机械设计课后练习

1、3-2已知材料的力学性能为(rs = 260MPa ,=170MPa ,厂0.2，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A(0,170)C(26 00)oq(T2 a1 -2 170 =283.33M Pa1 0.2得 DO83.33?,283.33?),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瞩由于D/d=72/6L 16r/d=3/62=0+ 04壹釵材附表乳搔(1得劣榊2 4査我林附Qxi.插值匕】*和9-2 31*3-4圆轴轴肩处的尺寸为： D=72mm , d=62mm

2、 , r=3mm。如用题3-2中的材料，设其强度极限 a=420MPa , 精车，弯曲，险=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。解因2=里=12 ,匸=2 =0.067，查附表3-2，插值得a = 1.88，查附图3-1得q托0.78，将 d 45d 45所查值代入公式，即k a = 1 qa ： a -1 =1 0.781.88 -1 =1.69查附图3-2，得5= 0.75 ；按精车加工工艺，查附图3-4,得滋=0.91，已知ft =1，则1.6911口 =2.35ft 0.75 0.911二 A17% 35 )C(260,0 ,D勺41.67,141 6% 35根据A 0,72.34

3、,C 260,0 , D 141.67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力 ofn =20MPa，应力幅oa = 20MPa ,试分别按r = Com = C ,求出该截面的计算安全系数Sca 。解(1) r C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(X11702.35 300.2 20= 2.28(2) om =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O1Ko-o 怖 170 2.35-0Z 20J o 陌2.3530 205-5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

4、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，校核螺栓精品文档 连接强度。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M6 X 40的许用切应力.由螺栓材料Q215,性能等级8.8，查表5-8，可

5、知切=640MPa，查表5-10，可知S =3.55.0QslS 血86 128MPa%二 = 640 = 426.67M PaSp1.5(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 Fi，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1502 cos45=75 ： 2mmFiFj8FL120 =2.5kN8 20 300 108r3 =5 2kN8 75、2 10由图可知，螺栓最大受力Fmax fFj2 Fj2 2FiFj cos 92.52 - (5 2)2 2 2.5 5 2 cos45 -9.015kNmax39.015 10二

6、2do4匸 6 10“4= 319F max9.015 1036 10 11.4 10”= 131.8 ：勺故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？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=125mmR = 1 F = 160 二 10kN6

7、 6FjFL6r6025010612510二 20kN由（a）图可知，最左的螺栓受力最大Fmax二Fi Fj =10 20 = 30kN（b）方案中F-F =- 60 =10kN6 6Fjmax_ Mr max二-6ri2i 460x250x10 贰FLr max6ri2i 41252 10I +4x 2丿=12522 丄= 24.39kNX10,由（b）图可知，螺栓受力最大为max=F； Fj2 2Fi Fj cos 0 =.102(24.39)2 2 10 24.39= 33.63kN.由 d0 -4Fmax可知采用（a）布置形式所用的螺栓直径较小5-8两块金属板用两个 M12的普通螺栓联

8、接。若接合面的摩擦系数f=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 4.8的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。解 螺栓数目为么接合面数为1.取防滑系数为Ks=L2,性能等级为4飞的碳钢巧二320肿4则螺柱所需预紧力m为昭 5得岀F 5 = 112x06y1 瓦5-9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。解 采用愎塑片密封”取蛭柱的相对刖度- = 09,由教材公式（378）.y柱的总拉力*兔=R + 一 F = 24000AT-U由教材公

9、式（5* 15）残余预紧力为* FlF2=14000N-8-2 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F F2，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F。Fe v10001000P1000 7.510= 75NFe = F, _F2且F, =2F2.Fi =2Fe =2 7 50=1 500 NF, =F。F2Fe7 5 0.F01 50 01 1 25 N2 28-3解 dn = 639査教材图8-夕取如迓教材?83取Ld=4500mm由,2 (片*用&査鞍材衣8*5c蒋PZ 91KW.fi &-5d得血岛网59kw喪表86得KA=1丈杳袞8-

10、8得KaO販晝養3-10得心P3所P=8 85KM10-1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)(a)解受力图如下图：(IQ)3)TF1财%讦轮宙抗育疲劳强度的描施育*增大齿根过渡圆角半徑.消除加工刀痕，可降 低齿根应力乘0;增人轴和支承的则度*可减小齿面同部受找；采取合适的热处 皿方注他轮世部具冇足够的韧性；在齿根部进行喷丸、潘床令表而强度，降低齿 轮表啲粗糙度，齿轮采用1E变位辱。齿面抗点蚀能力的描施有：提高齿面硬度：降低表面粗糙度：增人润滑油 ；提高加匸&装粘度以减小动毂荷:在许可范觀内采用较大变位系数正 可增天离伦传同的综合曲率半牲10-6设

11、计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,n! =1450r/min,乙= 26,Z2 = 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。7 级精度(GB10095-88)。 铳床为一般机器，速度不高，故选用 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1)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95.5 105R95.5

12、 105 7.51450= 49397N mm小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取 d =1.01 由表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa2 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Mimi =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限审lim2二550MPa 。 齿数比聖=2.08z,26 计算应力循环次数9N =60n 1jLh =60 1450 1 12000 =1.044 10N2 =吐=1.044 10 =0.502 109 u 2.08由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.98, Khn2 =0 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安

13、全系数S =1K HN1 H lim1S0.98 6001= 588MPaK HN 2 H lim 2S1.03 5501= 566.5M Pa2）计算计算小齿轮分度圆直径d1t，代入OH】中较小值d1t - 2.323计算圆周速度二 2.323d 1t21竺49397汽迪 J整=53.577mm2.081566.5 丿3.14 53.577 1450V 60 100060 1 000=4.0 6 6n s 计算尺宽bb = dd1t =1 53.577 =53.577 mm 计算尺宽与齿高之比mtd1t53.577Z126二 2.061mmh = 2.25mt = 2.25 2.061 =

14、4.636mm53.5774.636= 11.56 计算载荷系数根据 v 4.066m s, 7级精度，查图10-8得动载荷系数 Kv =1.2直齿轮，Kh：.二心=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厂1.420故载荷系数K 二 KaKvKh-.Kh= 1.25 1.2 1 1.420 =2.13K由=11.56 , Kh 厂 1.420，查图 10-13 得 心 厂 1.37 h按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1577 3 名3 如2计算模数mm 旦二洱=2.32mm z126取 m = 2.5几何尺寸计算分度圆直径：d1 =口乙=2.5 26 =

15、65mmd2 二 mz2 =2.5 54 = 135mm出、曲dd2 65 +135 “c中心距：a -100mm2 2确定尺宽：八 2Ku +1 Z2.5Ze_ h 2” _f r Id1 u I L%丿f22 汉2.13汉493972.08 + 1 7 12.5 汉 189.8 : 一=2汉汉 I =51.74mm6522.08 566.5 丿圆整后取2 = 52mm, i =57mm。opE500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳(3) 按齿根弯曲疲劳强度校核由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限强度极限02 =380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命 KFNi =.89,KFn2 =.

16、93。 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S = 1.40.89 5001.4= 317.86M PaKFN 2 Fe2S0.93 5001.4252.43M Pa 计算载荷系数K =KaK、Kf-Kf，1.25 1.2 1 1.37 =2.055 查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得 Yf =2.6Yf =2.3041a2Ysa1 =1.595YSa2 =1.712 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式2KT1bd1mYFaYSaFa1F r12305.23390二 0.68 二 e丘 _ 1435.2Fr2 一 1040=1.38 e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1X1 =1Y1 =0对轴承 2X2 =0.41丫2 =0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取fp =1.5，则= fp X1Fr1 Y1Fa1 =1.51 33900 2305.2 = 5085NP2 二 fp X2Fr2 Y2Fa2 =1.5 0.41 1040 0.87 1435.2 =2512.536N（3）确定轴承寿命72