下面的極限應(yīng)力圖中，M為工作應(yīng)力點(diǎn)，應(yīng)力循環(huán)特性r=常數(shù)，ON線(xiàn)與橫坐標(biāo)軸間夾角為40o，則該零件所受的應(yīng)力類(lèi)型為 （） 。
A.不變號(hào)的不對(duì)稱(chēng)循環(huán)變應(yīng)力
B.變號(hào)的不對(duì)稱(chēng)循環(huán)變應(yīng)力
C.對(duì)稱(chēng)循環(huán)變應(yīng)力
D.脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力
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圖示的齒輪傳動(dòng)，1為主動(dòng)輪，當(dāng)輪1做雙向運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，則1的齒面接觸應(yīng)力按 （） 變化。
A.對(duì)稱(chēng)循環(huán)
B.脈動(dòng)循環(huán)
C.循環(huán)特性r=-0.5的循環(huán)
D.循環(huán)特性r=+1的循環(huán)
某齒輪傳動(dòng)裝置如圖所示，輪1為主動(dòng)輪，則輪2 的齒面接觸應(yīng)力按 （） 變化。
A.對(duì)稱(chēng)循環(huán)
B.脈動(dòng)循環(huán)
C.循環(huán)特性r=-0.5的循環(huán)
D.循環(huán)特性r=+1的循環(huán)
兩圓柱體相接觸，其直徑d1=2d2，彈性模量E1=2E2，泊松比μ1=μ2，長(zhǎng)度b1=2b
A.σ1＝σ2
B.σ1＝2σ2
C.σ1=4σ2
D.σ1=8σ2
A.2.97
B.1.74
C.1.9
D.1.45
圖示極限應(yīng)力圖中，工作應(yīng)力循環(huán)特性r=0.5，工作應(yīng)力m點(diǎn)位置如圖所示，進(jìn)行安全系數(shù)計(jì)算時(shí)，其材料的極限應(yīng)力應(yīng)?。ǎ?。
A.σ-1
B.σ
C.σs
最新試題
某對(duì)開(kāi)式徑向滑動(dòng)軸承，已知徑向載荷F=35000，軸頸直徑d=90mm，軸承寬度B=100mm，軸頸轉(zhuǎn)速n=1000r/min。選用L-AN32全損耗系統(tǒng)用油，設(shè)平均溫度Tm=90℃，軸承的相對(duì)間隙ψ=0.001，軸頸、軸瓦表面粗造度分別為Rz1=1.6μm，Rz2=3.2μm，試校驗(yàn)此軸承能否實(shí)現(xiàn)液體動(dòng)壓潤(rùn)滑。
在計(jì)算蝸桿傳動(dòng)嚙合效率時(shí)，蝸桿和蝸輪齒面間的當(dāng)量摩擦系數(shù)可根據(jù)兩者的相對(duì)滑動(dòng)速度選取。
軸的常用強(qiáng)度計(jì)算方法有哪幾種？各適用于何種情況？
閉式蝸桿傳動(dòng)如果在熱平衡計(jì)算時(shí)不能滿(mǎn)足溫度的要求，則常采用哪些措施以提高散熱能力？
試分析如圖所示的傳動(dòng)裝置中各軸所受到的載荷，并注明各軸的類(lèi)別（軸的自重不計(jì)）。
鏈節(jié)距的大小對(duì)鏈傳動(dòng)有何影響？在高速、重載工況下，應(yīng)如何選擇滾子鏈？
某深溝球軸承需在徑向載荷Fr=7150N作用下，以n=1800r/min的轉(zhuǎn)速工作3800h。試求此軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷C。
試簡(jiǎn)述滾動(dòng)軸承的基本額定壽命的定義。
有一臺(tái)離心式水泵，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，傳遞的功率P=3kW，軸的轉(zhuǎn)速n=960r/min，軸的材料為45鋼，試按強(qiáng)度要求計(jì)算軸所需的最小直徑。
如在題中取零件的Kσ=1.2，零件危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力σm=20MPa，應(yīng)力幅σa=30MPa，1）按比例繪制該零件的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線(xiàn)圖，并在圖上標(biāo)出工作點(diǎn)M；2）分別按r=C和σm=C在零件的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線(xiàn)圖上標(biāo)出極限應(yīng)力點(diǎn)S1和S2；3）分別按r=C和σm=C求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)Sca。