考研题库机械设计习题集-考研必备含答案要点

机械设计总论一.判断题.凡零件只要承受静载荷，则都产生静应力。（）.当零件的尺寸由刚度条件决定时，为了提高零件的刚度，可选用高强度合金钢制造。（）.机械零件在工作中发生失效，即意味该零件一定产生了破坏。（）.在变应力中，当/"=-1时，£7m=0，。a=<7max。（）.在变应力中，当r=C（常数）时，Cm是随时间变化的。（）.润滑油的粘度与温度有关，且粘度随温度的升高而增大。（）.某截面形状一定的零件，当其尺寸增大时，其疲劳极限值将随之降低。（）.对于理论上为线接触的两接触表面处的接触应力。”与法向外载荷尸成线性关系。（）.机械零件设计计算中最基本的设计准则是强度准则。（）.工业用润滑油的粘度会因为温度的升高而降低。（）.钢的强度极限愈高，对应力集中愈敏感。（）.变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生。（）二.单项选择题.零件表面经淬火、渗氮、喷丸、滚子碾压等处理后，其疲劳强度O（a）提高 （b）降低（c）不变 （d）提高或降低视处理方法而定.某钢制零件材料的对称循环弯曲疲劳极限Gi=300MPa,若疲劳曲线指数m=9,应力循环基数No=1O7,当该零件工作的实际应力循环次数N=105时，则按有限寿命计算，对应于N的疲劳极限为MPao（a）300 （b）428 （c）500.4 （d）430.5.零件的形状、尺寸、结构相同时，磨削加工的零件与精车加工相比，其疲劳强度。（a）较高 （b）较低 （c）相同.变应力特性可用Cmax、"6”、。八r这五个参数中的任意来描述。

5.(a)一个(b)两个(c)三个(d)四个在图示零件的极限应力简图中，如工作应力点5.(a)一个(b)两个(c)三个(d)四个(a)不变号的不对称循环变应力(b)变号的不对称循环变应力(c)脉动循环变应力(d)(a)不变号的不对称循环变应力(b)变号的不对称循环变应力(c)脉动循环变应力(d)对称循环变应力.下列四种叙述中是正确的。(a)变应力只能由变载荷产生(b)静载荷不能产生变应力(c)变应力是由静载荷产生(d)变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生.零件的截面形状一定，当绝对尺寸(横截面尺寸)增大时，其疲劳极限值将随之。(a)增高 (b)降低 (c)不变.两相对滑动的接触表面，依靠吸附的油膜进行润滑的摩擦状态称为o(a)液体摩擦 (b)干摩擦(c)混合摩擦 (d)边界摩擦.两摩擦表面被一层液体隔开，摩擦性质取决于液体内部分子间粘性阻力的摩擦状态称为o(a)液体摩擦 (b)干摩擦(c)混合摩擦 (d)边界摩擦.某四个结构及性能相同的零件甲、乙、丙、丁，若承受最大应力Cmax的值相等，而应力循环特性分别为+1、0、-0.5、-1,则其中最易发生失效的零件是

(a)甲(b)乙(a)甲(b)乙(c)丙(d)T.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（a）相等 （b）不相等 （c）是否相等与材料和几何尺寸有关三.填空题.影响机械零件疲劳强度的主要因素有、、及o（列举三项）.静应力由静载荷产生，变应力可由和产生。.在静载荷作用下的机械零件，不仅可以产生应力，也可能产生应力。.机械零件的表面破坏形式主要有、、.产品设计中的“三化”是指、、及o.在静应力工况下，机械零件的强度失效是或。.钢制零件的疲劳曲线（c-N曲线）中，当N<No时为 区；而当NNNo时为。.提高零件表面接触强度的主要措施有、、及o（列举三项）.对于在规律性的不稳定变应力作用下的零件，进行疲劳强度计算的基本理论是，其数学表达式为。.按摩擦状态不同，摩擦可分为、、及O.按建立压力油膜的原理不同，流体润滑主要有及o.在润滑状态下，磨损可以避免，而在及润滑状态下，磨损则不可避免。.磨损按破坏机理不同，可分为、、、及四种基本类型。.边界摩擦润滑时，可能形成的边界膜有、、及三种。.选择滑动轴承润滑用油时，对液体摩擦轴承主要考虑油的；对非液体摩擦轴承主要考虑油的O.润滑油的主要性能指标是；润滑脂的主要性能指标是o.机械零件受载时，在处产生应力集中，应力集中的程度通常随材料强度的增大而o四.综合题1.已知某钢材的机械性能为：<7,1=500MPa,<TS=1000MPa,ao=8OOMPa0由该材料制成的零件在工作中承受非对称循环变应力，其应力循环特性r=0.3,工作应力Cmax=500MPa,疲劳极限综合影响系数K。=1.8。（1）试按比例绘制零件的疲劳极限应力线图；（2）在图上标出工作应力点M及对应的极限应力点M',并计算安全系数S“；（3）若要求安全系数S=1.5,判断该零件的强度是否满足要求？螺纹联接和螺旋传动一.判断题.受轴向工作载荷产的紧螺栓联接，螺栓所受的总拉力B等于预紧力后和工作载荷尸之和。（）.受横向变载荷的普通螺栓联接中，螺栓所受的力为静载荷。（）.双向传力的滑动螺旋采用的螺纹类型中，以梯形和锯齿形螺纹应用最广。（）.紧螺栓联接中螺栓受轴向变载荷时，它所受变应力中的最小应力bmin=常数。（）.承受横向载荷作用的螺栓联接中，螺栓一定是受剪切作用的。（）.在螺栓联接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的就是提高刚度。（）.采用凸台或沉头座孔作为螺栓头或螺母的支承面是为了避免螺栓受附加弯曲应力作用。（）.在螺纹联接中，采用悬置螺母或环槽螺母的目的是使各旋合圈螺纹牙上的载荷趋于均匀。（）.受转矩作用的螺栓组联接中，各螺栓的布置应尽量远离转轴。（）.受倾覆力矩的螺栓组联接中，各螺栓的布置应尽量远离翻转轴线。（）.螺纹升角增大，则螺纹联接的自锁性能提高。（）二.单项选择题.在常用的螺旋副中，自锁性能最好的螺纹是o（a）三角形螺纹 （b）梯形螺纹（c）锯齿形螺纹 （d）矩形螺纹.当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔,且需要经常拆装时，往往采用o（a）螺栓联接 （b）螺钉联接（c）双头螺柱联接 （d）紧定螺钉联接.当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆装时，往往采用»（a）螺栓联接 （b）螺钉联接（c）双头螺柱联接 （d）紧定螺钉联接.承受预紧力后的紧螺栓联接在受轴向工作载荷尸时，残余预紧力为这时螺栓所受的总拉力尸2为。（a）F2=F+Fo （b）F?=F+Fi.对于外载荷是轴向变载荷的螺栓联接，螺栓所受总拉力在。,〜。之间变化，则螺栓的应力变化规律按o（a）r=常数 （b）0ms=常数（c）〃=常数.若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数一定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的（a）螺距和牙型角（或牙形斜角）（b）线数与升角（c）导程与牙型角（或牙形斜角）（d）螺距与升角.在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是°(a)三角形螺纹 (b)梯形螺纹(c)锯齿形螺纹 (d)矩形螺纹.普通螺纹的牙型角为a=60。，当摩擦系数/=0.10时，则该螺纹副的当量摩擦系数人==(a)0.105 (b) 0.115(c)0.1115 (d) 0.104.螺纹联接防松的根本问题在于0(a)增加螺纹联接的轴向力 (b)增加螺纹联接的横向力(c)防止螺纹副的相对转动 (d)增加螺纹联接的刚度.螺纹联接预紧的主要目的是o(a)增强联接的可靠性和紧密性(b)增加被联接件的刚性(c)减小螺栓的刚性.用于联接的螺纹牙型为三角形，这是因为三角形螺纹O(a)牙根强度高，自锁性能好 (b)传动效率高(c)防振性能好 (d)自锁性能差.被联接件受横向载荷作用时，若采用一组普通螺栓联接，则载荷靠来传递。(a)接合面之间的摩擦力 (b)螺栓的剪切和挤压(c)螺栓的剪切和被联接件的挤压.设计螺栓组联接时，虽然每个螺栓的受力不一定相等，但对该组螺栓均采用相同的材料、直径和长度，这主要是为了O(a)外形美观 (b)购买方便(c)便于加工和安装 (d)降低成本.设计紧螺栓联接时，其直径愈小，则安全系数应取得愈大，这是由于直径愈小时，0(a)螺纹部分的应力集中愈严重 (b)加工螺纹时愈易产生缺陷(c)拧紧时愈易拧断 (d)材料的力学性能愈不易保证.当采用较制孔用螺栓联接承受横向载荷时，螺栓杆受到作用。

(a)弯曲和挤压 (b)拉伸和剪切(c)剪切和挤压 (d)扭转和弯曲.滑动螺旋工作时，其最主要的失效形式为。(a)螺杆的螺纹被剪断 (b)螺母的螺纹被剪断(c)螺纹工作面被压碎 (d)螺纹工作面被磨损.在螺纹联接中最常用的螺纹牙型是o(a)矩形螺纹 (b)梯形螺纹(c)三角形螺纹 (d)锯齿形螺纹.受倾覆力矩的螺栓组联接中，螺栓位置的布置应按以下原则<,(a)为提高承载能力，螺栓应远离被联接件的几何形心(b)为使被联接件受力均匀，应使螺栓均匀分布(c)为提高承载能力，应远离翻倒轴线(d)螺栓应布置在受拉力侧.用于薄壁零件联接的螺纹，应采用o(a)三角形细牙螺纹 (b)梯形螺纹(c)锯齿形螺纹 (d)多线的三角形粗牙螺纹.在螺栓联接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是。(a)提高强度 (b)提高刚度(c)防松 (d)减小每圈螺纹牙上的受力.在螺栓联接设计中，若被联接件为铸件，则有时在螺栓孔处制做沉头座孔或凸台，其目的是=(a)避免螺栓受附加弯曲应力作用(b)便于安装(c)为安置防松装置(d)为避免螺栓受拉力过大.在下列四种具有相同公称直径和螺距，并采用相同配对材料的传动螺旋副中，传动效率最高的是o(a)单线矩形螺旋副(a)单线矩形螺旋副(c)双线矩形螺旋副(b)单线梯形螺旋副(d)双线梯形螺旋副.采用普通螺栓联接的凸缘联轴器，在传递转矩时，o(a)螺栓的横截面上受剪切 (b)螺栓与螺栓孔配合面受挤压(c)螺栓同时受剪切与挤压 (d)螺栓受拉伸与扭转作用.计算紧螺栓联接中螺栓的强度时，考虑到拉伸与扭转的复合作用，应将拉伸载荷增加到原来的倍。(a)1.1 (b)1.3 (c)1.25 (d)1.5.螺栓的材料性能等级标成6.8级，其数字6.8代表o(a)对螺栓材料的强度要求 (b)对螺栓的制造精度要求(c)对螺栓材料的刚度要求 (d)对螺栓材料的耐腐蚀性要求.紧螺栓联接在进行螺栓的强度计算时，应将拉伸载荷增加到原来的1.3倍，这时考虑的影响。(a)螺纹的应力集中 (b)扭转切应力作用(c)安全因素 (d)载荷变化与冲击.在调节机构中采用螺距为2mm的双头螺纹。为使轴向位移达到20mm,螺杆应当转几转(螺母不动)？(a)20转(b)10转(c)5转(d)2.5转.图示的螺旋拉紧装置，若按箭头方向旋转中间零件，可使两端螺杆A和B向中央移动，从而将两零件拉紧。此时，两端螺杆A和B应是什么旋向？(a)均为右旋 (b)均为左旋(c)螺杆A右旋、螺杆B左旋(d)螺杆A左旋、螺杆B右旋.螺纹升角增大，则联接的自锁性,传动的效率；螺纹牙形角增大，则联接的自锁性,传动的效率o(a)提高 (b)不变 (c)降低.在承受横向载荷或旋转力矩的普通紧螺栓组联接中，螺栓杆作用。(a)受切应力 (b)受拉应力(c)受扭转切应力和拉应力 (d)既可能只受切应力又可能只受拉应力.紧螺栓联接受轴向外载荷凡假定螺栓的刚度a与被联接件的刚度Cm相等,联接的预紧力为凡，要求受载后接合面不分离，当外载荷尸等于预紧力比时,则o(a)被联接件分离，联接失效(b)被联接件即将分离，联接不可靠(c)联接可靠，但不能继续再加载(d)联接可靠，只要螺栓强度足够，还可以继续加大外载荷.预紧力为汽的单个紧螺栓联接，受到轴向工作载荷尸之后，螺栓杆受到的总拉力F?+Fo(a)大于 (b)等于 (c)小于三.填空题.常用螺纹按牙型分为、、、o其中，联接螺纹用牙型。.螺栓总拉力为B的紧螺栓联接，螺栓的强度条件式为式中-J,241系数“1.3”的意义是0.螺栓组联接承受倾覆力矩或转矩作用时，为了减小螺栓的受力，螺栓布置应.螺纹联接防松的本质是防止的相对转动。按其工作原理的不同可分为、、O.按防松原理，螺纹联接的防松方法可分为、、o可拆的防松装置中类工作可靠。.普通螺栓联接在拧紧螺母时，螺栓处于 应力状态下，应该按进行应力计算。.螺纹联接防松的基本原理有、、,其具体的防松方法和装置如：、、(各举一例)。.螺纹联接预紧的目的在于 .受轴向变载荷的紧螺栓联接，在工作载荷和残余预紧力不变的情况下，要提高螺栓的疲劳强度，可以减小或增大。.有一受轴向载荷的紧螺栓联接，所受的预紧力R)=6000N,工作时所受轴向工作载荷尸=3000N,螺栓的相对刚度7r冬「=0.2,则该螺栓所受的总拉力Cb+C”/2=，残余预紧力尸1=。.被联接件受横向载荷作用时，若采用普通螺栓联接时，则螺栓受载荷作用，可能发生的失效形式为O.传动用螺纹的牙型斜角比联接螺纹的牙型斜角小，这主要是为了_^。.被联接件受横向载荷作用时，如果采用普通螺栓联接，则螺栓可能的失效形式为;如果要用较制孔用螺栓联接，则螺栓可能的失效形式为o.螺栓组联接中，螺栓的排列应有合理的间距和边距，以保证 .普通螺纹的公称直径指的是螺纹的径，计算螺纹摩擦力矩时使用的是螺纹的径，计算螺纹危险截面积时使用的是螺纹的径。.在承受轴向载荷的紧螺栓联接中，当预紧力Fo和轴向工作载荷尸一定时，若降低螺栓的刚度Cb,则螺栓中的总拉力将。.在螺纹联接中，当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔时，往往可以采用联接或联接。四.综合题.图示为一提升装置，卷筒用6个M8(%=6.647mm)的普通螺栓固联在蜗轮上。已知卷筒直径O=150mm,螺栓均布于直径£)()=180mm的圆周上，接合面间的摩擦系数/=0.15,可靠性系数Ks=1.2,螺栓材料的许用应力［打=120MPa。试求：(1)该螺钉组联接充许的最大提升载荷Wmax=?(2)若已知Wmax=6000N,其它条件同(1),试确定螺栓直径。附:GB196—81M8d\=6.647mmMIOd\=8.376mmM12d\=10.106mmM16d\=13.835mm.今有大径d=12mm,小径4=10.106mm,许用应力[tr]=100MPa的普通螺栓,当搬手长度L=15d时，问螺栓不被拧断的搬手上作用力P的最大值是多少？提示：拧紧力矩才N0.2汽d.图示为某一受轴向工作载荷的紧螺栓联接的载荷变形图。(1)当工作载荷产=2000N时，求螺栓总拉力B及被联接件间的残余预紧力Q。(2)要使被联接件间不出现缝隙，最大工作载荷Emax是多少？.图示为一螺旋拉紧装置，若按图上箭头方向旋转中间零件，可使两端螺杆A和B向中央移动，从而将两零件拉紧。已知：螺杆A和B的螺纹为M16,单线,材料的许用拉伸应力[cr]=80MPao（1）该装置中螺杆A和B上的螺纹旋向分别是右旋还是左旋？（2）计算最大轴向拉力Fmax。提示：由GB196-81查得M16普通螺纹的参数：小径di=13.835mm；中径"2=14.701mm；螺距p=2mm。轴毂联接一、判断题.在轴端的普通平键联接，为了便于安装最好采用C型平键，而不是A型或B型平键。（）.与矩形花键相比，渐开线花键的强度高。（）.平键联接可以同时实现轴与轮毂的周向及轴向固定。（）.采用两个普通平键时，为使轴与轮毂对中良好，两键通常布置成相隔180。。（）.当被联接的毂类零件在工作过程中必须在轴上作轴向移动时，则应采用导向平键或滑键。（）二、单项选择题.键的长度主要根据()来选择。(a)传递转矩的大小 (b)轮毂的长度(c)轴的直径.键的剖面尺寸通常是根据()按标准选择。(a)传递转矩的大小 (b)传递功率的大小(c)轮毂的长度 (d)轴的直径.轴的键槽通常是由()加工而得到的。(a)插削 (b)拉削(c)钻及较 (d)铳削.过盈联接传递转矩或轴向力，主要是依靠配合面的()。(a)变形 (b)摩擦力(c)附着力.渐开线花键联接采用()定心。(a)大径 (b)小径(c)齿形.导向平键联接的主要失效形式是()。(a)剪切和压溃 (b)磨损(c)断裂.与平键联接相比，楔键联接的主要缺点是()o(a)键的斜面加工困难 (b)键安装时易损坏(c)轴和轴上零件对中性差.普通平键联接的主要失效形式是()o(a)剪切和压溃 (b)磨损(c)断裂三、填空题.普通平键的剖面尺寸是按从键的标准中选择。其主要失效形式:对于静联接是,对于动联接是.普通平键的工作面是,工作时靠传递转矩。.销主要用于,也可用于,还可用作o.根据齿形不同，花键分为和两种。.如需在同一轴段内安装一对普通平键时，应将它们布置在 位置。.花键联接，对于静联接其主要失效形式是,对于动联接其主要失效形式是o.楔键联接的主要缺点是o四、计算题普通平键的键宽b=20mm、键高/r=12mm,键的工作长度/=90mm。轴径d=70mm,采用双键联接，许用挤压应力[b〃]=110MPa,试求出键联接允许的最大工作转矩T。带传动一.判断题.带的弹性滑动可以用增大摩擦来消除。（）.带在运转过程中，每一截面始终存在拉应力、离心应力和弯曲应力。（）.所有带传动都是靠摩擦来传递运动和动力的。（）.带传动打滑首先在大带轮上发生。（）.带传动接近水平布置时，宜将松边放在下边。（）.在V带传动中，带轮的最小直径取决于带的型号。（）.带的弹性滑动是带传动中固有的现象。（）.在带传动中，为了增加摩擦系数，可以将带轮加工得粗糙一些。（）.在带传动中，弹性滑动使从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度。（）.在带传动中，弹性滑动产生的原因是带与带轮之间的摩擦系数较小。（）.传动带在工作中受到变应力的作用，最大应力发生在带的紧边开始绕上小带轮处。（）.若设计合理，带传动的打滑是可以避免的，但弹性滑动却无法避免。（）

.带传动的最大有效拉力与预紧力、包角、和摩擦系数成正比。()二.填空题.弹性滑动将引起：1)从动轮转速;2)传动效率；3)带的磨损；4)使带的温度o.带传动的特点有：1)能载荷冲击；2)具有过载作用；3)有和打滑两种现象；4)带的寿命o.在V带传动中，带的型号是由和两个参数确定的。.带传动不工作时，带两边的拉力；工作时，有效拉力为K=Fi-F2,也等于o.带传动的主要失效形式为和o因此，带传动的设计准则为 三.单项选择题.带传动的失效形式之一是带的()(a)松驰 (b)颤动(c)疲劳破坏 (d)弹性滑动.带传动的最大有效拉力Kc与()有关(a)拉力尸1(c)拉力B(b)小带轮包角a\(a)拉力尸1(c)拉力B.提高带传动工作能力的措施有()(a)将带轮加工粗糙一些，增大摩擦系数(b)降低传动比(c)尽可能提高带的圆周速度 (d)降低初拉力(张紧力)Fo.V带传动与平带传动相比较，其主要优点是()o(a)传动效率高(a)传动效率高(c)带的价格便宜5.带张紧的目的是()o(a)减轻带的弹性滑动(c)改变带的运动方向(b)带的寿命长(d)承载能力大(b)提高带的寿命(d)使带具有一定的初拉力.在下列传动中，平均传动比和瞬时传动比均不稳定的是()(a)带传动 (b)链传动(c)齿轮传动.同步带传动的工作原理是()o(a)啮合传动 (b)摩擦传动(c)摩擦传动与啮合传动联合作用.某带传动中主动轮传递的转矩为70N.m,已知主动轮的直径为2(X)mm,初拉力为800N,则紧边拉力为()N。(a)950 (b)1150(c)1500.传动带在工作时，要受到离心应力的作用，离心应力通常是()o(a)出现于绕在带轮上的带体 (b)均匀地分布在整根带各处(c)不均匀地分布在整根带各处.用张紧轮张紧传动带时，最理想的是在靠近()张紧。(a)小带轮松边由外向内 (b)小带轮松边由内向外(c)大带轮松边由内向外.选取V带型号，主要取决于()o(a)带传递的功率和小带轮转速 (b)带的线速度(c)带的紧边拉力四、综合题.普通B型V带传动,传递的功率P=7.5kW,带速v=10m/s,工作情况系数KA=\2,单根V带在该工况下的许用功率，[P]=2.5kW,紧边拉力K是松边拉力工的4倍，即K=4尸?。求：(1)带的根数Z；(2)在该工况下的有效圆周力/e,紧边拉力K，松边拉力巴及初拉力产。。.一普通V带传动，传递的功率P=8kW,带速v=12m/s,单根带的许用功率[P1=2.8KW,带传动的工况系数= 带的初拉力尸o=8OON,带与带轮的当量摩擦系数＜=0.5,带在小轮上的包角4=150°。求:（1）带的根数Z；（2）有效圆周力黑，紧边拉力F],松边拉力工；（3）校验是否打滑。链传动一.判断题.链传动的链节数通常不应选择偶数。（）.滚子链标记：08A—IX88GBi243.1—83,其中1表示滚子链的排数。（）.链传动的平均传动比为一常数。（）.由于啮合齿数较少的原因，链传动的脱链通常发生在小链轮上。（）.在链传动中，当两链轮轴线在同一水平面时，通常紧边在上面。（）.滚子链传动的节距p愈大，链的承载能力愈高。因此高速重载传动宜选用大节距链。（）.链传动的多边形效应是造成瞬时传动比不恒定的原因。（）.链传动中，当两链轮的齿数相等时，即可保证瞬时传动比为恒定值。（）.对于高速、大功率的滚子链传动，宜选用大节距的链条。（）.自行车链条磨损严重后，易产生跳齿或脱链现象。（）.滚子链传动中，当一根链的链节数为偶数时需采用过渡链节。（）.链传动可用于低速重载及恶劣的工作条件下。（）.链传动传递运动可以通过啮合和摩擦两种方式。（）.链传动的链节数一般取偶数，链轮齿数一般取奇数。（）.链节距越大，链轮的转速越高，则冲击越强烈。（）.多排链的承载能力与排数成正比，只要安装空间许可，排数越多越好。（）.链传动张紧的目的是增大正压力，提高工作拉力。（）二.单项选择题.链传动中，最适宜的中心距是。(a)(10-20) p (b) (20-30)p(c)(30-50) p (d) (50-80)p.设计链传动时，链节数最好取o(a)偶数 (b)奇数(c)质数 (d)链轮齿数的整数倍.链传动中，限制链轮最少齿数的目的之一是为了=(a)减小传动的运动不均匀性和动载荷(b)防止链节磨损后脱链(c)防止润滑不良时轮齿加速磨损(d)使小链轮轮齿受力均匀.链传动设计中，一般链轮最多齿数限制为Zmax=120,这是为了0(a)减小链传动的不均匀性(b)限制传动比(c)减小链节磨损后链从链轮上脱落下来的可能性(d)保证链轮轮齿的强度.与齿轮传动相比较，链传动的优点是<,(a)传动效率高 (b)工作平稳，无噪声(c)承载能力大 (d)能传递的中心距大.在一定转速下，要减轻链传动的运动不均匀和动载荷，应 0(a)增大链节距和链轮齿数 (b)减小链节距和链轮齿数(c)增大链节距，减小链轮齿数(d)减小链条节距，增大链轮齿数.为了限制链传动的动载荷，在链节距和小链轮齿数一定时，应限制(a)小链轮的转速 (b)传递的功率(c)传动比 (d)传递的圆周力.大链轮的齿数不能取得过多的原因是o(a)齿数越多，链条的磨损就越大(b)齿数越多，链传动的动载荷与冲击就越大(c)齿数越多，链传动的噪声就越大(d)齿数越多，链条磨损后，越容易发生“脱链”现象.链条由于静强度不够而被拉断的现象，多发生在 情况下。(a)低速重载 (b)高速重载(c)高速轻载 (d)低速轻载.链传动张紧的目的主要是。(a)使链条产生初拉力，以使链传动能传递运动和功率(b)提高链传动工作能力(c)避免松边垂度过大而引起啮合不良和链条振动(d)增大包角.链传动人工润滑时，润滑油应加在 。(a)紧边上 (b)链条和链轮啮合处(c)松边上 (d)链轮的轴上.滚子链通常设计成链节数为偶数，这是因为o(a)防止脱链(b)磨损均匀(c)不需要采用受附加弯矩的过渡链节(d)便于度量.对链传动的多边形效应没什么影响。(a)链节距 (b)链轮转速(c)链排数 (d)链轮齿数.滚子链传动设计时，为考虑,链轮齿数一般应选与链节数互为质数的奇数。(a)紧边拉力 (b)松边拉力(c)磨损均匀 (d)防止脱链.小链轮的齿数不能取得过少的主要原因是。(a)齿数越少，链条的磨损就越大(b)齿数越少，链传动的不均匀性和动载荷就越大(c)齿数越少，链轮的强度降低(d)齿数越少，链条磨损后，越容易发生“脱链”现象.考虑链传动润滑时，如果是定期注油(如每班一次)，应选择o(b)滴油润滑(a)(b)滴油润滑(c)人工润滑 (d)飞浅润滑.链传动布置时，通常是o(a)松边在上边、紧边在下边。(b)紧边在上边、松边在下边。(c)布置在水平面内 (d)布置在倾斜面内三.填空题.对于高速重载的滚子链传动，应选用节距的排链；对于低速重载的滚子链传动，应选用节距的链传动。.与带传动相比较，链传动的承载能力,传动效率,作用在轴上的径向压力0.在一般情况下，链传动的传动比为常数，传动比不为常数。.链轮的转速,节距,齿数,则链传动的动载荷就越小。.在设计图上注明某链条的标记为“08A—1X86GB1243.1—83\其中“08A”代表,“1”代表,“86”代表o.链传动中，链轮齿数少，会使传动；链轮齿数过多，则传动容易发生 。.设计链传动时，链节数最好取；链传动的张紧轮应装在 0.与齿轮传动相比较，链传动的优点是。.链传动的多边形效应，随链节距增大而,随链轮齿数增大而o.链传动常见的四种失效形式是、、.链传动的链节数一般取数，链轮齿数一般取数。齿轮传动、蜗杆传动一.判断题.齿面塑性流动在主动轮节线附近形成凹槽。（）.开式齿轮传动通常不会发生点蚀失效。（）.齿宽系数四是齿宽b与齿轮直径小比值。（）.在蜗杆传动的变位中，蜗轮尺寸保持不变，它的节圆永远与分度圆重合。（）.在一般情况下，蜗杆传动的失效总是发生在蜗杆上。（）.直齿圆锥齿轮传动以大端参数为标准值，因此在强度计算时以大端为准。（）.多头蜗杆主要用于传动比大，要求效率高的场合。（）.蜗杆直径系数4=&/加，且小〃?、"1均有标准值。（）.齿形系数丫板随着模数加的增大而增大。（）.单头蜗杆头数少、效率低、发热多。（）.蜗杆传动的传动比可表示为：，.=2=&=?o（）n2Z]&.在齿轮传动中，当功率P、转速〃一定时，分度圆直径d越大，圆周力E越小（）.蜗杆传动设计时，通常只计算蜗杆的强度，而不考虑蜗轮的强度。（）.在设计圆柱齿轮传动时，采用斜齿圆柱齿轮传动可减小尺寸。（）.如果齿轮轮齿没有过载或冲击载荷，轮齿就不会折断。（）.齿面胶合只有在高速重载时才发生。（）.单头蜗杆主要用于传动比大，要求效率不高的场合。（）.开式齿轮传动通常只以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。（）.々＞0的角度变位齿轮传动（正传动），轮齿的接触强度提高。（）.齿轮采用正变位后，可以提高轮齿的弯曲强度。（）.在设计闭式齿轮传动时，小齿轮可选用较多的齿数。（）.齿轮传动中，两配对齿轮的齿根弯曲应力相同。（）.齿轮传动中，两啮合齿轮的齿面接触应力相同。（）.为了提高齿轮传动抗点蚀的能力，可考虑采用降低齿面硬度的方法。（）.要求自锁的蜗杆传动不能用单头蜗杆。（）二.填空题.实现两交叉（或相交）轴间的传动可以采用 等传动形式。.称为蜗杆的直径系数。.齿轮传动的失效形式有和齿面损伤。齿面损伤又有、和等O.齿轮齿面塑性流动在主动轮节线附近形成,在从动轮节线附近形成o.蜗杆传动中要进行热平衡计算是考虑到o.多头蜗杆主要用于传动比的场合，要求自锁的蜗杆传动必须用蜗杆。.在齿轮传动中，齿向载荷系数是考虑现象。.齿轮采用正变位后，可以提高齿轮的强度。.开式齿轮传动易产生的失效形式是o.在设计齿轮传动时，小齿轮的齿面硬度一般应大齿轮。.在一般情况下，蜗杆传动的失效总是发生在上。.齿面胶合通常在 时发生。.在蜗杆传动变位中，的尺寸保持不变，的节圆永远与分度圆重合。三.单项选择题.在一个传递动力的蜗杆传动中，如果模数m已经确定，在选配蜗杆直径系数q时选取了较大的数值是（）o（a）为了提高蜗杆传动的啮合效率；（b）提高蜗杆的强度和刚度；（c）考虑到蜗杆的转速高； （d）考虑到蜗轮转速低；.在安装空间尺寸受到限制的情况下，为了提高齿轮传动的抗点蚀的能力，可考虑采用（）方法。（a）降低齿面硬度 （b）加大传动中心距（c）减少齿轮齿数，增大模数 （d）提高齿面硬度.齿轮传动中，为改善偏载现象，以使载荷沿齿向分布均匀，可以要取（）。（a）变齿轮的材料 （b）增大齿轮宽度（c）增大模数 （d）齿侧修形.在齿轮传动中，以下说法错误的是（）o（a）对于闭式齿轮传动，为提高平稳性，以齿数多一些为好（b）小齿轮作悬臂布置时，齿宽系数可取大一些(c)斜齿轮传动可提高运动平稳性和承载能力，但增加了轴向力(d)在圆锥齿轮传动强度计算时，以齿宽中点处的当量齿轮为计算依据.蜗杆传动变位后，以下说法错误的是()。(a)蜗轮的分度圆与节圆仍旧重合 (b)蜗杆的分度线与节线仍旧重合(c)蜗杆的尺寸不变 (d)蜗轮的尺寸要变.为了提高蜗杆传动的啮合效率，在良好润滑条件下，可采用()o(a)单头蜗杆； (b)较低的转速〃1；(c)较高的转速〃|； (d)大直径系数蜗杆；.在齿轮传动中，两个齿轮的齿面接触应力的关系为()o(a)<7hi=<7H2 (b)<7h1><7H2(c)aH\<crH2 (d)不能确定.开式齿轮传动通常不会发生()。(a)轮齿折断 (b)点蚀(c)磨粒磨损.在蜗杆传动中，以下说法正确的是()o(a)蜗杆传动用于大功率、大传动比(b)蜗杆传动用于大功率、小传动比(c)蜗杆传动用于小功率、小传动比(d)蜗杆传动用于小功率、大传动比.产生齿面点蚀的主要原因是()o(a)变化的接触应力作用 (b)冲击载荷(c)磨料性物质 (d)过载四.综合题.图示传动装置，蜗杆为主动，通过蜗轮再带动一对直齿圆锥齿轮传动，从动锥齿轮转向如图所示。试求：(1)为使n轴上所受轴向力较小，请确定蜗杆、蜗轮螺旋线的方向，并画在图上。(2)在图上画出蜗杆、蜗轮及锥齿轮3的转向。(3)在图上画出蜗杆传动及锥齿轮传动啮合点处的各作用力方向(用三个分力表示)。

.如图a）所示为两级蜗杆传动组成的减速传动装置，已知蜗杆1为主动件，逆时针转动，且为右旋，要求：（1）为使H轴上所受轴向力较小，确定蜗杆3和蜗轮4的旋向，并在图a）中画出。（2）在图a）上画出各轴的回转方向。（3）在图b）上画出各蜗杆、蜗轮在啮合点处的各作用力方向（用三个分力表示）。.如图所示为圆锥齿轮一一斜齿圆柱齿轮一一链传动所组成的传动装置。链传动i>2,中心距a<30p,两链轮轴线不在同一水平面内。（1）确定各轴合理的转向，并画在图上。（2）确定斜齿轮轮齿的旋向，使H轴上的轴向力互相抵消一部分，并画在图上。（3）在图上标出H轴上各齿轮啮合点处的作用力方向（用三个分力表示）。.如图所示的一手动校车，采用齿轮一蜗杆传动组成。如蜗杆为左旋，在提升重物Q时，试求：（1）在图中标出手柄的转向；（2）确定斜齿轮1和2的轮齿螺旋线方向，画在图上（要求蜗杆轴的轴承受轴向力较小）（3）在图上标出各啮合点处的各齿轮、蜗杆和蜗轮的作用力方向（用三个分力B,Fr及£表示）I> -2 IA向视图.图示为一蜗杆一一斜齿圆柱齿轮一一直齿圆锥齿轮三级传动，已知蜗杆为主动,且按图示方向转动，试在图中画出：（1）各轮转向；（2）使n、m轴轴承所受轴向力较小时的斜齿轮轮齿的旋向；（3）各啮合点处所受诸分力长，Fr及居的方向。

.图示传动系统由斜齿圆柱齿轮传动及蜗杆传动组成，蜗轮转向如图示。试确定:（1）斜齿轮1和2的转向，并画在图上；（2）斜齿轮1和2的轮齿螺旋线方向，画在图上（要求蜗杆轴的轴承受轴向力较小）；（3）在右图上标出各啮合点处的各齿轮，蜗杆和蜗轮的作用力方向（用三个分力Ft,Fr及凡表示）。.图示为一提升机构传动简图，己知：I轴的转向（图中〃|）,重物Q运行方向（图中丫）。试确定：（1）蜗杆、蜗轮的旋向及转向（在图中画出）；（2）锥齿轮1与2,蜗杆3与蜗轮4在啮合点所受片，Fr及兄诸分力的方向（在图中画出）。

口.图示斜齿轮——蜗杆传动系统，已知主动斜齿轮1的转向和蜗杆3的螺旋线方向为左旋。求：(1)在图(a)上标出蜗轮4的回转方向2；(2)按H轴承受轴向载荷最小原则确定斜齿轮1、2各自的螺旋线方向；(3)用三分力法，在图(b)上画出斜齿轮2和蜗杆3上的作用力。I III IIIn―1h-ntX v9.一对钢制标准直齿圆柱齿轮传动，已知:X v9.一对钢制标准直齿圆柱齿轮传动，已知:Z,=20,Z2=40,加=4mm,齿宽4=105mm,%=100mm,载荷系数K=1.5,主动齿轮1传递的转矩7；=N-mm,大小齿轮均用钢制调质处理，试按接触疲劳强度计算大齿轮的最小齿面硬度HBS2；按等弯曲疲劳强度计算小齿轮的最小齿面硬度HBSh:CTh :CTh ZhZeW±II,Ze=189.8,ZH=2.5,kf(yF=—"凰，[oh]=(2HBS4-70)/1.1,[of]=l.lHBSbmZ2040%2.82.4YSa1.551.67一对闭式软齿面标准直齿圆柱齿轮传动，已知中心距〃=200mm,齿数比〃=4,齿宽"二65mm,h2=60mm,小齿轮转速〃1=8(X)rpm,大小齿轮均为钢制，两齿轮材料的许用接触应力分别为口］m=650\^,口］〃2=6201^2,载荷系数K=1.3o试按接触疲劳强度计算该对齿轮能传递的最大名义功率PkW。闭式渐开线标准直齿圆柱齿轮传动。已知Z|=20,Z2=55,模数m=3mm,。=2。°,齿轮齿宽4=70mm,%=65mm,载荷系数K=1.2,大小齿轮的许用接触应力=670Mpa,［cr］H2=600Mpa,小齿轮传递的转矩(=90000N-mm。试校验该对齿轮的接触疲劳强度。一对钢制标准直齿圆柱齿轮减速传动，中心距a=120mm,传动比i=2,小齿轮齿宽4=105mm,b2=100mm)载荷系数K=1.5,小齿轮传递的转矩刀=N-mm,大齿轮正火，小齿轮调质。计算该对齿轮的接触应力，以及满足接触疲劳强度的大齿轮的齿面硬度“3S2。［提示：［%］=二：坦®,其中：k.=1,Sh=\,crwlim=2HBS+70Mpa,ShHBS——齿轮齿面的布氏硬度值。13.闭式标准直齿圆柱齿轮传动，已知传递的功率尸=5.5kW,小齿轮转速〃1=900转/分，齿数比齿轮的模数团=2.5mm,小齿轮的齿数zi=24,小齿轮材料为45钢调质，接触疲劳极限b〃nm=420Mpa,载荷系数K=1.4,齿宽=65mm,b2=60mm,单向传动，每天工作8小时，每年工作260天。(1)求该对齿轮传动的接触应力；

(2)若%=1,匕“]=，Kn,求小齿轮的寿命为多少小时，能工作多少年。［提示：(2)若%=1,匕“]=，Kn,求小齿轮的寿命为多少小时，能工作多少年。［提示：No」。,材料的循环基数；N一一工作应力总循环次数］14.设有一对标准直齿圆柱齿轮，已知nz=5mm,'=1.56,匕°2=1.76,%尸2.8,尢2=2.28,口加=314MPa,口加=286MPa,并且算得小齿轮的齿根弯曲应力为cfi=306MPa。试问：(1)哪一个齿轮的弯曲疲劳强度高?(2)两齿轮的齿根弯曲疲劳强度是否均满足要求？15.一蜗杆传动的手动起重装置如图示。己知：起重量Q=5(X)0N,卷筒的计算直径。=180mm,作用于手柄上的圆周力b=100N。起重时手柄顺时针转动如图,转速〃=20r/min,手柄臂长/二200mm,蜗杆为阿基米德蜗杆，蜗杆头数zi=l,模数m=5mm,蜗杆直径系数q=10,总效率〃=0.4。试求:(1)蜗杆和蜗轮的螺旋线方向;(2)应有的蜗轮齿数Z2；(3)蜗杆传动的中心距(1)蜗杆和蜗轮的螺旋线方向;(2)应有的蜗轮齿数Z2；(3)蜗杆传动的中心距滚动轴承F1.深沟球轴承当F1.深沟球轴承当—<eF.时，y=o尸=力，•工。即轴承轴向载荷n对该轴承当量动载荷的影响可以略而不计，而此时Fa对轴承滚动体间载荷的分布起改善作用。().角接触滚动轴承需成对使用，这主要是为了减少同一轴上轴承的品种，结构简单。().滚动轴承的内部游隙是否可以调整，视轴承类型而定。().角接触球轴承承受轴向载荷的能力，随接触角a的增大而减小。()二、单项选择题.不同直径系列(轻系列、中系列、重系列等)的滚动轴承，其主要区别是—o(a)轴承内径相同时，外径和宽度不同 (b)轴承外径相同时，内径不同(c)轴承内径相同时，滚动体大小不同 (d)轴承内径相同时，宽度不同.及可用于一端双向固定、一端游动的轴承配置方式中的游动支点。(a)圆锥滚子轴承 (b)可分离型的圆柱滚子轴承(c)角接触球轴承 (d)深沟球轴承.推力球轴承不适用于高速场合，这是因为高速时—，从而轴承寿命严重下降。(a)滚动阻力过大 (b)冲击过大(c)噪音过大 (d)滚动体离心力过大.深沟球轴承，内径100mm,宽度系列0,直径系列2,公差等级为0级，游隙0组，其代号为o(a)60220 (b)6220/P0(c)60220/P0 (d)6220.设计滚动轴承组合结构时，对轴承跨距很长、工作温度变化很大的轴，为适应轴有较大的伸缩变形，应考虑o(a)将一端轴承设计成游动的(b)采用内部间隙可调整的轴承(c)采用内部间隙不可调整的轴承，而将一端轴承外圈的外侧留有适当大小的轴向间隙 (d)轴颈与轴承内圈采用很松的配合.滚动轴承的基本额定寿命是指o(a)在额定动载荷作用下，轴承所能达到的寿命(b)在额定工况和额定动载荷作用下，轴承所能达到的寿命(c)在额定工况及额定动载荷作用下，90%轴承所能达到的寿命(d)同一批试验轴承中，90%轴承所能达到的寿命.滚动轴承内圈与轴颈的配合以及外圈与座孔的配合□(a)全部采用基轴制 (b)全部采用基孔制(c)前者采用基孔制，后者采用基轴制(d)前者采用基轴制，后者采用基孔制.角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向承载能力随接触角a的增大而0(a)增大 (b)减小(c)不变 (d)增大或减小随轴承型号而定.滚动轴承的代号由前置代号、基本代号及后置代号组成，其中基本代号表示(a)轴承的类型、结构和尺寸 (b)轴承组件(c)轴承内部结构的变化和轴承公差等级(d)宽度系列代号和直径系列代号.滚动轴承的类型代号由 表示。(a)数字 (b)数字或字母(c)字母 (d)数字加字母.不能用来同时承受径向载荷和轴向载荷。(a)圆锥滚子轴承 (b)角接触球轴承(c)深沟球轴承 (d)圆柱滚子轴承三、填空题.典型的滚动轴承由、、、四部分组成。.向心推力类轴承由于,因而在径向载荷作用下会产生派生轴向力。.滚动轴承最常见的失效形式是和o.当Cr/Pr=l时，滚动轴承的基本额定寿命为转，当Cr/Pr=2时，该轴承的额定寿命为原来的倍。.寿命等于,可靠度为时的滚动轴承所能承受的载荷为额定动载荷。.代号为6310的滚动轴承，类型是,内径是mm,直径系列为一系列，公差等级是级。.滚动轴承轴向固定的结构型式中，双支承单向固定（两端单向固定）适用于 场合，而单支承双向固定（一端双向固定、一端游动）则适用于 场合。.代号为7208C/P5的滚动轴承，类型是,内径是mm,直径系列为一系列，公差等级是级。.代号为30207的滚动轴承，类型是,内径是mm；直径系列为一系列，公差等级是级。四、综合题1.图示轴上安装一对30311轴承，轴承1、2所受径向载荷F.i=1800N,Fr2=2000N,外加轴向力Fae=2000N（向右），载荷系数4=1.2,工作轴转速n=1000r/min。①说明轴承30311代号的意义；②在图上标出派生轴向力E”，反的方向，并计算出大小；③计算该对轴承的寿命轴承型号Fde额定动载荷C（kN）30311空2Y0.33XYXY88.00100.41.8.图示轴上选用一对正装的圆锥滚子轴承作支承，两支承上的径向载荷f=4000N,Fr2=2000N,轴向外载荷Fael=400N,Fae2=300N,方向如图示。己知：该轴承的基本额定动载荷C=59.8kN,轴承的判断系数e=0.375,载荷系数方=1.2,轴承的派生轴向力Fd=FJ（2Y）（丫是Fa/Fr>e的轴向载荷系数），该轴的转速“=1000r/min,试计算该对轴承的寿命Lh为多少小时？

圆锥滚子轴承Fd=E/(2Y)Fa/Fr>eFa/Fr<eXYXY0.41.610.图示轴上选用一对反装的角接触球轴承(7207AC)作支承，两支承上的径向载荷Fri=1000N,Fr2=15OON,轴向外载荷Fae=600N,指向如图所示。己知：该轴承的基本额定动载荷C=22.5kN,轴承的判断系数e=0.68,载荷系数fP=\.2,轴承的派生轴向力Fd=0.68Fr,轴的转速〃=500r/min,试计算该对轴承的寿命凌为多少小时？角接触球轴承7207AC(a=25°)Fd=0.68FrFa/Fr>eFa/Fr<eXYXY0.410.8710.如图所示，某转轴由一对7208AC轴承支承，轴的转速〃=1000r/min,轴上的外加轴向载荷E“，=600N,径向载荷Re=2000N,载荷系数方=1.2,轴承的基本额定动载荷C=59.8KN。试计算：①I、II轴承的当量动载荷；②I、II轴承中哪一个寿命较短？为多少小时？角接触球轴承7208AC(a=25°)Fj=0.68Fre=0.68Fa/Fr>eFJFWeXYXY0.410.8710

.某轴选用两个6205型号的滚动轴承。已知Fri=3OOON,Fr2=4000N,轴上零件的轴向载荷E“=1207N,轴的转速〃=150r/min,由手册查得此轴承C=11OOON,Co=71OON,载荷系数61.2。试求：①当采用图（a）所示一端固定，一端游动的固定方式时，轴承的寿命为多少？②当采用图（b）所示两端单向固定方式时，轴承的寿命又为多少？FaiCo0.0560.0840.110.170.28X=0.56e0.260.280.300.340.38Y1.711.551.451.311.15隼旦$a◎在Fri||Fr2FrJ|Fr2游动端（a）固定端两端单向固定（b）.图示为某减速器输出轴的结构图。轴上正装了一对型号为7207AC的滚动轴承。工作时，轴的转速〃=450r/min：轴上作用的轴向力尼e=800N（方向如图示）;轴承所受的径向载荷Ri=1200N,件2=1800N；载荷系数介=1.2。（1）计算轴承1、2所受的派生轴向力Fa、Fg（2）计算轴承1、2所受的轴向载荷入I、氏2；（3）计算轴承1、2的当量动载荷Pi、P2；(4)1、2轴承中哪一个轴承的寿命较短？寿命为多少小时？(5)说明轴承型号7207AC所表示的含义；(6)根据支承限定轴向位移的能力判定轴承配置采用的是什么方式？有何特点？(7)轴承的密封装置是怎样考虑的，有何特点？附表:轴承型号派生轴向力FdeFa/Fr<eFa!Fr>e基本额定动载荷C(N)7207AC0.68Fr0.68XYXY22500100.410.877.下图(a)为一带式运输机的传动简图。试问:(1)齿轮材料均为45号钢，且均为软齿面(HBS<350)时，齿轮1、2和齿轮3、4的主要失效形式、设计准则和获得软齿面的热处理方式。(2)卷筒与大齿轮4用6个M16的普通螺栓均布于直径为Do=3OOmm的圆周上形成固定联接。已知接合面间摩擦系数户0.12,可靠性系数(亦称防滑系数)Ks=L2,螺纹小径di=13.835mm,螺栓材料的许用拉应力[o]=80MPa,卷筒直径D=250mm。试求该螺栓组联接允许输送带传递的最大圆周力Fmax?(3)分析图中各轴(I、II、III、IV)所受的载荷，判断各轴的类型(不计自重)。(4)若II轴采用一对角接触球轴承7212AC作支承，如图(b)所示。已知：作用于轴承1、2上的径向载荷分别为ai=1500N,Fr2=1000N,轴上的外加轴向载荷Eje=500N(方向如图所示)，轴的转速〃=450r/min,载荷系数6=1.2。试求作用于轴承1、2上的轴向载荷£1、入2以及轴承1、2的寿命〃1、及2。

轴承型号派生轴向力Fu/FrSfiFa/Fr>e基本额定动载荷（kN）7212AC产产0.686XYXY42.8100.410.87普通螺栓联接卷筒标准斜齿圆柱齿轮减速器滑动轴承一.判断题.承受双向轴向载荷的推力滑动轴承可采用多环轴颈结构。（）.某滑动轴承当轴的转速不变，外载荷的大小不变而方向变化时，在液体摩擦状态下，轴颈的中心位置是变化的。（）.对非液体摩擦的滑动轴承，验算puWSu］是为了防止轴承过热。（）.液体动力润滑径向滑动轴承中，最小油膜厚度处的油膜压力为最大。（）

.流体动力润滑轴承相对间隙”的大小影响轴承的承载能力。().液体摩擦滑动轴承在载荷较大时应选用较大的轴承间隙。().液体润滑滑动轴承中，摩擦阻力的大小取决于润滑油的粘度，而与轴承的转速大小无关。()二.单项选择题一滑动轴承，已知其直径间隙△=0.08mm,现测得它的最小油腊厚度%汨=21um,轴承的偏心率x应该是。(a)0.26 (b)0.48(c)0.53(d)0.74(c)0.53.止推滑动轴承的止推轴颈通常制成空心式，这是因为(a)减轻轴颈重量(a)减轻轴颈重量(c)减小轴颈接触面积.含油轴承是采用制成的。(a)硬木(c)粉末冶金.轴承通常用来做滑动轴承的(a)轴套(c)含油轴承轴瓦(b)工艺上需要(d)轴颈接触面上压力分布较均匀(b)硬橡皮(d)塑料(b)轴承衬(d)轴承座.在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的主要目的是0(a)防止轴承衬材料过度磨损(b)防止轴承衬材料发生塑性变形(c)防止轴承衬材料因压力过大而过度发热(d)防止出现过大的摩擦阻力矩.在非液体润滑滑动轴承设计中，限制网值的主要目的是。(a)防止轴承因过度发热而产生胶合 (b)防止轴承过度磨损(c)防止轴承因发热而产生塑性变形.设计液体动压径向滑动轴承时，若发现最小油膜厚度人min不够大，在下列改进措施中，最有效的是。(a)增大相对间隙＜P (b)增大供油量

(c)减小轴承的宽径比(c)减小轴承的宽径比3/d(d)换用粘度较低的润滑油.设计液体摩擦动压向心滑动轴承时，若通过热平衡计算，发现轴承温度太高,可通过 来改善。(a)减少供油量 (b)增大相对间隙犷(c)增大轴承宽径比B/d (d)改用粘度较高的润滑油.向心滑动轴承的相对间隙以通常是根据进行选择。(a)轴承载荷F和轴颈直径d(b)润滑油的粘度〃和轴颈转速n(c)轴承载荷尸和润滑油的粘度"(d)轴承载荷F和轴颈转速〃.设计动压向心滑动轴承时，若宽径比B/d取得较大，则。(a)轴承端泄量小，承载能力高，温升低(b)轴承端泄量小，承载能力高，温升高(c)轴承湍泄量大，承载能力低，温升高(d)轴承端泄量大，承载能力低，温升低.径向滑动轴承的偏心率应当是偏心距与之比。(a)半径间隙 (b)相对间隙(c)轴承半径 (d)轴颈半径.温度对润滑油粘度的影响是随着温度的升高润滑油的粘度o(a)提高 (b)不变(C)降低.动压向心轴承的偏心距，随着而减小。(a)轴颈转速〃的增大或载荷F的增大n的增大或F的减小n的减小或F的增大〃的减小或F的减小.验算滑动轴承最小油膜厚度力mm的目的是。(a)确定轴承是否能获得液体摩擦(b)控制轴承的发热量(c)计算轴承内部的摩擦阻力(d)控制轴承的压强〃.宽径比B/d是设计滑动轴承时首先要确定的重要参数之一，通常取B/d=(a) 1~10 (b) 0.1-1(c) 0.3~1.5 (d) 3~516.在滑动轴承材料中，通常只用于作为双金属或三金属轴瓦的表层材料。(a)铸铁 (b)轴承合金(c)铸造锡磷青铜 (d)铸造黄铜三.填空题.形成流体动力润滑的三个基本条件是：(1)；(2);(3)。.滑动轴承的摩擦状态主要有：、、 0.滑动轴承上油孔、油槽的开设位置应在: O.液体动力润滑径向滑动轴承的承载量系数Cp随着偏心率x的增加而0这时，相应的油膜厚度将,这意味着对和的精度有较高要求。.对一定量的。值，轴承的承载能力/与、成正比，与的平方成反比。.对于不完全液体润滑径向滑动轴承，按其可能的失效形式，其条件性计算的准则是：、、o.在不完全液体润滑滑动轴承设计中，限制p值的主要目的是邛艮制pv值的主要目的是».径向滑动轴承的偏心距e随着载荷增大而；随着转速增高而o四.综合题1.有一非液体摩擦径向滑动轴承，直径d=100mm,宽径比Bld=1.0,转速n=1200r/min,轴的材料为45钢，轴承材料为铸造青铜ZCuSnPbk试问轴承最大可以承受多大的径向载荷人max=?提示：根据材料己查得[pl=15MPa；[v]=10m/S；[pv]=15MPa•m/s。2.某径向滑动轴承，轴承宽径比B/d=1.0,轴颈和轴瓦的公称直径d=80mm,轴承相对间隙力=0.0015,轴颈和轴瓦表面微观不平度的十点平均高度分别为R:\=1.6um,R：2=3.2pm,在径向工作载荷F、轴颈速度v的工作条件下，偏心率x=0.8,能形成液体动压润滑。若其它条件不变，试求：（1）当轴颈速度提高到V=1.7丫时，轴承的最小油膜厚度为多少？（2）当轴颈速度降低为u=0.7丫时，该轴承能否达到液体动压润滑状态？注：①承载量系数计算式1p2r/vB②取安全系数S=2③承载量系数C。见下表（B/d=1.0）。X0.60.650.70.750.80.850.90.95G1.2531.5281.9292.4693.3724.8087.77217.18一、判断题.为提高轴的刚度，把轴的材料由45钢改为合金钢是一有效的方法。（）.转动心轴所受的载荷是既有弯矩又有扭矩。（）.轴的计算弯矩最大处为危险剖面，应按此剖面进行强度精确计算。（）二、单项选择题.心轴所受载荷是,传动轴所受载荷是,转轴所受载荷是o（a）只受扭矩不受弯矩 （b）承受较大轴向载荷（c）既受弯矩又受扭矩 （d）只受弯矩不受扭矩.当轴上安装的零件要承受轴向力时，采用—来进行轴向固定，所能承受的轴向力较大。（a）圆螺母 （b）紧定螺钉(c)弹性挡圈.轴环的用途是。(a)作为轴加工时的定位面 (b)提高轴的强度(c)提高轴的刚度 (d)使轴上零件获得轴向定位.增大轴在截面变化处的过渡圆角半径，可以。(a)使零件的轴向定位比较可靠 (b)降低应力集中，提高轴的疲劳强度(c)使轴的加工方便.在转轴的初步计算中，轴的直径通常是按初步确定的。(a)抗弯强度 (b)抗扭强度(c)弯扭合成强度 (d)轴段上零件的孔径.采用表面强化如碾压、喷丸、碳氮共渗、渗氮、高频感应加热淬火等方法，可显著提高轴的。(a)静强度 (b)刚度(c)疲劳强度 (d)耐冲击性能.轴上安装有过盈配合零件时，应力集中将发生在轴上 0(a)轮毂中间部位 (b)沿轮毂两端部位(c)距离轮毂端部为1/3轮毂长度处.按弯扭合成理论计算轴的强度时，计算弯矩的计算式M,“="/2+(aT)2中,系数a是考虑0(a)计算公式不准确 (b)扭矩和弯矩的应力循环特性不同(c)材料抗弯与抗扭的性能不同 (d)强度理论的要求.转轴上载荷和支点位置都已确定后,轴的直径可以根据—来进行计算或校核。(a)抗弯强度 (b)扭转强度(c)弯扭合成强度 (d)扭转刚度.自行车的前轴是。(a)心轴 (b)转轴 (c)传动轴.有一转轴，危险截面上的弯矩M=4xl()5Nmm,扭矩T=5x 若抗弯截面模量W=2xl()4mm3,抗扭截面模量Wt=4xlO&mn?,校正系数a=0.6,则应力幅。“的值应等于o

(a)25MPa(a)25MPa（c）12.5MPa （d）OMPa三、填空题.根据轴所受载荷的性质，转轴受作用，传动轴受作用，心轴受作用。.轴的弯扭合成强度计算中，公式中的。的含义是.初步确定转轴的直径时，由于不能决定的大小和分布情况，所以通常是按条件来初步确定轴的直径，并作为轴的 直径。.轴的工作转速不能和临界转速重合或接近，否则将会发生 .单向转动的轴上作用有方向不变的径向载荷时，轴的弯曲应力为循环变应力，扭转切应力通常被视为循环变应力（考虑到启动、停机及运转中的不均匀性）。.为防止轴上零件在轴上移动，需要固定；为传递转矩，轴上零件还应作 固定。.图示为起重机卷筒的两种结构方案，试根据n轴的受力情况判断轴的类型。其中：（a）方案中的II轴为轴；（b）方案中的II轴为轴。相应的强度计算方法：（a）方案按强度条件计算；（b）方案按强度条件计算。网 网 （b）.对定位轴肩，为了保证零件与轴肩紧密贴合，得到可靠的轴向定位，应使轴肩

过渡处的圆角半径r相配零件毂孔端部的圆角半径R或倒角尺寸Co四、综合题1.指出图示轴上结构1、2、3、4、5处有哪些不合理地地方?4.分析下图结构设计的错误之处（在错误处编上序号，在空白处说明错误原因）。齿轮采用油润滑，轴承采用脂润滑。5.下图是某减速器输出轴的结构图，试指出图中的设计错误，并说明其理由。联轴器和离合器一、单项选择题.下列联轴器属于弹性联轴器的是=(a)万向联轴器 (b)齿轮联轴器(c)轮胎联轴器 (d)凸缘联轴器.自行车飞轮的内部结构属于,因而可以登车前行，可以滑行，还可以回链。(a)链传动 (b)制动器(c)超越离合器 (d)联轴器.轴线间有较大角偏移的相交传动，应采用联轴器联接。(a)滑块联轴器 (b)万向联轴器(c)凸缘联轴器 (d)弹性柱销联轴器.用能补偿主、从动轴因位移和偏斜造成的一定的对中误差。

（a）固定式联轴器（a）固定式联轴器（c）安全联轴器（b）可移式联轴器（d）所有联轴器.为保护机器重要零、部件不因过载而损坏，应在两轴间安装o（a）凸缘联轴器 （b）弹性套柱销联轴器（c）制动器 （d）安全联轴器.利用啮合传动传递转矩的离合器是o（a）牙嵌式离合器 （b）电磁粉末离合器（c）超越离合器 （d）单片圆盘摩擦离合器.当两轴可能产生较大角位移偏差时，联接两轴的联轴器应采用o（a）凸缘联轴器 （b）弹性柱销联轴器（c）万向联轴器 （d）十字滑块联轴器.在载荷具有冲击、振动，且轴的转速较高、刚度较小时，宜选用o（a）刚性联轴器 （b）有弹性元件的挠性联轴器（c）无弹性元件的挠性联轴器 （d）安全联轴器.当两轴之间的联接采用,则能够补偿两轴间因位移和偏斜造成的一定的对中误差。（a）刚性联轴器 （b）挠性联轴器 （c）安全联轴器二、判断题.离合器可以在工作中将两轴随意地接合和分离。 （）.某传动系统布置联轴器时，高速输入端采用十字滑块联轴器，低速输出端选用弹性套柱销联轴器。（）.牙嵌离合器一般用于转矩不大的任意速度下两轴的接合处。 （）.齿式联轴器是一种无弹性元件的挠性联轴器，它对轴的安装精度要求不高，充许有一定的偏移量。（）弹簧一.判断题.圆柱螺旋弹簧设计时，弹簧圈数〃的多少是由弹簧强度计算决定的。（）.两个圆柱螺旋压缩弹簧，其材料、中径。、弹簧丝直径小工作圈数〃相同，但节距p不同，则它们的刚度不同

.圆柱螺旋压缩弹簧和拉伸弹簧受载时，弹簧丝截面上的应力是不同的，前者为压应力，后者为拉应力。单项选择题1.圆柱形螺旋弹簧的有效圈数按弹簧的()要求计算得到(a)稳定性(c)(a)稳定性(c)结构尺寸.圆柱形螺旋弹簧簧丝直径由((a)强度(c)刚度.旋绕比C选得过大则弹簧()。(a)刚度过小，易颤动(c)易产生失稳现象(d)强度)要求计算得到。(b)稳定性(d)结构尺寸(b)卷绕困难，且工作时内侧拉应力大4.圆柱螺旋弹簧旋绕比C是4.圆柱螺旋弹簧旋绕比C是()(a)弹簧丝直径d与中径D(c)自由高度H与弹簧丝直径d(b)中径D与弹簧丝直径d5.圆柱螺旋弹簧的刚度与()成反比(a)旋绕比(或弹簧指数)C35.圆柱螺旋弹簧的刚度与()成反比(a)旋绕比(或弹簧指数)C3(c)弹簧丝的直径d三.填空题(b)弹簧所受的轴向载荷F(d)材料的剪切弹性模量G.弹簧材料、弹簧丝直径及工作圈数一定时，弹簧旋绕比(或称弹簧指数)C=O/d值愈小，则弹簧刚度,卷制则愈O.在弹簧的设计计算中，由强度条件确定弹簧的；由变形条件确定弹簧的o.弹簧旋绕比(或弹簧指数)。值愈大的弹簧，刚度,工作中易出现；对于圈数较多的压缩弹簧，当长细比较大时，则可能会出现O.按照所承受的载荷不同，弹簧可以分为、、和四种；而按照形状不同，弹簧可分为、、、和0模拟题一.单项选择题(每小题1分，共10分).平键的剖面尺寸通常是根据从标准中选取。(a)传递的转矩 (b)传递的功率(c)轮毂的长度 (d)轴的直径.设计螺栓联接时，若被联接件为铸铁，则常在螺栓孔处制作沉头座或凸台，其目的是o(a)避免螺栓受附加弯曲应力作用 (b)便于安装(c)为安置防松装置 (d)避免螺栓受拉力过大.当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆装时，往往采用O(a)螺栓联接 (b)螺钉联接(c)双头螺柱联接(d)紧定螺钉联接4,带传动在工作中产生弹性滑动的原因是o(a)带与带轮间的摩擦系数较小 (b)带绕过带轮产生了离心力(c)带的弹性与紧边和松边存在拉力差(d)带传动的中心距过大.设计链传动时，为了降低动载荷，一般采用o(a)较多的链轮齿数z和较小的链节距p(b)较少的z和较小的p(c)较多z的和较大的p (d)较少的z和较大的p.两相对滑动的接触表面，依靠吸附的油膜进行润滑的摩擦状态称为。(a)液体摩擦 (b)干摩擦(c)混合摩擦 (d)边界摩擦.在载荷具有冲击、振动，且轴的转速较高、刚度较小时，宜选用o(a)刚性联轴器 (b)可移式联轴器(c)弹性联轴器 (d)安全联轴器.下列四种叙述中是正确的。(a)变应力只能由变载荷产生 (b)静载荷不能产生变应力(c)变应力是由静载荷产生（d）变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生.承受预紧力后的紧螺栓联接在受工作拉力/时，残余预紧力为螺栓所受的总拉力尸2为。（a）F2=F+Fo（b）F2=F+F1（c）F2= +Fj（d）F2=FX+~5—pCb+J.验算滑动轴承最小油膜厚度Zimin的目的是O（a）确定轴承是否能获得液体摩擦 （b）计算轴承的发热量（c）计算轴承内部的摩擦阻力（d）计算轴承的耗油量二.判断题（题意正确的在括号内填“J”，不正确的填“X”，每题1分，共10分）TOC\o"1-5"\h\z.润滑油的粘度与温度有关，且粘度随温度的升高而增大。 （）.在螺栓联接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是提高刚度。 （）.平键联接可以同时实现轴与轮毂的周向及轴向固定。 （）.在链传动中，当两链轮轴线在同一水平面时，通常紧边在上面。 （）.为提高轴的刚度，把轴的材料由45钢改为合金钢是一简便、有效的方法。（）.对非液体摩擦的滑动轴承，验算外/您田是为了防止轴承过热。 （）.流体动压润滑轴承相对间隙w的大小影响轴承的承载能力。 （）.牙嵌离合器一般用于转矩不大的任意速度下两轴的接合处。 （）.单头蜗杆传动蜗杆头数少、效率低、发热多。 （）.承受横向载荷作用的螺栓联接中，螺栓一定是受剪切作用的。 （）三.填空题（每空1分，共26分）.螺栓组联接受翻转力矩作用时，为了减小螺栓的受力，螺栓布置应.一对润滑良好的闭式齿轮传动，材料均为45号钢，且均为软齿面（HBS<350）,则该齿轮传动的主要失效形式是;获得软齿面的热处理方式可以采用o.有一普通圆柱蜗杆传动，已知蜗杆头数zi=2,蜗杆直径系数4=9,蜗轮齿数Z2=31,模数m=10mm,则蜗杆分度圆直径力=mm,蜗轮分度圆直径di-mm,传动比j=o.形成液体动压润滑的必要条件是：；:（3）o.代号为6310的滚动轴承，其内径d=mm,直径系列为系列，宽度系列为系列，轴承类型名称为，公差等级为级。.弹簧旋绕比（或称弹簧指数）C=Dld,C值愈小，则弹簧刚度,卷制则愈0.常用螺纹按牙型分为、、、o.闭式蜗杆传动，除了点蚀和弯曲疲劳折断外，较齿轮传动更为突出的失效形式是：和0.图示为起重机卷筒的两种结构方案，试根据II轴的受力情况判断轴的类型。其中：（a）方案中的n轴为轴；（b）方案中的n轴为轴。相应的强度计算方法：（a）方案按强度条件计算；（b）方案按强度条件计算。-jl II 口■=-x—xtQ Q四.（12分）图示为一提升机构传动简图。己知：I轴的转向（图中〃1）,重物Q运行的方向（图中u）。试在图上画出：（1）II、III轴的回转方向；（2）考虑使轴n上所受的轴向力能抵消一部分，确定蜗杆3、蜗轮4的螺旋线方向；（3）II轴上圆锥齿轮2、蜗杆3在啮合点处所受诸分力（F,、Fr、凡）的方向

五.（8分）普通V带传动所传递的功率尸=7.5kW,带速y=10m/s,现测得带的预紧力Fo=1125N,试求：紧边拉力B、松边拉力6和有效拉力产。六.（10分）一对渐开线标准直齿圆柱齿轮传动，小齿轮的齿根弯曲应力。fi=280MPa。已知小齿轮齿数zi=25,齿数比“=4,[OFi]=300MPa,[o&]=275MPa。试问：（1）大齿轮2齿根上产生多大的弯曲应力。心？提示：分=簧〃心（2）两个齿轮是否均满足齿根弯曲疲劳强度的要求？提示：分=簧〃心齿形系数YFa及应力校正系数Ysaz(Zv)2550100150YFa2.622.322.182.14YS«1.591.701.791.83七.（12分）根据工作条件决定在轴的两端背靠背地安装（反装）一对角接触球轴承（7207AC）。已知：作用在轴上的轴向载荷4=1000N,指向如图示；轴承所受的径向载荷Ei=1200N, =2400N；轴的转速〃=960r/min；载荷系数介=1.5,常温下工作。试计算：（15分）（1）轴承1、2所受的轴向载荷居1、Fai;（2）轴承1、2的当量动载荷Pi、尸2;（3）1、2轴承中哪一个轴承的寿命较短？寿命为多少小时？附表：轴承型号派生轴向力FdeFa/Fr<eFa/Fr>e基本额定动载荷C（N）7207AC0.68Fr0.68XYXY22500100.410.87

八.(12分)图示为某减速器输出轴的结构图，试指出图中的设计错误以及错误原因。说明：(1)轴承的配置采用双支点单向固定，轴承采用油润滑；(2)在错误处画圆圈并编上序号，然后在图下方的空白处分别说明各处错误的原因。参考答案机械设计总论一.判断题1.X2.X3.X4.J5.X6.X7.V8.X9.V10,J11.、/ 12.、/二.单项选择题1.(a) 2.(c)3.(a)4.(b)5.(c)6.(d)7.(b) 8.(d)9.(a)10.(d)11.(a)四.综合题.解题要点：(1)零件疲劳极限应力线图上各点的坐标:A(0,二)即：A(0,277.8)端°(至，-£0_)即：d(400,222.2)2K。C(CTs,0)即：C(1000,0)(2)由r=展可求得be-bmin=rbmax=o.3X500=150MPacr=cr= " 2500-150Mpabpiax+bmin

2在图上量取线段0M、bpiax+bmin

2在图上量取线段0M、0M'的长度，而计算安全系数OM'OM«1.27500+150… =325MPa2工作应力点坐标：M(CTaa)即：M(325,175)过原点。连射线0M交极限应力折线图于点，该点即为极限应力点。用解析法:2x500-2x500-800 =0.25800=1.262=1.262Kq°+wq析 1.8x175+0.25x325(3) ；Sca<S•••该零件的疲劳强度不能满足要求。螺纹联接和螺旋传动一.判断题I.X2.V3.X4.J5.X6.X7.-J8.J9.10.J11.X.•单项选择题1.(a)2.(c)3.(b)4.(b)5.(b)6.(c)7.(d)8.(b)9.(c)10.(a)11.(a)12.(a)13.(c)14.(c)15.(c)16.(d)17.(c)18.(c)19.(a)20.(c)21.(a)22.(c)23.(d)24.(b)25.(a)26.(b)27.(c)28.(d)29.(c、a、a、c)30.(c)31.(d)32.(c)

四.综合题1.解题要点:(1)计算充许的最大提升载荷Wmax可求得螺栓所能承受的最大预紧力[o-k/.2120x^x6.6472 、NTL-1-」-= (1)计算充许的最大提升载荷Wmax可求得螺栓所能承受的最大预紧力[o-k/.2120x^x6.6472 、NTL-1-」-= =3203.2N4x1.34x1.3接合面间不发生相对滑动的条件为6冏max'与=K§WmaxX日6死mM。=6x0.15x3203.2x180=2g82.9NK$D1.2x150(2)确定螺栓直径由接合面间不发生相对滑动的条件:6历X」=K5%axX—j” 2 »max2可求得所需的预紧力广K