机械设计填空题复习

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1、机械设计基础习题库第一篇1、设计机械零件时，选择材料主要应考虑三方面的问题，即 使用 要求、 工艺 要求和 经济 要求。2、由于合金钢主要是为了提高 强度 ，而不是为了提高 刚度 。而且通常要进行适当的 热处理 才能得到充分利用。3、零件刚度是指零件在载荷作用下抵抗 弹性变形 的能力。常用的提高零件刚度的措施有 采用抗弯曲或扭转变形强的剖面形状 ， 减小跨距 等。4、脆性材料制成的零件，在静应力下，通常取材料的 强度极限 为极限应力，失效形式为断裂；塑性材料制成的零件，在简单静应力作用下，通常取材料的 屈服极限 为极限应力，失效形式为塑性变形；而在变应力作用下，取材料的 疲劳极限 为极限应力，

2、失效形式为疲劳断裂。5、静止的面接触零件在外载荷作用下，接触表面将产生 挤压 应力，对于塑性材料的零件将产生表面 塑性变形 而破坏；而在点线接触零件，在外载荷作用下，接触处将产生 接触 应力，从而将引起零件的 疲劳点蚀 破坏。6、二个零件相互接触的表面呈 点、线 接触，并具有一定的 相对滑动 ，这种接触面的强度称表面接触强度。如通用件中 齿轮 的工作表面。7、按零件接触状态的不同，三种表面强度的区别是：接触强度的滑动表面为 点、线 接触；挤压强度的静接触面为 面 接触；比压强度的滑动表面为 面 接触。8、两零件高副接触时，其最大接触应力取决于 材料弹性模量； 接触点曲率半径 及 单位接触宽度载

3、荷 。9、随 时间 变化的应力称为变应力，在变应力作用下，零件的损坏是 疲劳断裂 。10、变应力可归纳为 对称循环 变应力， 非对称循环 变应力和 脉动循环 变应力三种基本类型。在变应力中，循环特性r变化在+1 -1之间，当r= -1时，此种变应力称为对称循环变应力；r=0时，称为脉动循环变应力；r= +1时，即为 静 应力。11、在每次应力变化中， 周期 、 应力幅 和 平均应力 如果都相等则称为稳定变应力，如其中之一不相等，则称为非稳定变应力。12、变应力的五个基本参数为 最大应力max、 最小应力min、应力幅a 、 平均应力m 、 循环特性r 。13、脉动循环变应力的min= 0 ；m

4、=a= max/2 ；循环特性r为 0 。14、当循环特性r=-1，变应力为 对称循环 ；循环特性r=0，变应力为 脉动循环 。15、在变应力参数中，如以max，min表示，平均应力m=(max+min)/2，应力幅a=(max-min)/2，循环特性r=min/max。16、应力循环特性r=min/max，其中应力的取值是指 绝对值 的大小，但如有方向改变时，其比值要加 负 号，故r值总是在 -1 +1 之间。17、用应力幅a=及平均应力m作为纵横坐标的极限应力图，是表示材料不同的 循环特性 与不同的疲劳极限之间的关系。在纵坐标上为对称循环应力，其循环特性为 -1 ，极限应力为 -1 ；在横

5、坐标上为静应力，其循环特性为 +1 ，塑性材料的极限应力为S 。18、在变应力中，等效应力幅av=(ks)Dax+ysm，式中的综合影响系数(k)D是表示 表面状态 ； 绝对尺寸 ， 应力集中 对零件疲劳强度的影响；而ys是把平均应力折合为 应力幅 的等效系数。19、材料发生疲劳破坏时的应力循环次数N必 小于或等 于该材料的循环基数N0；由于 应力集中 、 绝对尺寸 、 及表面状态 等影响，零件的疲劳极限通常必小于其材料的疲劳极限。20、影响零件疲劳强度的因素主要有： 应力集中 、 绝对尺寸 和 表面状态 。它们在变应力中，只对 应力幅 有影响。21、在影响零件疲劳强度的因素中，绝对尺寸系数是

6、考虑零件剖面的绝对尺寸愈大，使材料晶柱粗大，出现 缺陷 的概率愈大，而使疲劳极限下降，表面状态系数是考虑零件表面的 粗糙度 对疲劳强度的影响，而根据试验，以上两个系数及有效应力集中系数只对变应力中的应力幅 有影响。22、金属材料的疲劳曲线有两种类型： 一种是当循环次数N超过某一值N0以后，曲线即趋向水平 。 另一种则曲线无水平部份，疲劳极限随N增加而下降 。22、普通碳钢的疲劳曲线有两个区域：NN0区为 无限寿命区 ，NN0区为 有限寿命区 ，在 无限寿命区 区疲劳极限是一个常数。23、疲劳极限的定义是在 循环特性r 一定时，应力循环N次后，材料 不发生疲劳破坏 时的最大应力。当N为 N0 时

7、的疲劳极限叫做持久极限。24、零件疲劳计算中，一定的循环特性r下，应力的实际循环总次数Ni与相应应力下达到 疲劳 时的循环总次数Ni之比，叫作寿命损伤率。零件在各应力作用下达到 疲劳 极限时，各寿命损伤率之和 应等于 1 ，这就是疲劳损伤积累假说。25、材料疲劳损伤累积假说认为：大于 疲劳极限 的各实际工作应力每循环一次，就造成一次 寿命 损失，因此用各应力的实际总循环总次数Ni与相应的达到疲劳时循环次数Ni之比表示的 寿命损伤率 在零件达到疲劳极限情况时，各应力下其值之和应等于 1 。26、材料的疲劳曲线是表示一定的 r 下，循环次数N与 疲劳极限 的关系；用平均应力m作横坐标，应力幅a为纵

8、坐标表示的极限应力图，反映了不同的 r 下，具有不同的 极限应力 。27、最典型的四种磨损为： 粘着磨损 ； 接触疲劳磨损 ； 磨料磨损 ； 腐蚀磨损 。28、为了减轻粘着磨损可采取 合理选择材料 、 加添加剂 、 限止摩擦表面的温度和压强 等措施。29、点蚀的形成和润滑油的存在有密切关系，润滑油的粘度愈小，点蚀的发展愈 迅速 ；若没有润滑油，则接触处的主要破坏形式是 磨损 。30、将齿轮加工精度由8级改为7级，则齿轮强度设计中的动载荷系数数值将 减小 。若齿轮的速度增加，则动载荷系数将 增大。第二篇1、紧螺栓联接的螺栓强度可按纯拉伸计算，其强度条件式为 ，其中1.3是考虑 螺纹力矩的影响。2

9、、螺纹松脱的原因是 冲击振动、变载荷、温度变化等 防松装置根据工作原理不同可分为 利用摩擦防松 、 直接锁住 、 破坏螺纹时关系 。3、螺纹的牙型有 三角形 ， 矩形 ， 梯形 ， 锯齿形 。常用的联接螺纹是 右 旋单 头，牙型为 三角形 ，公称直径是 外径 ，管螺纹的公称直径是 内径 。根据用途分类， 三角 螺纹用于联接， 矩形 、 梯形 和 锯齿形 螺纹用于传动。4、普通三角形螺纹与矩形螺纹比较，因具有较大的当量 摩擦系数(或摩擦角)因而效率低， 自锁 性好，所以主要用于 联接 。、矩形螺纹与三角形螺纹比较，因摩擦系数较小，而具有较高的 效率 ，所以主要适用于 传动 。5、在普通机械中，共

10、同完成一个联接任务的一组联接螺栓，虽然受力不同，但材料与尺寸常 相同 ，这主要上为了 减少所用螺栓规格，提高联接结构工艺性 。6、联接件与螺母或螺栓头相接触的支承面均应平整，这是为了 避免产生附加的弯曲应力 。7、为了提高受轴向变载荷螺栓联接的疲劳强度，可采用 提高予紧力 ， 减少螺栓的刚度 ， 提高被联接件的刚度 等措施。8、由螺纹副效率公式 可以看出，当一定时，三角形螺纹因 较大，效率就低，因而容易 自锁 ，故适用于 联接 ；而矩形螺纹与三角螺纹比较，因较小效率就 高 ，故适用于 传动。9、螺纹副自锁的条件为 螺纹升角当量摩擦角 ；单头螺纹比多头螺纹自锁性 要好。10、从螺纹使用要求上，联

11、接螺纹要求有 自锁 性能，而传动螺纹要求有较高的 效率 。11、受拉螺栓联接是依靠联接件间的 摩擦 力来承受外载荷；而受剪螺栓联接则依靠联接件孔壁和螺杆间受剪切和 挤压 来承受外载荷。12、受旋转力矩的螺栓组联接中，采用受拉螺栓时，是靠螺母拧紧后被联接件接触面之间的 摩擦力 传递外载，而螺栓的受力就是拧紧后的轴向 拉伸 力。13、受旋转力矩的螺栓组联接受力分析中，采用受拉螺栓时，假设各螺栓受有相同预紧力，故在接合面处的 摩擦力 相等，并集中在螺栓中心处；采用受剪螺栓时，假设各螺栓所受剪力与螺栓中心至底板的 旋转中心 的距离成正比。14、拧紧螺母时需要克服 螺纹 力矩和 螺母支承面 力矩。15、

12、螺纹联接拧紧的目的是增强联接的 刚性 、 紧密性 和 防松 能力。16、在工作载荷予紧力不变条件下，为提高螺栓的疲劳强度应 减小 螺栓刚度，措施如 适当增大螺栓长度、减小螺栓直径、中空螺栓 。被联接件刚度 增加 。17、为提高螺栓联接的疲劳强度，常设法减小应力幅，其措施减小 螺栓 刚度或增大被联接件刚度。但将使联接中剩余预紧力减少，故应同时增大联接的 预紧力 。18、螺栓联接中，在一定外载荷和剩余预紧力不变的条件下，要提高螺栓疲劳强度，应 减小螺栓刚度或 增加 被联接件刚度；但预紧力将 加大 ，而螺栓总拉力 不变 。19、在受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接中，在预紧力不变时，在联接件间加刚性大的

13、垫片，将使螺栓强度 提高 ，联接的紧密性 降低 。20、在受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接中，螺栓所受总拉力等于工作载荷与 剩余预紧 力之和；也可等于一部分工作载荷与预紧力之和，这部分工作载荷的多少取决于 螺栓 和被联接件的刚度。21、螺纹联接中，当被联接件之一厚度较大，并需经常拆卸的，可采用 双头螺栓 联接；而不需经常拆卸的，可采用 螺钉 联接。22、与粗牙螺纹相比，在公称直径相同时，细牙螺纹的 螺距 小，牙细、内径和中径较大，故 升角 较小，因而较易满足自锁条件。23、平键在静联接中的主要失效形式是 挤压破坏 和键的剪断。当单键联接强度不够时，可采用双键相隔180布置，其承载能力按单键时的

14、1.5 倍计算。原因是 两个平键所受的载荷分配不均匀 。24、平键联接常见的失效形式为 压溃 和 磨损 ，故对静联接需作 挤压强度 计算；对动联接需作 耐磨性 计算。25、普通平键联接中，接触工作面为 二侧面 ，其接触表面的强度属 挤压 强度；但在键横断面的宽度方向，还有 剪切 强度问题。26、普通平键的工作面为 二侧面 ，键的上面与轮毂不接触，故轴与轮配合的 对中 性较好；键的断面尺寸决定于轴的 直径 ，长度决定于被联接件的 毂长 。27、普通平键是靠 二侧 面传递载荷；而楔键是靠 上下 面压紧而产生的 摩擦力 传递载荷，故联接的 对中 性较差。28、半圆键的工作面是 两侧面 ，当用两个半圆

15、键时在轴上应 在轴的同一母线上 布置。29、导向键的失效形式为 磨损 ，通常作联接的 耐磨性 计算。30、根据齿形不同，花键联接可分为 三角形 、 矩形 、 梯形 三种。31、花键定心方式有 外径定心 ，侧面定心和 内径定心 三种。32、渐开线花键联接的定心方式有 齿形定心 、 外径定心 两种。33、在矩形花键联接中，当毂孔表面硬度不高时，宜用 外径 定心；而当毂孔表面硬度较高时，宜用 内径 定心。第三篇1、机械零件的失效是指 由于某些原因不能正常工作 ；螺栓联接，皮带传动二者最典型的失效形式分别是 联接松动、塑变及断裂 ， 打滑和疲劳断裂 。2、载荷系数K=KAKvKK，其中K是考虑 齿对间

16、载荷分配不均匀 的影响；K是考虑 载荷在齿面接触线上分布不均匀 的影响。3、齿轮动载荷系数的大小主要与下列因素有关： 齿轮制造精度 、 圆周速度 、 齿面硬度 。4、齿轮传动中的动载荷，主要是由轮齿制造时的 误差 和工作时轮齿的 变形 所引起。通常采用的 齿顶修缘 ，可以有效地减小动载荷。5、齿轮轮齿的齿顶修缘是减少 动载荷 的有效措施；齿向修形是减少齿宽上 载荷不均 的有效措施。6、齿轮传动中动载荷系数随速度的增加而 增加 ，随精度提高而 减小 。轮齿采用 修缘 方法可有效的减小动载荷。7、齿轮传动的主要失效形式有 轮齿折断 、 齿面点蚀 、 齿面的胶合 、 齿面的塑性变形 、 齿面的磨损

17、。8、开式齿轮传动，其主要失效形式为 断齿 和 磨损 ，一般只进行 弯曲 强度计算。9、齿轮传动中，由于齿面上滑动摩擦的方向在主动轮上是 离开 节点，而在从动轮上是 指向 节点，故点蚀通常发生在节线 偏下 部位，而胶合出现在节线 上 部位。10、齿面点蚀通常发生在节线 偏下 部位，而胶合通常发生在节线 上 部位，齿面塑性变形（流动）出现在 节线 处。11、齿轮齿面点蚀通常发生在轮齿节线 偏下 部位，胶合通常发生在节线 上 部位，磨损通常发生在小齿轮的 齿根 部位。12、齿轮弯曲强度计算中的齿形系数YF只与 齿形 有关，而与 模数 无关（不随 模数 改变而变化。）；对标准齿轮，YF的大小（只与轮

18、齿 齿数 有关，且成 反 比）随齿数的增加而 减小 。13、齿轮齿廓基本参数一定时，齿形决定于齿轮的 齿 数和 变位 系数，齿形系数YF就随前者的增加而 减小 ，随后者的增加而 减小 。14、在闭式软齿面的齿轮传动中，轮齿的主要失效形式是 点蚀 ，所以其设计准则是先按 接触 强度计算，再按 弯曲 强度验算。15、根据齿轮设计准则，对闭式齿轮传动，当齿面硬度小于 HB350 时，应按 齿面接触疲劳 强度设计，按 齿根弯曲疲劳 强度校核，当齿面硬度大于 HB350 时，应按 齿根弯曲疲劳 强度设计。16、齿轮强度计算目前主要有 接触 和 弯曲 二种方法。在闭式软齿面中一般先按 接触 计算，再按 弯

19、曲 验算；在硬齿面中一般先按 弯曲 计算，再按 接触 验算。17、一定扭矩下的齿轮传动中，作用在齿面的圆周力随啮合点变化而 变化 ，法向力随啮合点变化而 不变 （e=1）。18、对齿轮接触强度计算时，常假设法向力Fn作用于 节点 处；而在齿轮弯曲强度计算时，则假设全部载荷作用于 一对齿 上，且载荷作用于 齿顶 。19、在齿轮接触疲劳强度计算时，通常假设把力作用在 节点 处，这是因为在该点一般为 单齿 啮合。20、甲、乙两对直齿轮，已知甲对m=3，Z1=20，Z2=40，乙对m=2，Z1=40，Z2=80，其他条件完全相同，如不计齿数变化对各系数影响，在接触强度上甲对 低于 乙对，弯曲强度上甲对

20、 高于 乙对。21、为了减少齿轮在齿宽上载荷分布不均匀，应 增加 轴系刚度；在单齿非对称布置时，齿轮最好布置在远离 扭矩 作用端。22齿轮对材料要求是：齿面 要硬，齿芯 要韧。23、齿轮及蜗轮的标准模数，对直齿圆柱齿轮为 端面 模数；对斜齿圆柱齿轮为 法面 模数；对直齿圆锥齿轮为 大端 模数；对蜗轮为 端面 模数。而蜗杆传动中取蜗杆的 轴面 模数为标准模数。24、直齿圆柱锥齿轮的标准模数为 大端 模数，直齿圆锥齿轮的强度计算是按 齿宽中点处 的当量直齿圆柱齿轮进行的。25、斜齿圆柱齿轮传动的强度计算应按在节点处所作的 法面 当量直齿轮上进行；而直齿圆锥齿轮传动的计算则是在齿宽 中点 处所作的

21、背锥 展开所得的当量直齿轮上进行。26、直齿圆锥齿轮中，大小齿轮的轴向力总是从 小 端指向 大 端 ，且一个轮轮齿的轴向力就是另一轮轮齿的 径向 力。27、斜齿轮的螺旋角愈大将引起 轴向力增大，使轴承载荷增加 一般角在 815 之间。28、斜齿轮弯曲应力计算公式 中的YF，Ye，Yb，YS分别反映了 齿廓形状 ， 重合度 ， 螺旋角 ， 齿根应力集中 对轮齿弯曲应力的影响。29、普通蜗杆传动的正确啮合条件是 蜗杆轴面模数等于蜗轮端面模数 、 蜗杆的轴面压力角等于蜗轮端面压力角 、 蜗杆的导程角=蜗轮螺旋角。30、蜗杆传动中，包含蜗杆轴线的蜗轮旋转平面就叫作 主平 面，对于阿基米德蜗杆传动，在该

22、平面上就相当于一对 齿轮 与 齿条 的啮合。31、阿基米德蜗杆传动在主平面上相当于 直齿条 与 渐开线齿轮 啮合，在主平面内 模数 和 压力角 为标准值。32、普通蜗杆传动中，其主平面内，蜗杆的齿廓为 直线 ，蜗轮的齿廓为 渐开线 ，故在主平面内蜗杆与蜗轮的啮合可看成是 齿条 和 齿轮 的啮合。33、蜗杆传动的总数率由 啮合效率 、 考虑搅油损失的效率 和 轴承效率 组成，其中 啮合效率 最低。34、闭式蜗杆传动中，蜗杆的头数 越少 ，效率 越低 ，传动的发热量越大。35、蜗杆的头数愈多，其啮合效率愈 高 ，而蜗杆的导角愈小，则啮合效率愈 低 。36、闭式蜗杆传动中，导角增大，效率 增加 。功

23、率P一定时，蜗杆的头数 越少 ，(效率 越低)，特性系数q 越大 ，传动的发热量将越大。37、蜗轮齿数应不小于28齿，是为了 保证传动平稳性 ，齿数最大不大于80，因为 蜗杆过长，使蜗杆刚度减小 。38、蜗杆传动变位后，被变位的是 蜗轮 尺寸，这时蜗杆节圆 有所改变 ，蜗轮节圆 与分度园重合 。39、在蜗杆传动中，由于啮合齿面间有很大的相对滑动速度，故齿面易产生 胶合 和磨损破坏，因此，蜗杆常采用的材料是 钢 ，蜗轮常用材料是 青铜 。40、蜗杆传动的主要失效形式是 胶合 和 磨损 ，因此要求蜗轮材料有优良的 减摩性，和抗胶合性 。41、蜗杆传动中，由于齿面滑动速度较大，所以所用的材料组合首先

24、要有良好的 减摩性 ，此外还要有一定的 强度 。42、蜗杆传动中，因蜗杆和蜗轮的圆周速度在齿面上的分量的方向相反，故齿面速度 较大，因而比较容易发生 胶合 失效。43、蜗轮材料为铸铁或铸铝铁青铜时，齿面的许用接触应力与 滑动速度 有关，与 循环次数 无关。44、蜗杆特性系数q是为了限制 蜗轮滚刀 的数目而提出的，对于小模数蜗杆，为了保证蜗杆有足够的 刚度 ，应采用较大的q值，但当蜗轮齿数一定时，q过大，将使蜗杆传动的 效率 的降低。45、蜗杆传动中，由于同一模数的 蜗杆 可以有许多不同直径，而切割蜗轮的滚刀必须与 蜗杆 形状相当，这就需要很多滚刀。为了限制蜗轮滚刀数量，所以对各种模数通常需要规

25、定2-3个蜗杆的 直径 与 模数 的比值，这就是蜗杆特性系数的物理意义。46、在一般机械传动布置中带传动宜布置在 高 速级，而链传动则宜布置在 低 速级。47、在带传动中摩擦力的极限值(或带的工作能力，或胶带所能传递的圆周力)决定于 带与带轮的摩擦系数 、 张紧力F0 、 包角 等因素，当其他条件相同时 张紧力F0 和 包角 愈大，摩擦力极限值也愈大。48、三角胶带有O、A、B、C、D、E、F七种型号，其中 F 型号的剖面尺寸最大。三角带的 内周 长度是标准值。49、三角胶带中，一定型号单根带的传递能力，随带轮直径的增加而 增加 ，随带速的增加而 增加 ，随带长的增加而 增加 。50、设计三角

26、胶带传动时，在型号一定下，如需减少带的根数Z，通常可采用增加带轮的 直径 或提高带的 速度 。51、标准三角胶带的楔角为 40，而带轮上的槽角因带的弯曲作用(或为适应带在轮槽中的 弯曲 变形)而要求 小于 带的楔角。带因制造上的原因，标准中是以带的 内周 长度为标准，而计算时是以 节线 长度为准。52、在带传动中，小带轮直径不宜过小是考虑： （1） 导致胶带与小带轮的包角减小，使胶带易打滑 ；（2） 导致胶带进入带轮后产生大的弯曲变形，承受大的弯曲应力，易疲劳破坏 等。53、带传动中，包角1增加，带传动中有效圆周力 增加 ；中心距a增加，则有效圆周力 增加 ；传动比增加，则有效圆周力 减小 。

27、54、在带传动中，小带轮直径小，会使 包角 减小、带所受的弯曲应力增大，而使承载能力降低；而胶带速度v过大时，则由于带的离心力增大，从而使带所受的 离心应力 增大，带与带轮间的正压力减小，而使承载能力降低。55、带传动中，胶带速度v过大，会因 离心力 过大而降低传动能力；v过小，在一定功率下会因带的 拉力 过大而降低传动能力，所以带速不宜过高或过低。56、带传动因具有 中间 件，所以适应中心距较大的传动，它靠 摩擦 力工作，因有 弹性滑动 故不能保持正确的传动比。57、带传动的主要失效形式是胶带的 打滑、 疲劳破坏 ，因此带传动的设计依据是 在不打滑情况下，具有一定的疲劳强度和寿命 。58、带

28、传动中，表示接触弧上弹性滑动的 滑动 角，是随外载的增加而 增加 ，当该角达到整个 包 角时，就将发生 打滑 。59、带传动中，产生弹性滑动时，带与带轮的接触弧上，静弧总是发生在带 进入 带轮的这一边上。当静弧趋向于零，滑动弧扩大到整个接触弧时，带就产生 打滑 。60、带传动在材料和结构一定的条件下，二边的拉力差就是所传递的 园周力 ，它等于带与轮面接触弧上的 摩擦力 。当工作阻力超过该力的极限值时就将发生 打滑 。61、带传动的打滑是由 过载 引起；而弹性滑动是由接触弧上的 摩擦力 使带两边发生不同的 拉伸变形 而引起。62、带传动的弹性滑动是由于带与带轮间的摩擦力而使带轮两边胶带产生不同程

29、度的 拉力差 ，从而引起带在带轮上的滑动，弹性滑动的后果是使从动轮圆周速度降低；传动效率下降等。63、带传动中，当产生弹性滑动时，其滑动角等于带在带轮上的 包角 时，胶带就发生打滑(打滑是由于过载造成的)，这种现象一般首先发生在 小 带轮上。64、增速传动的带传动中 从动轮 上较易发生打滑现象。65、带传动中的打滑是由 过载 引起的全面滑动，它反映了带两边 拉力 的相差达到了接触弧上 摩擦力 的极限值也就是接触弧上的 滑动 角达到了全部包角。66、套筒滚子链链轮齿形采用“三圆弧一直线”齿形，是因为它具有下列优点：（1） 具有接触应力小 （2） 不易脱链 （3） 便于加工 。67、链传动的瞬时传

30、动比是变化的，只有当（1） 两链轮的齿数相等 和（2） 主动链边长度又恰为链节矩的整数倍时，其值才恒定不变。68、链轮齿数不宜过多或过少，齿数太少时，将增加 速度的不均匀性 并引起 动载荷 ；齿数过多时，在链节磨损后，将引起 脱链现象。69、在同样转速条件下，套筒滚子链TG158比TG254链速不均匀性 小 ，动载荷 小 。70、在链传动中的主要作用力有 工作拉力 ， 离心拉力 和垂度拉力，而垂度拉力取决于传动的 布置方式 及链在工作时允许的 垂度 。71、在套筒滚子链传动中引起动载荷的原因是：1) 由于链速和从动轮角速度的变化，产生加速度，而产生动载荷 ；2) 当链节进入链轮的瞬间，链节与链

31、轮齿以一定相对速度相啮合，产生冲击，而引起动载荷 。72、在正常润滑的链传动中，其主要失效形式是 疲劳断裂 ；而当润滑不良时，其失效形式是链条的 铰链磨损 ，严重时会引起 脱链 现象；而在低速重载的链传动中，其失效形式是 静力拉断 。73、链传动中链节销轴的中心，相对于 链轮 转动中心是不断变化的，所以链条运动过程中总是存在 平移 和 上下 二个方面的 运动 不均匀性。74、链传动中，影响链传动动载荷的主要因素是 链轮齿数Z1 、 角速度w1和 链节距p 。75、链传动中链节距越 大 链轮齿数越 少 ，速度越 高 ，链条的运动不均匀性就越大，也就使传动中的 动载荷 越大。76、链传动中，链轮齿

32、数过多，容易因链节 磨损过度 而造成脱链；链轮齿数太少，会因运动的不均匀性增加而增加 动载荷 。为了便于链条的联接和磨损的均匀性，链节数最好取 偶 数，而轮齿数最好选 质 数。77、在链传动中，链条的节距增加，则链条的强度 增加 ，传动中产生的动载荷 增加 ，故链节距选用的原则是：在满足强度条件下，链节距应尽量 小 。78、在链传动中，链条节距p增加，则链条的强度提高，传动中产生的动载荷 增大 ，故链节距选用原则是 在满足传递功率的条件下尽量选用小的链节矩 。第四篇1、润滑油的粘度随 温度 和 压力 而变化。在滑动轴承中可忽略 压力 对粘度的影响。2、润滑油的粘度是衡量 内摩擦力大小 的指标。

33、3、形成液体动压润滑的必要条件是 两摩擦表面呈收敛楔形 、 两摩擦表面有一定相对速度 、 有足够多的润滑油并有一定粘度。4、向心滑动轴承建立液体动压润滑的过程可分为三个阶段： 轴的起动阶段 ； 不稳定润滑阶段 ； 液体动压润滑运行阶段 。5、在液体动压润滑滑动轴承中，若其他条件均保持不变，而将载荷不断增加，则偏心距e 增大 ，偏位角 减小 但达到一定时保持不变。6、混合摩擦润滑轴承的主要失效形式是 胶合 和 磨损 ，通过 pp ， pvpv 和 vv 三项计算来控制失效。7、在滑动轴承中，按摩擦状态分，可出现 干摩擦 、 边界摩擦 、 液体摩擦 和 混合摩擦 四种摩擦状态。8、混合摩擦润滑轴承

34、的计算准则是维持 边界润滑 。根据此准则，应验算 p 、 pv 、 v 的数值，使其不超过许用值。9、混合摩擦润滑轴承设计中，工作面上压强p的验算是为了限制 磨损 ；压强与速度积pv的验算是为了限制 胶合 ；在速度较高时，还需验算速度v是为了限制 磨损 。10、向心滑动轴承的相对间隙通常是根据 载荷 和 轴颈速度 来进行选择。11、剖分式滑动轴承的剖分面最好与 载荷方向 近于垂直。当轴承的宽径比大于1.5时，可以采用 调心 轴承。12、在滑动轴承中，宽径比B/d大，由于 端洩 减少，使承载能力提高，但B/d过大，油循环流动减慢，使轴承易 过热 ；相对间隙小，由于 最小油膜厚度 减小，使承载能力

35、提高，但过小，易导致 轴与轴瓦表面直接接触 ，而使液体动压状态受到破坏。13、液体动压径向滑动轴承的相对间隙值选取与速度和载荷有关，通常重载低速轴承值应选小值，这可使轴承的 承载能力 提高，此时选取值主要受 hmin 限制。14、液体动压润滑向心轴承设计中，宽径比B/d增加 ，相对间隙减小 ，可提高承载能力，但轴承中温升将 增加 。15、在液体动压径向滑动轴承中，当载荷增大时，若转速不变，则偏心率 增大 ，最小油膜厚度hmin减小。16、液体动压润滑向心轴承中，轴承所受载荷愈大，最小油膜厚度hmin 愈小 ，油温就 愈高 。17、在滑动轴承中，反映承载能力的承载量系数索氏数So是随偏心率的增加

36、而 增加 ，随宽径比B/d的增加而 增加 。18、液体动压滑动轴承工作时，当载荷增大，转速不变，则轴颈偏心率 增大 ，最小油膜厚度 减小 ；又当载荷不变，转速升高时，相对偏心率 减小 ，最小油膜厚度 增大 。19、在液体动压润滑向心轴承中，计算最小油膜厚度hmin的目的是 验算轴承能否获得液体动压润滑 ，若计算中发现hmin不够大，可通过增大 相对间隙 来解决。20、滚动轴承的额定寿命是指同一批轴承中 90% 的轴承所能达到的寿命。滚动轴承的额定动载是指额定寿命为 106 转时所能承受的载荷。21、滚动轴承在基本额定动载荷C作用下，可以工作 106r 而不发生点蚀，其可靠度为 90% 。22、

37、滚动轴承的额定寿命是指一批相同的轴承，在相同的运转条件下，其中 任一元件 在疲劳点蚀前所能运转的 总转数 。23、滚动轴承密封的目的是 阻止润滑剂的流失 ； 防止灰尘、水分侵入 ，密封的方法按工作原理来分有 接触式 和 非接触式 两大类。24、滚动轴承的密封按密封原理可分为(1)接触式和(2)非接触式两大类，属于(1)类密封的有 毡圈密封 等，属于(2)类密封的有 迷宫式密封 等。25、滚动轴承的e称为 轴向载荷的影响系数 ，轴承的e愈大则Y愈 小 ，表明轴向载荷对当量载荷的影响愈 减小。 26、当滚动轴承的转速极低或摆动时，轴承的主要损坏形式为 塑性变形 ，这时需作 静强度 计算，当转速较高

38、时，其主要损坏形式为 磨损或烧伤 需对它作 寿命计算及极限转速 校核计算。27、对于工作时回转的滚动轴承，主要失效形式是 疲劳点蚀 ，故应进行 寿命 计算，而对工作时不转动、作摆动或转速低的轴承，主要失效形式是 塑性变形 ，故应进行 静强度 计算。28、试写出下列滚动轴承的类型和内径：3208：类型 圆锥滚子轴承 ，内径 40 mm； 7203：类型 角接触球轴承，内径 17 mm；29、当只有径向载荷作用时 7 类及 3 类滚动轴承产生内部轴向力S。30、在径向载荷作用下， 三、七 类流动轴承要产生内部 轴向力 ，它的大小为径向载荷和 轴向 载荷影响系数e乘积。31、当一滚动轴承上只受径向力

39、时，通常可选用第 六 类轴承；同时受轴向力和径向力时，通常可靠选用第 三 类或第 七 类轴承；只受轴向力，转速又较高时可选用第 五 类轴承。32、由于滚动轴承是标准件，所以其内圈与轴的配合采用 基孔 制，外圈与孔的配合采用 基轴 制。33、向心推力轴承中的轴向力计算，决定于轴上全部 轴向 合力的指向，其“压紧”端轴承的轴向力等于除本身内部轴向力外，其余轴向力的 合力 ，“放松”端轴承的轴向力等于它本身 内部轴向 力。34、在轴系中轴的位置靠轴承来固定，限制轴的轴向移动有两种方式：1) 两端固定 2) 一端固定一端游动 。第一种方式适用于 工作温度不高的短轴 ；第二种方式适用于 温度较高的长轴

40、。35、对轴进行安全系数校核时，所选择的危险剖面一般是指轴上有 过渡园角 、 键槽或花键 、过盈配合时 且 合成弯矩及扭矩 较大的剖面。36、轴上零件的周向定位常采用 键 、 花键 、 无键 、 销 等来实现。37、轴上零件的轴向定位是采用 轴肩 ， 螺母 ， 套筒 ， 轴环 等来实现。38、根据所受载荷性质的不同，三类轴的区别为： 转 轴既承受扭矩又受弯矩； 传动 轴主要承受扭矩； 心 轴基本上只承受弯矩。39、轴的疲劳强度校核计算时，对于一般的单向转动载荷方向不变的转轴，其弯曲应力按 对称 循环变应力考虑，而扭剪应力通常按 脉动 循环变应力考虑。40、轴上受扭矩后产生的剪应力可能有 不变的

41、 ； 脉动的 ； 对称循环的 三种情况，其对应的应力校正系数a也有所不同，当a= 表明剪应力为 脉动的 情况。41、对转轴按许用应力计算时，应力校正系数a是根据扭矩性质而按（ a=1）式中之一计算。对于不变的扭矩，取 1 式，对于对称循环的扭矩，则取 3 式。42、轴的许用应力计算中，按 扭矩 而定的应力校正系数，是表示不同性质的 扭矩 向 对称 性质弯矩转化的系数。43、轴按许用弯曲应力的计算中，当量弯矩中，a的意义是不同性质的 扭矩 向对称循环性质 弯矩 折算的 应力 校正系数。44、对转轴按许用弯曲应力计算时，应力校正系数a的数值为：材料在 对称 循环下的许用弯曲应力与不同性质的 扭矩 相应的许用弯曲应力的比值。45、在轴的疲劳强度的安全系数校核时，应根据 计算弯曲应力和扭转应力 和 应力集中等因素 两方面来选择危险剖面进行校核。46、轴的剖面尺寸愈 大 轴与轮毂配合愈 紧 ，轴肩的圆角半径愈 小 则综合影响系数(k)D和(k)D将愈大。47、轴的疲劳强度校核是考虑了 应力集中 和 表面状态 、 绝对尺寸 影响后的精确校核。48、轴的强度计算方法有 许用扭应力 、 许用弯曲应力 、 安全系数校核 等三种。