機(jī)械設(shè)計(jì)作業(yè)答案

1、1作業(yè)講評(píng)作業(yè)講評(píng)2機(jī)械零件強(qiáng)度習(xí)題解答機(jī)械零件強(qiáng)度習(xí)題解答33-18 某材料的對(duì)稱循環(huán)彎曲疲勞極限某材料的對(duì)稱循環(huán)彎曲疲勞極限-1=350MPa，屈服極限屈服極限 s=550MPa，強(qiáng)度極限，強(qiáng)度極限B=750MPa，循，循環(huán)基數(shù)環(huán)基數(shù)N0=5106，m=9，試求對(duì)稱循環(huán)次數(shù)，試求對(duì)稱循環(huán)次數(shù)N分別為分別為5104、5105、5107次時(shí)的極限應(yīng)力。次時(shí)的極限應(yīng)力。解解:MPaMPaMPaMPas350452105105350550 58410510535067544105 , 1105 , 1956105 , 1101,5-946105 , 1取43-19 某零件如圖所示，材料的強(qiáng)度極限某

2、零件如圖所示，材料的強(qiáng)度極限B=650MPa，表面精車，不進(jìn)行強(qiáng)化處理。，表面精車，不進(jìn)行強(qiáng)化處理。試確定試確定-截面處的彎曲疲勞極限的綜合影響截面處的彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)系數(shù)K和剪切疲勞極限的綜合影響系數(shù)和剪切疲勞極限的綜合影響系數(shù)K。5 84. 111181. 0187. 040. 1k ：49. 211181. 0177. 069. 1k ： 1 ： 、40.81 4-3 ： 、30.87 0.77 2-3 ： 、2 1.401-1.470.8611q1k 1.691-1.80.8411q1k : 86. 0q 84. 0q :1-3 47. 1 82. 1 ：23、12 . 14

3、048 075. 0403 q系數(shù)剪切疲勞極限綜合影響系數(shù)彎曲疲勞極限綜合影響強(qiáng)化系數(shù)由附圖表面質(zhì)量系數(shù)由附圖尺寸系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)敏性系數(shù)得由附圖理論應(yīng)力集中系數(shù)得由表dDdr解解:63-20 一零件由一零件由45鋼制成，材料的力學(xué)性能為：鋼制成，材料的力學(xué)性能為：s=360MPa，-1=300 MPa，=0.2。已知零件上的最大工作應(yīng)力。已知零件上的最大工作應(yīng)力max=190MPa，最小工作應(yīng)力最小工作應(yīng)力min=110MPa，應(yīng)力變化規(guī)律為，應(yīng)力變化規(guī)律為m=常數(shù)，彎曲疲常數(shù)，彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)勞極限的綜合影響系數(shù)Kd=2.0，試分別用圖解法和計(jì)算法確定該，試分別用圖解法和計(jì)算

4、法確定該零件的計(jì)算安全系數(shù)。零件的計(jì)算安全系數(shù)。 1、作圖法、作圖法 (比例尺比例尺)A點(diǎn)坐標(biāo)點(diǎn)坐標(biāo)1500 . 2300, 01kAD的斜率的斜率1 . 00 . 22 . 0ke4 . 110302530caS72、計(jì)算法、計(jì)算法5 . 1401508 . 11502 . 08 . 13004021101902150211019021limminmaxminmaxammcaamkkkSMPaMPa8910帶傳動(dòng)習(xí)題解答帶傳動(dòng)習(xí)題解答11 8-16一帶式輸送機(jī)裝置如圖所示。已知小帶一帶式輸送機(jī)裝置如圖所示。已知小帶輪基準(zhǔn)直徑輪基準(zhǔn)直徑dd1=140mm，大帶輪基準(zhǔn)直徑，大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=

5、400mm，鼓輪直徑，鼓輪直徑D=250mm，為了提，為了提高生產(chǎn)率，擬在輸送機(jī)載荷不變高生產(chǎn)率，擬在輸送機(jī)載荷不變(即拉力即拉力F不不變變)的條件下，將輸送帶的速度的條件下，將輸送帶的速度v提高，設(shè)電提高，設(shè)電動(dòng)機(jī)的功率和減速器的強(qiáng)度足夠，且更換大動(dòng)機(jī)的功率和減速器的強(qiáng)度足夠，且更換大小帶輪后引起中心距的變化對(duì)傳遞功率的影小帶輪后引起中心距的變化對(duì)傳遞功率的影響可忽略不計(jì)，為了實(shí)現(xiàn)這一增速要求，試響可忽略不計(jì)，為了實(shí)現(xiàn)這一增速要求，試分析采用下列哪種方案更為合理，為什么分析采用下列哪種方案更為合理，為什么? (1)將大帶輪基準(zhǔn)直徑將大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2減小到減小到280mm； (2)將小帶輪

6、基準(zhǔn)直徑將小帶輪基準(zhǔn)直徑ddl增大到增大到200mm； (3)將鼓輪直徑將鼓輪直徑D增大到增大到350mm。4 . 12503501402002804000011202DDdddddddd12但隨著工作機(jī)功率的增加，帶傳動(dòng)的功率成為關(guān)鍵環(huán)節(jié)。但隨著工作機(jī)功率的增加，帶傳動(dòng)的功率成為關(guān)鍵環(huán)節(jié)。方案一：僅使包角方案一：僅使包角1 1略有增加，但帶速?zèng)]有增加，小輪的略有增加，但帶速?zèng)]有增加，小輪的彎曲應(yīng)力沒有減小，帶的傳動(dòng)功率沒有根本改善。彎曲應(yīng)力沒有減小，帶的傳動(dòng)功率沒有根本改善。方案三：完全沒有考慮帶的傳動(dòng)能力。方案三：完全沒有考慮帶的傳動(dòng)能力。方案二：由于小帶輪直徑的增加，不僅使包角方案二：由

7、于小帶輪直徑的增加，不僅使包角1 1略有增加略有增加更主要的是，帶速增加，小輪的彎曲應(yīng)力明顯減小，帶的更主要的是，帶速增加，小輪的彎曲應(yīng)力明顯減小，帶的傳動(dòng)功率得到根本改善。傳動(dòng)功率得到根本改善。結(jié)論：方案二合理結(jié)論：方案二合理解：解：僅從僅從運(yùn)動(dòng)學(xué)運(yùn)動(dòng)學(xué)的角度來看三種方案都可以提高生產(chǎn)率，而且的角度來看三種方案都可以提高生產(chǎn)率，而且提高的幅度是相同的。提高的幅度是相同的。4 . 12503501402002804000011202DDdddddddd1314151617鏈傳動(dòng)習(xí)題解答鏈傳動(dòng)習(xí)題解答189-18 有一鏈傳動(dòng)，小鏈輪主動(dòng)，轉(zhuǎn)速有一鏈傳動(dòng)，小鏈輪主動(dòng)，轉(zhuǎn)速n1=900r/min，齒

8、數(shù)，齒數(shù)z1=25，z2=75?，F(xiàn)因工作需要，擬將大鏈輪的轉(zhuǎn)速降低到。現(xiàn)因工作需要，擬將大鏈輪的轉(zhuǎn)速降低到n2250r/min，鏈條長度不變，試問：，鏈條長度不變，試問： (1)若從動(dòng)輪齒數(shù)不變，應(yīng)將主動(dòng)輪齒數(shù)減小到多少若從動(dòng)輪齒數(shù)不變，應(yīng)將主動(dòng)輪齒數(shù)減小到多少?此時(shí)鏈此時(shí)鏈條所能傳遞的功率有何變化條所能傳遞的功率有何變化? (2)若主動(dòng)輪齒數(shù)不變，應(yīng)將從動(dòng)輪齒數(shù)增大到多少若主動(dòng)輪齒數(shù)不變，應(yīng)將從動(dòng)輪齒數(shù)增大到多少?此時(shí)鏈此時(shí)鏈條所能傳遞的功率有何變化條所能傳遞的功率有何變化?解：新的傳動(dòng)比是解：新的傳動(dòng)比是1 1、“減少小鏈輪齒數(shù)減少小鏈輪齒數(shù)” 方案方案 此時(shí)鏈的傳動(dòng)功率下降此時(shí)鏈的傳動(dòng)功

9、率下降2 2、“增加大鏈輪齒數(shù)增加大鏈輪齒數(shù)“方案方案 對(duì)傳動(dòng)功率影響很小對(duì)傳動(dòng)功率影響很小。6 . 325090021nni216 . 3756 . 321zz90256 . 36 . 312zz199-20 單排滾子鏈傳動(dòng)，主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速單排滾子鏈傳動(dòng)，主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n1=600r/min，齒數(shù)，齒數(shù)zl=21，從動(dòng)鏈輪齒數(shù)，從動(dòng)鏈輪齒數(shù)z2=105，中心距，中心距a=910mm，該鏈的節(jié)，該鏈的節(jié)距距p=25.4mm，工況系數(shù)，工況系數(shù)KA=1.2，試求鏈傳動(dòng)所允許傳遞的，試求鏈傳動(dòng)所允許傳遞的功率功率P。解：由節(jié)距解：由節(jié)距p=25.4mm,p=25.4mm,查表查表9-109-10得該鏈

10、型為得該鏈型為16A16A 由由n1=600r/minn1=600r/min及及16A16A型鏈在圖型鏈在圖9-139-13上查得上查得P0=25KWP0=25KW11. 119211908. 108. 11ZKZ08. 110013910026. 026. 0PLLKKW 252 . 1108. 111. 1250APLKKKKPP1399104 .252211052105214 .2591022節(jié)PL該鏈傳動(dòng)所允許傳遞的功率為該鏈傳動(dòng)所允許傳遞的功率為: :20齒輪傳動(dòng)習(xí)題解答齒輪傳動(dòng)習(xí)題解答21接觸疲勞強(qiáng)度的接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式校核公式 mm 225)400600(1001112222

11、11auubKFZZduubdKFZZHtHEHtHEH接觸疲勞強(qiáng)度的接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式設(shè)計(jì)公式 mm 130)400600(1001)(1212323232113211aZZuuKTdZZuuKTdHEHdHEHd10-33 10-33 設(shè)計(jì)一直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，原用材料的許用接觸應(yīng)力為設(shè)計(jì)一直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，原用材料的許用接觸應(yīng)力為 H1=700MPaH1=700MPa， H2=600MPaH2=600MPa，求得中心距，求得中心距a a =100mm=100mm；現(xiàn)改用；現(xiàn)改用 H1=600MPaH1=600MPa， H2=400MPaH2=400MPa的材料，若齒寬和其它條件不變，為

12、保證接的材料，若齒寬和其它條件不變，為保證接觸疲勞強(qiáng)度不變，試計(jì)算改用材料后的中心距。觸疲勞強(qiáng)度不變，試計(jì)算改用材料后的中心距。 22接觸疲勞強(qiáng)度的接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式校核公式 mm 150400600100112 1112112222211auubdTKZZuubKFZZduubdKFZZHHEHtHEHtHEH接觸疲勞強(qiáng)度的接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式設(shè)計(jì)公式 mm 1504006001001)(12 1)(12123232113232113211aZZuudbKTZZuuKTdZZuuKTdHHEHEHdHEHd解解：2310-34 一直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知zl=20，z2=60，m=4mm

13、，B1=45mm，B2=40mm，齒輪材料為鍛鋼，許用接觸應(yīng)力H1=500MPa，H2=430MPa，許用彎曲應(yīng)力F1=340MPa， F2=280MPa，彎曲載荷系數(shù)K=1.85，接觸載荷系數(shù)K=1.40，求大齒輪所允許的輸出轉(zhuǎn)矩T2(不計(jì)功率損失)。解：解：169Nm:mN 737 01409. 0185. 12205 . 043 2T01409. 028073. 128. 201276. 034055. 180. 2:mN 169 8 .1894 . 123. 243035 . 0803 ) 1(32. 2TMPa 4308 .189:320605 . 0804024060480204:

14、2322212312222111232323221312212122211大齒輪可傳遞的轉(zhuǎn)矩為結(jié)論的輸出轉(zhuǎn)矩滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的輸出轉(zhuǎn)矩滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度基本數(shù)據(jù)SaFaFFdFSaFaFSaFaEHHdHHEdYYKZmTYYYYZKdTZzzdbmzdmzd169Nm:mN 737 01409. 0185. 12205 . 043 2T01409. 028073. 128. 201276. 034055. 180. 2:mN 169 8 .1894 . 123. 243035 . 0803 ) 1(32. 2TMPa 4308 .189:320605 . 080402406048020

15、4:2322212312222111232323221312212122211為大齒輪允許傳遞的轉(zhuǎn)矩結(jié)論的輸出轉(zhuǎn)矩滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的輸出轉(zhuǎn)矩滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度基本數(shù)據(jù)SaFaFFdFSaFaFSaFaEHHdHHEdYYKZmTYYYYZKdTZzzdbmzdmzd2410-35 設(shè)計(jì)銑床中一對(duì)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知功率P1=7.5kW，小齒輪主動(dòng)，轉(zhuǎn)速n1=1450r/min，齒數(shù)z1=26，z2=54，雙向傳動(dòng)，工作壽命Lh=12000h。小齒輪對(duì)軸承非對(duì)稱布置，軸的剛性較大，工作中受輕微沖擊，7級(jí)制造精度。252627282930313233蝸桿傳動(dòng)習(xí)題解答蝸桿傳動(dòng)習(xí)題解答3411

16、-15 圖示蝸桿傳動(dòng)均是以蝸桿為主動(dòng)件。試在圖上標(biāo)出蝸輪(或蝸桿)的轉(zhuǎn)向，蝸輪齒的螺旋線方向，蝸桿、蝸輪所受各分力的方向。3511-17 圖示為簡單手動(dòng)起重裝置。若按圖示方向轉(zhuǎn)動(dòng)蝸桿，提升重物G，試確定：(1)蝸桿和蝸輪齒的旋向；(2)蝸輪所受作用力的方向(畫出)；(3)當(dāng)提升重物或降下重物時(shí)，蝸輪齒面是單側(cè)受載還是雙側(cè)受載? 3611-22 為什么普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的承載能力主要取決于蝸輪輪齒的強(qiáng)度，用碳鋼或合金鋼制造蝸輪有何不利?37螺紋聯(lián)接習(xí)題解答螺紋聯(lián)接習(xí)題解答38395-22 受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用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橡膠墊片。已知預(yù)緊力。

17、已知預(yù)緊力F0=1500N，當(dāng)軸向工作載荷，當(dāng)軸向工作載荷F=1000N時(shí)，求螺栓所受的時(shí)，求螺栓所受的總拉力總拉力及被聯(lián)接件之間的及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力殘余預(yù)緊力。解解:N 140010002400 ：N 240010009 . 01509 . 0 21212FFFFCCCFCCCFFFFmbbmbb殘余預(yù)緊力螺栓的總拉力40教材第74頁415-23 圖示圖示凸緣聯(lián)軸器凸緣聯(lián)軸器(GB/T5843-1986)的型號(hào)為的型號(hào)為YLDl0，允許傳遞的最大，允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩T= 630Nm，兩半聯(lián)，兩半聯(lián)軸器采用軸器采用4個(gè)個(gè)M12的鉸制孔的鉸制孔用螺栓聯(lián)接，螺栓規(guī)格為用螺栓聯(lián)接，螺栓規(guī)

18、格為M1260(GB/T 27-1988)，螺栓的性能等級(jí)為螺栓的性能等級(jí)為8.8級(jí)，級(jí)，聯(lián)軸器材料為聯(lián)軸器材料為HT200，試，試校核其聯(lián)接強(qiáng)度。校核其聯(lián)接強(qiáng)度。42教材第336頁43 。LdFdFSrTrrTFppBpii滿足要求剪切強(qiáng)度和擠壓強(qiáng)度均結(jié)論螺栓光桿部分直徑聯(lián)軸器許用擠壓應(yīng)力螺栓的許用剪切應(yīng)力頁第機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)參見螺栓的最短承載長度制孔螺栓組聯(lián)接題意為受轉(zhuǎn)矩作用的鉸： MPa 1018132423 MPa 1813242344mm 13dMPa 10025. 2225 MPa 2565 . 2640S mm 1820l -60Lmin38 N 2423654106304p

19、min02200s03412maxmax解解:44機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第38頁454647 5-26 試指出下列圖中的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)，并畫出正確的結(jié)構(gòu)圖。試指出下列圖中的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)，并畫出正確的結(jié)構(gòu)圖。48 49滑動(dòng)軸承習(xí)題解答滑動(dòng)軸承習(xí)題解答5012-21 對(duì)已設(shè)計(jì)好的液體動(dòng)力潤滑徑向滑動(dòng)軸承，試分對(duì)已設(shè)計(jì)好的液體動(dòng)力潤滑徑向滑動(dòng)軸承，試分析在僅改動(dòng)下列參數(shù)之一時(shí)，將如何影響該軸承的承載析在僅改動(dòng)下列參數(shù)之一時(shí)，將如何影響該軸承的承載能力。能力。 (1)轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速由n=500r/min改為改為n=700r/min； (2)寬徑比寬徑比B/d由由1.0改為改為0.8； (3)潤滑油由用潤滑油由用46號(hào)

20、全損耗系統(tǒng)用油改為號(hào)全損耗系統(tǒng)用油改為68號(hào)全損耗系號(hào)全損耗系統(tǒng)用油；統(tǒng)用油； (4)軸承孔表面粗糙度由軸承孔表面粗糙度由Rz=6.3m改為改為Rz=3.2m。答：（答：（1 1）承載能力提高）承載能力提高 （2 2）承載能力下降）承載能力下降 （3 3）承載能力提高）承載能力提高 （4 4）承載能力提高）承載能力提高5112-22 在設(shè)計(jì)液體潤滑軸承時(shí)，當(dāng)出現(xiàn)下列情況之在設(shè)計(jì)液體潤滑軸承時(shí)，當(dāng)出現(xiàn)下列情況之一后，可考慮采取什么改進(jìn)措施一后，可考慮采取什么改進(jìn)措施(對(duì)每種情況提出對(duì)每種情況提出兩兩種改進(jìn)措施種改進(jìn)措施)? (1)當(dāng)當(dāng)hminh時(shí)；時(shí)； (2)當(dāng)條件當(dāng)條件pp，vv，pvFd12

21、#放松a2=Fd2=2720N 1#壓緊Fa1=Fae+Fd2=48906013-26 按要求在給出的結(jié)構(gòu)圖中填畫合適的軸承按要求在給出的結(jié)構(gòu)圖中填畫合適的軸承(圖中箭頭圖中箭頭示意載荷方向示意載荷方向)。 a)單向固定支承單向固定支承 b)雙向固定支承雙向固定支承 c)游動(dòng)支承游動(dòng)支承61 d)游動(dòng)支承游動(dòng)支承 e)單單-向固定支承向固定支承 f)承受單向推力支承承受單向推力支承62滾動(dòng)軸承壽命計(jì)算習(xí)題滾動(dòng)軸承壽命計(jì)算習(xí)題（教材教材334頁，習(xí)題頁，習(xí)題13-5） 根據(jù)工作條件：根據(jù)工作條件：決定在軸的兩端選用決定在軸的兩端選用=25的兩個(gè)角接觸球軸承的兩個(gè)角接觸球軸承,如圖如圖13-13b

22、所示為正裝。所示為正裝。軸頸直徑軸頸直徑d=35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n=1800r/min，已知兩軸承徑向載荷分別為已知兩軸承徑向載荷分別為Fr1=3390N，F(xiàn)r2=1040N，外加軸向力外加軸向力Fae=870N，作用方向指向軸承，作用方向指向軸承1。試確定其工作壽命。試確定其工作壽命。632#1#Fr1=3390NFr2=1040NFae=870NFd2Fd1d=35 n=1800n/min 中等沖擊64解：由表13-7 角接觸球軸承7000AC 派生軸向力Fd=0.68FrFd1=0.68Fr1=0.68*3390=2305 NFd2=0.68*Fr2=0

23、.68*1040=707 NFd2+Fae=707+870=1577Fd11# 放松 Fa1=Fd1=2305 N 2# 壓緊 Fa2=Fd1-Fae=2305-870=1480 NFa1/Fr1=2305/3390=0.69Fa2/Fr2=1480/1040=1.4由表13-5 當(dāng)e0.68時(shí): X=0.14 Y=0.871#當(dāng)量動(dòng)載荷 P1=fp(X1*Fr1+Y1*Fa1)=1.5*(0.41*3390+0.87*2305)=5093 N2#當(dāng)量動(dòng)載荷 P2=fp(X2*Fr2+Y2*Fa2)=1.5*(0.41*1040+0.82*1480)=2460 N P1P2 由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得 7407AC的基本額定動(dòng)載荷 Cr=42.5KN因此,軸承的壽命為: L=(C/P1) =(42.5/5.09) 3 =572*106 ( r )=5300 ( H)6566鍵聯(lián)接習(xí)題解答鍵聯(lián)接習(xí)題解答6768696-16 圖示減速器的低速軸與凸緣聯(lián)軸器及圓柱齒圖示減速器的低速軸與凸緣聯(lián)軸器及圓柱齒輪之間分別采用鍵聯(lián)接。已知軸傳遞的轉(zhuǎn)矩輪之間分別采用鍵聯(lián)接。已知軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1000Nm，齒輪的材料為鍛鋼，凸緣聯(lián)軸器材，齒輪的材料為鍛鋼，凸緣聯(lián)軸器材料為料為HT2