机械设计题库――填空题

填空题1.机械零件的强度30题1.1．在交变应力中，应力循环特性是指最小应力与最大应力的比值。1.2．零件疲劳强度设计时，在校核其危险截面处的强度时．发现该截面同时存在几个不同的应力集中源，其有效应力集中系数应按各有效应力的集中系数的最大值选取。1.3．在静强度条件下，塑性材料的极限应力是屈服极限s，而脆性材料的权限应力是强度极限B1.4．若一零件的应力循环特性r＝+0.5，a=70N/mm2，则此时，a为210N/mm2，max为280N/mm2，min为140N/mm2。1.5．在任—给定循环特性的条件下，表示府力循环次数N与疲劳极限rn的关系的曲线称为疲劳曲线（N曲线），共高周疲劳阶段的方程为CNNmrmr0。1.6．影响机械零件疲劳强度的主要因素．除材料性能、应力循环特性r和应力循环次数N之外，主要有应力集中，绝对尺寸和表面状态。1.7．材料对称循环弯曲疲劳极限1＝300N/mm2循环基数0N＝106。，寿命指数m＝9，当应力循环次数N=105时，材料的弯曲疲劳极限N1＝387.5N/mm2。1.8．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。1.9．在变应力工况下，机械零件的损坏将是疲劳折断，这种损坏的断面包括光滑区和粗糙区。1.10．机械零件设计计算的最基本计算准则是强度准则。1.11．机械零件的主要失效形式有整体断裂；表面破坏；变形量过大及破坏正常工作条件引起的失效。1.12．机械零件的表面损坏形式主要有磨损、压溃、接触疲劳及腐蚀。1,.13。提高机械零件强度的主要措施有合理布置零件，减小所受载荷；均匀载荷分布，降低载荷集中；选择合理的界面；减小应力集中。1.14．零件刚度的计算准则是限制零件的弹性变形量不得超过许用值。1.15．械零件振动稳定性的计算准则是零件的自振频率与外力的作用频率不相等也不接近。1.16．零件按无限寿命设计时．疲劳极限取疲劳曲线上的水平线对应的应力水平；按有限寿命设计时，顶期达到N次循环时的疲劳极限表达式为NrmrrNKNN01.17．在校核轴危险截面处的安全系数时．在该截面处同时有圆角，键槽及配合边缘等应力集中源，此时应采用其中最大有效的应力集中系数进行计算，1.18．铁路车辆的车轮铀只受弯曲应力。1.19．设计零件时．为了减小截面上的应力集中，可采用的主要措施有交接部分截面尺寸避免相差过大；增大过渡曲线的曲率半径及增设卸载机构。1.20．钢的强度极限愈高对应力集中，表面愈粗糙表面状态系数愈低。1.21．在静应力工况下，机械零件的强度失效是塑性变形或断裂。1.22.公式22SSSSS表示弯扭复合应力状态下疲劳强度的安全系数，而2max2max4sS表示弯扭复合应力状态下屈服强度的安全系数。1.23．当三个相同的零件甲、乙、丙承受的max是相同，但应力的循环特性r分别表示+1,0，-1，其中最容易疲劳损伤的零件是r=-1时。1.24．一部机械的设计程序一般要经过四个阶段为调查决策、研究设计、试制及投放产销。1.25．为使零件表面获得高强度、高疲劳极限、以及耐磨、防腐蚀性能，常用的表面化学人处理工艺有氮化和渗碳。1.26机械零件的耐磨性准则，主要是限制接触表面间的p和pv值。1.27材料的塑性变形通常发生在低速重载的情况下。1.28为了提高零件的抗拉压强度，增加零件的横截面积最为有效。1.29产品设计中的“三化”是指标准化、系列化及通用化。1.30产品样机试验完成后，为使设计达到最佳化，需要对方案进行技术评价及经济评价工作。2、螺纹联接30题2.1.螺纹的公称直径是指螺纹的大径，螺纹的升角是指螺纹中径处的升角。螺旋的自锁条件为螺纹的升角小于螺旋副的当量摩擦角v，拧紧螺母时效率公式为)tan(tanv。2.2．螺纹联接常用的防松原理有摩擦防松，机械防松，铆冲防松。其对应的防松装置有双螺母，开口销，铆死、冲点。2.3．三角形螺纹主要用于连接，而矩形、梯形和锯齿形螺纹主要用于传动。2.4．标记为螺栓GB5782—86M16×80的六角头螺栓的螺纹是三角形，牙形角等于60度，线数等于1，16代表螺纹公称直径，80代表杆长。2.5．用四个铰制孔螺栓联接两个半凸缘联轴器，螺栓均布在直径为200mm的圆周上，轴上转矩为100N·m，每个螺栓受的横向力为250N。2.6．受预紧力PQ和工作拉力F的紧螺栓联接，如螺栓和被联接件刚度相等，预紧力PQ＝8000N，在保证接合面不产生缝隙的条件下，允许的最大工作拉力F＝16000N。2.7．仅承受预紧力的紧螺栓联接强度计算时，螺柱的危险截面上有预紧力PQ和摩擦力矩T载荷联合作用。因此，在截面上有拉伸应力和扭转切应力。2.8．若螺纹的直径和螺纹副的摩擦系数一定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的导程S和牙型角。2.9．为了提高螺栓联接强度，防止螺栓的疲劳破坏。通常采用的方法之一是减小螺栓刚度或增大被连接件刚度。2.10．有一单个紧螺栓联接，已知该螺栓所受预紧力0Q=1000N,所受轴向工作载荷1Q=500N．螺栓的相对刚性系数2.0cbbKKK，则螺栓所受的总拉伸裁荷Q＝1100N残余预紧力rQ＝600N为保证结合面不出现缝隙，则该联接允许的最大轴向工作载荷maxQ12502.11．在螺栓联接中，当螺栓轴线与被联接件表面不垂直时、螺栓中将产生弯曲附加应力。2.12．受轴向载荷的紧螺栓所受的总拉力是残余预紧力与工作拉力之和。2.13．对承受轴向变载荷的紧螺栓联接，欲降低应力幅提高疲劳强度的措施有减少螺栓刚度同时增加被联接件刚度。2.14．压力容器的紧螺栓联接中，若螺栓的预紧力和容器的压强不变，而仅将凸缘间的铜垫片换成橡胶垫片．则螺柠所受的总拉力bQ增大和联接的紧密性提高。2.15．联接承受横向载荷，当采用普通螺栓联接．横向载荷靠被联接件的接触面间摩擦力来平衡；当采用铰制孔螺栓联接，横向载荷靠螺栓光杆的剪切和挤压来平衡。2.16．在一定的变载荷作用下，承受轴向工作载荷的螺栓联接的疲劳强度是随着螺栓刚度的增加而降低；且随着被联接件刚度的增加而提高。2.17．双头螺栓的两被联接件之一是螺纹孔，另一是光孔。2.18．发动机缸体与缸盖的螺栓联接，应使用双头螺栓联接，为了控制预紧力需用定力矩扳手拧紧。2.19．受轴向载荷的紧螺校联接形式有普通螺栓联接和双头螺柱联接两种。2.20．试列举两种螺纹联接的防松装置双螺母防松和止动垫圈放松。2.21．常用螺纹的类型主要有三角形螺纹；管螺纹；矩形螺纹；梯形螺纹和锯齿形螺纹。2.22．传动用螺纹(如梯形螺纹)的牙型斜角比联接用螺纹(如三角形螺纹)的牙型斜角小．这主要是为了提高传动效率。2.23．采用经机械加工制成的凸台或沉头座孔做为螺栓与螺母接触的支承面是为了减少和避免螺栓受附加弯曲应力。2.24．在螺纹联接中采用悬置螺母或环槽螺母的目的是使螺纹牙上均载。2.25．普通螺栓联接承受横向外载荷时．依靠被联接件接触间摩擦力承载。螺栓本身受预紧力作用，该螺栓联接可能的失效形式为被联接件间相对滑动。铰制孔用螺栓联接承受横向外载荷时，依靠螺栓抗剪切承载，螺栓本身受剪切和挤压力作用。螺栓可能的失效形式为剪断和压溃。2.26．螺纹联接防松，按其防松原理可分为摩擦防松，机械防松和永久性防松。2,27。螺纹联接放松的实质是防止螺杆和螺母间发生相对转动。2.28．在螺纹连接中采用悬置螺母或环槽螺母的目的是均匀各旋合圈螺纹牙上的载荷。2.29．三角形螺纹牙型a=600广泛应用于螺纹联接。2.30．1C是螺纹刚度，2C是被联接件刚度，只考虑1C和2C的条件下提高受轴向变载荷紧联接螺栓疲劳强度的措施是增大1C，减少2C。3、键、花键、无键和销联接20题3.1．普通平键标记键16×100GB1096—79中，16代表键宽，100代表公称长度，它的型号是A型。它常用作轴毂联接的周向固定。3.2．选择普通平键时，链的截面尺寸(b×h)是根据轴径d查标准来确定；普通平键的工作面是键的两侧面。3.3．平键键联接中，键两侧面是工作面；楔形键联接中，上下两表面是工作面。平键联接中，导向平键、滑键用于动联接。3.4．当采用两个楔键传递周向载荷时，应使两键布置在沿周向相隔00120~90的位置，在强度校核时只按1.5个键计算。3.5．在平键联接中，静联接应验算挤压强度；动联接应验算耐磨性强度。3.6．圆锥销大头直径为D，小头直径为d，在国家标准中其中是d标准的，设圆锥销的长度为l，则其锥度是501)(ldD。3.7．一轴颈截面上布置广两个普通平键，传递扭矩为T＝150N·m，在进行强度验算时，若仍按一个平键来计算，则只需将传递的扭矩改为100N·m即可。3.8．平键联接的主要失效形式有；工作面压溃(静联接)，工作面磨损(动联接)，个别情况下会出现键的剪断。3.9．楔键联接，既可传递扭矩，又可承受单向轴向载荷，但容易破坏轴与轮毂的对中性。3.10．半圆键的侧面为工作面，当需要用两个半圆键时，一般布置在轴的同一条的母线上。3.11．花键按齿形分为矩形、渐开线、三角三种花键。矩形花键有内径、外径、齿侧三种定心方式。3.12．过盈连接的承载能力取决于侧面和上下面。3.13．不可拆的联接主要有铆接、焊接、胶接、不可拆过盈和压冲塑变。3.14．切向键联接必须成对使用，只能传递单方向圆周力。3.15．销钉连接的主要用途是固定零件之间的相对位置。3.16．销按形状可分为圆柱销和圆锥销两种，在多次装拆的地方选用圆锥销。3.17．过盈连接是利用轮毂和轴之间存在过盈量靠摩擦传递载荷的一种联接。3.18．过盈连接同轴度好，对轴的销弱少，耐冲击性能好，对配合面加工精度要求高。3.19．普通平键剖面尺寸根据轴的直径来选择。3.20．在渐开线花键中，联接是靠齿形定心。4、带传动20题4.1．带传动中．带上受的三种应力是拉应力，弯曲应力和离心应力。最大应力等于cb11，它发生在带的紧边开始绕上小轮处，．若带的许用应力小于它，将导致带的疲劳失效。4.2．带传动中，打滑是指带和带轮之间发生的显著相对滑动。多发生在小轮上。刚开始打滑时紧边拉力1F与松边拉力2F关系为fafaeceeFFFF/11/112021。4.3．带传动与齿轮传动一起做减速工作时，宜将带传动布置在齿轮传动之前；当带传动中心距水平布置时，宜将松边安置在上方。带传动一周过程中，带所受应力的大小要发生4次变化，共中以弯曲应力变化最大，而离心应力不变化。4.4．在设计三角胶带传动时，要标明三角胶带的带型和基准长度、在计算传动的几何尺寸时，要用到基准长度。4.5．在普通V带传动中，载荷平稳，包角为1800，带长0L为特定长度。强力层为化学纤维线绳结构条件下求得的单根V带所能传递的基本额定功率0P主要与带型，小带轮的基准直径和小带轮转速有关。4.6．带传动的传动比不宜过大．若传动比过大，将使小带轮包角1过小，从而使带的有效拉力值减小。4.7．1000)11)(]([10AvePfacb是带传动在0180和特定带长条件下单根普通V带所能传递的功率。4.8．某V带传动，带的横剖面积A＝142mm2，由张紧力产生的应力0＝1.5MPa，有效拉力F＝300N，不计离心力的影响，紧边拉力1F和松边拉力2F分别为363N和63N。4.9．控制适当的预拉力是保证带传动正常工作的重要条件，预拉力不足，则运转时易跳动和打滑；预拉力过大则带的磨损加剧、轴受力大。4.10．带传动中，带的紧边拉力与松边拉力的比值21/FF大小．当空载时为1，当载荷使带传动开始打滑时为)2()2(00ececFFFF。4.11．普通v带传动中，已知预紧力0F＝2500N，传递圆周力为8000N，若不计带的离心力，则工作时的紧边拉力2F为2900N，松边拉力1F为2100N4.12．V带在规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度称为带的基准长度V带的公称长度指的是V带的基准长度。4.13．当带有打滑趋势时．带传功的有效拉力达到最大值，