機械零件的強度

..總論第三章機械零件的強度3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限σ-1=180MPa,取循環(huán)基數(shù)N0=5106,m=9,試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000,2500,620000次是時的有限壽命彎曲疲勞極限。3-2已知材料的力學性能為σS=260MPa,σ-1=170MPa,σ=0.2,試繪制此材料的簡化極限應力線圖〔參看圖3-3中的A’D’G’C。3-3一圓軸的軸肩尺寸為：D=72mm,d=62mm,r=3mm。材料為40CrNi,其強度極限σB=900MPa,屈服極限σS=750MPa,試計算軸肩的彎曲有效應力集中系數(shù)kσ。3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=54mm,d=45mm,r=3mm。如用題3-2中的材料,設其強度極限σB=420MPa,試繪制此零件的簡化極限應力線圖。3-5如題3-4中危險截面上的平均應力σm=20MPa,應力幅σa=900MPa,試分別按：ar=C；bσm=C,求出該截面的計算安全系數(shù)Sca。聯(lián)接螺紋聯(lián)接和螺旋傳動5-1分析比較普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點,各舉一例說明它們的應用。5-2將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細些有什么好處？5-3分析活塞式空氣壓縮機氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時的受力變化情況,它的最大應力,最小應力如何得出？當氣缸內(nèi)的最高壓力提高時,它的最大應力、最小應力將如何變化？5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)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)。試分析底板螺栓組的受力情況,并判斷哪個螺栓受力最大？保證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些？5-5圖5-50是由兩塊邊板和一塊承重板焊成的龍門起重機導軌托架。兩塊邊板各用4個螺栓與立柱相聯(lián)接,托架所承受的最大載荷為20kN,載荷有較大的變動。試問：此螺栓聯(lián)接采用普通螺栓聯(lián)接還是鉸制孔用螺栓聯(lián)接為宜？為什么？5-6已知一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機架相聯(lián)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5-51所示的兩種螺栓布置型式,設采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接,試問哪一種布置型式所用的螺栓直徑較??？為什么？5-7圖5-52所示為一拉桿螺栓聯(lián)接。已知拉桿所受的載荷F=56kN,載荷穩(wěn)定,拉桿材料為Q235鋼,試設計此聯(lián)接。5-8兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯(lián)接。若結合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼制造,求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接,被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預緊力F0=15000N,當受軸向工作載荷F=10000N時,求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內(nèi)的工作壓力p=0~1Mpa,缸蓋與缸體均為鋼制,直徑D1=350mm,D2=250mm,上下凸緣厚均為25mm,試設計此聯(lián)接。5-11設計簡單千斤頂〔參見圖5-41的螺栓和螺母的主要尺寸。起重量為40000N,起重高度為200mm,材料自選。鍵、花鍵、無鍵聯(lián)接和銷聯(lián)接6-1為什么采用兩個平鍵時,一般布置在沿周向相隔180的位置；采用兩個楔鍵時,相隔90~120；而采用兩個半圓鍵時,卻布置在軸的同一母線上？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有明顯的差別？6-3在一直徑d=80mm的軸端,安裝一鋼制直齒圓柱齒輪〔圖6-26,輪轂寬度L’=1.5d,工作時有輕微沖擊。試確定平鍵聯(lián)接的尺寸,并計算其允許傳遞的最大轉矩。6-4圖6-27所示的凸緣半聯(lián)軸器及圓柱齒輪,分別用鍵與聯(lián)軸器的低速軸相聯(lián)接。試選擇兩處鍵的類型及尺寸,并校核其聯(lián)接強度。已知：軸的材料為45鋼,傳遞的轉矩T=1000Nm,齒輪用鍛鋼制成,半聯(lián)軸器用灰鑄鐵制成,工作時有輕微沖擊。6-5圖6-28所示的灰鑄鐵V帶輪,安裝在直徑d=45mm,帶輪的基準直徑dd=250mm,工作時的有效拉力F=2kN,輪轂寬度L’=65mm,工作時有輕微振動。設采用鉤頭楔鍵聯(lián)接,試選擇該楔鍵的尺寸,并校核聯(lián)接的強度。6-6圖6-29所示為變速箱中的雙聯(lián)滑移齒輪,傳遞的額定功率P=4kW,轉速n=250r/min。齒輪在空載下移動,工作情況良好。試選擇花鍵類型和尺寸,并校核聯(lián)接的強度。6-7圖6-30所示為套筒式聯(lián)軸器,分別用平鍵及半圓鍵與兩軸相聯(lián)接。已知：軸徑d=38mm,聯(lián)軸器材料為灰鑄鐵,外徑D1=90mm。試分別計算兩種聯(lián)接允許傳遞的轉矩,并比較其優(yōu)缺點。鉚接、焊接、鉸接和過盈聯(lián)接7-1現(xiàn)有圖7-26所示的焊接接頭,被焊件材料均為Q235鋼,b=170mm,b1=80mm,=12mm,承受靜載荷F=0.4MN,設采用E4303號焊條手工焊接,試校核該接頭的強度。 7-2上題的接頭如承受變載荷Fmax=0.4MN,Fmin=0.2MN,其它條件不變,接頭強度能否滿足要求？7-3試設計圖7-10所示的不對稱側面角焊縫,已知被焊件材料均為Q235鋼,角鋼尺寸為10010010〔單位為mm,截面形心c到兩邊外側的距離z0=a=28.4mm,用E4303號焊條手工焊接,焊縫腰長k==10mm,靜載荷F=0.35MN。7-4現(xiàn)有45鋼制的實心軸與套筒采用過盈聯(lián)接,軸徑d=80mm,套筒外徑d2=120mm,配合長度l=80mm,材料的屈服極限σS=360MPa,配合面上的摩擦系數(shù)f=0.085,軸與孔配合表面的粗糙度分別為1.6及3.2,傳遞的轉矩T=1600Nm,試設計此過盈聯(lián)接。7-5圖7-27所示的鑄錫磷青銅蝸輪輪圈與鑄鐵輪芯采用過盈聯(lián)接,所選用的標準配合為H8/t7,配合表面粗糙度均為3.2,設聯(lián)接零件本身的強度足夠,試求此聯(lián)接允許傳遞的最大轉矩〔摩擦系數(shù)f=0.10。第三篇機械傳動帶傳動8-1V帶傳動的n1=1450r/MIN,帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)fv=0.51,包角1=180,預緊力F0=360N。試問：〔1該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？〔2若dd1=100mm,其傳遞的最大轉矩為多少？〔3若傳動效率為0.95,彈性滑動忽略不計,從動輪輸出功率為若干？8-2V帶傳動傳遞的功率P=7.5kW,帶速v=10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍,即F1=2F2,試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和預緊力F0。8-3已知一窄V帶傳動的n1=1450r/min,n2=400r/min,dd1=180mm,中心距a=1600mm,窄V帶為SPA型,根數(shù)z=2,工作時有振動,一天運轉16h〔即兩班制,試求帶能傳遞的功率。8-4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=7kW,轉速n1=960r/min,減速器輸入軸的轉速n2=330r/min,允許誤差為5%,運輸裝置工作時有輕度沖擊,兩班制工作,試設計此帶傳動。鏈傳動9-1如圖9-17所示鏈傳動的布置形式,小鏈輪為主動輪,中心距a=〔30~50p。它在圖a、b所示布置中應按哪個方向回轉才算合理？兩輪軸線布置在同一鉛垂面內(nèi)〔圖c有什么缺點？應采取什么措施？aaabc圖9-179-2某鏈傳動傳遞的功率P=1kW,主動鏈輪轉速n1=48r/min,從動鏈輪轉速n2=14r/min,載荷平穩(wěn),定期人工潤滑,試設計此鏈傳動。9-3已知主動鏈輪轉速n1=850r/min,齒數(shù)z1=21,從動鏈輪齒數(shù)z2=99,中心距a=900mm,滾子鏈極限拉伸載荷為55.6kN,工作情況系數(shù)KA=1,試求鏈條所能傳遞的功率。9-4選擇并驗算一輸送裝置用的傳動鏈。已知鏈傳動傳遞的功率P=7.5kW,主動鏈輪的轉速n1=960r/min,傳動比i=3,工作情況系數(shù)KA=1.5,中心距a≤650mm<可以調(diào)節(jié)>。齒輪傳動10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力〔用受力圖表示出各力的作用位置及方向。10-2如圖10-48所示的齒輪傳動,齒輪A、B和C的材料都是中碳鋼調(diào)質(zhì),其硬度：齒輪A為240HBS,齒輪B為260HBS,齒輪C為220HBS,試確定齒輪B的許用接觸應力[σH]和許用彎曲應力[σF]。假定：〔1齒輪B為"惰輪"〔中間輪,齒輪A為主動輪,齒輪C為從動輪,設KFN=KHN=1；〔2齒輪B為主動輪,齒輪A和齒輪C均為從動輪,設KFN=KHN=1；AABC圖10-48齒輪傳動許用應力分析10-3對于作雙向傳動的齒輪來說,它的齒面接觸應力和齒根彎曲應力各屬于什么循環(huán)特性？在作強度計算時應怎樣考慮？10-4齒輪的精度等級與齒輪的選材及熱處理方法有什么關系？10-5要提高齒輪的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有哪些可能的措施10-6設計銑床中的一對圓柱齒輪傳動,已知P1=7.5kW,n1=1450r/min,z1=26,z2=54,壽命Lh=12000h,小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置,并畫出大齒輪的結構圖。10-7某齒輪減速器的斜齒圓柱齒輪傳動,已知n1=750r/min,兩輪的齒數(shù)為z1=24,z2=108,β=9o22′,mn=6mm,b=160mm,8級精度,小齒輪材料為38SiMnMo〔調(diào)質(zhì),大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì),壽命20年〔設每年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。10-8設計小型航空發(fā)動機中的一對斜齒圓柱齒輪傳動,已知P1=130kW,n1=11640r/min,z1=23,z2=73,壽命Lh=100h,小齒輪作懸臂布置,使用系數(shù)KA=1.25。10-9設計用于螺旋輸送機的閉式直齒錐齒輪傳動,軸夾角∑=90o,傳遞功率P1=1.8kW,轉速n1=250r/min,齒數(shù)比u=2.3,兩班制工作,壽命10年〔每年按300天計算,小齒輪作懸臂布置。蝸桿傳動11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉方向\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。11-2圖11-27所示為熱處理車間所用的可控氣氛加熱爐拉料機傳動簡圖。已知：蝸輪傳遞的轉矩T2=405Nm,蝸桿減速器的傳動比i12=20,蝸桿轉速n1=480r/min,傳動較平穩(wěn),沖擊不大。工作時間為每天8h,要求工作壽命為5年〔每年按300工作日計,試設計該蝸桿傳動。11-3設計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動,傳遞功率P1=5.0kW,n1=960r/min,傳動比i=23,由電動機驅(qū)動,載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr,滲碳淬火,硬度≥58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P1,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。11-4設計一起重設備用的蝸桿傳動,載荷有中等沖擊,蝸桿軸由電動機驅(qū)動,傳遞的額定功率P1=10.3kW,n1=1460r/min,n2=120r/min間歇工作,平均約為每日2h,要求工作壽命為10年〔每年按300工作日計。11-5試設計輕紡機械中的一單級蝸桿減速器,傳遞功率P=8.5kW,主動軸轉速n1=1460r/min,傳動比i=20,工作載荷穩(wěn)定,單向工作,長期連續(xù)運轉,潤滑情況良好,要求工作壽命為15000h。11-6試設計某鉆機用的單級圓弧圓柱蝸桿減速器。已知蝸輪軸上的轉矩T2=10600Nm,蝸桿轉速n1=910r/min,蝸輪轉速n2=18r/min,斷續(xù)工作,有輕微振動,有效工作時數(shù)為3000h。第四篇軸系零、部件滑動軸承12-1某不完全液體潤滑徑向滑動軸承,已知：軸徑直徑d=200mm,軸承寬度B=200mm,軸頸轉速n=300r/min,軸瓦材料為ZCuAl10Fe3,試問它可以承受的最大徑向載荷是多少？12-2已知一起重機卷筒的徑向滑動軸承所承受的載荷F=100000N,軸頸直徑d=90mm,軸的轉速n=9r/min,軸承材料采用鑄造青銅,試設計此軸承〔采用不完全液體潤滑。12-3某對開式徑向滑動軸承,已知徑向載荷F=35000N,軸頸直徑d=100mm,軸承寬度B=100mm,軸頸轉速n=1000r/min。選用L-AN32全損耗系統(tǒng)用油,設平均溫度tm=50℃,軸承的相對間隙ψ=0.001,軸頸、軸瓦表面粗糙度分別為Rz1=1.6um,Rz2=3.2um,試校驗此軸承能實現(xiàn)液體動壓潤滑。12-4設計一發(fā)電機轉子的液體動壓徑向滑動軸承。已知：載荷F=50000N,軸頸直徑d=150mm,轉速n=1000r/min,工作情況穩(wěn)定。滾動軸承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/P46207/P23020751307/P613-2欲對一批同型號滾動軸承作壽命實驗。若同時投入50個軸承進行試驗,按其基本額定動載荷值加載,試驗機主軸轉速n=2000r/min。若預計該批軸承為正品,則試驗進行8小時20分鐘,應約有幾個軸承已失效。13-3某深溝球軸承需在徑向載荷Fr=7150N作用下,以n=1800r/min的轉速工作3800h。試求此軸承應有的基本額定動載荷C。13-4一農(nóng)用水泵,決定選用深溝球軸承,軸頸直徑d=35mm,轉速n=2900r/min,已知徑向載荷Fr=1810N,軸向載荷Fa=740N,預期計算壽命Lh′=6000h,試選擇軸承的型號。13-5根據(jù)工作條件,決定在軸的兩端選用=25的兩個角接觸球軸承,如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑d=35mm,工作中有中等沖擊,轉速n=1800r/min,已知兩軸承的徑向載荷分別為Fr1=3390N,Fr2=1040N,外加軸向載荷Fae=870N,作用方向指向軸承1,試確定其工作壽命。13-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承,代號為30207。其它條件同例題13-2,試驗算軸承的壽命。13-7某軸的一端支點上原采用6308軸承,其工作可靠度為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度提高到99%,試確定可能用來替換的軸承型號。第十四章聯(lián)軸器和離合器14-1某電動機與油泵之間用彈性套柱銷聯(lián)軸器聯(lián)接,功率P=4kW,轉速n=960r/min,軸伸直徑d=32mm,試決定該聯(lián)軸器的型號〔只要求與電動機軸伸聯(lián)接的半聯(lián)軸器滿足直徑要求。14-2某離心式水泵采用彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)接,原動機為電動機,傳遞功率38kW,轉速為300r/min,聯(lián)軸器兩端聯(lián)接軸徑均為50mm,試選擇該聯(lián)軸器的型號。若原動機改為活塞式內(nèi)燃機時,又應如何選擇其聯(lián)軸器？14-3一機床主傳動換向機構中采用如圖14-20所示的多盤摩擦離合器,已知主動摩擦盤5片,從動摩擦盤4片,結合面內(nèi)徑D1=60mm,外徑D2=110mm,功率P=4.4kW,轉速n=1214r/min,摩擦盤材料為淬火鋼對淬火鋼,試求需要多大的軸向力F？14-4圖14-23a所示的剪切銷安全聯(lián)軸器,傳遞轉矩Tmax=650Nm,銷釘直徑d=6mm,銷釘材料用45鋼正火,銷釘中心所在圓的直徑Dm=100mm,銷釘數(shù)z=2。若取[τ]=0.7σB,試求此聯(lián)軸器在載荷超過多大時方能體現(xiàn)其安全作用。第十五章軸15-1若