机械设计总复习题讲解PPT

机设讲课(jiǎngkè)习题精品资料一、已知：-1=180MP，S=300MP，φ=0.2，K=2，试求：1、零件(línɡjiàn)的简化极限应力图；2、当r=0.6，S=2时，该零件能承受(chéngshòu)的最大应力max；3、若a=70MP，m=50MP，计算该零件的安全系数。解：1、A（0，-1/K）(0，90)amODD（0/2，0/(2K)）（150，75）C（S，0）（300，0）G45°2AN’属静强度3、图解法：M（50，70）MM’解析法：精品资料例题(lìtí)2二、如图为某机器上一根单向转动轴，n=20r/min，每天工作8小时，要求(yāoqiú)工作2.5年（每年以300天计）。轴的材料为45钢调质处理，B-10-10650300500155282m=9，N0=107，S=1.6，E-E截面上受弯曲应力b=30，轴向拉应力c=10，扭转应力=15。过盈配合k=2.62，k=1.89，圆角k=1.93，k=1.58，尺寸系数=0.81，=0.7，表面质量系数=0.9，强化系数q=1，试校核轴的强度。是静应力还是变应力？是对称循环还是非对称循环？是单向还是复合应力状态？N=?是有限寿命还是无限寿命？精品资料例题(lìtí)2-2轴是转动的，M一定(yīdìng)，b为对称循环变应力；轴向拉应力不变，c为静应力；=c=b正应力为非对称循环变应力。考虑轴单向转动，工作不连续等因素，扭转切应力按脉动循环处理。E-E截面为复合应力状态。应力循环次数当N0≈ND时按有限寿命计算。解精品资料例题(lìtí)2-3计算综合(zōnghé)影响系数K、KE-E截面有两个应力集中源，取数值最大者计算。计算材料常数、计算安全系数S、S计算复合应力下的安全系数Sca安全精品资料三、(8分)某轴受弯曲稳定变应力(yìnglì)作用,σmax=250MPa,σmin=-50MPa。已知轴的材料为合金钢，该材料的σ-1=450MPa、σ0=700MPa、σs=800MPa，综合影响系数Kσ=2.0，寿命系数KN=1.2,试:1)绘制该零件的简化疲劳极限应力(yìnglì)图；2)分别用图解法和解析法计算此轴的安全系数.比例尺:10MPa/mm解：∵∵∴∴作出零件的极限应力图(lìtú)ADGC、零件工作应力点M，得到极限应力点M′解析法得：图解法得：精品资料例题(lìtí)1-1例1：已知：图示支承(zhīchénɡ)尺寸及载荷，支座与墙面的摩擦系数f=0.5,[P]=2MP，螺栓采用强度级别为4.6级的Q235钢，Ks

=1.2，试设计此螺栓连接。解：螺栓受力分析将Q力向接合面形心O简化QxQyM轴向力Qx=Qcos45º=6010N横向力Qy=Qsin45º=6010N倾覆力矩M=L·Qy=300520Nmm单个螺栓的轴向工作载荷分析(最上部螺栓的工作载荷最大为Fmax)在Qx作用下每个螺栓的轴向载荷为：在M作用下最上部螺栓的轴向载荷为：该螺栓组连接受横向力QY、轴向力Qx和倾覆力矩M三种载荷的共同作用。精品资料例题(lìtí)1-2例1：已知：图示支承尺寸及载荷(zàihè)，支座与墙面的摩擦系数f=0.5,[P]=2MP，螺栓采用强度级别为4.6级的Q235钢，Ks=1.2，试设计此螺栓连接。解：失效形式分析在Qx、M的作用下，接合面上部离缝，因此要求：

Pmin>0(不松)QxQyM在F0、Qx、M的作用下，接合面下部压溃，因此要求：

Pmax[P]（不碎）在横向载荷Qy作用下，托架下滑，因此要求：在F2的作用下，螺栓被拉断或塑性变形，因此要求：（不断）（不滑）F1为仅考虑QX时的残余预紧力M使底板接合面间的压力在翻转轴线上下以同样大小减小和增加，所以M对接合面间的总压力大小无影响，对接合面间的摩擦力大小无影响。精品资料例题(lìtí)1-3例1：已知：图示支承尺寸及载荷，支座(zhīzuò)与墙面的摩擦系数f=0.5,[P]=2MP，螺栓采用强度级别为4.6级的Q235钢，Ks=1.2，试设计此螺栓连接。解：确定单个螺栓的预紧力F0按不离缝确定F0，要求：Pmin>0QxQyM注意：为仅考虑Qx的残余预紧力精品资料例题(lìtí)1-4例1：已知：图示支承(zhīchénɡ)尺寸及载荷，支座与墙面的摩擦系数f=0.5,[P]=2MP，螺栓采用强度级别为4.6级的Q235钢，Ks=1.2，试设计此螺栓连接。解：QxQyM可取：综合，按不下滑确定F0，要求：按不压溃确定F0，要求Pmax[P]精品资料例1：已知：图示支承(zhīchénɡ)尺寸及载荷，支座与墙面的摩擦系数f=0.5,[P]=2MP，螺栓采用强度(qiángdù)级别为4.6级的Q235钢，Ks=1.2，试设计此螺栓连接。查手册，取M10（d=10mm，d1=8.376mm)，F0=4808N。控制预紧力，由表5-10，S=1.5，则：螺栓为4.6级Q235钢，B=400MP，S=240MP。确定螺栓直径

确定螺栓的最大工作载荷Fmax和总作用力F2解：精品资料讨论(tǎolùn)：1本题螺栓组连接需要满足(mǎnzú)四个条件：①不断：②不滑：③不松：④不碎：精品资料D=150r=60D=150r=60讨论(tǎolùn)：2精品资料例题(lìtí)2-1已知：=12mm，1=30mm，螺栓为Q235钢4.6级，[]=96MP，铸铁(zhùtiě)架[P1]=100MP，钢板[P2]=320MP，f=0.15，F=12KN，L=400mm，a=100mm，Ks=1.2；试问：1）图示A、B方案，哪个合理？2）取合理方案，用受拉螺栓和受剪螺栓连接，哪一种螺栓连接合理？解：将力F向形心O简化F=12KNT=F·L=4800Nm

F在每个螺栓中心处引起的横向力为FF

T在每个螺栓中心处引起的横向力为FTA)TFB)A)方案较合理。螺栓组受横向力F和旋转力矩T的共同作用A方案受力最大的螺栓是1和2B方案受力最大的螺栓是1精品资料例题(lìtí)2-2取A)方案(fāngàn)计算采用受拉螺栓FmaxA螺栓强度级别为4.6，S=240MP不控制预紧力，先试算：假设d=30mm，由表5-10，S=2.5与假设相差较大，再设d=42mm，S=2.3选用M42的螺栓（d1=37.129mm)。精品资料例题(lìtí)2-3FmaxA采用(cǎiyòng)受剪螺栓按剪切强度计算直径，校核挤压强度取M12的螺栓,dS=13mm,l0=22，l=35~180mm(5进位）301222l=?取l=60mmLminLmin=60-22-30=8mmdsdl0ll=65mm，可否？

若被连接件均为铸铁，则上板被压溃，怎么办？d精品资料121234O2a2aLF钢板铸铁取M12的螺栓(luóshuān)，dS=13mm，l0=22mm，l=35~180mm(5进位）取l=60mmh=60-22-30=8mmd301222l=?hl=65mm，可否(kěfǒu)？若被连接件均为铸铁，则上板被压溃，怎么办？Fmax23=1001269d12精品资料图示一钢制底板用两个普通螺栓固定在钢制地基上。已知F=4KN,底板与地基之间的摩擦系数f=0.3,螺栓的相对刚度Cb/(Cb+Cm)=0.2，防滑系数Ks=1.2，其他(qítā)尺寸如图示，螺栓的许用应力，试计算所需用螺栓的小径d1。LXY底板地基12120170170AA向21F地基(dìjī)解：1、将F向形心及结合面简化FXFY2、在FX的作用下不滑移3、螺栓所受的总拉力F24、计算螺栓的小径精品资料图示机架A上用两个普通螺栓固定(gùdìng)一杠杆B。在杆的两端各作用一垂直力FP，两者方向相反，在杆的中心作用一垂直力FQ=2KN,已知杠杆与机架结合面之间的摩擦系数f=0.2,防滑系数Ks=1.2,螺栓的相对刚度Cb/(Cb+Cm)=0.4,每个螺栓的预紧力F0=9KN（结合面的抗压强度足够），螺栓的许用应力试求力FP和螺栓的小径d1。解：140精品资料二、简答题1、带传动(chuándòng)一般应放在高速级还是低速级？为什么？2、带传动的失效形式(xíngshì)有哪些？设计准则是什么？3、试说明在带传动设计中，为何要限制下列参数？1）带轮基准直径dd1≥ddmin2）带速5m/s≤v≦25m/s3）小轮包角1≥120º4）张紧力F0的大小要合适5）带的根数Z≤8~106）传动比i≤7~8精品资料8-39、某减速带传动由变速电动机驱动，大带轮的输出转速的变化范围(fànwéi)为500~1000r/min。若大带轮上的负载为恒功率负载，应该按哪一种转速设计带传动？若大带轮上的负载为恒转矩负载，应该按哪一种转速设计带传动？为什么？1.P一定(yīdìng)，v，Fe按转速500r/min来设计带传动。2.∵T一定，∴Fe一定，v，P按转速1000r/min来设计带传动，可以传递较大的功率。按较大的Fe设计时保证不打滑且满足疲劳寿命，高速运转时也不会打滑且满足疲劳寿命。精品资料8-40一带式输送机装置如图。已知小带轮基准直径dd1=140mm，大带轮基准直径dd2=400mm，鼓轮直径D=250mm，为了提高生产率，拟在输送机载荷不变（即拉力F不变）的条件下，将输送带的速度v提高，设电动机的功率和减速器的强度足够，且更换大小带轮后引起中心距的变化对传递功率的影响可忽略不计，为了实现这一增速要求，试分析采用下列(xiàliè)哪种方案更为合理，为什么？1、将dd2减小到280mm；2、将dd1增大(zēnɡdà)到200mm；3、将鼓轮直径D增大(zēnɡdà)到355mm。输送带FDdd2dd1减速器vV带传动电动机解1、输出功率P出=F·vv，F不变，则P出输入功率P入=Fe·vv而不变Fe可能引起打滑或疲劳寿命降低。减小dd2不可行。精品资料1、将dd2减小到280mm；2、将dd1增大(zēnɡdà)到200mm；3、将鼓轮直径D增大(zēnɡdà)到355mm。解输入(shūrù)功率P入=Fe·vv增大dd1可行。2、dd1，且dd1，1

，K

dd1，b1P0

虽dd1，i=dd2/dd1

，P0但基本不变FDdd2dd1减速器vV带传动电动机精品资料FDdd2dd1减速器vV带传动电动机解3、将鼓轮直径(zhíjìng)D增大到355mm。v，F不变，则P出输入(shūrù)功率P入=Fe·vv而不变Fe可能引起打滑或疲劳寿命降低。增大鼓轮直径D不可行。精品资料FDdd2dd1减速器vV带传动电动机解：∵原V带传动比：方案(fāngàn)1、2的V带传动比：∵原运输(yùnshū)带速度：

现运输带速度：∵原运输带鼓轮转速：

现运输带鼓轮转速：，1、将dd2减小到280mm；2、将dd1增大到200mm；3、将鼓轮直径D增大到355mm。精品资料∴方案1、2运输(yùnshū)带速度提高：

同理方案3运输(yùnshū)带速度提高：三种方案都能使运输带速度提高42%左右，但只有方案2是合理方案，方案1、3都不能采用。原因是：∵F=C，V↑（42%），∴输出功率P2↑（42%）∴输入功率:P1=Fe×VV也必须增加42%左右.Fe—V带传动的有效拉力，VV—V带传动的线速度。∵方案2是增大小轮直径dd1′=200，∵原精品资料∴输入功率P1=Fe×VV，V带传动的有效拉力Fe基本不变，不会出现打滑(dǎhuá)和疲劳破坏现象。∴V带传动(chuándòng)的线速度增加方案1不能采用的原因是V带传动的带速没有提高：∵输入功率P1↑=Fe×V，∴V带传动的有效拉力Fe提高42%左右，V带传动可能出现打滑和疲劳破坏。不变，方案3不能采用的原因同上。此题的答案告诉我们：用提高带速的办法提高V带传动的功率是可行的，带传动更适宜在高速下工作。精品资料9-28有一链传动，小链轮主动，转速n1=900，齿数z1=25，z2=75。现因工作需要，拟将大链轮的转速降低到n2≈250r/min，链条(liàntiáo)长度不变，问：1.若从动轮齿数不变，应将主动轮齿数减小到多少？此时链条(liàntiáo)所能传递的功率有何变化？2.若主动轮齿数不变，应将从动轮齿数增加到多少？此时链条所能传递的功率(gōnglǜ)有何变化？答：从动轮齿数不变，主动小链轮齿数z1’=z2/i12=z2n2/n1=75×250/900=20.8取z1’=21,主动小链轮齿数由25降到21，所用链条不变，∵z1↓∴d1↓、∵转速n1=900不变，∴链速v↓、有效拉力Fe↑，疲劳寿命不变时，链条所能传递的功率下降。答：主动小链轮齿数不变，从动轮齿数z2’=z1×i12=z1n1/n2=25×900/250=90取z2’=90从动大链轮齿数由75升到90，而其它参数不变，链速v不变，有效拉力Fe不变，链条所能传递的功率不变。精品资料齿轮强度比较(bǐjiào)方法1、接触(jiēchù)强度相等的条件：等接触强度条件为：2、弯曲强度相等的条件：等弯曲强度条件为：精品资料一、甲乙两人分别设计闭式软齿面直齿圆柱齿轮减速器，其工作条件(tiáojiàn)、材料、硬度、齿宽等均相同，甲的参数为：m=3mm，z1=20，z2=80，乙的参数为：m=2.5mm，z1=24，z2=96，现经校核，乙方案完全符合强度要求，试问：1、甲方案(fāngàn)是否可用？为什么？2、相对来说，哪个方案(fāngàn)更合理？为什么？解1、接触强度相同。而m>m，甲的弯曲强度大于乙。甲方案可用。2、乙方案更合理。d不变，mz运动平稳性精品资料二、有两对闭式软齿面直齿圆柱齿轮(chǐlún)传动，z1=20，z2=40，m=2，z1=20，z2=60，m=3，齿轮(chǐlún)制造精度、载荷、材料、热处理均相同，忽略载荷系数K及的影响，试问：1、若第一对齿轮的齿宽b=36mm，则第二(dìèr)对齿轮的齿宽b=？时这两对齿轮的齿面接触疲劳强度才相等；2、判断哪个齿轮的弯曲疲劳强度最弱？解1、由于四个齿轮材料、精度等均相同，则许用接触应力[H]均相同。要使齿面接触强度相等，应使其计算应力相等，即：精品资料解2、由于(yóuyú)四个齿轮材料、精度、载荷等均相同，则许用弯曲应力[F]均相同。要判断哪个齿轮弯曲强度最弱，要看计算应力，且一对(yīduì)齿轮中小齿轮的弯曲应力较大，因此，需比较F1和F1。而z1=z1齿轮z1的弯曲疲劳强度最弱。精品资料三、有一对闭式钢制齿轮传动(chuándòng)，已知T1=120×103Nmm,弹性系数ZE=189.8MPa1/2，载荷系数K=1.2;其他参数如下表：齿轮编号齿数模数(mm)齿宽(mm)齿形系数应力修正系数许用接触应力（N/mm2）许用弯曲应力（N/mm2）1Z1=204b1=85YFa1=2.8Ysa1=1.55[σH1]=550[σF1]=4202Z2=40b2=80YFa2=2.4Ysa2=1.67[σH2]=450[σF2]=3801.试分析该对齿轮传动，哪个齿轮的接触疲劳强度较低？哪个齿轮的弯曲疲劳强度较低？为什么？2.预测当出现(chūxiàn)失效时，将是齿面疲劳点蚀还是齿根疲劳折断？为什么？

提示：精品资料解：1.∵，∴大轮2的接触(jiēchù)强度低；

∴大轮2的弯曲(wānqū)强度低。，∴接触强度满足；

，∴弯曲强度满足；∴当发生失效时首先将是接触疲劳点蚀。2.精品资料四、一对标准(biāozhǔn)直齿圆柱齿轮传动，已知齿数z1＝20，z2＝40；模数m=2mm；齿宽b1=45mm,b2=40mm；齿根应力修正系数YSa1=1.55，YSa2=1.67；齿形系数YFa1=2.80，YFa2=2.40；区域系数ZH=2.5，弹性系数ZE=189.8(MPa)1/2，功率P=5.5KW，转速n1=1450r/min。求：F1/F2和H1/H2。注：

解：精品资料五、设计一直齿圆柱齿轮传动，原用材料的许用接触应力为[σH]1=700MPa，[σH]2=600MPa，求得中心距a=100mm；现改用[σH]1=600MPa，[σH]2=400MPa的材料，若齿宽和其他(qítā)条件不变，为保证接触疲劳强度不变，试计算改用材料后的中心距。解：因前后接触(jiēchù)疲劳强度不变，所以有：而代入，有：而精品资料β方向(fāngxiàng)：左、右旋转动(zhuàndòng)方向Fa取决于改变任一项，Fa方向改变。举例：右旋左旋n1n2n1n2右旋左旋Ft2Ft1Fr1Fr2Fr2Fr1×○Ft2⊙Ft1⊙Fa1×○Fa2Fa1Fa2旋向？一对斜齿轮：β1=-β2∴旋向相反旋向判定：沿轴线方向站立，可见侧轮齿左边高即为左旋，右边高即为右旋。精品资料试合理确定(quèdìng)图示两级斜齿圆柱齿轮减速器各斜齿轮的螺旋线方向，并画出各对齿轮的受力，电动机转向如图。n电123456你认为在传动方案(fāngàn)的设计中，是否有不合理的地方？应如何修改？Fa5Fa6Fa4Fa3Fa2Fa1Ft5Ft6Ft4Ft3Ft2Ft1

径向力：略精品资料例、标出各图中未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向，绘出蜗杆和蜗轮在啮合(nièhé)点处的各分力的方向（均为蜗杆主动）。n112n112n221n1122n2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa2n2Ft2Fa1n1Ft2Fa1Ft1Fa2Fa2Fa2Ft1Fa1Ft2Ft2n2n2Fa1′Ft1`精品资料n112n2Ft2Fa1Ft1Fa2n112Ft1Fa2n2Ft2Fa1n221n1Ft2Fa1Ft1Fa2n1122Fa2Fa2Ft1Fa1Ft2Ft2n2n2Fa1′Ft1`精品资料传动系统如图，已知轮4为输出轮，转向(zhuǎnxiàng)如图，试：1、合理确定蜗杆、蜗轮的旋向；2、标出各轮受力方向。1234n4n3n2Fa4Fa3Fa2Ft1n1Fa1Ft2Ft3Ft4精品资料图示为一起重装置，欲使重物上升，试在图上画出：1、电机(diànjī)转向n1；2、斜齿轮2的旋向；3、啮合点受力方向。n2’n3’Fa2’Fa3’n4Ft3Ft2’Ft3’Fa443’32’21电机n3n2n1Fa2Fa1Fa3Ft4Ft2Ft1精品资料例题(lìtí)1)Fae=FA2-FA1=8000-3000=5000NFd1+Fae=9000>Fd2=6500N2被“压紧”，1被“放松(fànɡsōnɡ)”Fa2=Fae+Fd1=9000NFa1=Fd1=4000N2)

Fae=FA2-FA1=5000-3000=2000N1被“压紧”，2被“放松”Fa1=Fd2-Fae=6500-2000=4500NFa2=Fd2=6500N12试分析图示轴系两圆锥滚子轴承所受的轴向力，已知：Fd1=4000N，Fd2=6500N，FA1=3000N，FA2=8000、5000、5500N、3000N。解:精品资料注意：当轴上零件轴向力的合力Fae=0时，两轴承(zhóuchéng)的轴向力相等且等于两派生轴向力中的大值。4)

Fae=FA2-FA1=3000-3000=0，Fa1=Fd1+Fd1′=Fa2=Fd2=max(Fd1、Fd2)=Fd2=6500N注意：当轴上Fd1、Fd2与Fae相平衡时，两轴承的轴向力等于各自(gèzì)的派生轴向力。3)

Fae=FA2-FA1=5500-3000=2500N，Fd1+Fae=6500N=Fd2=6500N，Fd1、Fd2与Fae相平衡Fa1=Fd1=4000NFa2=Fd2=6500N12分析图示轴系两圆锥滚子轴承所受的轴向力，已知：

Fd1=4000N，Fd2=6500N，FA1=3000N，FA2=8000、5000、5500N、3000N。精品资料例题(lìtí)1)Fae=FA2-FA1=8000-3000=5000NFd1+Fae=9000>Fd2=6500N

2被“压紧”Fa2=Fae+Fd1=9000NFa1=Fd1=4000N2)

Fae=FA2-FA1=5000-3000=2000NFd1+Fae=6000N<Fd2=6500N

1被“压紧”Fa1=Fd2-Fae=6500-2000=4500NFa2=Fd2=6500N3)

Fae=FA2-FA1=5500-3000=2500NFd1+Fae=6500N=Fd2=6500NFa1=Fd1=4000NFa2=Fd2=6500N12试分析图示轴系两圆锥滚子(ɡǔnzǐ)轴承所受的轴向力，已知：Fd1=4000N，Fd2=6500N，FA1=3000N，FA2=8000、5000、5500N、3000N。4)

Fae=FA2-FA1=3000-3000=0Fa1=Fa2=max(Fd1、Fd2)=Fd2=6500N精品资料1.一齿轮轴用两个7110AC型角接触球轴承支承，已知轴的转速n=960r/min，锥齿轮轮齿(lúnchǐ)上的轴向力FA1=1000N,斜齿圆柱齿轮上的轴向力FA2=500N，两轴承的径向载荷Fr1=1000N，Fr2=2000N，载荷系数fp=1.2，温度系数ft=1.0,试求轴承寿命Lh。(注：7110AC轴承，e=0.68，Fa/Fr>e时,X=0.41,Y=0.87;Fa/Fr≤e时，X=1，Y=0，内部轴向力Fd=0.7Fr，基本额定动载荷Cr=19.2kN)。精品资料解：按P1计算(jìsuàn)轴承寿命轴有右移的趋势(qūshì)，轴承1被压紧，轴承2被放松精品资料2.图示蜗杆轴上安装一对30208型圆锥滚子轴承，根据蜗杆轴上的受力，求得两支承的径向反力为左轴承1Fr1=2600N，右轴承2Fr2=2000N，蜗杆转速n1=960r/min，蜗杆上的轴向力FA＝1000N。载荷系数fP=1.1，温度系数ft=1.0,要求：(1)计算(jìsuàn)轴承的寿命Lh；(2)说明该轴承寿命达到Lh时是否损坏？(注：30208型轴承的基本额定动载荷Cr＝34000N，e=0.38，Y=1.6，Fa/Fr>e时，X=0.4，Y=1.6；Fa/Fr≤e时，X=1，Y=0，内部轴向力）精品资料解：（1）

轴承(zhóuchéng)1“压紧”，轴承(zhóuchéng)2“放松”

按P1计算(jìsuàn)轴承寿命(2)该轴承寿命达到Lh=21691h时损坏的概率是10%（或可靠度是90%）。精品资料eFa/Fr≤eFa/Fr>eFd0.36X=1，Y=0X=0.45，Y=1.480.4Fr3．轴系由一对深沟球轴承(zhóuchéng)6208支承，轴上受径向力FR＝5000N，现若改用一对角接触球轴承(zhóuchéng)7208C支承，如图所示，寿命有什么变化？用角接触球轴承(zhóuchéng)与深沟球轴承(zhóuchéng)的寿命比表达，载荷系数fp=1.2。6208轴承(zhóuchéng)Cr=25600N，7208C轴承(zhóuchéng)Cr=30600N，其余参数见下表。精品资料解：深沟球轴承：改用角接触(jiēchù)球轴承：

，应按1轴承(zhóuchéng)计算12精品资料寿命(shòumìng)比：角接触(jiēchù)球轴承寿命是深沟球轴承的1.51倍。精品资料4.（12分）图示的轴用30307轴承支承，n=1500r/min。根据(gēnjù)受力分析，已求出径