机械设计课后练习

1、3-2材料的力学性能为os 260MPa, (ti 170MPa ,。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 o10C0o 壬283.33MPa1 o10.2得 d(283.332,283.332)，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以下列图所示业1A (0, 170)D 1141 fi7,141, 67).一0；260. 0： S需 由于D/d= 7272=1,16, r/d-3/62=0. C4E,所以.直数材附表工1,插值得毎玛24,查

2、教材附图31 播值得初“加那么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 o=420MPa ,精车，弯曲，D 解因d=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。54 d c1.2 ,45所查值代入公式，即30.067，查附表3-2,插值得(T1.88，查附图3-1得q o0.78，将k o 1 qo o0.78 1.88 11.69kc丄1丄型丄！1 2.35g,0.75 0.911A0,1702.35,C根据 A 0,72.34 ,C260,0 ,D 141.67,141.6% 35求出该截面的计算平安系数Sca。解由题 3-4

3、可知 c 170MPa, c 260MPa,。0.2,K2.35K1(0. 72. 34)(0, 30)D (14t 67.60. 29) _(260 0)囲1r 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，其计算平安系数C1K c c c cm1702.282.35 300.2 20260,0 , D 141.67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如以下列图2cm 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，其计算平安系数C1K。 c cm1702.35 0.2c 202.3530 201.815-5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。

4、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，假设用M6X 40铰孔用螺栓连接，螺栓机械性能等级为8.8，校核螺栓连接强度。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、5-10,可知S 3.5 5.0os640S 3.5 5.0182.86 128 MPa制 Sp 640 426-67MPa2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 cos4575、2mmFiFj1f8FL1 202.5kN8r20 300 10 38 752 10 35 2kN由图可知，螺栓最大受力Fmax. Fi2 Fj2 2FiFj cos 9,2.52 (5 2)2 2 2.5 5 2 cos45 9.015kNF max39.015 104d3 26 10319max9.015

6、103dLmin6 10 3 11.4 103131.8 op故M6X 40的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6一个托架的边板用 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Fja中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即r=125mm1厂1Fi-F6010kN66FL6025010 3FJ6r612510 3由a图可知，最左的螺

7、栓受力最大20kNFmax Fi Fj 10 20 30kNb方案中Fi 1 F 1 60 10kN6 6FjmaxMr max-62rii 1FLrmax62rii 1360 250 101252-21251252 10 322竺1252210 6由b图可知,螺栓受力最大为24.39kNFi2 Fj2 2Fi Fj cos 9102 (24.39)22 10 24.39 -233.63kNv5由d。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的普通螺栓联接。假设接合面的摩擦系数f=0.3,螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%。螺栓用性能等级为的中碳钢制造，求此联

8、接所能传递的横向载荷。解 螺栓数目为接合面溺1取防滑系数为K沪2,性能等级为4. 8的碳钢巧二戏MPs那么蛭栓所需预紧力F0划込得出耳兰讐处册W5-9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。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剩余预紧力。瞬采用橡塑片密封，取镖栓的相对刚度 丄一 =0 9,由较材公式5心烁拴的总拉力r 爲=斤+ F = 24000V-qy由載材公式5,15.剩余预素力为 Fl=F2-F=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R F?，

9、试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。P旦1000Fe1000P1000 7.510750NFl 2Fe 2 750 1500NFiFoFeFoFiFe75015001125N28-3査敎材图S夕恥=6站riM8-3,取 IxM500mm +査敕林衣 8-5c 19 P(M 9IKW#H 8刃得血岛-0 SMlwAH B-6 ft RA-18-8得KD光杳表8“0潯心珂g所臥p=8fi5KW.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O捉高轮歯拉阿疲芍强度的楮施增大宵根过渡冏旳TfA消除加工刀疝 可障 低齿根应力集小;増人轴和支承的那么度W减小

10、齿面局部受戏；采取适宜的热处 理力法便轮世部具有足够的韧性g在齿郴部进行临丸、滾1K無农両强度，薩伍齿 雜诙血闻I祖攬齿轮棗用正变何簪-捉福齿面抗点蚀能力的描施有，擢禹齿面矶度，降低丢面粗糕度；增大润滑油 粮曲提高加工、変装稱厦以减小动载荷:在许可范帼内采用較犬变位系数疋 传动.可用大齿轮化动的综含仙率半待10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，R 7.5kW, ni 1450Qmin,乙26厶 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，应选用 7级精度GB10

11、095-88。 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 40HBS2按齿面接触强度设计d1t2.323 KT1 U 1Ydu2Ze(5H1丨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 105P1ni95.51450107549397N mm小齿轮作不对称布置,查表 10-7 ,选取d1.0 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 由图io-2ld按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限oHHm1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限审lim2 55

12、0MPa 。 齿数比u 22.08z, 26 计算应力循环次数N,60n,jLh 60 1450 1 12000 1.044 109d1t计算圆周速度d1t n1V 60 10002 ,ZEccc 1.5 49397 2.08 12.323 Oh、12.08V3.14 53.577 1450,4.066 m s60 1000189.8566.553.577mmN11.044 1099N20.50210u2.08由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 .98, Khn2 1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，平安系数S 1Oh 1K HN1 OH lim 10.98600588MPaS1

13、H 2K HN 2 OH lim 21.03550566.5MPaS1计算计算小齿轮分度圆直径d1t ,代入o中较小值 计算尺宽bbdd1t1 53.577 53.577mmK 计算尺宽与齿高之比 一h2.061mmd1t53.577mtZ126h 2.25mt 2.25 2.061 4.636mm53.5774.63611.56 计算载荷系数根据v 4.066ms, 7级精度，查图10-8得动载荷系数 Kv 1.2直齿轮，KhKf 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卩1.420b由一11.56 , Kh b 1.420，查图 10-13 得 KF31.37

14、h故载荷系数K KaKvKh Kh1.25 1.2 1 1.420 2.13按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径计算模数md160.22m 2.32mmz126取 m 2.5几何尺寸计算分度圆直径:d1 mz-!2.5 26 65mmd2 mz,2.5 54 135mm中心距：确定尺宽:d1 d265 1352100mm2b 2KT1 u 12.5Zeb 厂d1 uOH22 2.13 49397 2.08 12.5 189.8251.74mm6522.08566.5圆整后取 b252mm,0 57mm。OE1 500MPa ；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

15、弯曲疲劳强度极限强度极限380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命 Kfni 0.89,Kfn2 0.93。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数K FN1 族1SK FN2 Fe 2S 1.40.89 5001.40.93 500317.86MPaOF 2S计算载荷系数1.4252.43MPaKKaK Kf Kf1.25 1.21 1.37 2.055查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得Yfa12.6YFa22.304YSa11.595YSa21.712 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式KT1Yf YsoF进行校核bd1m a aF12KT1bd1mYFa1Sa12 2.055 493

16、9752 65 2.52.6 1.59599.64MPaF 12KT1bd1mYFa2YSa22 2.055 4939752 65 2.52.3 1.71294.61MPa(Tf2所以满足弯曲强度，所选参数适宜。13-1试说明以下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/P462073020751301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，

17、决定在轴的两端用a 25的两个角接触球轴承，如图13-13b所示正装。轴颈直径d 35mm，工作中有中等冲击，转速n 1800r min，两轴承的径向载荷分别为Fn 3390N , F2 3390N，外加轴向载荷Fae 870N，作用方向指向轴承1，试确定其工作寿命。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Fd 0.68Fr, e 0.68Fdi 0.68Fn 0.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040 707.2N两轴计算轴向力Fa1 max Fd1, Fae Fd2max 2305.2,870 707.22305.2NFa2 max Fd2,Fd1 Faemax 707.2,2305.2 870 1435.2N2求轴承担量动载荷 R和1P2a1F r12305.233900.68 ea2Fr21435.210401.38 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 1第0对轴承 2X0.41丫20.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取 fp 1.5，那么R fp X1Fr1丫Fa11.51 33900 2305.25085NR2f p X2 Fr2 Y2 Fa21.50.41 104