西工大版机械设计答案第八版.docx

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西工大版机械设计答案第八版

第三章机械零件的强度

习题答案

Tj=180MPa，取循环基数N0=5106,m=9，试求循环次数N

25000、620000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

3-4圆轴轴肩处的尺寸为：

D=54mmd=45mmr=3mm如用题3-2中的材料，设其强度极限oB=420MPa

精车，弯曲，卩q=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

［解］因9=里=1.2,匚=2=0.067，查附表3-2，插值得Of=1.88，查附图3-1得q忍0.78,d45d45

将所查值代入公式，即

k°二1q。

：

°-1=10.781.88-1=1.69

查附图3-2，得.=0.75;按精车加工工艺，查附图3-4，得氏二0.91，已知ft=1，则

Kt二

©丄国

.Qft

°m

3-5如题3-4中危险截面上的平均应力Om=20MPa，应力幅阳=20MPa,试分别按①r

喀=C，求出该截面的计算安全系数Sca。

［解］由题3-4可知0-i=170MPa,§=260MPa,①^二0.2,K=2.35

r叫

A'（0.72.34）

to,g）

0（20.0）

D'（14t67,60.29）

（T

C'260.0）久

（1）r=C

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c0-1170

Sca—

KoO•①

（2）Cm二C

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

cO1Ko-①§om1702.35-0.2°20

Sca1.81

K°（°+）

=2.28

2.35300.220

2.353020

第五章螺纹连接和螺旋传动

习题答案

5-5图5-50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M6X40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。

匚

1

n

r彳

1L4|

卜一

Li

4-（-

r

1-

20iL

—

1

——1

［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M6X40的许用切应力［.］（螺栓受到切应力和挤压应力，p87）

由螺栓材料Q215,性能等级8.8，查表5-8，可知［切=640MPa，查表5-10，可知［S.］=3.5〜5.0

[]640182.86~128MPa

[S』3.5〜5.0

Fi，转矩T

（2）螺栓组受到剪力F和力矩（T二FL，普通螺栓），设剪力F分在各个螺栓上的力为

150f~

分在各个螺栓上的分力为Fj，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r，即^2mm

由图可知，螺栓最大受力

FmaxffFj2Fj22FiFjcosBh；；2.52（52）222.55、2cos45-9.015kN

3

-319[]

_Fmax_9.01510

二2二_32

d0610

44

2222

二FiFj2FjFjcos9=10（24.39）21024.39

.由d。

4F仃可知采用（a）布置形式所用的螺栓直径较小。

P85

思路：

M：

釆用镀制孔用甥栓为宜。

由于托架潢受的載荷有较大变动”普通螺栓靠播合面产生的用擦力来抵抗转矩.牧制孔用螺栓则靠剪切和挤压来抵抗转矩比根据接合面木滑移条件求得普通缥栓的最小直栏；

KJ

4w]

再由剪切及挤斥强度条件求得较制孔用螺栓的加小胃径

受轴向载荷的普通螺栓。

失效为螺栓的断裂。

P83,F1=（1.5-1.8）F

解

（1）确定螺栓数王和直径d川

查教材5-5,螺栓间距站Y7化取10=64取2=12.则螺栓间距4

-兀“—92^i?

n仪

z

螺栓直径d=t0/6=92/6=15.33HHD,取d=16im屛

（2）选择螺栓性能等级。

选择螺栓性能等级*8.8级，查教材表5违提,a£=BOOMPaQ严640MPa屮

⑶计算螺栓上的载荷，作用在气範上的最大压力?

和单个螺栓上的工作载荷F分别为卩

取残余预紧力F1=L5F,由鞍材公式Z（5-15）,螺栓的总载荷

F2=F1+F=2.5F=2.5+6136=15340N^

⑷许用应力。

按不控制预紧力确定安全系数，查教材5-10,取5珂许用拉应力.

玉=160倍"

（5）验算螺栓的强度。

查手册，螺栓的大径E&itg小径dl=L3.835mm.取螺栓公称长度口0皿』由教材公式〔5-19）,螺栓的计算应力迈严1^=1銘

满足强度条件。

螺栓的标记为GB/T5732-86116x70,^栓数量2=12.

第六章键、花键、无键连接和销连接

习题答案

6-3在一直径d=80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽度L=1.5d,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。

变形求得键连接传递的最大转矩为

十kld[%]7汇68汉80X10

2000

Tmax2094Nm

max2000

6-4

L确定联轴器处键的卿和尺寸

选A型平键，很据轴径出iOmm*査表6-1得键的截面尺寸为=A=取键长

Z=110mm>键的标记为键20XHOGBT1096-2003.

2校樓连接强度

联轴器的村料为铸铁，查表僅2,取（a^l^SSNIPa,Jt=D.5A=0.5xl^=6ran,二

110—20=由公式（6=1），挤压应力

200072000x1000“皿丙r,

a===52.9MPa<[tr

7kid6x90x707

荷定强度条件.

3”确定齿轮处键的类型和尺寸.

选盘型平键*根据轴径i/=90mm?

查表6-1得键的£而尺寸为：

b=25mm»h=Umni＞取键扶Z=SOmm,腱的标记为：

键25X&0GBT1096-2003™

4+校核连接强度

齿轮和轴的材料均为钢，查表&-2,取［£；„］=llOXlPaj4:

=0.5A=0.5xl+="mm*I=L-b

-=8025-55am＞由公式（6-l）i挤压应力

=57.7MPa<[a」

2000厂2000x1000

a,=Jdd=7x55x90

徧足强度条件.

6-6图6-4所示为变速箱中的双联滑移齿乾*传遽的Si定功¥^=4kW,转速/1・250r/min0齿轮在空栽下移动*工作悄况良好口试选择花1B类型和尺寸.并校楝连接的强度。

解：

该滑移齿轮传递的转矩：

rs9,55X106—=9,55xIO6玄二N-mm=152.8N-m

n250

选用矩形花讎"

根据外花键大径/＞=40mm,査手册选取内花键小径d=36mm.则选取矩形花键的标

id：

x36x40x7GB1I44-87.其中C=O,3mm,键的工作為度

。

評-2—40-2xO.3mm-1.4mm

工作长度"60mm键的平均宜橙

D+rf40+36_o

d=—u=mm=mm

"22

根据其工况条件.说教材表6-3.取其许用压力[p]=30MPaa取载荷分配不均匀系數护=67.可得谡花键连接的压力：

2FxIO12000x152.8“口…*・“ri““n

p—―=__-—;——■——MPa=17.IMPa

（了解）

满足强度要求。

第八章带传动

习题答案

8-1V带传动的n1=1450rmin，带与带轮的当量摩擦系数f^0.51，包角：

「=180，初拉力

F。

=360N。

试问：

（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？

（2）若dd1=100mm，其传递的最大转矩为多少？

（3）若传动效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？

11

0.51二

11——

［解］1Fee=2F0—e2360—e478.4N

1+—1+—1—

fv：

110.51二

ee

_3

2T=Fee^=478.41001023.92Nmm

22

FecE

Fecv3Pecnn

10001000汉60E000

478.414503.14100①cl

0.95

1000x60x1000

3.45kW

8-2V带传动传递效率P=7.5kW，带速v=10ms，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F^F2，试求紧

Fe和初拉力Fo。

边拉力F1、有效拉力

［解］■■-PH

1000

L1000P

1°°°"—on

10

Fe二Fl-F2且Fl=2F2

.R=2Fe=2750=1500N

Fe:

h=F°字

2

.&十1-空=1500-竺=1125N

22

8-4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

□=960r「min,减速器输入轴的转速n^330rmin,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Pca

由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故

PCa=KAP=1.27=8.4kW

（2）选择V带的带型

根据Pca、n1,由图8-11选用B型。

（3）确定带轮的基准直径dd，并验算带速v

1由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径dd1=180mm

2验算带速v

=9.0432ms

二dd1m二180960

V二

601000601000

5m.s：

：

v：

：

30ms

-带速合适

③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Ld

1由式0.7dd1dd2-a^2dd1dd2，初定中心距a。

=550mm。

2计算带所需的基准长度

dd2_dd1

Ld02a0-dd1dd2.

24ao

2

500-180

=2550180500

24汉550

比2214mm

由表8-2选带的基准长度Ld=2240mm

3实际中心距a

由表8-3得B型带的单位长度质量q二018kgm，所以

F0min=500-^k^Pcaqv2-500互0^148.40.189.04322=283Nkazv0.91439.0432

（8）计算压轴力

Fp=2zF。

minsina=23283si门他=1628”

22

（9）带轮结构设计（略）

第九章链传动

习题答案

9-2某链传动传递的功率P=1kW，主动链轮转速m=48r/mn，从动链轮转速n2=14”min，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

取小链轮齿数乙=19，大链轮的齿数z2-iz,=也乙二4819=65

n214

（2）确定计算功率

由表9-6查得Ka=1.0，由图9-13查得Kz=1.52，单排链，则计算功率为

PCa二KAKzP=1.01.521=1.52kW

（3）选择链条型号和节距

根据Pea=1.52kW及⑴=48r.min，查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距p=25.4mm

（4）计算链节数和中心距

初选中心距a0=（30~50）p=（30~50）25.4=762~1270mm。

取a0=900mm，相应的链长节数为

ca0丄N+Z2丄］Z2—乙［P

Lp0

=2—十十I—

P2i2兀丿a。

2

：

114.3

c900±19+65訂65-19、25.4

=2x++Ix

25.42I2兀丿900

取链长节数Lp=114节。

查表9-7得中心距计算系数f^0.24457，则链传动的最大中心距为

a=人卩2lp-乙z210.2445725.42114-1965丨：

895mm

（5）计算链速v,确定润滑方式

601000

查图9-14可知应采用定期人工润滑。

v^2481925・4,0.386ms

60勺000

由v0.386ms和链号16A,

（6）计算压轴力Fp

1

=10002591N

0.386

Kfp=1.15，则压轴力为Fp応心尸。

=1.15疋2591肚2980N

9-3已知主动链轮转速n1=850rmin，齿数=21，从动链齿数z2=99，中心距a=900mm，滚子链极限拉伸载荷为55.6kN，工作情况系数KA-1，试求链条所能传递的功率。

［解］由Fim=55.6kW，查表9-1得p=25.4mm，链型号16A

根据p=25.4mm,m=850rmin，查图9-11得额定功率Pea=35kW

由乙=21查图9-13得Kz=1.45

且KA=1

P35

.Pea24.14kW

KaKz11.45

第十章齿轮传动

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:

寿命

10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知p=7.5kW,q=1450"min,z,=26,z2=54,

Lh-12000h，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铳床为一般机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

3

（调

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质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS

（2）按齿面接触强度设计

直齿轮，K^-K^=1

由表10-2查得使用系数KA=1.25由表10-4用插值法查得KHb二1.420

K

由一=11.56,Kh厂1.420，查图10-13得KF厂1.37

h

故载荷系数K二KaKvKh：

Kh1=1.251.211.420=2.13

⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径

d1=d1t3K=53.5773字3=60.22

Kt1.5

⑦计算模数m

⑧几何尺寸计算分度圆直径：

d^i=mZ|=2.526=65mmd2=mz2=2.554=135mm

m』

Zi

取m=2.5

圆整后取①=52mm,bi=57mm。

（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0Fe1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

族2-380MPa。

2由图10-18取弯曲疲劳寿命KFN1=0.89,Kfn2=0.93。

3计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

惊1Kfn1咎e10.89500=317.86MPa

1S1.4

2=Kfn2斥E2=°.93500=252.43MPa

S1.4

4计算载荷系数

K二KaK、Kf：

.Kf~1.251.211.37=2.055

5查取齿形系数及应力校正系数

由表10-5查得Yf-2.6Yf-2.304

a1a2

Ys-1.595Ys-1.712

Sa1Sa2

6校核弯曲强度

根据弯曲强度条件公式O-F=-2KT1YFaYSa<［咎进行校核

bd1ma

2y2055氏49397r1

52652.5261^=".64MP^嗜1

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=750rmin,两齿轮的齿数为Z1=24,Z2=108,0=922',mn=6mm,b=160mm,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217~255HBS

（2）按齿面接触疲劳硬度计算

2K

1计算小齿轮的分度圆直径

d1z^mn24_6145.95mm

cosBcos922'

2计算齿宽系数

干b1604eg

C）d1.096

d1145.95

1

ZE=189.8MPa°，由图10-30选取区域系数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

劳强度极限％问2=550MPa。

5齿数比u-空二竺/七

z124

6计算应力循环次数

N1

N2

8

=60n1jLh=607501300202=5.410

8

N15.4108

-1.210u4.5

10-19取接触疲劳寿命系数

KHN1=1.04,Khn2=1.1

7由图

8计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1

L.1=Khn1兀问1=1.04730=759.2MPa

1S1

G]2二Khn2咎1im2=1.1550.605MPa

S1

9由图10-26查得j=0.75,e.2=0.88,则&.=e.d=1.63

10计算齿轮的圆周速度

坯山13.1^145.9^750

v

601000

°计算尺宽与齿高之比

601000b

5.729m.s

mnt二

h

dcosB145.95cos922'

二6mm

26

Z

h=2.25mnt-2.256=13.5mm

匕二型11.85

.h13.5

•'计算载荷系数

根据v5.729ms,8级精度，查图由表10-3，查得KH-•=KF-1.4

按轻微冲击，由表10-2查得使用系数

由表10-4查得

10-8得动载荷系数Kv=1.22

Ka=1.25

Khb=1.380｛按①d=1查得｝

由-=11.85,h

Khb=1.380，查图10-13得Kf^1.33

由接触强度确定的最大转矩

ZhZe

1.0961.63145.9534.5

XX

4.51

605

22.946=1284464.096N

（3）按弯曲强度计算

2

T...①d“1mn

2.47如89.8丿

惊1

2KY3丫乂

1计算载荷系数K二KaK、Kf-.Kf-：

=1.251.221.41.33=2.840

2计算纵向重合度$=0.318①dZtanp=0.318x1.096x24xtan9^22^1.380

3由图10-28查得螺旋角影响系数YB=0.92

④计算当量齿数

Z1

Z"1cos3B

24

Z2

"cos3B

⑤查取齿形系数

3=24.99

cos922'

108厂112.3cos922'

丫Fa及应力校正系数Ysa

由表

⑥由图

10-5查得YFa1=2.62YFa2=2.17

Ysa1二1.59Ysa2=1.80

10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

OFE^520MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

=430MPa。

10-18取弯曲疲劳寿命Kfn1=0.88,Kfn2=0.90。

°E2

7由图

8计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

°Kfn1°E1=°.88520=305.07MPa

s1.5

=Kfn2°fe2=0.90430=258MPas1.5

°】

小齿轮的-^―，并加以比较

YFaYsa

°F2

⑨计算大、

=73.23

2.621.59

OF

YFa2Ysa2

取一^-

YFaYsa

258

66.052.171.80

°1°F

YFa1Ysa1

⑩由弯曲强度确定的最大转矩

2rI

T.：

：

：

①d£：

d1mn°」

1-2KY3YFaYsa

（4）齿轮传动的功率

YFa2Ysa2_66.05

1096汉163汉145952汉6

二—666.05=2885986.309Nmm

22.8400.92

取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值

即T1

.P

J284464.096N

9.55106

1284464.096750

9.55106

=100.87kW

第十一章蜗杆传动

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R=5.0kW,n,=960r/min，传动比i=23,

由电动机驱动，载荷平稳。

蜗杆材料为20Cr，渗碳淬火，硬度—58HRC。

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）