机械设计第九版濮良贵课后习题答案

1、第三章机械零件的强度3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限(01=180 MPa,取循环基数 No=5x1O6,9V.0一 2N NINoJ 50.应验算底板在横向力作用下是否会移，奚求摩擦力F疔 L5-5图5-49是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用 4个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大的变动。试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215 ,若用M 6 X 40铰孔用螺栓连解采用铰制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，铰制孔用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密

2、 性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓 连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。(1) 确定 M 6X 40的许用切应力门由螺栓材料 Q215,性能等级8.8，查表5-8，可知cs=640MPa，查 表 5-10 ,可知SJ =3.55.0” q = = 640=(182.86 128 MPaS3.5 5.0ps/64r426-67M Pa(2) 螺栓组受到剪力 F和力矩(T=FL ),设剪力F分在各个螺栓上的力为F，转矩T分在各个螺栓上的分力为Fj，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即蔬朋歸1 1/. Fj =-F =-x20 =2.5kN8 8 L F

3、L 20咒300灯0 厂云“Fj =尸=5j2kNj 8r 8x7572x10由图可知，螺栓最大受力Fmax hJf, +Fj2 +2FiFj cos 0 = J2.52 +(572)2 +2X 2.5X5%/ xcos45 = 9.015kNFmax 9.015 咒 103319 巴 x(6x1024”X = 319 A 町d 2-9.015X1034d0% =doLmin &1011.4天10=131.8衣故M 6X 40的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250mm、大小为 60kN的载荷作用。

4、现有如图5-50所示的两种螺栓布置形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么?503GOkNI型A-,60kN125A J解螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为 Fi ,转矩T分在各个螺栓上的分力为 Fj(a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即 r=125mm11F = - F = - X 60 = 10kN66L FL 60 x 250 x 10F = 一 = = 20kNj 6r 6 X 125 X 10（b）方案中F=1咒60 =10kN6 6FMrmaxF j max =6送r2_ FLrmax=6Z ri2y60咒2500七 Jf1

5、25+1252 咒10V12丿陛2+4陛丫+曲 12丿b2丿 丿2X= 24.39kN_6由（b ）图可知，螺栓受力最大为Fmax = Jf2 +Fj2 +2FiFj COS0= Jl02 +(24.39)2 +2X10X24.39X強=33.63kNJlLX二由d。3 J4Fmt可知采用a）（布置形式所用白直螺径栓较小F=56KN,5-7图5-52所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷载荷稳定，拉丁材料为 Q235钢，试设计此联接。解 该题属于松螺栓联接的题目。拉伸强度条件为护豆 56x10 r Tcr =Mb *牙 1 才 1拉杆材料为Q2 35,其cr = 95MPa. 4由 血 匸

6、=27 4郴 :x95xl0所以取螺栓选用的直径d=30mrD, -5-8两块金属板用两个 M12的普通螺栓联接。若接合面的摩擦系数4.8f=0.3,螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%。螺栓用性能等级为 的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。解 螺栓数g为2、接合面数为b取防滑系数为Ks=L 2,性能等级为4. 8的碳 钢乍宓叫则螺栓所需预紧力F0为矗巴警得岀代gg5-9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力Fo=15000N,当受轴向工作载荷F = 10 000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。5-10图5-24所示为一汽缸盖螺栓组联接已知汽缸

7、内的工作压力P=01MPa，缸盖与缸体均为钢制，直径D1=350mm,D2=250mm上、F凸缘厚均为25mm.试设计此联接。J.T518 5-24受轴向载荷的螺栓组联S解 （0确定螺栓数H利直径d.*査教材55 螺栓间距命Y 7乳取州取沪也则螺栓间距护呢=#螺栓直径 d=tOZ6=92/61E. 3弘 取（2）选择螺栓性IE尊级，选择螺栓性能等级为E 3级，S教材表5吃提 碍=我0GA炉a,込二 6A0MPa * 计算螺栓上的载荷，作用在气缸上的最大压力代和单个螺栓上的工作载荷F分别対我F2F = -=6l3eAf取残余预紧力F1=1.5F,由教材公式25-15）,螺栓的总载荷4K2=F1+

8、F=2. EF=2. 5*613215340附（4）许埔应力.按不控制预紧力确定安全系数，查教材表5-10,取皐4许用拉应力# =乞=応0应45）验算螺栓的强度*査手册.臨栓的大径EE皿小径d口3.S跖阿取螺栓处称长度ETOimd 由教材公式（5-19）,螺柱的计算应力忑严学4盃满足噬度条件0螺栓的标记为GEZr 57S2-S6H16f70.IM栓数量沪12川5-11设计简单千斤顶（参见图5-41）的螺杆和螺母的主要尺寸。起重量为40000N，起重高度为 200mm,材料自选。-托杯-_钉打_r静冷打眉?少=服用詡一門耳fflJ利 W0(1) 选作材料。螺栓材料等选用45号钢久=。螺母材料选用

9、ZCuA19Mn2,查表确定需用压强P=15 MPa.(2) 确定螺纹牙型。梯形螺纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好，本 题采用梯形螺纹。(3) 按耐磨性计算初选螺纹的中径。因选用梯形螺纹且螺母兼作支承，故取卩=2) 根据教材式(5-45)得妨 2 0.8 J= 26.13?miMP按螺杆抗压强度初选螺纹的内径。根据第四强度理论，其强度条件为但对中小尺寸的螺杆，可认为川，所以上式可简化为Jj式中，A为螺杆螺纹段的危险截面面积，一加；=郴,；S为螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋，S=35-50;对于传导螺旋，S=25-40;对于精 密螺杆或水平螺杆，S4.本题取值为5.故（5）综合考虑，确定螺杆

10、直径。比较耐磨性计算和抗压强度计算的结 果，可知本题螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准，按国家 标准GB/T5796-佃86选定螺杆尺寸参数：螺纹外径d=44mm,螺纹内径d1=36mm,螺纹中径 d2=40.5mm,螺纹线数 n=1,螺距P=7mm.（6）校核螺旋的自锁能力。对传力螺旋传动来说，一般应确保自锁性要求，以避免事故。本题螺杆的材料为钢，螺母的材料为青铜，钢对青铜的摩擦系数f=0.09（查机械设计手册）。因梯形螺纹牙型角口二一，0二一二一62 12，所以歼=arctail =39& = arctan f* - arctan= 519cos 0因0V,可以满足自锁要求。注意：若

11、自锁性不足，可增大螺杆直径或减沾上螺距进行调整。（7）计算螺母高度 H.因选$皿 所以h=TQL曲3,取为102mm.螺 纹圈数计算：z=H/P=14.5 螺纹圈数最好不要超过 10圈，因此宜作调整。P而本题般手段是在不影响自锁性要求的前提下，可适当增大螺距螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准，耐磨性已相当富裕，所以可适当减低螺母高度。现取螺母高度H=70mm,则螺纹圈数z=10,满 足要求。()螺纹牙的强度计算。由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度，因此只需校核螺母螺纹的牙根强度。根据教材表5-13，对于青铜螺母M二340曲这里取30MPa,由教材式(5-50)得螺纹牙危险截面的剪 切应

12、力为 侥皿叫团满足要求 螺母螺纹根部一般不会弯曲折断，通常可以不进行弯曲强度校核。(9)螺杆的稳定性计算。当轴向压力大于某一临界值时，螺杆会发生侧向弯曲，丧失稳定性。好图所示，取B=70mm.则螺杆的工作长度l=L+B+H/2=305mm螺杆危险面的惯性半径i=d1/4=9mm 螺杆的长度：按一端自由，一段固定考虑，取* M，因此本题螺杆4yAy 100,为中柔度压杆。棋失螺杆的柔度:稳时的临界载荷按欧拉公式计算得2= =449 8创爲二 e/e 二 11.2用二3.550所以满足稳定性要求。第六章 键、花键、无键连接和销连接6-1i两平键相隔LS0*布宣，对轴的削弱均勻，并且两键的挤压力对轴

13、平衡，对轴不产生附加弯矩，受 b状态好1两楔键相隔帝置若夹角过小，则对轴的局部宵喝目过大；若夹角过大，则两个楔键的总:承哉能力下降.当夹角酋ISO*时，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能九 因此， 个楔鹽间的夹角既不能过大，也不能过卜半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱較大，不宜将两个半11键布置在轴的同一橫議面上-故可将忆个半圜键布直在轴的同一母线上.通常半圆键只用于传谨载荷不大的场合，一般不采用两个半匍键.6-2胀套串联康用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷时各个胀套的承载量是有区别 的.所以，计算时引入额宦载荷系数战来肴虑这一因畫的影响-6-3在一直径d=80m

14、m的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图）轮毂宽度L=1.5d，工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。O0解根据轴径d =80mm，查表得所用键的剖面尺寸为b = 22mm， h=14mm根据轮毂长度 L1.5d =1.5咒80 =120mm取键的公称长度L =90mm键的标记键 22X90GB1096 -79键与轮毂键槽接触高度为k =-= 7mm2根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力Op =1 1 0 MP根据普通平键连接的强度条件公式32TX10P kId查表得键的截面尺寸为:,i=20min* A = l2niiJi *取键长 Z = ll0iim

15、,键的标记为i 键 20X110GB T L096-2003-2. 校核连接强度联轴器的材料为铸铁，查表&2，取(Tl = 55MPa T k = 0.5ft =O,Sxl2 = Snun r t = L-b =110 20 = POinm r由公式(6-1)挤压应力20007 2000x1000、口=-= 52.9MPa M450%3.14x100 门 cl=咒 0.95Fec ni 7Id di= 3.45册盼10008-2 V带传动传递效率P=7.5kW，带速v 10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1=F2，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。解FeV-P =1000L 1

16、000P1000 咒 7.5 rL养二 Fe =7 5 N10寫 Fe =斤-F2 且 R =2F2/. Fi =2Fe =2X750 = 1500N寫Fi *0+牛2/. F0 = Fj 居=1500 -750 =1 1 2 5 N2 28-3S 639 45w?j* 叫査敎MS 3形取咖誌站fUT*查教林袤 85 W LdMSOOmm 4 -查软材證&氐得PM 91KW康&5d得矚 n 59kw査我gw (9 KAN 3養袁8-8得Ra=O販盍養8-10得心二1 Q9所儿Pn S5I：W 8-4有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通两班制工带传动，电动机功率 P=7kW，转速

17、m =960”min，减速器输入轴的转速n2 =330r/min，允许误差为5%，运输装置工作时有轻度冲击，作，试设计此带传动。解(1)确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数Ka =1.2，故FCa =Ka P= 1.2x7=8.4kW(2) 选择V带的带型根据Pca、n1，由图8-11选用B型。(3)确定带轮的基准直径dd，并验算带速V由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径ddi=180mm验算带速V兀 dd1n1E8060 =9.0 4 3m/sV =60X100060X1 0 0 0T 5m/s V30m/s/.带速合适计算从动轮的基准直径dddAL 18960-0.0，497.4

18、5mm330(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld由式 0.7(ddi+dd2)0*V挨水平传动，取压轴力系数 心“15则压轴力第十章齿轮传动10-1试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力 （用受力图表示各力的作用位置及方向）。(10) 50= 3.765x103N = 3 . 7 6 5 k NFr2= Ft2tanacos $ =3.765x103xtan20Ox0.371 = 0.508x103N = 0 . 5 0 8 kFa2= Ft2tan asin $ =3.765x103x tan20x 0.928 = 1.272x 103 N = 1.272kNFn2Ft23空74k

19、Ncos 20cos a齿轮3所受各力:Ft32T32T22T2d3mnZ3 mvz3cos P =2*10 COS13.231。= 5.408X 103N = 5.408kN6x24Fr3Fa3Fn310-6 设(cos p 丿Ft3 tan acos p540血凹 = 2022仙N=2.022kN COS12.321。3=Ft3tan p = 5.408x10 x tan5.408 X103 an20cos12.321= 1.27203N =1.272kNFt33.765 X103= 5.889x103N =5.889kN cos a cos p cos20cos12.321计铳床中对圆柱

20、齿轮传动，已知P =7.5kW,ni =1450r/min, z, = 26, z? =54，寿命 Lh =12000h，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。解(1)选择齿轮类型、精度等级、材料 选用直齿圆柱齿轮传动。 铳床为一般机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为45刚(调质)，硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS(2)按齿面接触强度设计d1t 2.32j2KT1 u +1Ze 11）确定公式中的各计算值试选载荷系数Kt =1.5 计算小齿轮传递的力矩1

21、450T1=95e105P=95/105 汐.5 =49397N mmni小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取d =1.0由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8M P2aOHli2m = 5 5M P。由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim1 =600M P a大齿轮的接触疲劳强度极限齿数比u吕上=2.08 z126计算应力循环次数N11.044X109M =60口)5 =60咒1450咒仆12000 = 1.04恥109N29= 0.502X10 2.08由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.98, Khn2 i.O计算接触疲劳许用应力取失效

22、概率为1%，安全系数S=1K hn1 殆 lim10.96 0 0 5 8 M PaHN 2 lim 20氓056.(5M Pa2）计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t，代入J中较小值4,2.3231du(Ze I2=2.323 严 493% 鸣.陛53.577mmV 12.081566.5 丿 计算圆周速度V 叽 n1S53.577W50 =4.0 6 m/s60x100060x1 0 0 0 计算尺宽bb = dBt =1x53.577 = 53.577mm 计算尺宽与齿高之比g 詈二詈=2.061mmh=2.25mt =2.25x2.061= 4.636mm9=5391.56h 4.636

23、 计算载荷系数根据V4.0 6m/s , 7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv=1.2直齿轮，KHa = KFa = 1由表10-2查得使用系数Ka=1.25由表10-4用插值法查得Kh严1.420F 厂 1.37由 b =11.56 , Kh产 1.420，查图 10-13 得 K h故载荷系数K =心仏心小叩=1.25咒1.2咒 1X1.420 = 2.13 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径心仔53.577帚60.22 计算模数mm = d1=60.22 =2.32mm z126取 m =2.5几何尺寸计算分度圆直径:di =mz =2.5x26 =65mmd2=mz2=2.5%54

24、 = 135mm中心距:da1YS2；2.055：95976u595=99.64M Pa8.F =2KT1 Yf Ys =2.0549392.1.7194.61M Pa bd1m52c65 咒 2.5所以满足弯曲强度，所选参数合适。10-7某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知n1=750r/min，两齿轮的齿数为Z1 =24,z2 =10& 3 = 9 22,mn =6mm,b =160mm , 8级精度，小齿轮材料为38SiMnMo （调质），大齿轮材料为 45钢（调质），寿命20年（设每年300工作日），每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，计算该齿轮传动所能传递的功率。解（1）齿轮材料硬度查表10-1，根据小齿轮材料为38SiM nMo （调质），小齿轮硬度217269HBS，大齿轮材料为45钢（调质），大齿轮硬度217255 HBS（2）按齿面接触疲劳硬度计算+1 JZhZe 丿T 鱼虽1 2K u计算小齿轮的分度圆直径ZEn246dr = n =- = 145.95mm cos p COS9E2计算齿宽系数物 W：囂5 i.096由表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze =1 8.8M P右，由图10-30