機(jī)械設(shè)計(jì)課后練習(xí)

..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(diǎn),,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(qiáng)度極限σB=420MPa,精車,彎曲,βq=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)力線圖如下圖3-5如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力,應(yīng)力幅,試分別按①②,求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)。[解]由題3-4可知〔1工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū),根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式,其計(jì)算安全系數(shù)〔2工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū),根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式,其計(jì)算安全系數(shù)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(jī)導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個(gè)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(dòng)。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(jī)械性能等級(jí)為8.8,校核螺栓連接強(qiáng)度。[解]采用鉸制孔用螺栓連接為宜因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng),鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對(duì)位置,并能承受橫向載荷,增強(qiáng)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(duì)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?！?確定M6×40的許用切應(yīng)力[]由螺栓材料Q215,性能等級(jí)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(gè)螺栓上的力為,轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為,各螺栓軸線到螺栓組對(duì)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(qiáng)度不滿足要求,不可靠。5-6已知一個(gè)托架的邊板用6個(gè)螺栓與相鄰的機(jī)架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對(duì)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??？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(gè)螺栓上的力為,轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)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5-8兩塊金屬板用兩個(gè)M12的普通螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預(yù)緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級(jí)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(yù)緊力Fo=15000N,當(dāng)受軸向工作載荷F＝10000N時(shí),求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力。8-2V帶傳動(dòng)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]8-310-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)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：..10-6設(shè)計(jì)銑床中的一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng),已知,壽命,小齒輪相對(duì)其軸的支承為不對(duì)稱布置,并畫出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。[解]<1>選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料①選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。②銑床為一般機(jī)器,速度不高,故選用7級(jí)精度〔GB10095-88。③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?！?按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1確定公式中的各計(jì)算值①試選載荷系數(shù)②計(jì)算小齒輪傳遞的力矩③小齒輪作不對(duì)稱布置,查表10-7,選取④由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。⑥齒數(shù)比⑦計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)⑨計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為,安全系數(shù)2計(jì)算①計(jì)算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值②計(jì)算圓周速度③計(jì)算尺寬④計(jì)算尺寬與齒高之比⑤計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,查圖10-8得動(dòng)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)⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑⑦計(jì)算模數(shù)?、鄮缀纬叽缬?jì)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(qiáng)度校核①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。②由圖10-18取彎曲疲勞壽命。③計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)④計(jì)算載荷系數(shù)⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得⑥校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式進(jìn)行校核所以滿足彎曲強(qiáng)度,所選參數(shù)合適。13-1試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級(jí)最高？哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)不能承受徑向載荷？N307/P462073020751301[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(jí)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(gè)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,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(jì)算軸向力和對(duì)于的角接觸球軸承,按表13-7,軸承派生軸向力,兩軸計(jì)算軸向力〔2求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1對(duì)軸承2因軸承運(yùn)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(hào),這里假設(shè)選用7207AC,查軸承手冊(cè)得基本額定載荷,因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算15-4圖15-28所