机械设计第九版期末总复习资料.ppt

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1、第一章 绪 论 1-1 机械工业在现代化建设中的作用 1-2 机器的基本组成要素 -机械零件 1-3 本课程的内容、性质与任务 1-6 认识机器 1-4 本课程的特点、注意问题 1-5 教学安排 1.在如图所示的齿轮 凸轮轴系中，轴 4称 为 。 （ .零件 .机构 .构件 .部件） 第二章 机械设计总论 2-1 机器的 组成 2-2 设计机器的一般程序 2-3 对机器的主要要求 2-4 机械零件的主要失效形式 2-5 设计机械零件时应满足的基本要求 2-6 机械零件的计算准则 2-7 机械零件的设计方法 2-8 机械零件设计的一般步骤 2-9 机械零件材料的选用原则 2-10 机械零件设计中

2、的标准化 2-11 机械现代设计方法简介 1、在图 1所示卷扬机传动示意图中，序号 5、 6所示部分属于 。 （动力部分；传动部分；控制部分； 工作部分） 轿车组成： 1、机器在规定的使用时间（寿命）内和在预定的环境 条件下，能够正常工作的概率， 称为机器 的 。 2、 机械零件由于某些原因不能 时称为失效。 （ 工作； 连续工作； 正常工作； 负载工作） 3、 1、机械零件的常规设计方法可概括地分为 设 计， 设计和 设计。 可靠度 理论 经验 模型实验 三、 简答题 1 机械零件设计应满足哪些基本的准则？ 1/1 zz ii Nn 。 答：机械零件设计应满足的基本的准则有：强度准则， 刚度

3、准则，寿命准则，振动稳定性准则，可靠性准则。 3-1 材料的疲劳特性 3-2 机械零件的疲劳强度计算 * 3-3 机械零件的抗断裂强度 3-4 机械零件的接触强度 第三章 机械零件的强度 3-01 机械零件的载荷与应力 3-02机械零件在静应力下的强度计算 3-1 材料的疲劳特性 极限应力： sr 、 srN 第三章 机械零件的强度 3-01 机械零件的载荷与应力 变应力可由静载荷或变载荷产生 稳定性变应力的描述： smax 、 smin 、 sm 、 sa 、 r （循环特性） 3-02机械零件在静应力下的强度计算 极限应力： ss、 sb 安全系数： SSS SSSS caca 22lim

4、 s s s s ，复合应力：单向应力： mN N NK 0 rmrN N N ss 0 rNK s 3-2 机械零件的疲劳强度计算 材料及零件的疲劳极限应力线图 直线方程 材料常数 （ AD的斜率） 综合影响系数 应力变化规律（加载方式） 疲劳强度计算图解法和解析法 0 012 s ss s q kK ss s s 1)11( q kK 1)11( SOMMOS ca SKS ma ca ss s s s ss 1 m a x m a x 复合应力安全系数 S SS SSS ca s s 22 应力 状态 应力 类型 单向应力状态 复合应力状态 极限 应力 slim 静应力 稳定循 环变应

5、力 r=C (塑性 材料） 以 s为判据 以 s为判据 以 S为判据 以 S为判据 塑性 脆性 s sss S l i m S lim ss s s SS ca lim SS ca lim s ss ss sss S lim 22 m a x 22 m a x 3 4 S S s B B s 以 S为判据 疲劳区 s ss s ss s SKS ma ca 1 SKS ma ca 1 屈服区 ss ss s SS am Sca SS am Sca S SS SSS 2 c a 2 c a c a c a ca SSS SSS 2 ca2 ca ca caca rs NK NK ？ ？ rNs

6、强度计算公式总结 2 2 2 1 2 1 21 H 11 11 EE B F s 1 F B 2 H H F B 1 2 H H 3-4 机械零件的接触强度 1、变应力的循环特性 r=-1时为 ， r=0时为为 ， r=1时为 。 2、 下列公式中 是正确的。 （ ； ； ； ） 3、 零件受交变应力时， N次循环时的疲劳极限 为 ， 其中代号注脚 “ r”代表 。 （ ； ； ； ） 脉动循环变应力 对称循环变应力 静应力 CNmrN s mrN NCs k N NN m / 0 s sss 1 0 0 2 s sam ssma ssmaxmin ssminmax s srN N rK 已知

7、某材料的对称循环弯曲疲劳极限 s1 =180MPa， m=9，循环基数 N0=5 106，试求循环次数 N分别为 7000、 620000次的有限寿命弯曲疲劳极限。 已知某材料的对称循环弯曲疲劳极限 s1 =180MPa， m=9，循环基数 N0=5 106，试求循环次数 N分别为 7000、 620000次的有限寿命弯曲疲劳极限。 解 ：由 式 3-3 得： MPa MPa mN N N 0 11 ss 57.3737000 105180 9 6 0 17000 m N Nss 227620000 105180 9 6 0 1620000 m N Nss 三、 简答题 1、 线性疲劳损伤累积

8、的主要内容是什么？ 1/1 zz ii Nn 。 答： 线性疲劳损伤累积的主要内容是 Miner法则： (1) 当作用于零件上的载荷引起的应力 si大于材料的持久 极限时，这种应力对零件有损伤，其损伤量为 ni/Ni。 其中： ni为应力循环次数； Ni为使材料发生疲劳破坏 的应力循环次数； (2)当作用于零件上的载荷引起的 应力 si小于材料的持久极限时，这种应力对零件没有 损伤； (3)当损伤率达到 100%时，材料即发生疲劳破 坏，此时损伤率可表达为： 1/ 1 z z ii Nn (4)通过大量的实验证明： 2.27.0/ 1 z z ii Nn 第四章 摩擦、磨损与润滑概述 4-0

9、概 述 4-1 摩 擦 4种摩擦状态 干摩擦、边界摩擦、流体摩擦、混合摩擦 4-2 磨 损 磨损基本类型 磨粒磨损、疲劳磨损、粘附磨损、冲蚀磨损、腐蚀磨损、微动磨损 4-3 润滑剂、添加剂和润滑方法 润滑油的粘度（运动粘度、动力粘度）及牌号 润滑油的粘温特性 4-4 流体润滑原理简介 1、根据摩擦面间存在润滑剂的情况，滑动摩擦可分为 摩擦、 摩擦、 摩擦和 摩擦。 2、机件磨损过程大致分为三个过程： 阶段、 阶段、 阶段。 3、牛顿 1687年提出了粘性液的摩擦定律，即在流体中 任意点处的 与该处流体的 成 正比。摩擦学中把凡是服从这个粘性定律的流体都 叫 。 4、流体的粘度随温度升高而 ；在

10、压力不超 过 20MPa时，压力增加，粘度 。 5、润滑油的闪点是衡量其 的一种尺度， 通常应使工作温度比油的闪点 30 400C。 干 液体 边界 混合 磨合 稳定磨损 剧烈磨损 剪切应力 速度梯度 牛顿流体 降低 基本不变 易燃性 低 1、 某机械油 50C时的运动粘度为 27.01 32.5mm2/s， 40C时为 41.4 50.6mm2/s，表明该油的牌号为 。 （ L-AN32； L-AN68； L-AN46； L-AN22） 2、润滑油粘度受温度影响的程度可用粘度指数 VI表示。 粘度指数值越大，粘温性能 。 （越差； 越好； 不变 ） 3、流体的粘度是指流体的 。 （强度； 刚

11、度； 流动阻力；油性） 4、润滑油牌号 L AN100中的 100是表示这种润滑油 的平均值。 （动力粘度； 条件粘度； 运动粘度； 闪点） 5、 轴承的工作载荷越大，则选用润滑脂的锥入度 应 。 （越大； 越小； 大小均可 ） 6、温度升高时，润滑油的粘度 。 （降低； 升高； 先升后降；先降后升） 7、压力升高时，润滑油的粘度 。 （降低； 升高； 先升后降；先降后升） 8、流体的粘度是指流体的 。流体的粘度随温 度升高而 。 （强度； 刚度； 流动阻力； 油性； 降低； 不变； 增加） 第五章 螺纹联接与螺旋传动 5-1 螺纹 5-2 螺纹联接的类型与标准联接件 5-3 螺纹联接的预紧

12、5-4 螺纹联接的防松 5-5 螺纹联接的强度计算 5-6 螺栓组联接的设计 5-7 螺纹联接件的材料与许用应力 5-8 提高螺纹联接强度的措施 * 5-9 螺旋传动 5-1 螺纹 螺纹的主要参数： 大径 d、小径 d1、中径 d2、线数 n、导程 p、螺纹升角 细牙螺纹的特点： 细牙螺纹牙形小，螺距小，升角小，自锁 性好；小径大，强度高，但牙易磨损，不易经常拆卸。 5-2 螺纹联接类型及特点 (螺栓、螺钉、双头螺栓、紧定螺钉 ) 受拉螺栓连接： 普通螺栓、螺钉、双头螺栓、（紧定螺钉 ） 受剪螺栓连接 5-34 螺栓的预紧与放松 5-5 螺纹联接的强度计算 联接的失效形式： 受拉螺栓：塑性变形

13、、疲劳断裂 受剪螺栓：剪断、压溃 联接失效：滑移、离缝 22 t a n dnpds 紧螺栓联接强度计算： ss 4/3.1 2 1 2 ca d F FCC CFFFF mb b 012 FKifF S0 P m i n0 P ss Ld F 2 04 d F 受剪螺栓联接强度计算： 松螺栓联接强度计算 紧螺栓联接强度计算： 仅受预紧力的紧螺栓联接 受横向载荷的紧螺栓联接 受轴向载荷的紧螺栓联接 5-6 螺栓组联接的设计 受力分析的类型： F F F F 普通螺栓 f z i FKF FKzifF S 0 S0 或： 强度条件： ss 4/3.1 2 1 0 ca d F 联接条件（不滑移）

14、： 铰制孔螺栓 z FF 2 04 d F P m i n0 P ss Ld F 受横向载荷的螺栓组联接 受转矩的螺栓组联接 TKfrFfrFfrF sz02010 z i irf TKF 1 S 0 ss 2 1 0 4 3.1 d F ca 普通螺栓 强度条件： 联接条件（不滑移）： 铰制孔螺栓 Z i ir TrF 1 2 m a x m a x 2 0 m a x 4 d F P m i n0 m a x P ss Ld F T O ri Fi rmax Fmax 受轴向载荷的螺栓组联接 每个螺栓所承受的总载荷 F2为： F2 = F1 + F z FF ss 2 1 2 ca 4 3

15、.1 d F强度条件： 联接条件（不离缝）： F10，且满足密封要求。 受倾覆力矩（翻转力矩）的螺栓组联接 Li Lmax O O O M Z i L MLF 1 2 i m a x m a x ss 2 1 2 ca 4 3.1 d F m a x mb b 02 FCC CFF 0m a x PP WMAzF ss 00m i n WMAzFPs 最大工作载荷： 强度条件： 不压溃条件： 不离缝条件： 螺 栓 类 别 普通螺栓（受拉螺栓） 单 个 螺 栓 受 力 强 度 条 件 预紧力 F0=0 s 4 2 1d F 松螺栓 轴向载荷 轴向力 F 紧螺栓联接 横向载荷 fzi FKF s

16、0 FKzifF s0 转 矩 Z i i s rf TKF 1 0 F0-预紧力 ss 2 1 0 4 3.1 d F ca 轴向载荷 z FF Z i iL MLFF 1 2 m a x m a x 总拉力 F CC CFF mb b 02 静强度 ss 2 1 2 4 3.1 d F ca 疲劳强度 倾覆力矩 铰制孔螺栓（受剪螺栓） 横向载荷 转 矩 z FF 2 04 d F P m i n0 P ss Ld F Z i ir TrFF 1 2 m a x m a x 被联 接件 强度 0m a x PP WMAzF ss 00m i n WMAzFPs 螺栓联接强度计算小结 忽略 P

17、 m i n0 P ss Ld F RF aF RS FKfzF 1 z01 a mb m F CC CFF aF T TKrfF Sz i i 1 1 z FF a FCC CFF mb b 02 FFF 12 RF M M T RS FKfzF 0 TKrfF S z i i 1 0 z i i M L MLFF 1 2 m a x m a x FCC CFF mb b 02 aF M z i i M L MLF 1 max max m a xMa Fz FF ss 4 3.1 2 1 2 d F 0 PWMAzF s 00 WMAzF 1 PWMAFz s 01 WMAFz zFCC C

18、FF amb m 01 受拉螺栓 5-7 螺纹联接件的材料与许用应力 螺纹联接件力学性能等级代号：如 5.6 螺纹联接件的许用拉应力 受剪螺纹联接许用剪应力和许用挤压应力 5-8 提高螺纹联接强度的措施 降低影响螺栓疲劳强度的应力幅 改善螺纹牙上载荷分布不均的现象 减小应力集中 避免或减小附加弯曲应力 采用合理的制造工艺 内螺纹 外螺纹 螺纹联接 螺纹联接的画法及结构改错 1、普通螺纹中同一公称直径按 分为粗牙螺纹和 细牙螺纹。 （升角的大小； 旋向； 牙型角的大小 ； 螺距的大小） 2、 标注螺纹时 。 （右旋螺纹不必注明； 左旋螺纹不必注明； 左、右旋螺纹都必须注明； 左、右旋螺纹都不 必

19、注明 ） 3、 我国国家标准中规定普通螺纹的牙形角为 。 （ 60； 45； 30； 25） 4、普通螺纹的公称直径是指其 径。 （大； 中； 小 ） 5、计算螺杆强度时，应采用的螺纹直径是 径。 （大； 中； 小 ） 6、当进行螺栓联接的结构设计时，被联接件与螺母 和螺栓接触表面处需要加工，这是为了 。 （不致损伤螺栓头和螺母； 增大接触面积，不易 松脱； 防止产生附加载荷） 7、在受轴向载荷的紧螺栓强度计算公式中， 为 。其中 1.3是考虑 。 （工作载荷； 预紧力； 残余预尽紧力；工作 载荷 +预紧力；工作载荷 +残余预紧力；提 高安全可靠性；螺纹部分所受拉力的影响；保证 联接的紧密性；

20、螺纹部分受转矩的影响） 8、在常用的螺纹的联接中，自锁性能最好的螺纹 是 。 （ 三角形螺纹 ；梯形螺纹 ；锯齿形螺纹；矩 形螺纹） dF43.1 21ae ss 10、矩形螺纹多用于 ，三角形螺纹多用于 ， 这是因为矩形螺纹的摩擦 三角形螺纹的缘故。 （动力传递； 联接； 大于； 等于； 小于。） 19、设计螺纹联接防松装置的基本思想是 。 （防止螺旋与螺母的相对转动； 提高联接件的强度； 提高联接件的刚度； 提高被联接件的刚度） 20.若被联接件之一厚度较大、材料较软、强度较低、 需要经常装拆时，宜采用 。 （ .螺栓联接 .双头螺柱联接 .螺钉联接 . 紧定螺钉联接 5、螺纹联接的基本类

21、型有： 、 、 和 。 9、螺栓、螺柱、螺钉的性能等级分为 级，螺 母的性能等级分为 级，选用时，须注意所用 螺母的性能等级 与其相配螺栓的性能等级。 螺栓联接 螺钉联接 十 不低于 双头螺柱接 紧定螺钉联接 七 1图 7所示螺栓组联接中，采用两个 M20（其螺栓 小径为 d1）的普通螺栓，其许用应力为 ，联接件 接合面摩擦系数为 f，可靠性系数为 C，单个螺栓所 受的预紧力为 F0。试分析该联接所允许传递的载荷 F 的表达式。 1图 7所示螺栓组联接中，采用两个 M20（其螺栓 小径为 d1）的普通螺栓，其许用应力为 ，联接件 接合面摩擦系数为 f，可靠性系数为 C，单个螺栓所 受的预紧力为

22、 F0。试分析该联接所允许传递的载荷 F 的表达式。 解： 1）接合面之间不滑动： （ 3分） 2）螺栓不被拉断： （ 3分） 3） （ 2分） FCfF 22 0 4 1 3.1 2 1 0 s s d F C dfF 3.1 21 s 2、有一油缸端盖联接螺栓如图所示。已知：轴向总载 荷为 （ 的作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组 的对称中心），每个螺栓的预紧力为 ，被联接件刚 度为 ，螺栓刚度为 ，螺栓数目为 Z 。试求：每 个螺栓所受总拉力；每个螺栓的残余预紧力；加载 后尚补充拧紧，每个螺栓所受的计算应力。（注：螺栓 的大径为 d、小径为 d1、中径为 d2） F F 0F mC bC

23、 2、 有一油缸端盖联接螺栓如图所示。已知：轴向总载荷为 （ 的作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组的对称中心）， 每个螺栓的预紧力为 ，被联接件刚度为 ，螺栓刚度为 ， 螺栓数目为 Z 。试求：每个螺栓所受总拉力；每个螺栓的残 余预紧力；加载后尚补充拧紧，每个螺栓所受的计算应力。 （注：螺栓的大径为 d、小径为 d1、中径为 d2） F F 0F mC bC )(02 ZFCC CFF mb b 1、解： )()( 001 ZFCC CFZFZFCC CFF mb m mb b 2 1 2 4 3.1 d F ca s 5 9 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采 用橡胶垫片。已知螺栓预紧力

24、 F0 15000N，当受 轴向工作载荷 F 10000N时，求螺栓所受的总拉 力及被连接件之间的残余预紧力。 解： 使用的垫片为橡胶垫片 : 又总拉力为： 1)总拉力为： N 2)残余预紧力 由 得： N 5 9（ p102） 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联 接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力 F0 15000N，当受轴向工作载荷 F 10000N时，求螺 栓所受的总拉力及被连接件之间的残余预紧力。 FFFcc cFF mb b 102 0.9b bm C CC 2 4 0001 0 0009.01 5 00002 Fcc cFF mb b 2 4 0 0 01 0 0 0 0112 FFF

25、F 140001 F 四、 计算及分析题 NF 4 5 0 0 60 NF 5 5 2 00 3 (共 10分 )如图所示为一固定在钢制立柱上的铸铁托架，已知总载荷 ，其作用线与垂直线的夹角 ，底板高 h=340mm， b=150mm，螺栓预紧力 ，螺栓的相对刚度为： 2.0)/( mbb CCC ，试计算每个螺栓所受 的总拉力。 h b F 220 280 160 150 NFF x 3 8 9 7s in NFF y 2250c os NzFF xa 9 7 4/ N c mFFM yx 9 6 1 0 2152 4 0 0164 1 5 71516 4 2 1 m i n 2 1 / 9

26、 6 1 0 2 / ( 4 1 4 ) 1 7 1 6M i M i F M L L F 1 1 0 / ( ) ( ) 0 . 2 ( 9 7 4 1 7 1 6 ) 5 5 2 0 6 0 5 8b b m a MF C C C F F F N 2 2 0 / ( ) ( ) 0 . 2 ( 9 7 4 1 7 1 6 ) 5 5 2 0 4 3 5 1 . 6b b m a MF C C C F F F N 解：螺栓组结构如图所示：螺栓数 z=4对称布置。将总载荷沿水平和铅垂方向进行 分解，可得： ， 由水平拉力引起的工作拉力为： 倾覆力矩为： 由倾覆力矩引起的上、下面螺栓拉力为： 上

27、、下面螺栓的总拉力分别为： 第六章 键、花键、无键联接和销联接 6-1 键联接 键联接分类及特点：平键、半圆键、楔键、切向键等。 A、 B、 C型普通平键的特点 键的尺寸选择： b h和 键的长度 L 平键联接的失效 强度校核： 6-2 花键联接 花键联接的特点 * 6-3 无键联接、 6-4 销联接 普通平键联接 (静联接 )： 工作面的压溃、键的剪断 导向平键滑键联接 (动联接 )： 工作面的磨损 2 pp ss k l d T kl F 1. 普通平键是（由、 中选） ，其剖面尺寸一 般是根据（由、中选） 按标准选取 的。 （标准件； 非标准件； 传递转矩大小； 轴 的直径； 轮毂长度；

28、 轴的材料） 2.普通平键长度的主要选择依据是 。 （传递转矩的大小； 轮毂的宽度； 轴的的直径； 传递功率的大小） 3、平键主要用来实现 固定。 4、半圆键联接的缺点是轴上键槽较深，对轴的 削 弱较大，一般只用于 联接中。 5、花键联接按其齿形不同，可分为 花键 和 花键。 轴和轴上零件之间的周向 强度 轻载 矩形 渐开线 4、普通平键联接属于 联接， 其主要的失效形式是键以及轴与轮毂上的键槽三 者中 。 5、同一轴毂联接，当用单键强度不够而需要采用 双键时，键的合理布置方式是：两平键 宜 ；两半圆键应 ； 两楔键应 。 静 强度较弱的表面被压溃 相隔 180度 位于同一直线上 相隔 901

29、20度 第八章 带传动 8-1 带传动概述 8-2 带传动的工作情况分析 8-3 带传动的设计计算 8-4 带轮结构设计 8-5 带传动的张紧装置 8-6 带传动设计实例 8-1 带传动概述 带传动的特点 带轮槽的楔角 小于带的。 8-2 带传动的工作情况分析 弹性滑动 带传动力分析公式 优点： 结构简单、无啮合冲击，传动平 稳、适合高速、造价低廉以及缓冲减振， 过载保护，适用于大中心距； 缺点： 摩擦式带传动有弹性滑动和打滑 的现象，传动比不稳定，需较大张紧力， 寿命短。 21 FFF e 2102 FFF 1 12 0 f f fcec e eFFF feFF 21 最大应力发生在带的紧边

30、开始绕上小带轮处。 为了不使带所受到的弯曲应力过大，应限制带轮的最小直径。 由于 拉力差 和 带的弹 性变形 而引起的带相 对带轮的局部滑动。 8-3 带传动的设计计算 带传动的主要失效形式是打滑和传动带的疲劳破坏。 带传动的设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强 度和寿命。 单根 V带所允许传递的功率公式的含义： 带的参数选择： 8-4 带轮结构设计 8-5 带传动的张紧装置 张紧轮的位置及张紧方向 KWAveP Vfcb 1 0 0 0)11)( 10 sss 带的型号 带轮的基准直径的 dd1 带的速度 v 中心距 a 带的基准长度 Ld 小带轮上的包角 1 带的根数 z 1、在一

31、般机械传动中，若需要采用带传动时，应 优先选用 。 （ 圆型带传动 同步带传动 V型带传动 平型带传动 ） 3、正常工作条件下的 V带传动，在接触面上带与 带轮间 。 （速度完全一致； 存在弹性滑动； 存在打 滑； 存在弹性滑动与打滑 ） 5、带传动的主要失效形式是带的 。 （ 疲劳拉断和打滑 磨损和胶合 胶合和打 滑 . 磨损和疲劳点蚀） 6、带传动设计中，应验算小带轮包角不要过小， 这是为了 。 （提高传动寿命； 减小对轴的压力； 减小结 构尺寸；提高摩擦力保证有一定承载能力 ） 7.带传动正常工作时不能保证准确的传动比是因 为 。 （带存在弹性滑动；带容易变形和磨损； 带在 带轮上打滑；

32、 带的材料不符合虎克定律） 8、带传动中，从动轮上发生弹性滑动时，则 。 带的速度小于从动带轮的圆周速度；带的速度大于 从动带轮的圆周速度；带的速度等于从动带轮的 圆周速度） 9、各种型号的 V带，其截面的楔角均为 400。为使 V带的工作面能与轮槽工作面保持良好接触，必须 使带轮槽角 。 （略大于 400； 略小于 400； 等于 400 ） 3 带传动工作时，带中的应力有 应力， 应力和 应力。 4、已知某 V带传动所传递的功率 P=4kw,带速 V=8m/s,紧边拉力 F1与松边拉力 F2的关系为 F1=1.5F2。则其有效圆周力 Fe为 N， 紧边拉力为 N，松边拉力为 N。 拉 弯曲

33、 离心 500 1500 1000 8-2（ P164） V带传动传递的功率 ， 带速为 ，紧边拉力是松边拉力的两 倍，即 ，试求紧边拉力 ，有效 拉力 和预紧力 。 7.5P kw 1 0 /v m s 122FF 1F eF 0F 8-2（ P164） V带传动传递的功率 ， 带速为 ，紧边拉力是松边拉力的两 倍，即 ，试求紧边拉力 ，有效 拉力 和预紧力 。 解： 由式（ 8-3） 得 ： 由 得： 且 7.5P kw 1 0 /v m s 122FF 1F eF 0F 1000 eFvP 1000 750 e PFN v 12 122 eF F F FF 2 750eF F N 122

34、 1 5 0 0F F N 01 11252 e FF F N 1、带传动中弹性滑动和打滑有什么区别？打滑对带传 动有何影响？ 2、 带传动为什么要限制其最小中心距和最大传动比？ 答：弹性滑动是由于带的弹性变形而引起的带与带轮的滑 动。只要带传动传递功率，带两边就有拉力差。弹性滑 动是带传动的固有属性，不可避免。而打滑是当工作载 荷大于带传动的最大有效拉力时，带与带轮间就将发生 显著的相对滑动。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速 急剧下降，甚至使带传动失效。 答： 1）中心距愈小，带长愈短。在一定速度下，单位时间内 带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳破坏；如在传 动比一定的条件下，中心距越小，

35、小带轮包角也越小， 传动能力下降，所以要限制最小中心距。 2）传动比较大且中心距小时，将导致小带轮包角过小， 传动能力下降，故要限制最大传动比。 答：当工作载荷大于带传动的最大有效拉力时，带与带轮 就将发生显著的相对滑动，即打滑。打滑将使带的磨损 加剧，从动轮转速急剧下降，甚至使带传动失效。 3、带传动为什么会出现打滑现象？打滑对带传动有何 影响？ 第九章 链传动 9-2 传动链的结构特点 链节数宜取 偶数 ，避免 过渡链节 9-1 链传动的 特点及应用 9-3 滚子链链轮的结构和材料 9-4 链传动的工作情况分析 链传动的 多边形效应 造成链条和链轮都做周期性的变速运动， 从而引起动载荷。

36、9-5 滚子链传动的设计计算 失效形式 链传动的参数选择 9-6 链传动的 布置、张紧、 润滑与防护 链轮的转速越高、节距 越大、齿数越少，则传 动的动载荷就越大。 链轮齿数 z1、 z2 传动比 i 中心距 a 链的节距 p和排数 5、滚子链的链片制成 8字形，主要是为了 。 提高强度； 减轻重量和使链板各截面强度相等； 节省材料；加工方便 ） 1、带、链、齿轮组成的多级减速传动中，链传动 宜放在 上。 （高速级；低速级；高速级或低速级均可） 2、链传动中，限制链轮的最小齿数的目的之一是 为了 。 （减小传动的不均匀性和动载荷； 防止链节磨 损后脱链； 使小链轮轮齿受力均匀； 防止润 滑不良

37、时轮齿加速磨损） 3.链传动与带传动相比较，其主要优点是 。 （工作时平稳、无噪声；制造费用低；对环 境要求高； 能保持准确的平均传动比） 6、开式链传动的主要失效形式是 。 （链条的疲劳破坏； 链条的过载拉断； 链条铰链的 磨损；链条铰链的胶合 ） 7、链传动中，限制大链轮的最大齿数的目的之一是为 了 。 （减小传动的不均匀性和动载荷； 防止 链节磨损后脱链； 使小链轮轮齿受力均匀； 防止润 滑不良时轮齿加速磨损） 8、套筒滚子链设计时，在满足承载能力要求的前题下， 链条节距选得 越好。（越大； 越小 ） 9、链传动中，链的节距增大时，则多边形效应将 。 （ 减少； 加剧； 不变） 10、链

38、传动中，小链轮齿数 Z1增加时，则多边形效应 将 。 （ 减少； 加剧； 不变） 1、 滚子链传动设计时，为什么中心距不宜取得 过大或过小？ 答：链传动设计时，中心距过小，链速不变时，单 位时间内链条绕转次数增多，链条曲伸次数和循 环次数增多，因而加剧了链的磨损和疲劳；小链 轮包角变小，包角范围内，每个轮齿所受载荷增 大，且易出现跳齿和脱链现象；中心距过大时会 引起松边垂度过大，传动时造成松边颤动。 第十章 齿轮传动 10-1 齿轮传动概述 10-2 齿轮传动的失效形式及设计准则 10-3 齿轮的材料及其选择原则 10-4 齿轮传动的计算载荷 10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 10-6

39、 齿轮传动设计参数、许用应力与精度选择 10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 10-8 标准锥齿轮传动的强度计算 10-9 齿轮的结构设计 10-10 齿轮传动的润滑 第十章 齿轮传动 10-1 齿轮传动概述 10-2 齿轮传动的失效形式及设计准则 失效形式及措施 齿轮的设计准则 10-3 齿轮的材料及其选择原则 对齿轮材料性能的要求 软齿面、硬齿面 轮齿折断、齿面磨 损、齿面点蚀、齿 面胶合、塑性变形。 闭式软齿面齿轮：易发生点蚀，按接触疲劳强度设计，校核 弯曲强度 闭式硬齿面齿轮：易发生轮齿折断，按弯曲疲劳强度设计， 校核接触强度 开式齿轮：主要失效是磨损、断齿，不会出现点蚀，只按弯曲

40、 疲劳强度设计，然后将计算出的模数 m加大 10%20% 齿轮的齿体应有较高的抗折断能力，齿 面应有较强的抗点蚀、抗磨损和较高的抗胶 合能力，即要求： 齿面硬、齿芯韧。 10-4 齿轮传动的计算载荷 载荷系数 K KA Kv K K 10-5 标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 受力分析 强度计算公式 齿形系数对齿形的影响 齿轮强度的比较 10-6 齿轮参数及许用应力 齿轮传动设计参数的选择（ Z1、 m） FSaFa d F YYzm KT s s 213 12 3 21 1 2 F SaFa d YY z KTm s FsaFaF YYmbd KT ss 1 12 HEHtH ZZuubdKF

41、 ss 1 1 HEH d H ZZu u d KT s s 12 3 1 1 3 2 1 1 12 s H EH d ZZ u uKTd 在保证弯曲疲劳强度的前提 下，齿数选得多一些好 齿宽系数 d及齿宽的选择（为什 么小齿轮比大齿轮宽） 齿轮的许用应力 10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算 10-8 标准锥齿轮传动的强度计算 几何尺寸关系 tan1= r1 / r2 10-9 齿轮的结构设计 10-10 齿轮传动的润滑 斜齿轮、 锥齿轮受 力分析 1、影响渐开线圆柱齿轮齿形系数的参数是 。 （齿宽系数； 模数； 齿数 ） 2、一般圆柱齿轮传动的接触强度是按 啮合时的情 况进行计算的。

42、（单齿对啮合的最高点；齿顶；齿根；节点； 啮合极限点 ) 3、一般圆柱齿轮传动的弯曲强度是按载荷作用于 时 的情况进行计算的。 （单齿对啮合的最高点；齿顶；齿根；节点； 啮合极限点 ) 4、齿轮传动中，材料与齿宽系数、齿数比、工作情况 等一定情况下，齿轮的接触强主要取决于 ，而弯曲 强度主要取决于 。 （模数； 齿数； 分度圆直径或中心距；压力角 ） 5、一对齿轮传动，已知 Z1HBS2，则轮齿的 接触应力 。 （大于； 等于； 小于） 6、对于开式齿轮传动的承载能力计算，目前采取的方 法是 。 （按接触疲劳强度计算，然后将计算结果增大；按每 小时齿面磨损量计算齿厚；按闭式齿轮传动设计； 按轮

43、齿弯曲疲劳强度计算，将所得模数加大 ) 第十一章 蜗杆传动 11-1 蜗杆传动概述 11-2 蜗杆传动的类型 11-3 普通蜗杆传动的参数与尺寸 蜗杆的分度圆直径 d1（ d1= qm ） 11-4 普通蜗杆传动的承载能力计算 失效形式：蜗轮磨损、胶合、点蚀；蜗杆刚度不足。 蜗杆传动的设计准则 11-5 蜗杆传动的效率、润 滑与热平衡 1 1 1 1t a n d mz d mz mzqdda )(21)(21 221 1、规定蜗杆直径系数 q为标准值，是为了 。 （保证蜗杆有足够的刚度；提高蜗杆传动效率； 限制蜗轮滚刀的数目及便于滚刀的标准化；有 利于蜗杆传动中心距标准化） 3、已知阿基米德

44、蜗杆标准传动的中心距 a=78 mm,， 蜗轮分度圆直径 d2=120 mm，模数 m=3mm，蜗杆 头数 Z1=2，则传动比 i= ，蜗杆特性系数 q= 。 20 12 12-1 滑动轴承概述 12-2 滑动轴承的典型结构 12-3 滑动轴承的失效形式及常用材料 12-4 滑动轴承轴瓦结构 12-5 滑动轴承润滑剂的选择 12-6 不完全液体润滑滑动轴承的设计计算 12-7 液体动力润滑径向滑动轴承的设计计算 * 12-8 其它形式滑动轴承简介 第十二章 滑动轴承 磨粒磨损、刮伤、 咬粘 (胶合 )、疲劳 剥落和腐蚀 12-1 滑动轴承概述 滑动轴承的特点及应用 12-2 滑动轴承的典型结构

45、 12-3 滑动轴承的失效形式及常用材料 滑动轴承失效形式 对滑动轴承材料的要求 12-4 滑动轴承轴瓦结构 轴瓦的形式和结构 油槽的设置 及对轴承承载能力的影响 12-5 滑动轴承润滑剂的选择 润滑油的粘度（运动粘度、动力粘度）及牌号 润滑油的粘温特性 第十二章 滑动轴承 减摩性、耐磨性、抗 咬粘性、摩擦顺应性、 嵌入性、磨合性 12-6 不完全液体润滑滑动轴承的设计计算 失效形式： 磨损、胶合 设计准则： 保证边界膜不破裂。 校核内容： p p、 pvpv、 vv p p： 限制过度磨损。 pvpv： 限制温升，避免胶合。 vv： 防止滑动速度过高而加速磨损。 12-7 液体动力润滑径向滑

46、动轴承的设计计算 流体动压润滑的必要条件 雷诺方程的意义 径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程 工作能力计算 流体动力润滑的必要条件是： 相对运动的两表面间构成收 敛楔形。 两表面必须有足够的相对滑 动速度，其运动方向必须使润 滑油由大口流进，小口流出。 润滑油必须有一定的粘度， 供油要充分。 )(6 03 hhh vxp PC dBF 2 vB F dB FC P 2 22 承载量系数 Cp与偏心率 最小油膜厚度 hmin= r (1- ) h 轴承的热平衡计算 轴承参数对承载能力及温升的影响 参数选择： 宽径比 B/d、 相对间隙 、 粘度 参数 、 、 B/d、 d、 、 tm 1、液体摩

47、擦径向滑动轴承在所受外载荷不变的条件下， 当轴颈的转速增加时，最小油膜厚度 hmin 。 （减小； 增加； 不变； 不能确定） 2、柴油机曲轴中部的轴承应采用 。 （整体式滑动轴承 部分式滑动轴承 深沟球轴承 圆锥滚子轴承） 3、高速、重载下工作的重要滑动轴承，其轴瓦材料宜 选用 。 （锡基轴承合金； 铸锡青铜；铸铝铁青铜； 耐 磨铸铁） 4、径向滑动轴承中，若在轴瓦上开设油沟，为避免过 大地降低轴承的承载能力，油沟应开设在 。 （随意； 承载区； 非承载区 ） 5、下列机械中 只采用滑动轴承。 （普通齿轮减速器； 电动机转子； 火车轴承；汽车内燃 机曲轴轴承） 6、膜厚比 可以用来大致估计两

48、滑动表面所处的摩擦状态。当 3时，相应的滑动表面所处的摩擦状态 是 。 （干摩擦状态； 边界摩擦状态； 混合摩擦状态； 流体 摩擦状态） 1、在不完全液体润滑滑动轴承的设计计算中，为了维持边界 油膜不遭破裂，应主要限制 和 以 进行间接的、条件性计算。 2.为了使润滑油均布在滑动轴承的整个轴颈上，应在轴瓦内 表面制出 。 3、径向滑动轴承中，若在轴瓦上开设油沟，为避免过大地降 低轴承的承载能力，油沟应开设在 。 4、液体润滑滑动轴承按承载机理的不同，可分为 滑 动轴承和 滑动轴承。 5、非液体摩擦滑动轴承设计中，验算压力 p主要是为了控 制 ，验算 pV值主要是为了控制 。 p p pv pv

49、 油槽（或油沟） 非承载区 液体动压 液体静压 磨损 发热和温升 四、简答下列问题（共 10分） 1、简述径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程。（ 5分） 2、简述径向滑动轴承形成流体动力润滑（即形成动压 油膜）的必要条件。（ 5分） 答：（ a）当轴颈静止时，轴颈处于轴承的最低位臵，并 与轴互相接触，两表面之间形成了一收敛的楔形空间； （ b）当轴颈顺时针转动时，在轴瓦对轴颈的磨擦力作 用下，轴颈沿孔壁向右爬升；（ c）随着转速增大，楔 形油膜产生的动压力将轴颈向右浮起；（ d）当轴颈达 到稳定运转时，轴颈便在一定的偏心位臵上；（ e）当 轴承处于流体动压润滑状态时，油膜产生的压力与外 载荷相

50、平衡。 答：（ a）相对滑动的两表面间必需形成收敛的楔形空间； （ b）被油膜分开的两表面必须有相对滑动速度，其运 动方向必须保证润滑油从大截面流进，从小截面流出； （ c）润滑油必须有一定的粘度，供油应充分。 第十三章 滚动轴承 13-1 概 述 13-2 滚动轴承的主要类型和代号 13-3 滚动轴承的类型选择 13-4 滚动轴承的工作情况 13-5 滚动轴承尺寸的选择 13-6 轴承装置的设计 13-7 滚动轴承与滑动轴承性能对照 13-8 滚动轴承例题分析 第十三章 滚动轴承 13-1 概 述 13-2 滚动轴承的主要类型和代号 滚动轴承的类型及特点 滚动轴承的代号 13-3 滚动轴承的

51、类型选择 13-4 滚动轴承的工作情况 轴向载荷对载荷分布的影响 派生 (附加、内部 )轴向力 Fd 13-5 滚动轴承尺寸的选择 滚动轴承的失效形式： 滚动轴承的设计准则 滚动轴承基本额定寿命， L10的意义。 基本额定动载荷 C 当量动载荷 判断系数 e的意义 滚动轴承的轴向力计算（三句话） 滚动轴承寿命计算公式 13-6 轴承装置的设计 支承方式及特点 轴承游隙及轴上零件位置的调整 滚动轴承的润滑与密封 轴系结构改错 )( arP YFXFfP P Cf n L th 60 10 6 610 60 h t Ln f PC 滚动轴承的设计准则： 对于回转的滚动轴承 ： 接触疲劳 寿命计算和

52、静强度计算。 对于摆动或转速很低的滚动轴承 ： 只需作静强度计算。 对于高速轴承 ： 除进行疲劳寿命 计算外，还需校核极限转速 nlim。 疲劳点蚀、 塑性变形、 磨损、烧伤、断裂。 1.当轴的转速较低，且只承受较大的径向载荷时，宜 选用 。 （深沟球轴承； 推力球轴承； 圆柱滚子轴承； 圆锥滚子轴承） 2.一般转速的滚动轴承计算准则为 。 （ 进行静强度计算 ； 进行极限转速计算；进 行疲劳寿命计算；进行热平衡计算） 3、在下面的滚动轴承型号中允许极限转速最高的轴 承是 。 （ N307/P4； 6207/P2； 30207； 51307/P6） 4. 一般选择滚动轴承类型的主要依据是 。

53、（轴承的极限转速 nlim的大小； 轴承的承载能力； 轴承所受载荷的大小、方向和性质；轴承的调 心性能）。 5、下列滚动轴承中，极限转速最高的是 。 （推力轴承； 特轻系列深沟球轴承；重系列深 沟球轴承；特轻系列圆柱滚子轴承；重系列圆柱 滚子轴承） 6、滚动轴承的基本额定寿命是指同一批轴承，在同 一条件下，其中 的轴承产生疲劳点蚀时， 轴承所转的总转数。 （； 10%； 85%； 15%） 7、调心滚子轴承外圈滚道为 。 （球面； 圆柱面；鼓形（球面滚子）；圆锥 形） 1、代号为 7207的滚动轴承 ,其类型为 轴 承，内径大小为 mm、直径系列为 系列。 3、在同一轴上两个滚动轴承支点组合设

54、计时，温度 变化不大的短轴常采用 的固定结构； 温度变化较大的长轴常采用 的固定结构。 角接触球 35 轻 一端固定，一端游动（单支点双向） 两端固定（双支点单向 ） 第十四章 联轴器和离合器 14-0 联轴器和离合器概述 14-1 联轴器的种类和特性 14-2 联轴器的选择 计算转矩 Tc=KA（工况系数） T （名义转矩） 应使 Tc T 14-3 离合器 14-4 安全联轴器及安全离合器 14-5 特殊功用及特殊结构的联轴器及离合器 1、挠性联轴器根据内部是否具有弹性元件，可分为 联轴器和 联轴器 2、联轴器只有在机器 时才能接合和断开两 轴的联接；在机器运行中要进行轴的离合，需要采 用

55、 。 3、有弹性元件的挠性联轴器的主要优点 是 ，又能 。 4、离合器按传力原理分为 式离合器 和 式离合器。 有弹性元件的挠性 无弹性元件的挠性 停车 离合器 可缓 冲减振 补偿两轴间的偏移 牙嵌 摩擦 5、当需联接的两轴有径向位移、但载荷不大且转速较 低时，最好是采用 联轴器；而在转速高 且经常正反转时，则应采用 。 7.下面的联轴器中在工作时具有缓冲减振作用的联轴器 是 。 （刚性联轴器； 十字滑块联轴器； 齿式联轴器； 弹性柱销联轴器） 8.在下列联轴器中，属于刚性联轴器的是 。 （万向联轴器 齿式联轴器 弹性柱销联轴器 凸缘联轴器） 十字滑块 弹性套柱销联轴器 第十五章 轴 15-0 工程实际中的轴 15-1 轴的概述 15-2 轴的结构设计 轴系结构改错题 15-3 轴的计算 的含义其中 ， ）（ ）按弯扭组合计算： ，）按扭转计算： 扭矩图轴的支反力、弯矩图、） s s 3 2.0 1055.9 2 1 1 22 3 0 33 6 W TM n P Ad n P d CA T 1、在实际应用中，轴多做成阶梯形，这主要为 了 。 （减轻轴的重量； 制造省工且便于热处理； 便 于轴上零件的装配和定位） 2、火车车厢的车轮轴是