機械設計作業(yè)集答案-第四版-西北工大版

1、機械設計作業(yè)集（第四版）解題指南西北工業(yè)大學機電學院2012.7前言本書是高等教育出版社出版、西北工業(yè)大學濮良貴、紀名剛主編機械設計（第八版）和李育錫主編機械設計作業(yè)集（第三版）的配套教學參考書，其編寫目的是為了幫助青年教師使用好上述兩本教材，并為教師批改作業(yè)提供方便。本書是機械設計課程教師的教學參考書，也可供自學機械設計課程的讀者和考研學生參考。機械設計作業(yè)集已經(jīng)使用多年，希望廣大教師將使用中發(fā)現(xiàn)的問題和錯誤、希望增加或刪去的作業(yè)題、以及對機械設計作業(yè)集的改進建議告知編者（電子信箱：），我們會認真參考，努力改進。本書由李育錫編寫，由于編者水平所限，誤漏之處在所難

2、免，敬請廣大使用者批評指正。編者2012.7目錄第三章機械零件的強度（1）第四章摩擦、磨損及潤滑概述（5）第五章螺紋連接和螺旋傳動（6）第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接（9）第七章鉚接、焊接、膠接和過盈連接（11）第八章帶傳動（15）第九章鏈傳動（18）第十章齒輪傳動（19）第十一章蝸桿傳動（24）第十二章滑動軸承（28）第十三章滾動軸承（30）第十四章聯(lián)軸器和離合器（34）第十五章軸（36）第十六章彈簧（41）機械設計自測試題（43）第三章機械零件的強度31表面化學熱處理；高頻表面淬火；表面硬化加工；32（3）；33截面形狀突變；增大； 34 （1）；（1）； 35 （1）；36 答：零件上

3、的應力接近屈服極限，疲勞破壞發(fā)生在應力循環(huán)次數(shù)在103104范圍內，零件破壞斷口處有塑性變形的特征，這種疲勞破壞稱為低周疲勞破壞，例如飛機起落架、火箭發(fā)射架中的零件。零件上的應力遠低于屈服極限，疲勞破壞發(fā)生在應力循環(huán)次數(shù)大于 104時，零件破壞斷口處無塑性變形的特征，這種疲勞破壞稱為高周疲勞破壞，例如一般機械上的齒輪、軸承、螺栓等通用零件。37 答：材料的持久疲勞極限 r 所對應的循環(huán)次數(shù)為 ND，不同的材料有不同的 ND值，有時 ND很大。為了便于材料的疲勞試驗，人為地規(guī)定一個循環(huán)次數(shù) N0，稱為循環(huán)基數(shù)，所對應的極限應力r稱為材料的疲勞極限。 r 和 ND為材料所固有的性質，通常是不知道的

4、，在設計計算時，當 N N0時，則取rN= r。38 答：圖 a 中 A 點為靜應力， r = 1 。圖 b 中 A 點為對稱循環(huán)變應力， r = 1。圖 c 中 A 點為不對稱循環(huán)變應力， 1 r 103時，在一定的應力變化規(guī)律下，如果極限應力點落在極限應力線圖中的屈服曲線 GC 上時，也應按靜強度條件計算；如果極限應力點落在極限應力線圖中的疲勞曲線 AG 上時，則應按疲勞強度條件計算；312 答：在單向穩(wěn)定變應力下工作的零件，應當在零件的極限應力線圖中，根據(jù)零件的應力變化規(guī)律，由計算的方法或由作圖的方法確定其極限應力。313 答：該假說認為零件在每次循環(huán)變應力作用下，造成的損傷程度是可以累

5、加的。應力循環(huán)次數(shù)增加，損傷程度也增加，兩者滿足線性關系。當損傷達到 100時，零件發(fā)生疲勞破壞。疲勞損傷線性累積假說的數(shù)學表達式為ni/Ni1。314 答：首先求出在單向應力狀態(tài)下的計算安全系數(shù)，即求出只承受法向應力時的計算安全系數(shù)S和只承受切向應力時的計算安全系數(shù)S，然后由公式（335）求出在雙向應力狀態(tài)下的計算安全系數(shù)Sca，要求 ScaS（設計安全系數(shù)）。315 答：影響機械零件疲勞強度的主要因素有零件的應力集中大小，零件的尺寸，零件的表面質量以及零件的強化方式。提高的措施是：1）降低零件應力集中的影響；2）提高零件的表面質量；3）對零件進行熱處理和強化處理；4）選用疲勞強度高的材料；

6、5）盡可能地減少或消除零件表面的初始裂紋等。316 答：結構內部裂紋和缺陷的存在是導致低應力斷裂的內在原因。317 答：應力強度因子 KI表征裂紋頂端附近應力場的強弱，平面應變斷裂韌度 KIC表征材料阻止裂紋失穩(wěn)擴展的能力。若 KI KIC，則裂紋不會失穩(wěn)擴散；若 KI KIC，則裂紋將失穩(wěn)擴展。318 解：已知 B= 750MPa ，s= 550MPa ， 1=350MPa ，由公式（3-3），各對應循環(huán)次數(shù)下的疲勞極限分別為 1N 1= mN09= 350 5106=583 .8 MPa因此，取 1N1=550MPa = s1N1510946s1N 2=m1mNN02=3505105109

7、5= 452 MPa= N0=3505106= 271 MPa 因此，取N13N13= 350MPa = 1 。1N351071319 解：1確定有效應力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)和表面質量系數(shù)查附表 32，由 D / d = 48 / 40 = 1.2 ， r / d = 3/ 40 = 0.075 ，用線性插值法計算 和 。(0.075 0.04 ) (1.62 2.09 ) =2.09 + =1 .66 +0 .10 0 .04(0 .075 0 .04 ) (1.33 1 .66 )0 .10 0 .04= 1.82= 1 .47查附圖 31，由B= 650MPa ， r = 3mm ，查得

8、q= 0.84 ， q= 0.86，由公式（附 34），有效應力集中系數(shù)k= 1+ q(1) = 1+ 0.84 (1.82 1) = 1.69k= 1 +(q1) = 1 + 0.86 (1.47 1) = 1.40查附圖 32，取 =0.77 。查附圖 33，取 =0.86 。查附圖 34，取 =0.86 。零件不強化處理，則 q= 1 。2計算綜合影響系數(shù)由公式（3-12）和（3-14b），綜合影響系數(shù)K= (k+1 1)1= (1.69+11)1=2.36 q0.770.861K= (k+11)1= (1.40+111) =1.79320 解：1計算法q0.860.861已知 max=

9、 190MPa ， min= 110MPa ， m和 a分別為+190110m=maxmin=+=150MPa22 190110a=由公式（3-21），計算安全系數(shù)maxmin=40MPa22Sca=+1()Km=300 + (2.0 0.2)150=1.52圖解法K(+ma)2.0 (150 + 40)由公式（3-6）知，脈動循環(huán)的疲勞極限0為2123000=1+ =1+ 0.2=500MPa5001=300=K2.0150MPa；2 K0=2 2 . 0=125MPa根據(jù)點 A （0，150）、點 D （250，125）和點 C （360，0）繪出零件的極限應力線圖。過工作應力點 M （1

10、50，40），作垂線交 AG 線于 M 點，則計算安全系數(shù)+=MM=+150135=Scam+a+1.5MM15040ma321 解：1求計算安全系數(shù) Sca題解 320 圖由公式（3-31），由于 3 1 ，對材料的壽命無影響，故略去。計算應力=m1Z919=caN0i=1m=nii5106(104 5009+ 105 400 )3275.5MPa由公式（333），試件的計算安全系數(shù)Sca=1=350= 1.272求試件破壞前的循環(huán)次數(shù) nca275.5由公式（31 a）各疲勞極限rN所對應的循環(huán)次數(shù) N 分別為N1= N063509=(1)m= 5 10(1500)N= N350=20(1

11、)m= 5 106(2400350)N= N069=(1)m= 5 10(由公式（328），試件破壞前的循環(huán)次數(shù)450)n1n = (1n24105105322 解：N1N2)N = (1)= 4.6101計算平均應力和應力幅材料的彎曲應力和扭轉切應力分別為Mb=M=300103= 46.88MPaWT0.1d3T0.14033=WT=0 .2d3=800100 .2403= 62.5MPa彎曲應力為對稱循環(huán)變應力，故 m=0，a= b= 46.88MPa 。扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故m= a= 0.5=0.5 62.5=31.25MPa。2求計算安全系數(shù)由公式（317），零件承受單向應力

12、時的計算安全系數(shù)S= 1+=355=3.44S=Ka 1m=2.2 46.88 + 0.20200=3.37Ka+m1.8 31.25 + 0.1 31.25由公式（335），零件承受雙向應力時的計算安全系數(shù)Sca=SS22=3.44 3.372=2.41323 答：由式（344），可靠性系數(shù)為=+SSrs=3.442+ 3.37600525= 1.52+22+24030rs由附表 312 查得對應的可靠度 R=(1.5)=0.93319441（略）42 答：第四章摩擦、磨損及潤滑概述膜厚比是指兩滑動表面間的最小公稱油膜厚度與兩表面輪廓的均方根偏差的比值，邊界摩擦狀態(tài)時1，流體摩擦狀態(tài)時3，混

13、合摩擦狀態(tài)時 13。43（略）44 答：潤滑劑的極性分子吸附在金屬表面上形成的分子膜稱為邊界膜。邊界膜按其形成機理的不同分為吸附膜和反應膜，吸附膜是由潤滑劑的極性分子力（或分子的化學鍵和力）吸附于金屬表面形成的膜，反應膜是由潤滑劑中的元素與金屬起化學反應形成的薄膜。在潤滑劑中加入適量的油性添加劑或極壓添加劑，都能提高邊界膜強度。45 答：零件的磨損過程大致分為三個階段，即磨合階段、穩(wěn)定磨損階段以及劇烈磨損階段。磨合階段使接觸輪廓峰壓碎或塑性變形，形成穩(wěn)定的最佳粗糙面。磨合是磨損的不穩(wěn)定階段，在零件的整個工作時間內所占比率很小。穩(wěn)定磨損階段磨損緩慢，這一階段的長短代表了零件使用壽命的長短。劇烈磨

14、損階段零件的運動副間隙增大，動載荷增大，噪聲和振動增大，需更換零件。46 答：根據(jù)磨損機理的不同，磨損分為粘附磨損，磨粒磨損，疲勞磨損，沖蝕磨損，腐蝕磨損和微動磨損等，主要特點略。47 答：潤滑油的粘度即為潤滑油的流動阻力。潤滑油的粘性定律：在液體中任何點處的切應力均與該處流體的速度梯度成正比（即 = u y）。在摩擦學中，把凡是服從粘性定律的流體都稱為牛頓液體。48 答：粘度通常分為以下幾種：動力粘度、運動粘度、條件粘度。按國際單位制，動力粘度的單位為Pas（帕u31186X），運動粘度的單位為m2/s，在我國條件粘度的單位為Et（恩氏度）。運動粘度t與條件粘度E的換算關系見式（45）；動力

15、粘度與運動粘度t的關系見式（44）。49 答：潤滑油的主要性能指標有：粘度，潤滑性，極壓性，閃點，凝點，氧化穩(wěn)定性。潤滑脂的主要性能指標有：錐入度（稠度），滴點。410 答：在潤滑油和潤滑脂中加入添加劑的作用如下：1） 提高潤滑油的油性、極壓性和在極端工作條件下更有效工作的能力。2） 推遲潤滑劑的老化變質，延長潤滑劑的正常使用壽命。3）改善潤滑劑的物理性能，例如降低凝點，消除泡沫，提高粘度，改善其粘溫特性等。411 答：流體動力潤滑是利用摩擦面間的相對運動而自動形成承載油膜的潤滑。流體靜力潤滑是從外部將加壓的油送入摩擦面間，強迫形成承載油膜的潤滑。流體靜力潤滑的承載能力不依賴于流體粘度，故能用

16、低粘度的潤滑油，使摩擦副既有高的承載能力，又有低的摩擦力矩。流體靜力潤滑能在各種轉速情況下建立穩(wěn)定的承載油膜。412 答：5流體動力潤滑通常研究的是低副接觸零件之間的潤滑問題。彈性流體動力潤滑是研究在相互滾動（或伴有滑動的滾動）條件下，兩彈性體之間的潤滑問題。流體動力潤滑把零件摩擦表面視為剛體，并認為潤滑劑的粘度不隨壓力而改變。彈性流體動力潤滑考慮到零件摩擦表面的彈性變形對潤滑的影響，并考慮到潤滑劑的粘度隨壓力變化對潤滑的影響。第五章螺紋連接和螺旋傳動51大徑；中徑；小徑； 52 （3）；（1）；（1）；（3）；53（2）； 54 90 ；螺紋根部； 55 （3）； 56 （4）；57 答：常

17、用螺紋有普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋、矩形螺紋和鋸齒形螺紋等。前兩種螺紋主要用于連接，后三種螺紋主要用于傳動。對連接螺紋的要求是自鎖性好，有足夠的連接強度；對傳動螺紋的要求是傳動精度高，效率高，以及具有足夠的強度和耐磨性。58 答：螺紋的余留長度越長，則螺栓桿的剛度 Cb越低，這對提高螺栓連接的疲勞強度有利。因此，承受變載荷和沖擊載荷的螺栓連接，要求有較長的余留長度。59（略）510 答：普通螺栓連接的主要失效形式是螺栓桿螺紋部分斷裂，設計準則是保證螺栓的靜力拉伸強度或疲勞拉伸強度。鉸制孔用螺栓連接的主要失效形式是螺栓桿和孔壁被壓潰或螺栓桿被剪斷，設計準則是保證連接的擠壓強度和螺栓的剪切強度。5

18、11 答：螺栓頭、螺母和螺紋牙的結構尺寸是根據(jù)與螺桿的等強度條件及使用經(jīng)驗規(guī)定的，實踐中很少發(fā)生失效，因此，通常不需要進行強度計算。512 答：普通緊螺栓連接所受軸向工作載荷為脈動循環(huán)時，螺栓上的總載荷為不變號的不對稱循環(huán)變載荷，0 r 1；所受橫向工作載荷為脈動循環(huán)時，螺栓上的總載荷為靜載荷， r = 1。513 答：螺栓的性能等級為 8.8 級，與其相配的螺母的性能等級為 8 級（大直徑時為 9 級），性能等級小數(shù)點前的數(shù)字代表材料抗拉強度極限的1/100（B/100），小數(shù)點后面的數(shù)字代表材料的屈服極限與抗拉強度極限之比值的 10 倍（10S/B）。514 答：在不控制預緊力的情況下，螺

19、栓連接的安全系數(shù)與螺栓直徑有關，螺栓直徑越小，則安全系數(shù)取得越大。這是因為扳手的長度隨螺栓直徑減小而線性減短，而螺栓的承載能力隨螺栓直徑減小而平方性降低，因此，用扳手擰緊螺栓時，螺栓直徑越細越易過擰緊，造成螺栓過載斷裂。所以小直徑的螺栓應取較大的安全系數(shù)。515 答：降低螺栓的剛度或增大被連接件的剛度，將會提高螺栓連接的疲勞強度，降低連接的緊密性；反之則降低螺栓連接的疲勞強度，提高連接的緊密性。516 答：6降低螺栓的剛度，提高被連接件的剛度和提高預緊力，其受力變形線圖參見教材圖 528c。517 答：在螺紋連接中，約有 1/3 的載荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺紋牙幾乎不承受載荷。因此采用

20、螺紋牙圈數(shù)過多的加厚螺母，并不能提高螺紋連接的強度。采用懸置螺母，環(huán)槽螺母，內斜螺母以及鋼絲螺套，可以使各圈螺紋牙上的載荷分布趨于均勻。518 答：滑動螺旋的主要失效形式是螺紋磨損，滑動螺旋的基本尺寸為螺桿直徑和螺母高度，通常是根據(jù)耐磨性條件確定的。519（略）520答：1公式中螺栓數(shù) z = 8 錯誤，應當取 z = 4 。2螺紋由 d1 9.7mm 圓整為 d = 10mm 錯誤，應當根據(jù)小徑 d1 9.7mm ，由螺紋標準中查取螺紋大徑 d 。521 解：6.8 級螺栓的屈服極限s=480MPa，許用應力s/s480/3160MPa。由式（528），螺栓上的預緊力 d216010.106

21、2 NF01= 9872由式（59），最大橫向力F522（略）523解：1計算單個螺栓的工作剪力1.34F0fziKs=1.349872 0.2 21=1.23291 NF =2T=2 630103=2423N2確定許用應力zD4130聯(lián)軸器的材料為鑄鐵 HT200，B= 200MPa ，設聯(lián)軸器工作時受變載荷，查表 5-10，取 Sp= 3 。螺栓的性能等級為 8.8 級， s= 640MPa ，查表 5-10，取S=5 ，許用應力B200s640 =66.7MPa； = 128MPa3驗算連接強度pSp3S5查手冊，鉸制孔用螺栓 GB/T 27-88 M1260，光桿部分的直徑 d0= 1

22、3mm ，光桿部分的長度為 602238mm，因此連接處的最小擠壓高度 Lmin= 18mm ，由公式（5-35），接合面的擠壓應力p=FdL0min2423=1318=10.35MPa p由公式（5-36），螺栓桿的剪切應力4F = -120d-24020滿足強度條件。524解：Cb=42423 132=18.25MPa 0 。4）應驗算底板在橫向力作用下是否會滑移，要求摩擦力 Ff F2。8527答：題解 526 圖a)參見教材圖 5-3b； b）參見教材圖 5-3a ； c）參見教材圖 5-2b，螺栓應當反裝，可以增大 Lmin；d)參見教材圖 5-4；e) 參見教材圖 5-6；f）參見

23、教材圖 5-3b，螺釘上方空間應增大，以便裝拆螺釘。改正圖從略。第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接61（4）；62接合面的擠壓破壞；接合面的過度磨損；63（4）；64小徑；齒形；65 （4）；66 答：薄型平鍵的高度約為普通平鍵的6070，傳遞轉矩的能力比普通平鍵低，常用于薄壁結構，空心軸以及一些徑向尺寸受限制的場合。67 答：半圓鍵的主要優(yōu)點是加工工藝性好，裝配方便，尤其適用于錐形軸端與輪轂的鏈接。主要缺點是軸上鍵槽較深，對軸的強度削弱較大。一般用于輕載靜連接中。68答：兩平鍵相隔 180u24067X置，對軸的削弱均勻，并且兩鍵的擠壓力對軸平衡，對軸不產生附加彎矩，受力狀態(tài)好。兩楔鍵相隔 9

24、0 120布置。若夾角過小，則對軸的局部削弱過大；若夾角過大，則兩個楔鍵的總承載能力下降。當夾角為 180u26102X，兩個楔鍵的承載能力大體上只相當于一個楔鍵的承載能力。因此，兩個楔鍵間的夾角既不能過大，也不能過小。半圓鍵在軸上的鍵槽較深，對軸的削弱較大，不宜將兩個半圓鍵布置在軸的同一橫截面上。故可將兩個半圓鍵布置在軸的同一母線上。通常半圓鍵只用于傳遞載荷不大的場合，一般不采用兩個半圓鍵。69 答：軸上的鍵槽是在銑床上用端銑刀或盤銑刀加工的。輪轂上的鍵槽是在插床上用插刀加工的，也可以由拉刀加工，也可以在線切割機上用電火花方法加工。610 答：因為動連接的失效形式為過度磨損，而磨損的速度快慢

25、主要與壓力有關。壓力的大小首先應滿足靜強度條件，即小于許用擠壓應力，然后，為了使動連接具有一定的使用壽命，特意將許用壓力值定得較低。如果動連接的相對滑動表面經(jīng)過淬火處理，其耐磨性得到很大的提高，可相應地提高其許用壓力值。611 答：靜連接花鍵的主要失效形式是工作面被壓潰，動連接花鍵的主要失效形式是工作面過度磨損，靜連接按式（65）計算，動連接按式（66）計算。9612 答：脹套串聯(lián)使用時，由于各脹套的脹緊程度有所不同，因此，承受載荷時各個脹套的承載量是有區(qū)別的。所以，計算時引入額定載荷系數(shù) m 來考慮這一因素的影響。613 答：銷的類型和應用場合略，銷連接的失效形式為銷和孔壁的擠壓破壞以及銷的

26、剪斷。614 答：定位用銷的尺寸按連接結構確定，不做強度計算。連接用銷的尺寸根據(jù)連接的結構特點按經(jīng)驗或規(guī)范確定，必要時校核其剪切強度和擠壓強度。安全銷的直徑按過載時被剪斷的條件確定。615 答：1鍵的工作長度 l = 180 22 = 158mm 錯誤，應當為 l = 130 22 / 2 5 = 114mm 。2許用擠壓應力p = 110MPa 錯誤，應當為 P = 40MPa 。616 解：1確定聯(lián)軸器處鍵的類型和尺寸選 A 型平鍵，根據(jù)軸徑 d = 70mm ，查表 6-1 得鍵的截面尺寸為： b = 20mm ， h = 12mm ，取鍵長L = 110mm ，鍵的標記為：鍵 2011

27、0 GB/T 1096-2003。2校核連接強度聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，查表 6-2，取 p = 55MPa ， k = 0.5h =110 20 = 90mm ，由公式（6-1），擠壓應力0.512 = 6mm ， l = L b =2000T20001000滿足強度條件。pkld=6 9070=52.9MPa p3確定齒輪處鍵的類型和尺寸。選 A 型平鍵，根據(jù)軸徑 d = 90mm ，查表 6-1 得鍵的截面尺寸為： b = 25mm ， h = 14mm ，取鍵長L = 80mm ，鍵的標記為：鍵 2580 GB/T 1096-2003。4校核連接強度齒輪和軸的材料均為鋼，查表 6-2，取

28、p = 110MPa ， k = 0.5h = 0.514 = 7mm ， l = L b= 80 25 = 55mm，由公式（6-1），擠壓應力2000T20001000=57.7MPa 滿足強度條件。617 解：1軸所傳遞的轉矩pkld7 5590p2確定楔鍵尺寸T = Fedd/ 2 = 1500 250 / 2 =187.5Nm根據(jù)軸徑 d = 45mm ，查手冊得鉤頭楔鍵的截面尺寸為： b = 14mm ， h = 9mm ，取鍵長 L = 70mm ，鍵的標記為：鍵 1470 GB/T 1565-1979。3校驗連接強度帶輪的材料為鑄鐵，查表 6-2，取p = 55MPa ，取 f

29、= 0.15，l = L h = 70 9 = 61mm ，由公式（6-3），擠壓應力滿足強度條件。p=12000Tfdbl(b + 6)=12000187.514 61(14 + 6 0.1545)10=48.3MPa p618 解：1計算普通平鍵連接傳遞的轉矩查表 6-1，B 型平鍵的截面尺寸為：b = 28mm ，h = 16mm ，取鍵長 L = 140mm ，k = 0.5h =l = L = 140mm ，由公式（6-1），平鍵連接所允許傳遞的轉矩0.5 16 = 8mm ，kld=8140102100 =5712NmT120002計算花鍵連接傳遞的轉矩p2000查手冊，中系列矩形

30、花鍵的尺寸為：z d D B = 10 9210214 ，C = 0.6mm ， = 0.75 ，l = 150mm ，10292dm=D+ d=+=22遞的轉矩97mm，h =D d C = 2 0.6 = 3.8mm ，由公式（6-5），花鍵連接所允許傳22619 解：T212000zhldmp=12000=0.7510 3.8150 9710020734Nm根據(jù)軸徑 d = 100mm ，查手冊得 Z2 型脹套的尺寸為： d = 100mm ， D = 145mm ，單個脹套的額定轉T=矩9.6kNm，額定軸向力Fa = 192kN ，Z2 型脹套的標記為：Z2-100145 GB/T

31、5876-86。查表 6-4，額定載荷系數(shù) m = 1.8 ，總額定轉矩和總額定軸向力分別為傳遞的聯(lián)合作用力Tn = mT = 1.8 9.6 =Fan = mFa = 1.8 192 =T217.28kNm345.6kN=2+ ( 2000)2=+2000122=FR連接的承載能力足夠。620 答：Fad100(100)F260kN ana)參見教材圖 6-1a； b）兩楔鍵之間的夾角為 90 120； c) 參見教材圖 6-5； d）輪轂無法裝拆，應當改用鉤頭楔鍵，增長軸上的鍵槽； e)半圓鍵上方應有間隙； f) 參見教材圖 6-18b。改正圖從略。621 解：題解 621 圖第七章鉚接、

32、焊接、膠接和過盈連接71 （3）；72 對接焊縫；角焊縫；同一平面內；不同平面內；73 剪切；拉伸；74（4）； 75（3）；76 答：按鉚縫性能的不同分為強固鉚縫，強密鉚縫和緊密鉚縫。強固鉚縫用于以鉚接強度為基本要求的鉚縫；強密鉚縫用于不但要求具有足夠的強度，而且要求保證良好的緊密性的鉚縫；緊密鉚縫用于僅以緊密性為基本要求的鉚縫。77 答：鉚釘連接的破壞形式為鉚釘被剪斷，被鉚板擠壓、剪切、拉伸等破壞。校核鉚釘連接時，應校核被鉚件的拉伸強度條件，校核被鉚件孔壁的擠壓強度條件，以及校核鉚釘?shù)募羟袕姸葪l件，見教材中式（71）、（72）、（73）。78 答：焊縫的強度與被焊件本身的強度之比，稱為焊縫

33、強度系數(shù)。對于對接焊縫，當焊縫與被焊件邊線的夾角 45時，焊縫的強度將不低于母板的強度。79 答：當焊接結構中有角鋼等構件時，因為角鋼截面的形心在角鋼寬度方向上是不對稱的，應該采用不對稱側面焊縫，兩側焊縫的長度按式（75）計算。710（略）711（略）712 答：過盈連接的裝配方法有壓入法和脹縮法，在過盈量相同的情況下，采用脹縮法裝配的過盈連接，可減少或避免損傷配合表面，因此緊固性好。713 答：過盈連接的承載能力是由連接的結構尺寸，過盈量、材料的強度以及摩擦系數(shù)、表面粗糙度、裝配方法等共同決定的。714 答：可主要采取以下幾種措施來提高連接強度：增大配合處的結構尺寸，從而可減小過盈量，降低連

34、接件中的應力；增大包容件和被包容件的厚度，可提高連接強度；改用高強度的材料；提高配合面的摩擦系數(shù)，從而減小過盈量。715 解：1確定許用應力被鉚件的材料為 Q235，查表 7-1，取 = 210MPa ，p = 420MPa 。鉚釘?shù)牟牧蠟?Q215，查表7-1，取 = 180MPa 。2驗算被鉚件的強度被鉚件上的拉伸應力可由下式簡化計算。其中 d = 2= 210 = 20mm 。F3=d=20010=166.7MPa 被鉚件上的擠壓應力(b 3)(180 3 20)10200103p=F=142.9MPa 滿足強度條件。dz20 10712p1驗算鉚釘?shù)募羟袕姸?F3滿足強度條件。716

35、解：1確定許用應力 =2dz=4 200102207=90.9MPa 被焊件的材料為 Q235，采用普通方法檢查焊縫質量，查表 7-3，取 = 180MPa ， = 140MPa 。2校核焊縫強度對接焊縫和搭接焊縫所能承受的載荷分別為F1 b = 17012180 = NF2 0.7b1 = 0.7 80 12 140 = 94080N焊縫所能承受的總載荷F=F1+ F2= + 94080 = N 461kN焊縫所受到的工作載荷 F = 400kN F，滿足強度條件。717 解：1計算最小過盈量 min+0.046+0.169過盈連接的配合為 H7/s6，查手冊得孔公差為 2500。軸公差為

36、250+0.140 ，最小有效過盈量min= 140 46 = 94m 。查表 7-6，表面粗糙度 Ra= 0.8m 對應于 Rz= 3.2m 。由公式（7-12），采用壓入法和脹縮法裝配得到的最小過盈量分別為=+壓入法：minmin2min0.8(Rz1Rz2)脹縮法：= 94 0.8 (3.2 + 3.2) =min= min= 94m88.9m2計算配合面間的最小徑向壓力 pmin包容件的材料為鑄錫磷青銅，查得 E2= 1.13105MPa ， 2= 0.35 。被包容件的材料為鑄鋼，查得E1= 2 105MPa ，1= 0.3 。兩者的剛度系數(shù)分別為2+22+2=dd250210c1=

37、0.3 = 5.49122122dd122250210+2+2c=d2d+=280250+0.35 = 9.21222222d2d280250由公式（7-11），采用兩種方法裝配，配合面間的最小徑向壓力分別為壓入法：pmin=d(c1minc2+3=88.95.49+9.213=3.26MPaEE)10250(55)10脹縮法：pmin=1250(25.49594+9.215210=3)101.13103.45MPa2103計算允許傳遞的最大轉矩 T1.1310由公式（7-9），兩種裝配方法允許傳遞的最大轉矩分別為13壓入法：T2Pmindlf2=3.26 2502 60 0.12=1920Nm脹縮法：718（略）719 解：T3.45 2502 60 0.12=2032Nm1計算切向鍵連接傳遞的轉矩根據(jù)軸徑 d = 100mm ，查手冊得普通切向鍵的尺寸為：t = 9mm ，取 c = 0.7mm ， f= 0.15 ，l = 150mm ，由公式（6-4）普通切向鍵連接所允許傳遞的轉矩1T(0.5 f +0.45)dl(t c)1=100011000 (0.5 0.15 +p0.45)100 150 (9 0.7)100 =6536Nm2計算漸開線花鍵連接傳遞的轉矩漸開線花鍵的參數(shù)為： z = 19 ， h = m = 5mm， l = 15