機械設計習題范例

1、說明本習題范例包括本課程學習期間應完成的全部設計性的課外習題，提供了這些習題訓練的重點、分析解決問題的一些思考、大致的設計步驟（數(shù)據(jù)由同學們根據(jù)自己的設計確定）。此外，還提供了一些重要章節(jié)的典型的思考題，期望在學時較少的情況下，對同學們掌握本課程的知識、提高分析解決問題的能力有所幫助。如果其中存在任何不足或謬誤之處，請同學們一定將意見反饋給老師我，在此先行謝過！題2.2鋼制扳手的手柄用兩個螺栓聯(lián)接如圖所示。已知扳緊力P200N。試設計此螺栓聯(lián)接（要求采用普通螺栓和鉸制孔用螺栓兩種方案，并分析比較結果）。評價要點正確的受力分析；正確確定螺栓尺寸；擠壓高度的正確確定；若能提出從受力角度的改進意見則

2、應加分（具求異思維）。解答參考 螺栓處承受的工作載荷設螺栓處承受的工作載荷分別為F1、F2，分別對點1、2取矩，有：Pl1F2l2 F28P1600NP(l1+l2)F1l2 F19P1800N由于螺栓1處工作載荷較大，設計應以1處的載荷為準。 采用普通螺栓取可靠性系數(shù)Kf1.2，由表2.7取摩擦系數(shù) 0.15，根據(jù)靜力平衡條件可得FKf F1/ 14400 N擬用4.6級的螺栓，為便于裝配，考慮不嚴格控制預緊力，暫定安全系數(shù)S=3，則許用應力為240/380MPa。依強度條件可得：17.26 mm查手冊可知，取M20合理。對照表2.4，初定S3是適當?shù)摹?采用鉸制孔用螺栓螺栓仍然用4.6級，

3、被聯(lián)接件材料與螺栓相同，由表2.6有：s /2.596MPa，p s/1.25192MPa。根據(jù)剪切強度條件可得：4.89 mm擠壓強度相對較弱，因此可將螺栓直徑稍微取大些，本例查手冊取M628的鉸制孔用螺栓，其光桿直徑d07，光桿長度為16，故擠壓高度h6mm，擠壓應力為p 42.85MPap 擠壓強度足夠。從承載的角度看，鉸制孔用螺栓聯(lián)接更能發(fā)揮螺栓材料的潛能，在同樣的載荷下，鉸制孔用螺栓的尺寸比普通螺栓的尺寸小。題2.7如圖所示，鑄鐵軸承托架用四個螺栓緊固在鋼制立柱上。已知軸承載荷P5kN， 60。試設計此螺栓組聯(lián)接。解答參考根據(jù)力的分解和簡化原理，載荷對螺栓組聯(lián)接的作用可用作用于底板中

4、心的水平力RH、鉛垂力RV及傾覆力矩M的聯(lián)合作用來代替，其中：RHPsin4330N，RVPcos2500N，M150(RHRV)1024500Nmm，由RH引起的螺栓工作拉力 F11082.5N，由M引起的螺栓的工作拉力 F2M/(4140)1830N。1根據(jù)托架不下滑的條件 4(FF1)Kf RV有 ，取0.15，Kf 1.2，可求得 F6082.5 N。2根據(jù)上側不出現(xiàn)間隙、下側不被壓潰條件的條件確定預緊力底板接觸面積 A21001503000mm2底板抗彎截面模量 W150(32021202)/62200000mm3由4(FF1)引起的壓應力為 p14(FF1)/A由M引起的拉、壓應力

5、為 p2M/W1024500/22000000.465MPa上側不應出現(xiàn)間隙，即p1p2 0，因此：F0.465A/4F14570 N。設托架材料為HT150，則其最小抗壓強度極限b1min330MPa，設立柱材料為ZG200-400，其最小屈服極限b2min200MPa，取鑄鐵安全系數(shù)S2.5，鋼的安全系數(shù)S1.25，則許用擠壓應力為p1330/2.5132MPa p2200/1.25160MPa因 p1p2，故取許用擠壓應力pp1132MPa。由下側不壓潰條件 p1p2p 可得：F987595 N綜合上述情況有 6082.5F987595，最終取 F8000 N。3螺栓強度計算上部螺栓受力

6、最大，最大工作載荷為 FmaxF1F21082.518302912.5 N因工作載荷與預緊力相比很小，故可以不考慮相對剛度問題，直接取螺栓總拉力F0FFmax10912.5N。考慮螺栓采用4.6級，擰緊時控制預緊力，取安全系數(shù)S1.5，則許用應力160MPa，于是有：d110.62mm，查手冊取M12的螺栓可矣。題2.9圖示為剛性聯(lián)軸器的螺栓組聯(lián)接。已知4個M16的鉸制孔用螺栓均布在直徑為155mm的圓周上，螺栓的性能級別為4.6級；聯(lián)軸器傳遞轉矩T1500Nm，聯(lián)軸器為鋼制。試校核螺栓的強度并確定螺栓的長度。評價要點正確、合理的受力分析；螺栓尺寸的確定；擠壓高度的確定。解答參考 每個螺栓處的

7、橫向剪切力為4838.7N4.6級螺栓的屈服極限為s1240MPa，設被聯(lián)接件材料為Q235鋼，其屈服限為s2235MPa，由表2.6有：p s2/1.25188MPa。查手冊：對于M16的鉸制孔用螺栓，其d017，相應的螺母厚度為8(薄螺母)或15(普通螺母)，故螺栓長度為L2238(15)54(61)mm，取L55(60)mm對應的光桿長度為l027(32)mm，因此擠壓高度h27(32)234(9)mm。于是 p 71.16（31.63）MPap 無論采用普通螺母或薄螺母，擠壓強度都足夠。題3.1圖示為某減速器上的聯(lián)軸器。已知：聯(lián)軸器傳遞轉矩T200Nm，軸徑d55mm，輪轂寬度B100

8、mm，聯(lián)軸器材料為Q235鋼，軸、鍵的材料均為45鋼，工作時有輕微沖擊。試選擇鍵聯(lián)接并驗算聯(lián)接的強度。評價要點擠壓強度和剪切強度的強弱；許用擠壓應力應取誰的？能否正確確定鍵長？解答參考根據(jù)d查手冊確定鍵的截面尺寸為：dh 1610考慮到鍵的剪切強度往往較為富裕，故先根據(jù)擠壓強度確定鍵長。由表3.1查得：p 125150MPa。由擠壓強度條件得鍵的有效長度為：23.2719.39mm考慮到是軸的伸出端用鍵，輪轂轂孔長度為100mm，故選用鍵長L3590mm的C型平鍵都行。由于平鍵聯(lián)接的擠壓強度都富裕很多，因此鍵的剪切強度必然足夠，不必校核剪切強度。題3.7用圓錐銷聯(lián)接兩軸的套筒聯(lián)軸器如圖所示。已

9、知：軸傳遞的轉矩T500Nm，軸徑d38mm，聯(lián)軸器材料為鑄鐵，套筒直徑D90mm，軸的材料為45鋼，工作時載荷平穩(wěn)。試選擇圓錐銷并驗算其強度。解答參考銷的材料常為35、45鋼，一般取80MPa，鑄鐵套筒的許用擠壓應力根據(jù)表3.1取p 75MPa。設銷的公稱直徑為ds ，那么根據(jù)剪切強度條件 求得：ds 14.47 mm查手冊，選取 銷 GB117-86 A16100。校核擠壓強度條件15.815MPap 擠壓強度足夠。習題5.4設計一破碎機用普通V帶傳動。已知電動機型號為Y132S-4，額定功率P5.5kW，轉速n11440 r/mm，從動帶輪轉速n2600 r/mm，允許轉速誤差5，兩班制

10、工作，希望中心距不超過650mm。評價要點正確查表；合理地確定尺寸D1（考慮v的問題）、D2（考慮彈性滑動）、Ld 。解答參考1計算功率 PcKA P1.45.57.7 kW （由表5.5 KA 1.4）2選擇帶的型號 根據(jù)選型圖5.14選擇A型帶3帶輪直徑（根據(jù)工作點在選型圖的位置，查表）取D1125 v9.4 m/s 因 in1/n22.4 故D2D1 i300 mm4確定帶長 初定a0600 mm L2 a01880.35 mm 查表5.2取基準長度Ld 1800 mm KL1.01 實際中心距 aa0(LdL)/2560 mm5小帶輪包角 1180057.30 162.090 6V帶的

11、根數(shù) 查表5.3 P01.93 kW，查表5.7 K0.956，查表5.4 P00.17 kW 于是 z3.80 最終取z4根7對軸的壓力（查表5.1 q0.10kg/m） 張緊力 F0500qv2174.21 N 軸上載荷 FQ2zF0sin1376.68N 8帶輪結構設計（略）結果：A型帶，Ld 1800 mm，z4根，D1125mm，D2300mm，a560mm，張緊力F0174.21N，壓軸力FQ1376.68N。習題5.8設計一往復式壓氣機上的滾子鏈傳動。已知電動機轉速n1960r/min，P3kW，壓氣機轉速n2300r/min，希望中心距不超過650mm，要求中心距可以調節(jié)。解答

12、參考1選擇鏈輪齒數(shù)傳動比 in1/ n23.2，初定鏈速 v38m/s查表5.14取 z121，z2iz167.2，取z267。2確定鏈節(jié)數(shù)（初定中心距a040 p）125.3實取 Lp124 節(jié)3確定鏈條節(jié)距查表5.11得KA1.3，估計工作點位于功率曲線頂點的左側，查表5.12得Kz1.11，查圖5.28得鏈長系數(shù)KL1.07，擬用單排鏈，查表5.13得Km1，故實際工況下傳動功率為3.28kW根據(jù)小鏈輪轉速n1(960r/min)和功率(3.28kW)查圖5.26，選擇滾子鏈型號為08A，其節(jié)距p12.7 mm。4確定實際中心距499.34 mm中心距減小量 a(0.0020.004)a

13、12 mm實際中心距 a498500 mm，取a499650 mm，滿足設計要求。5驗算鏈條速度v4.26 m/s 與原假設相符。6求對軸的壓力工作拉力F704 N，取KQ1.2，于是壓軸力FQKQF845N。7潤滑方式選擇 根據(jù)鏈速v和節(jié)距p查圖5.27，選擇油浴或飛濺潤滑。8鏈輪結構設計（略）設計結果：滾子鏈 08A-1126 GB1243.1-83，z121，z267，a499 mm，油浴或飛濺潤滑，壓軸力FQ845N。習題6.1 習題6.4試設計一閉式直齒圓柱齒輪傳動，已知：傳動比 i =4.5，輸入轉速n1=960r/min，傳遞功率P=10.2 kW；每天工作16h，要求壽命5年（

14、每年按250個工作日計算）；對稱布置，電機驅動，載荷有中等沖擊（按軟、硬兩種齒面進行設計）。評價要點是否認真查表；是否知道兩種工作能力的相對強弱；正確評價設計結果。解答參考說明：藍色數(shù)據(jù)為第2方案，當兩方案數(shù)據(jù)相同時，第2方案不單獨列出。1確定材料與熱處理方式考慮到該齒輪傳動無特殊要求，出于等強度和抗膠合的考慮，大小齒輪應有適當?shù)挠捕炔?。由?.1確定材料組合如下：方案1：小齒輪45鋼調質，HBS229286；大齒輪45鋼正火，HBS169217。方案2：小齒輪42SiMn表面淬火，HRC4555；大齒輪45鋼表面淬火，HRC4550。2確定許用應力（MPa）圖6.14、圖6.15得Hlim1

15、=605(HBS250)、1170(HRC=50)，Hlim2=560(HBS200)、1140(HRC=47)。Flim1=225(HBS250)、365(HRC=50)，F(xiàn)lim2=210(HBS200)、355(HRC=47)。由表6.5取 SHmin =1.1，SFmin=1.5使用壽命 N1=60n1 jLh=609601162505=11.52108N2= N1/ i =11.52108/4.5=2.56108由圖6.16曲線1：ZN1=1，ZN2=1.14；由圖6.17得：YN1= YN2=1，YST=2HP1=550（1063），HP2=509（1036）。FP1=300（48

16、7），F(xiàn)P2=280（473）。3按齒面接觸疲勞強度設計（長期單向運轉的閉式齒輪傳動）工作轉矩 T1=9.55106=101468.75 NmmZH=2.5（圖6.12），ZE=189.8（表6.3），Z =0.87（p135），d =0.8（0.4）（表6.8）載荷系數(shù) K= KAKvKK =1.66（1.815）其中：KA =1.25（表6.2），Kv =1.1（p134），K =1.1（1.2）（p134），K=1.1（p134）。d1=69.7（56.32）mm4初定齒輪參數(shù)因為是閉式齒輪傳動，為降低制造成本，提高工作平穩(wěn)性，齒數(shù)可適當取大些。初?。簔1=30（28），z2= iz1=

17、135（126），于是 m=2.37（1.93）mm查手冊，取標準模數(shù) m=2.5（2），則齒輪實際分度圓直徑為：d1= m z1=75（60）mm 所需最小值，d2= m z2 =337.5（252）mm；實際中心距 a =0.5(d1+ d2)=206.25（156）mm齒寬 b2= b =d d1=60（24）mm，b1= b +5=65（30）mm6校核齒根彎曲疲勞強度YFa1=2.52（2.55），YFa2=2.16；YSa1=1.63（1.61），YSa2=1.81，并取 Y=0.75（p137），于是：F1=YFa1 YSa1 Y =100.86（399）MPaFP1F2=F1=

18、96（380）MPaFP2齒根彎曲疲勞強度足夠。由于齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度都滿足要求，最終參數(shù)就取初步確定的參數(shù)。分析設計結果，可得到如下結論： 硬齒面齒輪結構比軟齒面齒輪緊湊，材料消耗少得多。因此在可能得情況下，應優(yōu)先考慮使用硬齒面齒輪。 計算表明2.98（1.22），2.92（1.24），而1.12（1.1）由此可知，軟齒面齒輪的接觸疲勞強度比彎曲疲勞強度確實要小許多。習題7.5試設計一長期連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動。已知：傳遞功率P =5.3 kW，傳動比 i =18.5，蝸桿軸轉速n1=1460r/min，載荷平穩(wěn)，單向工作。要求工作壽命不低于10000小時。評價要點： 蝸桿傳

19、動類型選擇； 生產規(guī)模與材料選擇； 主要參數(shù)（如齒數(shù)、中心距、變位系數(shù)、傳動比）的正確匹配。解答參考1選擇蝸桿傳動類型因該蝸桿傳動無特別的要求，本設計假定條件為一般精度、小批量生產，為降低生產成本，擬用阿基米德蝸桿。2. 確定轉矩T2考慮到是動力傳動且傳動比不大，取z1=2，則z2= iz1=37，n2= n1/i =78.92 r/min，又由表7.10，暫取效率=0.8，故T2=9.55106=9.55106=513076 Nmin3選擇材料、確定許用應力和材料彈性系數(shù)方案1：蝸桿45鋼表面淬火，HRC4555；蝸輪鑄鋁鐵青銅；由表7.6查得HP =160 MPa（估計vs 4 m/s）；

20、由表7.8：FP = 80 MPa；材料彈性系數(shù)：ZE =164（p159）。方案2：蝸桿45鋼表面淬火，HRC4555；蝸輪鑄錫磷青銅，砂模。由表7.7查得 =180MPa；而N =60 n2jLh=47352000，故KHN =0.8233，HP =KHN =148.19 MPa；由表7.8：= 40 MPa，KFN =0.8413，F(xiàn)P =KFN =33.65 MPa；材料彈性系數(shù)：ZE =147（p159）。4按齒面接觸疲勞強度設計1）確定相關系數(shù)載荷系數(shù)：K= KAKvK =1.0511.1=1.155，其中：K =1（p159），KA =1.05（表7.5），Kv =1.1（p15

21、9）。接觸系數(shù)：先假定 d1/a=0.35，由圖7.7得Z =2.9。2）確定中心距 a 方案1：a = 173.65 mm 方案2：a = 169.90 mm 取中心距a =180 mm，根據(jù)i =18.5查表7.2，m=8、d1=63，d1/a =0.35，初定Z合適。5確定主要參數(shù)與尺寸1）蝸桿 蝸桿頭數(shù)z1=2，中圓直徑d1=63，模數(shù)m=8、軸向齒距px = m=25.133，直徑系數(shù)q = d1/m =7.875，齒頂圓直徑 da1=79，齒根圓直徑 df1=43.8，分度圓導程角 =arctan(z1/q)=14.25。2）蝸輪 齒數(shù)z2=37，分度圓直徑 d2=m z2=296

22、，因計算中心距 a =179.5 mm，而實際中心距 a =180，變位系數(shù) x2=(2a-d1- d2)/2m=0.0625，喉圓直徑da2= d22ha2=312，根圓直徑 df2= d2-2hf2=276.8 mm。5校核蝸輪齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù) zv2= z2/cos3=40.64，由圖7.8查得YFa2=2.38（zv2=40.64、x2=0.0625），螺旋角系數(shù)Y=1-/120=0.88125 ，于是F2=YFa2Y=11.23 FP = 80 或33.65 MPa，彎曲強度足夠。6驗算滑動速度vs = d1 n1/(60000cos)= 4.97 m/s不難看出，若采用方案

23、1，則實際滑動速度較估計值大得較多，若修改設計，按vs =5 m/s確定許用應力，則HP 140MPa，計算中心距a 189.82mm，中心距取180不滿足設計要求，所以方案1不可行。最終采用方案2。涉及的其它設計工作如：確定精度等級、熱平衡計算、繪制蝸桿蝸輪工作圖等，此處略。習題8.3根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端選用 =15的角接觸球軸承，正裝，軸頸直徑d =35mm，工作中有中等沖擊，轉速n=1860r/min。已知兩軸承的徑向負荷分別為R1=3390N（左軸承），R2=1040N（右軸承），外部軸向負荷FA =870N，作用方向指向左軸承。試確定軸承的工作壽命。解答參考說明：括號內數(shù)據(jù)為

24、第2方案，當兩方案數(shù)據(jù)相同時，第2方案不單獨列出。1確定基本額定動負荷和基本額定靜負荷根據(jù)題目要求暫定型號為：7207C（7307C）查手冊得：Cr=30.5（34.2）kN，C0r=20（26.8）kN。由表8.6查得：fp=1.5（中等沖擊）2計算軸承軸向力由表8.7查得70000C型軸承的派生軸向力為：S = 0.5R ，于是有S1=0.53390=1695N（方向向右） S2=0.51040=520N（方向向左）因：S2+FA =520+870=1390S1=1695N，可知軸承2壓緊、軸承1放松，于是A1= S1=1695N ，A2= S1- FA =1695-870=825N3確定

25、當量動負荷 Pi = fp(xi +yi) 表8.5，A1/C0r =0.085（0.063），線性查值得e10.46（0.43）；A2/C0r =0.041（0.031），線性查值得e20.41（0.40）。 A1/R1=0.5e1， x1=0.44，y1=1.23（1.30）； A2/R2=0.79e2， x2=0.44，y2=1.35（1.4）。于是：P1=1.5（0.443390+1.231695）=5364.68（5542.65）NP2=1.5（0.441040+1.35825）=2357.03（2418.9）N4壽命計算由于P1P2，所以軸承壽命取決于軸承1，于是=1646.66（2105）h結論：采用7207C時軸承壽命為1646.66小時，采用7307C則為2105小時。討論題討論題1帶式制動器如圖所示。鼓輪與制動帶間的摩擦系數(shù)為 0.28，制動帶帶寬60mm，帶允許的最大拉力為800N，鼓輪直徑D300mm，L500mm，a150mm，b280mm。試分析：1）決定該制動器最大制動力矩的因素是什么？2）求鼓輪順時針、逆時針轉動時所需制動力P和制動力矩T。3）請改變設計使制動力P與鼓輪轉動方向無關？討論：1）是帶允許的最大拉力。2）求出包角 237.63.71 1/s，F(xiàn)1max800N，F(xiàn)2minF1max/e283