機械工程基礎(chǔ)習題答案

1.3b

1.3e

1.3h

1.6解%)(P)=0M0(P)=—PbM0(P)=P』b2+戶S00

1.9解BC為二力構(gòu)件，AB受有一主動力偶作用，故只能由力偶來平衡，故二者的受力圖為

出,由二力平衡條件

由作用和反作用定律PE=F[=FA

4a

亞M

屋rr

1.10解JKD為二力構(gòu)件，其余構(gòu)件均為三力構(gòu)件，受力圖為

2丫=。FAxsin45°+xsin45°=0,所以%=_1/（與圖中所標方向相反）

2.對于構(gòu)件BGI所受三力組成的力三角形為封閉的直角三角形，所以有

F/=F；=FGxtan45°=^yFsin45。=b

3.對于構(gòu)件CIJ有外（尸）=0F；x42b-F,xy/2b=0所以尸，二弓二三產(chǎn)

Mj（F）=OF…&b+F產(chǎn)2b=0所以％=-尸表示與圖中所標方向相反。

4.對于構(gòu)件JKDFD=FJ=^-F

1.11解桿1、2、3均為二力桿，為求三桿受力取系統(tǒng)為研究對象，受力如下圖，并以C點為原點

建立如圖d所示的坐標系。

d

FD=M!d

X=0F?COS45°=0J及2=0

EC2

??

少=。Fo-Fcl=0,&=%=M/d

1.13解受力分析如圖所示

Zy=0

Zx=o-/版+/6。=0FA=\2kN

WXW=。-/"（6〃）2-Px2〃+%=0M.=23AN

2（XX）c，

M-F?OA?sin600=0—^二1154.7N

oV3

:.FA=F；=FO=1154.7^

以BAC桿為研究對象，以B點為原點建立如圖所示的坐標系，則

sin120°V3

±MB=0AB-P^BC?sinO）°=0

Fnx=1000一型衿=384.2N

￡X=OFBX+P-FA?sin60°=0

2丫=0-FHY+FA?COS600=0

FB=4F；x+琦丫=693.5Ntan夕==1.503???。=56.4。（與Y軸夾角）

1.17解受力分析如圖所示，建立以GH中點為原點，GH為y軸的坐標系。

37

工用、(產(chǎn))=0Q^^AD-F^-AD=0：.F=\.2kN

8E8E

￡z=oFE+FG+FH-e=0

Z%(歹)=0FG?GO-FH?HO=0:,FG=FH=Q8kN

1.18解受力分析如圖所示，分別以C、D兩點為原點建立坐標系。

2%.式尸)=0%二°2以8(尸)=。FAy=0

EM.v(F)=°F2r2+F，2+F3r3+F；r.-F^-F；r.=0

工〃乂(尸)=0r；a-r}a±FHX?2〃十十a(chǎn))—八(2分十a(chǎn))—0

；

2Mze(F)=0F(2a+2b)-F1(2a+2b)+FAX(2b-i-a)+FBXa=0

=0-FBX(2b+a)-FBXa+F；(2a+2〃)一巴(2a+22)=0

聯(lián)立上述方程，解得F3=^=(^f\-F2r2)/r3

1.19解由于y軸方向不受力，則受力圖如下。

15哨yZ

ZM、")=OFNrcos200+F2R-FlR=0FN=2128AN

^Mv(F)=0Fvcos20°x250+F氏x500-鳥sin15cx650+片sin15。x650=0

Fli==-1336.5N

￡M/(b)=0FNsin20°x250+F&x5OO-F2cos15°x650+F}cosl5°x650=0

FBX=4131AN

ZX=0FAX-FNsin200十”而一入cos15。-Ccos15。=0FAx--505AN

\Z=0FA:+FNcos20°+Fli:-F2sin15°+7^sin15°=0FA:=—922.4N

力矩平衡，平面力系的平衡!

2.1解1.求軸力N=F=390kN=390X103N

M,390XI03X90八

2.求變形量AA/】=言=---------------=037mi

3210X103X-X672

4

A,M,390x1()3x802n_.Q

A/2=--=--------------------=0.328〃〃〃

EA1210X103X-X762

4

A/=A/,+A/2=0.047+().328=0.375/wn

2.2解各桿的軸力如圖。

FABFC

F

NxF

2kNA3kNB2kNCD3kN

2.3解⑴NM、Vc.=—MkN心=—26(UN

N_-IQOxlO3

各段柱截面上的應(yīng)力b.cAC=-2.5MPa

了—200x200

必--260x10375的

阮ABC200X20()

⑵柱的總變X*+智產(chǎn)弋片部…。-

2.4解以橫梁AB為研究對象，其受力分析如圖所示。

FAyFB

WX，I=O^x4xsin300-i/x4x2=0用=4(RN

故鋼絲繩BC的拉力FB=F】=40kN

因為人之21,而A二工N=FB=AOkN

匕］4

?八國14x40x10t

??a>I———=J---------=17.84mm取d=18mm

、加bV4x160

2.6解木拉桿接頭在長為1,距離為a的水平面可能被剪斷。在接頭接觸處的鉛垂面可能發(fā)生擠

壓破壞。

根據(jù)剪切強度條件，有.=，===5°x[?=1所以I>200mm

Abl250/

根據(jù)擠壓強度條件，W(T.,=—=—=<l(y]=10所以a>20mm

Apab250ci

所以接頭處所需的最小尺寸為/=200mm,a=20mmo

2.8解對于每一截面有2加=0

對于圖a-刀-4.5+1.5+2=0A7；=-\kNm

-7；+1.5+2=0：.T2=35kNm

-7；+2=0:.T、=2kN?m

對于圖b1+3=0：.Ti=-3kNm

4+3=0：.T2=-3kNm

一?。?0/."=-\kNm

2.9解根據(jù)已知可得，軸的轉(zhuǎn)向與主動輪的轉(zhuǎn)向一致。

由公式M=9549f可得

n

M.=1591.5N-MM,=318.3NMM,=M,=636.6N-m

(1)7],=-M,=-318.3^-777=M-M,=1273.2NTu=M.=636.6^-777

其扭矩圖如圖（a）所示。7^X=1273.2N?〃?

(2)兀=—仞2=—318.3N?利Tl3=-M2-M3=-954.9N-mT34=M4=636.6^w

其扭矩圖如圖（b）所示。Max=-954.9N?〃?

顯然，對軸的受力有利，其最大扭矩值降低了。

2.12解兩段軸所承受的扭矩為7；=7；=M=1000N?陽=1。6%."7〃7

7；

對于左端空心軸b=46MPa<[r]

，max"叱”-0.20；(1—a4)-().2x50'(1-0.64)

T_TIO6

對于右端實心軸22=7SA25MPa>[r]

0.2以-0.2x403

所以左端空心軸的強度是安全的，而右端實心軸的強度是不安全的。

2.13解①求約束反力，木梁的受力分析如圖所示。

Z%=()

/^x3+3xl-3x3xl.5=0FFc=3.5kN

②作彎矩圖

在AB段Z%=0M+3xx=0M=-3xkNm(0<x<l)

在BC段Mc=0-%+屋x(4-x)-"(4-x)x(4-x)/2=°

2

A72=-\.5X^-S.5x-\0kN-m(1<x<4)

由圖知，截面B為危險截面其彎矩值M=3kNj7

③由梁彎曲的強度條件式可得w>—而叼=0.11

所以公""S'"’=144.22加〃取d=145mm

1()

2.14解梁的受力分析如圖

P2

B1

FACAFBD

①計算約束反力ZM,=0-FAx2a-Pixa+xa=0***FA=3kN

②作彎矩圖

：.M=3x

在AC段ZMc=0M}-FAX=0(0<x<l)

Z^c=0

在CB段M2-FAX+P2(X-1)=0：.M2=12-9X(1<X<2)

在BD段X，M,=6x-l8(2<x<3)

Z%7=。-M5-^(3-)=0

M3kN.m

由圖知，最大彎矩發(fā)生在截面D和BMD=3kNm,

③確定危險點并進行校核

對于截面D,其上彎矩為正值，截面的應(yīng)力分布如圖所示，最大應(yīng)力為:

My_3xlQ6x88My_3xl()6x52

D{D2=20.42M&

“拉max6=34.56MPa，bfEmax-6

Iz-7.638xlOl77.638x10

對于截血B,其上彎矩為負值，截面的應(yīng)力分布如圖所不，最大應(yīng)力為

66

6X10X52MBy,^6xlQx88

=4().85Mp壓max6=69.12MPd

-7.638x1()6I7-7.638xlO

比較以上結(jié)果得梁的最大拉、壓應(yīng)力為

b拉max=4O.85M'>⑸拉b壓max=69.12MP”［可壓

故該梁的強度是不安全的。

2.16解1.由于絞車軸在水平方向沒有主動力，則該方向沒有約束反力，則絞車軸的計算簡圖如

圖ao

2.計算約束反力

y=0

SFA”B—F二0

ZM“=()P'AX0.8-PX0.4=0???FA=F.=0.5PN

Me=Pr=0.18PNm

3.作彎矩圖和扭矩圖

AC：.M=0.5Px(0<x<0.4)

在段ZMC=。M]-FAX=0}

在CB段=0-M2+^(0.8-x)=0/.M2=0AP-0.5PX(0.43X30.8)

Mi0-2p

一r1中

如圖b、c,由圖可知，危險截面在軸的中點。計算該截面的彎矩M和扭矩為：M=0.2P

T=-Me=-0.18P

4.確定最大許可載荷

22

°J(0.2P)+(0.18P)^H=80X106

3

MWzO.lxO.O3

???P<803N若％=二/則PW788N

32

???最大許可載荷為P=803N或788N。

2.17解(1)計算約束反力與轉(zhuǎn)矩。

由于圓軸的y軸方向沒有主動力，則該方向沒有約束反力，圓軸的計算簡圖如圖b,皮帶輪上的受

力平移到中心D處。Me=F}R-F2R=2F2R-F2R=F2R

^MX(F)=Om-Me=0???K=4684V

Z"八二0Fgx350-37^x650=0FB=2609.7/V

Z”,=()-F4x350-3f；x300=0AFA=-1204.57V

(2)畫出彎矩圖、扭矩圖，如圖c、do判斷危險截而在軸的B點。計算出該截面的彎矩M和扭矩

T：M=%xO.35=421.6N?m,T=m=117.1N?m.

(d)

⑶根據(jù)強度條件式

32ylM2+L

而叼=雜所以“之：=0.0409m=40.9/71777

%㈤

若取叼=?！?\則d24().7〃〃〃取圓軸的最小直徑：d=41mmo

3.1解求扭矩TBC=M=2kN,mTAB=M+M=4kNm

TABMB16X4X10A0aA心

=——=-------7—=471S.3MPa

Wpl劉:7ix75

T167；_16x2xlQ6

8CC=S\.5MPa

叫叫7tx50'

3=81.5M為

4X106X7502X106X750「A人,CM。

—+-----------------=0.043rad=2.44

8OxlO3x—x75480xl03x—x504

3232

p4

3.3解求扭矩T=M=9549x-=9549x一=42.44V

n900

而極慣性矩/“=().H4

八T180°42.44x180

0..-----x----=--------------------------=0M.3O8OO//m<[r6n]i

maxGIcn80X109X0.1X304X10-12X^

???該軸的剛度足夠c

3.5解慣性矩I=0.05D4由表3.1的第⑨項可知

545X2X103X24

)'max——0.0163m——16.3〃"九

384￡/384x200xIO9x0.05x404x10,2

2xlQ3x23

=-0.026rad/m=-1.49°/m

24x200x109x0.05x4O4xIO-12

若取慣性矩I唱D，

%nax=-16.6mm=-0n=-0.027rad/m=-1.52°/m

4.1解

4.2解

(1)有四處復合錢鏈B、C、D、EF=3n-2PL-PH=3X7-2X10-0=1

(2)有一局部自由度GF=3n-2PL-PH=3x4-2x4-2=2

(3)有一處復合錢鏈CF=3n-2PL-PH=3x7-2x10-0=1

(4)存在虛約束：較鏈G至P及相關(guān)構(gòu)件，有一處復合被鏈C

F=3n-2PL-PH=3x5-2x7-0=l

4.3解該沖床中i尸3,弓=4,PH=1尸=3〃-2弓一Q=3x3-2x4-l=0

顯然，該沖床不能運動。其原因在于C處的錢鏈的運動不能達到要求，是因為構(gòu)件4作直線運動，

而構(gòu)件3作回轉(zhuǎn)運動?？紤]到構(gòu)件4的運動不能改變，可改變構(gòu)件3的運動使其在較鏈C處的運動為直

線運動，為此可再引入一個活動構(gòu)件6和一個回轉(zhuǎn)副，其運動簡圖如下圖。

簡易沖床（改正方案二）

F=3n-2P,-PH=3x4—2x57=1

改進后，機構(gòu)的自由度和原動件數(shù)相等，所以有確定的相對運動。

5.1解（1）由已知條件可知，構(gòu)件1為最短構(gòu)件，構(gòu)件2為最長構(gòu)件

1,+12=130+250=380<13+14=200+220=420

???與最短構(gòu)件聯(lián)接的銳鏈A、B是整轉(zhuǎn)副。

（2）要得到曲柄搖桿機構(gòu)，以最短桿為連架桿。

要得到雙曲柄機構(gòu)，以最短桿為機架。要得到雙搖桿機構(gòu)，以最短桿為連桿。

5.2解要得到曲柄機構(gòu)搖桿機構(gòu)，則最短構(gòu)件為連架桿。所以構(gòu)件1為最短構(gòu)件。

若構(gòu)件3最長，則有14<J50

,

/]+/:</4+/2

270mm<14<350mm

若構(gòu)件4最長，則有14>(350

l\+，4"+，3

350mm<14<430nun

所以270mni<14<43()mni

6.1、6.2解如下圖

6.3解如下圖

7.1解Vda=d+2ha=(Z+2ha)m(22+2X1)m=120

d=mz=5X22=1lOmndb=dcosa=110xcos20°=103.37nini

7.2解<=dcosa=mzcosadr=d-2hf=(z-2h*-2c*)m=(z-2.5)m

25

當db>d.即mzcosa>(z-2.5)m/.z<————=41.5/.z<41

1-cosa

2S

當db<d,即mzcosa<(z-2.5)mz>-----:-----=41.5/.z>41

1-cosa

7.3解(1)Va=—(Z)+z)=—x(20+40)=60mma，不屬于標準安裝。

0222

(2)rr；+r；=61

Y

r'7

Li=^-=—?二r：=20.33mmr；=40.67mm

r：z.

(3)i*]=AM=2()mmr,=H^=40mm與分度圓的半徑不一樣大。

2-2

m,Z2

7.5解V=d+2mn=+2mnmn=——-------=2mm

cos'nn56?2

cos15°

7.6解中心距a=^(Z[+Zz)=3x(22+156)=267mm

22

對于斜齒輪r.=5(2；+，』)=267

2cos/?

z；_z2_156_78

zfz.2211

初選螺旋角B=18°

則z；=212=iz；=148.9取z；=21z；=149

實際傳動比i-4-挈■-7.1相對誤差小于4%。

z；21

mn(Z：+Z

實際螺旋角力=arccoS^=17.24°

???z；=21z；=149±17.24。

7.7解普通圓柱蝸桿傳動的正確嚙合條件是：

(1)在主平面內(nèi)，蝸桿的軸向模數(shù)等于蝸輪的端面模數(shù)，且模數(shù)m符合標準模數(shù)系列。即鞏產(chǎn)

(2)在主平面內(nèi)，蝸桿的軸向壓力角應(yīng)等于蝸輪的端面壓力角，且為標準壓力角。即

aH~aa=a=20°

(3)蝸桿的分度圓導程角Y應(yīng)等于蝸輪的螺旋角B,且旋向一致，即丫二8。

7.9解

a)判定蝸桿旋向及mb)判定蝸輪旋向及m

48

7.10解分度圓錐角3、=arctan=arctan—=71.6°?d二90。一&=18.4°

16

分度圓直徑d1=mZ[=5xl6=80mm,d2=mz2=5x48=240mm

錐距R及齒寬bR=Jr：+=7402+1202=126.5mm

R

設(shè)計時，齒寬b宜取〃工一二42.2mm,。W10/〃=50nm1,取b=40皿n。

3

傳動比=&=￡=3

gZ116

解???該輪系為標定安裝，且齒輪與齒輪同軸發(fā)，

7.1113

即」二+皿陽

r3=r,+2r,mz3/.z=z,+2Z=20+2X20=60

2232

k=(.洛/=60x30x78=]2.27

z/Wz；20x26x22

7.12解齒輪1至3為定軸輪系i二旦=j=60xl3°二一2

n3Z1Z；36x3654

5454

n.=--n.=--x960=-159.5r/min/.n,=n；=-159.5r/min

■32513253-

H9

而%=0,齒輪3:4、5和轉(zhuǎn)臂6組成行星輪系胃胃=匕』=一警=一旦

n：n5-n6z；z469

，n=—n；=—x(-159.5)?-55r/min即轉(zhuǎn)臂6的轉(zhuǎn)向與齒輪1的轉(zhuǎn)向相反。

6200200

7.14解1.閉式齒輪傳動的主要失效形式是齒面點蝕和齒根彎曲疲勞折斷。開式齒輪傳動的主要

失效形式為齒面磨損和輪齒的彎曲疲勞折斷，不會發(fā)生點蝕。

2.開式齒輪傳動一般選擇耐磨材料，閉式齒輪傳動中，軟面齒應(yīng)選擇外硬內(nèi)韌的材料。

3.閉式齒輪以齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度作為其承載能力的計算依據(jù)。

開式齒輪傳動則按齒根彎曲疲勞強度計算，并在計算中適當減低許用應(yīng)力以考慮磨損的影響。

7.15解(1)11)=930r/minip=—=/.n,=—五叫=-465r/min

叫Z.，2

i2?=—=——-n3=——-n2=193.75r/min

n3Z3Z4

(2)應(yīng)轉(zhuǎn)動i軸，因減速器從i軸至ni軸的傳動過程中，實現(xiàn)“減速增矩”，所以I軸的轉(zhuǎn)矩最小。

(3)受力圖如圖所示

II

Jt2Z2

X

|X

Z3|~~Ft3

2x9549x—xl()32x9549x—xlO3

—T—564.7N

Fr2=Ft2tana=564.7xtan200=205.5N

2x9549x3竺也xQ2X9549X1，1X°，9X103

465

=__________________________=813.2N

mz32.5x20

Fr3=F(3tana=813.2xtan20°=296N

7.13解若一對齒輪的傳動比和中心距保持不變，僅改變其齒數(shù)，這對齒輪的接觸強度不變，而

彎曲強度將會受到影響。因為

|2000町3±1)

根據(jù)計算最大接觸應(yīng)力的計算公式V仇以，顯然與齒數(shù)有關(guān)的參數(shù)就是U,而

U是齒數(shù)比二傳動比，不改變，所以其接觸強度不會改變。

_2000kTM

2

根據(jù)計算齒輪最大彎曲應(yīng)力的公式bmZ],顯然影響其強度最主要的參數(shù)是模數(shù)，若齒數(shù)

々增大，模數(shù)會減小得更大，而匕變化不大，綜合考慮，增大齒數(shù)會增大最大彎曲應(yīng)力，所以彎曲強度

會降低。

7.16解1.根據(jù)齒輪材料確定許用應(yīng)力

小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)、大齒輪45鋼正火，由表7.7可得：取小齒輪齒面硬度HB=230,大齒輪HB二200。

由圖7.42和圖7.43,查得齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力和彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為

口而?=560MPaG〃仿“2=540MPa.?？诒?210MPaa,=200MPa

，，，F(xiàn)/n2

查表7.8,取SH=l.0、SF=1.3,則許用應(yīng)力為

gM=5^MPa=540Mpa.[cr]=\62MPa\c\=\^MPa

，，F(xiàn)]，F(xiàn)2

由于大，小齒輪的接觸強度相同，貝k[b〃]=*OM&

P4

I=9549—=9549x——=53.05N?m

計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩均720

查表7.9,取載荷系數(shù)K=L2,則

烏”=⑵。1.2x53.05x(73/25+1)

b〃=212002=438.2M&??！╙

bud「1800x(普

252

所以大、小齒輪的接觸強度足夠。

驗算齒根的彎曲應(yīng)力

根據(jù)齒數(shù)由表7.11查得丫燈=2.64,心=2.22,則

2000A7；/2000x1.2x53.05x2.64<

22

bmz}80x25x4MPa<[crFI]

。尸,=bpi=10.5x2?22=8.8

J2.64MPa<[aF2]

所以大、小齒輪的彎曲強度足夠。

7.17解（1）Z3與z2的旋向相同，即同為左旋或右旋。

要使“小則翳中而八券?.SinAmn2Z2

(2)=

sin63mn3z3

而外=四=15。???63=8.3。

7.18解L計算許用應(yīng)力

①查表7.7小齒輪40Cr,<HB=260大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，取HB=230

②查表7.8取SH=L0,SF=1.3

③查圖7.42(b)<r//liml=7WMPahm2=560IVIPa

查圖7.43(b)<TFliinl=21QMPa唳“2=210MPa

④[?！╗=卓也=710MP〃[cr1I2]=里"=560MPa

3〃

EJ=生皿=208MPafaE21=%皿=162MPa

SpSF

2.按接觸強度確定轉(zhuǎn)矩T1

查表7.9K=1.4

z_108

2=4.5

Z7-^4m“Z]3x24

=72.97nun

cos夕cos9°22'

町(〃+D+1OH-[a]=[a]=56OMPa

%=18980-?I-HI1>I^2JHH2

bud；"

1.41(4.5+1)456G...<217N-m

orH=18980

80x4.5x72.9721

3.按齒根彎曲疲勞強度確定T1

z33

查表7.11vi=Z!/cos/?=24.99丫口=2.64,zV2=z2/cos=112.4yF2=2.20

-=—=0.0127<=—=0.0136

[crAl]208[crF2]162

???大齒輪強度較弱，按大齒輪的許用應(yīng)力計算。

.外」器74”.1560x1.4x77x2.20?

80x24x3?

4.確定功率Pmax

由乂上計算可知TImax=217N-m

f9549P

1=---------

11

而；.Pma=Tlnrin1/9549=217x750/9549=17kW

8.2解（1）螺桿與滑板均為右旋，其位移螺桿s水平向右，滑板sz水平向左。

滑板移動的距離L=s「S2=P「P2=1-0.75=0.25mm與s1同向即水平向右。

（2）螺桿為左旋，滑板為右旋，則兩者的位移&、sz均水平向左。

滑板移動的距離L=sl+s2=P1+P2=l+0.75=1.75mm水平向左。

8.4答：1.由于帶具有彈性，在傳動中又有拉力差，摩擦力使帶在松、緊兩邊發(fā)生不同性質(zhì)的拉伸

變形，引起與輪面的相對滑動。

2.彈性滑動是局部帶在局部輪面上發(fā)生的相對滑動，打滑則是整個帶在整個輪面上發(fā)生的相對滑

動。

3.打滑使帶傳動不能正常工作，應(yīng)避免，也可以避免。彈性滑動則可以正常工作，是不可避免的。

8.8解

從動

8.9答：對于常見的外嚙合齒式棘輪機構(gòu)，它主要由棘輪、主動棘爪、止回棘爪和機架組成。在棘

輪機構(gòu)中，一般情況下棘爪為原動件，當主動搖桿逆時針擺動時，搖桿上較接的主動棘爪插入棘輪的齒

內(nèi)，推動棘輪作同向轉(zhuǎn)動一定角度。當主動搖桿順時針擺動時，止回棘爪阻止棘輪反向轉(zhuǎn)動，此時主動

棘爪在棘輪的齒背上輕輕滑回原位，棘輪靜止不動。為保證棘爪工作可靠，常利用彈簧使棘爪緊壓齒面。

運動特點：主動件一般作往復擺動，從動棘輪作單向間歇運動。

8.11解ni=60r/min=lr/s，撥盤運轉(zhuǎn)一周的時間ti=l/ni=ls

而一”二z-2

~^L

8.12答：不完全齒輪機構(gòu)的主動輪是只有一個或幾個齒的不完全齒輪，從動輪由正常齒和帶鎖止

弧的厚齒彼此相間地組成。當主動輪有齒部分作用時，從動輪就轉(zhuǎn)動；當主動輪的無齒圓弧部分作用時,

從動輪停止不動。為了防止從動輪在停歇期間游動，兩輪輪緣上均裝有鎖止弧。

運動特點：一般主動輪作連續(xù)回轉(zhuǎn)運動，從動齒輪作時轉(zhuǎn)時停的間歇運動。

9.2解該螺栓聯(lián)接為受橫向載荷的緊螺栓聯(lián)接，所以應(yīng)滿足的條件為：”等'⑻

而上k4R,查表知M23的螺栓的小徑d】=17.294廊，取K=l.2

fmz

-r-.7dXIr、7CX17.2941LC—r?<■w▼

QQ<——-[cr]=---------------x150=27.1x10N=27.1kN

°5.25.2

??RV詈Qo="x27」='kN

???允許傳遞的載荷R=18.lkN

9.3解1.載荷分析與螺釘材料

該螺釘聯(lián)接類似于不控制預緊力的受軸向力的緊螺檜聯(lián)接,

查表9.7,螺釘材料Q235的屈服極限外=240MPa

2.每個螺釘?shù)妮S向載荷

螺釘?shù)墓ぷ鬏d荷F=Q/4=10/4=2.5kN,剩余預緊力為Q；=0.4F=0.4x2.5=IkN

螺釘所受的總拉力為Q=F+Q［=2.5+1=3.5kN

3.螺釘直徑

由于螺釘?shù)妮S向總拉力不大，按照經(jīng)驗初選螺釘為M10。

①根據(jù)碳鋼螺釘直徑€1=100101,按照裝配時不控制預緊力，從表9.8取

［0］=0.3os=0.3X240=72MPa

②計算螺釘直徑為JljQ15.2x3500=897mni

1V^l^lV"72

原來估計的MIO(d,=8.376mm)稍偏小。

③再估計螺釘為M12,按照裝配時不控制預緊力，從表9.8取

［。］=0.3os=0.3X240=72MPad,>匡型「.2x35匝=897mm

V”72

選M12,其d產(chǎn)10.106mm,與估計值相符，計算有效。

9.4解1.選取平鍵尺寸

選擇平鍵為B型普通平鍵，根據(jù)軸的直徑d=85mm,查附表9.8知平鍵的斷面尺寸:

寬度b=22mm,高度h=14mni；當軸轂尺寸B=150mm,取鍵長L=140mni。

2.校核鍵的聯(lián)接強度

B型普通平鍵的工作長度1=L。

由平鍵聯(lián)接的強度條件外=生=生=4x3000x1()3=72.032.2

dhldhL85x14x140

按載荷性質(zhì)及輪轂材料，查表9.11得許用擠壓應(yīng)力為【%，］=50~60N/〃〃/。

???6尸〉0",故可知鍵聯(lián)接強度不足。

3.改進措施

采用按18(T布置的兩個平鍵，考慮到載荷分配不均，按1.5個鍵計算。此時，工作應(yīng)力

衛(wèi)電=48.02N/mm2<0］，這樣就滿足了聯(lián)接強度。

9.7答：第(3)種情況主動軸可以帶動從動軸，因為

定向離合器的工作原理:外環(huán)按逆時針轉(zhuǎn)動一滾柱滾動一(楔緊)一內(nèi)環(huán)轉(zhuǎn)動(結(jié)合)，

外環(huán)順時針轉(zhuǎn)，滾柱不“楔緊”->分離。

而第(1)、(2)兩種情身都會使?jié)L柱不"楔緊”，使內(nèi)外環(huán)分離。第(3)種情況就相當于外環(huán)

按相對于內(nèi)環(huán)逆時針轉(zhuǎn)動，這時滾柱滾動楔緊，使內(nèi)環(huán)一起轉(zhuǎn)動。

10.1答：彈簧的主要功能是緩沖吸振，控制運動，儲存和釋放能量，有時也用于測力裝置。如車

輛中的緩沖彈簧用來緩沖吸振，內(nèi)燃機中的閥門彈簧用來控制運動，鐘表和儀表中的發(fā)條和游絲(盤形

彈簧）用來儲存和釋放能量，彈簧秤，測力器中的彈簧則作為測力裝置。

10.3答：彈簧指數(shù)是指彈簧中徑與簧絲直徑的比值，即C=彈簧指數(shù)C對剛度的影響頗大。C

d

值若取得過小，則彈簧絲彎曲變形過大，易產(chǎn)生微裂紋，且增大截面內(nèi)側(cè)的剪應(yīng)力；C值過大會使彈簧

太軟，不便應(yīng)用。C值的范圍為4?16,C值的常用范圍為5?8。

10.4解：1.計算彈簧指數(shù)C=?=—=8

d5

2.計算曲度系數(shù)些”=1.184

4C-4C

3.簧絲許用應(yīng)力查表10.3B級碳素彈簧鋼絲。尸1320N/mm2

查表10.2H類載荷，取[T]=0.40b=528N/mm‘

4.最大工作載荷W

8PC

T=K<[r]

7rd~

<W4x52x528

P=547.3N

8kc-8xl.184x8

P?=.547.3N

5.最大變形量人

查表10.2G=79X10Wmm2

8PC3n8x547,3x83x6.5

n