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机械设计基础

601直齿圆柱齿轮轮齿弯曲疲劳应力计算时受力模型为轮齿悬臂梁模型，一般采用（）来确定其危险截面。
602轮齿发生齿面点蚀，一般出现在节线附近靠近（）部分的表面上。
603某轮齿的齿面在节线附近出现凸起的失效形式，则可判定正常工作时该轮齿在传动系统中为（）。（主动轮/从动轮）。
604标准直齿圆柱齿轮不产生根切的最小齿数为（）。
605齿轮传动的五种主要失效形式中，最严重、必须避免的失效形式是（）
606一标准直齿圆柱齿轮（正常齿制），模数m=4mm，齿数z=25，其齿廓曲线在齿顶圆上的曲率半径为（）mm。（保留小数点后两位）
607某标准齿轮传动重合度为15，传动时双齿啮合区长度与实际啮合线长度比为（）。(保留小数点后两位）
608模数是齿轮最重要的参数，已经标准化，其数值为（）与π之比
609在渐开线直齿圆柱齿轮传动中，一对轮齿开始进入啮合，其入啮点应为从动轮的（）与啮合线的交点。
610同一渐开线齿廓上各点的压力角是不同的，对于外啮合的齿轮来说，从齿根到齿顶，其齿廓上压力角逐渐。（减小/增大）
611某标准直齿圆柱齿轮传动中，重合度ε＝14时，表示啮合线的两端04Pb为（）啮合区。
612采用滚齿机床加工某渐开线直齿圆柱齿轮（正常齿制，压力角20°，齿数为10），为避免根切，其变位系数应不小于（）。（精确到小数点后两位）
613渐开线齿轮的可分性，是指安装时中心距略有偏差，其仍将维持不变。
614与齿轮传动相比较，（）不能作为蜗杆传动的优点。
615阿基米德圆柱蜗杆与蜗轮传动的模数，（）应符合标准值。
616蜗杆直径系数q=（）。
617在蜗杆传动中，当其他条件相同时，增加蜗杆直径系数q，将使传动效率（）。
618在蜗杆传动中，当其他条件相同时，增加蜗杆头数z1，则传动效率（）。
619在蜗杆传动中，当其他条件相同时，增加蜗杆头数z1，则滑动速度（）。
620在蜗杆传动中，当其他条件相同时，减少蜗杆头数z1，则
621起吊重物用的手动蜗杆传动，宜采用的蜗杆（）。
622蜗杆直径d1的标准化，是为了（）。
623蜗杆常用材料是（）。
624蜗轮常用材料是（）。
625蜗杆传动的当量摩擦系数fv，随齿面相对滑动速度的增大而（）。
626提高蜗杆传动效率的最有效的方法是（）。
627闭式蜗杆传动的主要失效形式是（）。
628计算蜗杆传动比是错误的为（）。
629在蜗杆传动中，作用在蜗杆上的三个啮合分力，通常以（）为最大。
630下列蜗杆分度圆直径计算公式：Ad1=mqBd1=mz1Cd1=d2/iDd1=mz2/（itanγ）Ed1=2a/（i+1）。其中有（）是错误的。
631蜗杆传动中较为理想的材料组合是（）。
632在蜗杆传动中，当需要自锁时，应使蜗杆导程角（）当量摩擦角。
633对闭式蜗杆传动进行热平衡计算，其主要目的是为了防止温升过高导致（）。
634在蜗杆传动中，蜗轮螺旋线的方向与蜗杆螺旋线的旋向应该（）
635蜗杆传动发热计算的目的是防止（），以防止齿面胶合失效。
636为了蜗杆传动能自锁，应选用（）头蜗杆。（单/多）
637在进行蜗杆传动设计时，通常蜗轮齿数Z226是为了保证传动的（）
638为了提高蜗杆的刚度，应采用（）的直径系数q。
639蜗杆传动中，一般情况下（）的材料强度较弱，所以主要进行它的强度计算
640阿基米德蜗杆和蜗轮在中间平面相当于（）的啮合传动。
641标准的蜗轮蜗杆，其蜗杆的轴向模数应与蜗轮的（）模数相等。
642在标准蜗杆传动中，当蜗杆为主动时，若蜗杆头数z1和模数m一定，而增大直径系数q，则蜗杆刚度（）。（减小/增大/不变）
643在蜗轮蜗杆传动中，产生自锁的条件是（）。
644一给定的的行星轮系中，输出构件的转向（）
645一给定的的定轴轮系中，输出构件的转向（）
646具有确定运动的周转轮系中，其主动件数目应（）
647差动轮系需要具有确定运动的条件，其主动件的个数为（）。
648下列关于轮系功用，说法错误的是（）。
649行星轮系需要具有确定运动的条件，其主动件的个数为（）。
650某周转轮系中，若转化轮系的传动比为负值，则该周转轮系中主动轮与从动轮构件的转向关系为（）。
651（）轮系中必须有一个中心轮是固定不动的。
652（）轮系中两个中心轮都是运动的。
653每个单一周转轮系中，转臂与中心轮的几何轴线必须（）。
654行星轮系中可以利用（）上某点的运动轨迹来产生内摆线和外摆线，从而实现某种工业应用的特殊运动。
655周转轮系中，几何轴线不固定，既能自转又能公转的齿轮为（）。
656行星轮系中，中心轮和转臂（系杆）的几何轴线必须（）。
657在轮系中，只改变传动方向而不影响传动比大小的齿轮称为（）。
658具有确定运动的差动轮系和行星轮系，其自由度分别为（）。（填写格式：数字和数字）
659带传动正常工作时，紧边拉力F1和松边拉力F2满足关系为（）。
660带传动中，选择V带的型号是根据（）。
661当要求单根V带所传递的功率不超过该单根V型带允许传递的功率P0，这样带传动不会产生（）失效。
662在进行V带传动设计计算时，若v过小，将使所需的有效拉力（）。
663带传动在工作时产生弹性滑动，是主要由于（）。
664工作条件与型号一定的v型带，其弯曲应力随小带轮直径的增大而（）。
665带传动中，用（）方法可以使小带轮包角α1加大。
666V带轮的最小直径dmin取决于（）。
667当摩擦系数与初拉力一定时，则带传动在打滑前所能传递的最大有效拉力随（）的增大而增大。
668带传动中，张紧轮布置在（）位置较为合理。
669带传动采用张紧轮的目的是（）。
670若传动的几何参数保持不变，仅把带速提高到原来的两倍，则V带所能传递的功率将（）。
671一定型号V带内弯曲应力的大小，与（）成反比关系。
672带传动不能保证正确的传动比，其原因是（）。
673带传动的设计准则为（）。
674V带传动中，带截面楔角为40°，带轮的轮槽角应（）40°。
675带传动中，V1为主动轮圆周速度、V2为从动轮圆周速度、V为带速，这些速度之间存在的关系是（）。
676设计V带传动的传动比i，一般可取（）。
677带传动主要是依靠（）来传递运动和功率的。
678在其他条件相同的情况下，V带与平型带传动相比较，可以传递更大的功率，是因为（）。
679标准V带传动的带速，不宜超过（）m/s。带传动，中心距一般不应大于两带轮直径之和的（）；带传动的中心距过大时，会导致（）。
680设计带传动时，中心距一定的小带轮上的包角大小取决于（），而带的长度取决于大、小带轮的直径。
681带传动工作时，若开始产生打滑现象，是（）。
682工作条件与型号一定的V带，其寿命随小带轮直径的增大而（）。
683在同一带传动中，若小带轮上的包角为α1，大带轮上为α2，通常（）。若带传动的中心距与小带轮的直径一定时，增大传动比，则α1（）。
684设由疲劳强度决定的带的许用拉应力为[σ]，带内的初应力σ。，紧边拉应力σ1、松边拉应力σ2、在小带轮上的弯曲应力σb1、在大带轮上的弯曲应力σb2、离心应力σc，则从带的拉伸疲劳强度出发，应有（）。
685带传动的圆周速度V5m/s是有利于提高承载能力，而V25m/s是主要为了（）。
686带传动的主动轮直径D1=180mm，转速n1=900r/min，从动轮要求的转速n2=252r/min，若滑动率ε=2%，则从动轮直径应取（）mm。
687带传动中，带每转过一周，带中拉应力要变化（）次。（填写数值）
688一定型号的标准V带传动，当带速增大一倍时，带内的离心应力随之增大了（）倍。（填写数值）
689带传动中，传动带受的三种应力是拉应力，离心拉应力和弯曲应力，则最大应力等于σ1+σb1+σc，它发生在带的紧边开始绕上小带轮处，若带的许用应力小于它，将导致带的（）失效。
690控制适当的预紧力是保证带传动正常工作的重要条件，预紧力不足，则运转时易（）；预紧力过大，则带的磨损加剧、轴受力大。
691带传动中，带中的最小应力发生在松边与大带轮相切处；带传动中，带中的最大应力发生在（）相切处。
692带的剖面角为（），而带轮的槽形角有32°、34°、36°、38°四种。轮径变大，槽形角度增大。
693带传动中，打滑是指带与带轮之间发生显著的相对滑动，多发生在（）上。即将打滑时，紧边拉力F1与松边拉力F2的关系为F1/F2=e^fα。
694当采用张紧轮装置将带张紧时，为了带只受单向弯曲，张紧轮一般放在松边内侧，同时张紧轮应尽量靠近（）带轮，以免对小带轮包角影响过大。如果主要考虑包角的影响，则张紧轮应放在靠近小带轮处的松边外侧。
695带传动的弹性滑动是由于拉力差导致带弹性变形不同引起的，而（）失效是由于超载引起的，影响带传动发生该失效的主要因素有包角α1、摩擦系数f、预紧力F0。
696V带截面形状做成梯形是为了利用V带和轮槽间摩擦的楔形效应。普通V带的（）指的是带截面基准宽度处的圆周长。
697V带、齿轮、链条用于多级传动中，带传动一般用于（）级。（低速/中速/中低速/高速）
698V带传动的传动比不恒定主要是由于有（）。
699V带传动限制带速v25m/s的目的是为了保证带的（）不致过大。
700限制带在小轮上的包角α1≥120°的目的是增大（）以提高传动能力。
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