机设习题答案

1、7000,2-2某材料的对称循环弯曲疲劳极限=180MPa，取循环基数No=5X 106,m=9,试求循环次数 N分别为25000, 62000次时的有限寿命疲劳极限。解：N=700011= 2.07537 180= 373.568 MPaN =25000-324.3 MPaN = 62000180= 293.167 MPa(参2-3已知材料的机械性能为 -s二260M Pa，-=170M Pa，- a = 0.2，试绘制此材料的简化极限应力线图看图 2-7A ' D' G ' C)屮a屮a2 1701 0.2-283.3 MPaa170 A283.3/2 =141.6

2、545°45°283.3/2=141.65C2602-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=54mm , d=45mm , r=3mm。如用上题中的材料，设其强度极限B = 420MPa ,试绘制此零件的简化极限应力线图，零件的I-',. ： l-：'q =1。本题可按轴受拉伸进行计算，也可按照受弯曲进行计算，此处解法为前者。解：«仃="甩+丄_1 E B iR式中：k；T q c-1查图 2-8: q._一 = 0.78 ，b = 420MPa,r = 3mm查表 2-3:厂=2.0145 插值 D/d =1.2,r/d =0.067k：厂1 0.

3、782.0145-1 =1.7913:按D偏安全杳图 2-9:=0.81i，.，b =420MPa D =54mm-B按d偏危险已知：飞=1 l一 =1综合影响系数二 2.2745 1 -11= 2.27452=7474MPa283.32K；_2 2.2745= 62.28MPa26()2-5如上题中危险剖面上的平均应力二m =20MPa，应力幅匚a =30MPa，试分别按：二c ；二c,求出该截面的计算安全系数Sca。解： =C1702.2745 30 0.2 20722351702.2745-0.220211.491.852.2745 20 30113.74-2如图所示为某受轴向工作载荷的

4、螺栓联接的载荷变形图：1）当工作载荷为2000N时，求螺栓所受总拉力及被联接件间残余预紧力。2）若被联接件间不出现缝隙，最大工作载荷是多少？解:（ 1）Qp =4000NF =2000NJ3:G =tgn =tg300.577353Cm 二 tgm 二 tg45 = 1J3/3J3忑二丄 二=0.366.3/3 13 3Q 二 Qp Kc F =4000 0.366 2000 = 4732 NQp 二 Q 一 F 二 4732 -2000 二 2732 N（2）被联接件出现缝隙临界：Q -0PQp =Q -F二Qp KcF -F 二Qp Kc -1 FQp- Kc4000一1 - 0.366=

5、 6309 N4-3如图支承杆用三个 M12铰制孔螺栓联接在机架上，（铰孔直径d0=13mm），若螺杆与孔壁的挤压强度足够，试求作用于该悬壁梁的最大作用力F。（不考虑构件本身的强度，螺栓材料的屈服极限二s=600MPa。取剪切安全系数 n =2.5）解：首先分析1，2，3的受力将P转化到1，2，3的中心2上，产生力矩M =P 50 150，力P（不变）螺栓1：力矩产生的横向力M.向上100P横向力均布一3向下螺栓2：力矩不产生横向力P横向力均布一3向下螺栓3：力矩产生的横向力M向下100P横向力均布 一向下卜危险螺栓3R"R3 喘 p2PP=7p3 3 sdon413P二 d24d0

6、31.P d4三2n.134600x2.5=13651 N4-4凸缘联轴器图14-2a，用普通螺栓六个联接，分布在 D=100mm圆周上，接合面摩擦系数f=0.16，防滑系数Ks=1.2，若联轴器传递扭矩 150N m,试求螺栓螺纹小径。（螺栓L l-120MPa）解：六个螺栓承受的横向载荷M"D/2150 2 "100 103 =3 103 N单个螺栓承受的横向载荷3000F 十/6500 N需要的预紧力QpKsFfi= 1.2 5000.16 1=3750 N螺纹小径d1、4".3Qp4 1.3 3750二 120 106-0.00719 m = 7.19 m

7、m5-1如图所示凸缘半联轴器及圆柱齿轮，分别用键与减速器的低速轴相联接。70,130 90,1=90。选择键，并校核强度。轴为 45钢，T=1000N m,齿轮为锻钢，半联同器为灰铸铁，工作时有轻微冲击。解：查手册，选键=70 处，b h =20 20，A 型键 L=110 或 125=90 处，b h =25 14，A 型键 L=80校核强度70：cp32T 10-ktd321000 000.5 12110 -2070-52.9 或45.35p=min轴，Ip键，Jp联；-min7110,110,55 .； -556兰bp 1满足挤压强度要求90：_ 2T 103-ktd2沢1000沢103

8、0.5 14 80-25 90-57.7冷 minUp轴，匕p键上 Ip齿轮=min110,110,110.110 p兰dp 1满足挤压强度要求7-2 V带传动传递的功率 P=7.5KW，平均带速v=10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍（F1=2F2），试求紧边拉力F1，有效圆周力Fe和预紧力F。解:LP汉1000Fe -v7.5 1000 -10 -750 N-F2 =750£ =1500 Nn §F2F2F1 二 F。空2j F2 = 750 NFFFe=F0 = F1 -2750 -15002=1125 N7-3 V带传递的功率 P=5KW，小带轮直径 Di=140m

9、m，转速ni=1440r/min，大带轮直径 D2=400mm，滑动率；=2% , 求：从动轮转速 门2；有效圆周力Fe。解:i=辿J1D11n2D1 0 -名）D2D21440 1401 -2%-400= 493.92 r/min v -二。2门2 /601000二二400 493.92/60 1000 = 10.344 m/sZ1=17，从动链轮齿数 z2=69 , n 1=960r/min。P 10005 1000F =e v 10.3448- 1 一链式运输机采用套筒滚子链，求：（1）链条平均速度v；-483.37 N链节距p=25.4mm，主动链轮齿数(2 )链条 Vmax , vm

10、in ；（3）平均传动比。解:（ 1）_ 乙p60 1000960 17 25.4 -60 1000 =6.9088 m/sVmax 7：'：. - 7d12 60 100060 100025.425.425.4vmax138.2 3.14 96060 1000= 3.947 m/sVmin = V1 COS一亠 _1802Z1,di138.2 mmsin 180/zisin 180 /17 sin 10.590.18378=6.947 cos10.59 =6.947 0.983 =6.829 m/sn2Z169 =4.059179- 5蜗杆右旋为主动件，为使轴n、川上传动件轴向力相互

11、抵消，求:(1) 蜗杆的转向；(2) 一对斜齿轮3、4轮齿的旋向；(3) 轴n上传动件受力情况。解：(1)蜗杆顺时针转动(2) 3右旋;4左旋。(3)如下图9-6图示两级斜齿轮传动，已知第一对齿轮:Z1=20 , Z2=40 , mn1=5mm , =15"；第二对齿轮：z3=17, Z4=20 ,mn2=7mm ,今使轴n上传动件的轴向力相互抵消，试确定:1.斜齿轮3、4的螺旋角 鼻的大小及齿轮的旋向。2 用图表示轴n上传动的件的受力情况(用各分力表示)解：1.齿轮3左旋齿轮4右旋 9.55 106 旦干2三叶_ _& “IFa1 = Fa3P 浮1=9 环9：騎则器dT1

12、囂爲61 11.55灯06旦P12丿d2d1纽tand1二也 tand32.轴n受力如图mmcosZ1tanmn1I：- zcos rmn1Z1sin ：2d3 = mtz3Z3cosP2Z tan : 2=mn2I：- Zcos -22sin ：2mn2Z3mn2z3 .sin -2mn1Z17 17sin 152 5 20匕=8.8617Fa343Ft3ar(22兔4FrlvFh2IIIIII10- 5分析蜗杆各轴转向、蜗轮轮齿螺旋线方向及蜗杆轮所受各力的作用位置及方向。2蜗轮右旋4蜗轮右旋10-6 手动绞车， m=9， q=8， zi=1， Z2=40， D=200mm。问：（1）欲使上

13、升 1米，手柄转多少圈，转向？W（2）fv=0.2，求传动齿合效率1 = ?机构自锁否?解: (1)Z240n2乙当 n2=1 圈，重物，上开二 D = 200 mmn2 = ?重物上开1000mm1000 1000.n2 :二 D 6281000.40=63.7(圈)628手柄转向如图(2)1tgtg - Z1 = = 0.125q 8哲=7.125；v 二 arctgfv = arctg0.2 = 11.31r：v自锁0.125tg 7.125 11.31需巾375®5%11-2某减速器输出轴的结构图，指出其设计错误，并画改正图。-2题11-2图轴的结构解：1 联轴器没有轴向固定

14、；2 键太长；3固定件与旋转件直接接触;4 定位套筒过高；5 齿轮定位不可靠；6滚动轴承内圈未定位；7加调整垫片；8 加密封件，毛毡圈；9 厚边定位；10安装距离（安装轴承）太长。2112-1非全液体润滑滑动轴承验算p、v、pv三项指标的物理本质是什么？为什么液体动力润滑滑轴承设计时首先也要验算此三项指标？答：p避免在载荷作用下出现润滑油被完全挤出而导致轴承过度磨损。v当p较小，p及pv在许可范围内，也可能由于滑动速度过高而加速磨损。Pv限制单位面积上的摩擦功耗与发热，控制轴承温计。由于液体的压润滑的滑动轴承，在起动和停车过程中往往处于混合润滑状态。因此，在设计时，常用以上 三个条件性计算作为

15、初步计算。12-2试以雷诺方程来分析流体动力润滑的几个基本条件。 答： 艺=6 v-xhA点左侧：h>ho代入上式0，油压随x增加-XA点右侧：h<ho代入上式虫：0 ,油压随x降低-XA点：h=ho处，最大油压油楔内部压力高于入口，出口形成动压油膜的条件 相对运动的两表面间必须形成收敛的楔形油膜；其运动方向必须使润滑油从大口流进，小口流出; 被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度, 润滑油要有一定粘度，供油要充分。移动件一 vh°静止件-T>0£=°P<012-3某不完全液体润滑径向滑动轴承，已知：轴径直径d=200mm ,轴承宽度B

16、=200mm ,轴颈转速n=300r/min ,轴瓦材料为2CuSn10Pj，试问它可以承受的最大径向载荷是多少？解：查表 12-1 2CuS n10P1 的p=15(MPa)v=10(m/s)pv=15(MPa m/s)1 根据平均比压B =15 106 200 10； 200 103=6 105 N2.根据pv值F兀dn /rp v F而 p vp V 二 dFB 60 1000 乞 p v d60 100069000°00:200 300F麴站63 *3=151 062 001 020010=151020010200105=1.9 10 N=1.9 105 N它可承受的最大径向

17、载荷为1.9 X 105 ( N)13-1试说明下列滚动轴承的类型、公差等级、游隙、尺寸系列和内径尺寸：6201、N208、7207C/P4答：6201 深沟球轴承，公差等级为普通级(0级)，游隙为0组，宽度为0系列，直径为2 （轻）系列，内径为 12mm。N208 圆柱滚子轴承，公差等级为普通级（0级），游隙为0组，宽度为0系列，直径为2 （轻）系列，内径为 40mm。7207C/P4 角接触球轴承，公差等级为4级，游隙为0组，宽度为0系列，直径为2（轻）系列，内径为 35mm，接触角为=15：13-2试说明下列各轴承的内径有多大？哪个轴承的公差等级最高？哪个允许的极限转速最高？只个承受径向

18、 载荷能力最大？哪个不能承受径向载荷？答：6208/P2302085308/P6N2208内径均为40mm6208/P2公差等级最咼6208/P2允许的极限转速最高N2208承受径向载荷能力最大5308/P6不能承受径向载荷2009年春机械设计基础（下）第一次小测验1.键的剖面尺寸通常根据 按标准选取。a）轴的材料 b）功率大小 c）轴的直径d）传递扭矩大小2 设计链传动时，为了降低动载荷，一般采用的措施是。a）较少的链轮齿数和较小的节距b）较多的链轮齿数和较小的节距c）较多的链轮齿数和较大的节距d）较少的链轮齿数和较大的节距3.受轴向变载荷紧螺栓联接，进行螺栓的疲劳强度计算时，螺栓的应力变化

19、规律应按下列哪种情况计算a）应力循环特性为常数b）平均应力为常数c）最小应力为常数d）任意4.选择V带的型号是根据 和小带轮转速。a）名义功率 b）大带轮转速c）计算功率 d）小带轮直径5紧螺栓联接强度计算中，将螺栓所受轴向拉力乘1.3是为了。a）安全可靠b）保证足够的预紧力c）防止松脱d）计入扭转剪应力的影响6受轴向载荷的紧螺栓联接，为保证联接件不出现缝隙，要求因此 a）残余预紧力Qp应小于零c）残余预紧力Qp应等于零b）残余预紧力Qp应大于零d）预紧力Qp应大于零#1 如图示为一等截面圆形转轴，轴径d=40mm其上沿轴线作用有轴向拉力 Fa =3000N，径向载荷Fr引起的最大弯矩为400Nm圆轴的抗弯模量为wd3试求:max min a m1）轴危险截面上的循环变应力的-max min FaFm和应力循环特性丫各是多少?2）如已知轴材料的疲劳极限和静强度极限 （T -1=170MPa （T 0=280MPaffi c s=270MPa以及影响 零件疲劳极限的综合影响因素 心=2,试绘制简化的零件极限