机械设计第八版答案

1、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% =180MPa，取循环基数 N。=5 106, m = 9，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劳极限。CT9 N1N0 =180 95 106,7 103 =373.6MPa(TJN25 1064 -32.3M Pa2.5 105 106Nj G 1 厂 22MPa3-2已知材料的力学性能为(rs =260MPa , (Td =170MPa ,。二0.2，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A(0,170)C(2 6p0)00(T2 a :1a2 170 =283.33M Pa1

2、 0.2得 d(283.3%, 283.3%)，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 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=J =1 2 ,=上-=0.067，查附表3-2,插值得 1.88，查附图3-1得q。肚0.78，将 d45d45所查值代入公式，即k 厂 1 q.。一 1 =1 0.781.88-1 =1.6

3、9查附图3-2，得j = 0.75 ；按精车加工工艺，查附图3-4，得你=0.91，已知爲=1，则169 丄 一1 匚2.35肪 0.75 0.911二 A0,17%.35)C(260,0 )D(141.67,141.6%.35根据A 0,72.34 ,C 260,0 , D 141.67,60.29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怖=20MPa ,应力幅 碣=20MPa ,试分别按r二C 怖二C ,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K o- a o m1702.35

4、30 0.2 20= 2.28(2)0m = 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，其计算安全系数第五章螺纹连接和螺旋传动习题答案o1 K o - o 0nK o 0n1702.35 -0.2 o 201.812.3530 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

5、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M6X 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 = 3.55.0640182.86 128 MPaSJ 3.5 5.0们汁詈皿6.67r ,即卩 r15075 讦 2mm2 cos45 (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分在各个螺栓上的分力为Fj，各螺栓

6、轴线到螺栓组对称中心的距离为1 1FiF 20 二 2.5kN88 ,= 5-2kNF = FL = 20 300 10j 8r8 75,2 10“由图可知，螺栓最大受力Fmax 二.Fi2Fj2 2FiFj cos 0 = 2.52(5.2)22 2.5 5、2 cos45 = 9.015kNFmaxE =二.2d0439.015 10319J! *3 26 104Fmax9.015 如 O.Gp33dLmin6 1011.4 10=131.8 ：叶故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

7、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？230/60kN60kN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Fi ,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=125mmFiFL6025010由（a）6r图可知,612510最左的螺栓受力最大二 20kNFmax- FiF j-10 20 =30kN(b)方案中1 1FiF 60=10kN6 6F_ Mr maxF j max 6z ri2i=160沃2500汇 FLr max _ 6_i

8、LT广心10”125 弓(/、2125 1+ 2】12汉1!+4汉+ 125I 2丿V 2丿丿-610二 24.39kN由（b ）图可知,螺栓受力最大为Fmax f JF； f/ 2Fi Fj cos 0 二4FmaX可知采用（a）布置形式所用的螺栓 直径较小5-10解 1确定螺栓数工和直径d.査教材5-5,螺栓间距命Y 7化取tQ=6取z=12,则螺栓间距 fc =如=*Z螺栓直径 d=t0/6=92/&=15. 33盹 取 cklCiun. 选择螺栓性能零级选择螺栓性能等级8.8级，查教材表5弋提Q 碍=- 64()MPa (3) 计草饉栓上的载荷.作州在气缸上的最大压力代和单个螺栓上的工

9、作载荷卩分别対* ttLPF =p =736311 4 .FF = -=636N取残余预紧力F1-1.5F,由教材公式25-15)螺栓的总载荷-驱耳1+阻2.丽艺.5*6136X5別Q丽(4) 许用应力按不扌空制预紧力确定安全系数，查教材表5-10P取S=许用拉应力*0=玉=160213 4S(5) 验算螺栓的强度*査手册.螺栓的大径皿小径d口3川亦吨取螺栓公称长度l=70im由教材公式 OlO 螺柱的计算应力二匸签=1迫功迟iY 打满足程度条件螺栓的标记为GBC 5732-8&M16x70f螺栓数量沪12川第六章 键、花键、无键连接和销连接习题答案，轮毂宽度L = 1.5d，工作时有轻6-3

10、在一直径d =80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图） 微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。L解根据轴径d -80mm，查表得所用键的剖面尺寸为 b=22mm， h=14mm 根据轮毂长度 L = 1.5d=1.5 80=120mm取键的公称长度L = 90mm键的标记 键22 90GB1096 - 79键的工作长度为I二L-b=90-22 =68mm键与轮毂键槽接触高度为k =h =7mm2根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力勺=1 1 0M Pa根据普通平键连接的强度条件公式p 二2T 103kld-%变形求得键连接传递的最大转矩为maxkld %20

11、007 68 80 1102000=2094N m第八章带传动习题答案8-1 V带传动的n1 =1450 r min，带与带轮的当量摩擦系数f 0.51，包角 宀=180，初拉力Fo =360N。试问：(1)该传动所能传递的最大有效拉力为多少？ (2)若ddi = 100mm，其传递的最大转矩为多少?(3)若传动效率为0.95,弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少?解1 Fee1 11 1 -I _ efv ：1I _ e0.51 二-2F0e2 360 e478.4N 1 1尹1 丁2T3dd1100 10二 Fee dl =478.423.92N mm2 23PFee VFecnT：dd

12、1二* n n1000 1000 60 1000478.4 1450 3.14 100 门“0.95 100060x1000二 3.45kW8-2 V带传动传递效率 P=7.5kW，带速v二10 m s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即h = F?，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F。Fe V10001000 PFe :1000 7.57 5N10Fe 二 R -F2且F1 =2F2.F1 =2Fe =2 750=1 500N2Fe7 5 0.F0 = F115001 1 25 N2 2V带传动，电动机功率P=7kW，转速8-4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m =960

13、n min ,减速器输入轴的转速 n? =330r min ,允许误差为一5% ,运输装置工作时有轻度冲击, 两班制工作，试设计此带传动。解(1)确定计算功率FCa由表8-7查得工作情况系数Ka =1.2，故Pea 二 KaP =1.2 7 =8.4kW(2) 选择V带的带型根据Pea、ni，由图8-11选用B型。(3) 确定带轮的基准直径 dd，并验算带速Vdd2dd1 口1 1 - 180 9601 -0.05330二 497.45mm(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld 由式 0.7 dd1 dd2 _ a。_ 2 dd1 dd2，初定中心距 a 二 550mm。 计算带所需的基准长度

14、dd2 -dd1Ld0 2a0dd1 dd224a叭、(500180 f=2 550180 50024 汉 550:2214mm由表8-2选带的基准长度 Ld =2240mm实际中心距a2240 -2214二 550 -2二 563mm中心距的变化范围为 550 630mm。(5) 验算小带轮上的包角a57 357 3a =180 - dd2 -dd1180 - 500 -180147 -90a563故包角合适。(6) 计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 = 180mm 和 n1 = 960 m s，查表 8-4a 得 p0 ： 3.25kW根据 n -960m s,i 二96

15、0 =2.9禾口B型带，查表得P0 -0.303kW330查表8-5得k厂0.914 , 表 8-2得kL =1，于是P P0P0 k a kL =(3.25 0.303) 0.914 1 = 3.25kW由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径ddi =180mm验算带速Vd d 1 m二 180 960V :9.0 4 3 m/s60 1000 60 1 000 5ms : v ：30m s.带速合适计算从动轮的基准直径计算V带的根数zPeaZ 二Prl58取3根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值Fomin由表8-3得B型带的单位长度质量 q = 018kg.m，所以F0 min=500

16、仝 k a Pea k aZ Vq v2= 50。込如 8.40.914x3x9.043220.18 9.0432= 283N(8)计算压轴力Fp =2z F0min sin a=2 3 283 sin 丝=1628N2 2(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 P =1kW，主动链轮转速 m =48rmin，从动链轮转速n 14r min，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。解(1)选择链轮齿数取小链轮齿数 乙=19，大链轮的齿数Z2 =izi =也乙=48 19=65n214(2)确定计算功率由表9-6查得Ka =1.0，由图9-13查得Kz=1.52，单

17、排链，则计算功率为PCa 二 KAKZP =1.0 1.52 1 =1.52kW(3) 选择链条型号和节距根据Pca =1.52kW及n48r min ,查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距25.4mm(4) 计算链节数和中心距初选中心距 a0 = (30 50) p = (30 50) 25.4 = 762 1270mm。取 a0 = 900mm，相应的链长节数为L p0/ 、2anZ1 +ZoZ2 乙 i p=2 + I p2i 2兀丿 a。290019 +6565-1925.4=2 汉+ I x拓 114.325.42 I 2兀丿 900取链长节数Lp =114节。查表9-7得

18、中心距计算系数 右=0.24457，则链传动的最大中心距为a = hp 2lp - 乙 z2 1 = 0.24457 25.4 2 114 - 19 65 丨：895mm(5) 计算链速v,确定润滑方式60 100048 19 2 0.386 ms60 1000由 v0.386 m s和链号16A，查图9-14可知应采用定期人工润滑。(6)计算压轴力Fp有效圆周力为 Fe =1008 =1 0 00-2 5 9Nv0.3 8 6链轮水平布置时的压轴力系数Kfp=1.15，则压轴力为Fp生心/。=1.15汉259仆2980N9-3已知主动链轮转速 n 850 r min，齿数 乙=21，从动链齿

19、数z2 = 99，中心距a = 900mm，滚子链极限拉伸载荷为 55.6kN，工作情况系数 KA =1，试求链条所能传递的功率。解由 Fiim =55.6kW，查表 9-1 得 p = 25.4mm，链型号 16A根据 p =25.4mm,=850r. min，查图 9-11 得额定功率 Pca =35kW 由 z 21 查图 9-13 得 Kz =1.45且 K A =1.PPca3524.14kWKAKz 1 x 1.45第十章齿轮传动习题答案（用受力图表示各力的作用位置及方向）解受力图如下图:F7iFa；iF46“f尸P厂 C3 丿3F.ii主动主动510-1试分析图10-47所示的齿

20、轮传动各齿轮所受的力补充题：如图（b）,已知标准锥齿轮 m=5,z, =20,z2 =50，r =0.3,T2 = 405N mm，标准斜齿轮mn =6,z3 =24，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，B应为多少？并计算2、3齿轮各分力大小。解（1）齿轮2的轴向力：2T22T2Fa2 二 Ft2taras i n$tansinEt a nosingdm2m（10.5%p齿轮3的轴向力:2T3Fa3 =Ft3ta nB-1 a nB =d32T3，ZmnZ3 coB.JtanB 空mnZ3s i nBFa3, a = 20 ,T2 =丁32T2tan asin 5m 1 -0.5r Z2匹 s

21、in BmnZ3即 sin B 二 mnZ3tan asin 5m 1 -0.5r Z2由 tan 5 =竺二50 =2.5z120.sin 5 =0.928cos 5 = 0.371.门mn z3 tan asin 5sin B =m(1 -0.5R Z26 24 tan 200.92851 -0.5 0.350=0.2289即 13.231(2)齿轮2所受各力:Ft22T22 4 105_ 2T2d%m1-0.5Rz25 1 -0.5 0.3 50= 3.765 103N =3. 765 kNFr2= Ft2ta n a cos 5= 3.765 1 03 ta n200.371 =0.5

22、08 1 03N=0. 508kNFa2二 Ft2tan asin 5 =3.765 103 tan20 0.928 =1.272 103N =1.272kNFn23= =3=4kNcos a cos 20齿轮3所受各力:Ft32T32T22T2Fr3Fa3Fn3d33cos B2 4 1053-cos B=COS13.23俨=5.40803N =5.408kNmn Z36 24宜也严08 103 tan20 =2.022 1032.022kNcos12.321Ft3= 5.408 103 tan沁卫43.765 103cos12.321= 1.272 103N=1.272kN5.889 10

23、3N=5.889kN cos a cos B cos20 cos12.32110-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,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10-6设计铳床中的一

24、对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命1）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95.5 00995.5 105 7.51450= 49397N mm10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命 小齿轮作不对

25、称布置，查表10-7，选取d =1.01 由表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限o-HHm600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限（th lim 2 =550MPa。54齿数比54 =2.08z126计算应力循环次数叫=6 0n 小山=60 1450 1 12000 =1.044 109N2N1 = 1.044 109u 2.08= 0.502 10910-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5

26、kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1 = 0.98, KHN 2 =计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S二1K HN1 OH Iim1S0.98 6001=588MPaK HN2 oH lim 21.03 550=566.5M Pa10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知R =7.5kW,山=1450mi n,乙=26, Z2 = 54 ,寿命2）计算计算小齿轮分度圆直径dit，代入 1中较小值计算

27、小齿轮分度圆直径dit，代入 1中较小值计算圆周速度 V：d牡门丄V =60 1000訖3235 49397 28 1V 12.0889.8 !566.5 J53.577mm3.14 53.577 145060 00 0=4.0 6 6n. s计算小齿轮分度圆直径dit，代入 1中较小值 计算尺宽bb 二dd1t =1 53.577 = 53.577mm 计算尺宽与齿高之比 -hmt =d1tZ1= 53 = 2.061mm26计算小齿轮分度圆直径dit，代入 1中较小值计算小齿轮分度圆直径dit，代入 1中较小值h =2.25mt =2.25 2.061 =4.636mm-11.56b 53

28、.577h 4.636 计算载荷系数根据v二4.066 m s, 7级精度，查图10-8得动载荷系数 Kv=1.2直齿轮，Kh：.=Kf：.二1由表10-2查得使用系数 Ka =1.25由表10-4用插值法查得Kh厂1.420K由 一 =11.56 , Kh 厂 1.420，查图 10-13 得 Kf厂 1.37 h故载荷系数 K 二 KaKvKh：Kh，1.25 1.2 1 1.420 =2.13 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1=d” 惟=53.577 彳器=6022 计算模数md160.22m -2.32mmz126取 m = 2.5 几何尺寸计算分度圆直径：di =口乙=2.5

29、 26 = 65mmd2 =mz2 =2.5 54 =135mm中心距:d1 d265 135a 二100mm2确定尺宽:b _ 2KT12.5Zed12 * *2 2.13 493972.08 1xx2.08652189.8】=51.74mmP2，所以按轴承1的受力大小验算13-6若将图寿命。329000、I =1717.5h,5085 丿,106 C 3106Lh ：60n （P 丿 60X80013-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为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Fn和F2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（下图b）和水平面（下图

30、a）两个平面力系。其中:图C中的为通过另加转矩而平移到指向轴线;图a中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）Fre(Fd2)Fae2 n1 rj一 200 -一320L1ie(Fdi)Fr2VFr1V(b)(a)LFr2VFr1VFe(c)由力分析可知：d314Fre 200 -Fae900 200 -400 -Fr1V2乙二 225.38 N200 320520Fr2V =Fre -Fr1V =900 -225.38 =674.62N200200Fr1HFte2200 =846.15N200 320520Fr2H 二 Fte -Fr1H =2200 -846.

31、15 =1353.85NFr1Fr1V2 Fr1H2 二恋225.382 846.152 =875.65NF2 二. Fr2V2 Fr2H2 h*674.622 1353.822 =1512.62N(2)求两轴承的计算轴向力Fa!和Fa2C = 54200N查手册的 30207 的 e=0.37, Y =1.6,Fd2Fr12YFr22Y875.652 1.61512.622 1.6273.64 N= 472.69N两轴计算轴向力Fa1 二 maxFd1, Fae Fd2 Jmax273.64,400 472.69丄 872.69NFa2 =maxfFd2,Fd1 Fae.； = max472

32、.69,273.64 400.；=472.69N(3)求轴承当量动载荷 R和P2Fa1F r1872.69875.65=0.9966 eFa 2Fr2472.690.3125 : e1512.62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 =0.4Y1 =1.6对轴承2X2 =1丫2 =0因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取fp二1*5，则P =+Fa1 尸1.5叫0.4875.65 十 1.6X872.69 =2619.846NP2 =fp X2Fr2 Y2Fa2 1=1.511512.620 472.69= 2268.93N(4) 确定轴承寿命因为P A P2，所以按轴承1的受力大小验算10660nP1106 疋 54200(60 5202619.846= 283802.342h Lh故所选轴承满足寿命要求。13-7某轴的一端支点上原采用6308轴承，其工作