机设作业选择题填空题答案Word文档下载推荐.docx
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第三章机械零件的强度
11
12
13
14
15
A、B
C、D
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（疲劳区）及粗糙区（脆断区）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<
N0（N0≈ND）时，疲劳极限随循环次数N的增加而降低的称为有限寿命疲劳。
3—20公式
表示复合（双向）应力状态下疲劳强度的安全系数，而
表示复合（双向）应力状态下的静（屈服）强度的安全系数。
3—21零件表面的强化处理方法有化学热处理、高频表面淬火、表面硬化加工等。
3—22机械零件受载荷时，在截面形状或尺寸突变处产生应力集中，应力集中的程度通常随材料强度的增大而增大。
第四章摩擦、磨损及润滑概述
D、A
A，C
E
D
A/C、B
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并形成润滑油膜能力。
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、轴瓦的胶合属于粘附磨损；
开式齿轮齿面的磨损、犁铧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
C、A、A、C
A、B、B
F
B、A、A、D
16
17
18
19
C、G
5—20三角形螺纹的牙型角=60°
，适用于静连接；
而梯形螺纹的牙型角=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（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
螺纹根部或有应力集中的地方。
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、螺栓过大的塑变或被拉断；
铰制孔用螺栓联接承受横向工作载荷时，依靠螺栓杆受抗剪切或螺杆与孔壁的挤压承载，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[]，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，同时要适当增大预紧力。
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（破坏螺纹副或使用粘结剂）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分布在同一圆周上螺栓数目应取成4、6、8、10、12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，A级精度最高，用于装配精度要求高的以及受冲击、振动或变载荷的重要零件的连接，B级多用于受载较大且经常装拆、调整的联接，C级精度多用于一般的螺纹连接。
第六章键、花键、无键联接和销联接
D、C
C、A、B
D、A
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，依靠键的楔紧作用而产生的摩擦力传递转矩。
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
B
C、C
20
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1。
8-22V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=1500N和F2=750N。
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，原因是用提高带速以提高带传动的工作能力，同时工作平稳性好并可起到过载保护的作用。
8-28V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带的弹性变形。
8-30带传动中，带的离心力发生在带绕在带轮上的圆弧部分。
第九章链传动
一、选择题
C
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板的疲劳破坏、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×
60GB1243•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
A、G，D、E，其余
21
22
10—23对齿轮材料的基本要求是：
齿面要硬，齿芯要韧；
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，其原因是小齿轮的啮合次数多；
当HBS≥350时为硬齿面，一般取小、大齿轮的硬度相同。
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疲劳点蚀和齿根疲劳折断，闭式硬齿面齿轮传动的主要失效形式是齿根疲劳折断和齿面疲劳点蚀，开式齿轮传动的主要失效形式是磨粒磨损和轮齿折断，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齿面胶合。
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接触应力较大、节线处纯滚动形成油膜困难摩擦力大润滑不良。
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和齿宽b。
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、d2（或中心距a）和齿宽b。
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＝15º
的斜齿圆柱齿轮，C为=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
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__v___。
11-17阿基米德蜗杆与蜗轮正确啮合的条件是ma1=mt2=m，αa1=αt2=，1＝2。
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，蜗杆的轮齿是连续的强度高，蜗轮的轮齿是孤立的强度低。
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1应等于蜗轮的螺旋角2。
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
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①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，②其运动方向必须使油由大端流进，小端流出、③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
A\BD
BC\D\AC
B\C
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
ABD
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（止口）、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
D、B、C
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。
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