機械設(shè)計習(xí)題解答10001

1、希品球0川-機械設(shè)計習(xí)題解答機械設(shè)計（西北工大第八版）3-1某材料的對稱彎曲循環(huán)疲勞極限1 180 MPa ,取循環(huán)基數(shù) N0 5 106, m 9,試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000、25000、62000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。解由公式1N1N。（教科書式3-3）N1N1180 9：5 103373.6 MPa；7 1031N。N11N2180 91N。N2：5 1062.5 104324.3 MPa1N3N。.m.N3180 ZU227.0 MPa3-2已知材料的力學(xué)性能為s 260MPa ,1 170 MPa ,0.2，試?yán)L制此材料的簡化等壽命疲勞曲線。解 根據(jù)所給的條件，A 0,170

2、和C 260,0由試件受循環(huán)彎曲應(yīng)力材料常數(shù)2 12 170283.33 MPa11 0.2由上式可得D 141.67,141.67。由三點A0,170、C 260,0和D 141.67,141.67 ,可繪制此材料的簡化等壽命疲勞曲線希品田0川-3-3 一圓軸的軸肩尺寸為：D 72 mm, d 62 mm, r 3 mm。材料為40CrNi ,其強度極限b 900 MPa ,屈服極限 s 750 MPa，試計算軸肩的彎曲有效應(yīng)力集中系數(shù)k。解 D/d 72/62 1.16, r/d 3/62 0.048,所以，查教科書附表 3-2 得 2.09,查教科書附圖3-1得q 0.9 ,故有k 1

3、q11 0.9 2.09 11.9815-4圖5-48所示的底板螺栓組連接受外力F的作用，外力F作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面 內(nèi)。試分析螺栓組的受力情況，判斷哪個螺栓受力最大？ 保證連接安全工作的必要條件有哪些？解將底板螺栓組連接受外力F力等效轉(zhuǎn)化到底八！一a根板面上，可知底板受軸向力F y F sinF x F cos 和繞 z 的傾Mz lF sin hF cos 。從圖可看出h(1)底板取左側(cè)的兩個螺栓受拉力最大,O11 , 。1 t - -j q,橫向力中一司 L1U s根鼻陞型隹掩斜力矩z z lF sin hF cos 0。應(yīng)驗算該螺栓的拉伸強度(螺栓拉斷)，要求拉應(yīng)力(

4、2)底板最右側(cè)邊緣的最大擠壓力(底板左側(cè)壓潰)(3)底板最左側(cè)邊緣的最小擠壓力(底板右側(cè)出現(xiàn)間隙)(4)應(yīng)驗算底板在橫向力作用卜小發(fā)生滑移，要求摩擦力為螺栓組總的預(yù)緊力)。5-6已知一托架的邊板用 6個螺栓與相鄰的機架相連接。托架”與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為250 mm,大小為60 kN的載荷作 守用。現(xiàn)有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鍍制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑較小？為什么？，要求擠壓應(yīng)力pmaxp 。,要求最小擠壓應(yīng)力pmax 0。Ff f F0 F y F x。(注：F0曠R幾 J小.ma A堂十:J6十<>>制用-50那

5、雍的飽坤布宣影式 希品田0丁4解 將螺栓組受力F 60 kN向螺栓組對稱中心等效，受剪力Fe 60 kN ,轉(zhuǎn)矩T 250F 250 60 15000 Ngm。設(shè)剪力Fe分在各螺栓上的力為 R ,轉(zhuǎn)矩T分在各螺栓上的力為Fj。(1)螺栓組按圖5-50 (a)布置，有FiFjFe 7T6760 10 kN (受力方向為向下)6矽000 20 kN (受力方向為螺栓所在圓的切線方向)6 125由圖可知，最右邊的螺栓受力最大，且為FmaxFiFj 10 20 30 kN(2)螺栓組按圖5-50 (b)布置，有FiFe660 10 kN (受力方向為向下)6由教科書式(5-13),可得FjmaxTrm

6、ax-62rii 1315000 102125212522c 125”2 4212522 24393 N 24.4 kN_ 21252由圖可知，右邊兩個螺栓受力最大，且為-22FmaxFiFjmax 2FiFj max COS102 24.42 2 10 24.4 233.6 kN圖5 - M 殳詢向蒞荷的畦杜甲連接的布置形式所用的螺栓直徑較小。由以上數(shù)值可以得出FmaxFmax：采用圖5-50(a)5-10圖5-18所示為一氣缸蓋螺栓組連接。已知氣缸內(nèi)的工作壓力p 0 1 MPa ,缸蓋與缸體均為鋼制，直徑 D1 350 mm, D2 250 mm ,上、下凸緣均為25 mm,試設(shè)計此連接。

7、解 (1)確定螺栓數(shù)z和直徑d查教科書表5-4得螺栓間距t0 7d ,取t0 6d , z 12 ,則螺栓間距希品田0川-toDi12350 cc92 mm12tn 92螺栓直徑為：d - 15.33 mm,按照系列標(biāo)準(zhǔn)取 d 16 mm66(2)選擇螺栓性能等級按表5-8選取螺栓性能等級為8.8 ,則螺栓材料的屈服極限s 640 MPa o(3)計算螺栓上的載荷作用在氣缸上的最大壓力F和單個螺栓上的工作載荷 F_2250149087 N4F49087F 4091 Nz 12按教科書P83,對于有密封要求的連接，殘余預(yù)緊力1.51.8據(jù)公式計算螺栓的總載荷為:F2 F1 F 2.6F 2.6

8、4091 10637 N(4)材料的許用應(yīng)力按不控制預(yù)緊力的情況確定安全系數(shù)，查教科書表5-10 ,取安全系數(shù)S5,許用應(yīng)力s 640S 5(5)驗算螺栓的強度128 MPa查手冊，螺栓的大徑16 mm,小徑d1 13.835 mm ,取螺栓的長度l 70 mm,根據(jù)公式螺栓的計算應(yīng)力為:1.3F2ca22d141.3 10637128 MPa92.0 MPa13.8352滿足強度條件。螺栓的標(biāo)記為 GB/T5782-86 M16 X 70,螺栓數(shù)量12個。6-2脹套串聯(lián)使用時，為何要引入額定載荷系數(shù)m ?為什么Z1型脹套和Z2型脹套的額定載荷系數(shù)有明顯的差別？解 (1)脹套串聯(lián)使用時，由于各

9、脹套的脹緊程度不同，致使各脹套的承載能力不同，所以，計算時引入額定載荷系數(shù)m 。-若品 川-Z1型忙套串底使用Z2-整套半導(dǎo)使用(2) Z1型脹套串聯(lián)使用時，右邊脹套軸向夾緊力受左邊脹套的摩擦力的影響，使得左邊脹套和右邊脹套的脹緊程度有明顯的差別，Z1型脹套串聯(lián)的額定載荷系數(shù) m較小。Z2型脹套串聯(lián)使用時，右邊脹套和左邊脹套分別自行脹緊，使得左邊脹套和右邊脹套的脹緊程度只有較小的差別，因此，Z2型脹套串聯(lián)的額定載荷系數(shù)m較大。6-4圖6-27所示的凸緣半聯(lián)軸器及圓柱齒輪，分別用鍵與減速器的低速軸相連接。試選擇兩處鍵的類型及尺寸，并校核其連接 強度。已知：軸的材料為 45鋼，傳遞的轉(zhuǎn)矩T 100

10、0 Ngm，齒 輪用鍛鋼制成，半聯(lián)軸器用灰口鑄鐵制成，工作時有輕微沖擊。解 (1)確定聯(lián)軸器段的鍵用就海接設(shè)計由圖6-27,凸緣半聯(lián)軸器與減速器的低速軸相連接，選 A型 平鍵。20 mm, h 12 mm。輪轂的由軸徑d 70 mm,查教科書表6-1得所用鍵的剖面尺寸為 b長度確定鍵的長度，可取 L 1.5d 1.5 70 105 mm (P105輪轂的長度可取 L 1.52d),教科書表6-1取鍵的長度L 110 mm,鍵的標(biāo)記：鍵20 110 GB1096 2003。鍵的工作長度為：l L b 110 20 90 mm鍵與輪轂的接觸高度為： k h/2 6 mm。根據(jù)聯(lián)軸器材料為灰口鑄鐵，

11、載荷有輕微的沖擊，查教科書表6-2 ,去許用擠壓應(yīng)力n 55 MPa 注：鍵、軸、輪轂材料最弱的許用擠壓應(yīng)力 ,根據(jù)普通平鍵連接的強度計算公式, p其擠壓強度為32T 10kld2 1000 10006 90 7052.91 MPa 55 MPa滿足擠壓強度。(2)確定齒輪段的鍵希品田0川-由圖6-27,圓柱齒輪與減速器的低速軸相連接，選 A型平鍵。由軸徑d 90 mm,查教科書表6-1得所用鍵的剖面尺寸為 b 25 mm, h 14 mm。輪轂的長度確定鍵的長度， 教科書表6-1取鍵的長度L 80 mm,鍵的標(biāo)記：鍵25 80 GB1096 2003。鍵的工作長度為：l L b 80 25

12、55 mm鍵與輪轂的接觸高度為：k h/2 7 mm。根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微的沖擊，查教科書表6-2 ,去許用擠壓應(yīng)力n 110 MPa注:p鍵、軸、輪轂材料最弱的許用擠壓應(yīng)力,根據(jù)普通平鍵連接的強度計算公式，其擠壓強度為32T 10kld2 1000 10007 55 9057.72 MPa 110 MPa滿足擠壓強度。12 mm,7-1圖7-27所示的焊接接頭，被焊材料均為 Q235鋼，b 170 mm,匕80 mm ,承受靜載荷F 0.4 MN ,設(shè)采用E4303焊條手工焊接，試校核該接頭的強度。解 從圖7-27中可以看出，有對接和搭接兩種焊縫。(1)確定許用應(yīng)力被焊件的材料 Q2

13、35,查教科書表7-3得：許用拉應(yīng)力180 MPa ,許用切應(yīng)力140 MPa。(2)校核焊縫的強度根據(jù)對接焊縫的受拉強度條件公式F1,可得對接焊縫所能承受的載荷為:AF1 b 170 12 180 367200 N 367.2 kN根據(jù)搭接焊縫的受剪切強度條件公式F2,可得搭接焊縫所能承受的載荷為：0.7。F2 0.7b10.7 80 12 140 94080 N 94.08 kN在對接縫中間剖開，焊縫所能承受的總載荷為FF1 F2=367.2+94.08=461.28 kN F 400 kN所以滿足強度條件。嵋品田0川7-5圖7-28所示的鑄錫磷青銅蝸輪圈與鑄鐵輪芯采用過盈連接，所選用的標(biāo)

14、準(zhǔn)配合為 H8,配合表面粗糙度均為I物，設(shè)連接零件本 t7身的強度足夠，試求此連接允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（摩擦系數(shù)f 0.10）。解 （1）計算最小過盈量查表可得：蝸輪圈與輪芯的配合為250 H 8/ t7的軸的公差250 0.292和孔的公差25000.072。最小有效過盈量min 196 72 124 m。查教科書表7-6可得：Rz1Rz2Rz 10 m,最小過盈量為：壓入法： min min 0.8 Rz1 Rz2124 0.8 10 10 =108 m脹縮法：min min 124 m5.1.13 10 MPa,2 0.35。剛度系數(shù)分別為:5.549.21（2）計算配合面間的最小徑向壓力

15、.一 一 5取 E11.3 1022dd1C12.2ddi22d2dC22.2d2dMPa ,10.25, E225022102 八八22 0.252502 21022_22802 25027 0.352802 2502根據(jù)過盈連接傳遞載荷所需的最小過盈量公式:minpd Cl -C2 103,分別采用兩種方E1 E2法裝配，配合面間的最小徑向壓力分別為:壓入法:Pminmin108脹縮法:喳 £1032505.549.211.3 105 1.13 1053.48 MPa103pminmindC1CEiE2103 2501245.54921031.3 105 1.13 1054.00

16、 MPa(3)計算允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩根據(jù)連接傳遞轉(zhuǎn)矩公式2T dlf,配合面間傳遞的最大轉(zhuǎn)矩分別為:壓入法:T 12脹縮法:Pmindlf3.482502 60 0.1 2049889 Ngmm2050 N gmT2Pmind2lf_24.00 2502 60 0.1 2356194 Ngmm2356 Ngm8-1 V帶傳動的ni1450 r/min ,帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)fv0.51,包角 1180°,初始拉力Fo360 N 。試問(1)所傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？(2)若 dd1 100 mm ,其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少?(3)若傳動效率為0.95 ,彈性滑動忽略不計,從

17、動輪輸出功率為多少?解(1)臨界有效拉力Fec根據(jù)臨界有效拉力公式Fec1 2F0-11 Fec2F0e11 - e1360 -11e (式8-6),可得臨界有效拉力Fec為e10.51e478.55 N10.51e(2)確定最大傳遞扭矩478.55T Fec100223927.5 Ngmm 23.9 Ngm(3)計算輸出功率根據(jù)帶傳動功率公式FeVFeRdd11000 60 1000 10000.95 478.55 14501003.45 kW60 1000 10008-4 有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器之間用普通V帶傳動，電動機功率P 7 KW ,轉(zhuǎn)速n1 960 r / mi

18、n ,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速 n2 330 r / min ,允許誤差5%,運輸希品田0川裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作，試設(shè)計此傳動。解(1)確定計算功率Pca查教科書表8-7得工作情況系數(shù) Ka 1.2,計算功率Pca KaP 1.2 7 8.4 kW(2)選取V帶型號根據(jù)Pg 8.4 kW , n1 960 r/min ,查教科書圖8-11選用B型。 ca(3)確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd，并驗算帶速度 v由教科書表8-4a取主動輪基準(zhǔn)直徑dd1 180 mm,從動輪直徑dd2ddf 1,180 960 1 0.02 =513.2 mm330查教科書表8-8取dd2500 mm 。從動輪實際轉(zhuǎn)

19、速ddA 1dd2180 960 1 0.02 338.7 r/min500驗算轉(zhuǎn)速誤差:n2100%338.7 330330100%2.6%5%轉(zhuǎn)速誤差在允許誤差5%范圍內(nèi)。驗算帶的速度dd1nl60 1000180 96060 10009.05 m/s 25 m/s帶速適合。(4)確定帶的長度 L和中心距a根據(jù) 0.7 dd1 dd2% 2 dd1 dd2，則 476 a。 1360,初步取中心距 a。 1000 mm。根據(jù)帶長公式，帶的長度為Ld02a0 (dd1 dd2)(dd2 dd1)4a03093.7 mm22 1000 -(180 500) (500-80)-4 10002查教

20、科書表8-2選帶的基準(zhǔn)長度，Ld 3150 mm。實際中心距a為3150 3093.7a 1000 1028.15 mm(5)驗算主動輪上的包角 1180o (dd257 3 odd1)5-3 180(500 180)a5 7.3o o162.21201028.15包角適合。(6)計算帶的根數(shù)dd1180 mm 和ni960 r / min查表8-4a得Po3.22 kWni960 r / min、 in1960n23302.9和B型帶,查表8-4b得P0 0.30 kW162.20 ,查教科書表8-50.95 ；由Ld3150mm ,查教科書表8-2得Kl 1.07。根據(jù)帶數(shù)公式(式 8-2

21、6),得帶數(shù)為Pcaz P0P0 K Kl8.43.22 0.3 0.95 1.072.348(7)計算初拉力F0查教科書表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q 0.18 kg / m ,8-27)F0(2.5 K )Pca500 K zv2qv 500(2.5 0.95) 8.40.95 3 9.050.18-29.05267 N(8)計算軸壓力Fp (式p8-28)(9)9-1Fp 2zF0sin 1 2p2帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(略)3 267sin162.21583 N2如圖9-16所示鏈傳動的布置形式，小鏈JT -TJ輪為主動輪，中心距 a 3050 p。它在所示布置中應(yīng)按哪個方向回轉(zhuǎn)才算合理？兩輪軸線在同一鉛垂面內(nèi)（圖c）有什么缺點？應(yīng)采取什么措施？解圖a、b所示布置中鏈輪按逆時針方向旋轉(zhuǎn)合理（緊邊在上面，松邊在下面）。兩輪軸線布置在同一鉛垂面內(nèi)，下垂量增大，下輪的有效嚙合齒數(shù)減少，降低了傳動能力。應(yīng) 采取的措施是：（1）增大中心距；（2）加張緊輪；（3）兩輪偏置等措施。9-2 某鏈傳動傳遞的功率P 1 kW ,主動鏈輪轉(zhuǎn)速仙 48 r/min ,從動鏈輪