(整理)《機械設(shè)計》填空題復習.

1、精品文檔機械設(shè)計填空題第一篇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 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?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L塑性材料制成的零件，在簡單靜應(yīng)力作用下，通常取材料的曾 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

2、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上 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

3、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精品文檔精品文檔ILo10、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 血、最小應(yīng)力 皿、應(yīng)力幅 、 平均應(yīng)力 0_、循環(huán)特性r。13、脈動循環(huán)變應(yīng)力的 b min= 0； m= a= 工max/2

4、:循環(huán)特性r為 0 。14、當循環(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015、在變應(yīng)力參數(shù)中，如以 b max， b min 表示，平均應(yīng)力 m m=( b max+ min)/2,應(yīng) 力幅 a a=( O' max- b min )/2 ,循環(huán)特性r= (T min/ m max °16、應(yīng)力循環(huán)特性r= (Tmin/bmax,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)力幅小及平均應(yīng)力"m作為縱橫坐標的極限應(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)

5、系。在縱坐標上為對稱循環(huán)應(yīng)力，其 循環(huán)特性為，極限應(yīng)力為-1；在橫坐標上為靜應(yīng)力，其循環(huán)特性為 +,塑性材料的極限應(yīng)力為工S_o18、在變應(yīng)力中，等效應(yīng)力幅(T av=(ko)D b ax+中bG m,式中的綜合影響系數(shù)(匕% 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 平。是 把平均應(yīng)力折合為 應(yīng)力幅 的等效系數(shù)。精品文檔精品文檔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) N。；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

6、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： 一種是當循環(huán)次數(shù)N超過某一值No2 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：N至No區(qū)為 無限壽命區(qū)，NVN。區(qū)為寶 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)特性一

7、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N為。/寸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 下，應(yīng)力的實際循環(huán)總次數(shù) NJ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Z骼 應(yīng)等于這就是疲勞i-1 M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) N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26、材料的疲勞曲線是表示一定的

8、r下,循環(huán)次數(shù)N與 疲勞極限 的關(guān)系; 用平均應(yīng)力（Tm作橫坐標，應(yīng)力幅（T a為縱坐標表示的極限應(yīng)力圖，反映了不同 的下，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 標4二。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

9、條件式為-力工4 -, 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 右旃單頭.牙型為 三角形、公稱直徑是 外徑.管螺紋的公稱直徑是力 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

10、，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 8二孩: 可以看出，當九一定時，三角形螺紋因6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6較小效率就高，故適用于傳動。9、螺紋副自鎖的條件為 螺紋升角入w當量摩擦角 山;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)

11、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

12、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)接中剩余預緊力減少，故應(yīng)同時增大聯(lián)接的 預 緊力。18、螺栓聯(lián)接中，在一定外載荷和剩余預緊力不變的條件下，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;但預緊力將 加大，而螺栓總 拉力不變。19、在受預緊力和工作拉力的緊螺栓聯(lián)接中，在預緊力不變時，在聯(lián)接件間加 剛性大的墊片，將使螺栓強度

13、提高，聯(lián)接的緊密性 降低。20、在受預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 剩余預緊 力之和:也可等于一部分工作載荷與預緊力之和，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 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

14、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 心性較好；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，當用兩個半圓鍵時在軸上應(yīng) 在軸的同一母線 上布置。29、導

15、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，當轂孔表面硬度不高時，宜用 外徑 定心:而當轂孔 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=KaKvKKb,其中Ka是考慮 齒對間載荷分醉不均勻 的影響;K B是考慮 載;荷在齒面接觸線上分

16、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、圓周諫度、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

17、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，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。）；對標準齒輪，Yf的大?。ㄖ慌c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

18、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)計準則，對閉式齒輪傳動，當齒面硬度小于_HB350_，應(yīng)按* 面接觸疲勞 強度設(shè)計,按 齒根彎曲疲勞 強度校核,當齒面硬度大于 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,

19、法向力隨嚙合點變化而不變（&=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, 2產(chǎn)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

20、用端。22齒輪對材料要求是：齒面 要硬、齒芯 要韌。23、齒輪及蝸輪的標準模數(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)為標準模數(shù)。24、直齒圓柱錐齒輪的標準模數(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

21、 徑向 力。27、斜齒輪的螺旋角（3愈大將引起軸向力增大，使軸承載荷增加 一般B角在8 15 之間。28、斜齒輪彎曲應(yīng)力計算公式 F =中的Yf, Y& Yp, Ys分別反映-£?lu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、蝸桿的導程角入=蝸輪螺旋角6。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于直齒條 與 漸開線齒輪 嚙合.在

22、主平面內(nèi)模數(shù)和壓力角為標準值。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，而蝸桿的導角愈小，則嚙合效率愈 彳氐 。36、閉式蝸桿傳動中，導角增大，效率 增加。功率P 一定時，蝸桿的頭數(shù) 加 少二，（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

23、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 工，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

24、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.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 上速級，而鏈傳動則宜布置在氐 速級。47、在帶傳動中摩擦力的極

25、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Fo、包角0c等因素,當其他條件相 同時 張緊力Fo和 包角0c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 長度是標準值。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) 乙通?？刹捎迷?加帶輪的 直徑 或提高帶的 速度。51、標準三角膠帶的楔角為 40 ,而帶輪上的梢角因帶的彎曲作用（或為適應(yīng) 帶在輪槽中的 彎曲 變

26、形）而要求 小于 帶的楔角。帶因制造上的原因，標準中 是以帶的 內(nèi)周 長度為標準,而計算時是以 節(jié)線 長度為準。52、在帶傳動中，小帶輪直徑不宜過小是考慮：（1）導致膠帶與小帶輪的包角減小，使膠帶易打滑 ； 導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 -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，小帶輪直徑小一會使 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

27、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酢力;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)生在帶進工帶輪的這一邊上。當

28、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

29、般首先發(fā)生在工帶輪上。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 過裁 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 角達到了全部包精品文檔精品文檔角。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(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)

30、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)牛加速度、而產(chǎn)牛動載荷 ；2)當鏈節(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 ；而當潤滑不良時， 其失效形式是鏈條的 錢鏈磨損，嚴重時會引起 脫鏈 現(xiàn)象:而在低速重載的 鏈傳動中，具失效形式

31、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 不均勻件。74、鏈傳動中，影響鏈傳動動載荷的主要因素是 鋅輪齒數(shù)Z1、角諫度1和秘 節(jié)品巨p 。75、鏈傳動中鏈節(jié)距越 大 鏈輪齒數(shù)越 少，速度越鏈條的運動不均精品文檔勻性就越大，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

32、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 3 上，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。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

33、，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0減小但達到一室時保持不變。6、混合摩擦潤滑軸承的主要失效形式是膠合和磨損通過pwp、pvwpv_和 vwv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則是維持 功界潤滑。根據(jù)此準則,應(yīng)驗算 p 、精品文檔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

34、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 端波 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：相對間隙里小，由于 最小油膜厚度 減小，使承載能力提高，但 坐過小，易導致 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 少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、相對間隙少減小、可

35、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，當載荷增大時，若轉(zhuǎn)速不變，則偏心率e J亶工,最小油膜厚度 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，當載荷增大，轉(zhuǎn)速不變，則軸頸偏心率e增大，精品文檔精品文檔最小油膜厚度減??；又當載荷不變，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

36、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 相對間隙里 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В悍乐够覊m、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 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 明軸向載荷對當量載荷的影響愈 減小。26、當滾動軸承的轉(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)進行壽命精品文檔精品文檔計算，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