机设习题答案

1、2-2某材料的对称循环弯曲疲劳极限180MPa，取循环基数 No=5X lQ6,m=9,试求循环次数 N分别为7000,25000, 62000次时的有限寿命疲劳极限。解：N=7000N 25000n m普9 5 1061809 -.70002.07537180373.568MPa324.3 MPaN 62000293.167 MPa2-3材料的机械性能为s 260M Pa，i 170MPa， a 0.2，试绘制此材料的简化极限应力线图参看图 2-7A ' D' G ' C)2 1 02 1 0002 1701 0.2283.3 MPa170 A283.3/2 =141

2、.65D'45O45O283.3/2=141.65C260B 420 MPa,2-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=54mm , d=45mm , r=3mm。如用上题中的材料，设其强度极限试绘制此零件的简化极限应力线图，零件的此处解法为前者。此题可按轴受拉伸进行计算，也可按照受弯曲进行计算, 解：K式中:查图2-8 :0.78B 420MPa,r 3mm查表2-3 :2.0145 插值 D/d 1.2,r/d0.0671 0.782.0145 11.7913查图2-9 :0.81 B 420MPa D 54mm按D 偏平安按d偏危险：q 11综合影响系数q2.2745 1 112.27451

3、70174.74MPaK2.27450283.362.28MPa2K2 2.27452602-5如上题中危险剖面上的平均应力20MPa，应力幅30MPa，试分别按：求出该截面的计算平安系数Scao解： c1702.2745 30 0.2 2017072.辺355170 曲 °220 泄 1.852.2745 20 30113.74-2如下图为某受轴向工作载荷的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剩余预紧力。2) 假设被联接件间不出现缝隙，最大工作载荷是多少？解: ( 1) Qp 4000NF(Ni打mm)F 2000NCb CmQCbCm

4、Kco 3tg b tg30 -3-tg m tg45°13/3,3,3/3 1 r3 30.577350.366Q Qp Kc F4000 0.366 20004732 NQp Q F4732 20002732 NM100向上向下向下M100向下危险螺栓2被联接件出现缝隙临界：Qp 0Qp Q FQp Kc F FQpKc 1 FQp1 Kc40001 0.3666309 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，假设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s 600MPa。取剪切平安

5、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P横向力均布一3螺栓2:力矩不产生横向力P横向力均布一3螺栓3:力矩产生的横向力横向力均布一向下MPP7R32P-P100333maxs4d0°13p3P -do4313-132 600 342.5 7 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，假设联轴器传递扭矩 150N m,试求螺栓螺纹小径。螺栓 120MPa解：六个螺栓承受的横向载荷MD/

6、2150 2100 10 33 103 N单个螺栓承受的横向载荷F需要的预紧力F /630006500 NQpKsFfi1.2 5000.16 13750 N螺纹小径4 1.3Qp4 1.3 3750120 1060.00719 m7.19 mm5-1如下图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。70,113090,190。选择键，并校核强度。轴为 解：查手册，选键=70 处，b20 20,A型键L=110或125=90 处，b25 14,A型键L=8045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。校核强度70:2T-103ktd2 1000103

7、0.5 12110 207052.9 或45.35minP键7p联P满足挤压强度要求min110,110,555590:32T 10ktd2 1000 1030.5 1480 259057.7minP键7P齿轮p满足挤压强度要求min 110,110,1101107- 2 V带传动传递的功率F1,有效圆周力Fe和预紧力F。解: Fe 30P=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7.5 100010750 NF27501500 N750 N2FFoFi1125 N7-3 V带传递的功率 P=5KW，小带轮直径 Di=140mm，转速ni=14

8、40r/min，大带轮直径 D2=400mm，滑动率 =2% , 求：从动轮转速 n2；有效圆周力 Fe。解:nQD1 11440 1402%400493.92 r/min vD2 r2 /60 1000400 493.92/ 60 1000 10.344 m/sP 1000 5 1000Fe483.37 Nv 10.3448- 1 一链式运输机采用套筒滚子链，链节距p=25.4mm，主动链轮齿数Z1=17，从动链轮齿数Z2=69 ,n 1=960r/min。求：1链条平均速度v；2 链条 vmax, vmin ；3平均传动比。解: 1vn忆p60 1000960 17 25.460 1000

9、6.9088 m/s2vmax v10O2d12 q2 60 1000 d1 n160 1000Q diPsin 180o / z-i25.4sin 180o/1725.4sin 10.59°证378 138.2 mmVmax138.2 3.14 96060 10003.947 m/svminv1 COS180oz(3) inn2Z2Z169174.0596.947 cos10.59O 6.947 0.983 6.829 m/s9- 5蜗杆右旋为主动件，为使轴n、川上传动件轴向力相互抵消，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。III

10、II弓III解：(1)蜗杆顺时针转动(2) 3右旋；4左旋。z2=40 , mn1=5mm ,1 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 2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T；9.55106Q R9.559.55106RiF2p12P06PP1d2 diT2 T1 iF aiF a3d1mtzi纽tand1mn1Z1COS 1tan 1mn1cos 1Z1sin 1mn1Z1纽tand3Z1d3mtZ3min2cos 2Z3

11、mn2COS 2Z32sin 2mn2Z3sin 2g2Z32mMZ1sin7 172 5 20sin 158.862. 轴n受力如图10- 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2/ 、10-6手动绞车， 问：1欲使2fv=0.2.m=9， q=8， zi=1， Z2=40， D=200mm。上升1米，手柄转多少圈，转向？求传动齿合效率 1 =?机构自锁否?解: (1) iZ240(2)1tgn2i1 n2=1圈，重物上开 Dn2 = ？重物 上开1000mm10001000D628100040=63.7(圈)628手柄转向如图tgn2乙

12、i当200 mmtgZ1q7.125°10.1258varctgfv arctg0.211.31°v自锁0.125tg 7.125° 11.31°需 °375 g11- 2某减速器输出轴的结构图，指出其设计错误，并画改正图。J0 -.q1- 3L§ / /- 1Tl/Y fnrrHljrjrl题1卜2图轴的结构解：1 联轴器没有轴向固定；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。12- 1非全液体润滑滑动

13、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防止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初步计算。12-2试以雷诺方程来分析流体动力润滑的几个根本条件。 答：p 6 vh 3h°xh3A点左侧：h>ho代入上式p0，油压随x增加xA点右侧：h<ho代入上式_p0，油压随x降

14、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 相对运动的两外表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; 被油膜分开的两外表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。一 v移动件y静止件>0=0<012-3某不完全液体润滑径向滑动轴承,：轴径直径d=200mm，轴承宽度 B=200mm，轴颈转速 n=300r/min，轴瓦材料为2CuSn10Pi，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 m1 根据平均比压p d6

15、3315 10200 10200 10 356 10 N2.根据pv值1515F dFB d B6d B00 "d106106dn60 d00060c160010000 d000dn3 20010 3 200Bn200 102001031.9 105 N51.9 10 N60 10006Q0000300200 300它可承受的最大径向载荷为1.9 X 105 ( N)13- 1试说明以下滚动轴承的类型、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

16、。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15o13-2试说明以下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 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2022年春机械设计根底下第一次小测验1.键的剖

17、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，螺栓的应力变化规律应按以下哪种情况计算。a应力循环特性为常数c最小应力为常数4.选择V带的型号是根据 a名义功率 b大带轮转速b平均应力为常数d任意 和小带轮转速。c计算功率d小带轮直径1.3是为了5紧螺栓联接强度计算中，将螺栓所受轴向拉力乘a平安可靠c防止松脱6受轴向载荷的紧螺栓联接，为保证联接件不出现

18、缝隙，要求因此 a剩余预紧力Qp应小于零c剩余预紧力Qp应等于零b保证足够的预紧力d计入扭转剪应力的影响b剩余预紧力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400Nm1轴危险截面上的循环变应力的圆轴的抗弯模量为 W d3试求：32max, min, a, m和应力循环特性丫各是多少?2如轴材料的疲劳极限和静强度极限C-1=170MPa T 0=280MPa和C s=270MPa以及影响零件疲劳极限的综合影响因素 &=2,试绘制简化的零件极限应力线图。该转轴应该按照 哪种典型的应力变化规律来计算？并用解析法计算该轴危险截面处的平