第八版机械设计题库.doc

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1 一名词解释 吴老师机械设计教学资料 第 章机械设计总论 () 失效 : 指机械零件不能按预期功能正常工作的情况, 它不只限于零件破坏, 而且包括工作时噪声 过大 变形超过规定要求 传动精度降低 带传动打滑 螺母松脱等 () 载荷 : 作用在零件上外力 弯矩 M 扭矩 T 及冲击能量 A k 等的总称, 是进行强度计算的依据 (3) 静载荷 : 不随时间变化而改变, 或改变缓慢的载荷, 如一般情况下的重力等 (4) 变载荷 : 随时间变化, 其大小与方向均可能变化的载荷, 它又分为规律性稳定变载荷与随机性不 稳定的变载荷, 它们在零件中引起的应力变化与对零件的失效破坏会产生不同影响, 故计算准则与万法也 不同 (5) 动载荷 : 机器运转过程中由于速度变化 偏心力 ( 矩 ) 等因素给零件带来的突然性波动载荷, 由于 其冲击性, 给零件正常工作更容易带来较坏的作用与影响 (6) 公称载荷 ( 名义载荷 ): 按稳定和理想的工作情况, 用理论力学方法求得的作用在零件上的载荷 n (7) 计算载荷 : 记录机器动力参数不稳定及工作阻力变化等因素, 给零件附加动载荷影响之工况系数, 求得用以作为设计依据的载荷 K 二选择题 B () 机械零件由于某些原因不能 C 时称为失效 ca A n A. 工作 B. 连续工作 C. 正常工作 D. 负载工作 () 设 R 为可靠度, Q 为不可靠度, 则 C 成立 A. ( R + Q ) B. R Q C. R + Q D. R + / Q (3) 有一部件由三个不同零件串联组成, 若它们的可靠度依次为 R R R 3, 则总可靠度 R 为 A. R R + R + R3 B. R R R R3 C. + + D. R R R R 3 R ( R + R + R 3 ) (4) 下列设备中 B 不属于机器 A. 汽车 B. 机械手表 C. 内燃机 D. 车床

2 (5) 机械设计课程研究的对象是 C A. 专用零件 B. 标准零件 C. 常规工作条件下的通用零件 D. 特殊工作条件下的零件 (6) 机械产品的经济评价通常只计算 B A. 设计费用 B. 制造费用 C. 调试费用 D. 实验费用 (7) 从经济性和生产周期性考虑, 单件生产的箱体最好采用 C A. 铸铁件 B. 铸钢件 C. 焊接件 D. 塑料件 (8) 零件表面经淬火 氮化 喷丸 滚子碾压等处理后, 其疲劳强度 A A. 增高 B. 不变 C. 降低 D. 增高或降低视处理方法而定 (9) 零件强度计算中的许用安全系数是用来考虑 C A. 载荷的性质, 零件价格的高低, 材料质地的均匀性 三填空题 B. 零件的应力集中 尺寸大小 表面状态 C. 计算的精确性, 材料的均匀性, 零件的重要性 D. 零件的可靠性, 材料的机械性能, 加工的工艺性 (I) 零件表面的强化处理方法有表面淬火 表面化学热处理 表面硬化加工等 () 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 选用合理截面 及减小应力集中 (3) 机械设计学习的主要目的是掌握通用机械零部件和简单机械的设计能力 (4) 静载荷是指大小和方向不随时间变化或者变化非常缓慢的载荷 (5) 计算载荷是指考虑实际工作条件 ( 如冲击 振动等 ) 下, 产生附加载荷后的 有效作用 载荷, 通 常是额定载荷乘以不同因素的影响 系数 (6) 机械零件的断裂是由于材料的 强度 不足造成的, 机械零件的变形过大是由于材料的 刚度 不足造成的 (7) 当转子的转动频率接近其固有频率时, 便发生共振 (8) 材料的塑性变形通常发生在低速重载的情况下 (9) 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 (0) 机械零件的主要失效形式有断裂 变形过大 振动过大及表面失效

3 () 机械产品设计中的 三化 是指标准化 系列化及通用化 () 机械产品开发性设计的核心是功能设计及结构 (3) 机械零件的可靠度, 是指零件在规定的使用条件下, 在规定的时间内能正常工作的概率 四是非题 () 大小和方向随时间的变化而呈周期性变化的载荷称为随机变载荷 () () 由原动机标牌功率而计算出来的载荷称为计算载荷也叫名义载荷 () (3) 计算载荷通常是额定载荷乘以不同的影响系数 (T) (4) 机械设计计算的最基本的设计准则是刚度准则 () (5) 一般小型机械, 都是先小批量生产, 再做定型鉴定 () (6) 增大零件的截面尺寸只能提高零件的强度不能提高零件的刚度 () 五简答题 () 什么是机械? 答 : 一个机器, 不论结构多么复杂, 都是由两个或两个以上互相联系 互相配合 运动确定的机构或 构件所组成 可以实现能量的转化 ( 如将电能 热能 光能 化学能等等转化为机械能 ), 使其运转, 实现 人们预期的工作 而机构, 则是由两个或两个以上互相联系 互相配合 运动确定的构件所组成, 它无能 量的转化, 只是实现机械能的传递 构件则是由多个零件所组成 机械则是机器和机构的总称 () 简述机械零件的主要失效形式 答 : 机械零件的主要失效形式有 : 断裂 变形过大 振动过大和表面失效, 表面失效又分为胶合失效 点蚀失效 磨损失效和塑性变形 在与化学物质接触的场合或者是在有腐蚀性气体或液体的氛围中经常发 生的腐蚀失效也是机械零件的主要失效形式之一 (3) 机械设计课程主要解决什么零件的设计问题? 答 : 机械设计课程, 主要是培养学生运用工程技术基础理论和知识, 解决常规工作条件下一般参数的通用机械零件的设计问题 (4) 何为通用零件? 何为专用零件? 举例说明 答 : 通用零件是指在各种机器中经常都能用到的零件, 如螺钉 齿轮 链轮 轴承等 ; 专用零件是指在特定机器中才用到的零件, 如涡轮机的叶片 飞机的螺旋桨 往复式活塞内燃机的曲轴等 (5) 按应用计算场合分, 载荷可分为哪三种? 答 : 按应用计算场合分, 载荷可分为额定载荷 ( 也叫名义载荷 ) 工作载荷和计算载荷 (6) 以汽车为例, 简述机器主要由哪五大部分所组成 3

4 答 : 机器主要由五部分组成 : 吴老师机械设计教学资料 原动机主要提供动力, 如汽车的发动机 ; 传动部分提供变速 改变运动方向或运动形式等, 如汽车的变速箱 传动轴 离合器等 ; 3 工作部分直接完成设计者的构想, 代替或减轻人类的工作, 如汽车的车轮 转向器等 ; 4 控制部分使机器各部分运动协调 可以是手控 电控 遥控等 如汽车的各个按钮 手柄等 ; 5 辅助系统照明 ( 前后灯, 车内灯 ), 信号 ( 转向灯 后尾红灯 ), 显示 ( 里程表 油量表 速度表 电瓶电量表 ) 等 六分析与计算题 6 () 一批滚动轴承, 抽查 40 个, 当循环次数为 0 次时, 发现 7 个已发生点蚀失效, 试问当循环次数 6 为 0 次时的可靠度 R 为多少? 失效率 Q 为多少? Nf 7 解 : 可靠度 R 8.5% N 40 T 失效率 Q R % 4

5 第 3 章机械零件的强度 一名词解释 () 静应力 : 静应力 : 大小和方向不随转移而产生变化或变化较缓慢的应力, 其作用下零件可能产生静 断裂或过大的塑性变形, 即应按静强度进行计算 () 变应力 : 大小和方向均可能随时间转移产生变化者, 它可以是由变载荷引起的, 也可能因静载荷 产生 ( 如电动机重量给梁带来的弯曲应力 ) 变应力作用的零件主要发生疲劳失效 等 力 (3) 工作应力 : 用计算载荷按材料力学基本公式求得作用在零件剖面上的内力 : σ p, σ c, σ, τ, τ T (4) 计算应力 : 根据零件危险断面的复杂应力状态, 按适当的强度理论确定的, 有相当破坏作用的应 (5) 极限应力 : 根据材料性质及应力种类用试件试验得到的机械性能失效时应力极限值, 常分为用光 滑试件进行试验得到的材料极限应力及用零件试验得到的零件的极限应力 (6) 许用应力 : 设计零件时, 按相应强度准则 计算应力允许达到的最大值 [ σ ] σ lim /[ S] > σ ca (7) 计算安全系数 : 零件 ( 材料 ) 的极限应力与计算应力的比值 S ca σ lim / σ ca, 以衡量安全程度 (8) 安全系数许用值 : 根据零件重要程度及计算方法精确度给出设计零件安全程度的许用范围 [S], 力求 S ca > [S] 二选择题 () 零件受对称循环应力时, 对于塑性材料应取 C 作为材料的极限 A. 材料的抗拉强度 B. 材料的屈服极限 C. 材料的疲劳极限 D. 屈服极限除以安全系数 () 零件的截面形状一定时, 当截面尺寸增大, 其疲劳极限将随之 C A. 增高 B. 不变 C. 降低 (3) 在载荷几何形状相同的条件下, 钢制零件间的接触应力 C 铸铁零件间的接触应力 A. 小于 B. 等于 C. 大于 (4) 两零件的材料和几何尺寸都不相同, 以曲面接触受载时, 两者的接触应力值 A A. 相等 B. 不相等 C. 是否相等与材料和几何尺寸有关 5

6 (5) 在图 3- 所示某试件的 σ m σ a, 极限应力简图中, 如工作应力点 M 所在的 ON 线与横轴间夹角 θ 45, 则该试件受的是 C 图 3- A. 不变号的不对称循环变应力 B. 变号的不对称循环变应力 C. 脉动循环变应力 D. 对称循环变应力 (6) 发动机连杆横截面上的应力变化规律如图 3- 所示, 则该变应力的循环特性 r 为 C A. 0.4 B C D. 4.7 图 3- (7) 由试验知, 有效应力集中 绝对尺寸和表面状态只对 A 有影响 A. 应力幅 B. 平均应力 C. 应力幅和平均应力 (8) 某单向回转工作的转轴, 考虑起动 停车及载荷不平稳的影响, 其危险截面处的切应力 τ T 的应力 性质, 通常按下列图 3-3 中的 B 计算 6

7 图 3-3 (9) 对于轮齿弯曲强度已满足承载能力要求的下列传动, 常见失效形式为 : 润滑良好的闭式齿轮传动 A ; 蜗杆材料为钢, 蜗轮材料为 σ > 300 B MPa 青铜的蜗杆传动 C 为 A. 疲劳点蚀 B. 磨粒磨损 C. 胶合 D. 轮齿折断 (0) 在普通键联接及销轴联接中, 两者的接触长度均为 l, 键与轮毂键槽的接触高度为 k, 销轴直径 d, 许用挤压应力为 ] [ P 销轴联接 [ T ] C ( N m) σ, 轴头直径为 d, 其许用传递转矩 [ T ] 分别为 : 键联接 [ ] 3 A. kld 0 [ σ ] 3 B. kld 0 [ σ ] p 7 d ldl C. d ld [ σ ] D. [ σ ] 4 0 p 以上式子中 : 长度单位为 mm, 应力单位为 MPa, 转矩单位为 N m () 下列公式中 A 是正确的 m rn A. σ N C B. σ N m C C. k m N D. N N 0 p p σ ψ σ σ 0 T B ( N m), () 某零件的 σ 500 S MPa, σ 0MPa, 工作应力 σ 300 m MPa, σ MPa a 00 点位于塑性安全区, 则该零件的安全系数为 C A..78 B C.. 5 D..67 (3) 当转轴所受的径向力大小方向不变时, 其许用弯曲应力应选 B A. [ σ 0 ] B. [ σ ] C. [ σ +] D. [ σ 0.5 ] (4) 对于受循环变应力作用的零件, 影响疲劳破坏的主要应力成分是 C A. 最大应力 σ max B. 平均应力 σ m C. 应力幅 σ a D. 最小应力 σ min (5) 一对啮合的传动齿轮, 单向回转, 则齿面接触应力按 C 变化 A. 对称循环 B. 循环特性 r 0. 5 C. 脉动循环 D. 循环特性 r 0. 5 (6) 塑性材料制成的零件, 进行静强度计算时, 其极限应力为 A A. σ S B. σ B C. σ 0 D. σ σ 0, 工作

8 (7) 有限寿命疲劳极限符号 σ rn 中, N 表示寿命计算的 B A. 循环基数 B. 循环次数 C. 寿命指数 D. 寿命系数 (8) 绘制 σ m σ a 坐标中的简化疲劳极限应力线图, 绘制此图起码应具备的条件是 C A. 各种循环特性值 r 下的实验结果 B. 某一循环特性实验求得的疲劳极限应力 σ rn C. 材料的屈服极限 σ S, 以及疲劳极限 σ 0 和 σ D. 根据理论计算出一系列数据 (9) 形状相同 尺寸一样 工作条件也相同的零件, 用 A 制造时则有较大的应力集中系数 k σ A. 铸铁 B. 低强度钢 C. 高强度合金钢 (0) 两轴线互相平行的圆柱体接触, 受径向压力, 则两零件的接触应力 A A. 相等 B. 不相等 C. 与直径有关, 直径大的接触应力大 () σ 代表变应力, 其脚标 - 代表 D A. σ a / σ m -l B. σ m / σ a - C. σ max /σ min - D. σ min /σ max - () 两圆柱体接触, 其直径 d d, 弹性模量 E E, 长度 b b, 则其接触应力 σ 和 σ 的 关系是 A A. σ σ B. σ σ C. σ 4σ D. σ 8σ (3) 四个结构和材料完全相同的零件甲 乙 丙 丁, 若承受最大的应力也相同, 而应力特性系数 r 分别等于 , 最可能先发生失效的是 D A. 甲 B. 乙 C. 丙 D. 丁 (4) 在外载荷不变的情况下, 试判断下列零件上各点应力的变化特性 ( 用应力循环特性系数 r σ /σ min max 表示 ): 转动心轴, 外径上的弯曲应力 r 为 B ; 推力球轴承滚动体上一点的接触应力,r 为 C 8

9 A. r + B. r - 吴老师机械设计教学资料 C. r 0 D. 0 < r< + E. -<r<0 (5) 某齿轮传动装置如图 3-4 所示, 轮 为主动轮, 则轮 的齿面接触应力按 B 变化 化 图 3-4 A. 对称循环 B. 脉动循环 C. 循环特性 r 的循环 D. 循环特性 r + 的循环 (6) 图 3-4 所示的齿轮传动装置, 轮 为主轮, 当轮 l 做双向回转时, 则轮 的齿面接触应力按 B 变 三填空题 A. 对称循环 B. 脉动循环 C. 循环特性 r 的循环 D. 循环特性 r + 的循环 () 机械零件受载时, 在截面形状突变处处产生应力集中, 应力集中的程度通常随材料强度的增 加而增大 σ B () 在静强度条件下, 塑性材料的极限应力是屈服极限 σ S, 而脆性材料的极限应力是抗拉强度 (3) 运用 Miner 理论分析对称循环下的不稳定循环变应力时, 若材料的持久疲劳极限为 σ, 计算时 所考虑的应力幅 σ i 应当是整个工作寿命期限内大于 σ 的应力幅 (4) 某材料的对称循环疲劳极限 σ 350 MPa, 屈服极限 σ S 550MPa, 抗拉强度 σ B 750MPa, 循环基数 N 0 5 0, m 9 当对称循环次数 N 分别为 次 5 0 时, 极限应力分别为 550 MPa 45 MPa 350 MPa (5) 若一零件的应力循环特性 r + 0.5, σ a 70MPa, 则此时, σ m 为 0 MPa ; σ max 为 80 MPa ; 9

10 σ min 为 40 MPa (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 零件尺寸和表面状态等 (7) 在图 3-5 所示某零件的许用极限应力图中, A E S 为疲劳极限曲线,M 为零件的工作应力点, 下 列 3 种情况下的极限应力点分别为 : ) 应力循环特性 r 常数时, M 3 点 ; ) 平均应力 σ m 常数时, M 点 ; 3) 最小应力 σ min 常数时, M 点 图 3-5 (8) 影响零件疲劳强度的主要因素有应力集中, 绝对尺寸, 材料及热处理 ( 列出 3 项 ) (9) 有一零件, σ B 650MPa, σ S 360MPa, 工作应力 00MPa σ, 许用应力 [ ] 80MPa σ, 则此零件的工作安全系数为.8, 许用安全系数为.0, 此零件是否安全? 不安全, 这是因 为 > [ σ ] 或.8 <. 0 σ (0) 如图 3-6 所示, 滚动轴承在内圈转动 外圈固定时, 其外圈上一点 A 的应力类型为脉动变应力 0

11 图 3-6 () 在交变应力中, 应力循环特性系数是指 σ σ min max 的比值 () 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 (3) 材料的许用应力越大, 表明材料的强度就越高 (4) 在静强度条件下塑性材料的极限应力是屈服极限 σ S, 而脆性材料的极限应力是强度极限 σ B 四是非题 () 变应力都是由变载荷产生的 () () 用 40 钢 ( σ S 335MPa ), 经校核其扭转刚度不够, 可改选高强度合金结构 40Cr ( σ S MPa ), 以提高刚度 () (3) 在变应力作用下, 零件的主要失效形式将是疲劳断裂, 而在静应力作用下, 其失效形式将是塑性 变形或断裂 (T) (4) 火车的车轮轴只承受对称循环弯曲变应力 (T) (5) 钢的强度极限越高, 对应力集中就越敏感 (T) (6) 周期不变的变应力为稳定循环变应力 (T) (7) 非稳定变应力是指平均应力或应力幅或变化周期随时间而变化的变应力 (T) (8) 静载荷作用下的零件, 不仅可以产生静应力, 也可能产生变应力 (T) (9) 增大零件过渡曲线的圆角半径可以减小应力集中 (T) 五分析与计算题 () 图 3-7 所示各零件均受静载荷作用, 试判断零件上 A 点的应力是静应力还是变应力, 并确定应力 循环特性 r 的大小或范围 图 3-7 解 :a) 图 A 点为静应力,r l; b) 图 A 点为对称循环变应力,r -; c) 图 A 点为不对称循环变应力,-< r < () 某零件如图 3-8 所示, 材料的抗拉强度 σ B 650MPa, 表面精车, 不进行强化处理 试确定 -

12 截面处的弯曲疲劳极限的综合影响系数 K 和剪切疲劳极限的综合影响系数 K σ τ 解 : K. 36 K. 79 σ (3) 某钢制零件材料性能为 σ 70 MPa 作用, 危险剖面的综合影响系数 K. 5 τ σ 图 3-8 σ S 350MPa, σ 0 450MPa, 受单向稳定循环变应力 ) 若工作应力按 σ m 70MPa 常数的规律变化, 问该零件首先发生疲劳破坏, 还是塑性变形? ) 若工作应力按循环特性 r 常数的规律变化, 问 r 在什么范围内零件首先发生疲劳破坏?( 图解法 解析法均可 ) 解 :) σ e σ / K σ 0MPa σ 0 /(Kσ ) 00MPa, 作该零件的极限应力线图 ( 如答图 ) σ 70MPa 常数时, 应力作用点在 N N 线上, 与极限应力图交于 CG 线上, 所以该零件首先发生塑 m 性变形 答图 ) r 常数时, 发生疲劳破坏的工作应力点在 OGA 范围内,G 点 σ / ( r)( + r) 0. 38, 所 以, r < 0. 45时首先发生疲劳破坏 a σ m (4) 一零件由 45 钢制成, 材料的力学性能为 : σ S 360MPa, σ 300 MPa, ψ σ 0. 已知 零件上的最大工作应力 σ 00 max MPa, 最小工作应力 σ 00 min MPa, 弯曲疲劳极限的综合影响系数

13 K σ ) 当应力变化规律为 σ m 为常数时, 分别用图解法和计算法确定该零件的计算安全系数 ) 若应力变化规律为 r 常数, 该零件会发生什么形式的破坏? σ 解 :) 计算法 : σ m 50MPa ; σ a 50MPa ; Sca. 43 K σ + ψ σ 图解法 : 由 ψ σ ( σ - -σ 0 ) / σ 0, 得 σ 0 500MPa ; σ e σ / K σ 50MPa ; σ max σ / K 5MPa S. 43 σ 0 σ ) 发生塑性变形 ( 如答图 ) ca max σ a σ m 答图 (5) 某材料受弯曲变应力作用, 其力学性能为 : σ 300 MPa, m 9, N 现用此材料 的试件进行试验, 以对称循环变应力 σ MPa 作用 0 次, σ 400MPa 作用 0 次 σ 50MPa 3 6 作用 0 次 试确定 : ) 该试件在此条件下的计算安全系数 ) 如果试件再作用 σ 350MPa 的应力, 还能循环多少次试件才破坏? z m σ 解 :) σ m ca niσ i 75.5MPa( σ 3不计 ) ; S ca. 08 N σ 0 i ca ) 5 n (6) 轴的局部结构如图 3-9 所示 已知轴的 Ⅰ-Ⅰ 截面承受的弯矩 M 400 N m, 转矩 T 000 N m, 弯曲应力为对称循环, 扭转切应力为脉动循环 轴材料为 40Cr 钢调质, σ 355 MPa, τ 00 MPa, ψ 0., ψ 0., K. σ τ σ 3

14 K τ.8, 试计算考虑弯矩和转矩共同作用时的计算安全系数 S ca 图 3-9 解 : σ m 0, σ b σ a 6.5MPa, τ m τ a 0.5τ MPa S σ K σ σ a σ + ψ σ σ m.58 τ - Sτ K τ + ψ τ τ a τ m.695 S S S a a S τ + S τ.86 (7) 某受稳定弯曲变应力作用的轴类零件, 最大工作应力 σ max 400MPa, 最小工作应力 σ min 00MPa 已知材料的对称循环疲劳极限 σ 450 MPa, 脉动循环疲劳极限 σ 0 700MPa, 屈服极限 σ S 800MPa ) 试绘出材料的按折线简化的极限应力图 ; ) 在简化极限应力图上标明工作应力点 M ; 3) 说明该零件可能的失效形式 ( 简单加载 ) 解 :) 折线 ABES ; 见答图 3 ) 工作应力点 M ; σ m σ a σ min 00 σ 50 m MPa σ a 50MPa M (50,50) 3) M 点位于疲劳安全区, 可能的失效形式为疲劳破坏 4

15 答图 3 (8) 某气缸螺栓联接, 因气缸工作压力在 0 ~ Q 间变化, 使螺栓工作载荷在 0 ~ 间变化 ( 见图 3-0) 试在题给的螺栓联接力 - 变形图上标出预紧力 0, 剩余预紧力, 螺栓工作载荷 0 ~ ; 螺栓最大拉力 max, 最小拉力 min, 拉力幅 a ; 解 : 螺栓联接力 - 变形图如答图 4 所示 图 3-0 答图 4 (9) 指出图 3-(a) (b) 两中种结构, 哪个更合理? 为什么? 5

16 图 3- 解 : b 方案合理 理由 : ) 在 b 方案中齿轮上的作用力至支点距离缩短, 降低弯矩 ) 轴改为锥形, 与该段弯矩图更接近, 尽量少的材料, 可获得较小最大应力 (0) 已知 : 平均应力 σ m 50MPa, 应力特性系数 r 0. 5, 求出最大应力 σ max 最小应力 σ min 应力幅 σ, 并画出应力随着时间的变化曲线, 说明这是什么类型的应力? a 解 : 由 σ σ + σ ) 50MPa 和 r σ σ 0. 5 m ( max min 求得最大应力 σ 400 max MPa 最小应力 应力幅 σ 00 min MPa σ a ( σ max σ min ) 50MPa 由答图 5 可以看出 此应力为一般循环变应力 min max 和 答图 5 应力随时间的变化曲线 () 一旋转轴直径 d 80mm, 受径向力 kn, 跨距 L m 力作用在二支点中间, 见图 3- 试计算 a 点的最大弯曲应力 σ max 最小弯曲应力 σ min 应力幅 σ a 平均应力 6 σ 和应力特性系数 r, m

17 并画出其变应力图 吴老师机械设计教学资料 解 : 梁中点 a 受到最大弯矩 M A A L N mm 图 3- 最大应力 σ M W 6 0 π d max MPa 最小应力 σ min σ max 所以平均应力 σ m 0 应力幅 9.89MPa σ a 9. 89MPa 应力特性系数 r σ σ 此题的变应力图见答图 6 min max 答图 6 () 根据已知参数求未知参数, 并画出应力变化图 ) 已知 σ 400 max MPa, σ 50MPa min, 求 σ m, σ a 和 r, 画出应力变化图 7

18 解 : σ 75; σ 00; r ( 应力图略 ) m a ) 已知 σ 500 max MPa, σ MPa a 300, 求 σ min, σ m 和 r, 画出应力变化图 解 : σ 00; σ 00 ;r -0. ( 应力图略 ) min m 3) 已知 r 0.5, σ m 5MPa, 求 σ max, σ min 和 σ a, 画出应力变化图 解 : σ 400; σ 50 ; σ 75 ( 应力图略 ) max min a 5 (3) 某材料的对称循环持久弯曲极限 σ 08MPa, 取循环基数 N 0 5 0,m9, 试求循环持久 次数 N 分别为 7000,5 000, 次时的有限寿命弯曲疲劳极限 解 : σ σ σ ( ) 7000 / 9 (7000) ( ) 5000 /9 (5000) (60000) 08MPa 73.5MPa 50.7MPa (4) 某轴受弯曲稳定变应力作用 : σ 50 max MPa, σ 50MPa min, 已知材料的机械性能 为 : σ 450MPa, σ 0 700MPa, σ S 800MPa, 危险载面的 K σ. 4, ε σ 0. 78, β σ 试求 : ) 绘制材料的简化极限应力图, 在图中标出工作应力点, 并判别其可能破坏的形式 ; ) 试按 S. 5 校核此轴的无限寿命疲劳强度 ; 3) 若疲劳强度不够, 应采取什么措施予以提高 ; 4) 若轴的转速为 n 0r / min, 工作时间 th 000h, 试按有限寿命校核其疲劳强度 解 :) 绘材料简化应力图, 由题给 σ σ 0 σ S 按比例作简化极限应力图如答图 7 所示 8

19 按所给 σ max min 答图 7 σ 求出 σ m 00MPa, σ a 00MPa, 并绘工作点 N; 由已知 K σ. 4 ε σ Kσ β σ 0.9 求得综合影响系数 K σ +. 9, 并以此定出 σ / Kσ 36. 8MPa, εσ βσ β σ /(K ) 84. MPa 做出 A C 点得 ACD 极限线, 取 ON 并延长交 AC 于 N, 可以判别其可能失效形式 0 σ 为疲劳破坏 ) 计算机安全系数 S σ /( σ + ψ σ ) ca K a a σ m 450 / < S.5 ( 不安全 ) 3) 提高疲劳强度的措施 : 采用表面强化处理 ; 用磨或抛光提高表面加工质量 ;3 加大过渡圆角 半径, 以减少应力集中, 降低 K 值 4) 按有限寿命计算时 : σ 5 求工作循环次数 N 60 nt r 6 N 5 0 计算寿命系数 9 0 K N. 7 5 N 0 3 有限寿命时的疲劳极限 σ n N K N σ MPa 4 计算安全系数 S σ /( ).68 >. 5 S ( 此时疲劳强度足够 ) ca N (5) 在如图 3-3 所示零件极限应力图上 工作点 C 和 D 为斜齿轮轴上两种应力工作点 试在下图中标 出对应的极限应力点, 并说明分别会出现什么形式的破坏 9

20 图 3-3 解 : 如答图 8 所示,C 点对应的极限应力点 C,D 点对应的极限应力点为 D C 点会出现屈服失效 ( 塑 性变形 ),D 点会出现疲劳失效 答图 8 0

21 一选择题 吴老师机械设计教学资料 第 4 章摩擦 磨损及润滑概述 () 摩擦副表面为液体动压润滑状态, 当外载荷不变时, 摩擦面间的最小油膜厚度随相对滑动速度的 增加而 B A. 变薄 B. 增厚 C. 不变 () 两相对滑动的接触表面, 依靠吸附油膜进行润滑的摩擦状态称为 B A. 干摩擦 B. 边界摩擦 C. 混合摩擦 D. 液体摩擦 (3) 减少磨损的方法有很多种, 其中 D 是错误的 A. 选择合适的材料组合 B. 改滑动摩擦为滚动摩擦 C. 生成表面膜 D. 增加表面粗糙度 E. 建立压力润滑油膜 (4) 各种油杯中, C 可用于脂润滑 A. 针阀油杯 B. 油绳式油杯 C. 旋盖式油杯 (5) 为了减轻摩擦副的表面疲劳磨损, 下列措施中, D 是不合理的 A. 降低表面粗糙程度 B. 增大润滑油粘度 C. 提高表面硬度 D. 提高相对滑动速度 (6) 摩擦副接触面间的润滑状态判据参数膜厚比 λ 值为 B 时, 为混合润滑状态 ;λ 值为 C 可达到液体润滑状态 A B..5 C. 5. (7) 摩擦与磨损最小的摩擦状态是 D, 摩擦与磨损最大的摩擦状态是 A A. 干摩擦 B. 边界摩擦 C. 混合摩擦 D. 液体摩擦 (8) 已知某机械油在工作温度下的运动黏度 0mm 3 ν / s, 该油的密度 ρ 为 900kg / m, 则其动力 黏度为 D Pa s A B. 45 C D (9) 在一个零件的磨损过程中, 代表使用寿命长短的是 B A. 剧烈磨损阶段 B. 稳定磨损阶段 C. 磨合阶段 D. 以上三个阶段之和 (0) 润滑脂是 A A. 润滑油与稠化剂的混合物 B. 金属皂与稠化剂的混合物 C. 润滑油与添加剂的混合物 D. 稠化剂与添加剂的混合物

22 () 对于齿轮 滚动轴承等零件的润滑状态, 应采用 C 理论 A. 流体动力润滑 B. 流体静力润滑 C. 弹性流体动力润滑 D. 极压润滑 () 采用含有油性和极压添加剂的润滑剂, 主要是为了减少 A A. 黏着磨损 B. 磨粒磨损 C. 表面疲劳磨损 D. 腐蚀磨损 (3) 表面疲劳磨损 ( 点蚀 ) 的发生与 D 有关 A. 酸 碱 盐介质 B. 瞬时温度 C. 硬质磨粒 D. 材料浅层缺陷 二填空题 () 根据磨损机理, 磨损可分为粘着磨损 接触疲劳磨损 磨料磨损 和腐蚀磨损 () 一个零件的磨损过程大致可以分为跑合磨损 稳定磨损 剧烈 磨损三个阶段, 在设计或使用时, 应力求缩短跑合期 延长稳定磨损阶段 推迟剧烈磨损阶 段的到来 (3) 在高速运转或载荷较小的摩擦部位及低温工况下, 宜选用粘度较低的油 ; 在低速运转 或载荷较大的摩擦部位及较高温度工况下, 宜选用粘度较高的润滑油 (4) 滚动轴承需要内部轴承游隙的理由是避免因内外圈温度差引起轴承游隙的减小, 影响轴承的运 转, 避免因配合引起轴承游隙过分减小及避免安装误差, 引起附加载荷 (5) 机械零件设计的耐磨性准则, 主要是限制接触表面间的 p 和 pv 值 (6) 在点 线接触摩擦副的流体动压润滑中, 考虑了接触弹性变形和压力对黏度的影响, 这种润滑称为弹性流体动压润滑 (7) 在流体润滑状态下, 磨损可以避免, 而在边界和混合润滑状态下, 磨损不可以避免 (8) 边界摩擦时可能形成的边界膜有物理吸附膜 化学吸附膜和化学反应膜三种 (9) 黏度是指润滑油抵抗剪切变形的能力, 标志着油液内部产生相对运动时内摩擦阻力的大小 (0) 润滑油的动力黏度 η 与运动黏度 ν 之间的关系式为 η ρν ; 动力黏度的单位是 Pa s ; 运动黏度 的单位是 m / s () 在润滑油中加入抗氧化添加剂可抑制润滑油氧化变质 ; 加入降凝添加剂可降低油的凝点 () 在润滑油中加入油性添加剂可提高油性 ; 加入极压添加剂可在金属表面形成一层保护膜, 以减轻磨损 三是非题

23 () 润滑油的黏度与温度有关, 且黏度随温度的升高而增大 () () 润滑油的主要性能指标有锥入度和滴点 () (3) 摩擦副表面为液体动压润滑状态, 当外载荷不变时, 摩擦面间的最小油膜厚度随相对速度的增加而增厚 (T) (4) 选择滑动轴承润滑用油时, 对液体摩擦轴承主要考虑油的黏性 ; 对非液体摩擦轴承主要考虑油的 油性 (T) (5) 润滑油运动黏度的单位是 N s / m () (6) 在低速时宜选用黏度小的润滑油, 而在高速时宜选用黏度大的润滑油 () (7) 当摩擦副间隙比较大时, 应采用黏度大的润滑油或锥入度小的润滑脂 (T) (8) 零件表面在混合润滑状态时的摩擦系数比液体润滑状态时的摩擦系数小 () (9) 零件表面经淬火 氮化 喷丸 滚子碾压等处理后, 其疲劳强度降低 () (0) 减少磨损一般可以通过选用合适的材料组合 建立压力润滑油膜以及增加表面粗糙度等方法来解 决 () 四 简答题 () 常见的摩擦状态有哪几种? 各有何特点? 答 : 摩擦种类有干摩擦 流体摩擦 边界摩擦和混合摩擦 干摩擦是指两摩擦表面间无外加润滑剂或保护膜而直接接触, 因此摩擦系数大 发热多 磨损较严重 流体摩擦是两摩擦表面被一流体层 ( 液体或气体 ) 隔开, 因此阻力和摩擦系数都很小, 几乎无黏着磨损 产生, 是一种理想的摩擦状态 边界摩擦是两摩擦表面被吸附在表面的边界膜隔开, 摩擦性质不取决于流体黏度, 而与边界膜和表面 的吸附性质有关, 其摩擦规律基本与干摩擦相同, 但摩擦系数要小一些, 但仍伴有磨损产生 混合摩擦是干摩擦 边界摩擦和流体摩擦的混合状态 () 减少磨损应采取哪些措施? 答 : 减少磨损可通过采取以下措施来实现 : 根据摩擦副磨损的类型, 正确选用摩擦副的材料 ; 选用合适的润滑剂和润滑方法 ; 3 采用表面耐磨处理, 提高机械零件的加工精度和表面质量 ; 4 在结构设计中考虑耐磨问题 ; 5 改善机器的工作条件, 正确地使用和维护机器 3

24 (3) 磨损按破坏机理不同可分为哪几类? 吴老师机械设计教学资料 答 : 磨损按破坏机理不同可分为黏着磨损 磨粒磨损 表面疲劳磨损和腐蚀磨损四种 (4) 按摩擦面间的润滑状态和方法不同, 流体润滑分为哪几种类型? 答 : 按摩擦面间的润滑状态和方法不同, 可将润滑分为流体动压润滑 流体静压润滑 弹性流体动压 润滑 边界润滑和混合润滑 (5) 润滑油的动力黏度与运动黏度间的关系是什么? 其量纲有何不同? 答 : 润滑油的动力黏度 η 与运动黏度 ν 之间的关系为 η ρν, 其中 ρ 为液体密度 在国际单位制中, 动力黏度的单位是 N s / m, 运动黏度的单位是 m / s (6) 润滑剂中加入添加剂的作用是什么? 请举出三种常用的添加剂 答 : 润滑剂中加入添加剂是为了提高它们在一些恶劣的工作条件下 ( 如高温 低温 重载 真空等 ) 的 品质和使用性能 滴点 常用的添加剂有抗氧化添加剂 降凝添加剂 油性添加剂等 (7) 润滑油和润滑脂各有哪些主要的性能指标? 答 : 润滑油的主要性能指标有黏度 油性 闪点 燃点和凝点 润滑脂的主要质量指标是锥入度和 五计算题 () 试分析图 4- 所示四种摩擦副, 在摩擦面间哪些摩擦副不能形成油膜压力, 为什么? ( v 为相对运 动速度, 油有一定的粘度 ) 图 4- 解 :a) 不能 因为不能形成楔形油楔 b) 不能 因为 v 方向不是楔形收敛方向 c) 能 因为具备形成压力油膜的三个条件 d) 不能 因为 v 0, 无相对速度 4

25 一选择题 吴老师机械设计教学资料 第 5 章螺纹联接和螺旋传动 () 在常用螺纹中, 效率最低 自锁性最好的是 C, 效率较高, 牙根强度较大 制造方便的是 B ; 螺纹联接常用 C, 传动螺纹常用 B A. 矩形螺纹 B. 梯形螺纹 C. 三角螺纹 () 螺纹副在摩擦因数一定时, 螺纹的牙型角越大, 则 D A. 当量摩擦因数越小, 自锁性能越好 B. 当量摩擦因数越小, 自锁性能越差 C. 当量摩擦因数越大, 自锁性能越差 D. 当量摩擦因数越大, 自锁性能越好 (3) 当轴上安装的零件要承受轴向力时, 采用 A 来轴向定位, 所能承受的轴向力较大 A. 圆螺母 B. 紧定螺钉 C. 弹性挡圈 (4) 一箱体与箱盖用螺纹联接, 箱体被联接处厚度较大, 且材料较软, 强度较低, 需要经常装拆箱盖 进行修理, 则一般宜采用 A 联接 A. 双头螺柱联接 B. 螺栓联接 C. 螺钉联接 (5) 在铰制孔用螺栓联接中, 螺栓杆与孔的配合为 B A. 间隙配合 B. 过渡配合 C. 过盈配合 (6) 紧螺栓联接受轴向外载荷, 假定螺栓的刚度 C b 与被联接件的刚度 C m 相等, 联接的预紧力为 0, 要求受载后结合面不分离, 当外载荷 等于预紧力 0 时, 则 D A. 被联接件分离, 联接失效 B. 被联接件即将分离, 联接不可靠 C. 联接可靠, 但不能继续再加载 D. 联接可靠, 只要螺栓强度足够, 还可以继续加大外载荷 (7) 受轴向载荷的紧螺栓联接, 为保证被联接件不出现缝隙, 因此 B A. 残余预紧力 应小于零 B. 残余预紧力 应大于零 C. 残余预紧力 应等于零 D. 预紧力 0 应大于零 (8) 图 5- 所示钢板用普通螺栓联接 已知横向工作载荷为 结合面之间的摩擦因数 f 0. 5, 为使 联接可靠, 取防滑系数. s K, 则每个螺栓需要的预紧力 0 为 B 5

26 A. 0.5 B. C. D. 4 图 5- (9) 某螺栓的材料性能等级为 6.8 级, 其数字 6.8 代表 A A. 对螺栓材料的强度要求 B. 对螺栓的制造精度要求 C. 对螺栓材料的刚度要求 D. 对螺栓材料的耐蚀性要求 (0) 对于外载荷是轴向变载荷的重要联接, 螺栓所受总拉力在 0 与 之间变化 则螺栓的应力变化 规律为 B A. r 常数 B. σ min 常数 C. σ m 常数 () 在承受横向载荷或旋转力矩的普通紧螺栓组联接中, 螺栓杆 C 作用 A. 受切应力 B. 受拉应力 C. 受扭转切应力和拉应力 D. 既可能只受切应力, 也可能只受拉应力 () 普通螺栓联接所受的预紧力为 0, 在受轴向工作载荷 时, 残余预紧力 为 B, 则螺栓所受的总拉力 为 D A. 0 + B. + C. 0 + D. + C ( C + ) 0 b b Cm (3) 承受预紧力和轴向变载荷的紧螺栓联接, 当其螺栓的总拉力 的最大值和被联接件的刚度 C m 不 变时, 螺栓的刚度 C 越小, 则 B b A. 螺栓中总拉力的变化幅度越大 B. 螺栓中总拉力的变化幅度越小 C. 螺栓中总拉力的变化幅度不变 D. 螺栓的疲劳强度降低 (4) 相同公称尺寸的三角形细牙螺纹和粗牙螺纹相比, 因细牙螺纹的螺距小, 小径大, 故细牙螺纹的 B ( 强度指螺纹杆的承载能力 ) 6

27 A. 自锁性好, 钉杆受拉强度低 B. 自锁性好, 钉杆受拉强度高 C. 自锁性差, 钉杆受拉强度高 D. 自锁性差, 钉杆受拉强度低 (5) 在防止螺纹联接松脱的各种措施中, 当承受冲击或振动载荷时, D 是无效的 A. 采用具有增大摩擦力作用的防松装置, 如螺母与被联接件之间安装弹簧垫圈 B. 采用以机械方法来阻止回松的装置, 如用六角槽形螺母与开口销 C. 采用人为方法 ( 如胶或焊 ) 将螺纹副变为不能转动 D. 设计时使螺纹联接具有自锁性 ( 即使螺纹升角小于当量摩擦角 ) (6) 外载荷是轴向载荷的紧螺栓联接, 螺栓的预紧力 0 是用公式 D 来进行计算的 在公式中 : Cb 表示轴向外载荷, 表示剩余预紧力, x 表示螺栓的相对刚度, x, C b Cm 分别为螺栓和被 C + C 联接件的刚度 A. 0 + B. 0 + x C. 0 + ( + x) D. 0 + ( x) (7) 被联接件受横向外力作用时, 如采用普通螺栓联接, 则螺栓可能的失效形式为 D A. 剪切或挤压破坏 B. 拉断 C. 拉 扭联合作用下断裂 D. 拉 扭联合作用下塑性变形 (8) 螺纹副中一个零件相对于另一个转过一圈时, 它们沿轴线方向相对移动的距离是 A A. 线数 螺距 B. 一个螺距 C. 线数 导程 D. 导程 / 线数 (9) 设计紧联接螺栓时, 其直径愈小, 则许用安全系数应取得愈大, 即许用应力取得愈小 这是由于 直径愈小, C A. 螺纹部分的应力集中愈严重 B. 加工螺纹时愈容易产生缺陷 C. 拧紧时愈容易拧断 D. 材料的机械性能愈不易保证 (0) 图 5- 中悬置螺母的主要作用是 C A. 作为联接的防松装置 b m 7

28 B. 减少螺栓系统的刚度 吴老师机械设计教学资料 C. 使螺母中各圈螺纹受力均匀 D. 防止螺栓受弯曲载荷 图 5- () 单线螺纹的大径 d 0mm, 中径 d 9. 06mm, 小径 d , 螺距 P. 5, 则螺纹升 角 ψ 为 B A o B o C o D o () 如图 5-3 所示, 将油缸端盖的螺栓组联接由图 (a) 改为图 (b) 的目的是 A A. 提高抗疲劳强度 B. 节省螺栓数量 C. 安装方便 D. 便于拆卸 图 5-3 (3) 受翻转 ( 倾覆 ) 力矩的螺栓组联接, 如图 5-4 所示, 螺栓的布置宜选择 A 8

29 图 5-4 D. 以上 3 个方案都不可用 (4) 当两个被连接件不太厚时, 宜采用 B A. 双头螺柱连接 B. 螺栓联接 C. 螺钉连接 D. 紧定螺钉连接 (5) 当两个被连接件之一太厚, 不宜制成通孔, 且需要经常拆装时, 往往采用 A A. 双头螺柱连接 B. 螺栓联接 C. 螺钉连接 D. 紧定螺钉连接 (6) 当两个被连接件之一太厚, 不宜制成通孔, 且连接不需要经常拆装时, 往往采用 C B A. 双头螺柱连接 B. 螺栓联接 C. 螺钉连接 D. 紧定螺钉连接 (7) 采用 A 方法不能改善螺纹牙受力不均匀程度 A. 增加旋合圈数 B. 悬置螺母 C. 内斜螺母 D. 钢丝螺套 (8) 螺纹联接防松的根本问题在于 C A. 增加螺纹联接的轴向力 B. 增加螺纹联接的横向力 C. 防止螺纹副的相对转动 D. 增加螺纹联接的刚度 (9) 承受预紧力 0 的紧螺栓联接在受工作拉力 时, 残余预紧力为, 其螺栓所受总拉力 为 A. + 0 B. + C. 0 + D (30) 确定紧连接螺栓中拉伸和扭转复合载荷作用下的当量应力时, 通常是按 D 来进行计算的 A. 第一强度理论 B. 第二强度理论 C. 第三强度理论 D. 第四强度理论 (3) 在受预紧力的紧螺栓联接中, 螺栓危险截面的应力状态为 D A. 纯扭剪 B. 简单拉伸 C. 弯扭组合 D. 拉扭组合 (3) 被连接件受横向外力作用, 若采用一组普通螺栓联接时, 则靠 A 来传递外力 A. 被连接件接合面间的摩擦力 B. 螺栓的拉伸和挤压 C. 螺栓的剪切和挤压 D. 螺栓的剪切和被连接件的挤压 (33) 为连接承受横向工作载荷的两块薄钢板, 一般采用 A A. 螺栓联接 B. 双头螺柱连接 C. 螺钉连接 D. 紧定螺钉连接 (34) 已知钢板用两只普通螺栓联接, 横向工作载荷为, 接合面个数为 4, 接合面之间的摩擦系数为 0.5, 为使连接可靠, 取安全裕度系数为., 则每个螺栓需要的预紧力为 9

30 B 吴老师机械设计教学资料 A A. 0.5 B. C. D. 4 (35) 在螺栓联接设计中, 若被连接件为铸件, 则有时在螺栓孔处制作沉头座孔或凸台, 其目的是 A. 避免螺栓受附加弯曲应力作用 B. 便于安装 C. 为安置防松装置 D. 为避免螺栓受拉力过大 (36) 螺栓强度等级为 6.8 级, 则该螺栓材料的最小屈服极限近似为 A A. 480 MPa B. 6 MPa C. 8 MPa D. 0.8MPa (37) 当螺纹公称直径 牙型角 螺纹线数相同时, 细牙螺纹的自锁性能比粗牙螺纹的自锁性能 A A. 好 B. 差 C. 相同 (38) 用于连接的螺纹牙型为三角形, 这最主要是因为三角形螺纹 A A. 牙根强度高, 自锁性能好 B. 传动效率高 C. 防振性能好 (39) 若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数一定, 则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的 C A. 螺矩和牙型角 B. 升角和头数 C. 导程和牙型斜角 D. 螺距和升角 (40) 对于连接用螺纹, 主要要求连接可靠, 自锁性能好, 故常选用 A A. 升角小, 单线三角形螺纹 B. 升角大, 双线三角形螺纹 C. 升角小, 单线梯形螺纹 D. 升角大, 双线矩形螺纹 (4) 用于薄壁零件连接的螺纹, 应采用 A A. 三角形细牙螺纹 B. 梯形螺纹 C. 锯齿形螺纹 D. 多线的三角形粗牙螺纹 (4) 当螺栓组连接承受横向载荷或旋转力矩时, 该螺栓组中的螺栓 D A. 必受剪切力作用 B. 必受拉力作用 C. 既可能受剪切作用, 也可能受拉伸作用 D. 同时受到剪切与拉伸作用 (43) 计算采用三角形螺纹的紧螺栓联接的拉伸强度时, 考虑到拉伸与扭转的复合作用, 应将拉伸载荷 增加到原来的 B 倍 A.. B..3 C..5 D. 0.3 (44) 采用普通螺栓联接的凸缘连轴器, 在传递转矩时, D 30

31 C 吴老师机械设计教学资料 A. 螺栓的横截面受剪切 B. 螺栓与螺栓孔配合面受挤压 C. 螺栓同时受剪切与挤压 D. 螺栓受拉伸与扭转作用 (45) 在下列四种具有相同公称直径和螺距, 并采用相同配对材料的传动螺旋副中, 传动效率最高的是 A. 单线矩形螺旋副 B. 单线梯形螺旋副 C. 双线矩形螺旋副 D. 双线梯形螺旋副 (46) 在螺栓联接中, 往往在一个螺栓上采用双螺母, 其目的是 A A. 提高强度 B. 提高刚度 C. 防松 D. 减小每圈螺纹牙上的受力 (47) 在同一螺栓组中, 螺栓的材料 直径和长度均应相同, 这是为了 B A. 受力均匀 B. 便于装配 C. 外形美观 D. 降低成本 (48) 不控制预紧力时, 螺栓的安全系数选择与其直径有关, 是因为 A A. 直径小, 易过载 B. 直径小, 不易控制预紧力 C. 直径大, 材料缺陷多.30 (49) 工作时仅受预紧力 0 作用的紧螺栓联接, 其强度校核公式为 σ ca [ σ ] 式中的系数. 3 π d / 4 是考虑 C A. 可靠性系数 B. 安全系数 C. 螺栓在拧紧时, 同时受拉伸与扭转联合作用的影响 (50) 紧螺栓联接在按拉伸强度计算时应将拉伸载荷增加到原来的. 3 倍, 这是考虑 B 的影响 A. 螺纹的应力集中 B. 扭转切应力作用 C. 安全因素 D. 载荷变化与冲击 (5) 预紧力为 0 的单个紧螺栓联接, 受到轴向工作载荷 作用后, 螺栓受到的总拉力 C + 0 A. 大于 B. 等于 C. 小于 (5) 一紧螺栓联接的螺栓受到轴向变载荷作用, 已知 min 0, max, 螺栓的危险截面面积为 A, 螺栓的相对刚度为 x, 则该螺栓的应力幅为 C σ ( ) A. a x A B. σ a x A C. σ a x / A D. σ a ( x) / A 3

32 (53) 在受轴向变载荷作用的紧螺栓联接中, 为提高螺栓的疲劳强度, 可采取的措施是 B A. 增大螺栓刚度 C b, 减小被连接件刚度 C m B. 减小 C b, 增大 C C. 增大 C b 和 C m D. 减小 C b 和 C (54) 若要提高受轴向变载荷作用的紧螺栓的疲劳强度, 则可 B A. 在被连接件间加橡胶垫片 B. 增大螺栓长度 C. 采用精制螺栓 D. 加防松装置 (55) 对于受轴向变载荷作用的紧螺栓联接, 若轴向工作载荷 在 0 ~ 000N 之间循环变化, 则该连 接螺栓所受拉应力的类型为 A A. 非对称循变应力 B. 脉动循环变应力 C. 对称循环变应力 D. 非稳定循环变应力 (56) 对于紧螺栓联接, 当螺栓的总拉力 和剩余预紧力 不变时, 若将螺栓由实心变成空心, 则螺 栓的应力幅 σ a 与预紧力 0 会发生变化, D A. σ a 增大, 0 应适当减小 B. σ a 增大, 0 应适当增大 C. σ a 减小, 0 应适当减小 D. σ a 减小, 0 应适当增大 (57) 滑动螺旋传动的失效形式多为 D A. 螺杆压溃 B. 螺纹牙折断 C. 螺纹牙剪断 D. 螺纹磨损 (58) 对于螺旋起重器的螺母, 应进行 D 计算 A. 耐磨性 B. 螺母螺纹牙的强度 C. 螺母下段与螺母凸缘的强度 D. A B C 三者 (59) A 一般需要有较高的运动速度和传动效率, 因此应采用多线螺纹 A. 传导螺旋 B. 传力螺旋 C. 调整螺旋 D. A B C 三者 (60) 设微动螺旋机构 A B 两段螺旋的导程分别为 S A S B ( 两螺旋旋向相同 ), 当螺杆转动 φ 角时, 螺母的位移为 C φ π A. s ( + ) B. s ( + ) π φ S A S B 3 S A S B φ π C. s ( ) D. ( ) π φ S A S B s S A S B m m

33 (6) 在标准中螺纹的 B 定为公称直径 A. 螺纹中径 B. 螺纹大径 C. 螺纹小径 D. A B C 三者均可 (6) 如图 5-5 所示为螺旋拉紧器, 按顺时针方向转动螺母 3, 将保证两螺杆 和 相互靠拢, 此时两螺杆 的螺纹方向应是 C 图 5-5 A. 两个都是右旋 B. 两个都是左旋 C. 为左旋, 为右旋 D. 为右旋, 为左旋 (63) 为了提高受轴向变载荷螺栓联接的疲劳强度, 应 B A. 增加螺栓刚度 B. 降低螺栓刚度 C. 降低被联接件刚度 (64) 头数为 n, 螺距为 P 的螺纹, 升角 ψ B np A. arctan B. πd (65) 大径的细牙螺纹比粗牙有 B np arctan πd np C. arctan πd A. 较小的承载能力 B. 好的自锁性 C. 承载面积小 (66) 螺旋起重器的效率 η A A. tanψ / tan( ψ + ϕ ) B. tan( ψ ϕ ) / tanψ v v C. tanψ / tan( ψ ϕ ) D. tan( ψ + ϕ ) / tanψ (67) 螺旋副的自锁条件是 ψ C v A. ψ < arctan f v B. ψ > arctan f v α α C. ψ arctan( f / cos ) D. ψ > arctan( f / cos ) (68) 用普通螺栓联接的螺栓组受横向载荷或旋转力矩时, 该螺栓组中的螺栓受力情况是 B A. 只可能受到剪切与挤压 B. 只有压力 33 v

34 C. 同时受剪切与拉伸 D. 可能受剪切, 也可能受拉伸 (69) 汽缸内压力在 0 ~ MPa 间循环变化时, 缸盖联接螺栓的应力类型为 B 循环变应力 A. 非对性 B. 脉动 C. 对称 D. 非稳定 (70) 螺纹联接中, 加弹簧垫圈是为了 C, 加弹性元件是为了 D, 采用软垫片是为了 A, 用斜面垫圈是为了 B C A. 提高气密性 B. 减少偏心载荷 C. 防松 D. 提高疲劳强度 (7) 受拉紧螺栓联接拧紧的主要目的除了增强联接的紧密性外, 还有是为了 A( 提高可靠性 ) 和 A. 防松 B. 减少偏心载荷 C. 提高疲劳强度 D. 减少动载荷 (7) 受横向载荷的螺栓组联接中, 当采用普通螺栓时, 靠 C 来平衡横向载荷 ; 用铰制孔螺栓时, 靠 A 来承受横向载荷 二填空题 A. 螺栓的挤压 B. 螺纹的挤压 C. 结合面间的摩擦力 () 普通螺纹的公称直径指的是螺纹的大径, 计算螺纹的摩擦力矩时使用的是螺纹的中 径, 计算螺纹危险截面时使用的是螺纹的小径 () 标记为螺栓 GB578M6 80 的六角头螺栓的螺纹是三角形, 牙型角等于 60 度, 线数等于,6 代表螺纹公称直径,80 代表螺纹长度 (3) 用 4 个铰制孔螺栓联接两个半凸缘联轴器, 螺栓均布在直径为 00 mm 的圆周上, 轴上转矩为 00 N m, 每个螺栓所受的横向力为 50 N (4) 受预紧力 0 和工作拉力 的紧螺栓联接, 如螺栓和被联接件刚度相等, 预紧力 N, 在 保证结合面不产生缝隙的条件下, 允许的最大工作拉力 6000 N (5) 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 (6) 双头螺栓联接的两被联接件之一是螺纹孔, 另一个是光孔 (7) 普通螺栓联接承受横向外载荷时, 依靠被联接件间的摩擦力承载, 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的相对滑移 铰制孔用螺栓联接承受横向外载荷时, 依靠螺栓抗剪切和挤压承载, 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 (8) 受轴向变载荷 ( 0 ) 的紧螺栓联接, 设 x 为螺栓的相对刚度, A 为螺栓的横截面积, 则螺栓承 34

35 x 受的应力幅 σ a 为 A 吴老师机械设计教学资料 Cb ( x, C b Cm分别为螺栓与被联接件的刚度 ) C + C b m (9) 设 d 为螺纹中径,ψ 为螺纹升角, ϕ v 为当量摩擦角, 对于联接螺纹, 在预紧力 0 时拧紧的螺母, 螺纹副中的摩擦阻力矩为 d tan( ψ + ϕ ) 0 v (0) 公制三角形螺纹, 螺纹副之间的摩擦系数 f 0., 则其当量摩擦角 ϕ v 等于 f 0. arctan cos30 cos30 o arctan 3 o o ( 写出计算公式及结果 ) () 图 5-6 中板 A 用 4 个铰制孔用螺栓固定在板 B 上, 受力为, 其中 3 两个螺栓受力最大 图 5-6 () 如图 5-7 所示为两根钢梁由两块钢盖板用 8 个铰制孔用螺栓联接, 钢梁受拉力, 在进行强度计 算时, 螺栓的总剪切面数应取 8 图 5-7 (3) 如上图所示两根钢梁由两块钢板用 8 个普通螺栓联接, 钢梁受拉力, 在按式. 0 确定螺 fiz 35

36 栓所需的预紧力 0 时, 摩擦面数 i 应取, z 取 4 ( 式中 : f 表示钢梁与钢板间的摩擦系数, z 表示联接 螺栓的个数 ) (4) 普通紧螺栓组联接所受载荷可分解为轴向载荷 横向载荷 转矩 翻转 ( 或 倾覆 ) 力矩 4 种基本载荷的组合 (5) 压力容器盖的紧螺栓组联接, 外载荷 为变载荷 ( 0 ), 若螺栓的最大总拉力 和剩余预紧 不变, 只将螺栓由实心的变成空心的, 则螺栓的应力幅 σ a 减小, 预紧力 0 应适当增大 力 (6) 用于联接的螺纹, 其牙型为三角形, 这是因为螺纹副的摩擦属于楔面摩擦, 而且三角形螺纹的 牙型角最大, 即当量摩擦系数最大, 故摩擦力大 自锁性好, 又其螺纹牙根部较厚, 强度高 (7) 设摩擦系数为 f, 梯形螺纹副的当量摩擦系数 f v 等于 f 30 cos o.035 f ( 写出计算公式及结果 ) (8) 常用螺纹的类型主要有螺栓联接 螺钉连接 双头螺柱连接和紧定螺钉连接 (9) 螺纹联接常用的防松原理有摩擦防松 机械防松和破坏螺旋副运动关系 其对应的防 松装置有弹簧垫圈 止动垫圈和黏接 (0) 受轴向载荷的紧螺栓所受的总拉力是被连接件的残余预紧力与轴向工作拉力之和 () 连接承受横向载荷, 当采用普通螺栓联接, 横向载荷靠被连接件接触面之间的摩擦力来平衡 ; 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 () 仅承受预紧力的紧螺栓联接强度计算时, 螺栓的危险截面上有预紧力和摩擦力矩载荷联合 作用 因此, 在截面上有拉伸应力和扭转应力 (3) 在螺栓联接中, 当螺栓轴线与被连接件表面不垂直时, 螺栓中将产生弯曲附加应力 (4) 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小螺栓刚度, 增加被 连接件刚度并适当提高预紧力 (5) 有一单个紧螺栓联接, 已知该螺栓所受预紧力 0 000N, 所受轴向工作载荷 500N, 螺 Cb 栓的相对刚性系数 0. C +C b m, 则螺栓所受的总拉伸载荷 00N, 残余预紧力 600N ; 为保证结合面不出现缝隙, 则该连接允许的最大轴向工作载荷 max 50N (6) 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, 则螺栓所受的总拉力增大, 连接的紧密性提高 (7) 在螺纹联接中采用悬置螺母或环槽螺母的目的是改善螺纹牙间载荷分配不均现象 36

37 (8) 发动机缸体与缸盖的螺栓联接经常拆装, 应使用双头螺柱连接, 为了控制预紧力需用定 力矩 扳手拧紧 (9) 三角形螺纹的牙型角 α 60, 适用于连接, 而梯形螺纹的牙型角 α 30, 适用于传动 (30) 螺旋副的自锁条件是螺纹升角 ψ 小于当量摩擦角 ϕ v (3) 传动用螺纹 ( 如梯形螺纹 ) 的牙型斜角 ( 牙侧角 )α 比连接用螺纹 ( 如三角形螺纹 ) 的牙型斜角 ( 牙侧角 ) 小, 这主要是为了提高传动效率 (3) 若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数一定, 则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的 程导和牙型斜角 ( 牙侧角 ) (33) 螺纹联接的拧紧力矩等于螺纹副间摩擦力矩和螺母或螺栓头端面与被连接件支承面间摩 擦力矩之和 (34) 螺纹联接防松的实质是防止螺杆与螺母或被连接件螺纹孔间发生相对转动, 或防止螺纹副间 相对转动 (35) 普通紧螺栓联接受横向载荷作用, 则螺栓中受拉伸应力和扭剪应力作用 (36) 被连接件受横向载荷作用时, 若采用普通螺栓联接时, 则螺栓受拉伸 ( 或轴向 ) 载荷作用, 可 能发生的失效形式为螺栓发生塑性变形或断裂 C b (37) 有一单个紧螺栓联接, 已知所受预紧力为 0, 轴向工作载荷为, 螺栓的相对刚度为 C + C 则螺栓所受的总拉力 为 Cb Cb 0 ±, 而剩余预紧力 0 ( ), 若螺栓的螺纹小径 C + C C + C b m.3 d, 螺栓材料的许用拉伸应力为 [σ ], 则其危险剖面的拉伸强度条件式为 σ [ σ ] π d / 4 b m ca (38) 受轴向工作载荷 的紧螺栓联接, 螺栓所受的总拉力 等于剩余预紧力 和轴向工作载荷 之和, 或预紧力 0和部分轴向工作载荷 b 之和 b m, (39) 对受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接, 当预紧力 0 和轴向工作载荷 一定时, 为减小螺栓所受的 总拉力, 通常采用的方法是减小螺栓的刚度或增大被连接件 的刚度 (40) 采用凸台或沉头座孔作为螺栓头或螺母的支承面是为了避免螺栓受附加弯曲应力作用 37

38 (4) 某普通螺栓联接的计算结果为 d 0. 8mm, l 0mm, 应选用螺栓 GB M4 0 (4) 某铰制孔螺栓联接的计算结果为 d mm, l 6 mm, 应选用螺栓 GB7 88 M30 65 (43) 一左旋梯形丝杆, d. 6mm, 头数 n, 其标准为 T6 5/-8e G 左 B (44) 在常用螺纹牙型中, 矩形形螺纹的传动效率最高, 三角形形螺纹的自锁性最好 (45) 强度级别为 5.6 级的螺栓的推荐材料为低碳钢或中碳钢 (46) 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, 拧紧螺母时 效率公式为 tanψ / tan( ψ + ϕ ) 三是非题 v (l) 一螺栓联接拧紧后预紧力为 0, 工作时又受轴向工作拉力, 被连接件上的残余预紧力为, ( C C ) C b b + m 为螺栓的连接相对刚度, 则螺栓所受总拉力 等于 C ( C + ) + () b b Cm () 为了提高受轴向变载荷螺栓联接的疲劳强度, 可以增加螺栓刚度 () (3) 普通螺栓联接中的螺栓受横向载荷时只需计算剪切强度和挤压强度 () (4) 被连接件是锻件或铸件时, 可将安装螺栓处加工成小凸台, 其目的是易拧紧 () (5) 受横向载荷的铰制孔精配螺栓联接, 螺栓的抗拉强度不需要进行计算 (T) (6) 减少螺栓和螺母的螺距变化差可以改善螺纹牙间的载荷分配不均的程度 (T) (7) 受轴向载荷的普通螺栓联接, 适当增大预紧力能提高螺栓的抗疲劳强度 (T) (8) 在有气密要求的螺栓联接结构中, 结合面之间不用软垫片进行密封而采用密封环结构, 这主要是 为了增大被连接件的刚度, 从而提高螺栓的疲劳强度 (9) 普通螺栓联接中, 松连接和紧连接之间的主要区别是松连接的螺纹部分不承受拉伸作用 () (0) 螺栓的材料性能等级标成 6.8 级, 其数字 6.8 代表对螺栓材料的强度要求 (T) () 设复式螺旋机构中 A B 两段螺旋的导程分别为 S A SB ( 两螺旋旋向相反 ), 当螺杆转动 φ 角时, s S A S B () 螺母的位移为 ( ) π φ () 用于薄壁零件连接的螺纹, 应采用三角形细牙螺纹 (T) (3) 当螺纹的公称直径 牙型角及螺纹线数都相同时, 粗牙螺纹的自锁性比细牙的好 () (4) 滑动螺旋传动的主要失效形式是螺纹磨损 (T) (5) 滑动螺旋传动中一般螺杆的螺纹牙易发生剪切和挤压破坏, 应校核螺杆螺纹牙的强度 () (T) 38

39 (6) 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和牙型角 (T) (7) 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 (T) (8) 螺旋的自锁条件为螺纹升角大于螺旋副的当量摩擦角 () (9) 一般传动螺纹的扭转切应力与拉应力存在 τ 0. 5σ 的关系, 因此其当量应力近似为 σ ca.3σ () d () (0) 非矩形螺纹拧紧时螺纹副间的摩擦力矩计算公式为 T tan( ψ + f ) () 图 5-8 所示板 A 以 4 个铰制孔用螺栓固定在板 B 上, 受力为, 则 4 个螺栓所受载荷相等 () 图 5-8 () 对受轴向变载荷的普通螺栓联接适当增加预紧力可以提高螺栓的抗疲劳强度 (T) (3) 图 5-9 所示螺纹副为右旋, 螺杆只转不移, 螺母只移不转, 当螺杆按图示方向旋转时, 螺母向左移动 () 图 5-9 (4) 只要螺纹副具有自锁性, 即螺纹升角小于当量摩擦角, 则在任何情况下都无需考虑防松 () (5) 受翻转 ( 倾覆 ) 力矩作用的螺栓组联接中, 螺栓的位置应尽量远离接合面的几何形心 () (6) 一个双线螺纹副, 螺距为 4 mm, 则螺杆相对螺母转过一圈时, 它们沿轴向相对移动的距离应为 4 mm () (7) 当螺纹公称直径 牙型角 螺纹线数相同时, 细牙螺纹的自锁性比粗牙螺纹的自锁性好 (T) (8) 螺栓联接中螺栓受横向载荷时, 只需计算剪切强度和挤压强度 ( ) (9) 双螺母防松结构中, 如两螺母厚度不同时, 应先安装薄螺母, 后安装厚螺母 (T) 39

40 (30) 受横向载荷的紧螺栓联接主要是靠被联接件接合面之间的摩擦来承受横向载荷的 (T) 四简答题 () 为什么螺纹联接常需要防松? 防松的实质是什么? 有哪几类防松措施? 答 : 螺纹联接常需要防松, 其原因是在冲击 振动或变载作用下, 或当温度变化较大时, 螺纹副间和支承面间的摩擦力会下降, 或由于螺纹联接件和被连接件的材料发生蠕变和应力松弛等现象, 会使连接中的预紧力和摩擦力逐渐减小, 导致连接松动甚至松开, 容易发生严重事故 防松的实质在于防止螺纹副的相对转动 按照工作原理的不同, 防松有摩擦防松 机械防松以及破坏螺旋副的运动关系三种方法 () 螺纹联接中拧紧目的是什么? 举出几种控制拧紧力的方法 答 : 拧紧的目的在于增强连接的可靠性和紧密性, 以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移 拧紧力的大小可借助测力矩扳手或定力矩扳手, 通过控制拧紧力矩的方法来控制 (3) 降低螺栓刚度 C b 及增大被连接件刚度 C m 的具体措施有哪些? 答 : 降低螺栓刚度 C 的措施有 : 采用空心螺杆 ; 适当增加螺栓的长度 b 增大被连接件刚度 C 的措施有 : 采用 O 型密封圈代替软垫片 ; 采用刚度大的垫片 m (4) 试指出普通螺栓联接 双头螺柱连接和螺钉连接的结构特点, 各用在什么场合? 答 : 普通螺栓联接 : 用于被连接件不太厚的场合 双头螺柱连接 : 用于被连接件之一太厚 不宜制成通孔且需要经常装拆的场合 螺钉连接 : 适用于被连接件一薄一厚 不需要经常装拆的场合 (5) 螺栓的主要失效形式有哪些? 答 : 受拉螺栓的主要失效形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂, 受剪螺栓的失效形式是螺栓杆和孔壁的贴 合面上出现压溃或螺栓杆被剪断 (6) 连接中, 螺纹牙间载荷分布为什么会出现不均匀现象? 举例说明可使螺纹牙间载荷分布趋于均匀的一种结构形式 答 : 这是由于螺栓所受的总拉力是通过螺栓和螺母的螺纹面相接触来传递的 由于螺栓和螺母的刚度及变形性质不同, 即使制造和装配都很精确, 螺纹牙间的载荷分布也会出现不均匀现象 采用悬置螺母可以改善螺纹牙上的载荷分布不均匀现象 因为原先螺母受压, 螺杆受拉两者的变形不协调, 而采用悬置螺母后, 两者都变为受拉, 变形比较协调, 因此载荷分布就比较均匀了 (7) 螺栓组连接受力分析的目的是什么? 在进行受力分析时, 通常要做哪些假设条件? 答 : 螺栓组连接受力分析的目的是 : 根据连接的结构形式和受载情况, 求出受力最大的螺栓及其所受 40

41 的力, 以进行单个螺栓联接的强度计算 吴老师机械设计教学资料 在进行受力分析时, 通常要做以下假设 : 所有螺栓的材料 直径 长度和预紧力均相同 ; 螺栓组 的对称中心与连接接合面的形心重合 ;3 受载后连接接合面仍保持为平面 少? (8) 已知螺栓材料力学性能等级的标识为 4.6, 请说明该螺栓材料的抗拉强度极限和屈服极限各为多 答 : 螺栓材料力学性能等级的标记为 4. 6, 说明该螺栓材料的抗拉强度极限为 400 MPa, 屈服比为 0.6, 屈服极限为 40 MPa (9) 提高螺栓联接强度的措施有哪些? 答 : 提高螺栓联接强度的措施有 : 降低影响螺栓疲劳强度的应力幅 ; 改善螺纹牙上载荷分布不均 匀的现象 ;3 减小应力集中的影响 ;4 采用合理的制造工艺方法 (0) 对于受轴向变载荷作用的螺栓, 可以采取哪些措施来减小螺栓的应力 σ a? 答 : 对于受轴向变载荷作用的螺栓, 可以减小螺栓刚度 ( 如采用空心螺杆或适当增加螺栓的长度 ) 增 大被连接件的刚度 ( 如采用刚度大的垫片或不用垫片 ) 并适当提高预紧力的办法, 来减少螺栓的应力幅 () 常用螺纹按牙型分为哪几种? 各有何特点? 各适用于什么场合? () 拧紧螺母与松退螺母时的螺纹副效率如何计算? 哪些螺纹参数影响螺纹副的效率? (3) 图 5-0 为螺旋拉紧装置, 若按图上箭头方向旋转中间零件, 能使两端螺杆 A B 向中央移动, 从 而将两零件拉紧 试判断该装置中 A B 螺杆上的螺纹旋向 图 5-0 (4) 螺纹联接有哪些基本类型? 各有何特点? 各适用于什么场合? (5) 为什么螺纹联接常需要防松? 按防松原理, 螺纹联接的防松方法可分为哪几类? 试举例说明之 (6) 螺栓组连接受力分析的目的是什么? 在进行受力分析时, 通常要做哪些假设条件? (7) 图 5- 为受轴向工作载荷的紧螺栓联接工作时力与变形的关系图 图中 0 为螺栓预紧力, 为 轴向工作载荷, 为剩余预紧力, 为螺栓总拉力, C b 为螺栓刚度, C m 为被连接件刚 Cb 度, 试分析: C + C b m 4

42 图 5- ) 在 和 不变的情况下如何提高螺栓的疲劳强度? ) 若 800N, 当 C b >> 时, 0? 当 C << b C m 时, 0? (8) 有一刚性凸缘联轴器用材料为 Q35 的普通螺栓联接以传递转矩 T 现欲提高其传递的转矩, 但限 于结构, 不能增加螺栓的直径和数目, 试提出三种能提高该联轴器传递的转矩的方法 答图 ) (9) 提高螺栓联接强度的措施有哪些? 这些措施中哪些主要是针对静强度? 哪些主要是针对疲劳强度? (0) 为了防止螺旋千斤顶发生失效, 设计时应对螺杆和螺母进行哪些验算? () 为什么对于重要的螺栓联接要控制螺栓的预紧力 0 控制预紧力的方法有哪几种? () 试绘制承受轴向变载荷的螺栓联接的受力 - 变形图, 并指出螺栓中工作拉力的总拉力变化情况 ( 见 答图 单个紧螺栓联接受力 - 变形图 (3) 为什么螺母的螺纹圈数不宜大于 0 圈? 答 : 各圈载荷分布不均匀, 其中第一旋合圈约占总载荷的 /3, 而第 8 圈以后几乎不承受载荷, 故大于 0 圈的加高螺母并不能提高联接的强度 (4) 为什么对于重要的螺栓联接应尽可能不采用直径小于 M~M6 的螺栓? 若必须使用直径较小的螺栓时应采取什么措施? 4

43 答 : 为防止在预紧时过载拧断, 尽可能取大于 M~M6 的螺栓 ; 必须采用时, 应用测力矩扳手或定 力矩扳手来控制预紧力, 以避免过载拧裂 五计算 () 图 5- 所示为一个托架的边板用 6 个铰制孔用螺栓与相邻机架联接 托架受一大小为 60 kn 的载 荷 作用, 该载荷与边板螺栓组的对称轴线 yy 相平行, 距离为 50 mm 试确定螺栓组中受力最大的螺 栓 Σ 图 5- 答图 解 : 如答图 所示, 将载荷向螺栓组形心 O 简化, 得横向力 60kN 扭矩 T N mm 每个螺栓受向下的剪力 由于 T, 受力最大螺栓 o r max 5 cos mm Σ max z T r max 6 4 i 0 r i 4 N Σ r o min 5tan rmax, 故 [ 3r + 3 ( 0.5r ) ] T ( 3r + 3r 4) 4T ( r ) max T rmax max max max max 5 max ( ) 770N 与 合成 : x sin N max o max o max y cos N 故螺栓 3 受力最大为 max 43

44 吴老师机械设计教学资料 ( + ) ( ) 3677N 3 max x + y () 图 5-3 所示为一个托架的边板用 6 个铰制孔用螺栓与相邻机架联接 托架受一大小为 60 kn 的载 荷 作用, 该载荷与边板螺栓组的对称轴线 yy 相平行, 距离为 50 mm 试确定螺栓组中受力最大的螺 栓 Σ 图 5-3 答图 3 解 : 如答图 3 所示, 将载荷向螺栓组形心 O 简化, 得横向力 60kN 扭矩 T 6 0 每个螺栓受向下的剪力 由于 T, 受力最大螺栓 N mm Σ 6 Trmax T T rmax ri 6r 6r z N 6 ( 5 0 ) ( 6 5) 0000N max i max max 螺栓 3 受力最大, 3max + max N (3) 图 5-4 所示为一个托架的边板用 6 个铰制孔用螺栓与相邻机架联接 托架受一大小为 60 kn 的载 荷 作用, 该载荷与边板螺栓组的对称轴线 yy 相平行, 距离为 50 mm 试确定螺栓组中受力最大的螺 栓 Σ Σ 44

45 图 5-4 答图 4 解 : 如答图 4 所示, 将载荷向螺栓组形心 O 简化, 得横向力 60kN Σ 扭矩 T N mm 每个螺栓受向下的剪力 Σ z N 由于 T, 受力最大螺栓 max 5 r max mm r 5 min 6.5mm Trmax + r T r max max 4rmax min 5 tan α o o α 6.565, cosα cos 螺栓 3 4 受力最大 3,4 max + + cosα N max max 6 i r i N (4) 如图 5-5 所示, 用 3 个普通螺栓将钢板 A 固定在钢板 B 上 图中尺寸 L 400mm, a 70mm 钢板间摩擦系数 f 0., 联接的可靠系数 ( 防滑系数 ) K s. 4, 螺纹小径 d mm, 螺栓的许用 45

46 拉应力 [ ] 吴老师机械设计教学资料 σ 0MPa 画出螺栓受力图, 求能承受的最大力 Σ 为多少?( 取螺纹计算直径 d c d ) 解 : 产生之横向力 Σ r 图 5-5 Σ 3 Σ L 产生之横向力 rt LΣ ( a) 400 Σ ( 70). 857Σ 螺栓所受最大力 螺栓拉力.3 0 σ [ σ ] π d 4 r + rt 3. 9 K f 0. s Σ Σ Σ Σ [ σ ] πd π N (5) 图 5-6 所示螺栓联接中, 采用两个 M6( 小径 d , 中径 d 4. 70mm ) 的普通螺栓, 螺栓材料为 45 钢,8.8 级, σ S 640MPa, 联接时不严格控制预紧力 ( 取安全系数 S 4, 被联接件接合 面间的摩擦系数 f 0. 若考虑摩擦传力的可靠性系数( 防滑系数 ) K s., 试计算该联接允许传递的 静载荷 ( 取计算直径 d c d ) R 46

47 C C m 解 : 许用拉应力 [ ] σ S 640 σ 60MPa S 4 图 5-6 设每个螺栓所需要预紧力为 0, 则 0 fzi K s R, 故 fzi R 0 K s. 3 [ ] πd σ 由强度条件, 知 故 b π N 4.3 R N 3 (6) 用绳索通过吊环螺钉起重, 绳索所受最大拉力 max 0kN, 试求 : 3 ) 为使螺钉头与重物接触面不离缝, 螺钉的最小预紧力为多少? ) 若预紧力为 0 kn, 工作螺钉的剩余预紧力为多少? 解 :) 螺钉头与重物接触面不离缝, 应使剩余预紧力 C m 0 Cb + Cm 故得螺钉最小预紧力 0 C C + b 0 3Cb + 3C m max Cm Cb m ) 预紧力 0 0kN, 则工作螺钉剩余预紧力 7500N, 螺钉刚度与被联接件刚度之比 47

48 Cm 0 C + C b m N 4 b 0000 max Cb + 3Cb 吴老师机械设计教学资料 3C (7) 图 5-7 所示为一冷拔扁钢, 用 3 个 M0( 铰孔直径 d 0 mm ) 8.8 级的铰制孔用螺栓紧固在槽 钢上, σ 640 S MPa 若螺杆与孔壁的挤压强度以及槽钢本身的强度均足够, 取抗剪切安全系数 [ S ].5, 试求作用在悬臂端的最大作用力 Σ τ 解 : 将力 图 5-7 Σ 向接缝面螺栓组中心 简化 螺栓组接缝面受 : 向下滑移力 Σ, 绕中心 的扭矩 ( ) Σ T Σ 由于 Σ 作用, 各螺栓承受垂直向下的剪切载荷为 Σ 3 ; 由于 T 作用, 螺栓 3 所受的剪切载荷最大, 其值为 3 max Tr 3 r i max i r Tr + r max + r 3 00Σ 其中 垂直向上, 3 垂直向下, 显然螺栓 3 受力最大, 其值为 Σ Σ 3 max + max + Σ 剪切强度条件 Σ 48

49 3 max τ [ ] π 0 4 d τ, [] τ σ S [ S ] 7 π 故 Σ Σ 3 π N 7 4 S MPa.5 吴老师机械设计教学资料 (8) 设计图 5-8 中的普通螺栓联接的螺栓直径 防滑系数 ( 可靠性系数 ) K s. 3, 被联接件间摩擦系 数 f 0. 3, 螺栓许用拉伸应力 ( 取计算直径 d c d ) 普通螺栓的尺寸如表 3. 所示 表 5. 普通螺栓的尺寸 (mm) 大径 d 中径 d 小径 d 图 5-8 解 : 载荷向螺栓组形心简化为 : 横向力, 力矩 T 850 i 8. 5 Σ, maxtrmax r T 00 + maxσ + 8.5Σ9 Σ800N 预紧力 s 0 K / f N Σ Σ 49 Σ d [ 4.3 ( π[ σ ])] [ ( π 30) ] 5.4mm 取 d 8mm 0 (9) 如图 5-9 所示的矩形钢板, 用 4 个 M0 的铰制孔用螺栓 ( 受剪处直径 d 0 mm ) 固定在 50mm 宽的槽钢上, 钢板悬臂端受外载荷 Σ 6kN, 试求 :

50 ) 作用在螺栓上的最大合成载荷 ; 吴老师机械设计教学资料 ) 螺栓的最大切应力 ; 3) 螺栓的最大挤压应力 解 : 图 5-9 ) 将 Σ力向螺栓组中心 O 简化, 螺栓组接缝面受向下的滑移载荷 Σ 6kN, 绕中心的旋转的扭矩 ( ) N mm T Σ 由于, 各螺栓承受的剪切载荷为 r Σ 6000 Σ 4000N 4 4 由于 T, 各螺栓所受剪切载荷为 由答图 5 可见 r rt, 而 60 Tr max + 75 max 4 r i i r r3 r4 rmax mm 50

51 故 Trmax T 4rmax 4rmax max 螺栓 的合力最大, 其值为 max + max 答图 N max o ( α ) cos o 其中 tan α 0.8, α , cosα max N ) 螺栓 所受剪应力最大, 其值为 τ π d π 4 max max τ τ max Aτ MPa 3) 最大挤压应力发生在螺栓 与钢板的孔壁之间, 其挤压面积 A p 8 d 8 68mm 0 故最大挤压应力 σ P max max A P MPa 68 6 (0) 受轴向力的紧螺栓联接, 已知螺栓刚度 C N / mm, 被联接件刚度 b 6 C.6 0 N / mm, 螺栓所受预紧力 N, 螺栓所受工作载荷 4000N 试求: m 5

52 ) 按比例画出螺栓与被联接件受力 - 变形图 ( 比例尺自定 ); ) 在图上量出螺栓所受的总拉力 和剩余预紧力, 并用计算法求出此二值, 互相校对 ; 3) 若工作载荷在 0 ~ 4000 之间变化, 螺栓的危险截面面积为 应力 σ m ( 按计算值 0 等求 σ σ, 不按作图求值 ) 解 : m a 96.6mm, 求螺栓的应力幅 a σ 和平均 预紧后螺栓变形 被联接件变形 λ λ C b 6 b m 6 Cm 0.0mm 0.005mm ) 螺栓与被联接件受力 - 变形图如答图 6 所示 答图 6 6 Cb ) N 6 6 C + C b m 6 Cb N 6 6 C + C b m 误差 λ b.3%, λb 4.7% ) σa σ A A m 4.4MPa 86.96MPa () 画出一螺纹联接结构图, 该螺纹联接两端均有螺纹的螺柱, 适用于被连接件之一太厚 不宜制成 5

53 通孔且需要经常装拆的场合 吴老师机械设计教学资料 解 : 根据题意, 该螺纹联接的类型是双头螺柱连接, 其结构如答图 7 所示 答图 7 () 图 5-0 为一支架与机座用 4 个普通螺栓联接, 所受外载荷分别为横向载荷 h 5000N, 轴向 Cb 载荷 Σ v 6000N 已知螺栓的相对刚 0. 5, 接合面摩擦系数 f 0. 5, 防滑系数 K s., C + C 螺栓材料的机械性能级别为 8.8 级, 许用安全系数 [ S ] 该螺栓小径 d 的最小值 b m, 最小屈服极限 σ Σ S min N / 640 mm, 试计算 图 5-0 支架与机座的普通螺栓联接解 : 本题为螺栓组同时受横向载荷和轴向载荷作用的情况 计算步骤为 : 按连接的轴向载荷计算单个螺栓的轴向工作载荷由于每个螺栓所受的轴向工作载荷相等, 故有 53

54 Σv N 4 按接合面不滑移计算螺栓所需的预紧力 0 由于有轴向载荷的作用, 接合面间的压紧力为剩余预紧力, 故有 4 f K s Σh C b 又 0 C C b+ m 将上述两式联立求解, 可得 0 K C + C s Σ h b 4 f b + Cm 3000N 3 计算螺栓的总拉力 0 4 计算螺栓的小径 d + Cb 4000N C + C b 已知螺栓材料的最小屈服极限 σ S min 640MPa, 故其许用拉伸应力为 [ σ ] 所以 d σ S [ S] m min 30MPa mm π 30 (3) 在单个螺栓综合变形图 5- 中, 已知预紧力 N, 在轴向外力的作用下, 被连接件的 剩余预紧力 000N, 试按比例在图 8-5 中标出螺栓轴向总拉力 Σ v 轴向外力, 螺栓总变形 λ b 及被 连接件剩余变形 λ m 54

55 图 5- 单个螺栓综合变形图解 : 由答图 8 可以看出 : 螺栓力 - 变形直线与被连接件力 - 变形直线交点 A 的纵坐标即为预紧力的大小, 即 3000N 按此比例, 作一条纵坐标为 000N 的平行线, 得到该直线与被连接力 - 变形直线的交点 B, 过该点作纵轴的平行线, 得到交点 C 和 D, 便可得到所求的力及变形的大小 答图 8 螺栓力与被连接件力 - 变形直线 (4) 如图 5- 所示为一螺栓组连接的 种方案, 其外载荷 Σ 尺寸 a L 均相同, a 60mm, L 300mm 试分别计算各方案中受力最大螺栓所受横向载荷? 并分析比较哪个方案 好? (a) 方案一 图 5- (b) 方案二 解 : 首先将外载荷 向螺栓组连接的接合面形心简化, 则该螺栓组连接受有横向载荷 和旋转力矩 Σ max Σ T Σ L 单独在外载荷 Σ 的作用下, 上述两个方案中每个螺栓所受的横向载荷 r 相等, 均为 Σ / 3; 但单独在旋转力矩作用下时, 由于两个方案中螺栓布置方式不同, 使得两个方案中螺栓所受的横向载荷 不相同, 因此最终两个方案中受力最大的螺栓所受的横向载荷是不同的 rt 方案一 如答图 9(a) 可知 : 三个螺栓中螺栓 3 所受的横向载荷合力最大, 具体为 max Σ Σ L L 300 r 3 + rt3 + + Σ + Σ a 3 a Σ

56 (a) 方案一 (b) 方案二 答图 9 方案二如答图 9(b) 可知 : 三个螺栓中螺栓 4 和 6 所受的横向载荷合力最大, 具体为 Σ Σ L 300 max 4,6 r4 + rt4 + + Σ. Σ 5 3 a 3 60 比较两个方案中受力最大螺栓受力, 可知方案二中受力最大的螺栓受力最小, 因此方案二较好 (5) 一悬臂梁由四个普通螺栓联接固定于立墙上的两个夹板间, 如图 5-3 所示, 已知外载荷 Σ 000N, 螺栓布局和相关尺寸如图示, 试选择螺栓直径 d 注 : 螺栓材料 45 钢 [ ] 图示尺寸单位为 mm ; σ 360MPa ; 图 板间摩擦系数 f 0. 5, 防滑系数 K s. ; 4 螺纹标准见下表 : 螺纹外径 d /mm 螺纹内径 d /mm 解 : 螺栓组的受力分析 首先将外载荷 Σ 向螺栓组连接的接合面形心简化, 则该螺栓组连接受有横向载荷 Σ 和旋转力矩 T L Σ 56

57 根据悬臂梁不滑移的条件, 求悬臂梁的摩擦力 在外载荷 作用下, 悬臂梁不滑移的条件为 Σ 则悬臂梁在 y 方向上的摩擦力为 y s zi K Σ y y K s zi Σ N 4 在旋转力矩 T L 作用下, 悬臂梁不滑移的条件为 Σ R Rzi K s Σ L 则悬臂梁在图示方向的摩擦力 K sσ L R 500.3N Rzi 求受力最大的螺栓及其预紧力 答图 0 由答图 0 可得 4 螺栓联接所受的摩擦力合力最大, 其值为 max y + R y R cos35 o 50 + ( 500 ) N 设螺栓预紧力为 0, 则对于 4 螺栓 : f 0 max 所以 0 max f N 0.5 取 N 57

58 4 受力最大螺栓的强度条件 吴老师机械设计教学资料 螺栓危险截面的直径 ( 螺纹小径 d ) 为 d 4.30 π [ σ ] π mm 故选择公称直径 d 0mm,( 螺纹小径 d 8.376mm 8. 67mm ) 的螺栓 > (6) 如图 5-4 所示的凸缘联轴器由 6 个均布于直径 D0 95mm 的圆周上的螺栓联接, 联轴器传递 的转矩 T 600 N m 试按下列两种情况校核该螺栓联接的强度 采用 M6 的小六角头铰制孔用螺栓, 如图中方案 Ⅰ 所示 螺栓受剪面处直径 d 0 7mm, 螺栓材 料为 45 号钢 ; 其许用剪应力 [ ] 用挤压应力 [ σ p ] 00MPa τ 95MPa ; 许用挤压应力 [ σ p ] 300MPa 联轴器的材料为 HT50, 许 采用 M6 的普通螺栓, 如图中方案 Ⅱ 所示 接合面间的摩擦系数 f 0. 5, 螺栓材料为 45 号钢 ; 许用拉应力 [ ] σ 40MPa, 螺纹内径 d mm, 可靠性系数 K s. 图 5-4 解 : 采用铰制孔用螺栓联接对螺栓组进行受力分析, 根据力矩平衡条件 D 6 0 i i T 所以单个螺栓所受到的剪力为 T D N 58

59 对单个螺栓进行强度计算 根据铰制孔用螺栓承受工作剪力时的强度计算公式, 有剪切强度公式 4 πd MPa π 7 τ [ τ ] 95MPa 挤压强度公式 σ d L p 0 min 9.68MPa 由于 σ < σ ], σ < [ σ ], 所以联轴器及螺栓不致被压溃 p [ p p p, 所以螺栓不致被剪断 采用普通螺栓联接对螺栓组进行受力分析 根据普通螺栓联接承受扭矩时的计算公式, 可以求出预紧力为 0 f K T s z r KsT 6 D0 f i i i N 对单个螺栓进行强度计算 根据普通螺栓承受工作剪力时的强度计算公式, 有 所以螺栓会被拉断 σ ca MPa >[ σ ] 40 π π MPa d (7) 有一受预紧力 0 和轴向工作载荷作用的紧螺栓联接, 已知预紧力 0 000N, 螺栓的刚度 Cb 与连接件的刚度 C m 相等, 轴向工作载荷 000N, 试计算该螺栓所受的总拉力? 剩余预紧力? 在预 紧力 0 不变的条件下, 若保证被连接件间不出现缝隙, 该螺栓的最大轴向工作载荷 解 : Cb N C + C b m C b N Cb C + m max 为多少? 或 N 0 为保证被连接件间不出现缝隙, 则 0 C b 由 0 0 得 Cb+ Cm 59

60 N Cb 0.5 C + C b m 所以 max 000N (8) 如图 5-5 为一圆盘锯, 锯片直径 D 500mm, 用螺母将其夹紧在压板中间, 已知锯片外圆上的 工作阻力 d 400mm, 压板和锯片间的摩擦系数 f 0. 5, 压板的平均直径 D0 50mm, 可靠性系数 K, 轴材料的许用拉伸应力 [ σ ] 60MPa s. 由 GB 查得 :, 试计算轴端所需的螺纹直径 M0: d mm ;M: d mm ;M6: d mm ;M0: d mm. 解 : ) 计算压板压紧力 0 由 f 0 图 5-5 D0 D K s d D K s d 得 N fd 注意 : 此题中有 个接合面 而压板的压紧力就是轴端螺纹联接的预紧力 ) 确定轴端螺纹直径 d. 30mm π π 60 [ σ ] 查 GB96 98, 取 M6( d 3.835mm. 30mm) > (9) 如图 5-6 为一支架与机座用 4 个普通螺栓联接, 所受外载荷分别为横向载荷 h 5000N b m Σ, Cb 轴向载荷 Σ v 6000N, 已知螺栓的相对刚度 0. 5, 接合面间摩擦系数 f 0. 5, 可靠性 C + C 60

61 系数 K s., 螺栓材料的机械性能级别为 8.8 级, 安全系数 S, 试计算该螺栓小径 d 的计算值 解 : ) 螺栓组连接的受力分析 图 5-6 这是螺栓组连接受横向载荷 Σ h 和轴向载荷 Σ v 联合作用的情况, 故可按接合面不滑移计算螺栓所需 的预紧力 0, 按连接的轴向载荷计算单个螺栓的轴向工作载荷, 然后求螺栓的总拉力 a. 计算螺栓的轴向工作载荷 根据题给条件, 各个螺栓所受轴向工作载荷相等, 故有 4 f 而 v Σ N 4 b. 计算螺栓的预紧力 0, 由于有轴向载荷的作用, 接合面间的压紧力为剩余预紧力, 故有 K s Σ h 联立解上述两式, 则得 C b C C 0 b+ m Ks Σh Cb f Cb C + m ) 计算螺栓的小径 d ( 0.5) N 螺栓材料的机械性能级别为 8.8 级, 其最小屈服极限 σ S min 640MPa, 安全系数 S, 故其许用拉伸 S min 应力 [ σ ] 为 [ σ ] 30MPa σ S 640 6

62 所以 d 8. 50mm π π 30 [ σ ] (0) 如图 5-7 为夹紧连接采用两个普通螺栓, 已知连接柄端受力 Σ 40N, 连接柄长 L 40mm, 轴的直径 d 65mm, 夹紧接合面摩擦系数 f 0. 5, 防滑系数 K. s, 螺栓材料的许用拉伸应力 [ σ ] 80MPa, 试计算螺栓小径 d 的计算值 解 : ) 计算夹紧连接螺栓的预紧力 0 图 5-7 假设在螺栓预紧力 0 作用下, 轴和毂之间在与螺栓轴线平行的直径方向作用有正压力, 根据轴与 毂之间不相对滑条件, 则有 所以 d f Ks Σ L 而 0 所以 ) 计算螺栓小径 d K s Σ L N fd d N mm π π 80 [ σ] () 一牵曳钩用 个 M0( d mm ) 的普通螺栓固定于机体上, 如图 5-8 所示, 已知接合面间 摩擦系数 f 0. 5, 防滑系数 K. 连接允许的最大牵引力? max s, 螺栓材料强度级别为 6.6 级, 安全系数 S 3, 试计算该螺栓组 6

63 解 : ) 计算螺栓允许的最大预紧力 0 图 由 σ [ σ] ca 得 πd 4 0 [ σ ] πd 4.3 而题给条件式中 [ σ ] σ S [ S] ) 计算连接允许的最大牵引力 max 由 f K 得 0 s max 360 0MPa 3 0 π N 4.3 f0 K max s. 7.6N () 如图 5-9 为一钢板用 4 个普通螺栓与立柱连接 钢板悬壁端作用一载荷 0000N, 接合面 间摩擦系数 0. 6 f, 螺栓材料的许用拉伸应力 [ ] 0MPa σ, 试计算该螺栓组螺栓的小径 d Σ 解 : ) 螺栓组受力分析 图

64 将载荷 P 向螺栓组连接的接合面形心点 O 简化, 则得 横向载荷 旋转力矩 T 0000N Σ Σ l N mm a. 计算受力最大螺栓的横向载荷 rmax 在横向载荷 作用下, 各螺栓受的横向载荷 大小相等, 方向同, 即 Σ Σ 0000 r r r3 r4 5000N 4 4 r 在旋转力矩 T 作用下, 因为各螺栓中心至形心点 O 距离相等, 各螺栓受的横向载荷 大小亦相等, 方向各垂直于螺栓中心与形心点 O 的连心线 螺栓中心至形心点 O 距离 r 为 故 最小 ( α r mm T rt rt rt3 rt N 4r 各螺栓上所受的横向载荷 和 的方向如答图 所示 由图中可以看出螺栓 和 所受两力夹角 α o 45 r rt ), 故螺栓 和 受力最大, 所受总的横向载荷为 max r rt + r rt cosα cos45 o 803.3N Σ rt (a) (b) 答图 b. 计算螺栓所需预紧力 0 按一个螺栓受的横向力与接合面间的摩擦力相平衡的条件可得 f K 0 s max 64

65 所以 K s max 0 f N c. 计算螺栓小径 d d mm π π 0 [ σ ] (3) 如图 5-30 为一压力容器盖螺栓组连接, 已知容器内径 D 50mm, 内装具有一定压强的液体, 沿凸缘圆周均匀分布 个 M6( b m d ) 普通螺栓, 螺栓材料的许用拉伸应力 [ σ ] 80MPa, 螺栓的 C b 相对刚度 0. 5, 按紧密性要求, 剩余预紧力 8 C + C., 为螺栓的轴向工作载荷 试计算该 螺栓组连接允许的容器内液体的最大压强 P max? 此时螺栓所需的预紧力 0? 解 : ) 计算螺栓允许的最大总拉力.3 πd 由 σ [ σ] ca 4 得 图 5-30 [ σ ] πd 80 π N ) 计算容器内液体的最大压强 P max 由 + 及. 8 可得. 8 所以 而 N.8.8 πd P 4 max 65

66 所以 7434 Pmax. 8MPa πd π ) 计算液体压强为 P max 时螺栓所需的预紧力 当液体压强为 P max 时, 螺栓的总拉力为, 轴向工作载荷为 由 Cb Cb 0 + 得 N C + C C + C b m b m (4) 如图 5-3 为一凸缘联轴据, 用 6 个 M0 的铰制孔用螺栓联接, 结构尺寸如图 5-3 所示 两半联 轴器材料为 HT00, 其许用挤压应力 [ p ] 00MPa 应力 [ p ] 300MPa σ, 许用拉伸应力 [ σ ] 0MPa σ 螺栓材料的许用剪应力[ τ ] 9MPa, 许用挤压 试计算该螺栓组连接允许传递的最大转矩 T max 若传递的最大转矩 T 不变, 改用普通螺栓联接, 试计算螺栓小径 d 的计算值 ( 设两半联轴器间的摩擦系 max 数 f 0. 6, 防滑系数 K. ) s 图 5-3 解 :) 计算螺栓组连接允许传递的最大转矩 T max 该铰制孔用螺栓联接所能传递的转矩大小受到螺栓剪切强度和配合面挤压强度的制约因此可按螺栓 剪切强度条件来计算 T max, 然后校核配合面挤压强度, 也可按螺栓剪切强度和配合面挤压强度分别求出 T max, 取其值小者 本解按第一种方法计算 66

67 T π 6D 4 由 τ [] τ T max d 0 吴老师机械设计教学资料得 [ τ ] 3Dπd π N mm 4 4 校核螺栓与孔壁配合面间的挤压强度 σ p Tmax 6Dd L 0 min [ σ ] p 式中 d 0 螺杆直径, d 0 mm ; L 配合面最小接触高度, L mm ; min min [ σ ] p 配合面材料的许用挤压应力, 因螺栓材料的 σ ] 大于半联轴器材料的 σ ], 故取 [ σ ] [ σ p ] 00MPa, 所以 σ p 满足挤压强度 故该螺栓组连接允许传递的最大转矩 T ) 改为普通螺栓联接, 计算螺栓小径 d 3.8MPa max [ p 89793N mm a. 计算螺栓所需的预紧力 0, 按接合面间不发生相对滑移的条件, 则有 所以 b. 计算螺栓小径 d D 6 f0 K st max K T s max fd N d mm π[ σ ] π 0 [ p (5) 如图 5-3 为螺栓组连接的三种方案, 其外载荷为 Σ, 尺寸 a L 均相同, a 60mm, L 300mm 试分析计算各方案中受力最大螺栓所受横向载荷? 并分析比较哪个方案好? max 67

68 68 方案一方案二方案三图 5-3 解 : 把外载荷 Σ 向螺栓组连接的接合面形心简化, 则该螺栓组连接受有横向载荷 Σ 和旋转力矩 L T Σ 的作用 在解图. 所示的三个方案中, 横向载荷 Σ 及使螺栓组中的每个螺栓受到的横向载荷 r 相等, 都等于 3 Σ, 且具有相同的方向 ; 但由于螺栓布置方式不同, 旋转力矩 T 使三个方案中受力最大螺栓所受的横向载荷是不同的 ) 方案一由图可知, 螺栓 3 受力最大, 所受横向载荷为 R a L a L rt3 r3 max Σ Σ Σ Σ ) 方案二由图可知, 螺栓 4 和 6 受力最大, 所受横向载荷为 Σ Σ Σ a L a L T 4 r r4 4,6 max 3 3 Σ Σ ) 方案三由图可知, 螺栓 8 受力最大, 所受横向载荷为 cosα rt8 r8 rt8 r8 max o cos a L a L Σ Σ Σ Σ + + Σ a L a L a L o cos

69 o cos30 Σ. 96Σ 比较三个方案中受力最大的螺栓受力情况, 显然方案三中受力最大的螺栓受力最小, 而且从受力分析 图中可以看出, 方案三中的三个螺栓受力较均衡, 因此方案三较好 (6) 如图 5-33 为方形盖板用四个螺栓与箱体连接, 盖板中心点 O 的吊环受拉力 0000N, 尺寸 如图 5-33 所示, 设剩余预紧力 0. 6, 为螺栓所受的轴向工作载荷 试求 : ) 螺栓所受的总拉力, 并计算确定螺栓直径 ( 螺栓材料的许用拉伸应力 [ σ ] 80MPa ) ) 如因制造误差, 吊环由点 O 移到点 O, 且 OO 5 mm, 求受力最大螺栓所受的总拉力 并校 核 () 中确定的螺栓的强度 ( 螺栓材料的许用拉伸应力 [ σ ] 80MPa ) 由 GB 96 8 查得 : M8: d ;M: d 0. 06;M6: d 解 : ) 吊环中心在点 O 时 图 5-33 此螺栓的受力属于既受预紧力 0作用, 又受轴向工作载荷 作用的情况, 根据题给条件, 可求出螺 栓的总拉力 而轴向工作载荷 是由轴向载荷 引起的, 故有 Σ Σ 5000N 4 4 Σ 所以 N 69

70 d 4.3 π [ σ ] 吴老师机械设计教学资料 π 80 查 GB 96 98, 取 M0 ( d 0.06mm mm) ) 吊环中心移至点 O 时. > mm 首先将载荷 向点 O 简化, 得一轴向载荷 和一倾覆力矩 M, M 使盖板有绕螺栓 l 和 3 中心连线倾 Σ Σ 覆的趋势, M Σ OO N mm 显然螺栓 4 受力最大, 其轴向工作载荷 为 Σ M M N 4 r 所以 N σ ca 4.6MPa < [ σ ] 80MPa πd π 故吊环中心偏移至点 O 后螺栓强度仍足够 (7) 有一提升装置如图 5-34 所示 ) 卷筒用 6 个 M8( d mm ) 的普通螺栓固连在蜗轮上, 已知卷简直径 D 50mm, 螺栓均布于直径 D 0 80mm 的圆周上, 接合面间摩擦系数 f 0. 5, 防滑系数 K s., 螺栓材料的许用拉伸 应力 [ σ ] 0MPa, 试求该螺栓组连接允许的最大提升载荷? Σ 图 5-34 ) 若已知 Σ 6000N, 其它条件同 (), 但 d 未知, 试确定螺栓直径 70

71 由 GB 查得 : 吴老师机械设计教学资料 M8: d mm ;M0: d mm ;M: d mm ;M6: d mm 解 :) 计算允许最大提升载荷 此螺栓组的螺栓仅受预紧力 0 作用, 螺栓所能承受的最大预紧力 则根据接合面间不发生相对滑动条件可得 Σ 0 max [ σ ] πd 0 π max 303. N D0 D 6 f0 max K s Σ 为 所以 Σ 6 f0 max D0 K D s N. 50 所以 ) 确定螺栓直径由接合面间不发生相对滑动条件可得 D0 D 6 f0 K s Σ K s Σ D 6 fd [ σ ] N d mm π π 0 查 GB 96 98, 取 M ( d 0.06mm mm) > (8) 受轴向工作载荷的紧螺栓联接中, 已知预紧力为 4000 N, 轴向工作载荷在 0~400N 之间做脉动 循环变化, 求螺栓所受的最大载荷和最小载荷 当轴向工作载荷为多少时, 被联接件间出现间隙 ( 注 : C /( C + C ) m /3) b b Cb 解 : max N C + C 3 b m 4000N 由于 min 0 Cm ( 零间隙 ) +, 得到出现间隙 C + C 3 b N m 7

72 (9) 如图 5-35 所示, 零件用 4 个配合 ( 铰制孔 ) 螺栓与机架相联接, 其受力和尺寸见图 5-35 已知: 3000N, 000N, 螺栓的材料为 Q 35钢 ( σ S 40MPa ), 试确定螺栓的公称直径 d ( 安全 系数 S 5 ) τ 解 :). T 图 N mm 5 ( 注 : 同时作用 ( ) N mm ) T r ). 单个螺栓的横向力 /(4 5) 50N; [500N] 4r 3). [ τ ] σ S / S 40/ 5 48MPa; [ 同为 48 MPa ] τ / 4). 按剪切强度计算 d [4 / π ( τ )] / [4 50/ π 48] 7. 73mm ;[ 6.3mm ] 5). 查手册按 d > 7. 73mm 选用 M0 铰制孔用螺栓 (GB7-88);[M6] (30) 如图 5-36 所示刚性联轴器由 HT00 制成, 在 D 60mm 的圆周上布置 4-M6 螺栓, T 00 N m ) 用铰制孔螺栓联接时校核其强度 已知螺栓 [ τ ] 9MPa, 孔 [ σ P ] 00MPa ) 用普通螺栓联接时校核其强度 d mm, 结合面间的摩擦系数 f 0. 5, 防滑系数 K., 螺栓的 [ σ ] 80MPa 若 4 个不够, 应改为多少个 M6 的螺栓? s 7

73 (a) 受拉螺栓 (b) 铰制孔螺栓 图 5-36 解 :) 用铰制孔螺栓联接校核 3 a. 计算单个螺栓之横向力 T /(4R) 00 0 /(4 80) 3750N ; πd 0 π 7 b. 计算 τ / 3750/ 6.5MPa < [ τ ] 9MPa ( 剪切满足 ); 4 4 c. 计算 σ p /( d 0 Lmin ) 3750 /(7 5) 4.7MPa < [ σ P ] 00MPa ( 挤压强度也满足 ) ) 用普通螺栓时 : 3 a. 求锁紧力 : K T /(4 fd) /( ) 8000N b. 计算 0 s σ ca 4.30 /( πd ) /( π ) 55.7MPa > [ σ ] 80MPa ( 不行 ); c. 由于 σ [ σ ] 8000 ca, 故将 4 个螺栓改为 8 个螺栓时, 其中 N, 此时 : σ /( π ) 77.83MPa < [ σ ] MPa ( 受拉力强度满足 ) ca 80 (3) 如图 5-37 所示油缸油压 P 3N / mm, 缸径 D 60mm, 螺栓数量 z 8, 螺栓材料的许用拉 应力为 [ σ ] 50MPa, 试计算螺栓直径 73

74 图 5-37 解 :) 总轴向载荷 π D p/ 4 60 π 3/ N Σ ) 单个螺栓轴向工作载荷 / z /8 7540N Σ 3) 按气密性要求算残余锁紧力 (.5 ~.8) N 4) 求螺栓总载荷 +.8 N / / 5) 计算 d [4.3 /( π [ σ ])] [4.3 /( π 50)] 5. 6mm 6) 手册选标准 GB897 88M0 双头螺栓 (3) 汽缸盖螺栓联接如图 5-38 所示, 已知汽缸内壁直径 D 500mm, 气体压力 P 在 0 ~ MPa 之间 Cb 变化,6 个螺栓均匀分布在 D d 圆周上, 相对刚度系数 0. 8, 为保证气密性要求, 取剩余预紧力 C +C. 8, 螺栓联接的 [ σ ] 60MPa,[ σ a ] 60MPa, 并查得 d 9. 94mm 试校核此螺栓组是否 b m 安全 图 5-38 [ 提示 ] 对于受预紧力和工作载荷 ( 变载荷 ) 作用下的紧螺栓联接, 其安全性要从疲劳强度和静强度两方面分析, 即应进行这两方面的强度校核计算, 根据计算结果判定其是否安全 解题步骤 : 计算螺栓总应力, 静强度校核 疲劳强度校核, 做出结论 πd p π 500 解 :) 总轴向载荷 Σ 39700N; 4 4 ) 单个拉力 / N; Σ 3) 取残余锁紧力 ; N 74

75 4) 螺栓最大载荷 ( 即总拉力 ) ; N 5) 静强度校核 σ ca 5. / πd / π MPa > [ σ ] 60MPa ( 静强度满足 ); Cb ) 疲劳强度校核 σ a MPa 比 [ σ a ] 大近一倍, 疲劳强度 C + C πd π 9.94 b m 也不能满足 (33) 如图 5-39 所示板 A 用 5 个普通螺栓固定在机座 B 上, 已知板与机座间的摩擦系数 f 0.5, 螺栓许用拉应力 [ σ ] 60MPa, 试指出哪个螺栓是危险螺栓? 并按强度计算该螺栓联接中螺栓的小径大小 图 解 :) 载荷 Σ 向形心移得横向力 Σ 000N 及 T.8 0 N mm; ) Σ 分摊至各螺栓的横向力 r Σ / 5 400N( ); T 3 3)T 分摊至各螺栓的横向力 rt 3 0 N ( 各自切向 ); 4r 4) 受力最大为 3 处螺栓, 3 max r 3 + rt N( ), 即 3 处螺栓为危险螺栓 ; 5) 3 的轴向锁紧力 K s f i. / N 6) 求所需内径 0 3max / 3max d [ 5. /( π [ σ ])] / [ / ( π 60) ] / ; 0 mm 7 ) 查手册选用 : 细牙 M30 GB ( d mm 粗牙 M36 GB ( d mm ) (34) 如图 5-40 所示为受轴向工作载荷的紧螺栓联接工作时力和变形的关系, 试问 : ) 螺栓刚度 C b 和被联接件刚度 C m 的大小对螺栓受力 有何影响 75

76 ) 若预紧力 0 800N, 工作载荷 000 N, C m 4Cb, 试计算 : a. 螺栓上总的载荷 ; b. 残余预紧力 图 5-40 Cb 解 :) 减小 C b, Cb < Cb, 在 0, Cm, 不变时, 0 +, < 即减小 增大 C + C Cm, Cm > m Cb C 在 o, Cb, 不变时, 0 +, < 即减小 ; 反之, 减小 C m 时, C + C > 即增大 ) a. 螺栓上总的载荷 : Cb 0 + C + C b b m Cb + 4Cb Cm b. 由 +, 得螺栓残余预紧力为 : C + C b m C b m 000N Cm 4Cb C + C C + 4C 5 b m b b (35) 如图 5-4 所示方形厚盖板用 4 个普通螺栓与箱体联接, 盖板中心拉环受拉力 0kN, 求保证 密封要求时, 受力最大螺栓的总拉力 ( 取剩余预紧力. 5, 为工作拉力 ) b m Σ 76

77 图 5-4 解 :) 螺栓所受工作载荷 仅由力 所产生的轴向力作用于螺栓 轴向力 Σ Σv Σ cos60 o v N 在轴向力 Σ v 作用下, 各螺栓所受的工作拉力为 : a Σ N z 4 则单个螺栓所受 的轴向工作载荷为 : a 500N ) 保证气密要求总拉力 N (36) 如图 5-4 所示, 已知水平力 H 0kN, 螺栓数目 z 0, 相对刚度系数 C /( C + C ) m 0. 7, b b 摩擦系数 f 0., 防滑系数 K., 螺栓材料许用拉应力 [ σ ] 00MPa, 其余参数见图 5-4 ) 指出该联接的失效形式和计算准则是什么? ) 求保证联接不滑移所需的预紧力 ; 3) 求螺栓最小直径 d s 图

78 解 :) 该联接的失效形式为 : 吴老师机械设计教学资料 a. 被联接件产生相对滑移, 计算准则为 : f zi K s H.3 b. 螺栓被拉断, 计算准则为 : σ ca [ σ ] π d 4 ) 根据结合面不滑移条件 : f0 zi K s H 0 ; 已知 : f 0., z 0, i, K., 0kN, 则各螺栓所需预紧力 : K s fzi s H H 0 3) 在 H 的作用下, 产生倾覆力矩 M: 000N 3 3 M PH H N m 在倾覆力矩作用下, 中间两螺栓不受加载或减载作用, 最左边两螺栓受到最大加载作用, 所受的轴向力工 作载荷为 : Ml z l M ( L / ) L L max max (00 0 ) + 4 (00 0 ) i i 受总拉力 : C mm C + C 螺栓危险截面的直径 ( 螺栓小径 d ) 为 七结构设计与分析题 d 5. 65mm π[ σ ] π 00 () 试找出图 5-43 中螺纹联接结构中的错误, 并画出正确的结构图 4000N 螺栓所 78

79 (a) 普通螺栓联接 (b) 螺钉联接 (c) 双头螺柱联接 (d) 紧定螺钉联接 图 5-43 答 : 改正后的螺纹联接结构图如答图 a) b ) b ) 答图 79

80 c) d) 答图 续 () 试画出普通螺栓联接结构图 ( 以下各题参看教材内容 ) 已知条件 : ) 两被连接件是铸件, 厚度各约为 5mm 和 0mm; ) 采用 M 普通螺栓 ; 3) 采用弹簧垫圈防松 要求按大约 :l 的比例画 ; 要做沉头座孔 ; 弹簧垫圈的尺寸与画法要正确 (3) 试画出铰制孔用螺栓联接结构图 已知条件 : ) 两被连接是厚度均约为 0mm 的钢板 ; ) 采用 M0 铰制孔用螺栓 ( 光杆部分 d s mm); 要求按大约 : 的比例画, 不需做沉头座孔 (4) 试画出轴与轴端挡圈的螺钉连接结构图 已知条件 : ) 轴端 轮毂及轴端挡圈尺寸如图 5-44 所示 ; ) 采用 M6 6 六角头螺栓 图 5-44 (5) 有一箱体通过螺纹联接固连于机座上, 如图 5-45 所示 试选择螺纹联接类型, 并画出其结构图 要求 : 采用双头螺柱连接 ; 要做沉头座孔 (6) 试找出图 5-46 螺纹联接结构中的错误, 并在图中改正 80

81 (a) (b) (c) 图 5-45 图

82 一选择题 第 6 章 吴老师机械设计教学资料 键 花键 销联接 () 图 6- 所示零件 和 采用了 B 联接 A. 平键 B. 楔键 C. 切向键 图 6- () 传递轴向力可用 C 联接 A. 普通平键 B. 半圆键 C. 楔键 D. 切向键 (3) 与平键联接相比, 楔键联接的主要缺点是 D A. 键的斜面加工困难 B. 楔紧后在轮毂中产生初应力 C. 键安装时易损坏键 D. 轴和轴上零件对中性差 (4) 轴上键槽用盘铣刀加工的优点是 C, 这种键槽应采用 键 A. 装配方便 B. 对中性好 C. 减小应力集中 D D. 圆头 E. 单圆头. 方头 (5) 型面曲线为摆线或等距曲线的型面联接与平键联接相比, 下列中不是型面联接的优点是 A. 对中性好 B. 轮毂孔的应力集中小 C. 装拆方便 D. 切削加工方便 (6) 当轮毂轴向移动距离较小时, 可以采用 C 联接 A. 普通平键 B. 半圆键 C. 导向平键 D. 滑键 (7) 普通平键联接的主要用途是使轴与轮毂之间 C A. 沿轴向固定并传递轴向力 B. 沿轴向可作相对滑动并具有导向作用 C. 沿周向固定并传递转矩 D. 安装与拆卸方便 (8) 某变速齿轮需在轴上频繁移动, 拟采用矩形花键联接, 若两联接表面硬度均大于 50HRC, 该联接 8

83 宜采用 B 定心方式 吴老师机械设计教学资料 A. 大径 B. 小径 C. 齿侧 D. 任意 (9) 键的长度主要是根据 B 来选择 A. 传递转矩的大小 B. 轮毂的长度 C. 轴的直径 (0) 确定普通平键剖面尺寸 b h 的依据是 B A. 轴的转矩 B. 轴的直径 C. 轴的材料 () 已知铸铁带轮与轴用平键联接, 则该键联接的强度主要取决于 A 的挤压强度 A. 带轮材料 B. 轴的材料 C. 键的材料 3 T 0 () 已知普通平键键宽为 b, 键长为 L, 其强度校核公式为 σ p [ σ p ], kld 对于 A 型平键式中 l 为 B 取的 A. L B. L b C. L b / (3) 平键是 ( 由 A B 中选 ) A, 其剖面尺寸一般是根据 ( 由 C D E 中选 ) D 按标准选 A. 标准件 B. 非标准件 C. 传递转矩大小 D. 轴的直径 E. 轮毂长度. 轴的材料 (4) 在下列轴一级联接中, 定心精度最高的是 A A. 平键联接 B. 半圆键联接 C. 楔键联接 D. 花键联接 (5) 半圆键联接当采用双键时两键应 D 布置 A. 在周向相隔 90 o B. 在周向相隔 0 o C. 在周向相隔 80 o D. 在轴向沿同一直线 (6) 对于采用常见的组合和按标准选取尺寸的平键静联接, 主要失效形式是 A, 动联接的主要 失效形式则是 B A. 工作面的压溃 B. 工作面过度磨损 C. 键被剪断 D. 键被弯断 (7) 一般情况下平键联接的对中性精度 B 花键联接 A. 相同于 B. 低于 C. 高于 D. 可能高于 低于或相同于 (8) 设平键联接原来传递的最大转矩为 T, 现欲增为.5T, 则应 A A. 安装一对平键 B. 将轴直径增大到.5 倍 83

84 C. 将键宽增大到.5 倍 D. 将键高增大到.5 倍 (9) 设计键联接的几项主要内容是 : ) 按轮毂长度选择键长度 ; ) 按使用要求选择键的类型 ; 3) 按轴的直径查标准选择键的剖面尺寸 ; 4) 对键进行必要的强度校核 具体设计时一般顺序是 B A. 3 4 B. 3 4 C. 3 4 D. 3 4 (0) 为了楔键装拆的方便, 在 B 上制出 D 的斜度 A. 轴上键槽的底面 B. 轮毂上键槽的底面 C. 键的侧面 D. :00 E. :50. :0 () 半圆键联接的主要优点是 B, 其键槽多采用 D 加工 A. 键对轴的削弱较小 B. 工艺性好 键槽加工方便 C. 指状铣刀 ( 指形铣刀 ) D. 圆盘铣刀 () 矩形花键联接常采用的定心方式是 C A. 按大径定心 B. 按侧面 ( 齿宽 ) 定心 C. 按小径定心 D. 按大径和小径共同定心 (3) 两级圆柱齿轮减速器的中间轴上有两个转矩方向相反的齿轮, 这两个齿轮宜装在 A A. 同一母线上的两个键上 B. 同一个键上 C. 周向间隔 80 o 的两个键上 D. 周向间隔 0 o 的两个键上 (4) ) 机床刀架手轮轮毂与丝杠轴端之间宜用 C ;) 锥轴伸与小带轮联接宜选用 C ;3) 间歇工作的滑移齿轮与轴联接宜选用 B ;4) 汽车的高速 中载传动轴宜选用 A A. 渐开线花键联接 B. 导向键联接 C. 半圆键联接 D. 钩头楔键联接 (5) 由相同的材料组合, 相同轴径, 相同的毂长和工作条件下, 下列的键或花键联接能传递转矩最小 的是 E A. A 型平键 B. 30 o 压力角渐开线花键 C. B 型平键 D. 矩形花键 E. 45 o 压力角渐开线花键 (6) C 键适用于定心精度要求不高 载荷较大的轴毂静连接 A. 平键 B. 花键 C. 切向键 D. 半圆键 84