中国矿业大学机械设计习题集118.docx

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中国矿业大学机械设计习题集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