四川大学机械设计习题册答案及解析

...wd......wd......wd...prpprpx解：压拉压拉σminσminσt0-1.5σmaxP8：四、1解：由式〔3-2〕知：13501350·σaσmA(0,275)·B(240,240)S(300,0)E0I-2-14解：求简化疲劳极限曲线上A点和B点的坐标值如图所示。〔N/mm2〕，，由得：取00在图上连A〔0，275〕和B〔240，240〕直线，过屈服极限S〔300，0〕作与横坐标成135°的斜线，与AB延长线交于E。则所得折线ABES即为所求极限应力图。P8四、2〔要求用图解法或解析法求解〕取解：求应力由得：取求：1〕绘制极限应力图1500R'C'(σ'm,σ'1500R'C'(σ'm,σ'a)·S(800,0)RC(100,180)E'B'(366.5,259.9)·σaσmA'(0,312)0在图上连和直线，过S〔800，0〕作与横坐标成135°的斜线，与延长线交于。2〕求极限值因γ为常数，自原点O作过点的射线交于，故知点既在OC线上，又在线上，所以，它们的直线方程联立即得：解之得：{或用下式求解：〔可参书上例3.2〕}3〕校核该零件是否安全∴安全4〕求时，材料能承受的最大应力因为：于图中，过O点作射线OR，则其相应的方程为：，相应有：〔3〕由〔1〕、〔3〕联立解得两直线与OR的交点R的坐标为：〔4a〕〔4b〕直线的方程式为：〔5〕联立〔3〕、〔5〕两式得OR与两直线的交点的坐标为：显然：∴材料能承受的最大应力为：ffsF'TD0fsF'fsF'图aP1115题解；在力矩T作用下，两被联接件有相对转动趋势。〔1〕当用受拉螺栓时：设每个螺栓的预紧力为，则各螺栓中心处的摩擦力均为，且与其中心至旋转中心O的连线相垂直。如图a所示。根据被联接件的静力平衡条件得：所以得螺栓受力计算式为：或〔2〕当用受剪螺栓时FsiTD0FsiTD0Fs1Fs2图a与其中心至旋转中心O的连线垂直。忽略联接中的预紧力和摩擦力，则根据被联接件的静力平衡条件得：根据螺栓的变形协调条件，各螺栓的剪切变形量与其中心至旋转中心O的距离成正比，又因为螺栓剪切刚度一样，故可推得：∴螺栓受力计算式为：或R=PR=PL=300〔图a〕FaOT21P137解：先将载荷R向O点简化得作用于O点的一作用力F和一转矩T，如图a所示。其中：F=R=5000〔N〕，T=RL=5000×300=1500〔N·m〕〔1〕求铰制孔用螺栓直径：由旋转力矩T引起的各螺栓的工作载荷为，且均与两螺栓中心连线相垂直。如图b所示。先只考虑扭矩T的作用，由钢板的静平衡条件得：〔1〕〔图b〔图b〕21TFO量与其中心至钢板旋转中心O的距离成正比。因为螺栓剪切刚度一样，所以各螺栓的剪力也与这个距离成正比，于是有：〔2〕将式〔2〕代入式〔1〕，整理得：〔3〕由F引起的各螺栓所受的工作载荷〔剪力〕用表示，由构造对称性知：螺栓的许用剪应力：根据螺栓材料强度级别为4.6级，由p101即6.1.2节知：=240(MPa)；由表6.4取[s]s=2.5又由螺栓强度条件得：将各有关数据代入得：∵在M30以下，∴d应比螺纹直径大一个毫米，∴查手册得：螺栓直径为M10，即应用2个M10的铰制孔用螺栓。〔2〕用普通螺栓联接时：受力分析图与图b一样，只不过此时，、和分别为扭矩T和载荷F所引起的钢板与机架接合面间的横向力，且仍有：故各螺栓处的总横向力为：设单个螺栓所需的预紧力为，则根据钢板的静力平衡条件得：由式〔6-4〕得：假设用测力矩板手上紧螺栓，则可取[s]s=1.4〔[s]=1.2~1.5〕将及有关数据代入dc计算式得：取查手册知当时，；时，此时，∴用2个M27的普通螺栓P224解：1、确定计算功率：因为Pc=KAP，由表11.5查得：KA=1.2〔电动机属I类，载荷变动小〕P=7KW故：Pc=1.2×7=8.4KW2、选择带的型号根据Pc和n1由图11.15选择带型号为B型。3、几何计算：〔1〕确定D1：由表11.6可取D1=160〔mm〕〔2〕计算D2：〔设〕选D2=475〔mm〕〔3〕验算n2：4、计算带长：求Dm：求Δ：初取中心距：a=600(mm)带长：基准长度：由图11.4查得：Ld=2240(mm)5、求中心距和包角中心距：小轮包角：6、求带根数：带速：传动比：带根数：由表11.8P0=2.68(KW)；由表11.7由表11.12kL=1.0；由表11.10取Z=47、求轴上载荷：张紧力：〔由表11.4，q=0.17kg/mm〕轴上载荷：1840.21(N)带轮构造：略P225答：因为D太小，则弯曲应力会太大，从而带的寿命和疲劳强度会降低太多。因为弯曲应力是引起胶带疲劳破坏的重要原因。D不能太小，受弯曲应力不能过大的限制。P271解：〔1〕当2，4为主动轮时，齿轮2、4、5分度圆上圆周力方向如图1所示：444n4n555Ft54Ft45Ft12ω322231n2Ft32n2图1F'F't2312ω1ω2ω3●F''t2×〔2〕当1、5为主动轮时，齿轮2、4、5分度圆上圆周力的方向如图2所示。FFt12Ft32××312ω1ω2ω3Ft32Ft122231n2n1n3n5n45445Ft54Ft45图2P272解：1〕1轮为主动时：因为1轮为左旋的主动轮，所以其受力如图1所示。右旋n右旋n1n21主动2n1n2×●Ft1Ft2Fa1Fa2Fr1Fr2左旋或Fa1Fa2图1ω1n11n221主动Fr1Fr2Ft2Ft1×●Ft1Ft2●×Fa2Fa2Fa1Fa1n1n2n1n21主动2n1n2×●Fa1Fa2Fr1Fr2Ft1Ft2Fa1Fa2右旋左旋或图2ω1n11n221主动Fr1Fr2Ft2Ft1×●Ft1Ft2×●Fa1Fa2Fa1Fa2P3013解：〔1〕各齿轮的转向如以以下列图。〔3〕依题意分析可知斜齿轮3为右旋，且Fa2=Fa3〔1〕而由式〔12.37〕有〔2〕由式〔12.4〕有：〔3〕将式〔2〕、式〔3〕代入式〔1〕得：Fa4FFa4Ft2P1●ІⅡⅢn2n3n4×●×Fr1n1Fr2Fr3Fr4Fa1Ft1Fa3Ft3Ft41234FFa2又由轴II受力矩平衡条件得：又∵，代入上式得：〔5〕式〔4〕除以式〔5〕并整理得：〔6〕∵∴将mn=6，Z3=21，α=20°及δ1、dm2的值代入式〔6〕，得：〔4〕各啮合点作用力方向如以以下列图。P32四设计计算题或●或●左旋ω2n112Fr2Fr1×Fa1Fa2Ft1Ft2●左旋ω2n112Fr2Fr1×Fa1Ft1Ft2Fa2右旋1右旋12n2n1×Fr2Fa2Ft2Fr1●Ft1Fa1Fr1左旋n1Fr2Fa2×Ft2●Fa1Ft1n212FFa2FFt112右旋n1右旋ω2ω'22'Ft2F't2Fa1F'a1××●●Fr2F'r2F'a2F't1Fr1F'r1P39.1.〔可用标准答案〕答：直轴按其所受载荷的不同，可分为三种，即心轴〔分为固定心轴和转动心轴〕、传动轴和转轴。P39.14.答：自行车前轴是心轴〔固定心轴〕自行车中轴是转轴汽车底盘传动轴只受扭矩〔转矩〕，自行车后轴只受弯矩，为心轴。1-15-8〔可用标准答案〕答：强度不够时，改用较好的材料，能解决问题。假设是刚度不够，改用较好的材料的方法不能解决问题。P3914.答：自行车的前轴，只受弯矩，故是心轴自行车的后轴，只受弯矩，故是心轴自行车的中轴，既受弯矩又受扭矩，故是转轴。P48四、4.解：轴承代号轴承类型尺寸系列代号内径尺寸〔mm〕30208圆锥滚子轴承02(0—宽度系列，2—直径系列)4021316调心滚子轴承13(1—宽度系列，3—直径系列)16×5=807202角接触球轴承(0)2—直径系列15(见表18.3)N1008圆柱滚子轴承10(1—宽度系列，0—直径系列)40619/22深沟球轴承19(1—宽度系列，9—直径系列)22P49四、1.ІⅡІⅡІC2llFr1Fr2FAFRB首先求支反力：由得：故：由得：故：由手册查得：6205轴承的Cr=14(KN),Cor=7.88(KN)，等〔参P376例18.1〕〔2〕一对7205B轴承正安装：ІⅡІ2llFІⅡІ2llFAFRFr2Fr1Fs1Fs2为Fr1=2000N，Fr2=1000N，由手册查得e=1.14，附加轴向力方向如以以下列图，大小为：〔由表18.4查FS的计算公式〕轴承轴向力为：∴轴承II被压紧，轴承I被放松，求x，y值：由表18.7查得：x1=1，y1=0由表18.7查得：x2