機(jī)械設(shè)計(jì)第八版經(jīng)典題答案

1、63-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限 $1 180MPa，取循環(huán)基數(shù)N0 5 10 , m 9，試求循環(huán)次數(shù)n分別為7000、25 000620 000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。(T 1 N(T1N解(T 1N180180180373.6MPa324.3MPa227.0MPa3-2已知材料的力學(xué)性能為 $ 260MPa , (r1170MPa ,。0.2，試?yán)L制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解A (0,170)C(260,0)O0002(T102 $11T2 170283.33MPa1 0.2得 d(283.332,283.332)，即 D(141.67,141.67)A 170)根據(jù)點(diǎn)a(

2、0,170) , C(260,0), D(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示(141 67, HI. 7)(2B0. 0) 65-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機(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20kN載荷有較大的變動。試問：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？Q215,若用M6X40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級為8.8，校核螺栓連接強(qiáng)度。31944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，鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對位置，并能承受橫向載荷，增強(qiáng)連接的

3、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)生相對滑移，而普通螺栓連接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。(1)確定M6X 40的許用切應(yīng)力由螺栓材料Q215性能等級8.8，查表5-8，可知640MPa，查表5-10，可知S 3.55.0os640S 3.5 5.0182.86 128 MPaop 亙 640426.67MPaP Sp 1.5(2)螺栓組受到剪力F和力矩(TFL)，設(shè)剪力f分在各個(gè)螺栓上的力為 F，轉(zhuǎn)矩t分在各個(gè)螺栓上的分力為Fj ,各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為 r,即r1502 cos 4575.2mmFiFj丄F8FL1丄 202.5kN8320 3

4、00 108r8 75,2 105 2kN由圖可知，螺栓最大受力Fmax. Fi2Fj2 2FiFj cos 92.52 (5-2)22 2.5 5 2 cos459.015kNmax39.015 103 26 10pF max39.015 10min6 103 11.4 10 3131.8 op故M6X 40的剪切強(qiáng)度不滿足要求，不可靠。5-6已知一個(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稱軸線相平行、距離為250mm大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最??？為什么？5-7圖5

5、-52所示為一拉桿螺紋聯(lián)接。已知拉丁所受的載荷F=56KN載荷穩(wěn)定，拉丁材料為Q235鋼，試設(shè)計(jì)此聯(lián)接。解螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為 Fj（a）中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為 r，即r=125mmFjF6010kN66FL6025010 36r612510 320kN由（a）圖可知,最左的螺栓受力最大FiFj10 20 30kN（b）方案中Fi1f660 10kNF jmaxMr max62rii 1FLr max62rii 1125空 1252106由（b）圖可知，螺栓受力最大為FmaxVFi2 Fj2 2FjFjC0sB24.39kN

6、102 (24.39)2 2 10 24.39 拾 33.63kN由d。4Fmax可知采用（a）布置形式所用的螺栓 直徑較小口 a1科解 該題屬于松螺栓聯(lián)接的題目。拉伸強(qiáng)度條件為拉桿材料為Q235,其b二95肝孔456x10- = 27,4/ -x95xlOe4所耳甲螺性選用的直徑dWOnir.5-8兩塊金屬板用兩個(gè)M12的普通螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù) f=0.3,螺栓預(yù)緊力控制在其屈服極限的 70%螺栓用性能等級為4.8的 中碳鋼制造，求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。解 螺栓數(shù)目為占接合面數(shù)為1取防滑系教為島爲(wèi)性能等級為4上的琥鋼巧=32OPa,則IS柱所需預(yù)緊力用為;代2咲5-9受軸向載荷

7、的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預(yù)緊力Fo=15000N,當(dāng)受軸向工作載荷F= 10 000N時(shí)，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內(nèi)的工作壓力P=01MPa缸蓋與缸體均為鋼制，直徑 D1=350mm,D2=250mfa、下凸緣厚均為25mm試設(shè)計(jì)此聯(lián)接。s (1)爛定螺柱數(shù)藝嗣直任乩”查敘材5-5,強(qiáng)栓間距IF,取杠匸陰取齊匕I煤崖閭距螺住冒徑肚和兀二勺2/&=L$撫伽n瑕d=lbrim+*J(2；選擇螺性性戢等級 翳螺栓性能等級揃B, 8級，査載林養(yǎng)5T島廿算煤柱上的載荷，作用在氣缸上的最大壓力出利單個(gè)螺栓上的

8、工作載荷卩分別血F = - = 73317/4 ”F夕=-上=61賢幷雲(yún)取議余預(yù)富力珂=1由釵林必貳Z螺栓的總議荷F2-Fi+?=2. 5?=2, 5*613163401許用應(yīng)九 技不趙制頂?shù)诹Υ_走妄全系數(shù).査敎捌決A1CL取即4汽屯用竝應(yīng)力=丑閒證?2(F驗(yàn)昇靈性的也度、查于冊，螺栓的丈徑 刊血邛徑11-13誣叭取螺杜金軼桃度1-心由教樹公式(5-1),甥柱的廿算應(yīng)力零產(chǎn)耳色二門270門口卜浦足孫展各件.餵栓前標(biāo)記為GBC 6?2-86170,量zrlZ，6-3在一直徑d 80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪(如下圖)，輪轂寬度L 1.5d，工作時(shí)有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計(jì)算其允許

9、傳遞的最大扭矩。解根據(jù)軸徑d 80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為 b 22mm，h 14mm根據(jù)輪轂長度L 1.5d1.5 80 120mm取鍵的公稱長度 L 90mm鍵的標(biāo)記 鍵22 90GB1096-79鍵的工作長度為I L b 90 22 68mmL.鍵與輪轂鍵槽接觸高度為k 7 mm2根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為32T 10kidmaxkld %20007 68 80 11020002094 N m6-4L蹤定聯(lián)軸器處鍵的俱和尺寸選A型平眩 根嶠軸徑力Ham，查夷得魔的fiffi尺寸為|占如mm，A-12mm 取鍵検 L =ll0fnn ,鍵吊標(biāo)記知 鍵

10、 20X HQ 3BT 109-20032.校核連援雖度朕軸器的材料為鑄禺 查表&2,取ffj?-55MPa,J-L-i-lHJ-2Q = Mninp由公式（百-1）,擠壓應(yīng)力200 or2000x1000_Q =6x00x70術(shù)足強(qiáng)度糸件.3+薙宦齒輪處鍵的類興尺寸.選遇型平選，根據(jù)軸徑d =0nLm 5查表61得鍵的戡面尺寸為：b = 25nnn A = I +mm ；取鍵畏 Z=SOmm 鍵的標(biāo)記為 e25 X 80 GB/T1096-2003.4.校核連劇雖度齒艷和軸的村料均決鋼,杳恚6乙取”卜llgiP .-0.5/1-0.514 - Tuna ? 1-Lh-S0-25-55mm-由

11、公式（5-1）,擠壓應(yīng)力2T_20(XJxH)00W 7x55x90=57.7MPit7j満足聲彥條件.8-2V帶傳動傳遞效率P7.5kW ,帶速v 10 ms,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即RF2，試求緊邊拉力Fj、有效拉力Fe和初拉力F0P仝10001000PFev1000 7.5750N10Fe F1 F2且 F1 2F2F1 2Fe 2 7501500NF1 F0 牛2F0 F1 空 1500 7501125N2 28-3解二 %厲_ = 639 4 軸叫査教材SB-5. MFM50Crrtm 由査救材沃8處得Pg 9】KW.我 Ad得話=0 5縱也査表a-6ftKA=l 3.音喪&8得

12、K=)版譽(yù)表&1B得心=lg所妝P*8 85KW，減速器輸入軸8-4 有一帶式輸送裝置，其異步電動機(jī)與齒輪減速器之間用普通 v帶傳動，電動機(jī)功率p=7kvy轉(zhuǎn)速n1 960 r min的轉(zhuǎn)速n2330rmin，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。解(1)確定計(jì)算功率Pea由表8-7查得工作情況系數(shù)KA 1 .2，故PcaKAP 1.2 7 8.4kW(2)選擇V帶的帶型根據(jù)PCa、5，由圖8-11選用B型。(3)確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd，并驗(yàn)算帶速V由表8-6和8-8，取主動輪的基準(zhǔn)直徑dd1 180mm 驗(yàn)算帶速VV 曇180 9609.0432 m s60

13、 1000 60 10005ms v 30m s帶速合適 計(jì)算從動輪的基準(zhǔn)直徑dd2ddE 1180 9601 0.05330497.45mm(4)確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld由式 0.7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 ，初定中心距 a0 550mm。 計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld2a（）dd1dd 22dd2dd14ao2 550 180 50022214mm500 1804 550由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld 2240mm 實(shí)際中心距aaa。LdLd 025502240 22142563mm中心距的變化范圍為550 630mm（5）驗(yàn)算小帶輪上的包角 a57.357.3a 18

14、0 dd2 dd1180500 18014790a563故包角合適。（6）計(jì)算帶的根數(shù)Z 計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由dd1180 mm 和 n1960 m s，查表 8-4a 得 p03.25kW960m s,i 9602.9和B型帶，查表得330p。0.303kW(7)(8)查表8-5得k .0.914，表8-2得kL 1，于是PoPo 計(jì)算v帶的根數(shù)zPeazPr取3根。8.43.25ka kL (3.25 0.303) 0.914 13.25kW2.58計(jì)算單根v帶的初拉力的最小值 F。由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q2.5 k a PCaFo min 5001k aZV計(jì)算壓軸力a

15、FP 2z Fomin si n?2min018kg. m，所以2.5 0.914500 -0.914 3 9.0432竺 0.18 9.04322283 N147283 sin1628N2（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（略）解(1)選佯槌倫齒數(shù) 訂2假定懐直由鞍材胃罠8取主動譴槍伽婁耳1=2玄從動笹輪齒數(shù)x2=izl=9斌確定謹(jǐn)節(jié)距P計(jì)M功驥Pca=KAP=ll 25KW-*由教林圖9-Bft小鏈輪轉(zhuǎn)邃工作左凝功率戰(zhàn)規(guī)5點(diǎn)的左AL査教材衰9-10K廠勺訂23初選中心距尸伽則V19 j取Lp-128恨據(jù)教村看9-10 fib0確=：07 -逹取單排犍由教材表9J1得K尸1新濡蒔遙的功季為+8 55XJF-

16、P = s-*網(wǎng)PO3.55KW ftl=90f/nin.由數(shù)林圖413遴8號為10A的單雜錐同對也 證憲底估計(jì)橇工作在揃定功苯謝線的氏占的左劇是正確的”由數(shù)材表卻*ff 節(jié)距 尸1:5 S75mm(?)確定懐長L及中心距-中心距減辦量wi =(0 002-0 004)1 132 58wm -實(shí)際申心樂a*a -A4J 644 32* 643 03mw*取si=6tiimF接近65Q冊.符合題目夏第3)驗(yàn)算懐謹(jǐn)* “v 蘆“利h 5 B42m d (0*1000與原假設(shè)相符*根據(jù)教材圖*1樂用癇浴衣飛斕滑 (0壓鈾力卄算.有效圓同力屛=1000 = 1283,8V技水早傳功，取壓軸力系數(shù)心=1

17、 15 .則壓袖力= W6 38 J/-10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作用位置及方向）x I受力圖如下圖：2 3斗)（Q ）F rl設(shè)計(jì)銃床中的一對圓柱齒輪傳動，已知p 7.5kW, n110-61450 r min,乙 26, z254，壽命Lh 12000h，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖解（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動。 銃床為一般機(jī)器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88。 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度

18、為240HBS二者材料硬度差為40HBS（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)d1t2.323KTi u 1duZeoh）確定公式中的各計(jì)算值試選載荷系數(shù)Kt 1.5計(jì)算小齒輪傳遞的力矩95.5 105P1n95.5 105 7.5145049397N mm小齒輪作不對稱布置，查表10-7，選取d1.01由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限oh lim1600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 0Hlim2 550MPaz 54齒數(shù)比u -2.08Z126計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh 60 1450 1 120001.044

19、109N2N11.044 109u 2.0890.502 10 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 0.98,Khn2 1.0 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S 1H 1K HN1 lim10.98600588MPa566.5MPaSKhn 2 OH lim 211.03550H 22）計(jì)算S1計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，代入CH中較小值d1t計(jì)算圓周速度V2Ze2.323 49397 2。8 12189.8OH2.08566.553.577mmdit mV 60 10003.14 53.577 145060 10004.066m s 計(jì)算尺寬bb dd1t 1 53.5

20、7753.577 mmK 計(jì)算尺寬與齒高之比hd1t 53.577 八宀mt吏2.061mmz,26h2.25mt2.25 2.0614.636mmb53.57711.56h4.636計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)V 4.066 m s, 7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv 1.2直齒輪，KhKf1由表10-2查得使用系數(shù)KA 1.25由表10-4用插值法查得KH b 1.420由-11.56, Kh b 1.420 ,查圖 10-13 得 Kfb 1.37 h故載荷系數(shù)K KAKvKH Kh 1.25 1.2 1 1.420 2.13按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑計(jì)算模數(shù)m60.222.32mm

21、Z126取 m 2.5幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑：d1 mz12.5 26 65mmd2 mz22.5 54135mm中心距:65 135100mm確定尺寬:2KT1 u 12.5Ze.222.5 189.8566.551.74mmd1uOH2 2.13 493972.08 12652.08圓整后取 b252mm, b1 57mm(3) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限ofE1500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限ctFE2 380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命kFN1 0.89,KFn2 0.93。計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)SKFN1 %E1

22、SKFN2 FE2OF 1F 21.40.89 5001.40.93 500317.86MPa252.43MPa1.4 計(jì)算載荷系數(shù)kkak kF kF1.251.21.372.055 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得 YFa12.62.304YSa11.595YSa21.712 校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式2KT1Y ybd1m Fa SaF進(jìn)行校核OF1 迴 Yf,sbd1ma12.055 493972.6 1.59599.64MPa52 65 2.5F 1吃斜YFabd1m2 2055 493972.3 1.71252 65 2.594.61MPaOF 2所以滿足彎曲強(qiáng)度，

23、所選參數(shù)合適。11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉(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I 2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13-5根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用a 25的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑d 35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n 1800 r min，已知兩軸承的徑向載荷分別為 Fr1 3390 N，F(xiàn)r2 3390 N，外加軸向載荷Fae 870N，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Fa1和Fa2對于a 25的角接

24、觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力Fd 0.68Fr，e 0.68Fd1 0.68Fr1 0.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040 707.2N兩軸計(jì)算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max 2305.2,870 707.22305.2NFa2maxFd2, Fd1Faemax 707.2,2305.2 8701435.2N(2)求軸承當(dāng)量動載荷 R和1 P2Fa1Fr1沁 0.68 e3390Fa2Fr2d 1.38 e1040由表13-5查得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為對軸承1X11對軸承2X20.41丫20.87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷

25、，按表13-6，取 fp1.5，則p fp X1 Fr1Y1 Fa11.51 33900 2305.25085NP2f p X2 Fr2 Y2 Fa21.50.41 10400.87 1435.22512.536N(3)確定軸承壽命由于題目中沒給出在軸承的具體代號,這里假設(shè)選用7207AC查軸承手冊得基本額定載荷C 29000N，因?yàn)閜pt,，所以按軸承i的受力大小驗(yàn)算63106 CLh1063290001717.5h60n R60 1800508513-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其他條件同例題13-2，試驗(yàn)算軸承的壽命。解(1)求兩軸承受到的徑向載荷 Fr1和Fr2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Fte為 通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的Fae亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上(上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均 未畫出)Fte 2 -lFaeY1r_lL-200 一 320 一(Fd2)(Fdi)(a)rFr2V(b)yFr1VFaer丄JLlFte(c)Fr2VFr1V由力分析可知:r1VFre 200 Fae200 320900 200 400 -乙 225.38