机械设计作业集答案

机械设计作业集答案

第三章机械零件的强度

3—1；3-2；

3—3；3—4；3-5；

3-6#：

零件上的应力接近屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数在103〜

104范围内，零件破坏断口处有塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为低周

疲劳破坏，例如飞机起落架、火箭发射架中的零件。

零件上的应力远低于屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数大于

104时，零件破坏断口处无塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为高周疲劳

破坏，例如一般机械上的齿轮、轴承、螺栓等通用零件。

3-7#：

材料的持久疲劳极限?r?所对应的循环次数为ND,不同的材料有不同

的ND值，有时ND很大。为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循

环次数N0,称为循环基数，所对应的极限应力?r称为材料的疲劳极限。？r?

和ND为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当N?NO

时，则取?rN??r。

3—8答：

图a中A点为静应力，r?l。图b中A点为对称循环变应力，r??l。图

c中A点为不对称循环变应力，？l?r?l。

3—9答:

在对称循环时，K?是试件的与零件的疲劳极限的比值；在不对称循环

时，K?是试件的与零件的极限应力幅的比值。K?与零件的有效应力集中系

数k?、尺寸系数??、表面质量系数??和强化系数?q有关。K?对零件的疲劳

强度有影响，对零件的静强度没有影响。

3—10答：

区别在于零件的等寿命疲劳曲线相对于试件的等寿命疲劳曲线下移

了一段距离（不是平行下移）。

?和m?在相同的应力变化规律下，两者的失效形式通常是相同的，如

图中ml2。但两者的失效形式也有可

?和静能不同，如图中nl2。这是由于K?的影响，使得在极限应力线

图中零件发生疲劳破坏的范围增大。

题解3—10图

3—11答：

承受循环变应力的机械零件，当应力循环次数N?103时，应按静强度

条件计算；当应力循环次数N?103时，在一定的应力变化规律下，如果极

限应力点落在极限应力线图中的屈服曲线GC上时，也应按静强度条件计

算；如果极限应力点落在极限应力线图中的疲劳曲线AG上时，则应按疲

劳强度条件计算；

3—12答：

在单向稳定变应力下工作的零件，应当在零件的极限应力线图中，根

据零件的应力变化规律，由计算的方法或由作图的方法确定其极限应力。

1

3—13答:

该假说认为零件在每次循环变应力作用下，造成的损伤程度是可以累

加的。应力循环次数增加，损伤程度也增加，两者满足线性关系。当损伤

达到100%时，零件发生疲劳破坏。疲劳损伤线性累积假说的数学表达式

为Xni/Ni=l。

3—14答：

首先求出在单向应力状态下的计算安全系数，即求出只承受法向应力

时的计算安全系数S。和只承受切向应力时的计算安全系数ST,然后由公

式（3—35）求出在双向应力状态下的计算安全系数Sea,要求Sca〉S（设

计安全系数）。

3—15答：

影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小，零件的尺

寸，零件的表面质量以及零件的强化方式。提高的措施是：1）降低零件

应力集中的影响；2）提高零件的表面质量；3）对零件进行热处理和强化

处理；4）选用疲劳强度高的材料；5）尽可能地减少或消除零件表面的初

始裂纹等。

3—16答:

结构内部裂纹和缺陷的存在是导致低应力断裂的内在原因。

3-17答：

应力强度因子KI表征裂纹顶端附近应力场的强弱，平面应变断裂韧度

KIC表征材料阻止裂纹失稳扩展的能力。若KKKIC,则裂纹不会失稳扩散；

若Kl'KIC,则裂纹将失稳扩展。

3—18解：

已知？B?750MPa,?s?550MPa,??l?350MPa,由公式（3-3）,各对应

循环次数下的疲劳极限分别为

m

?

?1N1

??

N0N1

9

?1

?350?

5?10

5?10

64

?583.8MPa??

s

因此，取？？lNl?55OMPa??s

m

??1N2??

?1

NON2

9

?350?

9

5?1065?105

67

?452MPa

m

?

?1N3

??

?1

NN

03

?350?

5?105?10

?271MPa??

?1

因此，取？？lN3?350MPa???l。

3—19解：

1.确定有效应力集中系数、尺寸系数和表面质量系数

查附表3—2,由D/d?48/40?1.2,r/d?3/4070.075,用线性插值法计算??

和？？。

???2.09?

???1.66?

(0.075?0.04)?(1.62?2.09)

?1.82

0.1070.04

(0.075?0.04)?(1.33?1.66)

?1.47

0.10?0.04

查附图3—1,由？B?650MPa,r?3mm,查得q??0.84,q??0.86,由公

式(附3—4),有效应力集中系数

k??l?q?(???l)?l?0.84?(1.82?l)?1.69

k??l?q?(???l)?l?0.86?(1.47?l)?1.40

查附图3—2,取???0.77。查附图3—3,取???0.86。查附图3—4,

取??????0.86。零件不强化处理，贝U?q?l。

2.计算综合影响系数

2

由公式(3-12)和(3-14b),综合影响系数

K??(k?

???l???l)l?q?(1.6911??l)??2.360.770.861K??(

3-20解：

1.计算法k????l???l)l?q?(1.4011??l)??1.790.860.861

已知？max?190MPa,?min?110MPa,?m和?a分别为

???minl90?110?m?max??150MPa22

???minl90?110?a?max??40MPa22

由公式(3-21),计算安全系数

??(K????)?m300?(2.0?0.2)?150Sca??l??1.5K?(?m??a)2.0?(150?40)

2.图解法

由公式(3-6)知，脉动循环的疲劳极限?0为

2??12?300?0???500MPa1???1?0.2

??1

K???0500300??125MPa?150MPa；2K2?2.0?2.0

根据点A(0,150)、点D(250,125)和点C(360,0)绘出零件的

极限应力线图。过工作应力点M(150,40),作垂线交AG线于M?点，则

计算安全系数

Sca??m?M??aM?

M?m?M?a?150?135?1.5150740

题解3—20图

3—21解：

1.求计算安全系数Sea

由公式(3-31),由于?3???1,对材料的寿命无影响，故略去。计算应

力

m9

?ca?

lZ?ni?im?N0i?ll?(104?5009?105?4009)?275.5MPa65?103

由公式（3—33）,试件的计算安全系数

o350Sca=-l==1.27oca275.5

2.求试件破坏前的循环次数n

由公式(3-la)各疲劳极限orN所对应的循环次数N分别为

o3509Nl=N0(-l)m=5?106?()=201768al500

N2=N0(o-lm3509)=5?106?()=1503289o2400

N=N0(o-lm3509)=5?106?()=520799a450

由公式(3—28),试件破坏前的循环次数

nln2104105

n=(l-)N=(l-)?520799=460343^4.6?105N1N22017681503289

3—22解：

1.计算平均应力和应力幅

材料的弯曲应力和扭转切应力分别为

obMM300?103====46.88MPaW0.1d30.1?403

TT800?103

T====62.5MPa33WT0.2d0.2?40

弯曲应力为对称循环变应力，故。

求计算安全系数扭转切应力为脉动循

2.m=0,oa=ob=46.88MPao

环变应力，故

Tm=Ta=0.5T=0.5?62.5=31.25MPao

由公式(3—17),零件承受单向应力时的计算安全系数

o-1355Sa===3.44Kooa+i|joom2.2?46.88+0.2?0

ST=T-1200==3.37KTTa+ipTTml.8?31.25+0.1731.25

SOST

SO+ST22由公式（3—35）,零件承受双向应力时的计算安全系数

Sca==3.44?3.37

3.44+3.3722=2.41

3—23答：

由式（3—44）,可靠性系数B为

r+as22=600-52540+3022=1.5

由附表3-12查得对应的可靠度R=4）（1.5）=0.93319

4

第四章摩擦、磨损及润滑概述

4-1（略）

4-2答：

膜厚比人是指两滑动表面间的最小公称油膜厚度与两表面轮廓的均

方根偏差的比值，边界摩擦状态时入＜1,流体摩擦状态时人＞3,混合摩

擦状态时入＜3。

4-3（略）

4—4答：

润滑剂的极性分子吸附在金属表面上形成的分子膜称为边界膜。边界

膜按其形成机理的不同分为吸附膜和反应膜，吸附膜是由润滑剂的极性分

子力（或分子的化学键和力）吸附于金属表面形成的膜，反应膜是由润滑

剂中的元素与金属起化学反应形成的薄膜。

在润滑剂中加入适量的油性添加剂或极压添加剂，都能提高边界膜强

度。

4—5答：

零件的磨损过程大致分为三个阶段，即磨合阶段、稳定磨损阶段以及

剧烈磨损阶段。

磨合阶段使接触轮廓峰压碎或塑性变形，形成稳定的最佳粗糙面。磨

合是磨损的不稳定阶段，在零件的整个工作时间内所占比率很小。稳定磨

损阶段磨损缓慢，这一阶段的长短代表了零件使用寿命的长短。剧烈磨损

阶段零件的运动副间隙增大，动载荷增大，噪声和振动增大，需更换零件。

4—6答：

根据磨损机理的不同，磨损分为粘附磨损，磨粒磨损，疲劳磨损，冲

蚀磨损，腐蚀磨损和微动磨损等，主要特点略。

4—7答：

润滑油的粘度即为润滑油的流动阻力。润滑油的粘性定律：在液体中

任何点处的切应力均与该处流体的速度梯度成正比（即T=—n?u?y）。

在摩擦学中，把凡是服从粘性定律的流体都称为牛顿液体。

4—8答：

粘度通常分为以下几种：动力粘度、运动粘度、条件粘度。

按国际单位制，动力粘度的单位为Pa・s（帕•秒），运动粘度的单位

为m2/s,在我国条件粘度的单位为Et（恩氏度）。运动粘度vt与条件粘

度nE的换算关系见式（4—5）；动力粘度n与运动粘度vt的关系见式（4

-4）。

4—9答:

润滑油的主要性能指标有：粘度，润滑性，极压性，闪点，凝点，氧

化稳定性。润滑脂的主要性能指标有：锥入度（稠度），滴点。

4—10答：

在润滑油和润滑脂中加入添加剂的作用如下：

1）提高润滑油的油性、极压性和在极端工作条件下更有效工作的能

力。

2）推迟润滑剂的老化变质，延长润滑剂的正常使用寿命。

3）改善润滑剂的物理性能，例如降低凝点，消除泡沫，提高粘度，

改善其粘一温特性等。4-11答：

流体动力润滑是利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润

滑。

流体静力润滑是从外部将加压的油送入摩擦面间，强迫形成承载油膜

的润滑。

流体静力润滑的承载能力不依赖于流体粘度，故能用低粘度的润滑油,

使摩擦副既有高的承载能力，又有低的摩擦力矩。流体静力润滑能在各种

转速情况下建立稳定的承载油膜。

4—12答：5

流体动力润滑通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题。弹性流体

动力润滑是研究在相互滚动（或伴有滑动的滚动）条件下，两弹性体之间

的润滑问题。

流体动力润滑把零件摩擦表面视为刚体，并认为润滑剂的粘度不随压

力而改变。弹性流体动力润滑考虑到零件摩擦表面的弹性变形对润滑的影

响，并考虑到润滑剂的粘度随压力变化对润滑的影响。

第五章螺纹连接和螺旋传动

511；；；512；；；；

5—3；5—4；5—5；5-6；

5—7答：

常用螺纹有普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹和锯齿形螺纹等。

前两种螺纹主要用于连接，后三种螺纹主要用于传动。

对连接螺纹的要求是自锁性好，有足够的连接强度；对传动螺纹的要

求是传动精度高，效率高，以及具有足够的强度和耐磨性。

5-8#：

螺纹的余留长度越长，则螺栓杆的刚度Cb越低，这对提高螺栓连接

的疲劳强度有利。因此，承受变载荷和冲击载荷的螺栓连接，要求有较长

的余留长度。

5-9（略）

5—10答：

普通螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆螺纹部分断裂，设计准则是保

证螺栓的静力拉伸强度或疲劳拉伸强度。

较制孔用螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆和孔壁被压溃或螺栓杆

被剪断，设计准则是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度。

5—11答：

螺栓头、螺母和螺纹牙的结构尺寸是根据与螺杆的等强度条件及使用

经验规定的，实践中很少发生失效，因此，通常不需要进行强度计算。

5—12答：

普通紧螺栓连接所受轴向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为

不变号的不对称循环变载荷所受横向工作载荷为脉动循环时,

螺栓上的总载荷为静载荷，

5-13答：

螺栓的性能等级为8.8级，与其相配的螺母的性能等级为8级（大直

径时为9级），性能等级小数点前的数字代表材料抗拉强度极限的1/100（。

B/100）,小数点后面的数字代表材料的屈服极限与抗拉强度极限之比值的

10倍（10。S/。B）。

5—14答：

在不控制预紧力的情况下，螺栓连接的安全系数与螺栓直径有关，螺

栓直径越小，则安全系数取得越大。这是因为扳手的长度随螺栓直径减小

而线性减短，而螺栓的承载能力随螺栓直径减小而平方性降低，因此，用

扳手拧紧螺栓时，螺栓直径越细越易过拧紧，造成螺栓过载断裂。所以小

直径的螺栓应取较大的安全系数。

5-15答：

降低螺栓的刚度或增大被连接件的刚度，将会提高螺栓连接的疲劳强

度，降低连接的紧密性；反之则降低螺栓连接的疲劳强度，提高连接的紧

密性。

5-16答：

6

降低螺栓的刚度，提高被连接件的刚度和提高预紧力，其受力变形线

图参见教材图5—28Co5—17答：

在螺纹连接中，约有1/3的载荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺纹

牙几乎不承受载荷。因此采用螺纹牙圈数过多的加厚螺母，并不能提高螺

纹连接的强度。

采用悬置螺母，环槽螺母，内斜螺母以及钢丝螺套，可以使各圈螺纹

牙上的载荷分布趋于均匀。5—18答：

滑动螺旋的主要失效形式是螺纹磨损，滑动螺旋的基本尺寸为螺杆直

径和螺母高度，通常是根据耐磨性条件确定的。

5-19（略）

5—20答：

1.公式中螺栓数z=8错误，应当取z=4。

2.螺纹由dl>9.7mm圆整为d=10mm错误,应当根据小径dl>9.7mm,

由螺纹标准中查取螺纹大径do

5—21解：

6.8级螺栓的屈服极限。s=480MPa,许用应力[。。s/s=480/3

=160MPao

由式（5—28）,螺栓上的预紧力

[o]Jidll60?Ji710.1062

F0<==9872N1.3?41.3?4

由式（5—9）,最大横向力

Ffzi9872?0.2?2?lF<0==3291NKsl.2

5—22（略）

5—23解:

1.计算单个螺栓的工作剪力

2T2?630?103

F===2423NZD4?1302

2.确定许用应力

联轴器的材料为铸铁HT200,oB=200MPa,设联轴器工作时受变载荷,

查表510,取Sp=3。螺栓的性能等级为8.8级，os=640MPa,查表5-10,

取ST=5,许用应力

oo200640[op]=B==66.7MPa；[T]=s==128MPaSp3ST5

3.验算连接强度

查手册，较制孔用螺栓GB/T27-88M12X60,光杆部分的直径

d0=13mm,光杆部分的长度为60—22=38mm,因此连接处的最小挤压高

度Lmin=18mm,由公式（5-35）,接合面的挤压应力

F2423op===10.35MPa<[op]dOLminl3?18

由公式（5-36）,螺栓杆的剪切应力

4F4?2423T=2==18.25MPa<[i]nd0n?132

满足强度条件。

5—24解：采用橡胶垫片密封，螺栓的相对刚度Cb,螺栓的总拉力

=0.9,由公式（5-32）Cb+Cm

7

F2=F0+CbF=1500+0.9?1000=2400NCb+Cm

由公式（5-29）,残余预紧力

Fl=F2-F=2400-1000=1400N

5—25解：

1.计算方案一中螺栓的受力

螺栓组受到剪力F和转矩T(T=FL),设剪力F分在各螺栓上的力为Fi,

转矩T分在各螺栓上的力为Fj,则Fi和Fj分别为

Fi=lFL3005F；Fj==F=F32a2?602

1517F+F=F=2.83F326由图a可知,螺栓3受力最大，所受力F3=Fi+Fj=

2.计算方案二中螺栓的受力螺栓上的Fi=15F,Fj=F,由图b可知，

螺栓1和3受力最大，所受力32

15Fl=F3=Fi2+Fj2=(F)2+(F)2=2.52F32

3.计算方案三中螺栓的受力

Fi=lFL3005F；Fj==F=F33a3?603

由图c可知，螺栓2受力最大，所受力

1515F2=Fi2+Fj2-2FiFjcosl50=(F)2+(F)2-2?(F)(F)cosl50=1.96F3333

比较三个方案可以看出，方案三较好。

题解5—25图

5—26解：

将Fe力等效转化到底板面上，可知底板受到轴向力F1,横向力F2和

倾覆力矩Mo

1)底板最左侧的螺栓受力最大，应验算该螺栓的拉伸强度，要求拉

应力o<[o]o

2)应验算底板右侧边缘的最大挤压应力，要求最大挤压应力0Pmax

<[°P]o

3）应验算底板左侧边缘的最小挤压应力，要求最小挤压应力。

Pmin>0o

4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力Ff>F2。

8

题解5—26图

5—27答：

a）参见教材图5-3b；b）参见教材图5-3a；c）参见教材图5-2b,

螺栓应当反装，可以增大Lmin；d）参见教材图5-4；e）参见教材图5-6；f）

参见教材图5-3b,螺钉上方空间应增大，以便装拆螺钉。改正图从略。

第六章键、花键、无键连接和销连接

6—1；6—2；

6—3（4）；6—4小径；齿形；6—5（4）；

6-6答：

薄型平键的高度约为普通平键的60%〜70%,传递转矩的能力比普通

平键低，常用于薄壁结构，空心轴以及一些径向尺寸受限制的场合。

6—7答：

半圆键的主要优点是加工工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴端

与轮毂的链接。主要缺点是轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大。一般用

于轻载静连接中。

6—8答：

两平键相隔180°布置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平

衡，对轴不产生附加弯矩，受力状态好。

两楔键相隔90~120布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若

夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为180°时，两个楔键

的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因此，两个楔键间的夹

角既不能过大，也不能过小。

半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置

在轴的同一横截面上。故可将两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半

圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。

6-9#：

轴上的键槽是在铳床上用端铳刀或盘铳刀加工的。轮毂上的键槽是在

插床上用插刀加工的，也可以由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花

方法加工。

6—10答：

因为动连接的失效形式为过度磨损，而磨损的速度快慢主要与压力有

关。压力的大小首先应满足静强度条件，即小于许用挤压应力，然后，为

了使动连接具有一定的使用寿命，特意将许用压力值定得较低。如果动连

接的相对滑动表面经过淬火处理，其耐磨性得到很大的提高，可相应地提

高其许用压力值。

6—11答：

静连接花键的主要失效形式是工作面被压溃，动连接花键的主要失效

形式是工作面过度磨损，静连接按式(6—5)计算，动连接按式(6-6)

计算。

9

6—12答：

胀套串联使用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷

时各个胀套的承载量是有区别的。所以，计算时引入额定载荷系数m来考

虑这一因素的影响。

6—13答：

销的类型和应用场合略，销连接的失效形式为销和孔壁的挤压破坏以

及销的剪断。

6—14答：

定位用销的尺寸按连接结构确定，不做强度计算。连接用销的尺寸根

据连接的结构特点按经验或规范确定，必要时校核其剪切强度和挤压强度。

安全销的直径按过载时被剪断的条件确定。

6—15答：

键的工作长度错误，应当为

1.l=180-22=158mml=130-22/2-5=114mmo

2.许用挤压应力[。p]=110MPa错误，应当为[P]=40MPa。

6—16解：

1.确定联轴器处键的类型和尺寸

选A型平键,根据轴径d=70mm,查表6-1得键的截面尺寸为:b=20mm,

h=12mm,取键长L=110mm,键的标记为：键20X110GB/T1096-2003。

2.校核连接强度

联轴器的材料为铸铁，查表6-2,取[。p]=55MPa,k=0.5h=0.5?12=6mm,

l=L-b=

,挤压应力110-20=90mm,由公式（6-1）

op=

满足强度条件。2000T2000?1000==52.9MPa<[ap]kld6?90?70

3.确定齿轮处键的类型和尺寸。

选A型平键,根据轴径d=90mm,查表6-1得键的截面尺寸为:b=25mm,

h=14mm,取键长L=80mm,键的标记为：®25X80GB/T1096-20030

4.校核连接强度

齿轮和轴的材料均为钢，查表6-2,取[。p]=110MPa,

k=0.5h=0.5?14=7mm,l=L-b

,挤压应力=80-25=55mm,由公式（6-1）

ap=2000T2000?1000==57.7MPa<[op]kld7?55?90

满足强度条件。

6—17解：

1.轴所传递的转矩

T=Fedd/2=1500?250/2=187.5N?m

2.确定楔键尺寸

根据轴径d=45mm,查手册得钩头楔键的截面尺寸为：b=14mm,

h=9mm,取键长L=70mm,键的标记为：键14X70GB/T1565-1979。

3.校验连接强度

带轮的材料为铸铁，查表6-2,取[op]=55MPa,取f=0.15,

l=L-h=70-9=61mm,由公式（6-3）,挤压应力

op=12000T12000?187.5==48.3MPa<[op]

bl(b+6fd)14?61?(14+6?0.15?45)

满足强度条件。

10

6—18解:

1.计算普通平键连接传递的转矩

查表6-1,B型平键的截面尺寸为:h=16mm,取键长L=140mm,b=28mm,

k=0.5h=0.5?16=8mm,

,平键连接所允许传递的转矩l=L=140mm,由公式(6-1)

Tl<kld8?140?102[。p]=?100=5712N?m20002000

2.计算花键连接传递的转矩

查手册，中系列矩形花键的尺寸为：z?d?D?B=10?92?102?14,C=0.6mm,

巾=0.75,l=150mm,dm=D+dl02+92D-dl02-92,花键连接所允许传==97mm,

h=-2C=-2?0.6=3.8mm,由公式(6-5)2222

递的转矩

T2C11力zhldm[。p]=?0.75?10?3.8?150?97?100=20734N?m20002000

6—19解:

根据轴径d=100mm,查手册得Z2型胀套的尺寸为：d=100mm,

D=145mm,单个胀套的额定转矩[T]=9.6kN?m,额定轴向力[Fa]=192kN,Z2

型胀套的标记为：Z2-100X145GB/T5876-86。

查表6-4,额定载荷系数m=1.8,总额定转矩和总额定轴向力分别为

[Tn]=m[T]=1.8?9.6=17.28kN?m

[Fan]=m[Fa]=1.8?192=345.6kN

传递的联合作用力

FR=Fa2+（2000T22000?122）=2+（）=260kN<[Fan]dlOO

连接的承载能力足够。

6—20答：

a）参见教材图6-la；b）两楔键之间的夹角为90~120；c）参见教

材图6-5；d）轮毂无法装拆，应当改用钩头楔键，增长轴上的键槽；e）

半圆键上方应有间隙；f）参见教材图6-18b。改正图从略。

6—21解：

题解6—21图

11

第七章钟接、焊接、胶接和过盈连接

7—1;7—2；

7—3；；7一4；7一5；

7-6#：

按钾缝性能的不同分为强固钾缝，强密钾缝和紧密钾缝。强固钾缝用

于以钾接强度为基本要求的佛缝；强密钾缝用于不但要求具有足够的强度,

而且要求保证良好的紧密性的钾缝；紧密钾缝用于仅以紧密性为基本要求

的钾缝。

7-7#：

算钉连接的破坏形式为算钉被剪断，被钾板挤压、剪切、拉伸等破坏。

校核钾钉连接时，应校核被钾件的拉伸强度条件，校核被加件孔壁的挤压

强度条件，以及校核抑钉的剪切强度条件，见教材中式（7—1）、（7—2）、

（7-3）o

7-8#：

焊缝的强度与被焊件本身的强度之比，称为焊缝强度系数。对于对接

焊缝，当焊缝与被焊件边线的夹角a<45时，焊缝的强度将不低于母板

的强度。

7-9#：

当焊接结构中有角钢等构件时，因为角钢截面的形心在角钢宽度方向

上是不对称的，应该采用不对称侧面焊缝，两侧焊缝的长度按式（7—5）

计算。

7-10（略）

7-11（略）

7-12答：

过盈连接的装配方法有压入法和胀缩法，在过盈量相同的情况下，采

用胀缩法装配的过盈连接，可减少或避免损伤配合表面，因此紧固性好。

7-13答：

过盈连接的承载能力是由连接的结构尺寸，过盈量、材料的强度以及

摩擦系数、表面粗糙度、装配方法等共同决定的。

7—14答：

可主要采取以下几种措施来提高连接强度：①增大配合处的结构尺寸,

从而可减小过盈量，降低连接件中的应力；②增大包容件和被包容件的厚

度，可提高连接强度；③改用高强度的材料；④提高配合面的摩擦系数，

从而减小过盈量。

7—15解:

1.确定许用应力

被抑件的材料为Q235,查表7-1,取[o]=210MPa,[op]=420MPa。

钾钉的材料为Q215,查表7-1,取[口=180MPa。

2.验算被算件的强度

被钾件上的拉伸应力可由下式简化计算。其中

d=26=2?10=20mmo

F2007103

o===166.7MPa<[a](b-3d)6(180-3?20)?10

被钾件上的挤压应力

op=F200?103

==142.9MPa<[op]d6z20?10?7

满足强度条件。

12

1.验算算钉的剪切强度

1=

满足强度条件。

7—16解：1.确定许用应力

4F

Jid2z

4?200?103

n?202?7

=90.9MPa<[T]

被焊件的材料为Q235,采用普通方法检查焊缝质量，查表7-3,取[。

校核焊缝强度

']=180MPa,[T']=140MPao2.

对接焊缝和搭接焊缝所能承受的载荷分别为

Fl<b6[o']=170?12?180=367200NF2<0.7bl6[T

']=0.7?80?12?140=94080N

焊缝所能承受的总载荷

FZ=Fl+F2=367200+94080=461280N^461kN

焊缝所受到的工作载荷F=400kN<FZ,满足强度条件。

7—17解：

1.计算最小过盈量?min

+0.0460.169过盈连接的配合为H7/s6,查手册得孔公差为①2500。轴

公差为中250++0.140,最小有效过盈量

6min=140-46=94um。查表7-6,表面粗糙度Ra=0.8nm对应于Rz=3.2

umo由公式(7-12),采用压

入法和胀缩法装配得到的最小过盈量分别为

?=6min-2|i=6min-0.8(Rzl+Rz2)

压入法：min

=94-0.8?(3.2+3.2)=88.9|im

胀缩法：？min=6min=94um2.计算配合面间的最小

径向压力pmin

包容件的材料为铸锡磷青铜，查得E2=1.13?105MPa,U2=0.35。被包

容件的材料为铸钢，查得

El=2?105MPa,U1=0.3。两者的刚度系数分别为

cl=

d2+dl2d

2

-dl2

叩1=

2502+2102250-210

2

2

-0.3=5.49

c2=

2d2+d22d2-d2

+口2=

2802+25022802-2502

+0.35=9.21

由公式(7-11),采用两种方法装配，配合面间的最小径向压力分别为

压入法：

pmin=pmin=

250?(

945.492710

?min

cc

d(l+2?103

E1E2

=250?(

88.95.492710

5

+

9.211.13?10

5

=3.26MPa?10

3

胀缩法：

+

9.211.13?10

=3.45MPa?10

3

3.计算允许传递的最大转矩T

由公式(7-9),两种装配方法允许传递的最大转矩分别为

13

Pmin?d2lf3.26???2502?60?0.1压入法：T???1920N?m22

3.45???2502?60?0.1胀缩法：T??2032N?m2

7—18(略)

7—19解：

1.计算切向键连接传递的转矩

根据轴径d?100mm,查手册得普通切向键的尺寸为：取c?0.7mm,

f?0.15,t?9mm,l?150mm,由公式(6-4)普通切向键连接所允许传递的

转矩

Tl?l(0.5f?0.45)dl(t?c)[?p]1000

1??(0.5?0.15?0.45)?100?150?(9?0.7)?100?6536N?ml000

2.计算渐开线花键连接传递的转矩

渐开线花键的参数为：z?19,h?m?5mm,l?150mm,dm?mz?5?19?95mm,

取??0.75。由公式(6-5),渐开线花键连接所允许传递的转矩

T2?ll?zhldm[?p]??0.75?19?5?150?95?100?50766N?m20002000

3.计算Z2型胀套连接传递的转矩

根据轴径d?100mm,查手册得Z2型胀套的额定转矩[T]?9.6kN?m,查

表6-4,两个Z2型胀套串联使用时的额定载荷系数总额定转矩

[Tn]?m[T]?1.8?9.6?103?17280N?m

7—20解：

1.计算螺栓连接传递的转矩

螺栓的性能等级为级，查表按螺栓连接受静载

8.85-8,?s?640MPao

荷，不控制预紧力，查表5-10,取s?5,贝lj许用应力[?]??s/s?640/5?128MPa。

查手册，M8螺栓dl?6.647mm,由公式(5-28),螺栓连接的预紧力

取f?0.15,Ks?1.2,由公式(5-10),螺栓连接所允许传递的转矩F0f?ri

T?i?lzF0??dl2[?]1.3?4???6.6472?1281.3?4?3416.7N

Ks?F0fzD0/23416.7?0.15?4?90?Ksl.2?2

?76876N?mm?76.9N?m

2.计算平键连接传递的转矩

根据轴径d?30mm,查表6-1,得A型平键的尺寸为：b?8mm,h?7mm,

取L?50mm,l?L?b?50?8?42mm,k?0.5h?0.5?7?3.5mm,按键连接受静载荷，

联轴器材料为铸铁，查表6-2,取[?p]?75MPa,由公式（6-1）,平键连接所

允许传递的转矩

T?kld3.5?42?30[?p]??75?165N?m20002000

由以上的计算结果可知，此联轴器允许传递的最大静转矩

T?76.9N?mo

14

第八章带转动

8—1；8—2；

8—；ol+obl+oc；

8—4（2）；8—5预紧力Fa和摩擦系数f；

8-6（略）

8-7#：

P0随小带轮转速增大而增大，当转速超过一定值后，P0随小带轮转

速的进一步增大而下降。这是因为P=Fev,在带传动能力允许的范围内，

随着小带轮转速的增大（带速v增大）带传递的功率增大。然而当转速超

过一定值后，由于离心力的影响，使得带所能传递的有效拉力Fe下降，因

此，小带轮转速进一步增大时，带的传动能力P0下降。

8-8（略）

8—9答：

V带绕在带轮上，顶胶变窄，底胶变宽，宽度不改变处称为带的节宽

bPo把V带套在规定尺寸的测量带轮上，在规定的张紧力下，沿V带的节

宽巡行一周的长度即为V带的基准长度LdoV带轮的基准直径是指带轮槽

宽尺寸等于带的节宽尺寸处的带轮直径。

8—10答：

若大带轮上的负载为恒功率负载，则转速高时带轮上的有效拉力小，

转速低时有效拉力大。因此，应当按转速为500r/min来设计带传动。

若大带轮上的负载为恒转矩负载，则转速高时输出功率大，转速低时

输出功率小。因此，应当按转速为1000r/min来设计带传动。

8—11答：

因为单根普通V带的基本额定功率P0是在i=l（主、从动带轮都是小

带轮）的条件下实验得到的。当i>1时，大带轮上带的弯曲应力小，对带

的损伤减少，在相同的使用寿命情况下，允许带传递更大一些的功率，因

此引入额定功率增量△P0。

8—12答：

摩擦系数f增大，则带的传动能力增大，反之则减小。这样做不合理，

因为若带轮工作面加工得粗糙，则带的磨损加剧，带的寿命缩短。

8—13答：

在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变形以及传递动力时松、

紧边的拉力差造成的，是带在轮上的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有

的，是不可避免的。弹性滑动使带传动的传动比增大。

当带传动的负载过大，超过带与轮间的最大摩擦力时，将发生打滑,

打滑时带在轮上全面滑动，打滑是带传动的一种失效形式，是可以避免的。

打滑首先发生在小带轮上，因为小带轮上带的包角小，带与轮间所能产生

的最大摩擦力较小。

8—14答：

小带轮的基准直径过小，将使V带在小带轮上的弯曲应力过大，使带

的使用寿命下降。小带轮的基准直径过小，也使得带传递的功率过小，带

的传动能力没有得到充分利用，是一种不合理的设计。

带速v过小，带所能传递的功率也过小（因为P=Fv）,带的传动能力

没有得到充分利用；带速v过大，离心力使得带的传动能力下降过大，带

传动在不利条件下工作，应当避免。

8-15答：

带传动的中心距a过小，会减小小带轮的包角，使得带所能传递的功

率下降。中心距a过小也使得带的长度过小，在同样的使用寿命条件下，

单根带所能传递的功率下降。中心距小的好处是带传动的15

结构尺寸紧凑。带传动中心距a过大的优缺点则相反，且中心距过大

使得带传动时松边抖动过大，传动不平稳。

初拉力F0过小，带的传动能力过小，带的传动能力没有得到充分利

用。初拉力F0大，则带的传动能力大，但是，初拉力过大将使的带的寿

命显著下降，也是不合适的。

带的根数z过少（例如z=l）,这有可能是由于将带的型号选得过大而

造成的，这使得带传动的结构尺寸偏大而不合适。如果带传动传递的功率

确实很小，只需要一根小型号的带就可以了，这时使用Z=1完全合适。带

的根数Z过多，将会造成带轮过宽，而且各根带的受力不均匀（带长偏差