機械設(shè)計(第八版)課后習(xí)題答案及解析(最新_參考答案及解析)

3 13 1 某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限 取循環(huán)基數(shù) 試求循環(huán)次數(shù) NMPa180 1 6 0 105 N9 m 分別為 7 000 25 000 620 000 次時的有限壽命彎曲疲勞極限 解解 MPa 6 373 107 105 180 9 3 6 9 1 0 11 1 N N N MPa 3 324 105 2 105 180 9 4 6 9 2 0 11 2 N N N MPa 0 227 102 6 105 180 9 5 6 9 3 0 11 3 N N N 3 23 2 已知材料的力學(xué)性能為 試繪制此材料的簡化的等壽命MPa260 s MPa170 1 2 0 壽命曲線 解解 170 0 A 0 260 C 0 01 2 1 2 1 0 MPa33 283 2 01 1702 1 2 1 0 得 即 2 33 283 2 33 283 D 67 141 67 141 D 根據(jù)點 按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示 170 0 A 0 260 C 67 141 67 141 D 3 43 4 圓軸軸肩處的尺寸為 D 72mm d 62mm r 3mm 如用題 3 2 中的材料 設(shè)其強度極限 B 420MPa 精車 彎曲 q 1 試繪制此零件的簡化等壽命疲勞曲線 解解 因 查附表 3 2 插值得 查附圖 3 1 得 2 1 45 54 d D 067 0 45 3 d r 88 1 78 0 q 將所查值代入公式 即 69 1 188 1 78 0 111k q 查附圖 3 2 得 按精車加工工藝 查附圖 3 4 得 已知 則75 0 91 0 1 q 35 2 1 1 1 91 0 1 75 0 69 1 1 1 1k q K 35 2 67 141 67 141 0 260 35 2 170 0DCA 根據(jù)按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖 29 60 67 141 0 260 34 72 0DCA 3 53 5 如題 3 4 中危險截面上的平均應(yīng)力 應(yīng)力幅 試分別按 MPa20 m MPa20 a Cr 求出該截面的計算安全系數(shù) C mca S 解解 由題 3 4 可知35 2 2 0MPa 260MPa 170 s1 K 1 Cr 工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū) 根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式 其計算安全系數(shù) 28 2 202 03035 2 170 ma 1 K S ca 2 C m 工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū) 根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式 其計算安全系數(shù) 81 1 203035 2 202 035 2 170 ma m1 ca K K S 5 35 3 分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時的受力變化情況 它的最大應(yīng)力 最小應(yīng)力如何得出 當(dāng)氣缸內(nèi)的最高壓 力提高時 它的最大應(yīng)力 最小應(yīng)力將如何變化 解 最大應(yīng)力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時 最小應(yīng)力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時 當(dāng)汽缸內(nèi)的最高壓力提高時 它的最大應(yīng)力增大 最小應(yīng)力不變 5 4 圖 5 49 所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力 F 作用在包含 x 軸并垂直于底板接合面的平面內(nèi) 試分析底 板螺栓組的受力情況 并判斷哪個螺栓受力最大 堡證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些 5 95 9 受軸向載荷的緊螺栓聯(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 求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力 采用橡墊片密封 取螺栓的相對剛度 螺栓的總拉力 9 0 MB b CC C NF CC C FF MB b 24000 02 殘余預(yù)緊力為 NFFF14000 21 5 105 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 0 1MPa 缸蓋與缸體均為鋼制 直 徑 D1 350mm D2 250mm 上 下凸緣厚均為 25mm 試設(shè)計 此聯(lián)接 10 110 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 解解 受力圖如下圖 10 2 如圖 ABC 的材料為中碳鋼調(diào)制 其硬度 齒輪 A 為 240HBS B 260HBS C 220HBS 試確定齒輪 B 的許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 假定 1 齒輪 B 為 惰輪 中間輪 齒輪 A 為主動輪 齒 H F 輪 C 為從動輪 設(shè) 2 齒輪 B 為在主動輪 齒輪 A 和齒輪 C 均為從動 設(shè)1 HNFN KK1 HNFN KK 10 3 對于做雙向傳動的齒輪來說 她的齒面接觸應(yīng)力和齒根彎曲應(yīng)力各屬于什么循環(huán)特性 在做強度計 算時應(yīng)怎么考慮 10 4 齒輪的精度等級與齒輪的選材及熱處理方法有什么關(guān)系 10 5 要提高齒輪的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有那些關(guān)系措施 10 710 7 某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動 已知 兩齒輪的齒數(shù)為minr750 1 n 8 級精度 小齒輪材料為 調(diào)質(zhì) mmmm 6 229 108 24 21 160bm zz n 38SiMnMo 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 小齒輪相對其軸的支承為 對稱布置 試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率 解解 1 齒輪材料硬度 查表 10 1 根據(jù)小齒輪材料為 調(diào)質(zhì) 小齒輪硬度 217 269HBS 大齒輪材料為 4538SiMnMo 鋼 調(diào)質(zhì) 大齒輪硬度 217 255 HBS 2 按齒面接觸疲勞硬度計算 2 3 1 1 12 EH Hd ZZ u u K d T 計算小齒輪的分度圓直徑 mm95 145 229cos 624 cos 1 1 mz d n 計算齒寬系數(shù) 096 1 95 145 160 1 d b d 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖 10 30 選取區(qū)域系數(shù) 2 1 MPa 8 189 E Z 47 2 H Z 由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲MPa730 1lim H 勞強度極限 MPa550 2lim H 齒數(shù)比 5 4 24 108 1 2 z z u 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 8 11 104 522030017506060 h jLnN 8 8 1 2 102 1 5 4 104 5 u N N 由圖 10 19 取接觸疲勞壽命系數(shù) 1 1 04 1 21 HNHN KK 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 安全系數(shù)1 1 S MPa 2 759 1 73004 1 1lim1 1 S K HHN H MPa605 1 5501 1 2lim2 2 S K HHN H 由圖 10 26 查得63 1 88 0 75 0 2121 則 計算齒輪的圓周速度 sm729 5 100060 75095 14514 3 100060 11 nd 計算尺寬與齒高之比 h b mm6 26 229cos95 145cos 1 1 z d mnt mm 5 13625 2 25 2 nt mh 85 11 5 13 160 h b 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 8 級精度 查圖 10 8 得動載荷系數(shù)sm729 5 22 1 v K 由表 10 3 查得4 1 FH KK 按輕微沖擊 由表 10 2 查得使用系數(shù)25 1 A K 由表 10 4 查得 按 1 查得 380 1 H K d 由 查圖 10 13 得85 11 h b 380 1 H K33 1 F K 故載荷系數(shù) 946 2 380 1 4 122 1 25 1 HHvA KKKKK 由接觸強度確定的最大轉(zhuǎn)矩 N096 1284464 8 18947 2 605 15 4 5 4 946 22 95 14563 1096 1 min 12 2 3 2 21 3 1 1 EH HHd ZZ u u K d T 3 按彎曲強度計算 SaFa F nd YY KY md T 2 2 1 1 計算載荷系數(shù) 840 2 33 1 4 122 1 25 1 FFA KKKKK 計算縱向重合度 380 1 229tan24096 1 318 0 tan318 0 1 z d 由圖 10 28 查得螺旋角影響系數(shù) 92 0 Y 計算當(dāng)量齒數(shù) 99 24 229cos 24 cos 33 1 1 z zv 3 112 229cos 108 cos 33 2 1 z zv 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) Fa Y Sa Y 由表 10 5 查得 62 2 1 Fa Y17 2 2 Fa Y 59 1 1 Sa Y80 1 2 Sa Y 由圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa520 1 FE MPa430 2 FE 由圖 10 18 取彎曲疲勞壽命 90 0 88 0 21 FNFN KK 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)4 1 S MPa07 305 5 1 52088 0 11 1 S K FEFN F MPa258 5 1 43090 0 22 2 S K FEFN F 計算大 小齒輪的 并加以比較 SaFa F YY 23 73 59 1 62 2 07 305 11 1 SaFa F YY 05 66 80 1 17 2 258 22 2 SaFa F YY 取 05 66 min 22 2 11 1 SaFa F SaFa F SaFa F YY YY YY 由彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩 mmN309 288598605 66 92 0 840 2 2 695 14563 1 096 1 2 22 1 1 SaFa F nd YY KY md T 4 齒輪傳動的功率 取由接觸強度和彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值 即N096 1284464 1 T kW87 100 1055 9 750096 1284464 1055 9 66 11 nT P 第十一章第十一章 蝸桿傳動蝸桿傳動 p272p272 習(xí)題答案習(xí)題答案 11 111 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 解解 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 3 設(shè)計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動 傳遞效率 傳動比 minr960 kW0 5 11 nP23 i 由電動機驅(qū)動 載荷平穩(wěn) 蝸桿材料為 20Cr 滲碳淬火 硬度 蝸輪材料為 金HRC58 ZCuSn10P1 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 解解 1 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB T 10085 1988 的推薦 采用漸開線蝸桿 ZI 2 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 3 2 2 H PE ZZ KTa 確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2 按 估取效率 則2 1 z8 0 mmN915208 23 960 8 05 1055 9 1055 9 1055 9 6 2 1 6 2 2 6 2 i n P n P T 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) 由表 11 5 選取使用系數(shù) 由于1 K1 A K 轉(zhuǎn)速不高 無沖擊 可取動載系數(shù) 則05 1 V K 05 1 05 1 11 V A KKKK 確定彈性影響系數(shù) 蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配 故 E Z 2 1 MPa160 E Z 確定接觸系數(shù) p Z 假設(shè) 從圖 11 18 中可查得35 0 1 a d 9 2 p Z 確定許用接觸應(yīng)力 H 由表 11 7 中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 MPa268 H 應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 7 2 1021 4 830071 23 960 6060 h jLnN 壽命系數(shù) 8355 0 1021 4 10 8 7 7 HN K 則 MPa914 2232688355 0 HN HH K 計算中心距 mm396 160 914 223 9 2160 91520805 1 3 2 a 取中心距 因 故從表 11 2 中取模數(shù) 蝸桿分度圓直徑mm200 a23 i8mm m 此時 從圖 11 18 中查取接觸系數(shù) 因為 mm80 1 d4 0 200 80 a d1 74 2 p Z pp ZZ 因此以上計算結(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) 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑2 1 z133 258 mpa10 q 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角mm962 11 mhdd aa mm 8 602 11 cmhdd af 蝸桿軸向齒厚 36 1811 mm567 125 0 mSa 蝸輪 蝸輪齒數(shù) 變位系數(shù)47 2 z5 0 2 x 驗算傳動比 此時傳動比誤差 是允許的 5 23 2 47 1 2 z z i 17 2 23 23 5 23 蝸輪分度圓直徑 mm376478 22 mzd 蝸輪喉圓直徑 m3845 01823762 2 22 xhmdd aa 蝸輪齒根圓直徑 mm 8 3642 05 01823762 22 ff2 hdd 蝸輪咽喉母圓直徑 mm12376 2 1 200 2 1 22 ag dar 4 校核齒根彎曲疲勞強度 F FF YY mdd KT a 2 21 2 53 1 當(dāng)量齒數(shù) 85 49 36 1511cos 47 cos 33 2 2 z zv 根據(jù) 從圖 11 19 中可查得齒形系數(shù)85 49 5 0 22 v zx75 2 2 a F Y 螺旋角系數(shù) 9192 0 140 31 11 1 140 1 Y 許用彎曲應(yīng)力 FNFF K 從表 11 8 中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力ZCuSn10P1 MPa56 F 壽命系數(shù) 66 0 1021 4 10 9 7 6 FN K MPa958 3666 0 56 FNFF K 校核齒根彎曲疲勞強度 FF 445 159192 0 75 2 837680 91520805 1 53 1 彎曲強度是滿足的 5 驗算效率 v tan tan 96 0 95 0 已知 與相對滑動速度相關(guān) vv f arctan 36 1811 v f a v sm099 4 36 1811cos100060 96080 cos100060 11 nd va 從表 11 18 中用插值法查得 代入式得0238 0 v f 48 21136338 1 v 大于原估計值 因此合格854 0 845 0 13 113 1 試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大 哪個軸承公差等級最高 哪個允許的極限轉(zhuǎn)速最高 哪個承受徑 向載荷能力最高 哪個不能承受徑向載荷 N307 P4 6207 30207 51301 解解 N307 P4 6207 30207 的內(nèi)徑均為 35mm 51301 的內(nèi)徑為 5mm N307 P4 的公差等級最高 6207 承受徑向載荷能力最高 N307 P4 不能承受徑向載荷 13 513 5 根據(jù)工作條件 決定在軸的兩端用的兩個角接觸球軸承 如圖 13 13b 所示正裝 軸頸直徑 25 工作中有中等沖擊 轉(zhuǎn)速 已知兩軸承的徑向載荷分別為mm35 dminr1800 n 外加軸向載荷 作用方向指向軸承 1 試確定其工作壽N3390 1 r FN3390 2 r FN870 ae F 命 解解 1 求兩軸承的計算軸向力和 1a F 2a F 對于的角接觸球軸承 按表 13 7 軸承派生軸向力 25 rd FF68 0 68 0 e N 2 2305339068 0 68 0 11 rd FF N 2 707104068 0 68 0 22 rd FF 兩軸計算軸向力 N 2 2305 2 707870 2 2305max max 211 daeda FFFF N 2 1435870 2 2305 2 707max max 122 aedda FFFF 2 求軸承當(dāng)量動載荷和 1 P 21P e F F r a 68 0 3390 2 2305 1 1 e F F r a 38 1 1040 2 1435 2 2 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 1 1 1 X0 1 Y 對軸承 2 41 0 2 X87 0 2 Y 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷 按表 13 6 取 則5 1 p f N5085 2 23050339015 1 11111 arp FYFXfP N536 2512 2 143587 0 104041 0 5 1 22222 arp FYFXfP 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 因為 所以按軸承 1 的受力大小驗算N29000 C 21 PP h 5 1717 5085 29000 180060 10 60 10 3 6 3 1 6 P C n Lh 13 613 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 試驗算軸承 的壽命 解解 1 求兩軸承受到的徑向載荷和 1r F 2r F 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 兩個平面力系 其中 圖 c 中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線 圖 a 中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用 te F ae F 于軸線上 上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫出 c b a Fr1VFr2V Fte Fr1VFr2V 1 2 Fre Fae Fte Fae Fd2 Fd1 320200 由力分析可知 N38 225 520 2 314 400200900 320200 2 200 V1 d FF F aere r N62 67438 225900 V1V2 rrer FFF N15 8462200 520 200 320200 200 H1 ter FF N85 135315 8462200 H1H2 rter FFF N65 87515 84638 225 22 2 H1 2 V11 rrr FFF N62 151282 135362 674 22 2 H2 2 V22 rrr FFF 2 求兩軸承的計算軸向力和 1a F 2a F 查手冊的 30207 的 37 0 e6 1 YN54200 C N64 273 6 12 65 875 2 1 1 Y F F r d N69 472 6 12 62 1512 2 2 2 Y F F r d 兩軸計算軸向力 N69 87269 472400 64 273max max 211 daeda FFFF N69 47240064 273 69 472max max 122 aedda FFFF 3 求軸承當(dāng)量動載荷和 1 P 2 P e F F r a 9966 0 65 875 69 872 1 1 e F F r a 3125 0 62 1512 69 472 2 2 由