《機械設(shè)計》填空題復(fù)習(xí).doc

機械設(shè)計基礎(chǔ)習(xí)題庫第一篇1、設(shè)計機械零件時，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 要求。2、由于合金鋼主要是為了提高 強度 ，而不是為了提高 剛度 。而且通常要進行適當(dāng)?shù)?熱處理 才能得到充分利用。3、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、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 疲勞點蝕 破壞。6、二個零件相互接觸的表面呈 點、線 接觸，并具有一定的 相對滑動 ，這種接觸面的強度稱表面接觸強度。如通用件中 齒輪 的工作表面。7、按零件接觸狀態(tài)的不同，三種表面強度的區(qū)別是：接觸強度的滑動表面為 點、線 接觸；擠壓強度的靜接觸面為 面 接觸；比壓強度的滑動表面為 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max、 最小應(yīng)力min、應(yīng)力幅a 、 平均應(yīng)力m 、 循環(huán)特性r 。13、脈動循環(huán)變應(yīng)力的min= 0 ；m=a= max/2 ；循環(huán)特性r為 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max，min表示，平均應(yīng)力m=(max+min)/2，應(yīng)力幅a=(max-min)/2，循環(huán)特性r=min/max。16、應(yīng)力循環(huán)特性r=min/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 號，故r值總是在 -1 +1 之間。17、用應(yīng)力幅a=及平均應(yīng)力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)特性為 -1 ，極限應(yīng)力為 -1 ；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S 。18、在變應(yīng)力中，等效應(yīng)力幅av=(ks)Dax+ysm，式中的綜合影響系數(shù)(k)D是表示 表面狀態(tài) ； 絕對尺寸 ， 應(yīng)力集中 對零件疲勞強度的影響；而ys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)N0；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，出現(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 對疲勞強度的影響，而根據(jù)試驗，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：NN0區(qū)為 無限壽命區(qū) ，NN0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。當(dāng)N為 N0 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)力的實際循環(huán)總次數(shù)Ni與相應(yīng)應(yīng)力下達到 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)力作用下達到 疲勞 極限時，各壽命損傷率之和 應(yīng)等于 1 ，這就是疲勞損傷積累假說。25、材料疲勞損傷累積假說認為：大于 疲勞極限 的各實際工作應(yīng)力每循環(huán)一次，就造成一次 壽命 損失，因此用各應(yīng)力的實際總循環(huán)總次數(shù)Ni與相應(yīng)的達到疲勞時循環(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 r 下，循環(huán)次數(shù)N與 疲勞極限 的關(guān)系；用平均應(yīng)力m作橫坐標(biāo)，應(yīng)力幅a為縱坐標(biāo)表示的極限應(yīng)力圖，反映了不同的 r 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 等措施。29、點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)接的螺栓強度可按純拉伸計算，其強度條件式為 ，其中1.3是考慮 螺紋力矩的影響。2、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 、 梯形 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 。、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、在普通機械中，共同完成一個聯(lián)接任務(wù)的一組聯(lián)接螺栓，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 。7、為了提高受軸向變載荷螺栓聯(lián)接的疲勞強度，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。8、由螺紋副效率公式 可以看出，當(dāng)一定時，三角形螺紋因 較大，效率就低，因而容易 自鎖 ，故適用于 聯(lián)接 ；而矩形螺紋與三角螺紋比較，因較小效率就 高 ，故適用于 傳動。9、螺紋副自鎖的條件為 螺紋升角當(dāng)量摩擦角 ；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度應(yīng) 減小 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 增加 。17、為提高螺栓聯(lián)接的疲勞強度，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，要提高螺栓疲勞強度，應(yīng) 減小螺栓剛度或 增加 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；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，細牙螺紋的 螺距 小，牙細、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 擠壓強度 計算；對動聯(lián)接需作 耐磨性 計算。25、普通平鍵聯(lián)接中，接觸工作面為 二側(cè)面 ，其接觸表面的強度屬 擠壓 強度；但在鍵橫斷面的寬度方向，還有 剪切 強度問題。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 對中 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 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=KAKvKK，其中K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，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 ，一般只進行 彎曲 強度計算。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，而在從動輪上是 指向 節(jié)點，故點蝕通常發(fā)生在節(jié)線 偏下 部位，而膠合出現(xiàn)在節(jié)線 上 部位。10、齒面點蝕通常發(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）出現(xiàn)在 節(jié)線 處。11、齒輪齒面點蝕通常發(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的大小（只與輪齒 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 減小 ，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 點蝕 ，所以其設(shè)計準(zhǔn)則是先按 接觸 強度計算，再按 彎曲 強度驗算。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 強度設(shè)計，按 齒根彎曲疲勞 強度校核，當(dāng)齒面硬度大于 HB350 時，應(yīng)按 齒根彎曲疲勞 強度設(shè)計。16、齒輪強度計算目前主要有 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 彎曲 驗算；在硬齒面中一般先按 彎曲 計算，再按 接觸 驗算。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變化而 變化 ，法向力隨嚙合點變化而 不變 （e=1）。18、對齒輪接觸強度計算時，常假設(shè)法向力Fn作用于 節(jié)點 處；而在齒輪彎曲強度計算時，則假設(shè)全部載荷作用于 一對齒 上，且載荷作用于 齒頂 。19、在齒輪接觸疲勞強度計算時，通常假設(shè)把力作用在 節(jié)點 處，這是因為在該點一般為 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，在接觸強度上甲對 低于 乙對，彎曲強度上甲對 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，齒輪最好布置在遠離 扭矩 作用端。22齒輪對材料要求是：齒面 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)，直齒圓錐齒輪的強度計算是按 齒寬中點處 的當(dāng)量直齒圓柱齒輪進行的。25、斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算應(yīng)按在節(jié)點處所作的 法面 當(dāng)量直齒輪上進行；而直齒圓錐齒輪傳動的計算則是在齒寬 中點 處所作的 背錐 展開所得的當(dāng)量直齒輪上進行。26、直齒圓錐齒輪中，大小齒輪的軸向力總是從 小 端指向 大 端 ，且一個輪輪齒的軸向力就是另一輪輪齒的 徑向 力。27、斜齒輪的螺旋角愈大將引起 軸向力增大，使軸承載荷增加 一般角在 815 之間。28、斜齒輪彎曲應(yīng)力計算公式 中的YF，Ye，Yb，YS分別反映了 齒廓形狀 ， 重合度 ， 螺旋角 ， 齒根應(yīng)力集中 對輪齒彎曲應(yīng)力的影響。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=蝸輪螺旋角。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，因為 蝸桿過長，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)目而提出的，對于小模數(shù)蝸桿，為了保證蝸桿有足夠的 剛度 ，應(yīng)采用較大的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F0 、 包角 等因素，當(dāng)其他條件相同時 張緊力F0 和 包角 愈大，摩擦力極限值也愈大。48、三角膠帶有O、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(或為適應(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，使膠帶易打滑 ；（2） 導(dǎo)致膠帶進入帶輪后產(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，會使 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 拉力 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 進入 帶輪的這一邊上。當(dāng)靜弧趨向于零，滑動弧擴大到整個接觸弧時，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、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 小 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，是因為它具有下列優(yōu)點：（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、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)生加速度，而產(chǎn)生動載荷 ；2) 當(dāng)鏈節(jié)進入鏈輪的瞬間，鏈節(jié)與鏈輪齒以一定相對速度相嚙合，產(chǎn)生沖擊，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，所以鏈條運動過程中總是存在 平移 和 上下 二個方面的 運動 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w1和 鏈節(jié)距p 。75、鏈傳動中鏈節(jié)距越 大 鏈輪齒數(shù)越 少 ，速度越 高 ，鏈條的運動不均勻性就越大，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 減小 但達到一定時保持不變。6、混合摩擦潤滑軸承的主要失效形式是 膠合 和 磨損 ，通過 pp ， pvpv 和 vv 三項計算來控制失效。7、在滑動軸承中，按摩擦狀態(tài)分，可出現(xiàn) 干摩擦 、 邊界摩擦 、 液體摩擦 和 混合摩擦 四種摩擦狀態(tài)。8、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)驗算 p 、 pv 、 v 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p的驗算是為了限制 磨損 ；壓強與速度積pv的驗算是為了限制 膠合 ；在速度較高時，還需驗算速度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，使軸承易 過熱 ；相對間隙小，由于 最小油膜厚度 減小，使承載能力提高，但過小，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值選取與速度和載荷有關(guān)，通常重載低速軸承值應(yīng)選小值，這可使軸承的 承載能力 提高，此時選取值主要受 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、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 減小 ；又當(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% 的軸承所能達到的壽命。滾動軸承的額定動載是指額定壽命為 106 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 而不發(fā)生點蝕，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，在相同的運轉(zhuǎn)條件下，其中 任一元件 在疲勞點蝕前所能運轉(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 靜強度 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 疲勞點蝕 ，故應(yīng)進行 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)進行 靜強度 計算。28、試寫出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