机械设计(第八版)课后习题答案(最新_参考答案)..

1、3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限1 180MPa，取循环基数 N0 5 106， m 9 ，试求循环次数 N6分别为 7 000、解 1N119180 9 5 103 373.6MPa7 102 31N21N3N0N119 N29 NN033-2 已知材料的力学性能为5 106180 2.5 104324.3M Pa180 9 5 10 5 227.0M Pa6.2 105s 260MPa， 1 170MPa ， 0.2 ，试绘制此材料的简化的等寿命寿25 000、620 000 次时的有限寿命弯曲疲劳极限。命曲线。解 A (0,170)C(260,0)2 1 02100 1 2 170

2、283.33M P a1 0.2得D'(283.332,283.332)，即 D ' (141.67,141.67)根据点 A'(0,170) ， C(260,0)，D'(141.67,141.67) 按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示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。D54r3解因 D541.2， r30.067 ，查附表3-2，插值得1.88 ，查附图3-1 得q0.78，将d45d45所查值

3、代入公式，即k 1 q 1 1 0.78 1.88 1 1.69查附图 3-2，得 0.75 ；按精车加工工艺，查附图 3-4，得 0.91，已知 q 1，则K1.69 r C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 m C 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S -1 K m 170 2.35 0.2 20 1.81ScaK a m2.35 30 20 1.81 1 1 2.350.75 0.91 1A 0,1702.35 ,C 260,0 , D 141.67,141.672.35根据 A 0,72.34,C 260,0 ,D 1

4、41.67,60.29 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题 3-4 中危险截面上的平均应力m 20MPa ，应力幅 a 20MPa ，试分别按 r C m C ，求出该截面的计算安全系数 Sca 。解 由题 3-4 可知 -1 170MPa,s 260MPa, 0.2,K 2.35K a m1702.35 30 0.2 202.285-3 分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出？ 当气缸内的最高压 力提高时，它的最大应力，最小应力将如何变化？解： 最大应力出现在压缩到最小体积时，最小应力出现在膨胀到最大体积时。当汽缸内的最高压力提高

5、时，它 的最大应力增大，最小应力不变。5-4 图 5-49 所示的底板螺栓组联接受外力 F作用在包含 x 轴并垂直于底板接合面的平面内。试分析底板 螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？堡证联接安全工作的必要条件有哪些？5-9 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力Fo=15000N, 当受轴向工作载荷 F10 000N 时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。CC 采用橡垫片密封，取螺栓的相对刚度 b 0.9 螺栓的总拉力： F2 F0b F 24000NCB CMCB CM残余预紧力为： F1 F2 F 14000NP=01MPa ，缸盖与缸体均为钢

6、制，直径 均 为 25mm. 试 设 计5-10 图 5-24 所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力 D1=350mm,D2=250mm. 上 、 下 凸 缘 厚此联接。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：10-2 如图， ABC 的材料为中碳钢调制，其硬度：齿轮 A 为 240HBS，B:260HBS，C:220HBS ，试确定齿轮B 的许用接触应力 H 和许用弯曲应力 F .假定： 1）齿轮 B 为“惰轮”（中间轮）齿轮 A 为主动轮，齿 轮 C为从动轮，设 KFN KHN 1;2）齿轮 B为在主动轮，

7、齿轮 A 和齿轮 C均为从动，设 KFN KHN 110-3 对于做双向传动的齿轮来说， 她的齿面接触应力和齿根弯曲应力各属于什么循环特性？在做强度计算 时应怎么考虑10-4 齿轮的精度等级与齿轮的选材及热处理方法有什么关系10-5 要提高齿轮的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有那些关系措施10-7 某 齿 轮 减 速 器 的 斜 齿 轮 圆 柱 齿 轮 传 动 ， 已 知 n1 750r min ， 两 齿 轮 的 齿 数 为z1 24, z2 108, 9 22' , mn 6mm,b 160mm ， 8 级精度，小齿轮材料为 38SiMnMo （调质）， 大齿轮材料为 45 钢（调质

8、），寿命 20 年（设每年 300 工作日），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 38SiMnMo （调质），小齿轮硬度 217269HBS ，大齿轮材料为 45 钢（调质），大齿轮硬度 217255 HBS2）按齿面接触疲劳硬度计算HZH Z E3T1 dd13 u1 2K u 1计算小齿轮的分度圆直径d1 z1mncos 24 6 145.95mmcos9 22'计算齿宽系数160 1.096 d1 145.951由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa 2 ，由图

9、 10-30 选取区域系数 ZH 2.47由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 730MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 550MPa 。齿数比 u z2 108 4.5 z1 24计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 750 1 300 20 2 5.4 108N28N1 5.4 108u 4.581.2 108由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 1.04, K HN 2 1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S 1H 1 KHN1H lim1 1.04 730 759.2MPaH 1 S 1K HN

10、2 H lim 2S1.1 5501605M Pa由图 10-26 查得 1 0.75,2 0.88, 则 1 2 1.63计算齿轮的圆周速度d1n160 10005.72 9m s3.14 145.95 75060 1 00 0计算尺宽与齿高之比 bhmntd1cos 145.95 cos9 22' 6mm z126h 2.25mnt 2.25 6 13.5mmb 16011.85h 13.5计算载荷系数根据 5.729 m s，8 级精度，查图 10-8 得动载荷系数 Kv 1.22由表 10-3，查得 K H K F 1.4按轻微冲击，由表 10-2 查得使用系数 K A 1.2

11、5由表 10-4查得 KH 1.380按d=1 查得由 b 11.85 ， KH 1.380 ，查图 10-13 得 KF 1.33h故载荷系数 K KAKvKH KH 1.25 1.22 1.4 1.38 0 2.946 由接触强度确定的最大转矩T d d13u min H 1, H 2T12K u 1ZH ZE321.096 1.63 145.953 4.5 6052 2.946 4.5 1 2.47 189.81284464.096N3）按弯曲强度计算T d d12mn FT12KY YFaYSa计算载荷系数 K KAK KF K F 1.25 1.22 1.4 1.33 2.840计算

12、纵向重合度 0.318d z1 tan 0.318 1.096 24 tan9 22' 1.380由图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.92计算当量齿数zv1z124zv1cos3cos9 22' 3 24.99z23cos108cos9 22' 3 112.3查取齿形系数 YFa 及应力校正系数 YSa由表 10-5 查得 YFa1 2.62YFa 2 2.17YSa1 1.59YSa2 1.80由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 520MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2 430MPa 。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命 KFN 1

13、0.88, K FN 2 0.90。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 K FN 1FE 1S 1.4SK FN 2 FE 20.88 520305.07M P a1.50.90 430258M P a1.5计算大、小齿轮的FYFaYSa，并加以比较F 1YFa1YSa1305.07 73.232.62 1.59YFa2YSa2258 66.052.17 1.80取 FYFaYSaminF 1YFa1YSa166.05由弯曲强度确定的最大转矩Tdd12 mnFT12KYYFaYSa1.096 1.63 145.952 6 66.05 2885986.309N mm2 2.840 0.92

14、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 T1 1284464.096NT1n169.55 106100.87kW1284464 .096 75069.55 10610-R解（1）选择齿轮的材料和梢度笞级。根拥教材衣10-1选人小齿轮材料均为 20CrMnTi,灌碳淬火。小齿轮齿血硬度取6211RC,大齿轮齿面硬度取58HRC,世部 达 300HBS.选精度等级为6级。（2）按齿根弯曲疲劳强度设计。1、小齿轮传递的转矩:71 = 9.55x10 空=lO6658Nmm2、初选载荷系数：初选Kt=1.63、繃定齿宽系数：小齿轮作臂布冒，据教材表10-7选取=054、初选

15、螺症角："14。5、计算斜齿轮的卅虽齿数：z刖七"52空=七cos pcos p6、确定責形系数和应力集中系数:査教材衣10-5得3 262/产 1 59, = 2 22,4. = 1777、确定斜齿轮端而巫合度：金教材图10-26 fOeAl = 0 7&耳 2 = 0 88,石=% + 耳2 = 1 668、确定弯曲强度许卅应力：循坏次数 = 60»1y4 = 7*107 = 601,= 2.2 *10r由教材图10-18査码5 = J = 1取女全系数SF=1.5由教材图10-20 （d）得巧利=有2 = 930M&按对称循环变应力确宦许用弯

16、曲为0卜0 "迴啦=434Ma9、由晋脚强度计灯齿轮的模数。因绻心> 仏心【如卜【，将齿轮1的参 数代入设计公式屮得l2KTY, cos2 PWw > 3工= 1.84枕叨V如也 aF取标准tew- = 2ww10、验算载荷系数:dx = Al.Atnm小齿轮的分度圆moc°s0v= 如凸_ =s 28.9 加/&齿轮的岡周速度 60F000曲教材图107査得八6假设y ®°°NS,由教材表10-3査紂心fl齿宽b = 23.7ww由教材S 10-4査御 3】15 ,由10一13査得K"八12弯曲强度栽荷系数K =

17、 KJiKTKfkKF/t = 79lk校正模数:w9 =0 QKI K( = 1.9bw»町以得出前而取标准值也*= E合适"12. 螺旋仍的确定：a 二“- = 98 94mm 屮心距：2 co$0圜整中心业沪99mm后，螺旋角0=二 14°8*28'*2a13、斜齿伦的相关参数：/ 迳生=47.437mcos >5场=込. = 150.562咖 COS0b =虬d、= 23 7w»对齿宽圆整:b2=24mm, bl=28mfn(3)齿面接触强度校核。1、确定接触强度我荷系数:K =心心一出32、确定接触强皮许用血力：査教材图10-21

18、 (e)得znni = Qhi2 = 1500MPa查教材图10-19 q«曲线2帶3 = 1 0,K列=1.08収安金系数：SII=1.0% 卜 K 怦鬧=1500MPa% = K 叱晦=1620MPa3、确楚艸性影响系数：拥教材表10-6査得Z厂189 8M&4、确定区域載荷系数:据教材图10-30森得ZH2.435. 校核接触强度：WMPaaH满足接触强度,以I所选参数合适。第十一章 蜗杆传动 p272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 置及方

19、向如下图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11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率P1 5.0kW,n1 960r min ，传动比 i 23 ，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为20Cr，渗碳淬火，硬度58HRC 。蜗轮材料为 ZCuSn10P1 ，金属模铸造。蜗杆减速器每日工作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确定作用蜗轮上的转矩 T2按 z1 2 ，估取效率 0.8 ，则T2 9.55 106P

20、29.55106 P19.551065 0.8915208N mmn29.5510 n2i9.551096023915208N mm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K 1；由表 11-5 选取使用系数 K A 1 ；由于转速不高，无冲击，可取动载系数KV 1.05，则KK AK KV1 1 1.05 1.051确定弹性影响系数 ZE 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故 ZE 160MPa2 确定接触系数 Zp假设 d1 0.35 ，从图 11-18 中可查得 Zp 2.9 a 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 H ' 268MPa应力循环

21、系数寿命系数N 60n2 jLh 60 960 1 7 300 8 4.21 10723KHN1074.21 1070.8355则H KHN H ' 0.8355 268 223.914MPa 计算中心距160 2.9a 3 1.05 915208 160.396mm223.914取中心距 a 200mm ，因 i 23 ，故从表 11-2 中取模数 m 8mm ，蜗杆分度圆直径d180mm 。此时 d1800.4，从图11-18 中查取接触系数 Z'p2.74 ，因为 Z'pZp ，1 a200 p pp因此以上计算结果可用。3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗

22、杆头 数 z1 2 ， 轴 向齿 距 pam 8 25.133 ； 直径 系 数 q 10 ； 齿 顶 圆 直 径da1 d1 2ha*m 96mm ；齿根 圆直径 df1 d1 2 ha*m c 60.8mm ； 分度圆 导程角蜗轮齿数 z2 47 ；变位系数 x2 0.5蜗轮验算传动比 i z2 47 23.5 ，此时传动比误差 z1 2 11 18'36" ；蜗杆轴向齿厚 Sa 0.5 m 12.567mm 。23.5 2323.5 23 2.17% ，是允许的。蜗轮分度圆直径 d2 mz2 8 47 376mm蜗轮喉圆直径da2d22mha*x2376 2 8 1 0

23、.5 3 8m4蜗轮齿根圆直径df2d22hf 23762 8 1 0.5 0.2 364.8mm蜗轮咽喉母圆直径rg2 a 2 d a2200 1 376 12 mm24）校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2d1d2mYFa2Y F49.85当量齿数zv2cozs23 cos3114715'36"根据 x20.5, zv 2 49.85 ，从图 11-19 中可查得齿形系数 YF2.75 11.31螺旋角系数 Y 1 1 11.31 0.9192 140 140许用弯曲应力FF ' K FN从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F &

24、#39; 56MPa寿命系数106KFN 9 4.21 107 0.66FF ' KFN 56 0.66 36.958MPa校核齿根弯曲疲劳强度2.75 0.9192 15.4451.53 1.05 91520880 376 8弯曲强度是满足的。5）验算效率 0.95 0 .96tan tan v已知 11 18'36" v arctan fv ； f v与相对滑动速度 va相关va4.099 m sd1n180 96060 1000cos 60 1000 cos11 18'36"从表 11-18 中用插值法查得 fv 0.0238， v 1.363

25、38 1 21'48" ，代入式得 0.845 0.854大于原估计值，因此合格13-1 试说明下列各轴承的内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个允许的极限转速最高？哪个承受径 向载荷能力最高？哪个不能承受径向载荷？N307/P4 6207 30207 51301解 N307/P4、6207、30207 的内径均为 35mm， 51301 的内径为 5mm；N307/P4 的公差等级最高； 6207 承受径向载荷能力最高； N307/P4 不能承受径向载荷。13-5 根据工作条件，决定在轴的两端用 25 的两个角接触球轴承，如图 13-13b 所示正装。轴颈直径d 35mm

26、，工作中有中等冲击， 转速 n 1800r min ，已知两轴承的径向载荷分别为 Fr1 3390N ，Fr2 3390N ，外加轴向载荷 Fae 870N ，作用方向指向轴承 1，试确定其工作寿命。解 （ 1）求两轴承的计算轴向力 Fa1和 Fa2对于 25 的角接触球轴承，按表 13-7 ，轴承派生轴向力 Fd 0.68Fr ， e 0.68Fd1 0.68Fr 1 0.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr 2 0.68 1040 707.2N 两轴计算轴向力Fa1 max Fd1 , Fae Fd2 max 2305.2,870 707.2 2305.2NFa2 max F

27、d2,Fd1 Fae max 707.2,2305.2 870 1435.2N2）求轴承当量动载荷 P1 和 1P2Fa1 2305.2a1 0.68 eFr13390Fa2Fr21435.210401.38 e由表 13-5 查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承 1X1 1Y1 0对轴承 2X2 0.41 Y2 0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6 ，取 f p 1.5，则P1 f p X1Fr1 Y1Fa1 1.5 1 3390 0 2305.2 5085NP2 f p X2Fr2 Y2Fa2 1.5 0.41 1040 0.87 1435.2 2512.536N 3）

28、确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用 7207AC ，查轴承手册得基本额定载荷C 29000N ，因为 P1 P2，所以按轴承 1 的受力大小验算Lh6 3 6 3106 C1062900060n P160 1800 50851717.5h13-6 若将图 13-34a 中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为 寿命。30207 。其他条件同例题 13-2，试验算轴承的解 （ 1）求两轴承受到的径向载荷 Fr1 和 Fr2 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（下图 图 c 中的 Fte 为通过另加转矩而平移到指向轴线； 轴线上（上诉转化仔图中均未画出） 。b）和水平面（下图

29、a）两个平面力系。其中： 图 a 中的 Fae 亦应通过另加弯矩而平移到作用于(Fd2)21(F d1)200320(a)FteFaeFreFaeFr2VFr1V(b)Fr1VFr2V(c)由力分析可知：d 314Fre 200 Fae900 200 400Fr 1V2 2 225.38Nr 1V 200 320 520Fr 2V Fre Fr1V 900 225.38 674.62N200 200Fr 1HFte2200 846.15Nr 1H 200 320 te 520Fr 2H Fte Fr1H 2200 846.15 1353.85NFr 1Fr1V2 Fr1H2225.382 846.152 875.65NFr 2Fr2V2 Fr2H2674.622 1353.822 1512.62N2）求两轴承的计算轴向力 Fa1 和 Fa2查手册的 30207 的 e 0.37 ，Y 1.6， C 54200NFr1 875.65r1 273.64N2Y 2 1.6Fr2 1512.62 472.69N2Y 2 1.6 两轴计算轴向力Fd1Fd2Fa1 max Fd1,Fae Fd2 max 273.64