天津理工大學(xué)機械設(shè)計總復(fù)習(xí)

1、總復(fù)習(xí)第1、2、3章1、靜載荷大小方向不隨時間變化或變化很小的載荷2、變載荷隨時間作周期性或非周期性變化的載荷3、設(shè)計計算中涉及名義載荷和計算載荷 計算載荷(Fc、Pc、Tc)=載荷系數(shù)×名義載荷4、在變應(yīng)力下，零件的主要失效形式為：疲勞破壞。5、靜應(yīng)力只能由靜載荷產(chǎn)生，變應(yīng)力可能由變載荷或靜載荷產(chǎn)生。6、疲勞極限在循環(huán)特性一定的變應(yīng)力作用下經(jīng)過N次循環(huán)作用 而不發(fā)生疲勞破壞的最大應(yīng)力稱為疲勞極限 (srN或trN) 7、疲勞曲線循環(huán)次數(shù)N與疲勞極限srN或trN之間的關(guān)系曲線作業(yè)3-1某材料的對稱持久疲勞極限-1 = 180 Mpa,循環(huán)基數(shù)N0 = 107,m=9,試求循環(huán)次數(shù)分

2、別為6000，35000，730000次時的有限壽命疲勞極限。解：1. 2. 3. 第6章 螺紋聯(lián)接1、在常用的螺旋傳動中，傳動效率最高的螺紋是_（4）_。（1）三角形螺紋 （2）梯形螺紋 （3）鋸齒形螺紋 （4）矩形螺紋2、在常用的螺紋聯(lián)接中，自鎖性能最好的螺紋是_（1）_。（1）三角形螺紋 （2）梯形螺紋 （3）鋸齒形螺紋 （4）矩形螺紋3、在常用的螺紋聯(lián)接中，用于聯(lián)接的螺紋是_（1）_。（1）三角形螺紋 （2）梯形螺紋 （3）鋸齒形螺紋 （4）矩形螺紋4、承受預(yù)緊力F的緊螺栓聯(lián)接在受工作拉力F時，剩余預(yù)緊力為F，其螺栓所受的總拉力F0為_（2）_。（1） （2） （3） 5、為了保證聯(lián)接

3、的緊密性和剛性，F(xiàn)”>06螺紋聯(lián)接防松的根本問題在于_（3）_。 （1）增加螺紋聯(lián)接的軸向力 （2）增加螺紋聯(lián)接的橫向力（3）防止螺紋副的相對轉(zhuǎn)動 （4）增加螺紋聯(lián)接的剛度作業(yè)：6-3圖示兩根梁用8個4.6級普通螺栓與兩塊鋼蓋板相聯(lián)接，裝配時控制預(yù)緊力，梁受到的拉力F=28kN，摩擦系數(shù)s=0.2，試確定所需螺栓的直徑。解：預(yù)緊力：螺栓性能：4.6級 螺栓許用應(yīng)力：計算危險截面計算直徑： 選擇螺栓：M20 p=2.5mm d2=18.376mm d1=17.294m H=0.866P=0.866*2.5=2.165mm 滿足要求第7章 鍵、花鍵和銷聯(lián)接1、普通平鍵聯(lián)接的主要用途是使軸與輪

4、轂之間（3）。（1）沿軸向固定并傳遞軸向力 （2）沿軸向可作相對滑動并具有導(dǎo)向作用 （3）沿周向固定并傳遞力矩 （4）安裝與拆卸方便2、鍵的剖面尺寸b*h通常是根據(jù)_（4）_按標(biāo)準(zhǔn)選擇。（1）傳遞轉(zhuǎn)矩的大小 （2）傳遞功率的大?。?）輪轂的長度（4）軸的直徑3、鍵的長度主要是根據(jù)_（2）_來選擇。（1）傳遞轉(zhuǎn)矩的大小 （2）輪轂的長度 （3）軸的直徑4、普通平鍵聯(lián)接的工作面是鍵的兩側(cè)面。作業(yè)7-1.圖示減速器的低速軸與凸緣聯(lián)軸器及圓柱齒輪之間分別采用鍵聯(lián)接。已知軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為1000N.m，齒輪和軸的材料為鍛鋼，凸緣聯(lián)軸器材料為HT200，工作時有輕微沖擊，聯(lián)接處軸及輪轂尺寸如圖示。試選擇鍵的

5、類型和尺寸，并校核聯(lián)接的強度。解：選擇聯(lián)軸器處的鍵 單圓頭普通平鍵：鍵C20x12 長度125=5060Mpa故滿足要求( )選擇齒輪處的鍵 圓頭普通平鍵：鍵25x14 長度80 =100120Mpa 故滿足要求( )第11章 帶傳動1、帶傳動中，彈性滑動是怎樣產(chǎn)生的？ 產(chǎn)生：由于拉力差引起的帶的彈性變形而產(chǎn)生的滑動現(xiàn)象彈性滑動，彈性滑動是不可避免的，是帶傳動的固有特性。2、帶傳動中，打滑是怎樣產(chǎn)生的？ 打滑是載荷F增加，（F1-F2）上升，彈性滑動區(qū)增大，當(dāng)滑動角最大，靜角=0，整個包角內(nèi)全面的相對滑動稱為打滑。打滑是可以避免的。3、帶的楔角與帶輪的輪槽角是否一樣？為什么？ 不一樣，膠帶彎曲

6、時，楔角減小，為保證膠帶和帶輪工作面良好接觸，帶輪溝槽的輪槽角都小于帶的楔角4、V帶傳動中，帶截面楔角為40o，帶輪的輪槽角應(yīng)_（3）_40o。（1）大于 （2）等于 （3）小于5、帶傳動中，v1為主動輪圓周速度、v2為從動輪圓周速度、v為帶速，這些速度之間存在的關(guān)系是_（2）_。（1）v1=v2=v （2）v1vv2 （3）v1vv2 （4）v1=vv26 帶傳動工作時，帶上所受應(yīng)力有哪幾種？最大應(yīng)力在何處？帶上所受應(yīng)力：拉應(yīng)力、離心應(yīng)力、帶彎曲而產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。最大應(yīng)力：緊邊進入小帶輪處。7、為什么限制帶的速度？ V過小，當(dāng)有效拉力一定時，P=FV，傳動功率過小。V過大，由FC=gV2可知

7、，V越大，離心力FC越大，離心應(yīng)力C越大，帶與帶輪之間的正壓力越小，產(chǎn)生的有效拉力越小，容易打滑；同時，V過大，應(yīng)力變化頻繁，易產(chǎn)生疲勞破壞。第12章 齒輪傳動1、標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪的齒形系數(shù)YFa取決于_（2）_。（1）模數(shù) （2）齒數(shù) （3）齒寬系數(shù) （4）齒面硬度2、閉式硬齒面、閉式軟齒面和開式齒輪傳動的主要失效形式是什么？設(shè)計計算準(zhǔn)則是什么?閉式齒輪傳動主要失效為：點蝕、輪齒折斷、膠合軟齒面：主要是點蝕、其次是折斷，按H設(shè)計，按F校核硬齒面：與軟齒面相反高速重載還要進行抗膠合計算開式齒輪傳動主要失效為：輪齒折斷、磨粒磨損，按F設(shè)計，增大m考慮磨損3、計算：圓周力徑向力 軸向力中心距：分度圓：

8、轉(zhuǎn)矩： p1：kw n1：r/min接觸應(yīng)力U=z2/z1彎曲應(yīng)力：齒輪1、2只有YFa 和Ysa不同4、一減速齒輪傳動，主動輪1用45調(diào)質(zhì)鋼，從動輪2用45鋼正火，則它們的齒面接觸應(yīng)力的關(guān)系為_(2) _。（1）H1<H2 (2) H1=H2 (3) H1>H25、有一標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，齒輪1和齒輪2的齒數(shù)分別為z1和z2，且z1<z2。若兩齒輪的許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力相同（假設(shè)應(yīng)力修正系數(shù)Ysa相同），則_（1）_。（1）兩齒輪接觸強度相同，齒輪2比齒輪1彎曲強度高 （2）兩齒輪彎曲強度相等，齒輪2比齒輪1接觸強度高 （3）齒輪1和齒輪2的接觸強度和彎曲強度均相等

9、 （4）齒輪1比齒輪2的接觸強度和彎曲強度都高（注： 如果許用接觸應(yīng)力不同，兩齒輪接觸強度的比較：就是比較許用接觸應(yīng)力，那個大，那個輪的接觸強度高；如果許用彎曲應(yīng)力不同，兩齒輪彎曲強度的比較：就是看安全的富裕程度，即：,哪一個值大，哪一個彎曲強度高接觸強度和彎曲強度的比較，就要通過計算看一看有沒有失效的，失效的肯定是不安全的）6、點蝕通在進行齒面接觸疲勞強度計算時，是以哪點為計算點？影響齒面接觸疲勞強度的主要參數(shù)是什么？點蝕通常發(fā)生于：輪齒的節(jié)線附近的齒根表面在進行齒面接觸疲勞強度計算時，是以哪點為計算點：節(jié)點影響齒面接觸疲勞強度的主要參數(shù)是：d17、輪齒折斷常發(fā)生于輪齒的什么部位？在進行齒根

10、彎曲疲勞強度計算時，是以哪點為計算點？影響齒面接觸疲勞強度的主要參數(shù)是什么？輪齒折斷常發(fā)生于輪齒的什么部位：受拉側(cè)齒根在進行齒根彎曲疲勞強度計算時，是以哪點為計算點： 影響齒面接觸疲勞強度的主要參數(shù)是:模數(shù)作業(yè)12-2.二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器如圖所示。已知主動輪1為左旋，轉(zhuǎn)向n1如圖所示，1=15°，mn1=3mm，mn3=5mm，Z2=51，Z3=17。試求：(1) 低速級齒輪的螺旋線方向如何選擇才能使中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消一部分；(2) 低速級齒輪的螺旋角應(yīng)取多大才能使中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消？解（1）解如圖（2） 中間軸：不考慮效率/作業(yè)12-171 在

11、圖示的二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器中,已知:軸為輸入軸,輸入功率P1=10KW,轉(zhuǎn)速n1=1450r/min,轉(zhuǎn)向如圖所示,軸為輸出軸;高速級齒輪參數(shù)為:模數(shù)mn1=3mm,齒數(shù)z1=21,z2=50,螺旋角1=12°743,齒輪1的輪齒為右旋;低速級齒輪參數(shù)為:模數(shù)mn3=5mm,齒數(shù)z3=27,z4=54;齒輪嚙合效率1=0.98,滾動軸承效率2=0.99.試解答: (1)確定齒輪2、3和4的輪齒旋向,要求使軸上2和3齒輪的軸向力相互抵消一部分以減輕軸承所受的載荷. (2) 在圖中標(biāo)出各軸轉(zhuǎn)向,并求出各軸所受轉(zhuǎn)矩的大小. (3) 欲使軸上齒輪2和齒輪3的軸向力完全抵消,求齒輪3的

12、螺旋角3應(yīng)為多少. (4) 標(biāo)出各齒輪在嚙合點處所受切向力Ft、徑向力Fr和軸向力Fx的方向,并求出各力的大小.解：第十三章 蝸桿傳動1、 當(dāng)兩軸線_ (3)_時,可采用蝸桿傳動. (1)平行 (2)相交 (3)垂直交錯2、 在蝸桿傳動中,通常_(1)_為主動件. (1)蝸桿 (2)蝸輪 (3)蝸桿或蝸輪都可以3、對閉式蝸桿傳動進行熱平衡計算,其主要目的是為了_(2)_. (1)防止?jié)櫥褪軣崤蛎浐笸庖?造成環(huán)境污染 (2)防止?jié)櫥蜏囟冗^高而導(dǎo)致齒面膠合 (3)防止蝸輪材料在高溫下力學(xué)性能下降 (4)防止蝸桿蝸輪發(fā)生熱變形后,正確嚙合受到破壞4、為了提高蝸輪的轉(zhuǎn)速,可否改用相同尺寸的雙頭蝸桿

13、來代替單頭蝸桿,與原來的蝸輪相嚙合?為什么?根據(jù) 上式，在d1不變的情況下，改變頭數(shù)，角會發(fā)生變化，不能與原蝸輪嚙合。5、為什么蝸桿傳動比不能寫成i=d2/d1，a=m/2(z1+z2)?d1=qm,d2=z2m,d2/d1=z2/qz2/z1 6、計算蝸桿傳動的傳動比時,公式_(3)_是錯誤的.(1)i=1/2 (2)i=n1/n2 (3)i=d2/d1 (4)i=z2/z17、在蝸桿傳動中,其它條件相同,若增加蝸桿頭數(shù),將使_ (3)_. (1)傳動效率提高,滑動速度降低 (2)傳動效率降低,滑動速度提高 (3)傳動效率和滑動速度都提高 (4)傳動效率和滑動速度都降低作業(yè)圖示為一提升裝置。

14、試確定：1）蝸桿螺旋線方向；兩個斜齒輪的螺旋線方向(以軸上受軸向力最小為原則)； 2）畫出各輪在嚙合點處的圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力Fa。解：第14章 鏈傳動1、鏈傳動屬于_D_。    A兩零件直接接觸的嚙合傳動   B兩零件直接接觸的摩擦傳動   C帶有中間撓性件的摩擦傳動   D帶有中間撓性件的嚙合傳動2、鏈傳動中，小鏈輪齒數(shù)過少將會導(dǎo)致_A_。    A鏈傳動的運動不均勻性增加   B鏈節(jié)磨損后更易發(fā)生脫鏈現(xiàn)象   C小鏈輪

15、的轉(zhuǎn)速過高   D小鏈輪過小3、要減輕鏈傳動的不均勻性， 減小 鏈節(jié)距p4、一般鏈節(jié)數(shù)選為 偶數(shù) 5、由于多邊形效應(yīng)，鏈傳動的運動不均勻，它是造成傳動比不恒定的原因。6、滾子鏈的標(biāo)注方法GB1243.183×鏈號排數(shù)鏈節(jié)數(shù)標(biāo)準(zhǔn)編號例： 08A1×87 GB243183 A系列、單排，87節(jié).節(jié)距p=12.7mm(鏈號×25.4/16)7、鏈傳動設(shè)計中，大鏈輪齒數(shù)不超過120，這是為了_B_。    A避免鏈輪過大   B避免出現(xiàn)跳齒和脫鏈等現(xiàn)象   C保證鏈傳動的平穩(wěn)性

16、60;  D限制傳動比8、滾子鏈鏈條的主要參數(shù)是_A_。    A鏈節(jié)距   B鏈板的厚度   C銷軸的直徑   D銷軸的長度作業(yè)14-1.滾子鏈傳動傳遞的功率P=8.5kW，工況系數(shù)KA=1.2，主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min，齒數(shù)z1=21，鏈節(jié)距p=12.7mm，試計算需要幾排鏈。解：查圖14.17，當(dāng)n1=960r/min，鏈節(jié)距p=12.7mm，P0max=4.33kwKz=1.11查表14.3 當(dāng)kp=2.5時 zp=3 故選3排鏈第16章 軸1、心軸：只承受彎曲（M），不傳遞轉(zhuǎn)

17、矩（T=0）2、傳動軸：只受轉(zhuǎn)矩，不受彎矩M=0，T03、轉(zhuǎn)軸：既傳遞轉(zhuǎn)矩（T）、又承受彎矩（M）4、 根據(jù)轉(zhuǎn)矩性質(zhì)不同而引入的應(yīng)力校正系數(shù)。1）單向旋轉(zhuǎn)、載荷穩(wěn)定：切應(yīng)力接近不變,循環(huán)特性r=+1，2）單向旋轉(zhuǎn)、載荷不穩(wěn)定：切應(yīng)力接近脈動 循環(huán)特性r=0，3）連續(xù)正反轉(zhuǎn)、載荷不穩(wěn)定：切應(yīng)力接近對稱循環(huán)，r= -1，分別為材料在靜、脈動、對稱循環(huán)應(yīng)力狀態(tài)下的許用彎曲應(yīng)力。作業(yè)：16-5.兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸的尺寸和結(jié)構(gòu)如圖。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，軸單向運轉(zhuǎn)，采用圓頭普通平鍵聯(lián)接。若已知軸所受扭矩T=292N.m，軸的彎矩圖如圖所示。試按彎扭合成理論驗算軸上截面和的強度。解

18、： 當(dāng)量彎矩：在截面有單鍵增大3%， 圖中直徑為50mm，滿足要求在截面有單鍵增大3%， 圖中直徑為45mm，滿足要求16-7.試指出圖示斜齒圓柱齒輪軸系中的錯誤結(jié)構(gòu)，并畫出正確結(jié)構(gòu)圖。軸徑略小， 加調(diào)整墊片 軸在此處略小一點，軸承安裝反了 軸肩過高，軸肩高度不應(yīng)以便給轂定位 便于軸承安裝 大于軸承內(nèi)圈高度的3/4鍵長了 加密封圈，透蓋與軸不能接觸 軸比轂略短 加軸肩，便于軸承固定 加調(diào)整墊片軸系 : 改正錯誤，將正確結(jié)構(gòu)重新畫出 加調(diào)整墊片加調(diào)整墊片軸承安裝反了加鍵槽軸比轂略短軸肩過高，軸肩高度不應(yīng)大于軸承內(nèi)圈高度的3/4軸在此處略小一點，便于軸承安裝加密封圈，透蓋與軸承不能接觸軸在此處略小

19、一點，便于帶輪軸向固定軸比轂略短將課件上的改錯題都看一看。第17章 滑動軸承1、分類 按受載方向徑向軸承和推力軸承按軸承工作的摩擦性質(zhì)滑動（摩擦）軸承和滾動（摩擦）軸承2、徑向滑動軸承的條件性計算、限制軸承平均壓強限制pv值 V：軸頸的圓周速度限制滑動速度v 第18章 滾動軸承1、主要掌握60000型:深溝球軸承、70000型:角接觸球軸承、30000型:圓錐滾子軸承、10000型：調(diào)心球軸承、20000型：調(diào)心滾子軸承2、一批在同樣載荷和同樣工作條件下運轉(zhuǎn)的相同型號的軸承 B A它們的壽命應(yīng)該相同 B90%軸承的壽命相同 C它們的壽命不相同 D 不確定3、球軸承與滾子軸承比較：球軸承為 點

20、接觸、滾子軸承為 線 接觸。承載能力：球軸承 滾子軸承；耐沖擊：球軸承 滾子軸承；nlim：球軸承 滾子軸承。4、公稱接觸角a：套圈與滾動體接觸處的法線和垂直于軸承軸心線的平面間的夾角。5、向心軸承主要用于承受徑向載荷，其公稱接觸角從0°45 °，推力軸承主要用于承受軸向載荷，其公稱接觸角大于45°90°。 這表明公稱接觸角越大，承受軸向載荷的能力越大。6、滾動軸承的代號62208：6深溝球軸承，22尺寸系列寬度系列為2（寬系列），直徑系列為2（輕系列），08 內(nèi)徑d=40mm， 公差等級為0級，游隙組為0組； 7214AC/P4：7角接觸球軸承，2尺寸系列寬度系列為0,沒寫，直徑系列為2（輕系列），14內(nèi)