机械设计习题集118.docx
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机械设计习题集118
2联接件设计
2.1在螺栓联接中,加上弹性垫片或者弹簧可以提高螺栓的疲劳强度。
(×)
2.2当承受冲击或振动载荷时,用弹簧垫圈作螺纹联接的防松,效果较差。
(√)
2.3用螺纹联接传递较大载荷时,例如联轴器与轴的联接,常用紧定螺钉联接。
(×)
2.4在选择联接用螺纹的头数时,很少选用单头。
(×)
2.5只受预紧力作用的普通螺栓联接,螺栓危险截面上的应力状态为④。
(
简单拉伸;②纯剪切;
拉弯组合;④拉扭组合;⑤弯扭组合)
2.6为了提高受轴向变载荷螺栓的疲劳强度,应①。
(①增加联接件刚度;②降低联接件刚度;③增加螺栓刚度)
2.7当计算受轴向载荷
的紧螺栓联接的受力时,螺栓所受总拉力
,其中
为 ②。
(①最大工作载荷;②残余予紧力;
预紧力)
2.8对顶螺母和弹簧垫圈是②。
(①用机械方法的防松装置;②靠轴向压紧摩擦的防松装置;
靠径向压紧摩擦的防松装置)
2.9常用的联接螺纹牙型都是三角形,主要是由于三角形螺纹的
。
(①强度好,寿命长;②效率高;
当量摩擦系数大,自锁性能好)
2.10与公称直径、牙型角、螺纹头数相同的粗牙螺纹相比较,细牙螺纹能比粗牙螺纹。
(①自锁性好,强度高;②自锁性差,强度低;
自锁性好,强度低;④自锁性差,强度高)
2.11紧联接螺栓的强度的计算公式为
,其中1.3是考虑④。
(①提高安全可靠性;②螺纹所受拉力的影响;
保证联接的紧密性;④螺纹所受扭矩的影响)
2.12在受变载荷的螺栓联接中,若保持预紧力不变,则减小螺栓的刚度,会使螺栓的总拉力变动范围②。
(①增大;②减小;
不变)
2.13当进行螺栓组的结构设计时,一般各个联接螺栓材料、直径和长度应①。
(①相同;②不同;③视具体情况决定)
2.14受倾覆力矩作用的螺栓组联接,每个螺栓所受的工作载荷②。
(①相等;②与到倾覆轴的距离成正比;③与到倾覆轴的距离成反比;④无规律)
2.15在受轴向载荷的紧螺栓强度计算公式
中,
为⑤。
(①工作载荷;②预紧力;③残余预紧力;④预紧力+工作载荷;⑤工作载荷+残余预紧力)
2.16当进行螺栓联接的结构设计时,被联接件与螺母和螺栓头接触表面处需要加工,这是为了③。
(①不致损伤螺栓头和螺母;②增大接触面积,不易松脱;③防止产生附加载荷)
2.17受旋转力矩的配合螺栓组,每个螺栓所受的载荷是②。
(①相等的;②与螺栓到几何中心距离成正比;③与螺栓到几何中心距离成反比;④以上答案都不对)
2.18与切制螺纹相比,轧制螺纹的疲劳强度①。
(①高;②低;③与切制的相同)
2.19在扳紧螺母时,螺母与被联接件接触面之间的摩擦阻力矩为③。
(①
;②
;③
;④
)
2.20悬置螺母的主要作用是③。
(①作为联接的防松装置;②减小螺栓系统的刚度;③使螺母中各圈螺纹受力较均匀;④防止螺栓受弯曲载荷)
2.21螺纹联接防松的根本问题在于④。
(①增加螺纹联接的刚度;②增加螺纹联接的轴向力;③增加螺纹联接的横向力;④防止螺纹副的相对转动)
2.22某单个螺栓联接,要求被联接件接合面不分离,假定螺栓的刚度cb,与被联接件的刚度cm相等,联接的预紧力为
。
现开始对联接施加轴向载荷,当外载荷F达到与预紧力
的大小相等时④。
(①被联接件发生分离,联接失效;②被联接件即将发生分离,联接不可靠;③联接可靠,但不能再继续加载;④联接可靠,只要螺栓强度足够,外载荷F还可以继续增加到接近预紧力
的两倍)
2.23某气缸盖螺栓联接,若气缸内气体压力在0~2MPa之间变化,则缸盖联接螺栓的应力类型为①。
(①非对称循环变应力;②脉动循环变应力;③对称循环变应力;④非稳定循环变应力)
2.24当一个承受变载荷的螺栓联接,其螺栓的静强度足够而疲劳强度不足时,应首先考虑采用提高其疲劳强度。
(①增加螺栓直径;②提高螺栓材料的屈服极限;③改用双螺母;④柔性螺栓)
2.25最适宜做滑动螺旋传动的螺母和螺杆的材料是⑤。
(①螺母:
45钢,螺杆:
ZG40;②螺母:
45钢,螺杆,45钢;③螺母:
40Cr,螺杆,Q275;④螺母:
Q235,螺杆:
HT200,⑤螺母:
ZCuSn10Pb1,螺杆:
45钢)
2.26说明图示两种螺母,哪种合理?
为什么?
-右:
合理
2.27螺栓中心打孔的作用为-提高疲劳强度 。
2.28三角形螺纹的牙型角α为600,摩擦系数f=1.0时,该螺纹副的当量摩擦系数fV=f/cos(0.5α),ρV=arctan[f/cos(0.5α)]。
2.29三种常用螺纹联接的基本类型是:
螺栓、螺钉、和双头螺柱。
2.30螺纹的螺旋升角愈小或当量摩擦角愈大,螺纹的自锁性能愈好、效率愈低。
2.31螺纹联接拧紧力矩,是克服螺纹副之间的阻力矩和螺母与端面之间阻力矩。
2.32当被联接件之一很厚、且该联接需经常拆卸时,应采用双头螺柱联接;当用螺纹联接件联接轴和轴上零件时,常采用螺钉联接。
2.33当螺栓的预紧力为20KN,刚度与被联接件刚度的关系为Cb=Cm/3,联接所受工作载荷在40KN至10KN之间交替变化时,试计算相应作用在螺栓上的拉力变化幅值。
解:
由FΣ=F0+FCb/(Cb+Cm),已知F0=20KN,Cb=Cm/3,F=10~40KN,代入公式得:
ΔF=FCb/(Cb+Cm)=10×(1/3)/(1/3+1)=2.5KN
ΔF=FCb/(Cb+Cm)=40×(1/3)/(1/3+1)=10KN
2.34已知某螺栓联接的预紧力F0=15000N,测得螺栓伸长δb=0.1mm,被联接件缩短δm=0.05mm。
求在变动工作载荷F=0~900N作用下,螺栓及被联接件所受载荷的最大值与最小值。
解:
螺栓的刚度Cb=F0/δb被联接件的刚度Cm=F0/δm,由FΣ=F0+FCb/(Cb+Cm),代入各值得:
FΣmin=F0+FCb/(Cb+Cm)=15000+0Cb/(Cb+Cm)=15000N
FΣmax=F0+FCb/(Cb+Cm)=15000+900×(1/0.1)/(1/0.1+1/0.05)=15000+900×1/3=15300N
2.35一普通螺栓联接,设螺栓刚度为Cb,被联接件刚度为Cm,如果Cb=Cm/2,预紧力F0=1000N,轴向外载荷F=1200N。
试求螺栓中的总拉力和被联接件中的残余予紧力。
解:
总拉力FΣ=F0+FCb/(Cb+Cm)=1000+1200×0.5/(0.5+1)=1400N
残余予紧力F'0=FΣ—F=1400-1200=200N。
2.36受横向力或旋转力矩的螺栓组,当采用普通螺栓时,联接的失效形式可能有:
①螺栓的剪断,②螺栓或孔壁的压溃:
③螺栓的疲劳断裂:
④联接面间滑移。
(试删去不正确的)
2.37为什么螺旋千斤顶举起重物,重物不会自行落下?
答:
千斤顶的螺纹副在螺母上施加轴向驱动力时,具有自锁性。
2.38某螺旋传动采用双线纹,其螺距为10mm,为使螺母轴向位移达到100mm,问螺母要对螺杆转几圈?
(由于螺旋的导程为20,所以100/20=5圈)
2.39螺纹升角的大小对自锁和效率有何影响?
答:
螺母被拧紧时,其拧紧力矩为M1=Ftd2/2=Gd2tan(ψ+ρν)/2,无摩擦时,M10=Ftd2/2=Gd2tan(ψ)/2,机械效率为η1=M10/M1=tanψ/tan(ψ+ρν)。
螺母被放松时,其阻碍放松的力矩为M2=Fd2/2=Gd2tan(ψ-ρν)/2,无摩擦时,M20=Fd2/2=Gd2tan(ψ)/2,机械效率为η2=M2/M20=tan(ψ-ρν)/tanψ。
由η1==tanψ/tan(ψ+ρν)得知,当ψ越小,机械效率越低。
由η2=tan(ψ-ρν)/tanψ得知,当ψ-ρν≤0时,螺纹具有自锁性。
2.40与矩形螺纹相比,三角螺纹的自锁性能好,效率低,适用于联接。
2.41传动用螺纹牙剖面形状有矩形、梯形和锯齿形。
其中最常用的为梯形。
2.42平键是靠键的上下两面与键槽间的摩擦力来传递载荷的。
(×)
2.43楔键是靠键的侧面来工作的。
(×)
2.44切向键主要优点是对中性好,因此在重型机械和大型设备中广为应用。
(×)
2.45与楔键联接比较,平键联接主要优点是:
装拆方便、对中性好,所以应用较为广泛。
(√)
2.46平键联接在机器制造中应用广泛,主要是因为结构简单且可以承受一定的轴向力。
(×)
2.47半圆键是靠键侧面与键槽间的挤压和键的剪切来传递载荷的。
(√)
2.48花键侧面定心时,定心精度高,但是各花键齿受载不均匀。
(×)
2.49平键的名义尺寸键高、键宽和长度已标准化了;其中二者根据联接轴的直径在标准中选定。
2.50一个键强度不够时,可采用两个键联接。
这时,二键间隔角度:
若是平键则为180度;若是切向键则为120度。
若采用两个平键强度还不够时,应采用花键。
2.51轴中部且需移动的变速齿轮与轴的联接可采用:
普通平键、花键,滑键、楔键、
切向键、导向键等。
(试删去不正确的)
2.52与平键相比,花键联接的主要优点是:
承载能力强,对中性好,导向性好,联接质量高,制造容易,成本较低。
(试删去不正确的)
2.53键的截面尺寸(b、h)通常是根据①按标准选择。
(①轴的直径;②轴传递扭矩的大小;③传递功率的大小;④轮毂装配到轴上较方便)
2.54右图的键槽比左图合理,这是因为右图①。
(①轴的对中性较好;②键槽加工较方便;③键的受剪面较大;④轮毂的长度)
2.55矩形花键有几种定心方式?
各有何特点?
各用于何处?
答:
四种定心方式分别为:
小径定心、大径定心、齿宽定心和齿形定心。
小径定心定心精度高;大径定心定心精度较高;齿宽定心定心精度不高,有利于各齿间均匀承载;齿形定心定心精度高,有利于各齿间均匀承载,寿命大。
根据题意判断下列结构设计的优劣
2.562.57
2.582.59
2.60
2.612.62
2.63
2.642.65
b)
b)
2.662.67
2.68
2.69
2.70
c)
d)
2.712.72
2.73
2.74
2.752.76
2.77
2.78
2.79
2.80
3挠性机械传动
a)
3.1V带有Z、Y、A、B,C、D、E七种型号,其中剖面尺寸Z型最大,E型最小。
(×)
3.2当带传动在正常载荷下工作不打滑时,其主动轮的圆周速度一定等于从动轮的圆周速度。
(×)
3.3带传动中由于存在滑动,因此实际传动比小于理论传动比。
(×)
3.4带传动张紧的目的主要是提高带的寿命。
(×)
3.5带传动中,对于水平或接近水平的传动,常把松边放在下边。
(×)
3.6带传动中的弹性滑动,致使胶带发生磨损,承载能力下降.这是带传动主要失效形式。
(×)
3.7带传动所能传递的最大有效圆周力随着初拉力增加而增加,因此初拉力越大越好。
(×)
3.8在V带传动中,适当地提高初拉力,加大包角,可以避免发生弹性滑动。
(×)
3.9带传动中,从动轮上发生弹性滑动时,则②。
(①带的速度小于带轮的圆周速度;②带的速度大于带轮的圆周速度;③带的速度等于带轮的圆周速度)
3.10在带、链,齿轮组成的多级减速传动中,带传动应放在①。
(①高速级;②低速级;③高速级或低速级均可)。
3.11带传动中,若空转且不计摩擦损耗时,小带轮包角应全部是①。
(①静止角;②滑动角)
3.12带传动的主要失效形式有:
带的磨损、带的胶合、带的断裂、带的点蚀、带在带轮上打滑.(试删去不正确的)
3.13在带传动中,若发生打滑现象,则在②。
(①大带轮上先发生;②小带轮上先发生;③大小带轮上同时发生)
3.14带传动中,主动轮上的滑动弧是发生在带与带轮的②。
(①绕进段;②退离段;③全部包围弧段)
3.15带传动正常工作时,小带轮上的滑动角②小带轮的包角.(①大于;②小于;③小于或等于;④大于或等于)
3.16带传动的设计准则是③。
(①保证带具有一定寿命:
②保证带不被拉断;③保证传动不打滑条件下,带具有足够的疲劳强度和寿命;④保证不打滑;⑤保证带轮不发生磨损和点蚀)
3.17带传动设计中,应验算小带轮包角不要过小,这是为了④。
(①提高传动寿命;②减小对轴的压力;③减小结构尺寸;④提高摩擦力保证有一定承载能力)
3.18带传动中带轮最常用的材料是③。
(①Q235;②45钢;③HTl50;④ZGS0;⑤塑料)
3.19图示V带与轮槽相对位置中正确的结构是(a)。
3.20V带传动中,带截面楔角为400,带轮的轮槽角应②。
(①大于;②小于;③等于)
3.21目前在工业中,V带传动较平型带应用广泛主要因为V带传动⑤。
(①结构简单;②带轮容易制造;③可远距离传动;④结构紧凑;⑤可传递较大功率;
传动效率高,寿命长)
3.22带传动中,若空载且不计摩擦损耗时,主动轮的圆周速度③从动轮的圆周速度。
(①小于;②大于;③等于)
3.23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带磨损;③带在带轮上打滑;④带在带轮上的弹性滑动)
3.24V带传动设计中,选取小带轮基准直径的依据是①。
(①带的型号;②带的速度;③主动轮转速;④传动比)
3.25用②提高带传动的传递功率是不合适的。
(①适当增大预紧力F0;②增加带轮表面粗糙度;③增大小带轮基准直径dd1)
3.26实践证明,带传动传递载荷时,带的弹性滑动发生在②。
(①全部接触弧上;②带离开主、从动轮以前的那一部分动弧上;③带进入主、从动轮的那一部分静弧上)
3.27一定型号的三角带传动,若小带轮直径dd1保持一定,而增大其传动比i,则带绕在大带轮上的弯曲应力σb2应②。
(①增大;②减小;③不变)
3.28E型V带绕在直径dd1=500mm的小带轮上,若带的抗弯弹性模量E=200N/mm2,带的最外层到中性线的距离ha=8.3mm,则带内最大的弯曲(拉)应力是①N/mm2。
(①3.3;②4.1;③6.6;④8.7)(=Eha/dd1=200×8.3/500=3.32N/mm2)
3.29某V带传动,当带速增大到原带速的2倍,带内的离心应力即随之增大到④。
(①1倍;②2倍;③3倍;④4倍)
3.30V带传动设计时,带的根数为什么不能取得过多?
过多有什么不好?
答:
带的根数过多,带的载荷分布不均,引起带的横向振动。
3.31带传动设计中,为什么要限制带速度不能过大,也不能过小?
答:
带速过小带中拉力较大,带容易早期拉断;带速过大时,离心应力增大,降低了工作拉力,而且减小了带与带轮之间的正压力,使摩擦力下降,降低传动能力。
3.32说明公式
中各参数的意义。
z带的根数;P0单根带的额定功率;ΔP0额定功率增量;Kα包角系数;KL长度系数;KA工况情况系数;P传递的功率。
3.33画出小带轮为主动轮的带传动应力分布情况图,在图中标出带的最大应力发生处,并给出最大应力计算公式。
带的最大应力发生在紧边绕上小带轮处。
公式为:
3.34带在工作中存在的应力有拉应力、离心拉应力和弯曲应力,其中变化的应力有拉应力、弯曲应力。
最大应力发生在紧边绕上小带轮位置。
3.35带传动所传递的最大有效圆周力可用公式
计算。
式中:
表示预紧力、
表示主动轮的包角,
表示带与带轮之间的当量摩擦系数。
3.36带的弹性滑动是由于带的弹性变形而引起的,它是不可避免的。
3.37带传动中,紧边拉力
和松边拉力
比值,在空载时为≈1;在正常传动时应在efvαd1。
3.38V带传动刚开始打滑时,紧边拉力
与松边拉力
的关系式为F1/F2=efvα1,其中参数含义是fv带与带轮之间的摩擦系数,α1带在带轮上的包角。
3.39V带传递功率为10kW,带速V=10m/s.若知紧边拉力与松边拉力满足F1=2F2,求:
(1)紧边拉力及有效圆周力;
(2)安装时的初拉力?
解:
(1)有效圆周力Fe=1000P/V=1000N,Fe=F1-F2=F2,F2=1000N,紧边拉力F1=2000N。
(2)初拉力F0=(F1+F2)/2=1500N。
3.40V带传动,主动轮D1=250mm,转速n1=1200/min、包角
带与带轮间当量摩擦系数为fv=0.333.在即将打滑时测得功率为15.7kW,求此时紧边拉力F1和有效拉力Fe。
解:
V=πD1n1/60×1000=15.7m/s,Fe=1000P/V=1000N,fv×α=(172×π/180)×0.333=0.99965,由F1/F2=efvα1=2.717,根据Fe=F1-F2=1.717F2,得F2=582N,F1=1582N。
3.41V带传递功率为10kW,带速v=10m/s,包角
带与带轮间当量摩擦系数为fv=0.2。
(1)求有效拉力Fe;
(2)若测得松边拉力F2=1800N,问此时是否发生打滑?
解:
(1)由Fe=1000P/V,得Fe=1000N,fv×α=(137.5×π/180)×0.2=0.47996。
(2)由F1/F2=efvα1=1.616,根据Fe=F1-F2=0.616F2,得F2=Fe/0.616==1000/0.616=1623N<1800N,不产生打滑。
3.42链节距愈大,链速愈不均匀.(√)
3.43链传动的平均传动比等于链轮节圆直径的反比。
(√).
3.44套筒滚子链设计时,链轮齿数最好取偶数,链条节数最好取为奇数。
(×)
3.45链传动的传动比可按下式计算,i=Z2/Z1,而链轮齿数Z1和Z2是定值,所以链传动瞬时传动比可维持常数。
(×)
3.46套筒滚子链,节距越大承载能力越高(√),工作也越平稳(×)。
3.47链传动只有在传动比②情况下,才有可能保持瞬时传动比恒定.(①i<1;②i=1且两个链轮的安装相位相同;③i>1)
3.48为实现平稳和噪声小的传动可选用的链条是②。
(①套筒滚于链;②齿形链;③圆环链;④上三种都可以)
3.49计算链轮节圆直径的公式是②。
(①d=z/sin(1800/p);②d=p/sin(1800/z);③d=sin(1800/z)/p;④d=sin(1800/p)/z;此处。
z-齿数,p-节距)
3.50制造链传动链轮的材料常用③。
(①铜合金;②铸铁;③淬火回火的中炭钢;④不做处理的低炭钢)
3.51自行车的从动链轮齿数和直径为18和73mm,主动轮的为48和194mm,其平均传动比为=48/18,①。
(①48/18;②18/48;③73/194;④194/73)
3.52在套筒滚子链设计中,在满足承载能力要求的前提下,节距选得②越好,小链轮齿数选得①越好。
(①越多;②越小)
3.53在设计套筒滚子链时,限制链速不要过大的主要目的是为了②。
(①提高传动能力;②限制动载荷和噪音;③缩小结构尺寸;④改善润滑)
3.54在设计图纸中注明某链条的标记为“20A—1×60”,其中“20A”代表链号,“60”代表节数。
3.55相比而言,③传动时具有工作平稳、噪声小、允许链速较高、承受冲击载荷能力较好和轮齿受力较均匀的优点。
(①套筒链;②滚子链;③齿形链)
3.56链传动中,链条的平均速度V=③(m/s)。
(①
②
③
④
)
3.57在链传动设计中,一般链轮最多齿数限制为zrnax=120,是为了③。
(①减小链传动的不均匀性;②限制传动比;③链节磨损后减少跳齿和脱链;④保证链轮轮齿的强度)
3.58在链传动中,限制链轮最少齿数的目的之一是为了①。
(①减少传动的运动不均匀性和动载荷;②防止链节磨损后脱链;③使小链轮轮齿受力均匀;④防止润滑不良时轮齿加速磨损)
3.59Fe为链条的有效拉力,作用在轴的载荷Q可近似地取为②。
(①Fe②1.2Fe③1.5Fe④2Fe)
3.60链条在小链轮上的包角过小的缺点是③。
(①链条易从链轮上滑落;②链条易被拉断,承载能力低;③同时啮合的齿数少,链条和轮齿的磨损快;④传动的运动不均匀,冲击作用大)
3.61链条的基本参数是④。
(①销轴直径;②销轴长度;③链板厚度;④节距)
3.62为了限制链传动的动载荷,在节距p和小链轮的齿数z1一定时,应该限制①。
(①小链轮的转速n1;②传递的功率P;③传递的圆周力Fe)
3.63以下各项链传动参数或尺寸:
a.链节距;b.中心距;c.链轮齿数;d.链节数;e.作用在轴上的压力;f.链速。
在设计套筒滚子链的过程中,确定上述参数的顺序是c、d、f、b、a、e。
3.64链轮齿形应满足的基本要求是链进入链轮的冲击作用力小,进出平顺。
3.65对于链速V<0.6m/s的低速链传动,因其主要失效形式是链条的过载拉断,故应按静力强度条件进行计算。
3.66简述当链速一定时,链轮齿数z的多少和链节距p的大小对链传动的动载荷有何影响?
答:
p越大,动载荷越大;z越大,动载荷越小。
反之亦然。
3.67图示传动链链轮的齿数为z,链节为p,链轮分度圆直径为D。
链节磨损后,链节增至p+Δp,节圆直径增至D+ΔD,试导出链节磨损后链轮节圆直径增量ΔD的计算公式:
。
链轮分度圆直径的计算公式为
,当p产生增量Δp时,由前述公式的微分得
,由此得证。
3.68已知一链传动,链号为16A(节距p=25.4mm),小链轮齿数z1=19,转速n1=960r/min。
试计算链条的平均速度V、瞬时最大速度Vmax和最小速度Vmin。
3.69在图示链传动中;①若小链轮为主动,请在小链轮上标出合适的转向;②若大链轮为主动,请另绘示意图,在大轮上标出合适的转向。
(让链条上边为紧边)
3.70链的标记为24A-1×98GB1243.1-88;其含义为 表示A系列链号,24A表示节距为38.10mm,单排,98节的滚子链 。
3.71当主动件的转速一定,为了降低链传动的动载荷,节距p应该 取较小 和小链轮的齿数z1 取较多 。
4轴
4.1为了提高轴的刚度,应采用合金钢制造轴.(×)
4.2复杂形状的轴可以用球墨铸铁制造.(√)
4.3制造轴的材料除了可用Q235、40Cr、45钢外还可用HT200.(×)
4.4图示为一转轴,在轴上作用有方向不变的径向力Fr、沿轴线作用有轴向力Fa,轴中的正应力的性质为③。
(①脉动循环变应力;②对称循环变应力;③非对称循环变应力)轴中的弯曲应力的性质为 ② 。
4.5减速器中的齿轮轴是②。
(①心轴;②转轴;③传动轴)
4.6实际的轴多做成阶梯形,这主要是为了③。
(①减轻轴的重量;②便于热处理;③便于零件的装配与定位)。
4.7为保证轴上零件能靠紧定位面,轴肩处的圆角半径应①零件上的倒角或圆角半径。
(①小于