機械設計課后練習

1、3-2已知材料的力學性能為os 260MPa, (ti 170MPa ,。0.2，試繪制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解A(0,170)C(260,0)2 o10C0o 壬283.33MPa1 o10.2得 d(283.332,283.332)，即 D(141.67,141.67)根據(jù)點A(0,170) , C(260,0), D(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應力圖如以下圖所示業(yè)1A (0, 170)D 1141 fi7,141, 67).一0；260. 0： S需 由于D/d= 7272=1,16, r/d-3/62=0. C4E,所以.直數(shù)材附表工1,插值得毎瑪24,

2、查教材附圖31 播值得初“加則3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm , d=62mm , r=3mm。如用題3-2中的材料，設其強度極限 o=420MPa ,精車，彎曲，D 解因d=1，試繪制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。54 d c1.2 ,45所查值代入公式，即30.067，查附表3-2,插值得(T1.88，查附圖3-1得q o0.78，將k o 1 qo o0.78 1.88 11.69kc丄1丄型丄！1 2.35g,0.75 0.911A0,1702.35,C根據(jù) A 0,72.34 ,C260,0 ,D 141.67,141.6% 35求出該截面的計算安全系數(shù)Sca。解由題 3-4

3、可知 c 170MPa, c 260MPa,。0.2,K2.35K1(0. 72. 34)(0, 30)D (14t 67.60. 29) _(260 0)囲1r C工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的循環(huán)特性不變公式，其計算安全系數(shù)C1K c c c cm1702.282.35 300.2 20260,0 , D 141.67,60.29按比例繪出該零件的極限應力線圖如以下圖2cm C工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的平均應力不變公式，其計算安全系數(shù)C1K。 c cm1702.35 0.2c 202.3530 201.815-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機導軌托架。兩

4、塊邊板各用4個螺栓與立柱相連接，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，假設用M6X 40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機械性能等級為8.8，校核螺栓連接強度。解采用鉸制孔用螺栓連接為宜因為托架所受的載荷有較大變動，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)生相對滑移，而普通螺栓連 接靠結合面產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。1確定M6X 40的許用切應力由螺栓材料Q215,性能等級8.8，查表5-8，可知os 640MPa，查

5、表5-10,可知S 3.5 5.0os640S 3.5 5.0182.86 128 MPa制 Sp 640 426-67MPa2螺栓組受到剪力F和力矩T FL，設剪力F分在各個螺栓上的力為Fi，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為Fj ,各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為1502 cos4575、2mmFiFj1f8FL1 202.5kN8r20 300 10 38 752 10 35 2kN由圖可知，螺栓最大受力Fmax. Fi2 Fj2 2FiFj cos 9,2.52 (5 2)2 2 2.5 5 2 cos45 9.015kNF max39.015 104d3 26 10319max9.015

6、 103dLmin6 10 3 11.4 103131.8 op故M6X 40的剪切強度不滿足要求，不可靠。5-6已知一個托架的邊板用 6個螺栓與相鄰的機架相連接。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。現(xiàn)有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設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?。繛槭裁?？解螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設剪力F分在各個螺栓上的力為 Fi，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為Fja中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r，即r=125mm1廠1Fi-F6010kN66FL6025010 3FJ6r612510 3由a圖可知，最

7、左的螺栓受力最大20kNFmax Fi Fj 10 20 30kNb方案中Fi 1 F 1 60 10kN6 6FjmaxMr max-62rii 1FLrmax62rii 1360 250 101252-21251252 10 322竺1252210 6由b圖可知,螺栓受力最大為24.39kNFi2 Fj2 2Fi Fj cos 9102 (24.39)22 10 24.39 -233.63kNv5由d。4Fmax可知采用（a）布置形式所用的螺栓直徑較小5-8兩塊金屬板用兩個 M12的普通螺栓聯(lián)接。假設接合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為的中碳鋼制

8、造，求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。解 螺栓數(shù)目為接合面溺1取防滑系數(shù)為K滬2,性能等級為4. 8的碳鋼巧二戲MPs則蛭栓所需預緊力F0劃込得出耳蘭讐處冊W5-9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。已知螺栓預緊力Fo=15000N,當受軸向工作載荷F = 10 000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預緊力。瞬采用橡塑片密封，取鏢栓的相對剛度 丄一 =0 9,由較材公式5心爍拴的總拉力r 爲=斤+ F = 24000V-qy由載材公式（5,15）.殘余預素力為 Fl=F2-F=14000N*8-2 V帶傳動傳遞效率 P 7.5kW，帶速v 10m s，緊邊拉力是松邊拉力的兩

9、倍，即R F?，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。P旦1000Fe1000P1000 7.510750NFl 2Fe 2 750 1500NFiFoFeFoFiFe75015001125N28-3査敎材圖S夕恥=6站riM8-3,取 IxM500mm +査敕林衣 8-5c 19 P(M 9IKW#H 8刃得血島-0 SMlwAH B-6 ft RA-18-8得KD光杳表8“0潯心珂g所臥p=8fi5KW.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O捉高輪歯拉阿疲芍強度的楮施增大宵根過渡冏旳TfA消除加工刀疝 可障 低齒根應力集小;増人軸和支

10、承的則度W減小齒面局部受戲；采取合適的熱處 理力法便輪世部具有足夠的韌性g在齒郴部進行臨丸、滾1K無農(nóng)両強度，薩伍齒 雜詼血聞I祖攬齒輪棗用正變何簪-捉福齒面抗點蝕能力的描施有，擢禹齒面磯度，降低丟面粗糕度；增大潤滑油 糧曲提高加工、変裝稱廈以減小動載荷:在許可范幗內(nèi)采用較犬變位系數(shù)疋 傳動.可用大齒輪化動的綜含仙率半待10-6設計銃床中的一對圓柱齒輪傳動，已知R 7.5kW, ni 1450Qmin,乙26厶 54 , 壽命Lh 12000h，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的機構圖。解(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動。 銃床為一般機器，速度不高，故選用

11、 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)，硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS2按齒面接觸強度設計d1t2.323 KT1 U 1Ydu2Ze(5H1丨確定公式中的各計算值試選載荷系數(shù)Kt 1.5 計算小齒輪傳遞的力矩95.5 105P1ni95.51450107549397N mm小齒輪作不對稱布置,查表 10-7 ,選取d1.0 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE 189.8MPa 由圖io-2ld按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限oHHm1 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極

12、限審lim2 550MPa 。 齒數(shù)比u 22.08z, 26 計算應力循環(huán)次數(shù)N,60n,jLh 60 1450 1 12000 1.044 109d1t計算圓周速度d1t n1V 60 10002 ,ZEccc 1.5 49397 2.08 12.323 Oh、12.08V3.14 53.577 1450,4.066 m s60 1000189.8566.553.577mmN11.044 1099N20.50210u2.08由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 .98, Khn2 1.0計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S 1Oh 1K HN1 OH lim 10.9860

13、0588MPaS1H 2K HN 2 OH lim 21.03550566.5MPaS1計算計算小齒輪分度圓直徑d1t ,代入o中較小值 計算尺寬bbdd1t1 53.577 53.577mmK 計算尺寬與齒高之比 一h2.061mmd1t53.577mtZ126h 2.25mt 2.25 2.061 4.636mm53.5774.63611.56 計算載荷系數(shù)根據(jù)v 4.066ms, 7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù) Kv 1.2直齒輪，KhKf 1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卩1.420b由一11.56 , Kh b 1.420，查圖 10-13

14、得 KF31.37h故載荷系數(shù)K KaKvKh Kh1.25 1.2 1 1.420 2.13按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑計算模數(shù)md160.22m 2.32mmz126取 m 2.5幾何尺寸計算分度圓直徑:d1 mz-!2.5 26 65mmd2 mz,2.5 54 135mm中心距：確定尺寬:d1 d265 1352100mm2b 2KT1 u 12.5Zeb 廠d1 uOH22 2.13 49397 2.08 12.5 189.8251.74mm6522.08566.5圓整后取 b252mm,0 57mm。OE1 500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞3按齒根彎曲疲勞強度校核由圖10-

15、20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限強度極限380MPa。由圖10-18取彎曲疲勞壽命 Kfni 0.89,Kfn2 0.93。計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)K FN1 族1SK FN2 Fe 2S 1.40.89 5001.40.93 500317.86MPaOF 2S計算載荷系數(shù)1.4252.43MPaKKaK Kf Kf1.25 1.21 1.37 2.055查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)由表10-5查得Yfa12.6YFa22.304YSa11.595YSa21.712 校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式KT1Yf YsoF進行校核bd1m a aF12KT1bd1mYFa1Sa12

16、2.055 4939752 65 2.52.6 1.59599.64MPaF 12KT1bd1mYFa2YSa22 2.055 4939752 65 2.52.3 1.71294.61MPa(Tf2所以滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。13-1試說明以下各軸承的內(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/P462073020751301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

17、-5根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用a 25的兩個角接觸球軸承，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 1800r min，已知兩軸承的徑向載荷分別為Fn 3390N , F2 3390N，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求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于a 25的角接觸球軸承，按表13-7,軸承派生軸向力Fd 0.68Fr, e 0.68Fdi 0.68Fn 0.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040 707.2N兩軸計算軸向力Fa1 max Fd1, Fae Fd2max 2305.2,870 707.22305.2NFa2 max Fd2,Fd1 Faemax 707.2,2305.2 870 1435.2N2求軸承當量動載荷 R和1P2a1F r12305.233900.68 ea2Fr21435.210401.38 e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1X1 1第0對軸承 2X0.41丫20.87因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取 fp 1.5，則R fp X1Fr1丫Fa11.51 33900 2305.25085NR2f p X2 Fr2 Y2 Fa21.50.41 104