《機(jī)械設(shè)計(jì)》(第八版)課后習(xí)題答案(全共32頁(yè))

第三章 機(jī)械零件的強(qiáng)度習(xí)題答案 3材料的對(duì)稱循環(huán)彎曲疲勞極限 ，取循環(huán)基數(shù) 60 105N， 9m ，試求循環(huán)次數(shù) 000、 25 000、 620 000 次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。 解 M P 36910111 46920112 56930113 知材料的力學(xué)性能為 ， ，試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線。 解 )170,0(A )0,260(C 0012 12 10M P 7021 2 10 得 ) ，即 ) 根據(jù)點(diǎn) )170,0(A ， )0,260(C ， ) 按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示 3軸軸肩處的尺寸為： D=72d=62r=3如用題 3的材料，設(shè)其強(qiáng)度極限 B=420車(chē)，彎曲， q=1，試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線。 解 因 附表 3值得 ，查附圖 3 q，將 所查值代入公式，即 q 查附圖 3 ；按精車(chē)加工工藝，查附圖 3 ，已知 1 K ,260, 根據(jù) 1,0,2 6 0, 比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖 3題 3危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力 ，應(yīng)力幅 ，試分別按 m ，求出該截面的計(jì)算安全系數(shù) 解 由題 3知 a ,2 6 0M P a ,1 7 0 1） 工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計(jì)算安全系數(shù) 7 0- K S 2） m 工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計(jì)算安全系數(shù) K 五 章 螺紋連接和螺旋傳動(dòng) 習(xí)題答案 5 5由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門(mén) 起重機(jī)導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用 4 個(gè)螺栓與立柱相連接，托架 所承受的最大載荷為 20荷有較大的變動(dòng)。試問(wèn)：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是鉸制孔用螺栓連接為宜？為什么？ 用 40 鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級(jí)為 核螺栓連接強(qiáng)度。 解 采用 鉸制孔用螺栓連接為宜 因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng)，鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對(duì)位置 ，并能承受橫向載荷，增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對(duì)滑移，而普通螺栓連接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來(lái)抵 抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。 （ 1）確定 40 的許用切應(yīng)力 由螺栓材料 能等級(jí) 表 5知 s ，查表 5知 S M P 8 4 0 s MP 0 s （ 2）螺栓組 受到剪力 F 和力矩（ ），設(shè)剪力 F 分在各個(gè)螺栓上的力為矩 T 分在各個(gè)螺栓上的分力為螺栓軸線到螺栓組對(duì)稱中心的距離為 r,即 o 5 0 由圖可知，螺栓 最大 受力 o 5(o 222m a x a x i a x 故 40 的剪切強(qiáng)度不滿足要求， 不可靠。 5知一個(gè)托架的邊板用 6 個(gè)螺栓與相鄰的機(jī)架相連接。托架受一與邊 板螺栓組的垂直對(duì)稱軸線相平行、距離為 250小為 60載荷作用?，F(xiàn)有如圖 5示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔用螺栓連接，試問(wèn)哪一種布置形式所用的螺栓直徑最小？為什么？ 解 螺栓組 受到剪力 F 和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力 F 分在各個(gè)螺栓上的力為矩 T 分在各個(gè)螺栓上的分力為a）中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為 r，即 r=125mm a）圖可知，最左的螺栓受力最大 a x b）方案中 FF 521 2 5421 2 52101 2 521 2 5102 5 06062223223612m a a xm a x 由（ b）圖可知，螺栓受力最大為 0c 222m a x 直徑較?。┎贾眯问剿玫穆菟芍捎茫ㄓ?m a 5第六章 鍵 、 花鍵 、無(wú)鍵 連接 和銷(xiāo)連接 習(xí)題答案 6一直徑 d 的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度 ，工作時(shí)有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計(jì)算其允許傳遞的最大扭矩。 解 根據(jù)軸徑 d ，查表得 所用鍵的剖面尺寸為 b ， h 根據(jù)輪轂長(zhǎng)度 1 .5 取鍵的公稱長(zhǎng)度 鍵的標(biāo)記 鍵 79109622 鍵的工作長(zhǎng)度為 6 8 m 鍵與輪轂鍵槽接觸高度為 2荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力 110 102 3 變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為 10806872000 pm a x k 第 八 章 帶傳動(dòng) 習(xí)題答案 8V 帶傳動(dòng)的 ，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù) 51.0角 1801 ，初拉力F 。試問(wèn)：（ 1）該傳動(dòng)所能傳 遞的最大有效拉力為多少？（ 2）若 ，其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？（ 3）若傳動(dòng)效率為 性滑動(dòng)忽略不計(jì)，從動(dòng)輪輸出效率為多少？ 解 01 0 82 V 帶傳動(dòng)傳遞效率 ，帶速 ，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即 21 ，試求緊邊拉力 1F 、有效拉力 解 1000FP e010 0 01 00 0 PF e 且1 5 0 0 0221 1 1 25 00210 有一 帶式輸送裝置，其異步電動(dòng)機(jī)與齒輪減速器之間用普通 V 帶傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率 P=7速 ，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速 ，允許誤差為 %5 ，運(yùn)輸裝置工作時(shí)有輕度沖擊，兩班制工作，試設(shè)計(jì)此帶傳動(dòng)。 解 （ 1） 確定計(jì)算功率得工作情況系數(shù) K ，故 2）選擇 V 帶的帶型 根據(jù)1n ，由圖 8用 B 型。 （ 3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d，并驗(yàn)算帶速 由表 8 8主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 算帶速 60180100060 11 計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 n 4）確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長(zhǎng)度式 21021 27.0 ，初定中心距 a。 計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 際中心距 a 21422405502 00 50 。 （ 5）驗(yàn)算小帶輪 上的包角 1 90147563 21 （ 6）計(jì)算帶的根數(shù) z 計(jì)算單根 V 帶的額定功率 由 nd d 和，查表 8 1 帶，查表得和查表 8 ，表 8 1k L ，于是 0 ( 計(jì)算 V 帶的根數(shù) z 根。 （ 7）計(jì)算單根 V 帶的初拉力 的最小值 B 型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q ，所以 30 4 3 3 0k 0 22m i q z 8）計(jì)算壓軸力 i i m i p（ 9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（略） 第 九 章 鏈傳動(dòng) 習(xí)題答案 9鏈傳動(dòng)傳遞的功率 ，主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n ，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n ，載荷平穩(wěn)，定期人工潤(rùn)滑，試設(shè)計(jì)此鏈傳動(dòng)。 解 （ 1） 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù) 191 z ，大鏈輪的齒數(shù) 6519144812112 2）確定計(jì)算功率 由表 9得 K ，由圖 9得 52.1單排鏈，則計(jì)算功率為 3）選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 根據(jù) m nP ，查圖 9選 16A，查表 9條節(jié)距 p （ 4）計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 7 07 6 030()5030(0 a，相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為 114 查表 9中 心距計(jì)算系數(shù) f ，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為 565191 1 4 5 p（ 5）計(jì)算鏈速 ，確定潤(rùn)滑方式 1 和鏈號(hào) 16A，查圖 9知應(yīng)采用定期人工潤(rùn)滑。 （ 6）計(jì)算壓軸力 10001000 pF 5.1壓軸力為 KF 知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n ，齒數(shù) 211 z ，從動(dòng)鏈齒數(shù) 992 z ，中心距 a ，滾子鏈極限拉伸載荷為 作情況系數(shù) 1AK ，試求鏈條所能傳遞的功率。 解 由 F ，查表 9 p ，鏈型號(hào) 16A 根據(jù) m ，查圖 9額定功率 11 z 查圖 9 45.1且 15 zA P 第 十 章 齒輪傳動(dòng) 習(xí)題答案 10分析圖 10示的齒輪傳動(dòng)各齒輪所受的力（ 用受力圖表示各力的作用位置及方向 ） 。 解 受力圖如下圖 ： 補(bǔ)充題： 如圖（ b），已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪 0,20,5 521 ，標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪 24,6 3 zm n ，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消， 應(yīng)為多少？并計(jì)算 2、 3 齒輪各分力大小。 解 （ 1）齒輪 2 的軸向力 ： 222222222 s i nt s i nt i nt 齒輪 3 的軸向力： s i a nc o a a 3232 ,20, nR s 33222 即 2 23 s in n 由 22 2 2 8 2 s i nt i n 2 23 （ 2）齒輪 2 所受各力 ： 3 . 7 6 5 2 3522222 5 0 8 k st 3222 FF i nt 3222 FF o s 107 6 o FF 所受各力： o o o 53232333 st 333 FF o s 20t a a a n 33333 333 10計(jì)銑床中的一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)，已知 54,26m in, 5 0,111 壽命小齒輪相對(duì)其軸的支承為不對(duì)稱布置，并畫(huà)出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。 解 (1) 選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 銑床為一般機(jī)器，速度不高，故選用 7 級(jí)精度（ 材料選擇。由表 10擇小齒輪材料為 40質(zhì)），硬度為 280齒輪材料為 45 剛（調(diào)質(zhì)），硬度為 240者材料硬度差為 40 （ 2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 3211t 1）確定公式中的各計(jì)算值 試選載荷系數(shù) K計(jì)算小齒輪傳遞的力矩 1151 n 小齒輪作不對(duì)稱布置，查表 10取 0.1由表 10得材料的彈性影響系數(shù) Z 由圖 10齒面 硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 齒數(shù)比 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 911 0 0 011 4 5 06060 由圖 10接觸疲勞壽命系數(shù) K 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1% ， 安全系數(shù) 1S M P i M P i 算 計(jì)算小齒輪分度圓直徑1入 較小值 23211t 計(jì)算圓周速度 1t 計(jì)算尺寬 b d 計(jì)算尺寬與齒高之比 7 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù) ， 7 級(jí)精度，查 圖 10動(dòng)載荷系數(shù) 2.11 0得使用系數(shù) K 由表 10插值法查得 K，查圖 10 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 31計(jì)算模數(shù) m .2m 幾何尺寸計(jì)算 分度圓直徑： 中心距： 35652 21 3 9 2 12 （ 3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 由圖 10得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖 10彎曲疲勞壽命 K。 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) M P S M P S 算載荷系數(shù) 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10得 校核彎曲強(qiáng)度 根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式 112進(jìn)行校核 11 1 M P 3 9 70 5 21 1 M P 3 9 所以滿足彎曲強(qiáng)度，所選參數(shù)合適。 10 齒 輪 減 速 器 的 斜 齒 輪 圓 柱 齒 輪 傳 動(dòng) ， 已 知 n ，兩齒輪的齒數(shù)為m ,6,229,1 0 8,24 21 160n ， 8 級(jí)精度，小齒輪材料為 38調(diào)質(zhì)）， 大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），壽命 20 年（設(shè)每年 300 工作日），每日兩班制，小齒輪相對(duì)其軸的支承為對(duì)稱布置，試計(jì)算該齒輪傳動(dòng)所能傳遞的功率。 解 （ 1） 齒輪材料硬度 查表 10根據(jù)小 齒輪材料為 38調(diào)質(zhì)）， 小齒輪 硬度 217269齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度 217255 2）按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算 2311 12 d 計(jì)算 小齒輪的分度圓直徑 5229co s 624co n 計(jì)算 齒 寬系數(shù) 0 9 51 6 01 d 由表 10 21M Z ，由圖 10取區(qū)域系數(shù) Z 由圖 10齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 齒數(shù)比 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 811 由圖 10接觸疲勞壽命系數(shù) K 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1% ，安全系數(shù) 1S M P i M P i 由圖 10得 則 計(jì)算齒輪的圓周速度 1 算尺寬與齒高之比229co 5co z dm 根據(jù) ， 8 級(jí)精度，查 圖 10動(dòng)載荷系數(shù) 22.10查得 由表 10得使用系數(shù) K 由表 10得 K按 查得 由 K，查圖 10 9 4 8 4 4 6 ,m i 3）按彎曲強(qiáng)度計(jì)算 Y KY 2 211計(jì)算載荷系數(shù) 算縱向重合度 3 8 29t 由圖 10得螺旋角影響系數(shù) Y 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 29co s 24co s 3311 zz v 2229co s 1 0 8co s 3321 zz v 查取齒形系數(shù)0得 由圖 10得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖 10彎曲疲勞壽命 K。 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) M P S M P S 計(jì)算大、小齒輪的 加以比較 5111 5 822 2 取 m Y 由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩 Y KY 4）齒輪傳動(dòng)的功率 取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值 即 T 611 十一章 蝸桿傳動(dòng) 習(xí)題答案 11分析圖 11示蝸桿傳動(dòng)中各軸的回轉(zhuǎn)方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向。 解 各軸的回轉(zhuǎn)方向如下圖所示，蝸輪 2、 4 的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖 11計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，傳 遞效率 m 0,1 傳動(dòng)比 23i ，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為 20滲碳淬火，硬度 。蝸輪材料為 金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作 8h，要求工作壽命為 7 年（每年按 300 工作日計(jì)）。 解 （ 1） 選擇蝸桿傳動(dòng)類(lèi)型 根據(jù) 10085推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿（ （ 2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 322 確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 21z ，估取效率 ，則 5 2 0 2162262 確定載荷系數(shù) K 因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù) 1K；由表 11取使用系數(shù) 1由于轉(zhuǎn)速不高，無(wú)沖擊，可取動(dòng)載系數(shù) K，則 確定彈性影響系數(shù) 蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故 21Z 確定接觸系數(shù)圖 11可查得 9.2確定許用接觸應(yīng)力 由表 11查得蝸輪的基 本許用應(yīng)力 應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 72 8 35 M P N 計(jì)算中心距 5 2 0 a 取中心距 a ，因 23i ，故從表 11取 模數(shù) 8mmm ，蝸桿分度圓直徑d 。 此時(shí) ，從圖 11查取接觸系數(shù) 因?yàn)?Z ，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。 （ 3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 蝸桿頭數(shù) 21z ，軸向齒距 徑系數(shù) 10q ； 齒頂圓直徑11 齒根圓直徑 11 分度圓導(dǎo)程角361811 ；蝸桿軸向齒厚 mS a 。 蝸輪 蝸輪齒數(shù) 472 z ；變位系數(shù) x 驗(yàn)算傳動(dòng)比 時(shí)傳動(dòng)比誤差 %，是允許的。 蝸輪分度圓 直徑 蝸輪喉圓直徑 2 6222 2 ag 4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 61511c o s 47c o s 3322 zz 圖 11可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 9 19 0 01 Y 許用彎曲應(yīng)力 從表 11查得由 造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力 壽命系數(shù) M P 校核齒根 彎曲疲勞強(qiáng)度 （ 5）驗(yàn)算效率 t an t f a rc t a n;361811 ；61811c o 6080c o 1 1用插值 法查得 0238.048v，代入式得 ，大于原估計(jì)值，因此不用 重算。 第十三章 滾動(dòng)軸承 習(xí)題答案 13說(shuō)明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級(jí)最高？哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)不能承受徑向載荷？ 4 6207 30207 51301 解 4、 6207、 30207 的內(nèi)徑均為 3551301 的內(nèi)徑為 54 的公差等級(jí)最高； 6207承受徑向載荷能力最高； 4 不能承受徑向載荷。 13據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用 25 的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖 13示正裝。軸頸直徑d ，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速 n ，已知兩軸承的徑向載荷分別為 外加軸向載荷 作用方向指向軸承 1，試確定其工作壽命。 解 （ 1） 求兩軸承的計(jì)算軸向力125 的角接觸球軸承 ，按表 13承派生軸向力F 68.0e 0 53 3 9 4 0 78 7 0, 0 5m a x,m a 3 58 7 0 5, 7m a x,m a 2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 1P 和 21P 4 0 3 522由表 13得徑向動(dòng)載荷 系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為 對(duì)軸承 1 11X 01Y 對(duì)軸承 2 X Y 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表 13 5.1 8 0 503 3 9 1 3 4 （ 3）確定軸承壽命 由于題目中沒(méi)給出在軸承的具體代號(hào)，這里假設(shè)選用 7207軸承手冊(cè)得基本額定載荷 ，因?yàn)?21 ，所以按軸承 1 的受力大小驗(yàn)算 0 0 0180060106010 36316 將圖 13的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號(hào)為 30207。其他條件同例題 13驗(yàn)算軸承的壽命。 解 （ 1） 求兩軸承受到的徑向載荷 1 2將 軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（下圖 b）和水平面（下圖 a）兩個(gè)平面力系。其中：圖 c 中的 a 中的訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫(huà)出）。 (c)(b)(a)F r 1 VF r 2 VF r 1 VF r 2 (F 320200由力分析可知： 59 0 0 00 5 62 2 0 0 22 22 2）求兩軸承的計(jì)算軸向力10207 的 37.0e ， ， 1 2 24 0 0, 3m a x,m a 24 0 3, 2m a x,m a 3）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 1P 和 2P 9 9 6 5 211 3得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為 對(duì)軸承 1 X 對(duì)軸承 2 12 X 02 Y 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表 13 5.1 1 6 1 （ 4）確定軸承壽命 因?yàn)?21 ，所以按軸承 1 的受力大小驗(yàn)算 6316 故所選軸承滿足壽命要求。 13 軸的一端支 點(diǎn)上原采用 6308 軸承，其工作可靠性為 90%，現(xiàn)需將該支點(diǎn)軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠性提高到 99%，試確定可能用來(lái)替換的軸承型號(hào)。 解 查手冊(cè)得 6308 軸承的基本額定動(dòng)載荷 。查表 13可靠性為 90%時(shí)， 11a ，可靠性為 99%時(shí)， a 。 可靠性為 90%時(shí) 3631610408006