机械设计课后练习.

1、3-2已知材料的力学性能为 厉=260MPa,归I =170MPa ,厂0.2，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A(0,170)C(260,0)2 (Tja :1a2t2 170.T 1283.33M P a1+ 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解由于 D/d=72/62=L 16 r/d=3/62=0+查教材附ft 3. U 搔(1 滞钩梅 2 4丧我林附图3.1,插值博初耳0 90则3-4圆轴轴肩处的尺寸为：

2、D=72mm , d=62mm , r=3mm。如用题3-2中的材料，设其强度极限 a=420MPa ,精车，弯曲，场=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。D54r3解因1.2 ,0.067，查附表3-2，插值得:-1.88，查附图3-1得q 0.78，将d45d45a所查值代入公式，即k 广1 qa ： a -1 A1 0.78 1.88-11=1.69查附图3-2，得0.75 ;按精车加工工艺，查附图3-4，得侏二0.91，已知=1，贝y1.691075 091-1=2.351二 A17% 35 )C(260,0 )D(141.67,146% 35)根据A 0,72.34 ,C 260,

3、0 , D 141.67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如下图求出该截面的计算安全系数Sca。解(1) 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kJ1170= 2.282.35 30 0.2 20(2)怖=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 K。-。Pm _ 1702.35-0.2。20K ca - om_2.35 30 205-5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

4、孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215，若用M6X 40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M6 X 40的许用切应力.由螺栓材料Q215,性能等级8.8，查表5-8，可知$ =640MPa，查表5-10,可知S =3.55.0os640. s182.86 128 MPaSJ 3.55.0op二 2 = 64

5、0 = 426.67M Pap Sp 1.5(2 )螺栓组受到剪力F和力矩(T =FL ),设剪力F分在各个螺栓上的力为 Fi，转矩T分在各个螺150栓上的分力为Fj，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为即_2cos45二752mmFiFj11F 20 = 2.5kN88FL 20 300 108r 8 152 10=5.2kN由图可知，螺栓最大受力Fmax 二.Fj2 Fj2 2FjFj cos 9 = 2.52 (5 2)2 2 2.5 5.2 cos45 = 9.015kNF maxTt4d。239.015 10二_3 26 104= 319maxdLmin9.015 1036 10 11

6、.4 10”= 131.8 ： O故M6X 40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 Fj，转矩T分在各个螺栓上的分力为Fj(a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即r=125mmR = 1 F = 160 = 10kN6 6FL6r6025010；61251020kN由(a)图可知，最左的螺栓

7、受力最大Fmax 二 Fj Fj =10 20 =30kN(b)方案中Fi = 1 F = 160 =10kN6 6Fjmax需2 6 _ 6 _ -L2L2Z ri送 ri2x卩25】2+4丫125丫+1252 Iw6i4i -1- - .I2丿2丿 丿螺栓受力最大为60 250 10 Mr maxFLrmax= 24.39kN由（b ）图可知,2 2iFj2F, Fj cos 0 =102 (24.39)2 2 10 24.39； = 33.63kN.由 d0 -可知采用（a）布置形式所用的螺栓直径较小5-8两块金属板用两个 M12的普通螺栓联接。若接合面的摩擦系数f=0.3,螺栓预紧力控

8、制在其屈服极限的70%。螺栓用性能等级为 4.8的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。解 螺栓数目为2*接合面数为b取防滑系数为Ks=L 2,性能等级为4. 8的碳钢巧-320IPa则螺桂所需预紧力陀为尺王亠得岀Z等亠2曲Fo=15000N,当受轴向工作载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 荷F = 10 000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。解 采用懊垫片密封”取蛭柱的相对刚度= 09,由数材公式（ q十a嫌柱的总拉力*F2二耐+ 三一F = 24000AT-q + G由教材公式（5J5）.残余预紧力为* Fl-F2-14000N8

9、-2 V带传动传递效率 P =7.5kW，带速 v 10m s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F F2，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F。解P ,:1000L1000P1000 7.5小Fe :7 5 0Nv10Fe 二 F1 -F2 且 F2F2.Fl =2Fe =2 750 =1500NFi = Fo 占.Fo = Fj 一空=1500 一750 =1 1 25 N 0 1 2 28-3解 F- = 639 45w -査教材图8形取如=639mm誉教林我8久 取L4=4500mm由.Z - 7（肩*时.心査鞍材衣8-5c ft P0-4 PlKWf* &5d得耳-0 59k讯查亵缶6

10、得KAL$畫表88得Ka=0光査表8-10得Jfx=l 09所P=8 S5KW 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）O仙）Ft3Ft2主动co捉岛轮齿抗弯疲劳强度的措施冇：増大齿根过渡圆角半钻消除加工刀痕，可降 低齿根应力巫川：增人轴和支承的则度*可减小齿面局部临找：采取合适的热处 碰方法使轮肚部具廿足够的韧性*在齿根部进行喷丸、滾床等农而强发.降低齿 轮表I血粗糙度，齿轮采用1E变位辱。提高齿面抗点蚀能力的措施有：提高齿面硬度：降低表面粗糙度：增人润滑油 粘度；提高加L发装精度以减小动裁荷:在许叮范恫内采用较人变位系数正 传功可增人齿絵传

11、动的综介曲率半锂.10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,n! =1450min,乙=26,Z2 = 54,寿命Lh =12000h，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，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。 铳床为一般机器，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）确定公式中的各计算值试选载荷系数Kt =1.5 计算小齿轮传递的力矩95.5145

12、01iim1 =6MPa ；大齿 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa2 由图io-2ld按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限轮的接触疲劳强度极限审lim2二550MPa 。 齿数比二聖=2.08zi 26 计算应力循环次数N1 =60nJLh =60 1450 1 12000 = 1.044 109=吐=1.044 10 =0.502 109 u 2.08由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.98, Khn 2 = 1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1|H 1 = Khn1 lHlim1 = 0.98 600 = 588MPa1.0

13、3 550=5665M Pa2）计算计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度 Vd1t，代入弔】中较小值2=53.577mmc cc 1.5 汉 49397 2.08 + 1 “89.8 )=2.32計乂沆IX 12.08 =52mm,!= 57mm。(3) 按齿根弯曲疲劳强度校核=500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限强度极限=380MPa。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S =1.4_ K FN1 族1 _ S_0.89 50014= 317.86M Pa_ K fn 2 Fe 2_ S0.93 5001.4=252.43M Pa 计算载荷系数K 二

14、KaK、Kf：Kf，1.25 1.2 1 1.37 =2.055 查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得Yf =2.6Yf =2.3041 a11 a2Vs, =1.595YSa2 =1.712 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式2KT1bd1mF12KT12 2.055 49397Fa1 Sa1bd1m52 65 2.52KT.72 2.055 49397YF 2YS 2=bd1m a2 a252 65 2.5吃2.6 1.595 = 99.64M2.3 1.712 =94.61MPa所以满足弯曲强度，所选参数合适。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

15、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/P462073020751301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a 25的两个角接触球轴承，如图13-13b所示正装。轴颈直径d = 35mm，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Fn =3390N , F2 =3390N，外加轴向载荷Fa870N，作用方向指向轴承1，试确定其工作寿命。解(

16、1)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于 a25的角接触球轴承，按表13-7,轴承派生轴向力Fd =0.68Fr, e0.68.Fd1 =0.68Fn =0.68 3390= 2305.2NFd2 =0.68Fr2 =0.68 1040 = 707.2N两轴计算轴向力Famax：Fd1,Fae FdJ-max2305.2,870 707.2 ； = 2305.2NFa2 二 maxTd2, Fd1 - Fj 二 maxl707.2,2305.2 - 870 二 1435.2N（2）求轴承当量动载荷 P和1 P2Fa1F r12305.23390= 0.68 二 ea2Fr21435.21040= 1.38 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丫2 =0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取fp =1.5，则R =+ 第Fa1 )=1.5 1x3390+ 02305.2 )=5085NP2 二 fp X2Fr2 %Fa2 =1.5 0.41 1040 0.87 1435.2 =2512.536N7207AC，查轴承手册得基（3）确定轴承寿命由