机械设计(第八版)高等教育出版社课后习题答案.pdf

目录 第三章 机械零件的强度 1 第四章 摩擦 磨损及润滑概述 5 第五章 螺纹连接和螺旋传动 6 第六章 键 花键 无键连接和销连接 9 第七章 铆接 焊接 胶接和过盈连接 11 第八章 带传动 15 第九章 链传动 18 第十章 齿轮传动 19 第十一章 蜗杆传动 24 第十二章 滑动轴承 28 第十三章 滚动轴承 30 第十四章 联轴器和离合器 34 第十五章 轴 36 第十六章 弹簧 41 机械设计自测试题 43 1 第三章 机械零件的强度 3 1 表面化学热处理 高频表面淬火 表面硬化加工 3 2 3 3 3 截面形状突变 增大 3 4 1 1 3 5 1 3 6 答 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 答 材料的持久疲劳极限 r 所对应的循环次数为 D N 不同的材料有不同的 D N值 有时 D N很大 为 了便于材料的疲劳试验 人为地规定一个循环次数 0 N 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 D N为材料所固有的性质 通常是不知道的 在设计计算时 当 0 NN 时 则取 rrN 3 8 答 图 a 中A点为静应力 1 r 图 b 中A点为对称循环变应力 1 r 图 c 中A点为不对称循环变 应力 11 r 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 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 1 m 和 2 m 但两者的失效形式也有可 能不同 如图中 1 n 和 2 n 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 3 10 N时 应按静强度条件计算 当应力循环次数 3 10 N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 2 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 ni Ni 1 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 S 然后由公式 3 35 求出在双向应力状态下的计算安全系数 Sca 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 I K表征裂纹顶端附近应力场的强弱 平面应变断裂韧度 IC K表征材料阻止裂纹失稳 扩展的能力 若 I K IC K 则裂纹不会失稳扩散 若 I K IC K 则裂纹将失稳扩展 3 18 解 已知MPa750 B MPa550 s MPa350 1 由公式 3 3 各对应循环次数下的疲劳极限 分别为 s m N N N MPa8 583 105 105 350 4 6 9 1 0 111 因此 取 sN MPa550 11 MPa452 105 105 350 5 6 9 2 0 121 N N m N 1 7 6 9 3 0 131 MPa271 105 105 350 N N m N 因此 取 131 MPa350 N 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2 140 48 dD 075 0 40 3 dr 用线性插值法计算 和 82 1 04 010 0 09 262 1 04 0075 0 09 2 47 1 04 010 0 66 133 1 04 0075 0 66 1 查附图 3 1 由MPa650 B mm3 r 查得84 0 q 86 0 q 由公式 附 3 4 有效应 力集中系数 69 1 182 1 84 01 1 1 qk 40 1 147 1 86 01 1 1 qk 查附图 3 2 取77 0 查附图 3 3 取86 0 查附图 3 4 取86 0 零件不 强化处理 则1 q 2 计算综合影响系数 3 由公式 3 12 和 3 14b 综合影响系数 36 2 1 1 1 86 0 1 77 0 69 1 1 1 1 q k K 79 1 1 1 1 86 0 1 86 0 40 1 1 1 1 q k K 3 20 解 1 计算法 已知MPa190 max MPa110 min m 和 a 分别为 MPa150 2 110190 2 minmax m MPa40 2 110190 2 minmax a 由公式 3 21 计算安全系数 5 1 40150 0 2 150 2 00 2 300 1 am m ca K K S 2 图解法 由公式 3 6 知 脉动循环的疲劳极限 0 为 MPa500 2 01 3002 1 2 1 0 MPa150 0 2 300 1 K MPa125 0 22 500 2 0 K 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 5 1 40150 135150 am am MM MM Sca 题解 3 20 图 3 21 解 1 求计算安全系数 ca S 由公式 3 31 由于 13 对材料的寿命无影响 故略去 计算应力 MPa5 275 4001050010 105 11 9594 6 9 1 0 Z i m ii m ca n N 4 由公式 3 33 试件的计算安全系数 27 1 5 275 350 1 ca ca S 2 求试件破坏前的循环次数n 由公式 3 1 a 各疲劳极限 rN 所对应的循环次数N分别为 201768 500 350 105 96 1 1 01 m NN 1503289 400 350 105 96 2 1 02 m NN 520799 450 350 105 961 0 m NN 由公式 3 28 试件破坏前的循环次数 5 54 2 2 1 1 106 4460343520799 1503289 10 201768 10 1 1 N N n N n n 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 MPa88 46 401 0 10300 1 0 3 3 3 d M W M b MPa5 62 402 0 10800 2 0 3 3 3 d T W T T 弯曲应力为对称循环变应力 故0 m MPa88 46 ba 扭转切应力为脉动循环变应力 故MPa25 315 625 05 0 am 2 求计算安全系数 由公式 3 17 零件承受单向应力时的计算安全系数 44 3 02 088 462 2 355 1 ma K S 37 3 25 311 025 318 1 200 1 ma K S 由公式 3 35 零件承受双向应力时的计算安全系数 41 2 37 344 3 37 344 3 2222 SS SS Sca 3 23 答 由式 3 44 可靠性系数 为 5 1 3040 525600 2222 sr sr 由附表 3 12 查得对应的可靠度 R 1 5 0 93319 5 第四章 摩擦 磨损及润滑概述 4 1 略 4 2 答 膜厚比 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 1 流体摩擦状态时 3 混合摩擦状态时 1 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yu 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 t与条件粘度 E的换算关系见式 4 5 动力粘度 与运动粘度 t 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 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 6 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 5 1 大径 中径 小径 5 2 3 1 1 3 5 3 2 5 4 90 螺纹根部 5 5 3 5 6 4 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 答 螺纹的余留长度越长 则螺栓杆的刚度 b C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 铰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 10 r 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 1 r 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 7 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 28c 5 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8 z错误 应当取4 z 2 螺纹由mm7 9 1 d圆整为mm10 d错误 应当根据小径mm7 9 1 d 由螺纹标准中查取螺纹大 径d 5 21 解 6 8 级螺栓的屈服极限 s 480MPa 许用应力 s s 480 3 160MPa 由式 5 28 螺栓上的预紧力 9872 43 1 106 10160 43 1 2 2 1 0 d F N 由式 5 9 最大横向力 3291 2 1 122 09872 0 s K fziF F N 5 22 略 5 23 解 1 计算单个螺栓的工作剪力 N2423 1304 1063022 3 zD T F 2 确定许用应力 联轴器的材料为铸铁 HT200 MPa200 B 设联轴器工作时受变载荷 查表 5 10 取3 p S 螺 栓的性能等级为 8 8 级 MPa640 s 查表 5 10 取5 S 许用应力 MPa7 66 3 200 p B p S MPa128 5 640 S s 3 验算连接强度 查手册 铰制孔用螺栓 GB T 27 88 M12 60 光杆部分的直径mm13 0 d 光杆部分的长度为 60 22 38mm 因此连接处的最小挤压高度mm18 min L 由公式 5 35 接合面的挤压应力 MPa35 10 1813 2423 min0 pp Ld F 由公式 5 36 螺栓杆的剪切应力 MPa25 18 13 242344 22 0 d F 满足强度条件 5 24 解 采用橡胶垫片密封 螺栓的相对刚度9 0 mb b CC C 由公式 5 32 螺栓的总拉力 8 N240010009 01500 02 F CC C FF mb b 由公式 5 29 残余预紧力 N140010002400 21 FFF 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 FLTT 设剪力F分在各螺栓上的力为 i F 转矩T分在各螺栓上的力 为 j F 则 i F和 j F分别为 FFi 3 1 FF a FL Fj 2 5 602 300 2 由图 a 可知 螺栓 3 受力最大 所受力 FFFFFFF ji 83 2 6 17 2 5 3 1 3 2 计算方案二中螺栓的受力 螺栓上的FFi 3 1 FFj 2 5 由图 b 可知 螺栓 1 和 3 受力最大 所受力 FFFFFFF ji 52 2 2 5 3 1 2222 31 3 计算方案三中螺栓的受力 FFi 3 1 FF a FL Fj 3 5 603 300 3 由图 c 可知 螺栓 2 受力最大 所受力 FFFFFFFFFF jiji 96 1150cos 3 5 3 1 2 3 5 3 1 150cos2 2222 2 比较三个方案可以看出 方案三较好 题解 5 25 图 5 26 解 将 e F力等效转化到底板面上 可知底板受到轴向力 1 F 横向力 2 F和倾覆力矩M 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 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 maxpP 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0 min P 4 应验算底板在横向力作用下是否会滑移 要求摩擦力 2 FFf 9 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 min L 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 4 6 2 接合面的挤压破坏 接合面的过度磨损 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 120 90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 答 轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的 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 10 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 1 键的工作长度mm15822180 l错误 应当为mm11452 22130 l 2 许用挤压应力MPa110 p 错误 应当为MPa40 P 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mm70 d 查表 6 1 得键的截面尺寸为 mm20 b mm12 h 取键长 mm110 L 键的标记为 键 20 110 GB T 1096 2003 2 校核连接强度 联轴器的材料为铸铁 查表 6 2 取MPa55 p mm6125 05 0 hk bLl mm9020110 由公式 6 1 挤压应力 MPa9 52 70906 100020002000 pp kld T 满足强度条件 3 确定齿轮处键的类型和尺寸 选 A 型平键 根据轴径mm90 d 查表 6 1 得键的截面尺寸为 mm25 b mm14 h 取键长 mm80 L 键的标记为 键 25 80 GB T 1096 2003 4 校核连接强度 齿轮和轴的材料均为钢 查表 6 2 取MPa110 p mm7145 05 0 hk bLl mm552580 由公式 6 1 挤压应力 MPa7 57 90557 100020002000 pp kld T 满足强度条件 6 17 解 1 轴所传递的转矩 mN5 1872 25015002 ded FT 2 确定楔键尺寸 根据轴径mm45 d 查手册得钩头楔键的截面尺寸为 mm14 b mm9 h 取键长mm70 L 键的标记为 键 14 70 GB T 1565 1979 3 校验连接强度 带轮的材料为铸铁 查表 6 2 取MPa55 p 取15 0 f mm61970 hLl 由公式 6 3 挤压应力 MPa3 48 4515 0614 6114 5 18712000 6 12000 pp fdbbl T 满足强度条件 11 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 mm28 b mm16 h 取键长mm140 L mm8165 05 0 hk mm140 Ll 由公式 6 1 平键连接所允许传递的转矩 mN5712100 2000 1021408 2000 1 p kld T 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 141029210 BDdz mm6 0 C 75 0 mm150 l mm97 2 92102 2 dD dm mm8 36 02 2 92102 2 2 C dD h 由公式 6 5 花键连接所允许传 递的转矩 mN20734100971508 31075 0 2000 1 2000 1 2 pm zhldT 6 19 解 根据轴径mm100 d 查手册得 Z2 型胀套的尺寸为 mm100 d mm145 D 单个胀套的额定转 矩mkN6 9 T 额定轴向力kN192 a F Z2 型胀套的标记为 Z2 100 145 GB T 5876 86 查表 6 4 额定载荷系数8 1 m 总额定转矩和总额定轴向力分别为 mkN28 176 98 1 TmTn kN6 3451928 1 aan FmF 传递的联合作用力 kN260 100 122000 100 2000 2222 anaR F d T FF 连接的承载能力足够 6 20 答 a 参见教材图 6 1a b 两楔键之间的夹角为 120 90 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 12 第七章 铆接 焊接 胶接和过盈连接 7 1 3 7 2 对接焊缝 角焊缝 同一平面内 不同平面内 7 3 剪切 拉伸 7 4 4 7 5 3 7 6 答 按铆缝性能的不同分为强固铆缝 强密铆缝和紧密铆缝 强固铆缝用于以铆接强度为基本要求的 铆缝 强密铆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铆缝 紧密铆缝用于仅以 紧密性为基本要求的铆缝 7 7 答 铆钉连接的破坏形式为铆钉被剪断 被铆板挤压 剪切 拉伸等破坏 校核铆钉连接时 应校核 被铆件的拉伸强度条件 校核被铆件孔壁的挤压强度条件 以及校核铆钉的剪切强度条件 见教材中式 7 1 7 2 7 3 7 8 答 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 45 时 焊缝的强度将不低于母板的强度 7 9 答 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 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 增大包容件和被包容件的厚度 可提高连接强度 改用高强度的材料 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 被铆件的材料为 Q235 查表 7 1 取MPa210 MPa420 p 铆钉的材料为 Q215 查表 7 1 取MPa180 2 验算被铆件的强度 被铆件上的拉伸应力可由下式简化计算 其中mm201022 d MPa7 166 10 203180 10200 3 3 db F 被铆件上的挤压应力 MPa9 142 71020 10200 3 pp zd F 满足强度条件 13 1 验算铆钉的剪切强度 MPa9 90 720 1020044 2 3 2 zd F 满足强度条件 7 16 解 1 确定许用应力 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MPa180 MPa140 2 校核焊缝强度 对接焊缝和搭接焊缝所能承受的载荷分别为 N36720018012170 1 bF N9408014012807 0 7 0 12 bF 焊缝所能承受的总载荷 kN461N46128094080367200 21 FFF 焊缝所受到的工作载荷 FF kN400 满足强度条件 7 17 解 1 计算最小过盈量 min 过盈连接的配合为 H7 s6 查手册得孔公差为 046 0 0 250 轴公差为 169 0 140 0 250 最小有效过盈量 m9446140 min 查表 7 6 表面粗糙度m8 0 a R对应于mRz 2 3 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 压入法 m9 88 2 32 3 8 094 8 02 21minminmin zz RR 胀缩法 m94 minmin 2 计算配合面间的最小径向压力 min p 包容件的材料为铸锡磷青铜 查得MPa1013 1 5 2 E 35 0 2 被包容件的材料为铸钢 查得 MPa102 5 1 E 3 0 1 两者的刚度系数分别为 49 53 0 210250 210250 22 22 1 2 1 2 2 1 2 1 dd dd c 21 935 0 250280 250280 22 22 2 22 2 22 2 2 dd dd c 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 MPa26 3 10 1013 1 21 9 102 49 5 250 9 88 10 3 55 3 2 2 1 1 min min E c E c d p 胀缩法 MPa45 3 10 1013 1 21 9 102 49 5 250 94 3 55 min p 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 14 压入法 mN1920 2 1 06025026 3 2 22 min lfdP T 胀缩法 mN2032 2 1 06025045 3 2 T 7 18 略 7 19 解 1 计算切向键连接传递的转矩 根据轴径mm100 d 查手册得普通切向键的尺寸为 mm9 t 取mm7 0 c 15 0 f mm150 l 由公式 6 4 普通切向键连接所允许传递的转矩 mN6536 100 7 09 150100 45 015 05 0 1000 1 45 05 0 1000 1 1 p ctdlfT 2 计算渐开线花键连接传递的转矩 渐开线花键的参数为 19 z mm5 mh mm150 l mm95195 mzdm 取75 0 由公式 6 5 渐开线花键连接所允许传递的转矩 mN507661009515051975 0 2000 1 2000 1 2 pm zhldT 3 计算 Z2 型胀套连接传递的转矩 根据轴径mm100 d 查手册得 Z2 型胀套的额定转矩mkN6 9 T 查表 6 4 两个 Z2 型胀套串 联使用时的额定载荷系数8 1 m 总额定转矩 mN17280106 98 1 3 TmTn 7 20 解 1 计算螺栓连接传递的转矩 螺栓的性能等级为 8 8 级 查表 5 8 MPa640 s 按螺栓连接受静载荷 不控制预紧力 查表 5 10 取5 s 则许用应力MPa1285 640 s s 查手册 M8 螺栓mm647 6 1 d 由公式 5 28 螺栓连接的预紧力 N7 3416 43 1 128647 6 43 1 22 1 0 d F 取15 0 f 2 1 s K 由公式 5 10 螺栓连接所允许传递的转矩 mN9 76mmN76876 22 1 90415 07 34162 001 0 ss z i i K fzDF K rfF T 2 计算平键连接传递的转矩 根据轴径mm30 d 查表 6 1 得 A 型平键的尺寸为 mm8 b mm7 h 取mm50 L mm42850 bLl mm5 375 05 0 hk 按键连接受静载荷 联轴器材料为铸铁 查表 6 2 取MPa75 p 由公式 6 1 平键连接所允许传递的转矩 mN16575 2000 30425 3 2000 p kld T 由以上的计算结果可知 此联轴器允许传递的最大静转矩mN9 76 T 15 第八章 带转动 8 1 2 8 2 3 3 8 3 拉应力 离心拉应力 弯曲应力 cb 11 带的紧边开始绕上小带轮 8 4 2 8 5 预紧力 F0 包角 和摩擦系数 f 8 6 略 8 7 答 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 bP 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 Ld V 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 1 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 16 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 1 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 带长偏差造成 每 根带的能力得不到充分利用 应当改换带的型号重新进行设计 8 16 答 输送机的F不变 v提高 30 左右 则输出功率增大 30 左右 三种方案都可以使输送带的速度v 提高 但 V 带传动的工作能力却是不同的 1 2d d减小 V 带传动的工作能力没有提高 0 P L K a K 0 P 基本不变 传递功率增大 30 将使小带轮打滑 故该方案不合理 2 1d d增大 V 带传动的工作能力提高 0 P增大 30 左右 L K a K 0 P 基本不变 故该方 案合理 3 D增大不会改变 V 带传动的工作能力 故该方案不合理 8 17 答 应全部更换 因为带工作一段时间后带长会增大 新 旧带的长度相差很大 这样会加剧载荷在各 带上分配不均现象 影响传动能力 8 18 答 带在使用过程中会伸长变形 造成带对轮的张紧力下降 将中心距设计成可调节的 可方便的调 节带中的张紧力大小 对于中心距不可调节的带传动 只能采用张紧轮来调节带中的张紧力 对于 V 带传动 张紧轮应当布置在松边靠近大带轮处 并且从内向外张紧 8 19 略 8 20 解 由公式 8 22 带的基准长度 mm2499 8154 140400 400140 2 8152 4 2 2 2 2 12 21 0 a dd ddaL dd ddd 查表 8 2 mm2500 d L 由公式 8 7 小带轮的包角 7 1615 57 815 140400 1805 57180 12 1 a dd dd 查表 8 5 95 0 K 查表 8 2 09 1 L K 查表 8 4a kW28 2 0 P 查表 8 4b kW17 0 0 P 查表 8 7 取2 1 A K 带的计算功率PKP Aca 由公式 8 26 带所允许传递的功率 kW46 8 2 1 09 195 0 17 028 2 4 00 A L K KKPPz P 8 21 解 查表 8 7 取2 1 A K 带传动的计算功率 kW32 46 32 1 PKP Aca 查图 8 11 由kW32 4 ca P r min1440 1 n 选取 A 型普通 V 带 由公式 8 22 带的基准长 度 17 mm1606 5304 90250 25090 2 5302 4 2 2 2 0 2 12 2100 a dd ddaL dd ddd 查表 8 2 mm1600 d L 0 aa 由公式 8 7 小带轮的包角 6 1625 57 530 90250 1805 57180 12 1 a dd dd 查表 8 5 取955 0 K 查表 8 2 取99 0 L K 查表 8 4a 取kW07 1 0 P 查表 8 4b 取 kW17 0 0 P 由公式 8 26 带的根数 68 3 99 0955 0 17 007 1 32 4 00 L ca KKPP P z 取4 z 型号为 A 型 8 22 解 由公式 8 4 带传动的有效拉力 N750 10 5 7 10001000 v P Fe 由公式 8 3 有效拉力 22221 2FFFFFFe 因此 带的松边拉力和紧边拉力分别为 N750 2 e FF N15002 21 FF 由公式 8 1 带的初拉力 N1125 7501500 2 1 2 1 210 FFF 8 23 略 8 24 答 图 a 为平带传动 张紧轮应布置在松边 从外向内张紧 张紧轮靠近小带轮 可增大小带轮的 包角 图 b 为 V 带传动 张紧轮应布置在松边 从内向外张紧 张紧轮靠近大带轮 以免减少小带 轮的包角 8 25 解 题解 8 25 图 18 第九章 链转动 9 1 3 9 2 内链板与套筒 外链板与销轴 滚子与套筒 套筒与销轴 9 3 销轴与套筒 9 4 越高 越大 越少 9 5 链条疲劳破坏 链条铰链的磨损 链条铰链的胶合 链条静力破坏 链条的疲劳强度 9 6 略 9 7 答 由于链条制造精度的影响 链条的排数过多 将使得各排链承受的载荷不易均匀 9 8 答 对链轮材料的基本要求是具有足够的耐磨性和强度 由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮的多 小链轮轮齿受到链条的冲击也较大 故小链轮应采用较好的材料 并具有较高的硬度 9 9 答 与滚子链相比 齿形链传动平稳 噪声小 承受冲击性能好 效率高 工作可靠 故常用于高速 大传动比和小中心距等工作条件较为严酷的场合 但是齿形链比滚子链结构复杂 难于制造 价格较高 滚子链用于一般工作场合 9 10 答 国家标准 GB T1243 1997 中没有规定具体的链轮齿形 仅规定了最小和最大齿槽形状及其极限参 数 实际齿槽形状位于最小与最大齿槽形状之间 都是合适的滚子链齿形 9 11 答 链传动为链轮和链条的啮合传动 平均传动比 1212 zzi 为常数 由于链传动的多边形效应 瞬时 传动比 s i是变化的 9 12 答 链传动的额定功率曲线的实验条件和修正项目见教材 176 177 页 9 13 答 若只考虑链条铰链的磨损 脱链通常发生在大链轮上 因为由公式 z d 180 sinp 可知 当d 一 定时 齿数z越多 允许的节距增长量p 就越小 故大链轮上容易发生脱链 9 14 答 小链轮的齿数 z1过小 运动不均匀性和动载荷增大 在转速和功率给定的情况下 z1过小使得链 条上的有效圆周力增大 加速了链条和小链轮的磨损 小链轮齿数 z1过大将使的大链轮齿数 z2过大 既增大了链传动的结构尺寸和重量 又造成链条在 大链轮上易于跳齿和脱链 降低了链条的使用寿命 9 15 答 链的节距越大 则链条的承载能力就越大 动载荷也越大 周期性速度波动的幅值也越大 在高速 重载工况下 应选择小节距多排链 9 16 答 链传动的中心距一般取为 a0 30 50 p p 为链节距 中心距过小 单位时间内链条的绕转次数增 多 链条的磨损和疲劳加剧 链的使用寿命下降 中心距过小则链条在小链轮上的包角变小 链轮齿上 的载荷增大 中心距过大 则链条松边的垂度过大 链条上下抖动加剧 且链传动的结构尺寸过大 9 17 答 链传动的润滑方式有 定期人工润滑 滴油润滑 油池润滑或油盘飞溅润滑 压力供油润滑 确 定润滑方式时是根据链条速度 v 大小以及链号 即链节距 大小 由润滑范围选择图 9 14 选取润滑方 式 19 9 18 答 1 从动轮齿数不变 则主动小链轮齿数变为 8 20900 25075 122121 nnzizz z 取21 1 z 小链轮的齿数从 25 减少到 21 齿数系数 Kz增大 根据公式 9 15 在相同的计算功 率 Pca的情况下 链传动所能传递的功率 P 下降 2 主动轮齿数不变 则从动大链轮齿数变为 90250 90025 2111212 nnzizz 大链轮的齿数从 75 增加到 90 其他参数不变 由公式 9 15 可知 在相同的计算功率 Pca的情况下 链传动所能传递的功率 P 不变 9 19 解 由公式 9 2 大链轮的齿数 09 61 330 21960 2 11 1 n zn z 取61 2 z 由公式 9 16 链节数 3 136 600 7 12 2 2161 2 6121 7 12 6002 2 2 2 2 0 212210 0 a pzzzz p a Lp 取136 p L 查图 9 13 由 z1 21 查的齿数系数 z K 1 2 根据r min960 1 n mm7 12 p 08A 查图 9 11 得 08A 型链所能传递的最大计算功率 kW2 4 ca P 由公式 9 15 多排链系数 23 2 2 4 5 62 12 1 ca zA P P PKK K 取 3 排链 5 2 P K满足要求 9 20 解 由公式 9 16 链节数 6 139 910 4 25 2 21105 2 10521 4 25 9102 2 2 2 2 0 212210 0 a pzzzz p a Lp 取140 p L 查图 9 13 由 z1 21 查的齿数系数 z K 1 2 根据r min600 1 n mm4 25 p 16A 查图 9 11 得 16A 型链所能传递的最大计算功率 kW20 ca P 由公式 9 15 链传动所允许传递的功率 9 13 2 12 1 201 ZA caP KK PK P kW 9 21 略 第十章 齿轮传动 10 1 1 7 4 5 2 3 6 8 9 10 10 2 2 10 3 1 10 4 3 10 5 为了减小动载荷 为了改善载荷沿齿向的分布不均 10 6 齿轮的圆周速度大小和精度高低 10 7 1 20 10 8 2 10 9 1 脉动 10 10 齿宽中点处 10 11 答 减小齿根处的应力集中 增大轴和轴承处的支承刚度 采用合适的热处理方法 使齿面具有足够 硬度 而齿芯具有足够的韧性 对齿根表面进行喷丸 滚压等强化处理 10 12 答 在节线附近通常为单对齿啮合 齿面的接触应力大 在节线附近齿面相对滑动速度小 不易形成 承载油膜 润滑条件差 因此易出现点蚀 在开式齿轮传动中