西工大版机械设计答案解析(第八版)

1、#+第三章机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限ai 180MPa，取循环基数 N。 5 106, m 9，试求循环次数 N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。解aiN1aijl 180V Ni9 5106V7 103373.6MPa1N3*N21801805106V2.51045106V6.2105324.3 MPa227.0 MPa3-2已知材料的力学性能为a 260 MP a , ai 170 MPa ,a 0.2，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A (0,170) C(260,0)2 ai aC02ai

2、1aO02 a11a2 170283.33M Pa1 0.2得 d(283.3%,283.3%)，即 D(141.67,141.67)根据点a(0,170) , C(260,0) , D(141.67,141.67)按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示聞創沟燴鐺險爱氇谴净。3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用题3-2中的材料，设其强度极限6=420MPa,精车，弯曲，3，=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。D 54解因一1.2 ,d 45所查值代入公式，即0.067，查附表3-2，插值得45(71.88，查附图3-1得q70.78，将查附图3-2,AO,

3、17%/根据 A 0,72.34 ,C0.781.88 11.690.75 ；按精车加工工艺，查附图3-4,得卩。0.91，已知a 1，则1丄 11 2.35a 0.75 0.911260,0 ,D 141.67,141.6% 35260,0 ,D 141.67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如下图r CC，求出该截面的计算安全系数Sea。3-5如题3-4由题 3-4 可知 71170 MPa, 7260MPa, O70.2, K 72.35(1)工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数Sea eaK7177m1702.35 30 0.2 202.28(2

4、)喀 C工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数(771K7 7 7n170 2.35 0.2 7 20 , 一Sea1.81K 7 ca7m2.35 30 20#+第五章螺纹连接和螺旋传动习题答案5-5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M6X 40铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8，校核11 !:1 1L L1r T1i1=i_l-I1 1i1 :叫iL ,!n11汕

5、i螺栓连接强度。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，而普通螺栓连接酽锕极額閉镇桧猪訣锥。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， 荷，增强连接的可靠性和紧密性， 靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。(1)确定M6X 40的许用切应力由螺栓材料Q215,性能等级8.8 ,查表5-8 ,可知oS 640MPa,查表5-10 ,可知150砖卤庑。640S 3.55.0182.86 - 128 MPa3.5 - 5.0亦右Sp640426.67MPa1.5Fi，转矩T分在各个(2)螺栓组受到剪力 F和力矩

6、(T FL )，设剪力F分在各个螺栓上的力为螺栓上的分力为 Fj，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即 r2 cos4575U2mm彈贸摄尔霁毙攬#+FiFj1f8 FL8?1-20 2.5kN8 320 竽 10 3 5/2kN8 75/2 10 3由图可知，螺栓最大受力FmaxFj2 2FiFj cos 0(572)2 2 2.5 5迈 cos459.015kNCpFmax39.015 103193 2-6 10 349-015 1033 131.8 opd0Lmin6 10 3 11.4 10 3L PFmax故M6X 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

7、螺栓与相邻的机架相连接。托架受一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。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？謀养抟箧飆鐸怼类蒋薔。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=125mm1f6FL160 10kN6由(a)(b)Fi6r图可知,方案中FjmaxMr max62ri6025010 3612510 3最左的螺栓受力最大60 10kN20kNFmaxFi Fj 10 2030

8、kNFLrmax62ri24.39kNi 1i 122#+由（b）图可知，螺栓受力最大为FrnaxjFi_Fj2 2FiFjcos 0/io2 (24.39)2 2 10 24.39 上 33.63kNY/5由doj4Fmx可知采用（a）布置形式所用的螺栓 直径较小5-10禅 C1）强定蟒性数工和直任d,5-5.甥栓阖陀J。Y牯，取初二盹耶=刃2则螺杠可距阳= 92wawi I 蝮栓建径d二tO/E二旦邓二丄5. 33inin,聊d二Wim *（23迅择螺ft性箭等级.迭择蛭杜t前等級定比0级，査软林舂荒.巴=SOOJPd ”込=40AFd 卢计算ft上的載協 作用在气圮上豹最大圧力現和单处舞

9、杜上的工作载苛卩幷別为切0F - = 736312/斗*F芦=_L = 61367/吓蘇余预紧力F1=L 5F,由報林必式 C5-L5）,嫁栓的总栽荷F2=FHF=2- E圧匕5*&】：?肛1阳40恥许用应力，按不控制预蚩力确定安金杀議査教材表5-10.取S=许用拉应力u脸舁那栓的侵度.查干删径丹5陀小径朮-1粽匪5取醐社金称民更巾述 由教材金或“.煤性崗廿算应力耳产i烫=厲.丁则刊打疔卜第六章键、満足强度条带.螺珍的标迂羔IGB/T b782-S6Hlox70,螺柱数量hlEr花键、无键连接和销连接习题答案6-3在一直径d 80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽度L 1.5

10、d，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。厦礴恳蹒骈時盡继價骚。O co 0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L 1.5d1.5 80 120mm取键的公称长度 键的标记键22 键的工作长度为L 90mm90GB1096-79l L b 90 22 68mm键与轮毂键槽接触高度为 k -27mm根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力110 MPa根据普通平键连接的强度条件公式bp变形求得键连接传递的最大转矩为T kld opmax 20007 68 80 11020002094N mfv 0.51，包

11、角 1180，初拉力第八章带传动习题答案8-1 V带传动的 m 1450r/min，带与带轮的当量摩擦系数F。360N。试问:（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？（2）若dd1 100mm，其传递的最大转矩为多少？（3）泪。若传动效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少?茕桢广鳓鯡选块网羈11 Fee2F0-10.51e, 110.51e1360478.4N2TFLee478.4100 10-3223.92N mmFee v ?1000 478.4? n1000 60 10001450 3.14 100 0.953.45k000 60 10008-2 V带传动传递效率 P

12、7.5kW，带速V 10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1F2，试求紧边拉力Fi、有效拉力Fe和初拉力Fo。 解FeFeFiFiFoFe VP10001000 P 1000 7.5750NV10F1 F2 且 F1 2F22Fe 2 7501500NFFe卜0 一2Fe750F1 1500 1125N228-4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V带传动，电动机功率P = 7kW，转速ni 960/min，减速器输入轴 的转速 33011，允许误差为ni5%，运输装置 工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计 此带传动。鹅娅尽損鹤惨歷茏鴛賴。解(1)确定计算功率Pca 由表

13、8-7查得工作情况系数Ka 1.2，故FCa KaP 1.2 78.4kWKa1.2(2)选择V带的带型 根据 Pca、ni ,I图& 11选用B型。(3)确定带轮的基准直径dd，并验算带速 由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径dd1 180mmddiE 验算带速V 60 10005m/s带速合适180 960 9.0432 ms 60 1000V 30m/s 计算从动轮的基准直径dd2dE180 960 1 O.。5497.45mm330(4)确定V带的中心距a和基准长度Lda0550mm o由式 0.7 dd1dd2a02 dd1 dd2计算带所需的基准长度I “dd2 dd1Ld0 2

14、a0 dd1 dd224a0500 18022 550 180 50024 5502214mm由表8-2选带的基准长度 Ld 2240mm实际中心距a a。Ld Ld0 5502240 2214563mm2 2中心距的变化范围为 550 - 630mm oa 180 dd2 dd1180500 180 57314790a563故包角合适。(6)计算带的根数计算单根V带的额定功率Prdd1 180mm 和 n1 960 m/s , 查表8-4a得 R 3.25kW根据 n 960m/s,i 960 2.9和 B 型带，查表得 P0 0.303kW330查表8-5得ka 0.914，表8-2得kL

15、 1,于是prF0P0 k a kL (3.25 0.303) 0.914 1 3.25kW计算V带的根数z Pr 益 2.58取3根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值F0 minI表8-3得B型带的单位长度质量q 018kg/m，所以F。min 500 2.5 k a Pca q V2 5002.5 0.914 8.4 0.18 9.04322283Nk aZv0.914 3 9.0432(8)计算压轴力Fp 2zF0minsinal 2 3 283 sin14 1628N(9)带轮结构设计(略)#+第九章链传动习题答案9-2某链传动传递的功率 P 1kW，主动链轮转速ni48r/mi n

16、，从动链轮转速 n214r/mi n，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。 解(1)选择链轮齿数取小链轮齿数 乙19，大链轮的齿数Z2 iz1匹Z1门248 191465确定计算功率由表9-6查得Ka 1.0，由图9-13查得Kz1.52，单排链,则计算功率为PeaKaKz P 1.0 1.52 11.52kW链极限拉伸载荷为 55.6kN，工作情况系数Ka 1，试求链条所能传递的功率。籟丛妈羥为贍债蛏练淨。选择链条型号和节距根据FCa 1.52kW及n 48r/min，查图 9-11，可选16A，查表9-1，链条节距P 25.4mm计算链节数和中心距初选中心距a0(30 50) P(30

17、 50) 25.4762 1270mm。取 a。900mm，相应的链长节数为Lp02也PC 9002 25.4Z1 Z2219265Z2 Z12652pa02翥 114.3取链长节数Lp 114节。查表9-7得中心距计算系数f10.24457，则链传动的最大中心距为a f1p2LpZ1 Z20.24457 25.42 11419 65895mm(5)计算链速V 60 1000V,确定润滑方式4801需 0.386ms由V 0.386m/s和链号16A，查图9-14可知应采用定期人工润滑。(6)计算压轴力Fp有效圆周力为Fe 1000 V10002591N0.386链轮水平布置时的压轴力系数Kf

18、p1.15，则压轴力为 Fp Kf Fe 1.15 2591 2980Np9-3已知主动链轮转速厲850r/min，齿数z, 21,从动链齿数z? 99，中心距a 900mm，滚子#+解由 Flim55.6kW，查表 9-1 得 p 25.4mm，链型号 16A根据 p 25.4mm , n1 850 min，查图 9-11 得额定功率 Pca 35kW由z121 查图 9-13 得 Kz 1.45且KaP3524.14kWKAKz 11.45第十章齿轮传动习题答案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）。hK4八WLX11丿12KY 3YFa

19、Ysa汽 靂14；.存 6 66.05 2885986.309N mm（4 ）齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即 T,1284464.096N9.55 106P m 6 1284464.0966 750 100.87kW9.55 10#+第十一章蜗杆传动习题答案11-1试分析图11-26所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用 位置及方向。贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。I 2解各轴的回转方向如下图所示，蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图坛搏乡囂忏蒌鍥铃氈淚。11-3设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传

20、动，传递效率P 5.0kW,ni 960r/min，传动比 i 23,10620Cr，渗碳淬火，硬度58HRC。蜗轮材料为ZCuSn10P1,金7年（每年按 300工作日计）。 蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为属模铸造。蜗杆减速器每日工作8h,要求工作寿命为解（1）选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（Z（2 ）按齿面接触疲劳强度进行设计a Je込CH 确定作用蜗轮上的转矩T2按z,2，估取效率n 0.8，则誹 915208N mm/23T29.55 106 旦 9.55 106电 9.55门2咲#+ 确定载荷系数K因工作载荷平稳，故

21、取载荷分布不均匀系数k B 1 ；由表11-5选取使用系数kA1 ;由于转速不高，无冲击，可取动载系数Kv 1.05，则買鯛鴯譖昙膚遙闫撷凄。KKAK bKv 1 1 1.05 1.051 确定弹性影响系数 Ze蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故Ze 160MPa2确定接触系数Zp假设虫0.35，从图11-18中可查得Zpa2.9确定许用接触应力0H由表11-7中查得蜗轮的基本许用应力cH268 MPa应力循环系数N60n2jLh60型237 300 84.21 107寿命系数KhnJ 107V4.21 1070.8355则 OHKhnCH0.8355268 223.914MPa计算中心距1 2

22、J160 2 9a 3 1.05 915208 160.396mmV223.914取中心距a 200mm，因i 23，故从表11-2中取模数m 8mm ,d1 80mm。此时虫-800.4，从图11-18中查取接触系数a 200蜗杆分度圆直径Zp 2.74 ,因为Zp Zp，因此以上计算结果可用。綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗杆头数乙 2，轴向齿距Pam 825.133 ;直径系数q10 ；齿顶圆直径da1 d12ham 96mm ;齿根圆直径df1 d12 ham c 60.8mm ；分度圆导程角Y 11 1836；蜗杆轴向齿厚 Sa 0.5 m 12.56

23、7mm。蜗轮蜗轮齿数Z2 47 ；变位系数X20.5验算传动比蜗轮分度圆直径d2 mz28 47376mm蜗轮咽喉母圆直径2m hax2376 2 810.5384 m22hf 2376 2 810.50.2364.8mma da21200 37612mm2 a22drg2蜗轮齿根圆直径df2蜗轮喉圆直径da2d2(4)校核齿根弯曲疲劳强度CF晋 YFa2YBd1d2m当量齿数zv2二一COS Y3COS4749.8511 1536根据x2.5,乙249.85，从图11-19中可查得齿形系数YFa22.75螺旋角系数 Yb 1盘 1 譽 0.9192许用弯曲应力CFOF Kfn从表11-8中查

24、得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力oF 56MPa寿命系数 Kfn一107 0.66V 4.21 107咎cF Kfn 56 0.66 36.958MPa 校核齿根弯曲疲劳强度1.53 1.05 915208 c“c 2.75 0.9192 15.445c80 376 8弯曲强度是满足的。验算效率n0.95 0.96tan Ytan Y V已知Vadm80 96060 1000COS Y 60 1000COS11 18364.099m/SY 11 1836; V arctan fv ； fv与相对滑动速度 v相关从表11-18中用插值法查得fv 0.0238 ,V 1.3633

25、81 2148，代入式得 n 0.845 0.854 ,大于原估计值，因此不用重算。第十三章滚动轴承习题答案13-1试说明下列各轴承的内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个允许的极限转速最高？哪个承受径 向载荷能力最高？哪个不能承受径向载荷？驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。N307/P4 620730207 51301解N307/P4、6207、30207的内径均为 35mm, 51301的内径为 5mm； N307/P4的公差等级最高； 6207 承受径向载荷能力最高；N307/P4不能承受径向载荷。猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。13-5根据工作条件，决定在轴的两端用a 25的两个角接触球轴承，如图13-13

26、b所示正装。轴颈直径35mm，工作中有中等冲击，转速n 1800r/min ,已知两轴承的径向载荷分别为Fr1命。锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。3390N , Fr2 3390N，外加轴向载荷 Fae 870N，作用方向指向轴承1，试确定其工作寿解(1)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于a 25的角接触球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力 Fd0.68Fr, e 0.68Fd1 0.68Fr1 0.68 33902305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040707.2N两轴计算轴向力Fa1max Fd1, Fae Fd2max 2305.2,870 707.22305.2NFa2max

27、Fd2, FdiFaemax 707.2,2305.2 8701435.2N(2)求轴承当量动载荷Pi 和 iBFa1Fr1驚 0.68Fa2Fr2蛊 1-38由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1Xi 10对轴承2X2 0.41Y20.87因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6,取 fp 1.5 ,P fp X1Fr1Y1Fa11.51 339002305.25085NP2fp X2Fr2Y2Fa21.50.41 10400.87 1435.22512.536N（3）确定轴承寿命由于题冃中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用7207AC，查轴承手册得基本额定载荷C 290

28、00N，因为P F2，所以按轴承1的受力大小验算構氽頑黉碩饨荠龈话骛。Lh 60n F6 3102900013-6若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承, 寿命。輒峄陽檉簖疖網儂號泶。代号为30207。其他条件同例题13-2,实验算轴承的解（1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（下图b）和水平面（下图 a）两个平面力系。其中：图 C中的Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上 1717.5h 60 18005085（上诉转化仔图中均未画出）。尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。FreFteFae2(Fd2)-q20

29、0320Fr2VFr1V(b)(a)1JL-Fr2VFr1VFe(C)由力分析可知:Fre 200 FaeF r1V200 320F r2VF r1HF r2HFr1pld 900 2002400业2_520225.38NFre Fr1v 900225.38674.62N200Fte 型 2200846.15N200320520Fte Fr1H 2200 846.15 1353.85NFr1v2 Fr1H2 V225.382846.152875.65NFr2 jFr2V2 Fr2H2 J674.6221 353.8221 512.62N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2查手册的 3020

30、7 的 e 0.37，Y 1.6，C 54200N875.65 c” c273.64N2 1.6彈邑 472.69N2 1.6Fd1Fd2Fr12Y2Y两轴计算轴向力Fa1max Fd1, FaeFd2max 273.64,400472.69872.69NFa2max Fd2, Fd1Faemax 472.69,273.64 400472.69N求轴承当量动载荷 R和P2Fa1Fr1咤 0.9966 e875.65Fa2Fr2進9 0.3125 e1512.62由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1X10.4 第 1.6对轴承2因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6,取fp

31、 1.5，则(4)因为LhP1fp X1Fr1P2fp X 2 F r 2确定轴承寿命P P2，所以按轴承163106 c60n P丫尺1Y2Fa21.51.5的受力大小验算10660 520542002619.8460.4 875.65 1.6 872.692619.846N1 1512.620 472.692268.93N3283802.342h LJ故所选轴承满足寿命要求。13-7某轴的一端支点上原采用下将工作可靠性提高到 99%，试确定可能用来替换的轴承型号。6308轴承，其工作可靠性为 90%，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件 识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。解查手册得6308轴承的基本额定动载荷 C 40800N。查表13-9，得可靠性为90%时，6 1，可靠性为99%时，a10.21。凍鈹鋨劳臘错痫婦胫籴。可靠性为90%时Lio106 a160 n106 160n34