濮良贵机械设计第九版课后习题答案完整版

第三章 机械零件的强度习题答案3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限 ，取循环基数 ，MPa180 6015N，试求循环次数 N 分别为 7 000、25 000、620 000 次时的有限寿命弯曲疲9m劳极限。解 Pa6.371058969101 NM.24.992012Pa0.71.658993013 N3-2 已知材料的力学性能为 ， ， ，试绘制此材料2s12.0的简化的等寿命寿命曲线。解 )170,(A)0,26(C0120MPa3.28.070得 ，即),3.28(D )67.14,.(D根据点 ， ， 按比例绘制该材料的极限应力17,A,26(C.,.图如下图所示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 B=420MPa，精车，弯曲， q=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。解 因 ， ，查附表 3-2，插值得 ，查附图 3-12.145d067.453dr 8.1得 ，将所查值代入公式，即78.0q9.18.7.k查附图 3-2，得 ；按精车加工工艺，查附图 3-4，得 ，已知5.0 91.0，则1q 35.219.075.61kqK.4,2,35.170,DCA根据 按比例绘出该零件的极限应力线图如下26,.1,6,4,图3-5 如题 3-4 中危险截面上的平均应力 ，应力幅 ，试分别MPa20mMPa20a按 ，求出该截面的计算安全系数 。Crm caS解 由题 3-4 可知 35.2,.0MP,26a,170s- K（1） Cr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28.0.35.217ma1- KSca（2） Cm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81.2035170ma1- caKS第五章 螺纹连接和螺旋传动习题答案5-5 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 M640 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 M640 的许用切应力 由螺栓材料 Q215，性能等级 8.8，查表 5-8，可知 ，查表 5-MPa640s10，可知 0.53SMPa1286.0.5364sS71sp（2）螺栓组受到剪力 F 和力矩（ ） ，设剪力 F 分在各个螺栓上的力FLT为 ，转矩 T 分在各个螺栓上的分力为 ，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距iFj离为 r,即 m2754cos210kN107583 .3rFLji由图可知，螺栓最大受力 kN015.94cos25.)25(.cos22max jiji31906415.9220 dF8.104.33min0ax pp L 故 M640 的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6 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、大小为 60kN 的载荷作用。现有如图 5-50 所示的两种螺栓布置形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么？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 ，转矩 TiF分在各个螺栓上的分力为 j（a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为 r，即 r=125mmkN201256013rFLji由（a）图可知，最左的螺栓受力最大 kN3021maxjiF（b）方案中kN1061FikN39.2410251421506323612max612axmax iij rLM由（b）图可知，螺栓受力最大为kN63.5239.4102)39.4(10cos222max FFjiji 且且且且 adax045-10第六章 键、花键、无键连接和销连接习题答案6-3 在一直径 的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图） ，轮毂宽度m80d，工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭1.5L矩。解 根据轴径 ，查表得所用键的剖面尺寸为 ，m80d m2b14h根据轮毂长度 m12085. 1.L取键的公称长度 9键的标记 键 7-0GB62键的工作长度为 82bLl键与轮毂键槽接触高度为 mhk根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力 10MPap根据普通平键连接的强度条件公式 1023ppkldT变形求得键连接传递的最大转矩为mN2094186720 pmaxkldT第八章 带传动习题答案8-1 V 带传动的 ，带与带轮的当量摩擦系数 ，包角min1450rn 51.0vf，初拉力 。试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多180N360F少？（2）若 ，其传递的最大转矩为多少？（3）若传动效率为d10.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？解 N4.78136021215.0.0 eeFvvffec m92.4.782d-31 ecTkW45.395.01604.378d11nFPecec8-2 V 带传动传递效率 ，带速 ，紧边拉力是松边拉力的两倍，7.kPsm1即 ，试求紧边拉力 、有效拉力 和初拉力 。21F1FeF0解 0PeN7501.e221FF且e201125N705eF8-4 有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通 V 带传动，电动机功率 P=7kW，转速 ，减速器输入轴的转速 ，允min9601r min302rn许误差为 ，运输装置工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。%5解 （1）确定计算功率 caP由表 8-7 查得工作情况系数 ，故2.1AK4kW.872.1AcaKP（2）选择 V 带的带型根据 、 ，由图 8-11 选用 B 型。ca1n（3）确定带轮的基准直径 ，并验算带速d由表 8-6 和 8-8，取主动轮的基准直径 m180d验算带速 s0432.91608160nd且sm30s5计算从动轮的基准直径m45.9730.1968122 nd（4）确定 V 带的中心距 和基准长度adL由式 ，初定中心距 。210217.0dd 50a计算带所需的基准长度m214504180852210aaLddd由表 8-2 选带的基准长度 mdL实际中心距 a56321405200 dL中心距的变化范围为 。（5）验算小带轮上的包角 1 90147563.803.571802ad故包角合适。（6）计算带的根数 z计算单根 V 带的额定功率 rP由 ，查表 8-4a 得sm960 1801nd且 25kW.30P根据 B.23s, i且查表 8-5 得 ，表 8-2 得 ，于是4.k 1kL k25.394.0).5(0 LrP计算 V 带的根数 z58.2.34carPz取 3 根。（7）计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0F由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量 ，所以kg18qN28304.90432.9.520k5.202min0 qzPFca（8）计算压轴力 N16827sin832sin21m0 zp（9）带轮结构设计（略）第九章 链传动习题答案9-2 某链传动传递的功率 ，主动链轮转速 ，从动链轮转速kW1Pminr481，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。minr142解 （ 1）选择链轮齿数取小链轮齿数 ，大链轮的齿数19z 651948122zniz（2）确定计算功率由表 9-6 查得 ，由图 9-13 查得 ，单排链，则计算功率0.1AK5.1zK为kW52PzAca（3）选择链条型号和节距根据 ，查图 9-11，可选 16A，查表 9-1，链条节minr48k52.11ca且距 m4.25p（4）计算链节数和中心距初选中心距 。取 ，m127064.25)03()50( pa m90a相应的链长节数为 3.1490.251625194.02220 azzpL取链长节数 。且pL查表 9-7 得中心距计算系数 ，则链传动的最大中心距为2457.1fm89561.02211 zfap（5）计算链速 ，确定润滑方式sm386.01642598106pzn由 和链号 16A，查图 9-14 可知应采用定期人工润滑。sm3.（6）计算压轴力 pF有效圆周力为 N2591386.010e链轮水平布置时的压轴力系数 ，则压轴力为pFKN29851.eFpKp9-3 已知主动链轮转速 ，齿数 ，从动链齿数 ，中心距minr50121z92z，滚子链极限拉伸载荷为 55.6kN，工作情况系数 ，试求链条所m90a 1AK能传递的功率。解 由 ，查表 9-1 得 ，链型号 16AkW6.5limF4.25p根据 ，查图 9-11 得额定功率minr850421p且 kW35caP由 查图 9-13 得1z.zK且 AKkW14.25.3zcaP第十章 齿轮传动习题答案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：补充题：如图（b） ，已知标准锥齿轮 ，mN1042,3.0,5,20,551 TzmR标准斜齿轮，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消， 应为多少？并计算24,63zmn 2、3 齿轮各分力大小。解 （1）齿轮 2 的轴向力：22222 sinta5.01sintasinta zmTdTFRa 齿轮 3 的轴向力：zTzdTnnta sitacostan3333 3232,0,FazmTzmTnRsisit5.1322即 23.0itansiR由 5.t12z928.0sin371.0cos2.53.1ta246.0sintasin3 mRn即 21.（2）齿轮 2 所受各力：3.765kN10765.3.051425.0122 zmTdFRt.88.tan763costan3rk27102719i 322 takN40cos15.32Ftn齿轮 3 所受各力：kN408.51408.523.1cos4602coscos2 353233 zmTdTFnntkN02.102.21.ta048.5ta 333 nrk72.17costan485tn.t 3333 FaN89.5109.2.10cos76.cos 3333 ntn10-6 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知，寿命 ，小齿轮相对其轴的支承54,26min,r1450,kW.711 znP h120hL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（GB10095-88） 。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 40HBS。（2）按齿面接触强度设计3211t2. HEdZuKTd1）确定公式中的各计算值试选载荷系数 .51t计算小齿轮传递的力矩mN4937150905.911 nPT小齿轮作不对称布置，查表 10-7，选取 0.1d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2MPa8.9EZ由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；MPa601limH大齿轮的接触疲劳强度极限 。a502limH齿数比 08.26541zu计算应力循环次数91 104.04506hjLnN992 2.8.u由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 0.1,98.021HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 ，安全系数1%SMPa58609.lim1SKHNH.132li22）计算计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小值1tdH m57.3.568190.2149375.232. 3 211t HEdZuKTd计算圆周速度 sm06.410657.34.106t n计算尺宽 b57.3.1td计算尺宽与齿高之比 hbm061.257.31tzdmt3.4.2.th563.47b计算载荷系数根据 ，7 级精度，查图 10-8 得动载荷系数sm06. 2.1vK直齿轮， 1FHK由表 10-2 查得使用系数 25.A由表 10-4 用插值法查得 40H由 ， ，查图 10-13 得56.1hb40.1HK37.1FK故载荷系数 .240.2.51HvA按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径2.605.137.31t tKd计算模数 m32.6.01zd取 5.2几何尺寸计算分度圆直径： m652.1zd1342中心距： 01a确定尺宽：m74.51.6895208.16549371.2. 22HEZudKTb圆整后取 。m,12b（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的MPa501FE弯曲疲劳强度极限 。MPa3802FE由图 10-18 取弯曲疲劳寿命 。93.,.21FNFNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 4.SMPa86317.508911SKFENF.2422计算载荷系数05.37.1.51FAK查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得 6.21aFY304.2aFY591aS712aS校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式 进行校核FSFYmbdKTa111 MPa64.95.62.65249370.211 FSFF YmbdKTa 21 .1.22 FSFFa所以满足弯曲强度，所选参数合适。10-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知 ，两齿轮的齿数minr7501为 ，8 级精度，小齿轮材料为m,6,29,108,241 10bzn（调质） ，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，寿命 20 年（设每年 300 工作38SiMno日） ，每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。解 （ 1）齿轮材料硬度查表 10-1，根据小齿轮材料为 （调质） ，小齿轮硬度38SiMno217269HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，大齿轮硬度 217255 HBS（2）按齿面接触疲劳硬度计算23112EHdZuKT计算小齿轮的分度圆直径m95.142cos61mzdn计算齿宽系数096.15.41db由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ，由图 10-30 选取21MPa8.9EZ区域系数 47.2HZ由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPa301limH Pa502limH齿数比 5.4218zu计算应力循环次数81 104.523017560hjLnN882245u由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 1.,04.12HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 ，安全系数1%SMPa2.759304.lim1SKHNH612li2由图 10-26 查得 63.1,8.0,75. 212 且计算齿轮的圆周速度sm79.1069.4.3106nd计算尺宽与齿高之比 hb62cos95.4cos1zdmntm.136.25.nth8.1360b计算载荷系数根据 ，8 级精度，查图 10-8 得动载荷系数s729.5 2.1vK由表 10-3，查得 4.1FHK按轻微冲击，由表 10-2 查得使用系数 25.1AK由表 10-4 查得 按 =1 查得380.Hd由 ， ，查图 10-13 得85.1hb1K3.F故载荷系数 946.280.142.51HvA由接触强度确定的最大转矩N096.1284 8.1947.2605513. ,min2321311 EHd ZuKT（3）按弯曲强度计算SaFndYKmT211计算载荷系数 840.23.12.51FAK计算纵向重合度 3.19tan068tan38.0 zd由图 10-28 查得螺旋角影响系数 9.Y计算当量齿数9.24cos331zv.1083321zv查取齿形系数 及应力校正系数FaYSaY由表 10-5 查得 62.117.2F59Sa80Sa由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的MPa5201FE弯曲疲劳强度极限 。MPa4302FE由图 10-18 取弯曲疲劳寿命 。9.,8.21FNFNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 4.SMPa0735.12801SKFENFMPa258.1430922 SKFENF计算大、小齿轮的 ，并加以比较SaFY23.759.162031SaFY.8.2SaF取 05.6,min21SaFSaSaFYY由弯曲强度确定的最大转矩 mN309.28560.692.084.2516309.211 SaFndYKT（4）齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即 N096.1284TkW87.105.45. 6nP第十一章 蜗杆传动习题答案11-1 试分析图 11-26 所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。解 各轴的回转方向如下图所示，蜗轮 2、4 的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率，传动比 ，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为minr960,kW.511P23i20Cr，渗碳淬火，硬度 。蜗轮材料为 ，金属模铸造。蜗杆减HRC58ZCuSn10P速器每日工作 8h，要求工作寿命为 7 年（每年按 300 工作日计） 。解 （ 1）选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI） 。（2）按齿面接触疲劳强度进行设计322HPEZKTa确定作用蜗轮上的转矩 T2按 ，估取效率 ，则21z8.0mN91520836.105.915.905.92626 inPnT确定载荷系数 K因工作载荷平稳，故取载荷分布不均匀系数 ；由表 11-5 选取使1K用系数 ；由于转速不高，无冲击，可取动载系数 ，则1A 05.V05.1.VK确定弹性影响系数 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故EZ21MPa60EZ确定接触系数 p假设 ，从图 11-18 中可查得35.01ad 9.2pZ确定许用接触应力 H由表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 MPa268H应力循环系数 72 10.430719606 hjLnN寿命系数 85.1.487HK则 MPa914.236835.0HNK计算中心距m396.1094.23169508.13 2a取中心距 ，因 ，故从表 11-2 中取模数 ，蜗杆分m2i 8度圆直径 。此时 ，从图 11-18 中查取接触系数801d.02ad1，因为 ，因此以上计算结果可用。74.pZpZ（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗杆头数 ，轴向齿距 ；直径系数 ；齿顶21z 13.258mpa 10q圆直径 ；齿根圆直径 ；96*hdaa m8.6*chdaf分度圆导程角 ；蜗杆轴向齿厚 。“38 57.2.0Sa蜗轮蜗轮齿数 ；变位系数472z5.02x验算传动比 ，此时传动比误差 ，是允.31i %17.235.许的。蜗轮分度圆直径 m376482zd蜗轮喉圆直径 m3845.01822* xhaa蜗轮齿根圆直径 .6.2ff蜗轮咽喉母圆直径 3762012agdr（4）校核齿根弯曲疲劳强度FFYmdKTa2153.当量齿数 85.49“361cos732zv根据 ，从图 11-19 中可查得齿形系数85.49,.022vx 75.2aFY螺旋角系数 92.014.01Y许用弯曲应力 FNFK从表 11-8 中查得由 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力ZCuSnPMPa56F寿命系数 6.012.4976FNKMPa958.3.5F校核齿根弯曲疲劳强度FF 4.12.0783760912.51弯曲强度是满足的。（5）验算效率 vtan96.05.已知 ； 与相对滑动速度 相关vfrc;“318 avsm09.4“3618cos069os061 da从表 11-18 中用插值法查得 ， ，代入式得2.vf