机械设计基础复习提纲.docx

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机械设计基础复习提纲

机械设计基础复习提纲

第一部分课程重点内容

第一章平面机构的自由度和速度分析

运动副的概念和分类P6—7；运动副图形符号P8；能画出和认识机构运动简图P8—10。

平面机构自由度的计算公式P11；复合铰链、局部自由度及简单的虚约束P12—13；速度瞬心及三心定理P14-17

1、所以构件都在相互平行的平面内运动的机构称为平面机构；

2、两构件直接接触并能产生一定相对运动的连接称为运动副。

两构件通过面接触组成的运动副称为低副，平面机构中的低副有移动副和转动副。

两构件通过点或线接触组成的运动副称为高副；

3、绘制平面机构运动简图；

4、机构自由度F=3n-2Pl-Ph,原动件数小于机构自由度，机构不具有确定的相对运动；原动件数大于机构自由度，机构中最弱的构件必将损坏；机构自由度等于零的构件组合，它的各构件之间不可能产生相对运动；

5、计算平面机构自由度的注意事项：

（1）复合铰链（图1-13）；

（2）局部自由度：

凸轮小滚子焊为一体（3）虚约束（4）两个构件构成多个平面高副，各接触点的公共法线彼此重合时只算一个高副，各接触点的公共法线彼此不重合时相当于两个高副或一个低副，而不是虚约束；

6、自由度的计算步骤要全：

1）指出复合铰链、虚约束和局部自由度；2）指出活动构件、低副、高副；3）计算自由度；4）指出构件有没有确定的运动；5）计算公式F=3n-2PL-PH

7、速度瞬心与三心定理：

1）速度瞬心：

两刚体上绝对速度相同的重合点（绝对瞬心，相对瞬心）；2）常见运动副的速度瞬心的寻找方法；3）三心定理：

三个彼此作平面运动的构件共有三个瞬心，且它们位于同一条直线上；4）利用三心定理求机构的全部瞬心；5）利用三心定理求机构的转速、角速比、速度。

第二章平面连杆机构

平面四杆机构的三种基本形式及运动特征P21—28；四杆机构类型判定准则P28；急回特性P29；压力角与传动角P30；死点位置P31；四杆机构的设计（按给定的连杆位置或行程速度变化系数设计四杆机构）P32—34（要求掌握几何作图法，解析法和实验法不考）。

1、平面连杆机构是由若干构件用低副（转动副、移动副）连接组成的平面机构，又称平面低副机构；按所含移动副数目的不同，可分为：

全转动副的铰链四杆机构、含一个移动副的四杆机构（曲柄滑块机构、导杆机构）和含两个移动副的机构（正切机构、椭圆仪）。

2、平面（铰链）四杆机构：

机构的固定构件称为机架；与机架用转动副相连接的构件称为连架杆；不与机架直接相连的构件称为连杆；铰链四杆机构分为曲柄摇杆机构、双曲柄机构、双摇杆机构。

3、含一个移动副的四杆机构：

曲柄滑块机构、转动导杆机构、摆动导杆机构、定块机构、摇块机构，及其相互之间的倒置。

4、铰链四杆机构有整转副的条件是最短杆和最长杆长度之和小于等于其余两杆长度之和；整转副是最短边及其邻边组成的；铰链四杆机构是否存在曲柄依据：

1）取最短杆为机架时，机构上有两个整转副，故得双曲柄机构；2）取最短杆的邻边为机架时，机构上只有一个整转副，故得曲柄摇杆机构；3）取最短杆的对边为机架时，机构上没有整转副，故得双摇杆机构。

如果铰链四杆机构中的最短边和最长边长度之和大于其余两杆长度之和，则该机构中不存在整转副，无论取哪个构件作为机架都只能得到双摇杆机构。

5、极位角θ（曲柄连杆两共线位置的夹角，或从动件两极限位置时曲柄对应位置的夹角）越大，机构的急回特性越明显。

急回运动特性可用行程速比系数K来表示：

K=w2/w1=（180°+θ）/（180-θ）.

6、压力角、传动角：

作用在从动件上的驱动力与该力作用点绝对速度之间所夹的锐角叫做压力角，压力角是作为判断机构传力性能的重要标志；压力角的余角叫做传动角，压力角越小，传动角越大，机构传力性能越好；压力角越大，传动角越小，机构的传力性能越差，传动效率越低。

7、作图题：

极位角、压力角和最小传动角的位置。

死点位置：

传动角为零的位置。

8、四杆机构的设计（几何作图法）：

按给定的连杆位置或行程速度变化系数设计四杆机构（曲柄摇杆机构-已知摇杆长、摇杆摆角、K；摆动导杆机构-已知机架长、K（导杆摆角=极位角）；四杆机构-已知连杆三位置）。

第三章凸轮机构

凸轮机构的应用与类型P40；盘形凸轮基圆、推程、推程运动角、远休止角、回程、回程运动角、近休止角的概念P42。

凸轮机构压力角与作用力和机构尺寸的关系P44-P55；图解法设计凸轮轮廓P45-49；（解析法设计凸轮轮廓（略））

1、凸轮机构的优点：

只需设计适当的齿轮轮廓，便可使从动件得到所需的运动规律，并且结构简单、紧凑，设计方便。

缺点是：

凸轮轮廓与从动件之间为点接触或线接触，易磨损，所以通常用于传力不大的控制机构。

2、凸轮机构的从动件做等速运动时，造成强烈刚性冲击；做简谐运动时造成柔性冲击；做正弦加速度运动时没有冲击。

3、基圆半径越小，压力角越大，传动角越小，有害分力越大，传动效率越低。

为减少压力角，导路的正确偏置方法：

导路位于与凸轮旋转方向相反的位置（导路向推程相对速度瞬心的同侧偏置，减少了推程压力角，但增大了回程压力角）。

4、平底从动件凸轮压力角为定值0。

5、作图表示凸轮机构的推程运动角和压力角（参见P52习题3-1，3-2）

6、图解法设计凸轮轮廓（反转法）：

1）对心直动尖顶从动件盘形凸轮（已知凸轮的基圆半径r0，角速度和从动件的运动规律）；2）偏置直动尖顶从动件盘形凸轮（已知凸轮的基圆半径r0，角速度、从动件的运动规律和偏心距）；3）滚子直动从动件盘形凸轮（已知凸轮的基圆半径r0，角速度和从动件的运动规律）；4）对心直动平底从动件盘形凸轮（已知凸轮的基圆半径r0，角速度和从动件的运动规律）。

第四章齿轮机构

齿轮传动的特性P53，齿廓渐开线形成特性P55-56。

渐开线齿轮正确啮合条件P59；渐开线齿轮成型法与范成法P61-62;根切与最少齿数P63；斜齿轮与锥齿轮机构P66-70．（掌握主要计算公式）

1、两轴平行的齿轮机构（直齿、斜齿传动）、相交的齿轮机构（锥齿传动）、交错的齿轮机构（蜗轮蜗杆传动）。

2、渐开线：

把线缠在圆（基圆）上，展开，线端的轨迹即为渐开线；渐开线上任意一点的法线均与基圆相切；渐开线齿廓上某点的法线与齿廓上该点速度方向线之间的夹角为压力角。

3、一对齿轮的传动比：

i12=ω1/ω2=n1/n2=d2/d1=z2/z1

4、渐开线齿轮传动的可分性：

一对渐开线齿轮制成之后，其基圆半径是不能改变的，即使两轮的中心距稍有改变，其角速度比仍保持原值不变。

5、齿轮各部分名称：

齿根圆、基圆、分度圆、齿顶圆、齿厚、齿槽宽、齿距、齿宽、齿顶高、齿根高、全齿高。

6、齿轮所有的几何尺寸都用模数的倍数来表示，所以齿数相同的齿轮，模数越大，齿轮的尺寸越大，其承载能力也就越高。

模数是齿轮抗弯能力的重要标志。

标准齿轮：

分度圆上齿厚和齿槽宽相等，且齿顶高和齿根高均为标准值的齿轮称为标准齿轮。

主要计算公式（分度圆直径、标准中心距）：

d1=mz1，d2=mz2，a=m（z1+z2）/2（外啮合），a=m（z2-z1）/2（内啮合）。

7、渐开线齿轮的正确啮合条件是两轮的模数和压力角分别相等：

m1=m2，α1=α2

8、分度圆和压力角是单个齿轮所具有的，而节圆和啮合角是两个齿轮相互啮合时才出现的。

标准齿轮传动只有在分度圆和节圆重合时，压力角和啮合角才相等，否则，啮合角大于压力角。

标准齿轮的压力角为20°

9、重合度：

实际啮合线段与两啮合点间距离之比称。

因此，齿轮连续传动的条件是重合度大于等于1。

重合度表示同时参加啮合的齿的对数，重合度越大，轮齿平均受力越小，传动越平稳。

斜齿轮的重合度随齿宽和螺旋角的增大而增大，因而传动平稳、承载能力高。

10、斜齿轮左旋右旋判断方法：

螺旋线上升的方向。

11、一对斜齿轮正确啮合条件：

模数相等，压力角相等，螺旋角大小相等方向相反（外啮合）。

12、斜齿轮的法向模数和端面模数之间的关系：

mn=mt*cosβ;国际规定，斜齿轮的法向参数取为标注值，而端面参数为非标准值。

13、斜齿轮的优点：

1）齿廓接触线是斜线，一对齿是逐渐进入啮合和逐渐脱离啮合的，故运转平稳，噪声小；2）重合度大，并随齿宽和螺旋角的增大而增大，故承载能力高，运转平稳，适于高速传动；3）斜齿轮不根切最少齿数小于直齿轮，标准渐开线直齿轮不根切的最少齿数为17。

如果渐开线直齿轮齿数小于17而不根切，必须采用正变位方式，该方式还可增大齿厚，提高轮齿抗弯强度。

第五章轮系

定轴轮系传动比的计算、如何用箭头判断方向P72-75；周转轮系传动比计算P75-78；复合轮系传动比P78

1、轮系分为定轴轮系和周转轮系。

定轴轮系：

转动时每个齿轮的几何轴线都是固定的。

周转轮系：

至少有一个齿轮的几何轴线绕另一个齿轮的几何轴线转动。

2、首、末轮的转动方向的判断（↑判断法、±判断）。

3、定轴轮系传动比：

等于各对啮合齿轮中所有从动轮齿数的乘积与所有主动轮齿数乘积之比。

4、一个周转轮系包括：

一个系杆，系杆上的行星轮，和行星轮直接接触的所有太阳轮。

周转轮系及其传动比的计算（“转化轮系”）：

特别注意：

1）上式中齿轮m、n的轴线必须平行；2）计算公式中的“±”不能去掉，它不仅表明转化轮系中两个齿轮m、n之间的转向关系，而且影响到ωm、ωn、ωH的计算结果；3）采用↑判断法确定“±”，两个齿轮m、n转向相同时取“+”，相反时取“-”。

5、复合轮系：

由几个定轴轮系和周转轮系组成；其传动比计算：

分别计算、联立求解。

第六章间歇运动机构（略）

第七章机械运转速度波动的调节（略）

第八章回转件的平衡（略）

第九章机器零件设计概论

1、机械设计应满足的要求：

在满足预期功能的前提下，性能好、效率高、成本低，在预定使用期限内安全可靠，操作方便、维修简单和造型美观等。

2、零件的失效主要由于：

断裂或塑性变形（强度）；过大的弹性变形（刚度）；工作表面的过度磨损或损伤（耐磨性）；发生强烈的振动（稳定性）；连接的松弛；摩擦传动的打滑等。

3、运动副中，摩擦表面物质不断损失的现象称为磨损；零件抗磨损的能力称为耐磨性；机械中磨损的主要类型：

磨粒磨损、胶合、点蚀、腐蚀磨损。

胶合：

摩擦表面受载时，实际上只有部分峰顶接触，接触处压强很高，能使材料产生塑性流动。

若接触处发生粘着，滑动时会使接触表面材料由一个表面转移到另一个表面，这种现象称为粘着磨损。

4、塑性材料以屈服极限为极限应力，脆性材料以强度极限为极限应力。

5、极限与配合：

互换性，公差与配合（基本尺寸，上偏差，下偏差），间隙配合，过渡配合，过盈配合，基孔制，基轴制。

6、表面粗糙度

第十章连接

1、螺纹的主要几何参数：

大径（公称直径）d、小径、中径、螺距P、导程、螺纹升角ψ、牙型角α。

牙侧角β

2、螺纹升角ψ越小，自锁性越好，效率越低。

螺纹的自锁条件：

ψ≤ρ‘，

3、把牙型角等于60度的三角形米制螺纹称为普通螺纹，以大径为公称直径。

同一公称直径可以有多种螺距的螺纹，其中螺距最大的称为粗牙螺纹，其余都称为细牙螺纹。

公称直径相同时，细牙螺纹的自锁性能好，但不耐磨、易滑扣。

4、螺纹的表示方法：

M24：

粗牙普通螺纹，公称直径24，螺距3；M24×1.5:

细牙普通螺纹，公称直径24，螺距1.5。

5、螺纹连接的防松：

摩擦防松、机械防松、铆冲粘合防松。

对顶螺母属于摩擦放松。

6、螺栓的主要失效形式：

1）螺栓杆拉断；2）螺纹的压溃和剪断；3）经常装拆时会因磨损而发生滑扣现象。

7、螺栓螺纹部分的强度条件。

螺栓的总拉伸荷载为：

工作荷载和残余预紧力。

8、键连接：

平键、半圆键、楔键、切向键、花键。

平键的表示方法：

圆头普通平键（A型）:

键16（宽度）×100（长度）GB1096-79

第十一章齿轮传动

1、按照工作条件，齿轮传动可分为闭式传动和开式传动。

2、轮齿的失效形式主要有：

齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合、齿面磨损、齿面塑性变形。

在一般闭式齿轮传动中，齿轮的主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀和轮齿弯曲疲劳折断。

对于开式齿轮，主要的失效形式是齿面磨损和弯曲疲劳折断。

3、热处理：

钢在固体状态下被加热到一定温度，保温，不同的冷却方法，改变钢的组织结构，得到所需性能。

常用热处理方法：

退火、正火、调质、表面淬火、表面渗碳淬火、表面渗氮。

4、直齿圆柱齿轮传动的作用力及其各力的方向：

圆周力及其方向，径向力及其方向。

5、齿面接触应力的验算公式。

两轮的接触应力是作用力和反作用力，大小相等方向相反，但两轮的许用应力不同，因为两轮的材料和热处理方式不同，计算中取两轮中较小者。

6、设计圆柱齿轮时设计准则：

1）对闭式传动软齿面齿轮传动，主要失效形式为齿面点蚀，按齿面接触强度进行设计，按齿根的弯曲强度进行校核；2）对闭式硬齿面齿轮传动，主要失效形式为轮齿弯曲疲劳强度破坏，按齿根的弯曲强度进行设计，按齿面的接触强度进行校核；3）对开式齿轮传动，主要失效形式为齿面磨损，按轮齿的弯曲疲劳强度进行设计，将计算的模数适当修正。

7、斜齿圆柱齿轮传动，各分力的方向如下：

圆周力的方向在主动轮上与运动方向相反，在从动轮上与运动方向相同；径向力的方向对两轮都是指向各自的轴心；轴向力的方向可由齿轮的工作面受压来决定。

8、螺旋角增大，重合度增大，传动更平稳。

第十二章蜗杆传动

1、蜗轮蜗杆的旋向和转动方向的判别：

左（右）手法则。

2、圆柱蜗杆传动的主要参数：

模数m和压力角（标准值：

α=20°）；传动比i、蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2（i=n1/n2=z2/z1）；蜗杆直径系数q和导程角γ（d1=qm）；齿面间滑动速度vS（vS=v1/cosγ）；中心距a（a=m（q+z2）/2）

3、蜗轮蜗杆传动正确啮合条件：

蜗杆轴向模数和轴向压力角应分别等于蜗轮端面模数和端面压力角（mt2=ma1=m，αt2=αa1=α）。

在两轴交错角为90°时，在分度圆柱上蜗杆导程角γ与蜗轮螺旋角β相等，且旋向相同。

4、蜗杆传动的受力分析：

在两轴交错角为90°时，Ft1=Fa2，方向相反；Fa1=Ft2，方向相反；Fr1=Fr2，指向各自的轴心。

5、蜗杆传动的主要失效形式：

胶合、点蚀、磨损。

6、蜗杆传动的强度计算：

蜗轮齿面疲劳接触强度、蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算；蜗杆的刚度计算。

第十三章带传动和链传动

1、优点：

1）带传动和链传动适用于中心距较大、两轴平行且同向传动的场合；2）带具有很好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；3）过载时，带与带轮间出现打滑，打滑虽使运动失效，但可防止损坏其它零件；4）结构简单，成本低廉。

2、带传动的缺点是：

1）传动的外廓尺寸较大；2）需要张紧装置；3）由于带的滑动，不能保证固定不变的传动比；4）带的寿命较短；5）传动效率较低。

3、若带所需传递的圆周力超过带与轮面间的极限摩擦力总和时，带与带轮将发生显著的相对滑动，这种现象称为打滑。

由于材料的弹性变形而产生的滑动称为弹性滑动。

弹性滑动和打滑是两个截然不同的概念。

打滑是指由过载引起的全面滑动，应当避免。

弹性滑动是由紧、松边拉力差引起的，只要传递圆周力，肯定出现紧边和松边，就一定会发生弹性滑动，所以弹性滑动是不可避免的。

4、运转过程中，带承受变应力，最大应力发生在紧边与小带轮的接触处。

最大应力=紧边与松边拉力产生的拉应力+离心力产生的拉应力+带绕过带轮时产生的弯曲应力。

5、带在带轮上打滑和带发生疲劳损坏是带的主要失效形式。

带传动的设计准则是保证带不打滑及具有一定的疲劳寿命。

6、中心距不能过小的原因：

中心距过小，带变短，带上应力变化次数增多，疲劳破坏加强，同时小带轮包角过小，承载能力降低。

小带轮直径不能过小的原因：

带经过小带轮时，带的弯曲应力变大，从而导致带的寿命减短。

7、带传动的传动比：

i=n1/n2=d2/d1（不计弹性滑动）

8、在相同的初拉力条件下，V带比平带能传递更大的功率。

9、链传动的优点：

1）不存在弹性打滑，能保持准确的平均传动比；2）需要的张紧力小，作用在轴上的压力小，可减少轴承的摩擦损失；3）结构紧凑；4）能在高温、有油污等恶劣环境下工作；5）制造和安装精度较低，中心距较大时其传动结构简单；

10、链传动的缺点：

1）瞬时转速和瞬时传动比不是常数，传动的平稳性较差；2）有一定的冲击和噪声。

11、滚子链传动的主要失效形式：

1）链板疲劳破坏；2）滚子套筒的冲击疲劳破坏；3）销轴与套筒铰链的胶合；4）链条铰链磨损；5）过载拉断。

12、带传动和链传动一般都有张紧装置（位于松边）；链传动的两链轮应位于同一平面内，一般宜水平或接近水平布置，并使松边在下方。

第十四章轴

1、轴的功用：

用来支撑旋转的机械零件；传递转矩。

2、轴的类型（按承受载荷分）：

转轴（既传递扭矩又承受弯矩）、传动轴（只传递扭矩）、心轴（只承受弯矩）。

3、轴的结构设计要求：

1）轴应便于制造，轴上零件要易于装拆（制造安装要求）；2）轴和轴上零件要有准确的工作位置；（定位）；3）各零件要牢固而可靠地相对固定（固定）；4）改善受力状况，减小应力集中和提高疲劳强度。

4、轴的结构设计的合理性（改错题）。

第十五章滑动轴承（略）

第十六章滚动轴承

1、滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。

2、常用滚动轴承的性能特点：

1）调心球（或滚子）轴承，主要承受径向载荷，能自动调心；2）圆锥滚子轴承，能同时承受较大的径向载荷和轴向载荷，一般成对使用；3）圆柱滚子轴承，能承受较大的径向载荷；4）推力球轴承，只承受轴向载荷；5）深沟球轴承，主要承受径向载荷，同时可承受一定量的轴向载荷；6）角接触球轴承，能同时承受径向载荷和轴向载荷，一般成对使用。

3、滚动轴承代号的排列顺序：

类型代号+宽度系列代号（可省略）+直径系类代号+内径尺寸系列代号+内部结构代号+公差等级代号，其中，内径尺寸系列代号（04以后）乘以5得到内径尺寸。

4、滚动轴承的主要失效形式：

疲劳破坏、永久变形。

5、基本额定寿命：

一组同一型号的轴承在同一条件下运转，其可靠度为90﹪时，能达到或超过的寿命为基本额定寿命，即90%的轴承在发生疲劳点蚀前能达到或超过的寿命。

6、基本额定动载荷：

当一套轴承运转达到一百万转时，轴承所能承受的载荷。

7、当量动载荷与计算：

当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴向载荷双重影响，经换算后的假想载荷。

计算公式：

P=XFr+YFa

8、滚动轴承组合设计的合理性（改错题）。

第十七章联轴器、离合器和制动器

1、联轴器、离合器作用：

主要用于将两根轴联接在一起，使它们一起旋转，并传递扭矩。

2、工作特点：

联轴器用于刚性静态联接；而离合器则用于两轴之间的动态联接。

3、制动器作用：

降低机械运转速度或停止运转的装置。

第十八章弹簧（略）

第二部分分类练习题

一．选择题

1．若两构件组成低副，则其接触形式为（A）

A．面接触；B．点或线接触；C．点或面接触；D．线或面接触。

2．四杆长度不等的双曲柄机构，若主动曲柄作连续匀速转动，则从动曲柄将作（A）。

A．周期变速转动；B．间歇转动；

C．匀速转动；D．往复摆动。

3．杆长不等的铰链四杆机构，若以最短杆为机架，则是（D）。

A．曲柄摇杆机构；B．双曲柄机构；

C．双摇杆机构；D．双曲柄机构或双摇杆机构。

4．铰链四杆机构的死点位置发生在（A）。

A．从动件与连杆共线位置；B．从动件与机架共线位置；

C．主动件与连杆共线位置；D．主动件与机架共线位置。

5．当对心曲柄滑块机构的曲柄为原动件时，机构有无急回特性和死点?

（C）。

A．有急回特性、有死点；B．有急回特性、无死点；

C．无急回特性、无死点；D．无急同特性、有死点；

6．图示凸轮机构的推程运动角是多少？

（AB、CD为以O为圆心的圆弧）（C）。

A．160°；B．130°；C．120°；D．110°。

7．铰链四杆机构中，若最短杆与最长杆长度之和小于其余两杆长度之和，且以最短杆为机架，则机构有（B）。

A、一个曲柄，B、两个曲柄，C、无曲柄，D、可能有一个也可能有两个。

8．图（a）为（B）；图（b）为（D）。

A．曲柄滑块机构B．导杆机构

C．摇块机构D．定块机构

（a）（b）

9．凸轮机构从动件运动规律为等速运动规律时，机构受力（B）。

A无冲击B有刚性冲击

C有柔性冲击D不确定冲击

10．图示为凸轮机构在推程中从动件的位移线图，其从动件的运动规律为（C）。

这种运动规律

0、e两点（E）。

A．等速运动

B．等加速、等减速运动

C．简谐运动

D．引起刚性冲击

E．引起柔性冲击

F．能避免冲击

11．如图所示齿轮与轴通过过盈配合相连接，若按右图设计比左图合理，理由是C

A连接强度高B节约材料C装拆方便D刚性较好

12．在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是（4）

（1）三角形螺纹

（2）梯形螺纹（3）锯齿形螺纹（4）矩形螺纹

13．在常用的螺纹连接中，自锁性能最好的螺纹是

（1）

（1）三角形螺纹

（2）梯形螺纹（3）锯齿形螺纹（4）矩形螺纹

14．螺纹连接防松的根本问题在于（3）

（1）增加螺纹连接的轴向力

（2）增加螺纹连接的横向力（3）防止螺纹副的相对转动

（4）增加螺纹连接的刚度

15．在螺纹连接中最常用的螺纹牙型是（3）

（1）矩形螺纹

（2）梯形螺纹（3）三角螺纹（4）锯齿形螺纹

16．三角形螺纹的牙型角α=

（2）

（1）30°

（2）60°（3）0°

17．设计键连接的几项主要内容是：

a）按轮毂长度选择键的长度b）按使用要求选择键的主要类型

c）按轴的直径选择键的剖面尺寸d）对连接进行必要的强度校核。

在具体设计时，一般顺序是

（2）

（1）b→a→c→d

（2）b→c→a→d（3）a→c→b→d（4）c→d→b→a

18．键的长度主要是根据

（2）来选择．

（1）传递转矩的大小

（2）轮毂的长度（3）轴的直径

19．能够构成紧键连接的两种键是（4）

（1）楔键和半圆键

（2）平键和切向键（3）半圆键和切向键（4）楔键和切向键

20．楔键连接的主要缺点是（4）

（1）键的斜面加工困难

（2）键安装时易损坏（3）键装入键槽后，央轮毂中产生初应力

（4）轴和轴上的零件对中性差

21．平键连接如不能满足强度条件要求时，可在轴上安装一对平键，使它们沿圆周相隔（4）

（1）90°

（2）120°（3）135°（4）180°

22．半圆键连接的主要优点是（3）

（1）对轴的强度削弱较轻

（2）键槽的应力集中较小

（3）工艺性好、安装方便

23．设计时键的截面尺寸通常是根据（4）从标准中选取

（1）键传递的转矩

（2）轴的转速（3）轮毂的长度（4）轴的直径

24．普通平键的工作面是（3）

（1）顶面

（2）底面（3）侧面（4）端面

25．V带传动中，带轮的基准直径是右图上的

（2）

（1）d1

（2）d2（3）d3（4）d4

26．带传动中，在预紧力相同的条件下，V带比平带能传递较大的功率，是因为V带（3）

（1）强度高

（2）尺寸小（3）有楔形增压作用（4）没有接头

27．带传动中，V1为主动轮圆周速度，V2为从动轮圆周速度，这些速度之间存在的关系是

（2）

（1）V1=V2

（2）V1＞V2（3）V1＜V2

28．带传动正常工作时不能保证准确的传动比是因为（4）

（1）带的材料不符合虎克定律

（2）带容易变形和磨损

（2）带在带轮