機械設計基礎習題庫第一篇1、設計機械零件時，選擇材料主要應考慮三方面的問題，即 使用 要求、 工藝 要求和 經濟 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的 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，在靜應力下，通常取材料的 強度極限 為極限應力，失效形式為斷裂；塑性材料制成的零件，在簡單靜應力作用下，通常取材料的 屈服極限 為極限應力，失效形式為塑性變形；而在變應力作用下，取材料的 疲勞極限 為極限應力，失效形式為疲勞斷裂。5、靜止的面接觸零件在外載荷作用下，接觸表面將產生 擠壓 應力，對于塑性材料的零件將產生表面 塑性變形 而破壞；而在點線接觸零件，在外載荷作用下，接觸處將產生 接觸 應力，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、按零件接觸狀態的不同，三種表面強度的區別是：接觸強度的滑動表面為 點、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 變化的應力稱為變應力，在變應力作用下，零件的損壞是 疲勞斷裂 。10、變應力可歸納為 對稱循環 變應力， 非對稱循環 變應力和 脈動循環 變應力三種基本類型。在變應力中，循環特性r變化在+1 -1之間，當r= -1時，此種變應力稱為對稱循環變應力；r=0時，稱為脈動循環變應力；r= +1時，即為 靜 應力。11、在每次應力變化中， 周期 、 應力幅 和 平均應力 如果都相等則稱為穩定變應力，如其中之一不相等，則稱為非穩定變應力。12、變應力的五個基本參數為 最大應力max、 最小應力min、應力幅a 、 平均應力m 、 循環特性r 。13、脈動循環變應力的min= 0 ；m=a= max/2 ；循環特性r為 0 。14、當循環特性r=-1，變應力為 對稱循環 ；循環特性r=0，變應力為 脈動循環 。15、在變應力參數中，如以max，min表示，平均應力m=(max+min)/2，應力幅a=(max-min)/2，循環特性r=min/max。16、應力循環特性r=min/max，其中應力的取值是指 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、用應力幅a=及平均應力m作為縱橫坐標的極限應力圖，是表示材料不同的 循環特性 與不同的疲勞極限之間的關系。在縱坐標上為對稱循環應力，其循環特性為 -1 ，極限應力為 -1 ；在橫坐標上為靜應力，其循環特性為 +1 ，塑性材料的極限應力為S 。18、在變應力中，等效應力幅av=(ks)Dax+ysm，式中的綜合影響系數(k)D是表示 表面狀態 ； 絕對尺寸 ， 應力集中 對零件疲勞強度的影響；而ys是把平均應力折合為 應力幅 的等效系數。19、材料發生疲勞破壞時的應力循環次數N必 小于或等 于該材料的循環基數N0；由于 應力集中 、 絕對尺寸 、 及表面狀態 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： 應力集中 、 絕對尺寸 和 表面狀態 。它們在變應力中，只對 應力幅 有影響。21、在影響零件疲勞強度的因素中，絕對尺寸系數是考慮零件剖面的絕對尺寸愈大，使材料晶柱粗大，出現 缺陷 的概率愈大，而使疲勞極限下降，表面狀態系數是考慮零件表面的 粗糙度 對疲勞強度的影響，而根據試驗，以上兩個系數及有效應力集中系數只對變應力中的應力幅 有影響。22、金屬材料的疲勞曲線有兩種類型： 一種是當循環次數N超過某一值N0以后，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域：NN0區為 無限壽命區 ，NN0區為 有限壽命區 ，在 無限壽命區 區疲勞極限是一個常數。23、疲勞極限的定義是在 循環特性r 一定時，應力循環N次后，材料 不發生疲勞破壞 時的最大應力。當N為 N0 時的疲勞極限叫做持久極限。24、零件疲勞計算中，一定的循環特性r下，應力的實際循環總次數Ni與相應應力下達到 疲勞 時的循環總次數Ni之比，叫作壽命損傷率。零件在各應力作用下達到 疲勞 極限時，各壽命損傷率之和 應等于 1 ，這就是疲勞損傷積累假說。25、材料疲勞損傷累積假說認為：大于 疲勞極限 的各實際工作應力每循環一次，就造成一次 壽命 損失，因此用各應力的實際總循環總次數Ni與相應的達到疲勞時循環次數Ni之比表示的 壽命損傷率 在零件達到疲勞極限情況時，各應力下其值之和應等于 1 。26、材料的疲勞曲線是表示一定的 r 下，循環次數N與 疲勞極限 的關系；用平均應力m作橫坐標，應力幅a為縱坐標表示的極限應力圖，反映了不同的 r 下，具有不同的 極限應力 。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系，潤滑油的粘度愈小，點蝕的發展愈 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，則齒輪強度設計中的動載荷系數數值將 減小 。若齒輪的速度增加，則動載荷系數將 增大。第二篇1、緊螺栓聯接的螺栓強度可按純拉伸計算，其強度條件式為 ，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 、 破壞螺紋時關系 。3、螺紋的牙型有 三角形 ， 矩形 ， 梯形 ， 鋸齒形 。常用的聯接螺紋是 右 旋單 頭，牙型為 三角形 ，公稱直徑是 外徑 ，管螺紋的公稱直徑是 內徑 。根據用途分類， 三角 螺紋用于聯接， 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(或摩擦角)因而效率低， 自鎖 性好，所以主要用于 聯接 。、矩形螺紋與三角形螺紋比較，因摩擦系數較小，而具有較高的 效率 ，所以主要適用于 傳動 。5、在普通機械中，共同完成一個聯接任務的一組聯接螺栓，雖然受力不同，但材料與尺寸常 相同 ，這主要上為了 減少所用螺栓規格，提高聯接結構工藝性 。6、聯接件與螺母或螺栓頭相接觸的支承面均應平整，這是為了 避免產生附加的彎曲應力 。7、為了提高受軸向變載荷螺栓聯接的疲勞強度，可采用 提高予緊力 ， 減少螺栓的剛度 ， 提高被聯接件的剛度 等措施。8、由螺紋副效率公式 可以看出，當一定時，三角形螺紋因 較大，效率就低，因而容易 自鎖 ，故適用于 聯接 ；而矩形螺紋與三角螺紋比較，因較小效率就 高 ，故適用于 傳動。9、螺紋副自鎖的條件為 螺紋升角當量摩擦角 ；單頭螺紋比多頭螺紋自鎖性 要好。10、從螺紋使用要求上，聯接螺紋要求有 自鎖 性能，而傳動螺紋要求有較高的 效率 。11、受拉螺栓聯接是依靠聯接件間的 摩擦 力來承受外載荷；而受剪螺栓聯接則依靠聯接件孔壁和螺桿間受剪切和 擠壓 來承受外載荷。12、受旋轉力矩的螺栓組聯接中，采用受拉螺栓時，是靠螺母擰緊后被聯接件接觸面之間的 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、受旋轉力矩的螺栓組聯接受力分析中，采用受拉螺栓時，假設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，假設各螺栓所受剪力與螺栓中心至底板的 旋轉中心 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、螺紋聯接擰緊的目的是增強聯接的 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 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 。被聯接件剛度 增加 。17、為提高螺栓聯接的疲勞強度，常設法減小應力幅，其措施減小 螺栓 剛度或增大被聯接件剛度。但將使聯接中剩余預緊力減少，故應同時增大聯接的 預緊力 。18、螺栓聯接中，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 減小螺栓剛度或 增加 被聯接件剛度；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接中，在預緊力不變時，在聯接件間加剛性大的墊片，將使螺栓強度 提高 ，聯接的緊密性 降低 。20、在受預緊力和工作拉力的緊螺栓聯接中，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 和被聯接件的剛度。21、螺紋聯接中，當被聯接件之一厚度較大，并需經常拆卸的，可采用 雙頭螺栓 聯接；而不需經常拆卸的，可采用 螺釘 聯接。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、平鍵在靜聯接中的主要失效形式是 擠壓破壞 和鍵的剪斷。當單鍵聯接強度不夠時，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 兩個平鍵所受的載荷分配不均勻 。24、平鍵聯接常見的失效形式為 壓潰 和 磨損 ，故對靜聯接需作 擠壓強度 計算；對動聯接需作 耐磨性 計算。25、普通平鍵聯接中，接觸工作面為 二側面 ，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 二側面 ，鍵的上面與輪轂不接觸，故軸與輪配合的 對中 性較好；鍵的斷面尺寸決定于軸的 直徑 ，長度決定于被聯接件的 轂長 。27、普通平鍵是靠 二側 面傳遞載荷；而楔鍵是靠 上下 面壓緊而產生的 摩擦力 傳遞載荷，故聯接的 對中 性較差。28、半圓鍵的工作面是 兩側面 ，當用兩個半圓鍵時在軸上應 在軸的同一母線上 布置。29、導向鍵的失效形式為 磨損 ，通常作聯接的 耐磨性 計算。30、根據齒形不同，花鍵聯接可分為 三角形 、 矩形 、 梯形 三種。31、花鍵定心方式有 外徑定心 ，側面定心和 內徑定心 三種。32、漸開線花鍵聯接的定心方式有 齒形定心 、 外徑定心 兩種。33、在矩形花鍵聯接中，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 ；螺栓聯接，皮帶傳動二者最典型的失效形式分別是 聯接松動、塑變及斷裂 ， 打滑和疲勞斷裂 。2、載荷系數K=KAKvKK，其中K是考慮 齒對間載荷分配不均勻 的影響；K是考慮 載荷在齒面接觸線上分布不均勻 的影響。3、齒輪動載荷系數的大小主要與下列因素有關： 齒輪制造精度 、 圓周速度 、 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，由于齒面上滑動摩擦的方向在主動輪上是 離開 節點，而在從動輪上是 指向 節點，故點蝕通常發生在節線 偏下 部位，而膠合出現在節線 上 部位。10、齒面點蝕通常發生在節線 偏下 部位，而膠合通常發生在節線 上 部位，齒面塑性變形（流動）出現在 節線 處。11、齒輪齒面點蝕通常發生在輪齒節線 偏下 部位，膠合通常發生在節線 上 部位，磨損通常發生在小齒輪的 齒根 部位。12、齒輪彎曲強度計算中的齒形系數YF只與 齒形 有關，而與 模數 無關（不隨 模數 改變而變化。）；對標準齒輪，YF的大?。ㄖ慌c輪齒 齒數 有關，且成 反 比）隨齒數的增加而 減小 。13、齒輪齒廓基本參數一定時，齒形決定于齒輪的 齒 數和 變位 系數，齒形系數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 ，所以其設計準則是先按 接觸 強度計算，再按 彎曲 強度驗算。15、根據齒輪設計準則，對閉式齒輪傳動，當齒面硬度小于 HB350 時，應按 齒面接觸疲勞 強度設計，按 齒根彎曲疲勞 強度校核，當齒面硬度大于 HB350 時，應按 齒根彎曲疲勞 強度設計。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 ，法向力隨嚙合點變化而 不變 （e=1）。18、對齒輪接觸強度計算時，常假設法向力Fn作用于 節點 處；而在齒輪彎曲強度計算時，則假設全部載荷作用于 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，通常假設把力作用在 節點 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，Z1=40，Z2=80，其他條件完全相同，如不計齒數變化對各系數影響，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 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，對直齒圓柱齒輪為 端面 模數；對斜齒圓柱齒輪為 法面 模數；對直齒圓錐齒輪為 大端 模數；對蝸輪為 端面 模數。而蝸桿傳動中取蝸桿的 軸面 模數為標準模數。24、直齒圓柱錐齒輪的標準模數為 大端 模數，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按在節點處所作的 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 徑向 力。27、斜齒輪的螺旋角愈大將引起 軸向力增大，使軸承載荷增加 一般角在 815 之間。28、斜齒輪彎曲應力計算公式 中的YF，Ye，Yb，YS分別反映了 齒廓形狀 ， 重合度 ， 螺旋角 ， 齒根應力集中 對輪齒彎曲應力的影響。29、普通蝸桿傳動的正確嚙合條件是 蝸桿軸面模數等于蝸輪端面模數 、 蝸桿的軸面壓力角等于蝸輪端面壓力角 、 蝸桿的導程角=蝸輪螺旋角。30、蝸桿傳動中，包含蝸桿軸線的蝸輪旋轉平面就叫作 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，在主平面內 模數 和 壓力角 為標準值。32、普通蝸桿傳動中，其主平面內，蝸桿的齒廓為 直線 ，蝸輪的齒廓為 漸開線 ，故在主平面內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 越少 ，效率 越低 ，傳動的發熱量越大。35、蝸桿的頭數愈多，其嚙合效率愈 高 ，而蝸桿的導角愈小，則嚙合效率愈 低 。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 越少 ，(效率 越低)，特性系數q 越大 ，傳動的發熱量將越大。37、蝸輪齒數應不小于28齒，是為了 保證傳動平穩性 ，齒數最大不大于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，這時蝸桿節圓 有所改變 ，蝸輪節圓 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，故齒面易產生 膠合 和磨損破壞，因此，蝸桿常采用的材料是 鋼 ，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，因而比較容易發生 膠合 失效。43、蝸輪材料為鑄鐵或鑄鋁鐵青銅時，齒面的許用接觸應力與 滑動速度 有關，與 循環次數 無關。44、蝸桿特性系數q是為了限制 蝸輪滾刀 的數目而提出的，對于小模數蝸桿，為了保證蝸桿有足夠的 剛度 ，應采用較大的q值，但當蝸輪齒數一定時，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量，所以對各種模數通常需要規定2-3個蝸桿的 直徑 與 模數 的比值，這就是蝸桿特性系數的物理意義。46、在一般機械傳動布置中帶傳動宜布置在 高 速級，而鏈傳動則宜布置在 低 速級。47、在帶傳動中摩擦力的極限值(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 、 張緊力F0 、 包角 等因素，當其他條件相同時 張緊力F0 和 包角 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、設計三角膠帶傳動時，在型號一定下，如需減少帶的根數Z，通?？刹捎迷黾訋л喌?直徑 或提高帶的 速度 。51、標準三角膠帶的楔角為 40，而帶輪上的槽角因帶的彎曲作用(或為適應帶在輪槽中的 彎曲 變形)而要求 小于 帶的楔角。帶因制造上的原因，標準中是以帶的 內周 長度為標準，而計算時是以 節線 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 ；（2） 導致膠帶進入帶輪后產生大的彎曲變形，承受大的彎曲應力，易疲勞破壞 等。53、帶傳動中，包角1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，會使 包角 減小、帶所受的彎曲應力增大，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 離心應力 增大，帶與帶輪間的正壓力減小，而使承載能力降低。55、帶傳動中，膠帶速度v過大，會因 離心力 過大而降低傳動能力；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 ，因此帶傳動的設計依據是 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，就將發生 打滑 。59、帶傳動中，產生彈性滑動時，帶與帶輪的接觸弧上，靜弧總是發生在帶 進入 帶輪的這一邊上。當靜弧趨向于零，滑動弧擴大到整個接觸弧時，帶就產生 打滑 。60、帶傳動在材料和結構一定的條件下，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，膠帶就發生打滑(打滑是由于過載造成的)，這種現象一般首先發生在 小 帶輪上。64、增速傳動的帶傳動中 從動輪 上較易發生打滑現象。65、帶傳動中的打滑是由 過載 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點：（1） 具有接觸應力小 （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） 兩鏈輪的齒數相等 和（2） 主動鏈邊長度又恰為鏈節矩的整數倍時，其值才恒定不變。68、鏈輪齒數不宜過多或過少，齒數太少時，將增加 速度的不均勻性 并引起 動載荷 ；齒數過多時，在鏈節磨損后，將引起 脫鏈現象。69、在同樣轉速條件下，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，產生加速度，而產生動載荷 ；2) 當鏈節進入鏈輪的瞬間，鏈節與鏈輪齒以一定相對速度相嚙合，產生沖擊，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 鉸鏈磨損 ，嚴重時會引起 脫鏈 現象；而在低速重載的鏈傳動中，其失效形式是 靜力拉斷 。73、鏈傳動中鏈節銷軸的中心，相對于 鏈輪 轉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 不均勻性。74、鏈傳動中，影響鏈傳動動載荷的主要因素是 鏈輪齒數Z1 、 角速度w1和 鏈節距p 。75、鏈傳動中鏈節距越 大 鏈輪齒數越 少 ，速度越 高 ，鏈條的運動不均勻性就越大，也就使傳動中的 動載荷 越大。76、鏈傳動中，鏈輪齒數過多，容易因鏈節 磨損過度 而造成脫鏈；鏈輪齒數太少，會因運動的不均勻性增加而增加 動載荷 。為了便于鏈條的聯接和磨損的均勻性，鏈節數最好取 偶 數，而輪齒數最好選 質 數。77、在鏈傳動中，鏈條的節距增加，則鏈條的強度 增加 ，傳動中產生的動載荷 增加 ，故鏈節距選用的原則是：在滿足強度條件下，鏈節距應盡量 小 。78、在鏈傳動中，鏈條節距p增加，則鏈條的強度提高，傳動中產生的動載荷 增大 ，故鏈節距選用原則是 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，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 減小 但達到一定時保持不變。6、混合摩擦潤滑軸承的主要失效形式是 膠合 和 磨損 ，通過 pp ， pvpv 和 vv 三項計算來控制失效。7、在滑動軸承中，按摩擦狀態分，可出現 干摩擦 、 邊界摩擦 、 液體摩擦 和 混合摩擦 四種摩擦狀態。8、混合摩擦潤滑軸承的計算準則是維持 邊界潤滑 。根據此準則，應驗算 p 、 pv 、 v 的數值，使其不超過許用值。9、混合摩擦潤滑軸承設計中，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 載荷 和 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 調心 軸承。12、在滑動軸承中，寬徑比B/d大，由于 端洩 減少，使承載能力提高，但B/d過大，油循環流動減慢，使軸承易 過熱 ；相對間隙小，由于 最小油膜厚度 減小，使承載能力提高，但過小，易導致 軸與軸瓦表面直接接觸 ，而使液體動壓狀態受到破壞。13、液體動壓徑向滑動軸承的相對間隙值選取與速度和載荷有關，通常重載低速軸承值應選小值，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計中，寬徑比B/d增加 ，相對間隙減小 ，可提高承載能力，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，若轉速不變，則偏心率 增大 ，最小油膜厚度hmin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索氏數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，轉速不變，則軸頸偏心率 增大 ，最小油膜厚度 減小 ；又當載荷不變，轉速升高時，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 驗算軸承能否獲得液體動壓潤滑 ，若計算中發現hmin不夠大，可通過增大 相對間隙 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，在相同的運轉條件下，其中 任一元件 在疲勞點蝕前所能運轉的 總轉數 。23、滾動軸承密封的目的是 阻止潤滑劑的流失 ； 防止灰塵、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(2)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 ，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 壽命計算及極限轉速 校核計算。27、對于工作時回轉的滾動軸承，主要失效形式是 疲勞點蝕 ，故應進行 壽命 計算，而對工作時不轉動、作擺動或轉速低的軸承，主要失效形式是 塑性變形 ，故應進行 靜強度 計算。28、試寫出下列滾動軸承的類型和內徑：3208：類型 圓錐滾子軸承 ，內徑 40