濮良贵机械设计后习题答案完整版

1、习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限，取循环基数，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。解 3-2已知材料的力学性能为，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解 得，即根据点，按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示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B=420MPa，精车，弯曲，q=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。解 因，查附表3-2，插值得，查附图3-1得，将所查值代入公式，即查附图3-2，得；按精车加工工艺，查附图3-4，得，已知，则根据按比例绘出该零件的极限应力线图

2、如下图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力，应力幅，试分别按，求出该截面的计算安全系数。解 由题3-4可知（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（2）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M6×40铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8，校核螺栓连接强度

3、。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M6×40的许用切应力由螺栓材料Q215，性能等级8.8，查表5-8，可知，查表5-10，可知（2）螺栓组受到剪力F和力矩（），设剪力F分在各个螺栓上的力为，转矩T分在各个螺栓上的分力为，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即由图可知，螺栓最大受力故M6×40的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6 已知一个托架的

4、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，转矩T分在各个螺栓上的分力为（a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即r=125mm由（a）图可知，最左的螺栓受力最大（b）方案中由（b）图可知，螺栓受力最大为5-10第六章键、花键、无键连接和销连接习题答案6-3在一直径的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽度，工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，

5、并计算其允许传递的最大扭矩。解 根据轴径，查表得所用键的剖面尺寸为，根据轮毂长度取键的公称长度键的标记键键的工作长度为键与轮毂键槽接触高度为根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力根据普通平键连接的强度条件公式变形求得键连接传递的最大转矩为第八章带传动习题答案8-1 V带传动的，带与带轮的当量摩擦系数，包角，初拉力。试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？（2）若，其传递的最大转矩为多少？（3）若传动效率为，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？解 8-2 V带传动传递效率，带速，紧边拉力是松边拉力的两倍，即，试求紧边拉力、有效拉力和初拉力。解 8-4 有一带式输送装置，其异

6、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，减速器输入轴的转速，允许误差为，运输装置工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。解 （1）确定计算功率由表8-7查得工作情况系数，故（2）选择V带的带型根据、，由图8-11选用B型。（3）确定带轮的基准直径，并验算带速由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径验算带速计算从动轮的基准直径（4）确定V带的中心距和基准长度由式，初定中心距。计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度实际中心距中心距的变化范围为。（5）验算小带轮上的包角故包角合适。（6）计算带的根数计算单根V带的额定功率由，查表8-4a得根据查表8-5得，表8-

7、2得，于是计算V带的根数取3根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得B型带的单位长度质量，所以（8）计算压轴力（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，主动链轮转速，从动链轮转速，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，大链轮的齿数（2）确定计算功率由表9-6查得，由图9-13查得，单排链，则计算功率为（3）选择链条型号和节距根据，查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距（4）计算链节数和中心距初选中心距。取，相应的链长节数为取链长节数。查表9-7得中心距计算系数，则链传动的最大中心距为（5）计算链速，确定润滑方式

8、由和链号16A，查图9-14可知应采用定期人工润滑。（6）计算压轴力有效圆周力为链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为9-3 已知主动链轮转速，齿数，从动链齿数，中心距，滚子链极限拉伸载荷为kN，工作情况系数，试求链条所能传递的功率。解 由，查表9-1得，链型号16A根据，查图9-11得额定功率由查图9-13得且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）。解 受力图如下图：补充题：如图（b），已知标准锥齿轮，标准斜齿轮，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，应为多少？并计算2、3齿轮各分力大小。解（1）齿轮2的轴向力：齿轮3

9、的轴向力：即由即（2）齿轮2所受各力：齿轮3所受各力：10-6设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知，寿命，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。铣床为一般机器，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 1）确定公式中的各计算值试选载荷系数计算小齿轮传递的力矩 小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取由表10-6查得材料的弹性影响系数

10、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。齿数比 计算应力循环次数由图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数 2）计算 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值计算圆周速度计算尺宽计算尺宽与齿高之比计算载荷系数 根据，7级精度，查图10-8得动载荷系数直齿轮，由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得由，查图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径计算模数取几何尺寸计算分度圆直径：中心距：确定尺宽：圆整后取。（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；大齿轮的弯曲疲劳强

11、度极限。由图10-18取弯曲疲劳寿命。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数计算载荷系数查取齿形系数及应力校正系数 由表10-5查得 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 进行校核所以满足弯曲强度，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，两齿轮的齿数为，8级精度，小齿轮材料为（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，试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（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

12、）按齿面接触疲劳硬度计算 计算小齿轮的分度圆直径计算齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数 ，由图10-30选取区域系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。齿数比 计算应力循环次数由图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数由图10-26查得计算齿轮的圆周速度计算尺宽与齿高之比计算载荷系数 根据，8级精度，查图10-8得动载荷系数由表10-3，查得按轻微冲击，由表10-2查得使用系数由表10-4查得 按=1查得由，查图10-13得故载荷系数由接触强度确定的最大转矩（3）按弯曲强度计算计算载荷系数 计算纵向重合度

13、 由图10-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。由图10-18取弯曲疲劳寿命。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数计算大、小齿轮的，并加以比较取由弯曲强度确定的最大转矩（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。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11-3 设计用于带式输送机

14、的普通圆柱蜗杆传动，传递效率，传动比，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为20Cr，渗碳淬火，硬度。蜗轮材料为，金属模铸造。蜗杆减速器每日工作8h，要求工作寿命为7年（每年按300工作日计）。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（ZI）。（2）按齿面接触疲劳强度进行设计 确定作用蜗轮上的转矩T2 按，估取效率，则确定载荷系数K 因工作载荷平稳，故取载荷分布不均匀系数；由表11-5选取使用系数；由于转速不高，无冲击，可取动载系数，则确定弹性影响系数蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故确定接触系数假设，从图11-18中可查得确定许用接触应力由表11-7中查得

15、蜗轮的基本许用应力应力循环系数寿命系数则计算中心距取中心距，因，故从表11-2中取模数，蜗杆分度圆直径。此时，从图11-18中查取接触系数，因为，因此以上计算结果可用。（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆 蜗杆头数，轴向齿距；直径系数；齿顶圆直径；齿根圆直径；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚。蜗轮 蜗轮齿数；变位系数验算传动比，此时传动比误差，是允许的。蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆直径（4）校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 根据，从图11-19中可查得齿形系数螺旋角系数 许用弯曲应力 从表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数校核齿根弯曲疲劳强度弯曲强度是满

16、足的。（5）验算效率已知；与相对滑动速度相关从表11-18中用插值法查得，代入式得，大于原估计值，因此不用重算。第十三章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？ N307/P4 6207 30207 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。13-5 根据工作条件，决定在轴的两端用的两个角接触球轴承，如图13-13b所示正装。轴颈直径，工作中有中等冲击，转速，

17、已知两轴承的径向载荷分别为，外加轴向载荷，作用方向指向轴承1，试确定其工作寿命。解 （1）求两轴承的计算轴向力和对于的角接触球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，两轴计算轴向力（2）求轴承当量动载荷和由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取，则（3）确定轴承寿命由于题目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，因为，所以按轴承1的受力大小验算13-6 若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题13-2，试验算轴承的寿命。解 （1）求两轴承受到的径向载荷

18、和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中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）。由力分析可知：（2）求两轴承的计算轴向力和查手册的30207的，两轴计算轴向力（3）求轴承当量动载荷和由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取，则（4）确定轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。13-7 某轴的一端支点上原采用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。解 查手册得6308轴承的基本额定动载荷。查表13-9，得可靠性为90%时，可靠性为99%时，。可靠性为90%时可靠性为99%时即查手册，得6408轴承的基本额定动载荷，基本符合要求，故可用来替换的轴承型号为6408。第十五章轴习题答案15-4图15-28所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。解 （1）处两轴承应当正装。（2）处应有间隙并加密封圈。（3）处应有轴间定位。（4）处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。（5）处齿轮不能保证轴向固定。（6）处应有轴间定位。（7）处应加调整垫片。改正图见轴线下半部分。1