机械设计作业集第3章答案 免费下载

第三章典型部件设计1.主轴部件应满足那些基本要求？答：主轴部件应满足的基本要求有旋转精度、刚度、抗振性、温升热变形和精度保持性等。

主轴的旋转精度是指装配后，在无载荷、低速转动条件下，在安装工件或刀具的主轴部位的径向和轴向跳动。

旋转精度取决于主轴、轴承、箱体孔等的制造、装配和调整精度。

主轴部件的刚度是指其在外加载荷作用下抵抗变形的能力，通常以主轴前端产生单位位移的弹性变形时，在位移方向上所施加的作用力来定义，主轴部件的刚度是综合刚度，它是主轴、轴承等刚度的综合反映。

主轴部件的抗振性是指抵抗受迫振动和自激振动的能力。

主轴部件的振动会直接影响工件的表面加工质量，刀具的使用寿命，产生噪声。

主轴部件的精度保持性是指长期地保持其原始制造精度的能力，必须提高其耐磨性。

2.主轴轴向定位方式有那几种？各有什麽特点？适用场合答：（1）前端配置两个方向的推力轴承都分布在前支撑处；特点：在前支撑处轴承较多，发热大，升温高；但主轴承受热后向后伸，不影响轴向精度；适用场合：用于轴向精度和刚度要求较高的高精度机床或数控机床。

（2）后端配置两个方向的推力轴承都布置在后支撑处；特点：发热小、温度低，主轴受热后向前伸长，影响轴向精度；适用范围：用于普通精度机床、立铣、多刀车床。

（3）两端配置两个方向的推力轴承分别布置在前后两个支撑处；特点：这类配置方案当主轴受热伸长后，影响轴承的轴向间隙，为避免松动，可用弹簧消除间隙和补偿热膨胀；适用范围：用于短主轴，如组合机床。

（4）中间配置两个方向的推力轴承配置在前支撑后侧；特点：此方案可减少主轴的悬伸量，使主轴热膨胀后向后伸长，但前支撑结构复杂，温升可能较高。

3.试述主轴静压轴承的工作原理答：主轴静压轴承一般都是使用液体静压轴承，液体静压轴承系统由一套专用供油系统、节流器和轴承三部分组成。

静压轴承由供油系统供给一定压力油，输进轴和轴承间隙中，利用油的静压压力支撑载荷、轴颈始终浮在压力油中。

所以，轴承油膜压强与主轴转速无关，承载能力不随转速而变化。

机械设计作业集第3章答案案场各岗位服务流程销售大厅服务岗：1、销售大厅服务岗岗位职责：1)为来访客户提供全程的休息区域及饮品;2)保持销售区域台面整洁;3)及时补足销售大厅物资,如糖果或杂志等;4)收集客户意见、建议及现场问题点；2、销售大厅服务岗工作及服务流程阶段工作及服务流程班前阶段1）自检仪容仪表以饱满的精神面貌进入工作区域2）检查使用工具及销售大厅物资情况，异常情况及时登记并报告上级。

班中工作程序服务流程行为规范迎接指引递阅资料上饮品（糕点）添加茶水工作要求1）眼神关注客人，当客人距3米距离时，应主动跨出自己的位置迎宾，然后侯客迎询问客户送客户注意事项15度鞠躬微笑问候：“您好！欢迎光临！”2）在客人前方1-2米距离领位，指引请客人向休息区，在客人入座后问客人对座位是否满意：“您好！请问坐这儿可以吗？”得到同意后为客人拉椅入座“好的，请入座！”3）若客人无置业顾问陪同，可询问：请问您有专属的置业顾问吗？，为客人取阅项目资料，并礼貌的告知请客人稍等，置业顾问会很快过来介绍，同时请置业顾问关注该客人；4）问候的起始语应为“先生-小姐-女士早上好，这里是XX销售中心，这边请”5）问候时间段为8:30-11:30 早上好11:30-14:30 中午好 14:30-18:00下午好6）关注客人物品，如物品较多，则主动询问是否需要帮助（如拾到物品须两名人员在场方能打开，提示客人注意贵重物品）；7）在满座位的情况下，须先向客人致歉，在请其到沙盘区进行观摩稍作等待；阶段工作及服务流程班中工作程序工作要求注意事项饮料（糕点服务）1）在所有饮料（糕点）服务中必须使用托盘；2）所有饮料服务均已“对不起，打扰一下，请问您需要什么饮品”为起始；3）服务方向：从客人的右面服务；4）当客人的饮料杯中只剩三分之一时，必须询问客人是否需要再添一杯，在二次服务中特别注意瓶口绝对不可以与客人使用的杯子接触；5）在客人再次需要饮料时必须更换杯子；下班程序1）检查使用的工具及销售案场物资情况，异常情况及时记录并报告上级领导；2）填写物资领用申请表并整理客户意见；3）参加班后总结会；4）积极配合销售人员的接待工作，如果下班时间已经到，必须待客人离开后下班；1.3.3.3吧台服务岗1.3.3.3.1吧台服务岗岗位职责1）为来访的客人提供全程的休息及饮品服务；2）保持吧台区域的整洁；3)饮品使用的器皿必须消毒；4）及时补充吧台物资；5）收集客户意见、建议及问题点；1.3.3.3.2吧台服务岗工作及流程阶段工作及服务流程班前阶段1）自检仪容仪表以饱满的精神面貌进入工作区域2）检查使用工具及销售大厅物资情况，异常情况及时登记并报告上级。

第三章 机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示第五章螺纹连接和螺旋传动习题答案5-5图5-49是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。

两块边板各用4个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大的变动。

试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215，若用M6×40铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8，校核螺栓连接强度。

[解] 采用铰制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，铰制孔用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。

第三章 机械零件的强度p45习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ,取循环基数60105⨯=N ,9=m ,试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限; 解 MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ,MPa 1701=-σ,2.0=σΦ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线;解 )170,0('A )0,260(C得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示 3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm,d =62mm,r =3mm;如用题3-2中的材料,设其强度极限σB=420MPa,精车,弯曲,βq =1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线; 解 因2.14554==d D ,067.0453==d r ,查附表3-2,插值得88.1=ασ,查附图3-1得78.0≈σq ,将所查值代入公式,即查附图3-2,得75.0=σε；按精车加工工艺,查附图3-4,得91.0=σβ,已知1=q β,则 根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图 3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ,应力幅MPa 20a =σ,试分别按①C r =②C σ=m ,求出该截面的计算安全系数ca S ;解 由题3-4可知35.2,2.0MPa,260MPa,170s 1-====σσK Φσσ1C r =工作应力点在疲劳强度区,根据变应力的循环特性不变公式,其计算安全系数 2C σ=m工作应力点在疲劳强度区,根据变应力的平均应力不变公式,其计算安全系数第五章 螺纹连接和螺旋传动p101习题答案5-1 分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点,各举一例说明它们的应用 螺纹类型 特点应用普通螺纹 牙形为等力三角形,牙型角60o,内外螺纹旋合后留有径向间隙,外螺纹牙根允许有较大的圆角,以减少应力留集中;同一公称直径按螺距大小,分为粗牙和细牙;细牙螺纹升角小,自锁性较好,搞剪强度高,但因牙细在耐磨,容易滑扣 一般联接多用粗牙螺纹,细牙螺纹常用于细小零件、薄壁管件或受冲击、振动和变载荷的连接中,也可作为微调机构的调整螺纹用 管螺纹牙型为等腰三角形,牙型角55o,内外螺纹旋合后无径向间隙,牙顶有较大的圆角 管联接用细牙普通螺纹 薄壁管件非螺纹密封的55o 圆柱管螺纹 管接关、旋塞、阀门及其他附件 用螺纹密封的55o 圆锥管螺纹 管子、管接关、旋塞、阀门及其他螺纹连接的附件米制锥螺纹气体或液体管路系统依靠螺纹密封的联接螺纹梯形螺纹 牙型为等腰梯形,牙侧角3o,内外螺纹以锥面巾紧不易松动,工艺较好,牙根强度高,对中性好最常用的传动螺纹锯齿形螺纹 牙型不为等腰梯形,工作面的牙侧角3o,非工作面的牙侧角30o;外螺纹牙根有较大的圆角,以减少应力集中;内外螺纹旋合后,大径处无间隙,便于对中;兼有矩形螺纹传动效率高和梯形螺纹牙根旨度高的特点 只能用于单向受力的螺纹联接或螺旋传动,如螺旋压力机5-2 将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处 答：可以减小螺栓的刚度,从而提高螺栓联接的强度;5-3 分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况,它的最大应力,最小应力如何得出当气缸内的最高压 力提高时,它的最大应力,最小应力将如何变化解：最大应力出现在压缩到最小体积时,最小应力出现在膨胀到最大体积时;当汽缸内的最高压力提高时,它的最大应力增大,最小应力不变;5-4 图5-49所示的底板螺栓组联接受外力FΣ作用在包含x 轴并垂直于底板接合面的平面内;试分析底板螺栓组的受力情况,并判断哪个螺栓受力最大堡证联接安全工作的必要条件有哪些5-5 图5-49是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架;两块边板各用4个螺栓与立柱相连接,托架所承受的最大载荷为20kN,载荷有较大的变动;试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜为什么Q215,若用M6×40铰孔用螺栓连接,已知螺栓机械性能等级为,校核螺栓连接强度; 解 采用铰制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动,铰制孔用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置,并能承受横向载荷,增强连接的可靠性和紧密性,以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移,而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩,连接不牢靠;1确定M6×40的许用切应力τ由螺栓材料Q215,性能等级,查表5-8,可知MPa 640][s =σ,查表5-10,可知0.5~5.3][=τS 2螺栓组受到剪力F 和力矩FL T =,设剪力F 分在各个螺栓上的力为i F ,转矩T 分在各个螺栓上的分力为j F ,各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r ,即mm 27545cos 2150=︒=r由图可知,螺栓最大受力故M6×40的剪切强度不满足要求,不可靠;5-6 已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接;托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250mm 、大小为60kN 的载荷作用;现有如图5-50所示的两种螺栓布置形式,设采用铰制孔用螺栓连接,试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小为什么解 螺栓组受到剪力F 和转矩,设剪力F 分在各个螺栓上的力为i F ,转矩T 分在各个螺栓上的分力为j F a 中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r ,即r =125mm由a 图可知,最左的螺栓受力最大kN 302010max =+=+=j i F F Fb 方案中由b 图可知,螺栓受力最大为5-7 图5-52所示为一拉杆螺纹联接;已知拉杆所受的载荷F=56KN,载荷稳定,拉杆材料为Q235钢,试设计此联接;5-8 两块金属板用两个M12的普通螺栓联接;若接合面的摩擦系数f=,螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%;螺栓用性能等级为的中碳钢制造,求此联接所能传递的横向载荷;5-9受轴向载荷的紧螺栓联接,被联接钢板间采用橡胶垫片;已知螺栓预紧力Fo=15000N,当受轴向工作载荷F ＝10 000N 时,求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力;5-10图5-24所示为一汽缸盖螺栓组联接;已知汽缸内的工作压力P=0~1MPa,缸盖与缸体均为钢制,直径D1=350mm,D2=250mm.上、下凸缘厚均为25mm.试设计此联接;5-11 设计简单千斤顶参见图5-41的螺杆和螺母的主要尺寸;起重量为40000N,起重高度为200mm,材料自选;1 选作材料;螺栓材料等选用45号钢;螺母材料选用ZCuA19Mn2,查表确定需用压强P=15MPa.2确定螺纹牙型;梯形螺纹的工艺性好,牙根强度高,对中性好,本题采用梯形螺纹; 3按耐磨性计算初选螺纹的中径;因选用梯形螺纹且螺母兼作支承,故取,根据教材式5-45得按螺杆抗压强度初选螺纹的内径;根据第四强度理论,其强度条件为但对中小尺寸的螺杆,可认为,所以上式可简化为式中,A 为螺杆螺纹段的危险截面面积,;S 为螺杆稳定性安全系数,对于传力螺旋,S=对于传导螺旋,S=对于精密螺杆或水平螺杆,S>4.本题取值为5.故5综合考虑,确定螺杆直径;比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果,可知本题螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准,按国家标准GB/T5796-1986选定螺杆尺寸参数：螺纹外径d=44mm,螺纹内径d1=36mm,螺纹中径d2=40.5mm,螺纹线数n=1,螺距P=7mm.6校核螺旋的自锁能力;对传力螺旋传动来说,一般应确保自锁性要求,以避免事故;本题螺杆的材料为钢,螺母的材料为青铜,钢对青铜的摩擦系数f=查机械设计手册;因梯形螺纹牙型角,所以因,可以满足自锁要求;注意：若自锁性不足,可增大螺杆直径或减沾上螺距进行调整;7计算螺母高度H.因选所以H=,取为102mm.螺纹圈数计算：z=H/P=螺纹圈数最好不要超过10圈,因此宜作调整;一般手段是在不影响自锁性要求的前提下,可适当增大螺距P,而本题螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准,耐磨性已相当富裕,所以可适当减低螺母高度;现取螺母高度H=70mm,则螺纹圈数z=10,满足要求;8螺纹牙的强度计算;由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度,因此只需校核螺母螺纹的牙根强度;根据教材表5-13,对于青铜螺母,这里取30MPa,由教材式5-50得螺纹牙危险截面的剪切应力为满足要求螺母螺纹根部一般不会弯曲折断,通常可以不进行弯曲强度校核;9螺杆的稳定性计算;当轴向压力大于某一临界值时,螺杆会发生侧向弯曲,丧失稳定性;好图所示,取B=70mm.则螺杆的工作长度l=L+B+H/2=305mm螺杆危险面的惯性半径i=d1/4=9mm螺杆的长度：按一端自由,一段固定考虑,取螺杆的柔度：,因此本题螺杆,为中柔度压杆;棋失稳时的临界载荷按欧拉公式计算得所以满足稳定性要求;第六章 键、花键、无键连接和销连接p115习题答案6-1 6-26-3 在一直径mm 80=d 的轴端,安装一钢制直齿圆柱齿轮如下图,轮毂宽度 1.5d L =,工作时有轻微冲击;试确定平键的尺寸,并计算其允许传递的最大扭矩;解 根据轴径mm 80=d ,查表得所用键的剖面尺寸为mm 22=b ,mm 14=h根据轮毂长度mm 120805.1'=⨯==1.5d L 取键的公称长度 mm 90=L键的标记 键79-90GB 109622⨯键的工作长度为 68mm 2290=-=-=b L l键与轮毂键槽接触高度为 mm 7==2hk 根据齿轮材料为钢,载荷有轻微冲击,取许用挤压应力 110MPa ][=p σ根据普通平键连接的强度条件公式 ][1023p p σkldT σ≤⨯=变形求得键连接传递的最大转矩为 6-4 6-5 6-6第八章 带传动p164习题答案8-1 V 带传动的m in 14501r n =,带与带轮的当量摩擦系数51.0=v f ,包角︒=α1801,初拉力N 3600=F ;试问：1该传动所能传递的最大有效拉力为多少2若m m 100d d1=,其传递的最大转矩为多少3若传动效率为,弹性滑动忽略不计,从动轮输出效率为多少解 ()N 4.4781111360211112151.01151.00=+-⨯⨯=+-=ππααee e e F F v vf f ec 8-2 V 带传动传递效率7.5kW =P ,带速m 10=ν,紧边拉力是松边拉力的两倍,即21F F =,试求紧边拉力1F 、有效拉力e F 和初拉力0F ; 解 1000νF P e =8-38-4 有一带式输送装置,其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V 带传动,电动机功率P=7kW,转速m in 9601r n =,减速器输入轴的转速m in 3302r n =,允许误差为%5±,运输装置工作时有轻度冲击,两班制工作,试设计此带传动; 解 1确定计算功率ca P由表8-7查得工作情况系数2.1A =K ,故 2选择V 带的带型根据ca P 、1n ,由图8-11选用B 型; 3确定带轮的基准直径d d ,并验算带速ν①由表8-6和8-8,取主动轮的基准直径m m 1801=d d②验算带速ν③计算从动轮的基准直径4确定V 带的中心距a 和基准长度d L①由式()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+,初定中心距mm 5500=a ; ②计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度mm 2240=d L ③实际中心距a中心距的变化范围为mm 630~550; 5验算小带轮上的包角1α 故包角合适; 6计算带的根数z①计算单根V 带的额定功率r P由s m 960 m m 18011==n d d 和,查表8-4a 得25kW .30≈P 根据303kW .0B 9.2330960m 960 01=∆===P i n 型带，查表得和 查表8-5得914.0k =α,表8-2得1k =L ,于是 ②计算V 带的根数z 取3根;7计算单根V 带的初拉力的最小值()min 0F由表8-3得B 型带的单位长度质量m kg 018=q ,所以 8计算压轴力 9带轮结构设计略习题答案9-2 某链传动传递的功率kW 1=P ,主动链轮转速m in r 481=n ,从动链轮转速m in r 142=n ,载荷平稳,定期人工润滑,试设计此链传动; 解 1选择链轮齿数取小链轮齿数191=z ,大链轮的齿数6519144812112=⨯===z n n iz z 2确定计算功率由表9-6查得0.1=A K ,由图9-13查得52.1=z K ,单排链,则计算功率为 3选择链条型号和节距根据m in r 48kW 52.11==n P ca 及,查图9-11,可选16A,查表9-1,链条节距mm 4.25=p 4计算链节数和中心距初选中心距m m 1270~7624.25)50~30()50~30(0=⨯==p a ;取mm 9000=a ,相应的链长节数为取链长节数节114=p L ;查表9-7得中心距计算系数24457.01=f ,则链传动的最大中心距为 5计算链速ν,确定润滑方式由m 386.0=ν和链号16A,查图9-14可知应采用定期人工润滑; 6计算压轴力p F有效圆周力为 N 2591386.0110001000≈⨯==νp F e 链轮水平布置时的压轴力系数15.1=p F K ,则压轴力为N 2980259115.1≈⨯=≈e F p F K F p 9-3 已知主动链轮转速m in r 8501=n ,齿数211=z ,从动链齿数992=z ,中心距mm 900=a ,滚子链极限拉伸载荷为,工作情况系数1A =K ,试求链条所能传递的功率; 解 由kW 6.55lim =F ,查表9-1得mm 4.25=p ,链型号16A根据m in r 850m m 4.251==n p ，,查图9-11得额定功率kW 35=ca P 由211=z 查图9-13得45.1=z K 且1=A K习题答案10-1 试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力用受力图表示各力的作用位置及方向; 解 受力图如下图：补充题：如图b,已知标准锥齿轮m m N 1042,3.0,50,20,5521⋅⨯=====T Φz z m R ,标准斜齿轮24,63==z m n ,若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消,β应为多少并计算2、3齿轮各分力大小;解 1齿轮2的轴向力： 齿轮3的轴向力：即()2235.01sin tan sin z Φm δαz m βR n -=由5.22050tan 122===z z δ 928.0sin 2=∴δ 371.0cos 2=δ 即︒=231.13β 2齿轮2所受各力： 齿轮3所受各力：10-6 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动,已知54,26m in,r 1450,kW 5.72111====z z n P ,寿命h 12000=h L ,小齿轮相对其轴的支承为不对称布置,并画出大齿轮的机构图;解 1 选择齿轮类型、精度等级、材料①选用直齿圆柱齿轮传动;②铣床为一般机器,速度不高,故选用7级精度GB10095-88;③材料选择;由表10-1选择小齿轮材料为40Cr 调质,硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚调质,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS;2按齿面接触强度设计1确定公式中的各计算值①试选载荷系数.51t =K ②计算小齿轮传递的力矩③小齿轮作不对称布置,查表10-7,选取0.1=d Φ④由表10-6查得材料的弹性影响系数21MPa 8.189=E Z⑤由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa 6001lim =H σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502lim =H σ; ⑥齿数比 08.2265412===z z u⑦计算应力循环次数⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数 0.1,98.021==HN HN K K ⑨计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数1=S 2计算①计算小齿轮分度圆直径1t d ,代入[]H σ中较小值②计算圆周速度ν ③计算尺宽b ④计算尺宽与齿高之比hb ⑤计算载荷系数根据s m 066.4=ν,7级精度,查图10-8得动载荷系数2.1=v K 直齿轮,1==ααF H K K由表10-2查得使用系数25.1=A K 由表10-4用插值法查得420.1=H βK 由56.11=hb,420.1=H βK ,查图10-13得37.1=F βK 故载荷系数 13.2420.112.125.1=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K ⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 ⑦计算模数m 取5.2=m ⑧几何尺寸计算分度圆直径：m m 65265.211=⨯==mz d 中心距： mm 100213565221=+=+=d d a 确定尺宽：圆整后取m m 57m m ,5212==b b ; 3按齿根弯曲疲劳强度校核①由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 5001=FE σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 3802=FE σ;②由图10-18取弯曲疲劳寿命93.0,89.021==FN FN K K ; ③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4.1=S ④计算载荷系数⑤查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得 6.21=a F Y 304.22=a F Y ⑥校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式 []F S F F σY Y m bd KT σaa ≤=112进行校核 所以满足弯曲强度,所选参数合适;10-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动,已知m in r 7501=n ,两齿轮的齿数为m m m m ,6,'229,108,2421160b m βz z n ==︒===,8级精度,小齿轮材料为38SiMnMo 调质,大齿轮材料为45钢调质,寿命20年设每年300工作日,每日两班制,小齿轮相对其轴的支承为对称布置,试计算该齿轮传动所能传递的功率; 解 1齿轮材料硬度查表10-1,根据小齿轮材料为38SiMnMo 调质,小齿轮硬度217~269HBS,大齿轮材料为45钢调质,大齿轮硬度217~255 HBS2按齿面接触疲劳硬度计算①计算小齿轮的分度圆直径②计算齿宽系数③由表10-6查得材料的弹性影响系数 21MPa 8.189=E Z ,由图10-30选取区域系数47.2=H Z ④由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa 7301lim =H σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502lim =H σ; ⑤齿数比 5.42410812===z z u ⑥计算应力循环次数⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数 1.1,04.121==HN HN K K ⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数1=S⑨由图10-26查得63.1,88.0,75.02121=+===αααααεεεεε则 ⑩计算齿轮的圆周速度计算尺宽与齿高之比hb 计算载荷系数根据m 729.5=ν,8级精度,查图10-8得动载荷系数22.1=v K 由表10-3,查得4.1==ααF H K K按轻微冲击,由表10-2查得使用系数25.1=A K由表10-4查得380.1=H βK {按d Φ=1查得} 由85.11=hb,380.1=H βK ,查图10-13得33.1=F βK 故载荷系数 946.2380.14.122.125.1=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K由接触强度确定的最大转矩3按弯曲强度计算①计算载荷系数 840.233.14.122.125.1=⨯⨯⨯==βανF F A K K K K K②计算纵向重合度 380.1'229tan 24096.1318.0tan 318.01=︒⨯⨯⨯==βz Φεd β ③由图10-28查得螺旋角影响系数 92.0=βY ④计算当量齿数⑤查取齿形系数Fa Y 及应力校正系数Sa Y 由表10-5查得 62.21=Fa Y 17.22=Fa Y⑥由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 5201=FE σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa 4302=FE σ;⑦由图10-18取弯曲疲劳寿命90.0,88.021==FN FN K K ; ⑧计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4.1=S ⑨计算大、小齿轮的[]SaFa F Y Y σ,并加以比较取[][][]05.66,min 222111=⎩⎨⎧⎭⎬⎫=Sa Fa F Sa Fa F SaFa F Y Y σY Y σY Y σ⑩由弯曲强度确定的最大转矩 4齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值 即N096.12844641=T第十一章 蜗杆传动p272习题答案11-1 试分析图11-26所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向;解 各轴的回转方向如下图所示,蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋;蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动,传递效率min r 960,kW 0.511==n P ,传动比23=i ,由电动机驱动,载荷平稳;蜗杆材料为20Cr,渗碳淬火,硬度HRC 58≥;蜗轮材料为ZCuSn10P1,金属模铸造;蜗杆减速器每日工作8h,要求工作寿命为7年每年按300工作日计; 解 1选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆ZI;2按齿面接触疲劳强度进行设计 ①确定作用蜗轮上的转矩T 2按21=z ,估取效率8.0=η,则②确定载荷系数K因工作载荷平稳,故取载荷分布不均匀系数1=βK ；由表11-5选取使用系数1=A K ；由于转速不高,无冲击,可取动载系数05.1=V K ,则③确定弹性影响系数E Z 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配,故21MPa 160=E Z ④确定接触系数p Z 假设35.01=ad ,从图11-18中可查得9.2=p Z ⑤确定许用接触应力[]H σ由表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[]MPa 268'=H σ应力循环系数 ()721021.4830071239606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 寿命系数 8355.01021.410877HN=⨯=K 则 [][]MPa 914.2232688355.0'HN =⨯==H H σK σ⑥计算中心距取中心距mm 200=a ,因23=i ,故从表11-2中取模数8mm =m ,蜗杆分度圆直径m m 80=1d ;此时4.020080==a d 1,从图11-18中查取接触系数74.2'=p Z ,因为p p Z Z <',因此以上计算结果可用;3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ①蜗杆蜗杆头数21=z ,轴向齿距133.258=π=π=m p a ；直径系数10=q ；齿顶圆直径mm 962*11=+=m h d d a a ；齿根圆直径()mm 8.602*11=+-=c m h d d a f ；分度圆导程角"36'1811︒=γ；蜗杆轴向齿厚m m 567.125.0=π=m S a ;②蜗轮蜗轮齿数472=z ；变位系数5.02-=x 验算传动比5.2324712===z z i ,此时传动比误差%17.223235.23=-,是允许的; 蜗轮分度圆直径 m m 37647822=⨯==mz d蜗轮喉圆直径 ()()m 3845.018237622*22=-⨯⨯+=++=x h m d d a a蜗轮齿根圆直径 ()mm 8.3642.05.0182376222=+-⨯⨯-=-=f f2h d d 蜗轮咽喉母圆直径 mm 12376212002122=⨯-=-=a g d a r 4校核齿根弯曲疲劳强度 ①当量齿数 85.49"36'1511cos 47cos 3322=︒==γz z v 根据85.49,5.022=-=v z x ,从图11-19中可查得齿形系数75.22=a F Y②螺旋角系数 9192.014031.1111401=︒︒-=︒-=γY β ③许用弯曲应力 [][]FN F F K σσ⋅='从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]MPa 56'=F σ 寿命系数 66.01021.410976=⨯=FNK④校核齿根弯曲疲劳强度 弯曲强度是满足的; 5验算效率η已知v v f γarctan ;"36'1811=ϕ︒=；v f 与相对滑动速度a v 相关从表11-18中用插值法查得0238.0=v f ,"48'21136338.1︒=︒=ϕv ,代入式得854.0~845.0=η,大于原估计值,因此不用重算;第十三章 滚动轴承p342习题答案13-1 试说明下列各轴承的内径有多大哪个轴承公差等级最高哪个允许的极限转速最高哪个承受径向载荷能力最高哪个不能承受径向载荷N307/P4 6207 30207 51301解 N307/P4、6207、30207的内径均为35mm,51301的内径为5mm ；N307/P4的公差等级最高；6207承受径向载荷能力最高；N307/P4不能承受径向载荷;13-5 根据工作条件,决定在轴的两端用︒=25α的两个角接触球轴承,如图13-13b 所示正装;轴颈直径mm 35=d ,工作中有中等冲击,转速m in r 1800=n ,已知两轴承的径向载荷分别为N 33901=r F ,N 33902=r F ,外加轴向载荷N 870=ae F ,作用方向指向轴承1,试确定其工作寿命;解 1求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F对于︒=25α的角接触球轴承,按表13-7,轴承派生轴向力r d F F 68.0=,68.0=e 两轴计算轴向力 2求轴承当量动载荷1P 和21P由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为 对轴承1 11=X 01=Y 对轴承2 41.02=X 87.02=Y因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6,取5.1=p f ,则3确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的具体代号,这里假设选用7207AC,查轴承手册得基本额定载荷N 29000=C ,因为21P P >,所以按轴承1的受力大小验算13-6 若将图13-34a 中的两轴承换为圆锥滚子轴承,代号为30207;其他条件同例题13-2,试验算轴承的寿命; 解 1求两轴承受到的径向载荷1r F 和2r F将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面下图b 和水平面下图a 两个平面力系;其中：图c 中的teF 为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a 中的ae F 亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上上诉转化仔图中均未画出;由力分析可知：2求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F查手册的30207的37.0=e ,6.1=Y ,N 54200=C 两轴计算轴向力3求轴承当量动载荷1P 和2P由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为 对轴承1 4.01=X 6.11=Y 对轴承2 12=X 02=Y因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6,取5.1=p f ,则 4确定轴承寿命因为21P P >,所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求;13-7 某轴的一端支点上原采用6308轴承,其工作可靠性为90%,现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠性提高到99%,试确定可能用来替换的轴承型号; 解 查手册得6308轴承的基本额定动载荷N 40800=C ;查表13-9,得可靠性为90%时,11=a ,可靠性为99%时,21.01=a ;可靠性为90%时 363161040800601106010⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=P n P C n a L可靠性为99%时 363166021.01060101⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n P C n a L即 N 547.6864121.0408003==C 查手册,得6408轴承的基本额定动载荷N 65500=C ,基本符合要求,故可用来替换的轴承型号为6408;第十五章 轴p383习题答案15-4 图15-28所示为某减速器输出轴的结构图,试指出其设计错误,并画出改正图; 解 1处两轴承应当正装;2处应有间隙并加密封圈; 3处应有轴间定位;4处键不能伸入端盖,轴的伸出部分应加长; 5处齿轮不能保证轴向固定; 6处应有轴间定位; 7处应加调整垫片;改正图见轴线下半部分;15-7 两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴见图15-30a,尺寸和结构见图15-30b 所示;已知：中间轴转速m in r 1802=n ,传动功率kW 5.5=P ,有关的齿轮参数见下表：解 1求出轴上转矩2求作用在齿轮上的力 3求轴上载荷作轴的空间受力分析,如图a; 作垂直受力图、弯矩图,如图b; 作水平受力图、弯矩图,如图c; 作合成弯矩图,如图d 作扭矩图,如图e; 作当量弯矩力,如图f;转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取6.0=α;4按弯矩合成应力校核轴的强度,校核截面B 、C B 截面 C 截面轴的材料为45号钢正火,[]MPa 51MPa,560200,HBS 1==≥-σσB []1-≤≤σσσcaB caC ,故安全;。

第三章部分题解3-5图3-37所示为一冲床传动机构的设计方案。

设计者的意图是 通过齿轮1带动凸轮2旋转后，经过摆杆3带动导杆4来实 现冲头 上下冲压的动作。

试分析此方案有无结构组成原理上的错 误。

若有,应如何修改？ 解画出该方案的机动示意图如习题3-5解图(a),其自由度为:F=3n-2P -P =3 3-2 ?-1=0 其中:滚子为局部自由度计算可知:自由度为零，故该方案无法实现所要求的运动，即结 习题3-5图 图3-37解决方法:1增加一个构件和一个低副，如习题3-5解图(b) 所示。

其自由度为: 构组成原理上有错误。

F =3n-2P -P =3 ?-2 5-1 = 1 542将一个低副改为高副，如习题3-5解图(c)所示。

其自由度为:F =3n-2P -P =3 3-2 ?-2=154习题3-5解图(a)?画出图3-38所示机构的运动简图(运动尺寸由图 上量取),并计算其自由度。

(a)机构模型(d)机构模型 图3-38习题3-6图习题3-6(a)图所示机构的运动简图可画成习题 3-6(a)解图(a)或习 题3-6(a)解图(b)的两种形式。

计算该机构自由度为:3-654F =3n-2P -P =3 ?-2 4-0=1 54习题3-6(a)解图(a)习题3-6(a)解图(b)?习题3-6(d)图所示机构的运动简 图可画成习题 3-6(d)解图(a)、习题3-6(d)解图(b)、习题3-6(d)解图 (c)解(d) 等多种形式。

-1-3-7 解(a)解(b)解(c) 6 习题3-5解图(b)习题3-5解图(c) 解⑻科=O.QOIm min。

机械设计教程（3版）作业集第三章习题3-1图3-20所示为一直齿圆柱齿轮与轴用圆头平键连接，轴径。

齿轮的材料为铸 铁，轴为45钢。

键长L=60mm,键的截而尺寸为方祐=14x9 mm 2,传递的转矩T=200N m, 有轻微冲击。

试校核该平键连接的强度。

3-2图3・21所示的凸缘联轴器，用普通圆头平键与轴连接。

已知轴径d=55mm,毂长Z>1.5d, 联轴器为铸铁，轴为45钢，传递的转矩T=300N m,载荷平稳无冲击。

试选择键的尺寸 并校核其连接强度。

3-3图3-22为一牙嵌式离合器与轴用导向平键连接，轴径d=40mm,键长L=125mm （|w|头键）, 其最小有效工作长度/min =65mm,离合器与轴均为钢制，传递的转矩7M50Nm 有轻微 冲击，要求选择键的截面尺寸并校核其连接强度。

图 3-223-4若题3-3中的其他条件均不变，而将其改为轻系列的矩形花键连接，离合器在空载条件 下接合，制造精度及润滑条件一般，齿面未经淬火处理。

试校核该矩形花键的强度。

・L ，■ 图 3-20 图 3-21第五章习题5-1何谓螺纹的大径、屮径和小径？它们分别用于什么场合？5 2螺栓连接、双头螺林连接、螺钉连接的主要区别是什么?它们的应用场合有何不同?5 3普通螺栓连接和饺制孔用螺栓连接的结构有何不同？主要失效形式和设计准则是什么？ 5- 4螺纹连接预紧的目的是什么？如何控制预紧力？5 5连接螺纹能满足自锁条件，为什么在设计螺纹连接时还要考虑防松问题？在可拆卸的防 松措施中哪类工作可靠？为什么？5 6紧螺栓连接所受轴向变载荷在0〜FZI'可变化，当预紧力仇一定时，改变螺栓或被连接件 的刚度，对螺栓连接的疲劳强度和连接的紧密性冇何影响？5 7螺旋传动按使用特点的不同可分为哪儿类？试举例说明其应用场合。

5- 8某普通螺栓连接，螺栓公称岂径为M20,性能等级为4.8级。

试求；(1) 当承受轴向变载荷并控制预紧力时，其预紧力仇最大为多少？(2) 若连接承受横向拉力，冇一个贴合面，摩擦因数.戶0.15,则可能承受的横向载荷为 多少(按单个螺栓计算)？5-9 -普通螺栓连接，螺栓的刚度为被连接件的刚度为Cn “如果C m =8C b ,预紧力 F o =lOOON,轴向外载荷F=1100N ，试求螺栓所受的总拉力和被连接件小的残余预紧力。

第三章部分题解参考3-5 图3-37所示为一冲床传动机构的设计方案。

设计者的意图是通过齿轮1带动凸轮2旋转后，经过摆杆3带动导杆4来实现冲头上下冲压的动作。

试分析此方案有无结构组成原理上的错误。

若有，应如何修改？习题3-5图习题3-5解图(a) 习题3-5解图(b) 习题3-5解图(c) 解 画出该方案的机动示意图如习题3-5解图(a)，其自由度为：14233 2345=-⨯-⨯=--=P P n F其中：滚子为局部自由度计算可知：自由度为零，故该方案无法实现所要求的运动，即结构组成原理上有错误。

解决方法：①增加一个构件和一个低副，如习题3-5解图(b)所示。

其自由度为：115243 2345=-⨯-⨯=--=P P n F②将一个低副改为高副，如习题3-5解图(c)所示。

其自由度为：123233 2345=-⨯-⨯=--=P P n F3-6 画出图3-38所示机构的运动简图（运动尺寸由图上量取），并计算其自由度。

习题3-6(a)图 习题3-6(d)图解(a) 习题3-6(a)图所示机构的运动简图可画成习题3-6(a)解图(a)或习题3-6(a)解图(b)的两种形式。

自由度计算：1042332345=-⨯-⨯=--=P P n F习题3-6(a)解图(a)习题3-6(a)解图(b)解(d) 习题3-6(d)图所示机构的运动简图可画成习题3-6(d)解图(a)或习题3-6(d)解图(b)的两种形式。

自由度计算：1042332345=-⨯-⨯=--=P P n F习题3-6(d)解图(a) 习题3-6(d)解图(b)3-7 计算图3-39所示机构的自由度，并说明各机构应有的原动件数目。

解(a)1010*******=-⨯-⨯=--=P P n FA 、B 、C 、D 为复合铰链原动件数目应为1说明：该机构为精确直线机构。

当满足BE =BC =CD =DE ，AB =AD ，AF =CF 条件时，E 点轨迹是精确直线，其轨迹垂直于机架连心线AF解(b)1072532345=-⨯-⨯=--=P P n FB 为复合铰链，移动副E 、F 中有一个是虚约束 原动件数目应为1说明：该机构为飞剪机构，即在物体的运动过程中将其剪切。

机械设计基础部分课后习题答案第三章 机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm ，d=62mm ，r=3mm 。

如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=qσσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴ 根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。