機械設(shè)計基礎(chǔ)答案(20210427042113)

1、第一章前面有一點不一樣，總體還行一一11.機械零件常用的材料有哪些？為零件選材時應(yīng)考慮哪些主要要求？解：機械零件常用的材料有：鋼（普通碳素結(jié)構(gòu)鋼、優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼、合金結(jié)構(gòu)鋼、鑄鋼）,鑄鐵，有色金屬（銅及銅合金、鋁及鋁合金）和工程塑料。為零件選材時應(yīng)考慮的主要要求：1使用方面的要求：1）零件所受載荷的大小性質(zhì)，以及應(yīng)力狀態(tài)，2）零件的工作條件，3）對零件尺寸及重量的限制，4）零件的重要程度，5）其他特殊要求。2工藝方面的要求。3經(jīng)濟方面的要求。1-2試說明下列材料牌號的意義：Q235,45,40Cr,65 Mn ,ZG230450,HT200,ZcuS n 10P1, LC4.解：Q235是指當(dāng)

2、這種材料的厚度（或直徑）w16mm時的屈服值不低于235Mpa。45是指該種鋼的平均碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為萬分之四十五。40Cr是指該種鋼的平均碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為萬分之四十并且含有平均質(zhì)量分?jǐn)?shù)低于1.5%的Cr65Mn是指該種鋼的平均碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為萬分之六十五并且含有平均質(zhì)量分?jǐn)?shù)低于1.5%的Mn元素。ZG230-450表明該材料為鑄鋼，并且屈服點為 230,抗拉強度為450.HT200表明該材料為灰鑄鐵，并且材料的最小抗拉強度值為200Mpa.ZCuSn10P1鑄造用的含10%Sn 1%P其余為銅元素的合金。LC4表示鋁硅系超硬鋁。1- 6.標(biāo)準(zhǔn)化在機械設(shè)計屮有何重要意義？解：有利于保證產(chǎn)品質(zhì)量，減輕設(shè)

3、計工作量，便于零部件的互換和組織專業(yè)化的大生產(chǎn)，以及降低生產(chǎn)成本，并且簡化了設(shè)計方法，縮短了設(shè)計時間，加快了設(shè)計進程，具有先進性、規(guī)范性和 實用性，遵照標(biāo)準(zhǔn)可避免或減少由于個人經(jīng)驗不足而出現(xiàn)的偏差。第二章2- 7.為什么要提出強度理論？第二、第三強度理論各適用什么場合？解：材料在應(yīng)用中不是受簡單的拉伸、剪切等簡單應(yīng)力狀態(tài)，而是各種應(yīng)力組成的復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)，為了判斷復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)下材料的失效原因，提出了四種強度理論，分別為最大拉應(yīng)力理論、最大伸長線應(yīng)變理論、最大切應(yīng)力理論、畸變能密度理論。第二強度理論認(rèn)為最大伸長線應(yīng)變是引起斷裂的主要因素，適用于石料、混凝土、鑄鐵等脆性材料的失效場合。適用于低碳鋼等

4、塑性材料的失效場第三強度條件：認(rèn)為最大切應(yīng)力是引起屈服的主要因素, 合。2- 15.畫出圖示梁的彎矩圖。11/30解：Ma = 0,FB*3a M -F*a =0Fb =0，F(xiàn)a = FA FS/KHFa2aA NVkN * 1,1 M=Fa2aF12FiF22A ”F 2aw aJ2aarx*!(b)1 F=0，F(xiàn) F-2F-F =0解：、Ma=0尸2a 2F*a F*4a -F2*3a =0& =8/3F,F -2/3 F第三章34 計算圖示各機構(gòu)的自由度，并指出復(fù)合較鏈、局部自由度和虛約“ =5,療二人幾二0F = 3n-2P -Fh =3x5-2x7 = IF = Z 冷 3x82x1

5、 1-1 = 1(a)推土機鏟斗機構(gòu)弓鋸機機構(gòu)F = 3m2PrPiS =3x4-2x4 2 = 2F 3nIPsPft =3x5-2x7 = 1(e)縫紉機送布機構(gòu)(f)牛頭刨床主體機構(gòu) = =i2tA =2F=5x9-2x12-2 = 1(g)帶椎料功樞的沖床機構(gòu)n =3：R =4,Ph =1F =3 n2R PH =3 漢 32 漢由于F=0,故不能運動修改措施為:3-由齒輪1輸入，使軸A連續(xù)回轉(zhuǎn)；5.圖示為一簡易沖床的擬設(shè)計方案。 設(shè)計者思路是：動力而固定在軸A上的凸輪2和杠桿3組成的凸輪機構(gòu)使沖頭4上下往復(fù)運動，以達(dá)到?jīng)_壓的目的。試?yán)L出其機構(gòu)運動簡圖，計算機構(gòu)的自由度，并分析其運動是

6、否確定，如其運動不確定，試提岀修改措施。3- 6試?yán)L出圖示機構(gòu)的運動簡圖，并計算其自由度。R6 ” Fn=3, PL = 4F = 3n 2R_ Ph =3 匯 32A4 = 1CAn1 7TTEn= 5, Pl =7,Ph =0F =3n_2R _Ph =3 工 5_2 漢 7=1n =5, PL = 7, PH = 0F =3n-2R -Ph =3*5-2 7=1第四章46.在圖411所示的差動螺旋機構(gòu)屮，螺桿1與機架3在A處用右旋螺紋連接，導(dǎo)程SA =4mm,當(dāng)搖柄沿順時針方向轉(zhuǎn)動5圈時，螺母2向左移動5mm，試計算螺旋副B的導(dǎo)程Sb,并判斷螺旋副B的旋向。解：由題意判斷B為右旋,A、B

7、同向，固有：鳥_ （SaSb尸1,故 （4七）仲2 二 2 :Sb 二 5mm第五草57 根據(jù)圖屮所注尺寸，試問如何才能獲得曲柄搖桿機構(gòu)、雙曲柄機構(gòu)和雙搖桿機構(gòu)？解：根據(jù)曲 柄存在的條件：(1) 最短桿長度+最長桿長度w其他兩桿長度之和；(2) 最短桿為連架桿。根據(jù)題意:140+200 300), h +k WI2 + I3, 300180210c240270333(/3603 卩心第七章71.對于定傳動比的齒輪傳動，其齒廓曲線應(yīng)滿足的條件是什么？解：由于相嚙合的齒廓在接觸點處的公法線與連心線交于固定點，故齒廓曲線上任意一點的法線與連心線都交于固定點。7- 2.節(jié)圓與分度圓、嚙合角與壓力角有什

8、么區(qū)別？解：分度圓是指定義齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)（并且壓力角為20。時）乘以齒數(shù)所求得的直徑。以輪心為圓心，過節(jié)點所作的圓稱為節(jié)圓。也就是說分度圓在齒輪確定時是確定不變的，節(jié)圓是只有兩齒輪嚙合時才存在， 單個齒輪沒有節(jié)圓，并且節(jié)圓是隨著屮心距變化而變化的。漸開線齒廓上某點的法線（壓力線方向），與齒廓上該點速度方向線所夾的銳角稱為壓力角，漸開線齒廓上各點的壓力角 不等。嚙合角是在一般情況下（不指明哪個圓上的嚙合角，一般就是指分度圓上的壓力角），兩相嚙合齒輪的端面齒廓在接觸點處的公法線與兩節(jié)圓在節(jié)點處公切線所夾的銳角。7-4.標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動的實際中心距大于標(biāo)準(zhǔn)中心距時，下列參數(shù)：傳動比、嚙合角、分度圓半徑、節(jié)

9、圓半徑、基圓半徑、頂隙等中哪些發(fā)生變化？哪些不變？解：標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動的實際屮心距大于標(biāo)準(zhǔn)中心距時，由于a變大，節(jié)圓半徑變大，片工ri,r （rn r2為標(biāo)準(zhǔn)節(jié)圓半徑），傳動比不發(fā)生變化，頂隙變大，嚙合角也變大。分度圓半徑與基圓半徑與齒輪本身相關(guān)，故不會發(fā)生變化。中哪些參數(shù)變大了？哪些參數(shù)變小了？哪些參數(shù)沒有變?解：變大的參數(shù)：h、da、df、s變小的參數(shù)：hf、e空3)MPa=523.95MPai m , m 1 1m 8 b , , m m , b解：1確定許用壓力小齒輪的齒面平均硬度為230HBSo查表得:丘二彳 71 十 18263 匯（189 一 171） xO.7MPa =126MPa

10、 卞？ 197 1632計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩9.55 10 R_9.55720rii3 按齒面接觸疲勞強度計算N - mm = 53056N mmdi-76.6a卞.636 53056 2 衛(wèi) 06Gm6.13mmY 0.972 匯 285.52 3.06247（315301） 0.7MPa =214.05MPa255 -217270黔18.270）MPa = 285.5MPa不變的參數(shù)：d、p、dbmJ現(xiàn)有一閉式直齒輪傳動，已知輸入功大齒輪的齒面平均硬度為 180HBSo查表得:R二W, 4輸入轉(zhuǎn)速nr 7 20 Zm小齒輪材料為45鋼， 火處理，齒面平均硬度為更鏟處 齒面平均硬度為 230HB

11、S ,大齒輪材料為 ZG310-570,正180HBSo齒輪雙向轉(zhuǎn)動，載荷有中等沖擊，取 K=1.6,齒輪相對軸承非對稱布置。試校核該齒輪傳動的強度。根據(jù)題目屮，di = mzi -4 18=72mm不能滿足齒面疲勞強度要求。4按齒根彎曲強度計算由乙=18, Z2 =55,查表得 Yfsi = 4.45,Yfs2= 4.005丫 FS1Tl4.45.214.2 0.02077Yfs24.005126 0.03174由于 首 較大,故將其帶入下式屮:m _1.263 勒嚴(yán)1.6 53056 4.005Fdzpfc； 23：2 mm = 2.55mm-0.972 18126由以上計算結(jié)果可見，滿足

12、齒根彎曲強度要求。故不能滿足強度要求。712.設(shè)計一單級減速器中的直齒輪傳動。已知傳遞的功率P=10KW,小齒輪轉(zhuǎn)速小=960r/min,傳動比ii2=4.2,單向轉(zhuǎn)動，載荷平穩(wěn)，齒輪相對軸承對稱布置。解：1 材料選擇單級減速器工作載荷相對平穩(wěn)，對外廓尺寸也沒有限制，故為了加工方便，采用軟齒面齒輪 傳動。 小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面平均硬度為240HBS ;大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面平均 硬度為190HBS。2. 參數(shù)選擇1）齒數(shù) 由于采用軟齒面?zhèn)鲃樱嗜?zAi=20, z2 = ii2Z-A = 4.2 20 =842）齒寬系數(shù) 由于是單級齒輪傳動，兩支承相對齒輪為對稱布置，且

13、兩輪均為軟齒面，查表得=1.43）載荷系數(shù) 因為載荷比較平穩(wěn)，齒輪為軟齒面，支承對稱布置，故取K=1.4.4）齒數(shù)比 對于單級減速傳動，齒數(shù)比U=ii2=4.23. 確定需用應(yīng)力小齒輪的齒面平均硬度為 240HBSo許用應(yīng)力根據(jù)線性插值計算:匕 51324-=-247(545 -513)MPa =532MPaH1 IL 255 -217-一丄 240217,fi 二301 +315301)MPa =309MPa大齒輪的齒面平均硬康為0HBS,財與據(jù)線性插些算：丄190 1631仆二 468(513-468) MPa 91 MPaIL 217-162一丄 190 T62、-280(301 -28

14、0) MPa =291 MPaIL 217-1624. 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩27/9.55 106 pi 9.55 106 10960N mm 二 99479Nmm5按齒面接觸疲勞強度計算取較小應(yīng)力一H2帶入計算，得小齒輪的分度圓直徑為F1.4A99479 4.2+1=76.63： 2mm=61.23mmY 1.4x4914.2d 61 23齒輪的模數(shù)為m 1 3.065mm 乙 206按齒根彎曲疲勞強度計算由齒數(shù)乙=20衛(wèi)=84查表得，復(fù)合齒形系數(shù)Yfsi =4.36,泉2=3.976二儕=0.014111-li 309由于丄竿較大，故帶入下式:BLYFS2 aL-0.013663291=1.2

15、63 1.4 99479 3.9761.4 202 291mm 二1.89mm7確定模數(shù)由上述結(jié)果可見，該齒輪傳動的接觸疲勞強度較薄弱，故應(yīng)以模數(shù)m=4mm8計算齒輪的主要幾何尺寸m 3.065mm為準(zhǔn)。取標(biāo)準(zhǔn)d| =mzj =4 20mm = 80mmd2 = mz2 二 4 84mm 二 336mmdai =(2) 2ha)m =(20 2 1) 4mm = 88mm da2=2ha)m = (84 2 1) 4mm = 344mm 驗進=208mm2 2b= ja=1.4 70mm = 98mm取 62 =98mm,bA = 62 (210),取 =104mm7-14.圖示為一雙級斜齒輪

16、傳動。齒輪1的轉(zhuǎn)向和螺旋線旋向如圖所示，為了使軸n上兩齒輪的軸向力方向相反，是確定各齒輪的螺旋線旋向，并在嚙合點處畫出齒輪各力的方向。解：1和3為左旋，2和4為右旋。題714圖717.對斜齒輪的齒數(shù)為乙=21,Z“37,法向模數(shù)mn=3.5mm.若要求兩輪的中心距a=105mm,試求其螺旋角mn(Zi Z2)3.5 (27+37)解：由 a得,cos - =0.96672cosP2 心 05匕=14.83。7-19. 一對錐齒輪傳動，已知 Zj=20,z2 =50,m=5mm,試計算兩輪的主要幾何尺寸及當(dāng)量齒輪數(shù)Zvo解：h zi h rm = m = 5mmht = (h c ) =1.2m

17、 =6mmh 二 h hf =11mmc = c m 二 1mmr 二 a ret a n(z / Z2) = 21.8。2 二 arctan(Z2/ zj = 68.24 =mz =100mmd2 = mz2= 250mmdai7 2h cos i=109.3mmda2= d2 2h： cos、2= 253.7mmdu =4 -2htcos. 1 = 88.84mm dt2 二 d2 -2ht cos 2 = 245.56mmr= 1 Jd； +d；=羅 Jz： + z： = 134.63mmbJrR, = 0.3R =40.39mM r =0.250.3j.= arctan(hf / R)

18、二 2.55皆.-24.3523=70.75:if 二 19.25。、f 2 =、2 Jf 65.65G J =21.54cosdZv2 亙=134.64COS 心 27- 21.圖示蝸桿傳動中，蝸桿均為主動件。試在圖中標(biāo)出未注明的蝸桿或蝸輪的轉(zhuǎn)向及螺旋 線的旋向，在嚙合點處畫出蝸桿和蝸輪各分力的方向。 解：(a)(b)7-輪齒寬中，卻取b = 6 ?&動比24.為什么在圓柱齒輪傳動中，通常取小齒 bib2 （大齒輪齒寬）；而在錐齒輪傳動W：在圓柱齒輪傳動中裝配、制造都可能有軸向偏差。如果等寬就有可能使接觸線長度比齒寬要 小（軸向有有錯位）。因此有一個齒輪應(yīng)寬些以補償可能的軸向位置誤差帶來的嚙

19、合長度減小的問 題。加寬小輪更省材料和加工工時。在錐齒輪傳動屮，安裝時要求兩齒輪分度圓的錐頂重合，大端對齊，所以取d=b2o第八章解：ii41(15)42A3(30)O1 V/A2(45)；2-(15)307)n. Z2Z3Z4 45 30 34 =12Z,Z2 Z3 15 15 17 ru810 圖示為一手動提升機構(gòu)。已知各輪齒數(shù)及蝸輪2 的頭數(shù)Za=2 （右旋），與蝸輪固連的鼓輪Q的直徑do =0.2mm,手柄A的半徑rA =0.1 m當(dāng)需要提升的物品W的重力Fw=20kN時，試計算作用在手柄A上的力F （不考慮機構(gòu)屮德摩擦損失）9.在圖示輪系屮，已知各輪齒數(shù)，試計算傳 ii4 （大小及轉(zhuǎn)

20、向關(guān)系）。ii3Z2Z3 40 120 = 120ZiZ2 20 2do20 0.1a120解：F Ta Ti =Fw1kN kN 0.168- 11在圖示輪系中，已知各輪齒數(shù)，齒輪1的轉(zhuǎn)速m =200r/mino試求行星架H的轉(zhuǎn)速J/四/n92解：I；m rHn3 -nHH n Ozz217 30H200 - riH=1.5一 SnH =-400r/min812.圖示為行星攪拌機構(gòu)簡圖，已知各輪齒數(shù)，當(dāng)行星架轉(zhuǎn)時，求攪拌葉片 F的角速度乍的大小及轉(zhuǎn)向。H以H =31 rad /s的角速度回29 /30L|解：口 -片 5 _ HZ2 20112 J n?_nH “2_ H 1 -1 H Zl

21、 4020-31 _1；2-31 2 2 = 93rad / s機轉(zhuǎn)速 &13.圖示為一礦井用電鉆的行星輪系，已知乙=15、Zs=45,E =3 0 OrO / m i試求鉆頭H的轉(zhuǎn)速riH。解：誥ZaZZ 二45 =331 /30153000葉3-nHriH = -1500r / min814.在圖示輪系屮，已知各輪齒數(shù)及齒輪 1的轉(zhuǎn)速m = 50r/min,行星架hh H的轉(zhuǎn)速 =100r/min,轉(zhuǎn)向如圖所示。試求齒輪4的轉(zhuǎn)速。3X52)3(50)2(30)1(25)3 065 I 鄉(xiāng) I 2 5 I I _5r)2 r5n？ 50r/min66角 .h r)2 -nH Z4Z3 58

22、50 145解.j 24ru-riH Z3 引 52A60 1562 ioo145n4-100156ru = 52.41 r/ min第九章91.帶傳動屮的彈性滑動與打滑有什么區(qū)別？對傳動有何影響？影響打滑的因素有哪些？如何避免打滑？是可解：由于緊邊和松邊的力不一樣導(dǎo)致帶在兩邊的彈性變形不同而引起的帶在帶輪上的滑動， 稱為帶的彈性滑動，是不可避免的。打滑是由于超載所引起的帶在帶輪上的全面滑動， 以避免的。由于彈性滑動的存在，使得從動輪的圓周速度低于主動輪的圓周速度，使得傳動效率降低。 影響打滑的因素有：預(yù)緊力大小、小輪包角、當(dāng)量摩擦因素。避免打滑：及時調(diào)整預(yù)緊力，盡量使用摩擦因素大的、伸縮率小

23、的皮帶，對皮帶打蠟。9- 3.試分析參數(shù)1、D”、d的大小對帶傳動的工作能力有何影響？解：D越小，帶的彎曲應(yīng)力就越大。：1的大小影響帶與帶輪的摩擦力的大小，包角太小容易打滑(一般?。贺?120o)也越大，單根V帶的基本額定功率的增量就越大。94 .帶和帶輪的摩擦因數(shù)、包角與有效拉力有何關(guān)系？eA-1解：Fec=2F2Fe,最大有效拉力Fee與張緊力F。、包角和摩擦系數(shù)f有關(guān)，增大e +1Fo、和f均能增人最大有效拉力Feeo99.設(shè)計一由電動機驅(qū)動的普通V帶減速傳動，已知電動機功率P=7KW ,轉(zhuǎn)速m=1440r/min,傳動比“ =3,傳動比允許偏差為土 5%,雙班工作，載荷平穩(wěn)。解：1 .

24、計算功率Pea查表得,Ka=1.2,則 Fca=K AP=1.2 7=8.4kW2.選擇帶的截型根據(jù)Fca=8.4kW和ni =1440r/min查圖9-9選定A型帶。3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑D和Da參考圖9-9和表9-3取小帶輪的基準(zhǔn)直徑D =100mm,大帶輪的基準(zhǔn)直徑D?二応 Di(1 :)=3 100 (1 - 0.01)= 297 mm。查表取標(biāo)準(zhǔn)值D2= 315mmo ii2=3.15滿足條件。4.驗算帶的速度vm/A 7.54m/sn Dini 7 100 1440V60n000 60 1000帶i束介于525m/s之間,合適。5.確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld初定中心距為a0 =8

25、00mm .則帶的基準(zhǔn)長度Ld為47 /30(D2-DJ22 14a按表9-2選取Ld =2240mm,則V帶傳動實際屮心距為a ao 皚% .(800224-2266,33)mA786.84mm,兀Ld : 2a Q DQ22兀(31500)二2 800(100 315)mm = 2266.33mm24 漢 8006.驗算小帶輪上的包角：1j 1800 一 曽 57 仁 1800 一當(dāng) 57 仁 164 340 12o0(合適)7帶的根數(shù)z根據(jù)表 94a、b,當(dāng) D=100mm, ri1=1440r/min 時,Fo=1.32kW,當(dāng) “ =3 時,Po=O.17kW.查表8.49-5得K

26、=0.96；$表9-2得Kl=106則帶的根數(shù)為5 54(Po =Po)K；.Kl (1.32 0.17) 0.96 1.06*取z=68確定帶的張緊力F。根據(jù)表91查得q=0.10kg/mFo_50pJ|(2.5 _1心2o.1O 7.542N =154.6Nzv -6 7.540.969計算壓軸力Fq164.342N =1837.9 NO(1=2zFosin -二 2 6 154.6 sin2第十一章.常用的連接有哪些類型？它們各有哪些優(yōu)點？各適用于什么場合？解：常用的連接有螺紋連接、鍵連接、銷連接、釧釘連接、焊接、膠接、過盈配合連接以及型面連 接等。螺紋連接具有結(jié)構(gòu)簡單、裝拆方便、連接可

27、靠、互換性強等特點。鍵連接具有結(jié)構(gòu)簡單、連接可靠、裝拆方便等優(yōu)點，在機械的軸類連接中應(yīng)用。銷連接主要用于確定零件間的相互位置，并可傳遞不大的載荷，也可用于軸和輪轂或其他零件的連接。釧接具有工藝設(shè)備簡單，工藝過程比較容易控制，質(zhì)量穩(wěn)定，釧接結(jié)構(gòu)抗振、耐沖擊，連接牢固可 靠，對被連接件材料的力學(xué)性能沒有不良影響等特點。在承受嚴(yán)重沖擊或劇烈振動載荷的金屬結(jié)構(gòu)連接中應(yīng)用。焊接是具有結(jié)構(gòu)成本低、質(zhì)量輕，節(jié)約金屬材料，施工方便，生產(chǎn)效率高，易實現(xiàn)自動化等 特點。 主要應(yīng)用在五拆卸要求的對受力要求不太高的場合。膠接具有連接后重量輕， 材料利用率高，成本低，在全部膠接面上應(yīng)力集屮小，抗疲勞性能 好，密封性和絕

28、緣性好等特點。主要用于應(yīng)力要求不高，對密封性要求較高的場合。116 .在螺紋連接中，為什么要采用防松裝置？解：用于連接的普逋螺紋虛升角（&二1$35 口小于螺旋副的當(dāng)摩擦角（汽二護7舊卡足自鎖 條件，且螺母和支承面上的摩擦力也有防松作用一般在靜載荷和工件溫度變化不大時螺紋連 接不會自行松脫。怛在沖擊、振動和變載荷柞用下螺皴間的摩擦力可能瞬時消先，連接有可能 松脫。當(dāng)溫度變化較大時由于熱變形等原因也可能發(fā)生螺紋的松脫現(xiàn)象。拘了惺證連接的可 靠性和安全必須左設(shè)計時考虎螺紋連接的防松何題*118平鍵的截面尺寸bxh和鍵的長度L如何確定？平鍵連接的失效形式是什么？如何進行強度校 核？解：bxh根據(jù)軸徑

29、d有表中查標(biāo)準(zhǔn)得。鍵長L按輪轂的長度確定，一般略短于輪轂長度，并符合 標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的長度系列。平鍵的主要失效形式是側(cè)面工作面的壓潰。簽就讓進行強度校核。bskl11-14.圖示剛性聯(lián)軸器用螺栓連接，螺栓性能等級為8.8,聯(lián)軸器材料為鑄鐵（HT250），若傳遞載荷T=1500T No1）采用4個M16的較制孔用螺栓，螺栓光桿處的直徑ds=17mm,受壓的最小軸向長度=14m m,試校核其連接強度。2）若采用M16的普通螺栓連接，當(dāng)接合面摩擦因素f=0.15,安裝時不控制預(yù)緊力，試確定所需螺栓數(shù)目（取偶數(shù)）。110題11 + 1斗T 1500解：1)F=19354.8 ND 155A10222.22

30、502.2Mpa =113.64Mpa丄二 nAMpa =160MpaS. 4二斗 R48zi 二 d；21.32MpaJ4 1 二 172bs zds19354.84171420.33Mpa : : ribs其連接強度滿足條件。640MpA213.33Mpa2)Hd4 1.32二 13.835213.3324669.3 N4 1.3得,KsFFpif亠進込詛811390.5 1 0.15故取z=8p=4Mpa,油缸內(nèi)徑D=160mm （參看圖11-12）,沿凸緣圓缸內(nèi)油壓11-15 -鋼制液壓油缸，周均布8個螺栓，裝配時控制預(yù)緊力。試確定螺栓直徑。解：1確定單個螺栓的工作載荷 F4 二 16

31、022=10053.1 N482確定螺栓的總拉伸載荷Fq考慮到壓力容器的密封性要求，取殘余預(yù)緊力 Fp：=1.6F,則Fq = F Fp =2.6F =26138.1 N3求螺栓直徑選取螺栓性能等級為8.8,貝匸$ =640Mpa 由式I $確定許用應(yīng)力A I時需查找安全 s系數(shù)S,當(dāng)不控制預(yù)緊力時，S與螺栓直徑d有關(guān)，故需用試算法。由表暫取S=3 （假定d=20mm）,則螺栓許用應(yīng)力為 螺栓小徑為d八尸4謎4口 =3.00mm64075Mpa = 256Mpa* 兀 k I V 兀 756由表查得d=20mm時，di =17.294mm13.00mm,能滿足強度要求，且與原假設(shè)相符，故取M2

32、0合適。第十二章122剛性聯(lián)軸器與撓性聯(lián)軸器的主要區(qū)別是什么？解：剛性聯(lián)軸器各零件及連接件都是剛性的，它們之間不能作相對運動，不具有補償兩 軸相對位移的能力，用于剛性支承的場合。若兩軸有偏移，將產(chǎn)生附加載荷，影響 傳動性能和使用壽命。撓性聯(lián)軸器分兩種，一種是由可作相對移動的剛性件組成，用連接元件間的相對 可 動性來補償被連接兩軸之間的相對移動，用于彈性支承且載荷大的場合；另一種是 連接件都是彈性的，通過連接件的彈性變形來補償被連接兩軸之間的相對移動，用 于彈性支承需要緩沖和減振的場合。125試分析自行車“飛輪乃中離合器的工作原理。解：自行車后輪有個內(nèi)棘輪機構(gòu)，起到了離合器的作用，稱為超越離合器

33、 ，。工 作原理是當(dāng)鏈條帶動棘輪的鏈齒外圈時，中心轉(zhuǎn)軸上的棘爪通過彈簧與棘輪保持接觸，棘爪將力矩傳遞給中心轉(zhuǎn)軸，后輪就轉(zhuǎn)動前進。當(dāng)棘輪的轉(zhuǎn)速低于中心轉(zhuǎn) 軸的轉(zhuǎn)速，或騎車者停止腳踏時，棘爪能夠在棘輪上滑動，超越外圈棘輪轉(zhuǎn)速，此 時就會聽見發(fā)出的“嗒嗒”聲響。因為棘輪只能單向傳遞轉(zhuǎn)矩，不能雙向傳遞轉(zhuǎn)矩，使得自行車具有正常行駛功 能，不能后退行駛。因此也稱為單向超越離合器第十三章135.說明下列滾動軸承代號的意義：N208/P5,7321C , 6101,30310, 5207.解：N208/P5表示圓柱滾子軸承，寬度系列為0系列，直徑系列為2系列，內(nèi)徑為40mm 5級公差等級；7321C表示角接觸

34、球軸承，寬度系列為 0系，直徑系列為3系列，內(nèi)徑為105mm公稱接觸角-=15, 0級公差等級；6101表示深溝球軸承，寬度系列為0系，直徑系列為1系列，內(nèi)徑為12mm 0級公差等級；30310表示圓錐滾子軸承，寬度系列為0系，直徑系列為3系列，內(nèi)徑為50mm 0級公差等級；5207表示推力球軸承，寬度系列為0系，直徑系列為2系列，內(nèi)徑為35mm 0級公差等級；138.試設(shè)計一提升機用非液體摩擦滑動軸承，已知每個軸承的徑向載荷為2 104N,$i頸直徑為100mm轉(zhuǎn)速為1200r/min.解：1. 選擇軸承類型和軸瓦材料因軸承承受徑向載荷，并考慮使用條件，選用剖分式徑向軸承。此軸承載荷大，轉(zhuǎn)速

35、高，根據(jù)表 選擇軸瓦材料為 ZPbSb16Sn16Cu2 其p=15Mpa,v=12m/s,pv=10Mpa m/s2. 選取軸承寬徑比選取軸承寬徑比B/d=1.0,則軸承寬度B=d=100mm.3. 驗算軸承工作能力軸承的p,pv,v分別為：10000Mpa =1 Mpa 100 100FnFP 10000 1200 , MPa m / s = 6.28MPa m / s19100100100 1200Dlpv 7Ivm / s = 6.283m/ s60 1000 60 1000計算表明，pp,pvpv,vv,丄作能力滿足要求。由表考慮到轉(zhuǎn)速較高，選取配合為 H7/e8。13-10.根據(jù)設(shè)

36、計要求，在某一軸上安裝一對7000C軸承（如圖所示）,已知兩個軸承的徑向載荷分別為：Fri =2000N, Fr2 = 1000N 軸向載荷 Fa =880N,軸徑 J = 40mm,轉(zhuǎn)Lj=5000h,試選擇軸承型號。速口=5000r/min,常溫下運轉(zhuǎn)，有中等沖擊，預(yù)期壽命Fa-88ONiAr2=1000NnFri=2000N題 13 10解：1.初選軸承型號根據(jù)軸徑d =40mm,選擇軸承型號7208C,查機械設(shè)計手冊得其基本額定動載荷C -36.8KN，基本額定靜載荷Co -25.8KN 。2計算軸承1、2的軸向載荷F/、F27000C 的接觸角=15,試取 e = 0.4052由表1

37、3-8查得軸承的派生軸向力為Fsi = eFn = 0.4052 2000N =810.4NFs2 二 eFA =04052 1000N =405.2NFa Fs2 h880 405.2 N -1285.2NFsi可知軸承1為壓緊端，兩軸承的載荷分別為Fai =fa Fs2 =(880 405.2)N =1285.2NFa2- Fs2 - 405.2N3.計算軸承1、2的當(dāng)量動載荷良二1285.2Fri 2000=0.6426 eFa2 405.2Fr2 1000=0.4052 =e由表13-7查得Xi =0.44,*線性插值得 丫 =1.3018； X2 =1,匕=0.故當(dāng)量動載荷為R uXjF” HFai = 0.44 2000 1.3018 1285.2 =2553.1 Np2 =X2Fr2 %Fa2 h1 1000 0 405.2 =1000N4. 計算所需的徑向基本額定動載何因軸的結(jié)構(gòu)要求兩端選同樣尺寸的軸承，而 R-F2,故應(yīng)以軸承1的當(dāng)量動載荷R為計 算依據(jù)。因工作溫度正常查