西工大版机械设计答案(第八版)

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-=-Θ σΦσσ+=∴-121MPa 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 =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()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 。

第十一章蜗杆传动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[]322⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥H P E σZ Z KT a①确定作用蜗轮上的转矩T 2按21=z ，估取效率8.0=η，则 mm N 915208239608.051055.91055.91055.962162262⋅=⨯⨯⨯=⨯=⨯=in ηP n P T②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05.105.111=⨯⨯==V βA K K K K③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'H N =⨯==H H σK σ⑥计算中心距mm 396.160914.2239.216091520805.132=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯≥a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mm 80=1d 。

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-=-Θ σΦσσ+=∴-121MPa 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 =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()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 。

第八章带转动8—1 （2）；8—2 （3）；（3）；；带的紧边开始绕上小带轮；8—3拉应力，离心拉应力，弯曲应力；σ1+σb1c8—4 （2）；8—5 预紧力F0 、包角α和摩擦系数f ；8－6（略）8－7 答：P0 随小带轮转速增大而增大，当转速超过一定值后，P0 随小带轮转速的进一步增大而下降。

这是因为P=F e v，在带传动能力允许的范围内，随着小带轮转速的增大（带速v 增大）带传递的功率增大。

然而当转速超过一定值后，由于离心力的影响，使得带所能传递的有效拉力F e 下降，因此，小带轮转速进一步增大时，带的传动能力P0 下降。

8－8（略）8－9 答：V 带绕在带轮上，顶胶变窄，底胶变宽，宽度不改变处称为带的节宽b P。

把V 带套在规定尺寸的测量带轮上，在规定的张紧力下，沿V 带的节宽巡行一周的长度即为V 带的基准长度L d。

V 带轮的基准直径是指带轮槽宽尺寸等于带的节宽尺寸处的带轮直径。

8－10 答：若大带轮上的负载为恒功率负载，则转速高时带轮上的有效拉力小，转速低时有效拉力大。

因此，应当按转速为500r/min 来设计带传动。

若大带轮上的负载为恒转矩负载，则转速高时输出功率大，转速低时输出功率小。

因此，应当按转速为1000r/min 来设计带传动。

8－11 答：因为单根普通V 带的基本额定功率P0 是在i=1（主、从动带轮都是小带轮）的条件下实验得到的。

当i＞1 时，大带轮上带的弯曲应力小，对带的损伤减少，在相同的使用寿命情况下，允许带传递更大一些的功率，因此引入额定功率增量△P0。

8—12 答：摩擦系数f 增大，则带的传动能力增大，反之则减小。

这样做不合理，因为若带轮工作面加工得粗糙，则带的磨损加剧，带的寿命缩短。

8—13 答：在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变形以及传递动力时松、紧边的拉力差造成的，是带在轮上的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有的，是不可避免的。

弹性滑动使带传动的传动比增大。

机械原理西⼯⼤版（第⼋版）课后习题答案机械原理西⼯⼤版（第⼋版）课后习题答案第2章2-1 何谓构件?何谓运动副及运动副元素?运动副是如何进⾏分类的?答：参考教材5~7页。

2-2 机构运动简图有何⽤处?它能表⽰出原机构哪些⽅⾯的特征?答：机构运动简图可以表⽰机构的组成和运动传递情况，可进⾏运动分析，⽽且也可⽤来进⾏动⼒分析。

2-3 机构具有确定运动的条件是什么?当机构的原动件数少于或多于机构的⾃由度时，机构的运动将发⽣什么情况?答：参考教材12~13页。

2-4 何谓最⼩阻⼒定律?试举出在机械⼯程中应⽤最⼩阻⼒定律的1、2个实例。

2-5 在计算平⾯机构的⾃由度时，应注意哪些事项?答：参考教材15~17页。

2-6 在图2-20所⽰的机构中，在铰链C、B、D处，被连接的两构件上连接点的轨迹都是重合的，那么能说该机构有三个虚约束吗?为什么?答：不能，因为在铰链C、B、D中任何⼀处，被连接的两构件上连接点的轨迹重合是由于其他两处的作⽤，所以只能算⼀处。

2-7 何谓机构的组成原理?何谓基本杆组?它具有什么特性?如何确定基本杆组的级别及机构的级别?答：参考教材18~19页。

2-8 为何要对平⾯⾼副机构进⾏“⾼副低代"?“⾼副低代”应满⾜的条件是什么?答：参考教材20~21页。

2-9 任选三个你⾝边已有的或能观察到的下列常⽤装置(或其他装置)，试画出其机构运动简图，并计算其⾃由度。

1)折叠桌或折叠椅；2)酒瓶软⽊塞开盖器；3)⾐柜上2-11图⽰为⼀简易冲床的初拟设计⽅案。

设计者的思路是：动⼒由齿轮j输⼊，使轴A连续回转；⽽固装在轴^上的凸轮2与杠杆3组成的凸轮机构使冲头4上下运动，以达到冲压的⽬的。

试绘出其机构运动简图(各尺⼨由图上量取)，分析是否能实现设计意图，并提出修改⽅案。

1)取⽐例尺绘制机构运动简图2)分析是否能实现设计意图解：f=，可改为f=?-?-=不合理∵03324102-12图⽰机构为⼀凸轮齿轮连杆组合机构，试绘制其机构⽰意简图并计算⾃由度。

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 Φσσ（1）C 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 （2）C 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。

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？若采用铰制孔螺栓，许用剪应力[]28MPa τ=，则螺栓的直经为多大？[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）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=︒=rkN 2510275810300208 kN5.220818133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F j i 则螺栓最大受力kN 015.945cos 255.22)25(5.2cos 22222max =︒⨯⨯⨯++=++=θF F F F F j i j i[]19010420.25284Fd mm ππτ⨯≥==⨯查表得：24d mm =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 =125mmkN 2010125610250606 kN 1060616133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F ji 由（a ）图可知，最左的螺栓受力最大kN 302010max =+=+=j i F F F （b ）方案中 kN 10606161=⨯==F F i kN 39.24101252125421252101252125102506062223223612max612maxmax =⨯⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯===---==∑∑i ii ij rFLr rMr F由（b ）图可知，螺栓受力最大为 kN 63.335239.24102)39.24(10cos 22222max =⨯⨯⨯++=++=θF F F F F j i j i []直径较小）布置形式所用的螺栓可知采用（由a F d τπ≥∴max045-8 两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。

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+=∴-121MPa 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 =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()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 。