机设作业一二题答案.doc

第三章 机械零件的强度
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
C
A 、 B
C 、D
D
B
C
C
B
A
C
A
A
A
A
D、 A
二、填空题
3—16 判断机械零件强度的两种方法是 最大应力法 及 安全系数法 ；其相应的强度条件式分别为 σ ≤[σ] 及 Sca≥[S] 。
3—17 在静载荷作用下的机械零件，不仅可以产生 静 应力，也可能产生 变 应力。
3—18 在变应力工况下，机械零件的强度失效是 疲劳失效 ；这种损坏的断面包括 光滑区 及 粗糙区 两部分。
3—19 钢制零件的σ-N曲线上，当疲劳极限几乎与应力循环次数N无关时，称为 无限寿命 循环疲劳；而当N四章 摩擦、磨损及润滑概述
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
D
D
B
A ，C
E
C
D
A 、C，B
B
B

二、填空题
4—11摩擦学是一门研究 摩擦、磨损及润滑 的科学。
4—12 润滑油的油性是指润滑油在金属表面的 吸附 能力。
4—13 影响润滑油粘度η的主要因素有 温度 和 压力 。
4—14 两摩擦表面间的典型滑动摩擦状态是 干摩擦 、 边界摩擦和 液体摩擦 。
4—15 流体的粘度，即流体抵抗变形的能力，它表征流体内部 流动阻力 的大小。
4—16 压力升高，粘度 降低 ；温度升高，粘度 降低 。
4—17 机器工作的环境温度高时，应该选择闪点 高 的润滑油；机器工作的环境温度低时，应该选择凝点 低 的润滑油。
4—18 结合具体机械零件的磨损失效， 齿轮齿面的胶合 属于粘附磨损；齿轮齿面的磨损 属于磨粒磨损； 齿轮齿面的点蚀 属于疲劳磨损。
4—19形成流体动压润滑的必要条件有① 相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；
② 相对速度，其运动方向必须使油由大端流进，小端流出；③ 滑油必须有一定的粘度，且充分供油。
4—20 形成流体动压润滑的充分条件是 最小厚度hmin ≥ 许用油膜厚度[h] 。
第五章 螺纹连接
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
C、A 、A、C
D
A
C
A、B、B
B
F
B、A、A、 D

9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
D
C
D
B
C、G
D
D
A
A
C
D

二、填空题
5—20 三角形螺纹的牙型角a= 60° ，适用于 联接 ；而梯形螺纹的牙型角a= 30° ，适用于 传动 。
5—21普通螺纹的公称直径指的是螺纹的 大 径，计算螺纹的摩擦力矩时使用的是螺纹的 中 径，计算螺纹的危险截面时使用的是螺纹的 小 径。
5—22常用螺纹的类型主要有 普通螺纹 、 米制锥螺纹 、 管螺纹 、 梯形螺纹 、 矩形螺纹 、和 锯齿形螺纹 。
5—23若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数已定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的 螺纹升角ψ 和 牙型斜角b（牙侧角） 。
5—24螺纹联接的拧紧力矩等于 螺纹副间的摩擦阻力矩T1 和 螺母环形端面与被联接件（或垫圈）支承面间的摩擦阻力矩T2 之和。
5—25在螺栓联接的破坏形式中，约有 90 %的螺栓属于疲劳破坏，疲劳断裂常发生在
螺纹根部 。
5—26普通紧螺栓联接，受横向载荷作用。则螺栓中受 拉 应力和 扭切 应力作用。
5—27普通螺栓联接承受横向工作载荷时，依靠 接合面间的摩擦力 承载，螺栓受 预紧 （拉伸、扭转） 力作用，则联接可能的失效形式为 接合面间的滑移、螺栓被拉断 ；铰制孔用螺栓联接承受横向工作载荷时，依靠 铰制孔用螺栓抗剪切 承载，螺栓受 剪切 和 挤压 力作用，则联接可能的失效形式为 螺杆被剪断 和 螺杆与孔壁接触面被压溃（碎） 。
5—28单个紧螺栓联接，已知预紧力为F0，轴向工作载荷为F，螺栓的相对刚度为Cb/（Cb+Cm ），则螺栓所受的总拉力F2 = F0+FCb/（Cb+Cm ），而残余预紧力F1= F0-FCm/（Cb+Cm ） 。若螺栓的螺纹小径为d1，螺栓材料的许用拉伸应力为[s]，则其危险截面的拉伸强度条件式为 。
5—29受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接，当预紧力为F0和工作载荷F一定时，为减小螺栓所受的总拉力F2，通常采用的方法是减小 螺栓 的刚度或增大 被联接件 的刚度；当工作载荷F和残余预紧力F1一定时，提高螺栓的疲劳强度，可以减小 螺栓的刚度 或增大 被联接件的刚度 ，同时适当增大预紧力。
5—30螺栓联接中,当螺栓轴线与被联接件支承面不垂直时,螺栓中将产生附加弯曲应力。
5—31螺纹联接防松，按其防松原理可分为 摩擦 防松、 机械 防松和 其它（破坏螺纹副的关系） 防松。
5—32进行螺栓组联接受力分析的目的是 求出螺栓组中受力最大的螺栓及其所受的力，以便进行强度计算 。
5—33螺栓组联接结构设计的目的是 合理的确定联接结合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求每个螺栓和联接结合面间受力均匀，便于加工和装配 ；应考虑的主要问题有 ① 联接结合面设计成轴对称的简单几何形状；② 螺栓的布置应使各螺栓的受力合理；③螺栓的排列应有合理的间距、边距；④分部在同一圆周上螺栓数目应取成4、6、8等偶数 。
5—34螺栓联接件的制造精度共分为A、B、C三个精度等级，其中B级多用于 受载较大且经常装拆、调整或承受变载荷 的联接。

第六章 键、花键、无键联接和销联接
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
C
D 、C
C 、 A 、 B
C
D 、 A
C
B
A
B
D
二、填空题
6-11按用途平键分为 普通平键 、 薄型平键 、 导向平键 、 滑键 ；其中 普通平键 、薄型平键 用于静联接，导向平键 、 滑键用于动联接。
6-12平键标记：键B20×80GB/T1096—1979中，B表示 B型(方头)键 ，20×80表示 键宽20mm、公称长度80mm。
6-13普通平键联接的主要失效形式是工作面压溃，导向平键联接的主要失效形式是工作面的过度磨损。
6-14普通平键联接中，工作面是 两侧面，依靠 键与键槽侧面的挤压 传递转矩，键的上表面和轮毂上键槽的底面之间应有 间隙；楔键联接中，工作面是上下两面，依靠键的楔紧作用（摩擦力）传递转矩。
6-15普通平键联接 不 能承受轴向力。
6-16切向键联接中，单向传动采用 1 个切向键；双向传动采用 2 个切向键，在圆周上相隔 120°～130° 分布。
6-17矩形花键联接采用 小径 定心；渐开线花键联接采用 齿形 定心。
6-18花键联接中，小径定心比侧面定心精度 高 ,其原因加工精度高，能用磨削的方法消除热处理引起的变形。
第八章 带传动
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
B
C、C
B
C
A
B
A
D
C
C
D
A
D

14
15
16
17
18
19
20
C
D
D
D
A
B
B

二、填空题
8-21 在平带或V带传动中，影响最大有效圆周力Fec的因素是 初拉力F0 、摩擦系数 f（当量摩擦系数fV ） 和小带轮包角a1。
8-22 V带传动在工作过程中，带内应力有：紧边、松边拉应力（σ1、σ2）、 离心拉应力σc 、 弯曲应力（σb1、σb2），最大应力σmax=σ1+σc+σb1，发生在 紧边与小带轮接触处 。
8-23 带传动的主要失效形式为 疲劳破坏 和 打滑 ，其设计准则为 在不打滑的条件下，使带具有一定的疲劳强度和寿命 。
8-24 某普通V带传动，传递功率P=7.5KW，带速v=10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍（F1=2F2），则F1= 1500 N和F2= 750 N。
8-25 带传动中，带的张紧方法有 安装张紧轮 和 调整中心距 两类。
8-26 带传动过载打滑时，打滑现象首先发生在 小 带轮上，其原因是 小带轮包角小于大带轮包角 。
8-27在带、链和齿轮组成的多级传动中，带传动应布置在 高速 级，原因是提高带传动的能力、工作平稳性好及起到过载保护的作用。
8-28 V带传动中，带的型号应根据 计算功率 和 小轮转速 选择。
8-29 在带传动中，带的弹性滑动发生的原因是带两边的拉力差及弹性变形。
8-30 带传动中，带的离心力发生在带绕在带轮上的部分
第九章 链传动
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
C
A
B
A
C
C
B
C
A
A
C
C
B
D
B
B
二、填空题
9-17 滚子链是由滚子、套筒、销轴、内链板和外链板所组成，其中 内链板和套筒 之间、 外链板和销轴 之间分别为过盈配合，而 滚子和套筒 之间、 套筒和销轴 之间分 别为间隙配合。
9-18 在链传动中，链轮的转速 越高 ，节距 越大 ，齿数 越少 ，则传动的动载荷越大。
9-19 链传动的主要失效形式有链的疲劳破坏、链条铰链的磨损、 胶合、链条静力拉断 四种。在润滑良好、中等速度的链传动中，其承载能力主要取决于 链板的疲劳强度 。
9-20 链传动的 平均 传动比是不变的，而 瞬时 传动比是变化的。
9-21 在设计图纸上注明某链条的标记为：16A-2×60 GB1243•1–1983，其中“16A”表示
A系列、链节距为25.4mm 。
9-22 链传动的润滑方式可根据 链节距 和 链速 来选择。

第十章 齿轮传动
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
A、G ，D、E，其余
B
A
B
A
A
C
C
A
C

11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
C
A
B
C
B
A
A
C
D
A
B
C

二、填空题
10—23 对齿轮材料的基本要求是：齿面 硬 ，齿芯 韧 ；齿轮传动中，软、硬齿面是以 齿面硬度 来划分的，当 HBS＜350时为软齿面，一般取小、大齿轮的硬度HBS1-HBS2为 30~50 ，其原因是 小齿轮的循环次数多 ；当HBS≥350时为硬齿面，一般取小、大齿轮的硬度HBS1 = HBS2。
10—24 在齿轮传动中，获得软齿面的热处理方式有 调质 、 正火 ，而获得硬齿面的热处理方式有 渗碳淬火 、整体淬火 、表面淬火 等。
10—25一般参数的闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是 齿面点蚀 ，闭式硬齿面齿轮传动的主要失效形式是 断齿 ，开式齿轮传动的主要失效形式是 磨损 ，高速重载齿轮传动，当润滑不良时最可能出现的失效形式是 胶合 。
10—26 在闭式软齿面齿轮传动中，齿面疲劳点蚀经常首先出现在 节线附近靠近齿根 处，其原因是该处 为单齿啮合区 、 摩擦力大润滑不良 。
10—27 在推导轮齿齿根弯曲疲劳应力计算公式时，其计算模型是 悬臂梁 ，设计的主要参数是 模数m 。一对齿轮传动中，大、小齿轮的弯曲应力 不相等 。
10—28 齿轮齿面接触应力计算公式是在 赫芝 公式的基础上推导出的，影响齿面接触应力最主要的参数是 分度圆直径d1（中心距a） 。一对标准齿轮传动，若中心距、传动比等其他条件保持不变，仅增大齿数z1，而减小模数m，则齿轮的齿面接触疲劳强度 不变 。
10—29渐开线齿轮的齿形系数YFa的物理意义是 轮齿形状对弯曲应力的影响 ，标准直齿圆柱齿轮的YFa值只与齿轮的 齿数 有关。设有齿数相同的A、B、C三个标准齿轮，A为标准直齿圆柱齿轮，B为b＝15º的斜齿圆柱齿轮，C为d=30º的直齿锥齿轮，试比较这三个齿轮的齿形系数，最小的是 C ，最大的是 A 。
10—30 齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim和接触疲劳强度极限σHlim是经持久疲劳试验并按失效概率为 1% 来确定的，试验齿轮的弯曲应力循环特性为 脉动 循环。
10—31 一齿轮传动装置如图所示，轮1为主动，在传动过程中，轮2的齿根弯曲应力按 对称 循环变化，而其齿面接触应力按 脉动循环 变化。若求得其齿根最大弯曲应力为300MPa，则最小应力值为 -300MPa ，应力幅值为300MPa，平均应力为 0 。
10—32 在斜齿圆柱齿轮传动中，螺旋角β既不宜过小，也不宜过大，因为β过小，会使得 斜齿轮的优点不能充分发挥 ，而β过大，又会使得 轴向力过大 。因此，在设计计算中，β的取值应为 8°~ 20° ，可以通过调整β而对 中心距 进行圆整。
10—33 填注下表中参数的荐用范围（一般情况下）：
第十一章 蜗杆传动
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
D
B
B
D
D
A
B
A
B
C
D
C
B
C
二、填空题
11-15蜗杆直径系数 q =d1/m_。
11-16 蜗杆传动发生自锁的条件是__g£jv___。
11-17阿基米德蜗杆与蜗轮正确啮合的条件是ma1= mt2 = m，a a1 = a t2=a，g1＝b2。
11-18 在蜗杆传动中，蜗杆头数越少，则传动效率越 低 ，自锁性越 好 。一般蜗杆头数常取1、2、4、6 。
11-19 对滑动速度vs≥4m/s的重要蜗杆传动，蜗杆的材料可选用 合金钢 进行 淬火 处理；蜗轮的材料可选用 锡青铜 。
11-201蜗杆传动中强度计算的对象是 蜗轮 ，其原因是 材料上，蜗轮采用青铜，强度差 、 结构上，蜗杆的齿是连续的，蜗轮的齿是独立的 。
11-21蜗杆传动中，蜗杆螺旋线的方向和蜗轮螺旋线的方向应 相同 ，蜗杆的 导程角 应等于蜗轮的螺旋角。
11-22闭式蜗杆传动的功率损耗，一般包括 啮合摩擦损耗 、 轴承摩擦损耗 、 溅油损耗 三部分。

第十二章 滑动轴承
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
C
B
B
A
B
B
B
B
B
C
D
D
B
A
二、填空题
12-15 在不完全液体润滑滑动轴承设计中，限制p值的主要目的是 避免过度磨损 ；限制pv值的主要目的是 限制温升，避免胶合 。
12-16 径向滑动轴承的偏心距e随着载荷增大而 增大 ；随着转速增高而 减小 。
12-17 在设计液体摩擦动压滑动轴承时，若减小相对间隙ψ，则轴承的承载能力将 提高 ；旋转精度将 提高 ；发热量将 增加 。
12-18 非液体摩擦径向滑动轴承，按其可能的失效形式应限制 p≤[p] 、 pv ≤[pv]、v ≤ [v] 进行条件性计算。
12-19 形成液体摩擦动压润滑的必要条件 相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙、有相对速度，其运动方向必须使油由大端流进，小端流出、 润滑油必须有一定的粘度，且充分供油，而充分条件是 hmin≥[h]。

第十三章 滚动轴承
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12

13
14
15
A \ B D
B C\ D\ A C
C
D
D
A
B\ C
D
C
D
B
D
A
B
D
二、填空题
13-16 (1)径向承载能力最高和最低的轴承分别是 N316/P6 和 51316
(2)轴向承载能力最高和最低的轴承分别是 51316 和 N316/P6
(3)极限转速最高和最低的轴承分别是 6306 /P5 和 51316
(4)公差等级最高的轴承是 6306 /P5
(5)能承受轴向径向联合载荷的轴承是 30306。
13-17深沟球轴承和角接触球轴承在结构上的区别是深沟球轴承的外圈边沿两端厚度一样，公称接触角为0；而角接触球轴承外圈边沿两端有厚薄之分，公称接触角不为0，在承受载荷上的区别是深沟球轴承可以承受不大的双向轴向力，而角接触球轴承只可承受单向轴向力。
13—18 对于回转的滚动轴承，一般常发生疲劳点蚀破坏，故轴承的尺寸主要按疲劳寿命计算确定。
13—19 对于不转、转速极低或摆动的滚动轴承，常发生塑性变形破坏，故轴承的尺寸主要按
静强度计算确定。
13—20 滚动轴承工作时，滚动体和转动套圈的表面接触应力特性为 规律性非稳定的脉动循环 ；而固定套圈接触点的接触应力特性为 稳定的脉动循环。
13—21 滚动轴承轴系支点轴向固定常用的三种结构形式是 双支点各单向固定（两端固定）、 一支点双向固定，另一端支点游动（一端固定、一端游动） 、 两端游动支承（两端游动）。
13—22 滚动轴承预紧的目的是 提高轴承的旋转精度、支承刚度、减小机器工作时轴的振动，
所谓预紧，就是指 在安装时用某种方法在轴承中产生并保持一轴向力，以消除轴承中的游隙。
13—23 滚动轴承的内径和外径的公差带均为精度不同数值较小的负偏差，而且统一采用上偏差为0，下偏差为负值 的分布。
13—24 滚动轴承的密封的目的是为了防止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承，并阻止润滑油流失 滚动轴承常用的三种密封方法为 接触式密封（中低速）、非接触式密封（高速）、 混合式密封（密封效果较好）。

第十四章 联轴器和离合器
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
C
D
B
D
A
A B D
A
B
C
B
二、填空题
14-11 弹性联轴器的弹性元件有定刚度与变刚度之分，非金属材料的弹性元件是 变刚度 ，其刚度多随着载荷增大而 增大。
14-12 凸缘联轴器常用的两种对中方法是 对中榫 、铰制孔螺栓。
14-13 齿轮联轴器能补偿两轴的综合位移，是由于 齿顶制成球面,具有适当的顶隙和侧隙 。
14-14 选定联轴器类型以后，在确定具体尺寸型号时应考虑的问题有 工况（计算力矩）、
最大转速 、 轴孔直径 。
14-15 安全离合器常用的型式有三种，它们是 破断式 、 嵌合式 、摩擦式 。

第十五章 轴
一、选择题
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
A B C
B
B
C
C
D
A
C
C
A
B
B
二、填空题
15—13按受载分类，轴可以分为 转 轴、 心 轴和 传动 轴，减速器中的轴应属于 转 轴。
15—14 转轴一般制成阶梯形的原因是 便于轴上零件安装定位 和 近似等强度 。
15—15 当转轴受到稳定的轴向力作用时，轴的弯曲应力是 非对称循环 应力。
15—16 单向转动的轴上作用有方向不变的径向载荷时，轴的弯曲应力为 对称 循环变应力，扭转剪应力为 脉动 循环变应力（转动不平稳时）。
15—17用套筒、螺母或轴端挡圈作轴向固定时，应使轴头段的长度 小于 轮毂宽度。
15—18在齿轮减速器中，低速轴的直径要比高速轴的直径粗得多，其原因是 低速轴受到的转矩大得多 。
15—19 一般情况下轴的工作能力决定于 轴的强度 和 轴的刚度 。
15—20 零件在轴上常用的轴向固定方法有 轴肩、轴环、套筒、圆螺母、轴挡档圈、挡圈等 、周向固定方法有 键、花键、过盈配合等 。
15—21提高轴的疲劳强度的措施有 合理布置轴上零件的位置和改进轴上零件的结构以减小轴的载荷、改进轴的结构以减小应力集中、改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度 。
15—22提高轴的刚度的措施有 改善轴的支承情况(减小跨距、改悬臂为简支、采用支承刚度大的轴承等)、增大轴的直径、采用空心轴、合理布置轴上零件的位置和改进轴上零件的结构以减小轴的载荷等 。

10