机械设计课后练习

5170MPa,①0.2,

c机械设计课后练习3-2已知材料的力学性能为匹一260Mp/匹一260MPd试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。5170MPa,①0.2,

c［解］A,(0,170)C(26,(0)守①严2%IO02(Tj.!■T1十①丁2T±2070.%1283.33MPa1①％10.2D'(283.332,283.332)，町D,(141.67,141.67)根据点A(0,170)"(260,0),D(141.67,141.67)按比例绘制该材.%D'料的极限应力图如下图所示A，（0,170）aD1041.67.141.67）00,（260.0）63-3H由于D/d=?2/62=L16*r/d=3/62=0壹教材附我3.「播值静碍和24心+夜教材附图乳h插值》0.90"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VB=420MPa,精车，弯曲，站=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。［解］因m/p存皿，查附表3-2，插值得查附图3-1得q「0.78［解］因m/p存皿，查附表3-2，插值得查附图3-1得q「0.78，将所查值代入公式，艮口^.—一k1°1=10.781.88-1［=1.69-严:1.88,查附图3-2,得喻花；按精车加工工艺，查附图3-4,□厂，已知％〃，贝v0.91V"■1$比d11.691d1-11g0.750.9112.35A*。/%35)C(260,0)D(141.67,1416%35)A0,72.34,C260,0,D141.67,60.293-5如题3-4中危险截面上的平均应力怖=20MPa，应力幅$=20MPa，试分别按①r=C②■"，求出该截面的计算安全系数由题3-4可知皿=170MPaf=260MPa皿=0.2*=2_35K(0.72.34)K(0.72.34)—D'(141.67,60.29)—6(0.30)(1)r=C0(20,0)(1)r=C0(20,0)C(260.0)E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170q=2.28Ko-°a.①er2.35300.220⑵On一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，其计算安全系数仃1g1O1+(Ko-©o)%0+(2.35-0.2o)<1g1ca~K°；O72.353010^"~—「ca5-5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M6X40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。［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M6X40的许用切应力口由螺栓材料Q215性能等级8.8，查表5-8，可知[祠=640MPa，查表5-10，可知[S]=3.5〜5.0[Qs]3"5T182.[Qs]3"5T182.86128MPa［制瓷罟二42667MPamax39.01510=319匚[]6max39.01510=319匚[]610“24dFmax9.015103=131.8:op]卜.610°11.410”0l-min故M6X40的剪切强度不满足要求，不可靠。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F，转矩T分在各个螺栓上的分力i为Fj，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即11FiF20=2.5kNi88’=_FL=2030010=5、、2kNFj8r875i210’由图可知，螺栓最大受力",j2FiFjcos92.52-(52)222.552cos45-9.015kN5-6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",j2FiFjcos9TOC\o"1-5"\h\z［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F,转矩T分在各个螺栓上的分力为Fij（a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，艮口r=125mm11FF60=10kN66FL6025010j…F——6r厂=20kN“6x125x10&由（a）图可知，最左的螺栓受力最大FmaxRFj=1020=30kNFmaxRFj=1020=30kN(b)方案中Fi-F160L10kN

666025010”FjmaxMrma6025010”FjmaxMrmax~~67r.生FLrmaxm〃〃」12520二24.39kN岸卜^（b）图可知，螺栓受力最大为10FmaxF,2FFCOS0二102(24.39)221024.392二33.63kN.由d—仆「［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。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Fmax解螺栓数日为2,接台面数为1.取防滑系数为Ks=1.2,性能等级为］8的碳钢q=320IPa，则螺栓所需预紧力P0为：喉注*得出fW也色=112x1护射，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=10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。解采用橡垫电封•取另土的相对刚度代®，由教材公式3秋蝮桂的总枚九%齐噫a由教材公式（5*15）.残余预紧力为*F1-F2-F-14000N.8-2V带传动传递效率P=7.5kw，带速v10ms，紧边拉力是松边拉力的两倍，^PE=F2，试求紧边拉力％、有效拉力F和初e拉力F。。汉L1000P1000小7.5F750NeV10F—F-F且F"2Fe122F2F2750=1500NR=F2FeFR=F2FeFo—二F.28-3750e=15001125N2查教材图8形1^%=639mm奁教材衣乳人取Ld=4500mm由It,K.0-g朴殆查敷林ft85c得PTJlKW.ft&刃得血耳《059kw.查亵8-6ftKA«l3AM乳8得KaM)96JS衣&10得K产13所乩P=8S5KW-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:(a)捉岛轮曲抚弯疲劳强度的寸首施m增大齿根过渡侧角半钻消除加工力痕，可降低齿根应力集中：增大轴和支承的则度*可减小齿面前部受部采取合适的热处理方法便轮世部具右足够的韧性；在齿根部进行喷丸、滚床等a而强度，降低齿轮表1血楸糙度，齿轮采用1E变位辱°提高齿面抗点蚀能力的描施有：提高齿面硬度：降低表面祖糙度：增人润滑抽粘度；提局加匚发装精度以减小动裁荷:在询可范制内采用值交人变位系数正传动.可增天离伦传^的综介曲率半『上小齿轮10-6设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已矢口小齿轮R=7.5kW,m=1450r/min,乙=26,z=54，寿命L=12000h，-h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(GB10095-83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40HBSdit2.323kt,u1（2）按齿面接触强度设计-①du1）确定公式中的各计算值dit2.323kt,u1计算小齿轮传递的力矩5595.510R95.510=49397Nmm„t1:-k.7,.k.小齿轮作不对称布置，查表10-7，选=1.0④由表10-6=1.0④由表10-6查得材料的弹性影响系数①d1ZE=189.8MPa?E⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮gim1二OHli350MPa⑥齿数比的接触疲劳强度极限二2.08Z]26计算应力循环次数N"60nijL^601450112000=1.044109OHli350MPa⑥齿数比1.0441090.502102.08由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn10.98,K9=1.0HN2计算接触疲劳许用应力取失效概率为]%，安全系数S=]0HKhn1"lim10.9860058MgPaKHN2T1im2o3550-566.5MPa2）计算小值①计算小齿轮分度圆直径d1t'代入【。中H]d1t2-323竖冒c“5493972.0812.323189.8V53.577mm2708②计算圆周速度566.5-d牡①3.1453.5771450=4.06r6/sV=---60---00060正1000Khn10.98,K9=1.0HN2计算接触疲劳许用应力取失效概率为]%，安全系数S=]0HKhn1"lim10.9860058MgPaKHN2T1im2o3550-566.5MPa2）计算小值①计算小齿轮分度圆直径d1t'代入【。中H]d1t2-323竖冒c“5493972.0812.323189.8V53.577mm2708②计算圆周速度566.5-d牡①3.1453.5771450=4.06r6/sV=---60---00060正1000③计算尺宽bb=•dd1t=153.577=53.577mm计算尺宽与齿高之比hhm=d1t53・577t265=1.420由b=11.56，Kb=1.420查图10-13得5=1.37H故载荷系数K二KA%%Kd.251.21K二KA%%Kd.251.211.420=2.13⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径血诙=53.57珂荷=6°.22二虫=―…m6022=2.32mmz.26八取m=2.5⑧几何尺寸计算分度圆直径：d"mz"=2・"2"65mm2.554=135mm中心距：确定尺宽:d1d265135…a100mm2KT1〜dT22.13493972.081=51.74mm2652.082.5X189.8d=57mm圆整后取b52mm2=d=57mm按齿根弯曲疲劳强度校核限。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限牡FE1=500MPa2=380MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命KFN10.89,KFN2=0.93KFN10.89,KFN2=0.93计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S_]4089500=317.86MPaS1.4险旦.jCFK/0-旺20.93500FN2FE2252.43MPa1.4089500=317.86MPaS1.4计算载荷系数K=KaKKf：Kf2=1.251.211.37=2.055、.查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得Yf/=2.6%2=2・304Y由表10-5查得Yf/=2.6%2=2・304YS1=1.595Y=1.712Sa2校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式根据弯曲二"丫尸丫进行校核.5.J/bd1m2KTlYYbd.mFa1Sai22°55493972.31.712=94.61MPa怯22.055493972.61.595=99.64MPa2KTlYYbd.mFa1Sai2KT]bdmFa2sia2所以满足弯曲强度，所选参数合适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/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，决定在轴的两端用^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nF00r/mn，已知两轴承的径向载荷分别为nFOor/mnF.=3390N,F2=3390N，外加轴向载荷F=870N,

作用方向指向轴承1试确定其工作寿命。［解］⑴求两轴承的计算轴向力F和FFa1Fa2对于a25。的角接触球轴承，按表13-7,轴承派生轴向力寸.68『e=0.68.Fdi=0.68Fri=0.683390=2305.2NFd2=0.68七=0.681040=707.2N两轴计算轴向力Fi=maxF,FFJ=max"2305.2,870707.2、2305.2NdiaedFi=maxaeF=max叱^丁朗-F:二max,707.2,2305.2-870：二1435.2N2305.23390(2)求轴承当量动载荷P.和占d1435.2「”二1.38e1040Fria2Fr2由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为丫i=0丫2=0.87Xi=1对轴承1对轴承2x0.41因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,取fp-"，贝VR二fp(XiFri+YFai)=1.5^(1^3390+0"2305.2)=5085NF2=fpX2Fr2Y2Fa2=1.50.4110400.8714