機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)課后習(xí)題答案及解析(參考答案及解析)

...wd......wd......wd...3-1某材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲疲勞極限，取循環(huán)基數(shù)，，試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000、25000、620000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。[解]3-2材料的力學(xué)性能為，，，試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線。[解]得，即根據(jù)點(diǎn)，，按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如以以以下圖所示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(shè)其強(qiáng)度極限σB=420MPa，精車(chē)，彎曲，βq=1，試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線。[解]因，，查附表3-2，插值得，查附圖3-1得，將所查值代入公式，即查附圖3-2，得；按精車(chē)加工工藝，查附圖3-4，得，，則根據(jù)按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如以以以下圖3-5如題3-4中不安全截面上的平均應(yīng)力，應(yīng)力幅，試分別按①②，求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)。[解]由題3-4可知〔1〕工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)〔2〕工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時(shí)的受力變化情況，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力若何得出當(dāng)氣缸內(nèi)的最高壓

力提高時(shí)，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力將若何變化解：最大應(yīng)力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時(shí)，最小應(yīng)力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時(shí)。當(dāng)汽缸內(nèi)的最高壓力提高時(shí)，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)承受外力FΣ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(gè)螺栓受力最大堡證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些5-9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。螺栓預(yù)緊力Fo=15000N,當(dāng)受軸向工作載荷F＝10000N時(shí)，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的剩余預(yù)緊力。采用橡墊片密封，取螺栓的相對(duì)剛度螺栓的總拉力：剩余預(yù)緊力為：5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。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(jì)此聯(lián)接。10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)各齒輪所受的力〔用受力圖表示各力的作用位置及方向〕。[解]受力圖如以以以下圖：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(dòng)輪，齒輪C為從動(dòng)輪，設(shè);2)齒輪B為在主動(dòng)輪，齒輪A和齒輪C均為從動(dòng)，設(shè)10-3對(duì)于做雙向傳動(dòng)的齒輪來(lái)說(shuō)，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(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)若何考慮10-4齒輪的精度等級(jí)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(qiáng)度和齒面抗點(diǎn)蝕能力有那些關(guān)系措施10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)，，兩齒輪的齒數(shù)為，8級(jí)精度，小齒輪材料為〔調(diào)質(zhì)〕，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(duì)其軸的支承為對(duì)稱(chēng)布置，試計(jì)算該齒輪傳動(dòng)所能傳遞的功率。[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45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，大齒輪硬度217~255HBS〔2〕按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算①計(jì)算小齒輪的分度圓直徑②計(jì)算齒寬系數(shù)③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)④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。⑤齒數(shù)比⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)⑨由圖10-26查得⑩計(jì)算齒輪的圓周速度計(jì)算尺寬與齒高之比計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)由表10-3，查得按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4查得{按=1查得}由，，查圖10-13得故載荷系數(shù)由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩〔3〕按彎曲強(qiáng)度計(jì)算①計(jì)算載荷系數(shù)②計(jì)算縱向重合度③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)④計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命。⑧計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)⑨計(jì)算大、小齒輪的，并加以對(duì)比?、庥蓮澢鷱?qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩〔4〕齒輪傳動(dòng)的功率取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即第十一章蝸桿傳動(dòng)p272習(xí)題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動(dòng)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]各軸的回轉(zhuǎn)方向如以以以下圖所示，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以以以下圖11-3設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，傳遞效率，傳動(dòng)比，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr，滲碳淬火，硬度。蝸輪材料為，金屬模鑄造。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(jì)〕。[解]〔1〕選擇蝸桿傳動(dòng)類(lèi)型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿〔ZI〕。〔2〕按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)展設(shè)計(jì)①確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按，估取效率，則②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)；由于轉(zhuǎn)速不高，無(wú)沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)，則③確定彈性影響系數(shù)蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故④確定接觸系數(shù)假設(shè)，從圖11-18中可查得⑤確定許用接觸應(yīng)力由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)系數(shù)壽命系數(shù)則⑥計(jì)算中心距取中心距，因，故從表11-2中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑。此時(shí)，從圖11-18中查取接觸系數(shù)，因?yàn)椋虼艘陨嫌?jì)算結(jié)果可用?！?〕蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸①蝸桿蝸桿頭數(shù)，軸向齒距；直徑系數(shù)；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚。②蝸輪蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)驗(yàn)算傳動(dòng)比，此時(shí)傳動(dòng)比誤差，是允許的。蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓直徑〔4〕校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度①當(dāng)量齒數(shù)根據(jù)，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)②螺旋角系數(shù)③許用彎曲應(yīng)力從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力壽命系數(shù)④校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度彎曲強(qiáng)度是滿(mǎn)足的?！?〕驗(yàn)算效率；與相對(duì)滑動(dòng)速度相關(guān)從表11-18中用插值法查得，，代入式得大于原估計(jì)值，因此合格13-1試說(shuō)明以下各軸承的內(nèi)徑有多大哪個(gè)軸承公差等級(jí)最高哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高哪個(gè)承受徑向載荷能力最高哪個(gè)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(jí)最高；6207承受徑向載荷能力最高；N307/P4不能承受徑向載荷。13-5根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速，兩軸承的徑向載荷分別為，，外加軸向載荷，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)算軸向力和對(duì)于的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，兩軸計(jì)算軸向力〔2〕求軸承擔(dān)量動(dòng)載荷和由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1對(duì)軸承2因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則〔3〕確定軸承壽命由于題目中沒(méi)給出在軸承的具體代號(hào)，這里假設(shè)選用7207AC，查軸承手冊(cè)得基本額定載荷，因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算13-6假設(shè)將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號(hào)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和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面〔以以以下圖b〕和水平面〔以以以下圖a〕兩個(gè)平面力系。其中：圖c中的為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的亦應(yīng)通過(guò)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(huà)出〕。由力分析可知：〔2〕求兩軸承的計(jì)算軸向力和查手冊(cè)的30207的，，兩軸計(jì)算軸向力〔3〕求軸承擔(dān)量動(dòng)載荷和由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1對(duì)軸承2因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則〔4〕確定軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿(mǎn)足壽命要求。13-7某軸的一端支點(diǎn)上原采用6308軸承，其工作可靠性為90%，現(xiàn)需將該支點(diǎn)軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠性提高到99%，試確定可能用來(lái)替換的軸承型號(hào)。[解]查手冊(cè)得6308軸承的基本額定動(dòng)載荷。查表13-9，得可靠性為90%時(shí)，，可靠性為99%時(shí)，?？煽啃詾?0%時(shí)可靠性為99%時(shí)即查手冊(cè)，