空题 2第一章绪论 2第二章机械设计总论 2第三章机械零件强度 2第四章 摩擦、磨损及润滑概述 4第五章螺纹联接和螺旋传动 5第六章键、花键、无键连接和销连接 .6第七章 怫接，焊接，胶接和过盈联接 .6第八章带传动 6第九章链传动 8第十章齿轮传动 9第十一章蜗杆传动 14第十二章滑动轴承 15第十三章滚动轴承 16第十四章联轴器和离合器18第十五章轴 19第十六章弹簧 20第十七章机座和箱体简介20填空题第一章绪论1-1,机械零件由于某些原因不能正常工作时，称为 失效第二章机械设计总论2-1,塑性材料在静载荷作用下产生的失效形式为塑性变形 ;脆性材料在静载荷作用下产生的失效形式为脆

2、性破坏；不论何种金属材料在变载荷作用下产生的失效形式为疲劳强度失效。2-2,按材料和制造方法，常用机架分为铸造机架和焊接机架两类。2-3,铸铁机架.在铸造和机械加工时会引起较大的内应力.为此应对其进行时2-4,机械零件的主要失效形式有 整体断裂、过大的残余变形、零件的表面破坏 和破坏正确工 作条件引起的失效。其中引起零件失效的主要原因是摩理、磨损和疲劳。2-5 .机器的可靠度是指 在规定的使用时间（寿命）内和预定的环境条件下，机器能够正常 完成其功能的概率。机器的可靠度取决于其组成零件或部件的可靠度 。第三章机械零件强度1,塑性材料在静载荷作用下产生的失效形式为塑性变形 ;脆性材料在静载荷作用

3、下产生的失效形式为脆性破坏 ;不论何种金属材料在变载荷作用下产生的失效形式为疲劳强度失效。2,受静应力的45钢零件，在强度计算时应取材料的屈服极限 作极限应力。3,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。4,运用Miner理论分析对称循环的不稳定循环变应力时，若材料的持久疲劳极限为-1,计算时所考虑的应力幅 山应当是整个工作寿命期限内（ 大于（T-1）的应力幅。5,零件疲劳强度设计时，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（ 各有效应力集中系数中的最大值 ）选取。6,在静强度条件下，塑性材料的极限应力是（ 屈服极限小），

4、而脆性材料极限应力是（ 强 度极限4）。7,若一零件的应力循环特性r=+0,5,b r=70N/mn2i,此时 m为（210N/mn2i） , max为（280N/mm）,2、m min 为（140N/mm）。8,在任一给定循环特性的条件下，表示应力循环次数 N与疲劳极限brN的关系曲线称为（疲劳曲线（LN曲线），其高周疲劳阶段的方程为（=（7 /K=C）。9,影响机械零件疲劳强度的主要因素，除材料性能，应力循环特性和应力循环次数N外，主要有（应力集中），（绝对尺寸）和（表面状态）。10,材料对称循环弯曲疲劳极限（T-1=300N/mn2,循环基数Nb=106,寿命指数 m=9当应力循环次数N

5、=1C5时，材料的弯曲疲劳极限0- -1N= （387.5 ） N/mrrio11,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。212,在变应力工况下，机械零件的损坏将是（疲劳断裂），这种损坏的断面包括（ 光滑区和粗糙区）。13,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）。14, 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 设计或使用时，应力求（ 缩短磨合期），（延长稳定磨损期），（推迟剧烈磨损的到来）。15,机械零件设计计算的最基本计算准则是（强度准则）。16,机械零件的主要失效形式有

6、（ 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）。17,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）。18,产品样机试验完成后，为使设计达到最佳化，需要对设计方案进行（ 技术）及（经济） 评价工作。19,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。20,产品设计中的“三化”是指（ 标准化），（系列化）及（通用化）。21,贯彻标准化的好处主要有（ 减少设计工作量）；（提高产品质量，降低制造成本 ）；（增大 互换性，便于维修）；（为专业化生产创造条件）【举例】。22,产品开发性设计

7、的核心是（ 功能设计）及（结构）设计工作。23,作用于机械零件上的名义载荷是指（根据额定功率计算出作用于零件上的载荷F）;而设计零件时，应按（计算载荷Fc）进行计算，它与名义载荷间的关系式为（Fc=KF）。24,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），（选用合理截面），（减小应力集中）。25,零件刚度的计算准则是（ 限制零件的弹性变形量不超过许用值）。26,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（其相应的强度条件式为（S

8、, >S,）。27,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）。28,钢制零件的b-N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<N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。29,钢制零件的b-N曲线中，当N<N时为（有限寿命）区，而当N次时，为（无限寿命） 区。30,零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，预期达到 N次循环时的疲劳极限表达式为（31,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

9、用（其中最大的有效）应力集中系数进行计算。32,零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 ）。33,铁路车辆的车轮轴只受（ 弯曲）应力。34,零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筋）。35,设计零件时，为了减小界面上的应力集中，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（增设卸载结构）。36,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

10、加润滑油的粘度）。、，一 、，。.1+（工：病）力正，-，人”八 丁，37,试说明变应力下安全系数公式§ = .中各代号的意义:K,表示（综合影响系数S七表示（等效系数），求不（对称循环疲劳极限），q表示（应力幅），%表示（平均应38,公式S二*三表示（弯扭符合）应力状态下（疲劳）强度的安全系数。39,钢的强度极限越高，对（ 应力集中）越敏感，表面越粗糙，（表面状态系数3 ）越低。40,非稳定变应力零件的疲劳强度计算中的等效应力b通常取等于（非稳定变应力中作用时间最长和（或）其主要作用的）的应力。41,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）。4

11、2,按建立压力油膜的原理不同，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）。43,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 可避免。44,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（弹性变形）和（压力对粘度的影响）。45,工业用润滑油的粘度主要受（ 温度）和（压力）的影响。46,润滑油的粘度是度量液体（ 内摩擦大小）的物理量。47,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，宜用粘度较高的润滑油。48,边界摩擦润滑中，物理吸附

12、膜适用于（ 常温、轻载及低速）工况下工作；化学吸附膜适 用于（中等载荷、中等速度及中等温度 ）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。49,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）。50,对于金属材料的干摩擦理论，目前比较普遍采用的是（ 粘着）理论。51,根据简单粘着理论，当结点材料的剪切强度极限为Tb,压缩屈服极限为bv的金属处于干摩擦状态时的摩擦力 巳为（Ac b （A为实际接触面积），摩擦系数科=（° b/ b v）。52,两滑动表面所处的润滑

13、状态，可近似按参数（ 膜厚比入）进行判断，该参数的表达式为（入=hmin/（R V1 + RV2）,当入（5）时，为流体润滑状态，当 入（1入5）时，为混合润滑状态； 当入（W1）时，为边界润滑状态。第四章摩擦、磨损及润滑概述4-1.润滑油的粘度随油温的升高而降低（升高或降低），粘度可以分为 动力粘度、 运动 粘度、 条件 粘度。第五章螺纹联接和螺旋传动1,对于镀制孔用螺栓，设计时应按剪切 强度和 挤压强度进行计算。2,在螺纹联接中，当有一个被联接件太厚，并需要经常装拆时,土面一 螺钉联接方式。3,在机械传动中，常见的啮合传动有齿轮传动、 蜗杆传动、链传动和螺旋传动等。4,螺纹的公称直径是指螺

14、纹的（大）径，螺纹的升角是指螺纹（中）径处的升角。螺纹的, Uno自锁条件为（螺旋升角小于螺旋副的当量摩擦角），拧紧螺母时的效率公式为（ ）o 5,螺纹联接常用的放松原理有（ 摩擦放松），（机械放松），（挪冲防松）。其对应的放松装置 有（双螺母），（开口销），（挪死、冲点）。6,三角形螺纹主要用于（ 联接），而矩形，梯形和锯齿形螺纹主要用于（ 传动）。7,标记为螺栓 GB5782-86 M16X80的六角螺栓的螺纹是（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）。8,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200 mm的圆周上，轴

15、上转矩为100N.M,每个螺栓的木It向力为（250） N9,受预紧力Q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Q=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） No10,仅承受预紧力的紧螺栓联接强度计算时，螺栓的危险截面上有（预紧力）和（摩擦力矩）载荷联合作用。因此，在截面上有（ 拉伸）应力和（扭转切）应力。11,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）和（牙型角）。12,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 度和增大（被联接件）刚度。13,在螺栓联接中，当

16、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14,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。15,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）16,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，则螺栓所受的总拉力 Q （增大）和联接的紧密性（提高）。17,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；当采用镀制孔螺栓联接，横向载荷靠（螺栓光杆的剪切和挤 压）来平衡。18,在一定的变载荷作用下， 承受轴向载荷的螺栓联接的

17、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（ 增加）。19,双头螺栓的两被联接件之一是（ 螺纹）孔，另一个是（光）孔。20,发动机缸体与缸盖的螺栓联接经常拆装，应使用（双头螺栓）联接，为了控制预紧力，应用（定力矩）扳手拧紧。21,受轴向载荷的紧螺栓联接形式有（普通螺栓联接）和（双头螺柱联接）两种。22,试列举两种螺纹联接的放松装置（双螺母放 松），（止动垫圈放松）。23,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）。24,传动用螺纹的牙型角比联接用螺纹的牙型角小，这是为了（提高传动效率）。525,采用经机械加工制成的凸台

18、或沉孔作为螺栓和螺母的支承面是为了（减少或避免螺栓受附加弯曲应力作用）。26,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）。27,普通螺栓联接承受横向外载荷时，依靠（ 被联接件接触面间的摩擦力 ）承载，螺栓本身 受（预紧力）力作用，该螺栓联接可能的实效形式为（ 被联接件间相对滑移）。镀制孔用螺 栓联接受横向外载荷时， 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）。第六章键、花键、无键连接和销连接6-1.平键的截面尺寸应按轴的直径 从键的标准中查取,键的长度L可参照轮毂的长ft 从标准中选取。必要时应进行强度校核。6-2.平

19、键的工作面为 两侧面,工作时靠 轴槽、键及毂槽的侧面受挤压来传递转矩。6-3.平键联接的工作面是 两侧面。普通平键联接的主要失效形式是挤压和剪切破坏。6-4.矩形花键联接的定心方式可以有 大作、小径和齿侧定心，其中以小径应用最广,且规定 为标准的定心方式。第七章钟接，焊接，胶接和过盈联接第八章带传动8-1.V带轮传动中，当传动比i W1时，V带可能产生的瞬时最大应力发生在带的紧边开 始绕上 小（大或小）带轮处。8-2.在V带传动设计中，应按计算功率和 小带轮的转速 来确定 V带的型号。8-3.按V带设计的一般步骤，确定V带根数后还应确定带的初拉力，并计算V带对轴白压力 Q 。8-4.在材料和包

20、角确定后，带传动所能传递的有效拉力与初拉力成正比。8-5.当带传动的传动时，打滑首先发生在带轮的小 轮上。若正常工作时，在 大轮上带的速度大于带轮的速度。8-6.V带传动的主要失效形式是打滑 和 疲劳断裂 。8-7.在设计V带传动时，V带的型号是根据计算功率Pc 和小轮转速n1 选取的。8-8.（哈尔滨工程2000年考研）带传动，带上受的三种应力是拉 应力，弯曲和离心 应力。最大应力等于%1工工=5二+0M +十，它发生在带的紧边开始绕上小带轮处 ，若带的许用应力小于它，将导致带的 疲劳 失效。8-9.（北京航空航天大学 2000年考研）带传动中，打滑是指带与带轮间发生的显著相对滑动 ，多发生

21、在小 轮上。刚开始打滑时紧边拉力与松边拉力%的关系为F； 一 & 二二二 F口 二*。68-10.（北方交通大学1997年考研）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；当代传动中心距水平布置时，宜将松边布置在上 方。带传动一周过程中，带所受应力的大小要发生 4 次变化，其中以 弯曲 应力变化最大,而 离心 应力不变化。8-11.（北方交通大学1998年考研）在设计三角胶带传动时，要标明三角胶带的截型 和基准 长度,在计算传动的几何尺寸时，要用到 基准 长度。8-12.（哈尔滨工业大学 1999年考研）在普通 V带传动中，载荷平稳，包角 。为180° ,

22、带长q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 ，小带轮基准直径和小带轮转速。8-13.（国防科学技术大学 1999年考研）带传动的传动比不宜过大，若传动比过大，将使 小带轮包角g1r过小 ，从而使带的有效拉力值减小。8-14.（华中理工大学1998年考研）% = 啜F）（1-京强是带传动在口二18。工和 特定带长条件下单根普通 v带所能传递的功率。8-15.（天津大学1999年考研）某V带传动，带的横剖面积 A=14钿川2,由张紧力产生的应力00=1.5MPa,有效拉力F=300N,不计离心力的影响，紧边拉力F二和松边拉力取分别为 363N

23、_和 63N。8-16.（中南工业大学1998年考研）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X。8-17.（中南工业大学2000年考研）带传动中，带的紧边拉力与松边拉力的比值耳产大小，当空载时为 1,当载荷使带传动开始打滑时为8-18.（中南大学2001年考研）普通V带传动中，已知预紧力F°=2500N,传递圆周力为800N, 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 2100N 。8-19.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

24、是 V带的 基准 长度。 8-20.与普通V带相比，当高度相同时，窄V带的承载能力要高 。8-21.当带有打滑趋势时，带传动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。8-22.带传动的最大有效拉力随预紧力的增大而增大 ，随包角的增大而增大 ，随摩擦系数的增大而 增大。8-23.带的离心应力取决于带单位长度的质量 q , 带截面面积 和带线速度三个因素。8-24.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。8-25.普通V带带轮的槽形角随带轮直径的减小而减小 。8-26.带传动工作时，带内应力是0vr« 1循环

25、性质的变应力。8-27.带传动工作时，若主动轮的圆周速度为I1 从动轮的圆周速度为V2,带的线速度为v,则它们的关系为 “> v，* V v 。8-28.在设计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。 8-29.带传动中，带的离心力发生在整个 带中。8-30.带传动的设计准则是 在保证带不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命 O8-31.普通V带传动设计中，限制小带轮直径的目的是为了防止 小带轮处弯曲应力 过大。8-32.带传动中，在带即将打滑时，其紧边拉力Fi与松边拉力F2之间的关系为-F1 = efaoF28-33.在正常工作的 V带传动中，带的最大应力由 小带轮弯

26、曲弯曲应力、离心应力、紧边拉 应力组成。8-34.带传动中的最大有效圆周力（拉力）Fec与包鱼、摩擦系数 和初拉力（预紧力） 等因素有关。第九章链传动1,滚子链传动最主要的参数是节距 。2,链传动不宜用于高速传动，主要是由于链速不均匀，在传动中将引起动载荷。3,链传动中，即使主动链轮的角速度3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 32和传动比i才能得到恒定值。4,链传动的动载荷是随着链条节距P （增大）和链轮齿数（减小）而增加。5,开式链传动的主要失效形式是（链条钱链磨损）6,滚子链最主要的参数是链的（节距），为提高链速的均匀性， 应选用齿数为（较多的奇数

27、）的链轮。7,一滚子链传动节距 P=25.4mm小链轮转速 m=1000r/min，经测量链轮分度圆直径 d1=203mm 则链速为（10.6 ） m/s。8,链传动瞬时传动比是（ 变化的），其平均传动比是（恒定的）。9,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。10,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。11,链传动中，小链轮的齿数越多时，则传动平稳性越（好）。12,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）。13

28、,选择链传动的参数时，若将小链轮齿数zi增加，其好处是（多边形效应减少，传动更平稳）。14,链传动的（平均）传动比不变，（瞬时）传动比是变化的。15,与带传动相比，链传动的承载能力（大），传动效率（高），作用在轴上的径向压力 （小）。16,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。17,链轮的转速（高），节距（大），齿数（少），则链传动的动载荷就越大。18,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。19,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

29、条松边有一个合适的安装垂度）。20,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。21,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。22,在链传动中，当两链轮的轴线不在同一水平面时，应将（ 紧）边布置在上面，（松）边 布置在下面。第十章齿轮传动10-1.齿轮传动的设计准则通常按保证接触疲劳强度及保证弯曲 疲劳强度两准则进行设计计算。10-2.开式齿轮传动的主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断。10-3.在机械传动中，常见的啮合传动有齿轮传动、蜗杆传动、链传动和螺旋传动10-4.两齿数不等的一对齿轮传动，其弯曲应力相

30、等;两轮硬度不等，其许用弯曲应力不相等。10-5.软齿面齿轮传动的设计准则是按接触强度进行设计，按弯曲强度进行校核。10-6.影响齿轮齿根弯曲疲劳强度的主要参数是模数 。10-7.对于闭式软齿面齿轮传动， 齿根弯曲强度计算主要针对的失效形式是轮齿疲劳断裂。10-8.闭式硬齿面齿轮传动的设计准则是按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校核。10-9.（北航2000年考研）齿轮传动强度设计中， 0H是 接触应力，Eh是许用接触 应力, 纵是 弯曲 应力,。卜是 许用弯曲 应力。10-10.（吉林工业大学1997年考研）齿轮传动齿面接触应力计算式中， %区域 与变位系数有关。10-11.（吉林工业大学1

31、999年考研）齿轮传动时，如大、小齿轮的材料不同，则大、小齿轮的齿面接触应力 岫 =0的，齿根弯曲应力0的丰 0产，许用接触应力，同比一二_可做，许用弯曲应力怔之 丰姓:。10-12.（华南理工大学2000年考研）直齿圆柱齿轮作接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。10-13 .（上海交大1999年考研）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 。10-14.（北方交通大学1997年考研）圆柱齿轮传动设计中，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

32、，重叠系数值 减少C10-15.（北方交通大学1998年考研）如图a、b两齿轮均为重要齿轮传动， a齿轮采用的修缘齿其主要目的是降低动载 系数的影响;b齿轮采用的是鼓形齿 ，其主要目的是降低齿向载荷分布系数的影响。10-16.（北方交通大学 2000年考研）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齿向系数10-17.（国防科技大1996年考研）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；而从动轮轮所受切向力则与啮合点处速度方向相同 。10-18.（国防科技大1996年考研）闭式齿轮传动中，当齿轮的齿面硬度HBS<

33、; 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:但当齿面硬度 HBS>350时，则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。10-19.（中国地质大学 2001年考研）齿轮的齿形系数 丫比的大小与模数 无关.主要取决于齿廓形状。10-20.（哈尔滨工程大学 2000年考研）齿轮传动强度计算中，齿形系数Yee值，直齿圆柱齿10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小。10-21.（华中理工大学1998年考研）减小齿轮动载的主要措施有齿顶修缘和提高制造精度，降低圆周速度。10-22.（哈尔滨工业大学1998年考研）在齿轮强度计算中

34、，节点区域系数（ 为）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。10-23.（哈尔滨工业大学1999年考研）一对闭式直齿圆柱齿轮，m=3mm.=21 =63,口 =20° , 小齿轮用40Cr钢，表面?用火HRC=55 期.=1200巧用11|2；大齿轮用45钢，调质，HB=220- 240，与：广600.血|£。若齿轮传动工作时，齿面接触应力为0H=500N/S,，则小齿轮的接触强度安全系数为大齿轮的 2 倍。10-24.（天津大学1999年考研）有A、B两对标准直齿圆柱齿轮传动，已知模数、齿数、齿 宽分别为：A 对：m=

35、4mmZ=18, Z：=41, b=50mm B 对：m=2mmZ=36, 2： =82, 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T/Te =1 。10-25.（清华大学1995年考研）有两对闭式直齿圆柱齿轮传动，它们的参数分别为：1） Zj=18, 7： =42, m=2, b=60, a=622） Z：=18, Z：=42, m=2 , b=60, a=60, 口 =20°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。10-26 .（清华大学1996年考研）正角度变位

36、齿轮传动对齿轮接触强度的影响是略有提直,对轮齿弯曲强度的影响是略有提高。10-27.（中南工业大学1998年考研）圆锥齿轮齿形系数 1%应按 当量 齿数,而不按_ 实际齿数查取。10-28.（中南工业大学 2001年考研）在齿轮传动中，若一对轮齿采用软齿面，则小轮齿的 材料硬度比大齿轮的硬度高HBS3050。10-29.（国防科技大1999年考研）在圆锥一圆柱两级齿轮传动中，如其中有一级用斜齿圆 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齿轮高精度制造困难 ，故一般将圆锥齿轮传动用在高速级（高速级、低速级）。10-30.齿轮传动的主要失效形式有 轮齿折断、齿面疲劳点蚀、 齿

37、面磨11齿面胶合塑性变形10-31.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均、&。10-32.对于开式齿轮传动，虽然主要失效形式是磨损 ，但目前尚未成熟可靠的 _强磨损计算方法,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m 。10-33.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。10-34.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 可防止或减轻齿面胶合。10-35.

38、一对齿轮啮合时，其大、小齿轮的接触应力是相等；而其许用接触应力是不箜;小齿轮与大齿轮的弯曲应力一般也是不等 ，此时 玲！ >。10-36.设计闭式软齿面齿轮传动时，齿数4的选择原则是 在保证d不变和满足弯曲强度条件下，尽可能选多一些，“二为40。10-37.设计闭式硬齿面齿轮传动时，当直径d二一定时，应选取 较少的齿数,使模数m 增大 ,以提高 弯曲 强度。10-38.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，可近似认为以必、必为半径的两圆柱体接触。10-39.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 。10-40. 一对圆柱齿轮传动，当其他条件不

39、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,倍。10-41.设计齿轮传动时，若保持传动比i与齿数和4=4+4不变，而增大模数 m则齿轮的弯曲强度 提高 ，接触强度提高 。10-42.斜齿圆柱齿轮的东载荷系数和相同尺寸精度的直齿圆柱齿轮相比较是稍小 的。10-43.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,而需用让算载荷电,两者之间的关系Pm=KP>,其中K为载荷系数。10-44.斜齿或直齿圆柱齿轮设计时，计算载荷系数k中包含的K4是是12动载系数，Kr是齿间载荷分配系数

40、卜,无齿向载荷分布系数。10-45, 一对圆柱齿轮啮合传动，Ka P./b >1000N/mnq其齿间载荷分配系数 均与 精度等 婆、齿面热处理有关。10-46, 一对软齿面圆柱齿轮啮合传动，其齿向分布系数与 齿宽系数0豆 、屿宽b、精度等级及支承布置情况 有关。10-47,圆柱齿轮设计时，齿宽系数 0广b/d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 熊的原则是：两齿面均为硬齿面时，0匕取偏 小 值；精度高时，。士取偏大 值;对称布置比悬臂布置取偏大 值。10-48,斜齿圆柱齿轮的齿形系数 1%二与齿轮参数 齿数z 、螺旋角g_、变位系数 x 有关，而与模数 m

41、无关。10-49,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 H直;对该齿轮弯曲强度影响是轮齿变厚，是弯曲应力下降，弯曲强度提高 。10-50,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。10-51,对于齿面硬度W 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 。10-52,滚压塑性变形是由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 。10-53.钢制齿轮，由于渗碳淬火后热处理变形大，一般

42、需经过磨齿 加工,否则不能保证齿轮精度。 10-54,轮齿的疲劳裂纹首先出现在轮齿的非工作齿面 一侧。10-55,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圆柱齿轮来进行计算，而其当量齿数为Zr二 次戒。10-56,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。13第十一章蜗杆传动1,蜗杆传动最易发生胶合和 磨损两种失效形式。2,蜗杆传动的失效经常发生在一血轮上。一3,减速蜗杆传动中，主要失效形式为（齿面胶合），（疲劳点蚀），（磨损）和（轮齿折断），常发生在（蜗轮齿上）。4,普通圆柱蜗杆传动中，右旋蜗杆与（ 右）旋蜗轮才能正确啮合，

43、蜗杆的模数和压力角按（中间平面）上的数值定为标准，在此面上的齿廓为（直）线。其传动比i=Z2/Zi与D2/Di （不） 等，为获得较高的传动效率，蜗杆升角入应具有较（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。5,蜗杆传动中，由于（传动效率低，工作时发热量大 ），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 ）等措施。 6,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,普通圆柱蜗杆传动变位的主要目的是（ 凑中心距）和（提高承载能力与传动效率 ）。8,在润滑良好的情况下，减磨性好的蜗轮材料

44、是（青铜类），蜗杆传动较理想的材料组合是（蜗杆选用碳素钢或合金钢），（蜗轮选用青铜类或铸铁）。9,有一标准普通圆柱蜗杆传动，已知 z1=2 , q=8, z2=42,中间平面上模数 m=8mm压力角 a = （64） mm传动比i= （200）。蜗杆分度圆柱上的螺旋升角 丫 =arctan （zi/q）。蜗轮为（左） 旋，蜗轮分度圆柱上的螺旋角 3 = （14.036° ）。10,限制蜗杆的直径系数 q是为了（限制蜗轮滚刀的数目，便于滚刀的标准化）。11 ,蜗杆传动中，蜗杆导程角为 Y ,分度圆圆周速度为 V1,其滑动速度V2为（Vi/COS 丫）， 它使蜗杆蜗轮的齿面更容易产生（胶

45、合）和（磨损）。12,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。13,两轴交错角为90°的蜗杆传动中，其正确啮合条件式（m1=m2=m）, （ a a1= a t2= a ）和（丫 1= 3 2 （等值同向）。14,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）。15,在蜗杆传动中，蜗杆头数越少，则传动效率越（低），自锁性越（好），一般蜗杆头数z= （ 14）。16,蜗杆传动中，产生自锁的条件是（ 丫 Wv）。17,蜗杆传动的滑动速度越大，所选润滑油的粘度值应越（高）。18,为了提高蜗杆的刚度，应采用（ 较大）的直径系数

46、q。19,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。20,阿基米德蜗杆传动在中间平面相当于（ 齿条）与（齿轮）相啮合。21,变位蜗杆传动只改变（ 蜗轮）的尺寸，而（蜗杆）尺寸不变22,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），而其径向力 的方向总是（指向轴心）。23,在标准蜗杆传动中，当蜗杆为主动时，若蜗杆头数zi和模数m一定时，增大直径系数q, 则蜗杆刚度（增大），若增大导程角丫，则传动效率（提高）。24,蜗杆传动发热计算的目的是防止（温升过高）而产生齿面（胶合）失效，热平衡计算的条件式单位时间内（发热量Hi）等于同时间

47、内的（发热量Hb）。25,蜗杆传动设计中，通常选择蜗轮齿数z2>26是为了（保证传动的平稳性）；z2<80是为了14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 ）。第十二章滑动轴承12-1.滑动轴承中所选用的润滑油，其粘度越大，则其承载能力越 大。12-2.非全液体摩擦滑动轴承的失效形式是 边界油膜破裂。12-3.（清华大学1995年考研）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 。12-4.（吉林工业大学1997年考研）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 。12-5.（华中理工大

48、学1998年考研）液体摩擦动压滑动轴承的轴瓦上的油孔，油沟位置应开在 非承载区。12-6.（华中理工大学2001年考研）对非液体摩擦滑动轴承，为防止轴承过度磨损，应校核PW P, 为防止轴承温升过高产生胶合，应校核Pvw Pv 。12-7.（国防科技大1997年考研）液体动压润滑滑动轴承的偏心率的值在01之间变化，当X值越大时，最小油膜厚度越小 ，轴承的承载量系数Cp 越大 。12-8.（中南工业大学1998年考研）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ZChSnSb10-6 。12-9.（中南大学2001年考研）液体动压滑

49、动轴承设计中，要计算最小油膜厚度 上gr,和轴承的温升 t,其原意分别是L邂-S（R；._ +1匚）确保轴承处于液体摩擦状态 和使油的粘度不致因温升而降低过多，导致承载能力不足。12-10.（哈尔滨工业大学1998年考研）在液体动压润滑的滑动轴承中，润滑油的动力粘度与 运 动 粘 度 的 关 系 式 为不=m2/s（式中:尸-运动粘度；动力粘度；P-润滑油的密度。 （kg/m3）12-11.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 ；根据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;根据液体润滑承载机理的不同，有可分为 液体动压轴承 和液体动压轴承 。1

50、2-12.非液体摩擦滑动轴承的主要失效形式是磨损与胶合,设计时应验算项目的条件是PW P； Pv w Pv ; v w v。12-13.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。12-14.两摩擦表面间的典型摩擦状态是干摩擦 、 液体摩擦 和 不完全液体摩擦。12-15.在设计液体摩擦动压滑动轴承时，若减小相对间隙由，则轴承的承载能力将增大；旋转精度将提高 ：发热量将 增大 。1512-16.非液体摩擦滑动轴承工作能力的校验公式是二回；Fspv= < pv ; v < v。muu!12-17.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的

51、“边缘接触”，造成轴承早期磨损，可采用自动调心式轴承。12-18.在一维雷t若方程 史=6"V（h,ho）中,其粘度”是指润滑剂的动力 粘度。Fxh312-19.滑动轴承的润滑作用是减少摩擦 ，提高传动效率，轴瓦的油槽应该开在 不承受载荷 的部位。12-20.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。12-21.润滑油的油性（即润滑性）是指润滑油在金属表面的吸附能力。12-22.影响润滑油粘度。的主要因素有 温度 和 压力 。12-23.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 。12-24.液体动压

52、润滑滑动轴承处于热平衡状态的公式是H =,其中H是因摩擦产生的热量；比是流动的油所带走的热量，是轴承散发的热量。12-25.在工程实际中，多数滑动轴承处于边界润滑和混合润滑状况,所以设计时应使摩擦副至少能维持这两种摩擦。第十三章滚动轴承磨损、疲劳点蚀、塑性变形1,滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的 破坏。2,根据滚动轴承代号，分别写出相应的含义6216表示轴承类型 深沟球轴承,内径尺寸80 mm 。30516表示轴承类型圆锥滚子轴承,内径尺寸40 mm 。3,滚动轴承根据受载不同，可以分为推力轴承，主要承受（ 轴向）负荷；向心轴承，主要 承受（径向）负荷；向心推力轴承，主要承受（径

53、向负荷和轴向负荷）。4,推力球轴承，中系列，内径d=40mm普通级精度，此轴承代号是（51308）;深沟球轴承（向心球轴承），轻窄系列（2）, D级精度，内径d=10mm此轴承彳t号是（6200/P5）。5, 30207 （7207）轴承的类型名称是（圆锥滚子轴承）轴承，内径是（35） mm它承受基本 额定动载荷时的基本额定寿命是（106）转时的可靠度是（90%）。这种类型的轴承主要以承 受（径）向力为主。166,内径为25mm轻窄系列的角接触球轴承，接触角 a =12° （新标准为15° ）,精 度等级为C级，该轴承白代号是（7205C/P4）7,滚动轴承预紧的目的在于增

54、加（轴承的刚度），减少（轴的振动）8,滚动轴承的基本额定动载荷C,当量动载荷P和轴承寿命Lh三者的基本关系式为出口阳，）注BOB.Lh用小时数表示9,若将球轴承的当量动载荷增加一倍，则其寿命变为原来的（1/8）。10,滚动轴承部件支承轴时，若采用双支点单向固定式，其适用条件是工作时温升（不高）或轴的跨距（不大）的场合。11,根据工作条件选择滚动轴承类型时，若轴转速高，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。12,滚动轴承轴系固定的典型结构形式有（ 双支点单向固定，单支点双向固定，双 端游动支承）13,滚动轴承的额定动载荷是指（使轴承的基本额定寿命恰好为 106转时

55、，轴承所 能承受的负荷），某轴承在基本额定动载荷作用下的基本额定寿命是（106转）。14,转速与当量动载荷一定的球轴承， 若额定动载荷增加一倍，其寿命为原来的（8） 倍。15, 一短圆柱滚子轴承在数值上等于其基本额定动载荷的径向力作用下，在运转106转时，其失效概率为（10%。16,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。17,滚动轴承的选择主要取决于（轴承所受载荷大小，方向和性质，转速高低，调 心性能要求，装拆方便及经济性要求），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。18,滚动轴承的主要失效形式为（疲劳点蚀）和（过大塑性变形）。19,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 转动或者摆动的轴承，应根据（塑性变形）失效，主要进行（静强度）计算。1720,接触角a =90&#