濮良貴機械設(shè)計后習(xí)題答案完整版

1、習(xí)題答案3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，取循環(huán)基數(shù)，試求循環(huán)次數(shù)N分別為7 000、25 000、620 000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。解 3-2已知材料的力學(xué)性能為，試?yán)L制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解 得，即根據(jù)點，按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的材料，設(shè)其強度極限B=420MPa，精車，彎曲，q=1，試?yán)L制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。解 因，查附表3-2，插值得，查附圖3-1得，將所查值代入公式，即查附圖3-2，得；按精車加工工藝，查附圖3-4，得，已知，則根據(jù)按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖

2、如下圖3-5如題3-4中危險截面上的平均應(yīng)力，應(yīng)力幅，試分別按，求出該截面的計算安全系數(shù)。解 由題3-4可知（1）工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計算安全系數(shù)（2）工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計算安全系數(shù)第五章螺紋連接和螺旋傳動習(xí)題答案5-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大的變動。試問：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是鉸制孔用螺栓連接為宜？為什么？Q215，若用M6×40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機械性能等級為8.8，校核螺栓連接強度

3、。解 采用鉸制孔用螺栓連接為宜因為托架所受的載荷有較大變動，鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對位置，并能承受橫向載荷，增強連接的可靠性和緊密性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移，而普通螺栓連接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。（1）確定M6×40的許用切應(yīng)力由螺栓材料Q215，性能等級8.8，查表5-8，可知，查表5-10，可知（2）螺栓組受到剪力F和力矩（），設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即由圖可知，螺栓最大受力故M6×40的剪切強度不滿足要求，不可靠。5-6 已知一個托架的

4、邊板用6個螺栓與相鄰的機架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用。現(xiàn)有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最小？為什么？解 螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為（a）中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r，即r=125mm由（a）圖可知，最左的螺栓受力最大（b）方案中由（b）圖可知，螺栓受力最大為5-10第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接習(xí)題答案6-3在一直徑的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度，工作時有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，

5、并計算其允許傳遞的最大扭矩。解 根據(jù)軸徑，查表得所用鍵的剖面尺寸為，根據(jù)輪轂長度取鍵的公稱長度鍵的標(biāo)記鍵鍵的工作長度為鍵與輪轂鍵槽接觸高度為根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力根據(jù)普通平鍵連接的強度條件公式變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為第八章帶傳動習(xí)題答案8-1 V帶傳動的，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)，包角，初拉力。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若，其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？（3）若傳動效率為，彈性滑動忽略不計，從動輪輸出效率為多少？解 8-2 V帶傳動傳遞效率，帶速，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即，試求緊邊拉力、有效拉力和初拉力。解 8-4 有一帶式輸送裝置，其異

6、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=7kW，轉(zhuǎn)速，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速，允許誤差為，運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作，試設(shè)計此帶傳動。解 （1）確定計算功率由表8-7查得工作情況系數(shù)，故（2）選擇V帶的帶型根據(jù)、，由圖8-11選用B型。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速由表8-6和8-8，取主動輪的基準(zhǔn)直徑驗算帶速計算從動輪的基準(zhǔn)直徑（4）確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度由式，初定中心距。計算帶所需的基準(zhǔn)長度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度實際中心距中心距的變化范圍為。（5）驗算小帶輪上的包角故包角合適。（6）計算帶的根數(shù)計算單根V帶的額定功率由，查表8-4a得根據(jù)查表8-5得，表8-

7、2得，于是計算V帶的根數(shù)取3根。（7）計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量，所以（8）計算壓軸力（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）第九章鏈傳動習(xí)題答案9-2某鏈傳動傳遞的功率，主動鏈輪轉(zhuǎn)速，從動鏈輪轉(zhuǎn)速，載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，試設(shè)計此鏈傳動。解 （1）選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪的齒數(shù)（2）確定計算功率由表9-6查得，由圖9-13查得，單排鏈，則計算功率為（3）選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)，查圖9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)距（4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為取鏈長節(jié)數(shù)。查表9-7得中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距為（5）計算鏈速，確定潤滑方式

8、由和鏈號16A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑。（6）計算壓軸力有效圓周力為鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為9-3 已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速，齒數(shù)，從動鏈齒數(shù)，中心距，滾子鏈極限拉伸載荷為kN，工作情況系數(shù)，試求鏈條所能傳遞的功率。解 由，查表9-1得，鏈型號16A根據(jù)，查圖9-11得額定功率由查圖9-13得且第十章齒輪傳動習(xí)題答案10-1 試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作用位置及方向）。解 受力圖如下圖：補充題：如圖（b），已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪，標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，應(yīng)為多少？并計算2、3齒輪各分力大小。解（1）齒輪2的軸向力：齒輪3

9、的軸向力：即由即（2）齒輪2所受各力：齒輪3所受各力：10-6設(shè)計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知，壽命，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的機構(gòu)圖。解 (1) 選擇齒輪類型、精度等級、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動。銑床為一般機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 （2）按齒面接觸強度設(shè)計 1）確定公式中的各計算值試選載荷系數(shù)計算小齒輪傳遞的力矩 小齒輪作不對稱布置，查表10-7，選取由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)

10、由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。齒數(shù)比 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù) 2）計算 計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值計算圓周速度計算尺寬計算尺寬與齒高之比計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得由，查圖10-13得故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑計算模數(shù)取幾何尺寸計算分度圓直徑：中心距：確定尺寬：圓整后取。（3）按齒根彎曲疲勞強度校核 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強

11、度極限。由圖10-18取彎曲疲勞壽命。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)計算載荷系數(shù)查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 校核彎曲強度 根據(jù)彎曲強度條件公式 進行校核所以滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，已知，兩齒輪的齒數(shù)為，8級精度，小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），壽命20年（設(shè)每年300工作日），每日兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對稱布置，試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率。解 （1）齒輪材料硬度查表10-1，根據(jù)小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217269HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217255 HBS（2

12、）按齒面接觸疲勞硬度計算 計算小齒輪的分度圓直徑計算齒寬系數(shù)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。齒數(shù)比 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù)由圖10-26查得計算齒輪的圓周速度計算尺寬與齒高之比計算載荷系數(shù) 根據(jù)，8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)由表10-3，查得按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4查得 按=1查得由，查圖10-13得故載荷系數(shù)由接觸強度確定的最大轉(zhuǎn)矩（3）按彎曲強度計算計算載荷系數(shù) 計算縱向重合度

13、 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù)查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。由圖10-18取彎曲疲勞壽命。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)計算大、小齒輪的，并加以比較取由彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩（4）齒輪傳動的功率取由接觸強度和彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉(zhuǎn)方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向。解 各軸的回轉(zhuǎn)方向如下圖所示，蝸輪2、4的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖11-3 設(shè)計用于帶式輸送機

14、的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率，傳動比，由電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr，滲碳淬火，硬度。蝸輪材料為，金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h，要求工作壽命為7年（每年按300工作日計）。解 （1）選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按，估取效率，則確定載荷系數(shù)K 因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)，則確定彈性影響系數(shù)蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故確定接觸系數(shù)假設(shè)，從圖11-18中可查得確定許用接觸應(yīng)力由表11-7中查得

15、蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)系數(shù)壽命系數(shù)則計算中心距取中心距，因，故從表11-2中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑。此時，從圖11-18中查取接觸系數(shù)，因為，因此以上計算結(jié)果可用。（3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 蝸桿頭數(shù)，軸向齒距；直徑系數(shù)；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚。蝸輪 蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)驗算傳動比，此時傳動比誤差，是允許的。蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓直徑（4）校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力壽命系數(shù)校核齒根彎曲疲勞強度彎曲強度是滿

16、足的。（5）驗算效率已知；與相對滑動速度相關(guān)從表11-18中用插值法查得，代入式得，大于原估計值，因此不用重算。第十三章13-1試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個承受徑向載荷能力最高？哪個不能承受徑向載荷？ N307/P4 6207 30207 51301解 N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑均為35mm，51301的內(nèi)徑為5mm；N307/P4的公差等級最高；6207承受徑向載荷能力最高；N307/P4不能承受徑向載荷。13-5 根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用的兩個角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速，

17、已知兩軸承的徑向載荷分別為，外加軸向載荷，作用方向指向軸承1，試確定其工作壽命。解 （1）求兩軸承的計算軸向力和對于的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，兩軸計算軸向力（2）求軸承當(dāng)量動載荷和由表13-5查得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則（3）確定軸承壽命由于題目中沒給出在軸承的具體代號，這里假設(shè)選用7207AC，查軸承手冊得基本額定載荷，因為，所以按軸承1的受力大小驗算13-6 若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其他條件同例題13-2，試驗算軸承的壽命。解 （1）求兩軸承受到的徑向載荷

18、和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（下圖b）和水平面（下圖a）兩個平面力系。其中：圖c中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫出）。由力分析可知：（2）求兩軸承的計算軸向力和查手冊的30207的，兩軸計算軸向力（3）求軸承當(dāng)量動載荷和由表13-5查得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則（4）確定軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。13-7 某軸的一端支點上原采用6308軸承，其工作可靠性為90%，現(xiàn)需將該支點軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠性提高到99%，試確定可能用來替換的軸承型號。解 查手冊得6308軸承的基本額定動載荷。查表13-9，得可靠性為90%時，可靠性為99%時，?？煽啃詾?0%時可靠性為99%時即查手冊，得6408軸承的基本額定動載荷，基本符合要求，故可用來替換的軸承型號為6408。第十五章軸習(xí)題答案15-4圖15-28所示為某減速器輸出軸的結(jié)構(gòu)圖，試指出其設(shè)計錯誤，并畫出改正圖。解 （1）處兩軸承應(yīng)當(dāng)正裝。（2）處應(yīng)有間隙并加密封圈。（3）處應(yīng)有軸間定位。（4）處鍵不能伸入端蓋，軸的伸出部分應(yīng)加長。（5）處齒輪不能保證軸向固定。（6）處應(yīng)有軸間定位。（7）處應(yīng)加調(diào)整墊片。改正圖見軸線下半部分。1