机械设计试题库(许xx最终版)

1 第二章 1、不随时间变化或缓慢变化的载荷称为 静载荷 2、随时间作周期性变化或非周期性变化的载荷称为 变载荷 3、计算载荷等于 名义载荷 乘以载荷系数K 4、机械零件丧失工作能力或达不到设计要求性能时，称为 失效 5、零件不发生失效时的安全工作限度称为 工作能力 6、根据名义载荷求得的应力称为 名义应力 7、 计算应力 中有时还要记入应力集中等因素 第六章 1、一个双线螺纹副,螺距为4mm,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4mm。 (× ) 2、一个单线螺纹副,螺距为4mm,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4mm。 (√ ) 3、三角形螺纹由于当量摩擦系数大，强度高，所以是常用的连接螺纹。 ( √ ) 4、设计外载荷是轴向变载荷的紧螺栓连接，除考虑螺栓的静强度外，还必须验算其疲劳强度。 (√ ) 5、对受轴向变载荷的普通螺栓连接适当增加预紧力可以提高螺栓的抗疲劳强度。 (√ ) 6、普通螺栓连接的强度计算，主要是计算螺栓的剪切强度。 (× ) 7、受横向载荷的螺栓组连接中的螺栓必须采用有铰制孔的精配合螺栓。 (× ) 8、受轴向载荷的紧螺栓连接的螺栓所受的总拉力是预紧力与工作拉力之和 (× ) 9、受翻转（倾覆）力矩作用的螺栓组连接中，螺栓的位置应尽量远离接合面的几何形心。 (√ ) 10、在受轴向变载荷的紧螺栓连接结构中，在两个被连接件之间加入橡胶垫片，可以提高螺栓疲劳强度。 (×) 11、在受轴向变载荷的紧螺栓连接中，使用柔性螺栓，其主要作用是降低螺栓的应力幅。 (√ ) 12、受轴向载荷的紧螺栓连接的螺栓所受的总拉力是剩余预紧力与工作拉力之和(√ ) 2

13、控制螺栓预紧力的方法有哪几种？ 答：(1) 使用测力矩扳手，通过控制拧紧力矩来控制预紧力F＇。 (2) 使用定力矩扳手，通过控制拧紧力矩来控制预紧力F＇。 (3) 装配时通过测量被拧紧螺栓杆的伸长量来控制拧紧力矩，从而控制预紧力F＇。 14、螺纹联接预紧的目的？ 答：提高联接刚度、提高防松能力、提高紧密性，对于受拉螺栓还可提高螺栓的疲劳强度，对于受剪螺栓有利于增大联接中的摩擦力。 15、螺纹联接防松的根本问题是什么？具体的防松措施有哪些？ 根本问题在于防止螺纹副的相对转动。 就工作原理看，可分为利用摩擦（摩擦防松）、直接锁住（机械防松）和破坏螺纹副关系（永久防松）三种。 16、分别说明普通螺纹、梯形螺纹的特点和应用场合 答：普通螺纹自锁性能好，强度高，主要用于连接。 梯形螺纹效率比矩形螺纹略低，但牙根强度较高，易于对中，磨损后可以补偿，在螺旋传动中应用最普遍。 17、螺纹联接有哪些基本类型？紧联接与松联接相比，那种联接应用较多？ 答：螺栓连接、螺钉连接、双头螺柱连接、紧定螺钉连接四种类型。紧联接应用较多。 18、提高螺纹联接强度的措施有哪些？ 答：1）改善螺纹牙间的载荷分配不均；2）减小螺栓的应力幅；3）减小螺栓的应力集中；4）避免螺栓的附加载荷（弯曲应力）；5）采用合理的制造工艺。 19、为什么螺母的螺纹圈数不宜大于10圈？或者说，为什么使用过厚的螺母不能提高螺纹联接强度？ 答：因为螺栓和螺母的受力变形使螺母的各圈螺纹所承担的载荷不等，第一圈螺纹受载最大，约为总载荷的1/3，逐圈递减，第八圈螺纹几乎不受载，第十圈没用，所以使用过厚的螺母并不能提高螺纹联接强度。 20、如图所示采用铰制孔用螺栓组连接，已知外载荷F＝5kN，各有关几何尺寸如图所示。试计算受力最大螺栓所受的横向工作载荷Fsmax。 3

解：将F向螺栓组形心平移，同时得转矩T。 T=500×F＝5×103×500＝2.5×106（Nm） 在F作用下，各螺栓所受横向力为 Fs1＝125041053zF（N） 在T作用下，各螺栓所受横向力也相等，为

2262S280804105.24FT4rFrTs＝3.5524（N）

显然，1、2两螺栓所受的横向力最大，为 cos2212221maxsssssFFFFF

135cos3.5524125023.5524125022

6469（N） 4

21、有一受预紧力F’和轴向工作载荷F作用的紧螺栓连接，已知预紧力F’＝1000 N，螺栓的刚度C1与连接件的刚度C2相等，轴向工作载荷F=1000N，试计算： （1）螺栓所受的总拉力F0？ （2）剩余预紧力F”？ （3）在预紧力F’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Fmax为多少? 解：

（1）NFcccFF150010005.010002110

（2）NFcccFF50010005.01000212 （3）为保证被连接件不出现缝隙，则F”≥0。 NFFFcccFF20001000220max212 22、一压力容器盖螺栓组连接如图所示，已知容器内径D=250mm，内装具有一定压强的液体，沿凸缘圆周均匀分布12个M16（1d＝13.835mm）的普通螺栓，螺栓材料的许用拉应力[]180MPa，螺栓的相对刚度c1/( c1+ c2)=0.5，按紧密性要求，剩余预紧力F”=1.83F，F为螺栓的轴向工作载荷。试计算： （1）该螺栓组连接允许容器内的液体最大压强maxp； （2）每个螺栓连接所需的预紧力F’。

解： 5

(1) 计算容器内液体最大压强Pmax 每个螺栓允许的最大总拉力：

NdF208152.5835.131803.14][2210

FFFF83.20 NFF735583.22081583.20

max2124PDF

MpaDFP8.125048735512422max

(2) 计算每个螺栓连接所需的预紧力F’

NFcccFF5.1713773555.0208152110 23、如图所示螺栓连接中,采用两个M20的普通螺栓，其许用拉应力[σ]＝l60MPa，连接件接合面间摩擦系数μs＝0.20，防滑系数Kf＝1.2，计算该连接件允许传递的最大静载荷F ?（M20的螺栓d1＝17.294mm）

解： 螺栓预紧后，接合面所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷，假设各螺栓所需预紧力均为F’ 则由平衡条件 FkmzFfs

fsk

mzFF

① 6

螺栓危险截面的强度条件为][3.1421dF 则 3.14][21dF ② 将②代入① NkmzdFfS75.192732.12.5222.0160924.172.5][221max

24、图示钢板用普通螺栓连接。已知：横向工作载荷为F=3600N，接合面之间的摩擦系数μs=0.15,可靠系数Kf=1.2。试求：单个螺栓所需预紧力F＇。

预紧力：mzFKFSf'，m=2,z=4 NmzFKFSf

36004215.036002.1'



第七章 1、滑键的主要失效形式不是磨损而是键槽侧面的压溃。 ( × ) 2、传递双向转矩时应选用两个对称布置得切向键(即两键在轴上位置相隔180°) （×) 3、平键联接的一个优点是轴与轮毂的对中性好。 ( √ ) 4、进行普通平键的设计时，若采用两个按180°对称布置的平键时，强度比采用一个平键要大。 ( √ ) 5、花键联接通常用于要求轴与轮毂严格对中的场合。 ( √ ) 6、楔形键联接不可以用于高速转动的联接。 ( √ ) 7、普通平键(静联接)工作时，键的主要失效形式为键被压溃或剪断。 ( √ ) 8、按标准选择的普通平键的主要失效形式是剪断。 ( × ) 7

9、两端为圆形的平键槽用圆盘形铣刀加工。 ( × ) 10、平键联接一般应按不被剪断而进行剪切强度计算。 ( × ) 11、楔键的工作面是上下两面，切向键的工作面是侧面。 （ × ） 12、键连接的主要失效形式是压溃和磨损。 （ √ ） 13、导向键联接和滑键联接都是动联接。 （ √ ） 14、普通平键用于动联接。 （ × ） 15、普通平键按结构分只有两种：圆头的和方头的。 （ × ） 16、半圆键的缺点是工艺性较差。 （ × ） 17、半圆键的工作面是侧面。 (√ ) 18、半圆键的工作面是上下两个表面。 （ × ） 19、楔键的工作面是侧面，切向键的工作面是上下两面。 （ × ） 20、新标准中规定渐开线花键联接是由作用于齿面上的压力自动平衡来定心的。 （ √ ） 21、平键的长度L由 轮毂长度 确定 22、常用的花键连接有矩形花键和 渐开线花键 。 23、新标准中规定矩形花键以 内径 定心。 24、按用途，平键分为普通平键、 导向平键 、和滑键三种 25、平键的截面尺寸b×h由 轴径 确定 第十一章 1、在传动比不变的条件下，V带传动的中心距增大，则小轮的包角减小，承载能力增大 。 （× ） 2、在传动比不变的条件下，V带传动的中心距增大，则小轮的包角减小，承载能力减小 。 （ × ） 3、在传动比不变的条件下，V带（三角带）传动的中心距增大，则小轮的包角增大，因而承载能力增大 。 （ √ ） 4、当A型V带的初步计算长度为1150时，其基准长度为1120。 （ √ ） 5、已知V带的截面夹角是40度，带轮轮槽的角应比40度小，且轮径越小，

角越小。 （ √ ） 6、带传动由 主动轮 、 从动轮 和紧套在两轮上的 带 组成。