機(jī)械設(shè)計(jì)15復(fù)習(xí)

一、選擇題、填空題及判斷題兩根被連接軸間存在較大的徑向位移，可采用連軸器。齒輪②凸緣③套筒同樣形狀、尺寸、結(jié)構(gòu)和工作條件的零件。采用下列不同材料制造：a.HT200;b.35號(hào)TOC\o"1-5"\h\z鋼;c.40CrNi鋼。其中有效應(yīng)力集中系數(shù)最大和最小的分別是。a和b②c和a③b和c④b和a⑤a和c⑥c和b剛性凸緣聯(lián)軸器兩種對(duì)中方法為①:②。對(duì)聯(lián)軸器的工作要求之一是,①.承載能力要小。②.載荷大小不變③.適應(yīng)兩軸的相對(duì)位移。④.結(jié)合平穩(wěn)、分離迅速。徑向滑動(dòng)軸承的軸頸直徑d增大到1.5倍，寬徑比B/d不變，則當(dāng)載荷不變時(shí)軸承的平均壓力變?yōu)樵瓉?lái)的。①1.5倍②一樣③1/1.5④1/2.25當(dāng)滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑油中有硬質(zhì)顆粒時(shí)，希望硬質(zhì)顆。①嵌入軸頸表面②既不嵌入軸頸表面也不嵌入軸承表面③嵌入軸承表面④既可以嵌入軸頸表面也可以嵌入軸承表面為使?jié)櫥腿菀走M(jìn)入滑動(dòng)軸承的承載區(qū)以形成油膜，最好。①在承載區(qū)開(kāi)油槽②在非承載區(qū)開(kāi)油槽③在承載區(qū)和非承載區(qū)均開(kāi)油槽④在軸向中間，開(kāi)周向油槽不完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承中，限制P值的主要目的是。①防止軸承襯材料過(guò)度磨損②防止軸承襯材料因壓力過(guò)大而過(guò)度發(fā)熱③防止出現(xiàn)過(guò)大的摩擦阻力④防止軸承襯材料發(fā)生塑性變形不完全液體潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承中，限制pvW[pv]的主要目的主要是為了。①防止金屬接觸②防止軸承溫升過(guò)高③防止軸瓦變形④防止軸瓦壓潰普通平鍵連接是根據(jù)來(lái)選出鍵的剖面尺寸bXh，而鍵的長(zhǎng)度L是參考TOC\o"1-5"\h\z來(lái)確定的。平鍵聯(lián)接的主要失效形式是鍵的工作面。①壓潰②磨損③疲勞點(diǎn)蝕④膠合設(shè)計(jì)鍵連接，包含以下幾項(xiàng)主要內(nèi)容：a.按輪轂長(zhǎng)度選擇鍵長(zhǎng);b按使用要求選擇鍵的類(lèi)型;c.按軸的直徑選擇軸的剖面尺寸;d.對(duì)連接進(jìn)行必要的強(qiáng)度校核。，它們進(jìn)行的順序大體是。①bfafcfd②bfc^afd③afcffd?cfdfbfa設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)時(shí)，使小帶輪直徑dminWdd1的主要目的是為了。①減小帶的彎曲應(yīng)力②減小帶的線速度③增大有效拉力④增大包角

帶傳動(dòng)在工作中產(chǎn)生彈性滑動(dòng)的原因是.②帶繞過(guò)帶輪產(chǎn)生了離心力④帶傳遞的中心距大②帶繞過(guò)帶輪產(chǎn)生了離心力④帶傳遞的中心距大③帶的彈性與緊邊和松邊存在拉力差選取V帶型號(hào)，主要取決于。①.帶傳遞的功率和小帶輪轉(zhuǎn)速②.帶的緊邊拉力③.帶的有效拉力④.帶的線速度帶傳動(dòng)在正常工作時(shí)，帶的緊邊拉力？1、松邊拉力？2、初拉力F0之關(guān)系式為。V帶傳動(dòng)在正常工作時(shí)，有效拉力等于（）。P①P①1000—。v—efa—1②F0百③初拉力的兩倍。④緊邊與松邊的拉力和。V帶傳動(dòng)采用張緊輪張緊時(shí),張緊輪宜安排在什么位置?。①緊邊內(nèi)側(cè)靠近大帶輪②松邊內(nèi)側(cè)靠近大帶輪③緊邊外側(cè)靠近小帶輪④松邊外側(cè)靠近小帶輪19.按原理劃分螺紋連接可分為三種防松方法，對(duì)應(yīng)的防松裝置有;;?。按防松原理工程上常用的螺紋連接可分為三種防松方法是①;:③。采用螺紋連接時(shí)，若被連接件厚度較大，材料較軟，強(qiáng)度較低，且需經(jīng)常拆卸的情況下，一般宜用。①普通螺栓連接②螺釘連接③雙頭螺柱連接④鉸制孔螺栓連接螺紋副在摩擦系數(shù)一定時(shí)，螺紋的牙型角越大，則①當(dāng)量摩擦系數(shù)越小，自鎖性能越好②當(dāng)量摩擦系數(shù)越小.自鎖性能越差當(dāng)量摩擦系數(shù)越大，自鎖性能越差④當(dāng)量摩擦系數(shù)越大,自鎖性能越好23.受軸向外載荷的緊螺栓聯(lián)接中，如果降低螺栓剛度，而被聯(lián)接件剛度，預(yù)緊力和工作載荷均不變，則螺栓總拉力、殘余預(yù)緊力、螺栓靜強(qiáng)度、螺栓疲勞強(qiáng)度。①降低②提高③不變④不確定斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)中的軸向力計(jì)算公式是.①F=Ftga/cosP②F=Ftgpatat③F=Fctgp④F=Ftga/sinP螺紋連接防松中，按防松原理歸類(lèi)，對(duì)頂螺母屬于防松、彈性墊片屬于

防松、串聯(lián)鋼絲繩屬于防松。防松、串聯(lián)鋼絲繩屬于防松。某鋼制零件材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)疲勞極限。-1=270Mpa,若疲勞曲線指數(shù)m=9,應(yīng)力循環(huán)基數(shù)N0=5X106，當(dāng)該零件工作的實(shí)際應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=104時(shí)測(cè)有限壽命疲勞極限a-1N為MPa。①539②135③175④417某鋼制零件材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)疲勞極限a-1=300Mpa,若疲勞曲線指數(shù)m=9,應(yīng)力循環(huán)基數(shù)N0=107，當(dāng)該零件工作的實(shí)際應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=105時(shí)測(cè)按有限壽命計(jì)算，對(duì)應(yīng)于N的疲勞極限a訥為Pa。-1N①300②428③500.4④430.545號(hào)鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)后的對(duì)稱(chēng)循環(huán)疲勞極限a-1=307Mpa,應(yīng)力循環(huán)基數(shù)N°=5X106次，疲勞曲線指數(shù)m=9,當(dāng)實(shí)際應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=106時(shí)，有限壽命的疲勞極限a_1n為MPa。TOC\o"1-5"\h\z①257②367③474④425塑性材料制作的零件、受靜應(yīng)力的作用，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)取作為極限應(yīng)力。疲勞曲線描述相同的，不同循環(huán)次數(shù)時(shí)疲勞極限與循環(huán)次數(shù)的關(guān)系。設(shè)計(jì)一臺(tái)機(jī)器，包含以下幾個(gè)階段：a.技術(shù)設(shè)計(jì)階段;b.總體設(shè)計(jì)階段;c.計(jì)劃階段，它們進(jìn)行的順序大體是。①a—c—b②b—a—c③b—c—a靜應(yīng)力的應(yīng)力比r。①r=-1②r=0r=-0.5④r=1零件受到的變應(yīng)力由產(chǎn)生。①靜載荷②動(dòng)載荷③靜載荷或動(dòng)載荷④載荷系數(shù)34.對(duì)于受循環(huán)變應(yīng)力作用的零件，影響疲勞強(qiáng)度的主要應(yīng)力成分是.①最大應(yīng)力。②平均應(yīng)力。③應(yīng)力幅。④最小應(yīng)力。TOC\o"1-5"\h\zmaxmamin—對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)中，小齒輪分度圓直徑d1=50mm，齒寬b1=55mm;大齒輪分度圓直徑d2=90mm，齒寬b2=50mm，則齒寬系數(shù)叩d=。①1?1②0.56③1④1?3一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)中，小齒輪分度圓直徑dp齒寬bj大齒輪分度圓直徑d2,齒寬b2,則齒寬系數(shù)Wd=b②寸

d1bb②寸

d1①于d1

—b③了d2標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式是的幾何參數(shù)推導(dǎo)出來(lái)的。①齒頂圓②節(jié)圓③齒根圓④基圓直齒錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算方法是以的當(dāng)量圓柱齒輪為計(jì)算基礎(chǔ)。①小端②大端③齒寬中點(diǎn)處在齒輪熱處理加工中，輪齒材料達(dá)到狀態(tài)時(shí)，將有利于提高齒輪抗疲勞強(qiáng)度和抗沖擊載荷作用的能力。，①齒面硬、齒芯脆②齒面軟、齒芯脆③齒面軟、齒芯韌④齒面硬、齒芯韌將齒輪做成鼓形齒輪的主要目的是為了減小.①使用系數(shù)②動(dòng)載系數(shù)③齒間載荷分配系數(shù)④齒向載荷分布系數(shù)開(kāi)式、半開(kāi)式齒輪傳動(dòng)目前僅按進(jìn)行計(jì)算，并將模數(shù)適當(dāng)擴(kuò)大。①齒面抗磨損能力②齒面接觸疲勞強(qiáng)度③齒根彎曲疲勞強(qiáng)度④齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，主要根據(jù)選擇齒形系數(shù)Yf①齒輪的模數(shù)②分度圓上螺旋角③齒輪的當(dāng)量齒數(shù)④分度圓直徑直齒錐齒輪的模數(shù)和壓力角是以（）參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值.①小端。②齒寬中點(diǎn)處。③大端。④分度圓錐的母線上。圓柱斜齒輪的當(dāng)量齒數(shù)為。Z

cosPZ

Z

cosP設(shè)計(jì)一般閉式齒輪傳動(dòng)時(shí)，計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度是為了避失效。①膠合②磨粒磨損③齒面點(diǎn)蝕④輪齒折斷在蝸桿傳動(dòng)中，當(dāng)其他條件相同時(shí)，增加蝸桿頭數(shù)，則傳動(dòng)效率n。①減低②提高③不變④可能提高,也可能減低齒面硬度HBS>350鋼制齒輪的制造工藝過(guò)程為。①加工齒坯f滾齒f淬火f磨齒②加工齒坯f滾齒f磨齒一淬火③加工齒坯f淬火f滾齒f磨齒④加工齒坯f淬火f磨齒f滾齒計(jì)算蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比時(shí)，公式是錯(cuò)誤的。TOC\o"1-5"\h\z.n.z①i=—1②i=Tn2z1\o"CurrentDocument"d①③i=2④i=1d①12設(shè)計(jì)機(jī)器中的某軸時(shí)，采用45鋼制造，如剛度不足，可采取措施來(lái)提高其剛度。①用40Cr鋼代替②淬火③增大軸的尺寸④改進(jìn)軸的結(jié)構(gòu)以減輕應(yīng)力集中按彎扭強(qiáng)度條件計(jì)算轉(zhuǎn)軸時(shí)引入折合系數(shù)a是考慮到。①?gòu)澢鷳?yīng)力可能不是對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力②扭剪應(yīng)力可能不是對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力③軸上有應(yīng)力集中④所采用的強(qiáng)度理論與試驗(yàn)結(jié)果有偏差二簡(jiǎn)答題帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)與打滑的主要區(qū)別是什么？分析獲得流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的最基本條件。簡(jiǎn)述普通平鍵連接的一般設(shè)計(jì)步驟。齒輪強(qiáng)度計(jì)算公式有：b=：土。也ZZZ<[q]H*bduhe￡H提高齒面接觸強(qiáng)度的措施是哪些？b=^^YYY<[b]FbmFaSa￡F提高齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的措施有哪些？帶傳動(dòng)中，帶中的內(nèi)力有緊邊拉力、松邊拉力、初拉力及有效拉力等。請(qǐng)用力學(xué)表達(dá)式用反映它們之間關(guān)系，并表達(dá)有效拉力與帶傳動(dòng)所傳遞功率的關(guān)系。為什么閉式蝸桿傳動(dòng)要進(jìn)行熱平衡計(jì)算？如果溫升過(guò)高，應(yīng)采取哪些措施？針對(duì)齒輪失效形式之一齒根彎曲疲勞折斷可采取工藝措施有哪些?三、計(jì)算作圖題某個(gè)受彎曲穩(wěn)定變應(yīng)力作用的軸類(lèi)零件，最大工作應(yīng)力X四=400Mpa，最小工作應(yīng)加=-100Mpa,已知材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)疲勞極限。_1=450MPa，脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限。0=700MPa，屈服極限。=800Mpa,要求：s（1）試?yán)L制出材料的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線圖；（2）在簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線圖上標(biāo)明工作應(yīng)力點(diǎn)N并判斷零件過(guò)載時(shí)可能的失效形式；（3）驗(yàn)算其安全系數(shù)。2.用合金鋼制成的轉(zhuǎn)軸其危險(xiǎn)剖面上的工作應(yīng)力^在-100"。~250MPa之間變化。該剖面的疲勞極限綜合影響系數(shù)K^=1.6，材料的力學(xué)性能^B=980Mpa,。s=800MPa，n1=480MPa，n0=780MPa，要求按無(wú)限壽命考慮，畫(huà)出零件極限應(yīng)力線圖并計(jì)算該剖面的安全系數(shù)（循環(huán)特征r=常數(shù)）。3已知某材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)疲勞極限。-i=170MPa，脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限。0=280MPa，屈服極限為as=260MPa；零件的應(yīng)力綜合影響系數(shù)K=1.5，壽命系數(shù)Kn=1；零件危險(xiǎn)截面上的應(yīng)力幅b=40Mpa、應(yīng)力的變化規(guī)律是應(yīng)力比r=0保持不變.。要求：a畫(huà)出零件的極限應(yīng)力線圖，在圖上標(biāo)出應(yīng)力工作點(diǎn)。零件的可能失效形式。計(jì)算零件的安全系數(shù)。一軸兩端各由一個(gè)30310軸承支承，受力情況如圖所示，兩軸承徑向載荷分別為F1=8000N,F=2000N，作用在軸上的軸向載荷分別為Fai=2000N,FA2=1000N，載荷系數(shù)f=1.5，工作轉(zhuǎn)速n=350r/min，常溫下工作。試分計(jì)算軸承壽命。（已知：圓錐pF滾子軸承內(nèi)部附加軸向力的計(jì)算公式F=-^，軸承的基本額定動(dòng)載荷C=130KN）d2YeFIF<eF!F>eXYXY0.35100.41.7

6如圖所示裝置中采用一對(duì)角接觸球軸承（軸承派生軸向力的計(jì)算式Fd=0.7F_）軸承的徑向載荷［1=15000N，F(xiàn)2=7000N，作用軸上外載荷F=5600N，軸承的e=0.68,當(dāng)"F>e時(shí),X=0.41,Y=0.87,f〃=1,軸承的基本額定動(dòng)載荷C=78000N，試求：1）各軸承所受的軸向載荷F1,F22為多少？2）計(jì)算各軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷;2）計(jì)算各軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷;3）計(jì)算軸承的工作壽命。7某軸由一對(duì)30207軸承支承如圖,已知兩軸承分別受到的徑向載荷為Fri=3000N,Fr2=6000N,且軸上作用有軸向載荷Fae=3000N,常溫下工作，轉(zhuǎn)速n=1450r/min,試計(jì)算此對(duì)軸承的額定壽命Lh。注：圓錐滾子軸承派生軸向力的計(jì)算公式F=F/3.2,30207軸承的基本額定動(dòng)載荷drC=51.5KN;載荷系數(shù)fp=1.5,當(dāng)量動(dòng)載荷P如下式:fpFrf(0.4F+1.6F)praF當(dāng)?<0.375時(shí)F.FfpFrf(0.4F+1.6F)praF當(dāng)?<0.375時(shí)F.Fr,當(dāng)—>0.375時(shí)Fr圖示起重卷筒與大齒輪為雙頭螺柱連接，起重鋼索拉力F=50kN,卷筒直徑D=400mm,利用雙頭螺柱夾緊產(chǎn)生的摩擦力矩將轉(zhuǎn)矩由齒輪傳至卷筒，八個(gè)螺柱均勻分布在直徑D0=500mm的圓周上，試計(jì)算雙頭螺柱的直徑。（已知：螺柱強(qiáng)度級(jí)別4.6,安全系數(shù)S=1.5，連接接觸面防滑系數(shù)Ks=1.2）

10如圖示，汽缸內(nèi)氣體工作壓強(qiáng)p=0.8MPa,汽缸內(nèi)徑D=400mm,聯(lián)接螺栓數(shù)z=12，要保證聯(lián)接緊密性要求（即F1=1.8F），設(shè)螺栓為5.9級(jí)，取安全系數(shù)s=1.5,要保證聯(lián)接強(qiáng)度，試計(jì)算所需的螺栓最小直徑。四、分析題如圖所示錐齒一圓柱齒輪減速器，已知高速級(jí)傳動(dòng)比i1=2，輸入軸轉(zhuǎn)速瓦，轉(zhuǎn)矩T1其中軸承效率為n1，齒輪效率n2（設(shè)n1=n2=1），低速級(jí)為斜齒圓柱齒輪。1）試畫(huà)出ii、m軸的轉(zhuǎn)向；2）為使II軸上軸承所受的軸向力較小，畫(huà)出3、4齒輪輪齒的螺旋線方向；3）畫(huà)出II軸上3、4兩齒輪嚙合點(diǎn)處的受力方向，各用三個(gè)分力表示。圖示為一蝸桿一圓柱斜齒輪一直齒圓錐齒輪三級(jí)傳動(dòng)，已知蝸桿為主動(dòng)，且按圖示方向轉(zhuǎn)動(dòng)。試在圖中繪出：⑴各輪轉(zhuǎn)向。⑵使ii、m軸軸承所受軸向力較小時(shí)的斜齒輪輪齒的旋向。（3）斜齒輪3在嚙合點(diǎn)所受各分力Ft3、叮、叮的方向。

3如圖所示蝸桿-斜齒輪-蝸桿三級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)，已知蝸桿1和5螺線均是單頭，蝸輪6螺旋線方向?yàn)樽笮噯?wèn)：1）（選擇）該傳動(dòng)系統(tǒng)用于傳動(dòng)較好，輸入軸是.TOC\o"1-5"\h\z①增速②減速③I軸④IV軸2）蝸輪6轉(zhuǎn)向如圖.為使軸II和in的軸向受力盡量小，要求：在圖上標(biāo)出各軸的轉(zhuǎn)向。3）在圖上標(biāo)出蝸輪2、齒輪3、蝸桿5所受的圓周力、徑向力和軸向力的方向。4）蝸桿1的螺旋線方向?yàn)椋X輪3的螺旋線方向?yàn)椋?）蝸桿1的螺旋線方向?yàn)椋X輪3的螺旋線方向?yàn)椋ㄎ仐U5的螺旋