2023年机械设计课后练习1.docx

3-2已经知道资料的力学功能为σ260MPa， s σ170MPa， 1 0.2，试绘制此资料的简化的等寿命寿 Φσ 命曲线。 ' A(0,170) C(260,0) [解] 2σσ0 1 Φσ σ 0 2σ1 σ 0 1Φσ 2σ1 2170 σ 0 283.33MPa 1Φσ10.2 得D'(283.33283.33 , ' D(141.67,141.67) )，即 2 2 ' ' 依照点A(0,170)， C(260,0)D(141.67,141.67)按比例绘制该资料的极限应力求如以以下图所示 ， σ B=420MPa， 3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用题3-2中的资料，设其强度极限 精车，曲折，β=1，试绘制此整机的简化等寿命疲惫曲线。 q D54 d45 r 3 1.2， 0.067，查附表3-2，插值得 1.88，查附图3-1得q0.78，将 σ [解]因 σ d45 所查值代入公式，即 k1qσ σ 110.781.8811.69 σ 3-4，得β0.91，已经知道β1，那么 σq 查附图3-2，得 ε σ 0.75；按精车加工工艺，查附图 kσ 1 1 1.69 1 1 1 Kσ 1 1 2.35 εσβσ β q 0.750.91 A0,1702.35,C260,0,D141.67,141.672.35 依照 A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比例绘出该整机的极限应力线图如以以下图 3-5如题3-4中风险截面上的均匀应力σ20MPa，应力幅σ20MPa，试分不按①rC②σC， m a m 求出该截面的盘算平安系数Sca。 σ170MPa,σ260MPa,Φ0.2,K2.35 [解]由题3-4可知 -1 s σ σ （1）rC 任务应力点在疲惫强度区，依照变应力的轮回特征稳定公式，其盘算平安系数 σ -1 170 Sca 2.28 KσΦσ 2.35300.220 σa σm （2）σC m 任务应力点在疲惫强度区，依照变应力的均匀应力稳定公式，其盘算平安系数 σ KΦσ1702.350.2σ 20 -1 σ σ m Sca 1.81 Kσσm 2.353020 σ a 5-5图5-49是由两块边板跟一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。 两块边板各用4个螺栓与破柱相衔接， 20kN，载荷有较年夜的变化。试咨询：此螺栓衔接采纳普通螺栓衔接依然铰制孔用 Q215，假定用M6×40铰孔用螺栓衔接，已经知道螺栓机器功能品级为8.8，校核螺栓 托架所接受的最年夜载荷为 螺栓衔接为宜？什么原因？ 衔接强度。 [解]采纳铰制孔用螺栓衔接为宜 因为托架所受的载荷有较年夜变化，铰制孔用螺栓衔接能准确牢固被衔接件的绝对位置，并能接受横 向载荷，加强衔接的牢靠性跟严密性，以防止受载后被衔接件间呈现漏洞或发作绝对滑移，而普通螺栓连 接靠联合面发生的摩擦力矩来抵御转矩，衔接不牢靠。 （1）断定M6×40的许用切应力[] []640MPa 由螺栓资料Q215，功能品级8.8，查表5-8，可知σs 5-10，可知 [S]3.5~5.0 ，查表 [σs] 640 [] 182.86~128MPa [S]3.5~5.0 σ640 s [] 426.67MPa σ p Sp 1.5 （2）螺栓组遭到剪力F跟力矩（TFL），设剪力F分在各个螺栓上的力为F，转矩T分在各个螺 i 150 栓上的分力为F，各螺栓轴线到螺栓组对称核心的间隔为 j 即 r,r 752mm 2cos45 1 8 1 8 Fi F 202.5kN FL20300103 8r8752103 Fj 52kN 由图可知，螺栓最年夜受力 2 2 2 2.5(52)222.552cos45 Fmax Fi Fj 2FFcosθ 9.015kN i j 9.015103 6103 4 Fmax d0 319[] 2 2 4 9.015103 61011.4103 3 Fmax dLmin σ p 131.8[σp] 0 故M6×40的剪切强度不满意请求，不牢靠。 5-6已经知道一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相衔接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、 间隔为250mm、巨细为60kN的载荷感化。现有如图5-50所示的两种螺栓安排方式， 设采纳铰制孔用螺栓 衔接，试咨询哪一种安排方式所用的螺栓直径最小？什么原因？ [解]螺栓组遭到剪力F跟转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为F，转矩T分在各个螺栓上的分力为Fj i （a）中各螺栓轴线到螺栓组核心的间隔为 r，即r=125mm 1 6 1 6 Fi Fj F 60 10kN FL 6r 60250103 20kN 3 612510 由（a）图可知，最左的螺栓受力最年夜 （b）方案中 FmaxFF102030kN i j 1 6 1 6 Fi F 6010kN 2 125 2 60250103 125103 2 Mrmax FLrmax Fjmax 24.39kN 6 6 2 2 2 2 125 125 2 ri ri 2 4 1252 106 i1 i1 2 由（b）图可知，螺栓受力最年夜为 2 2 2 2 2 Fmax FFj 2FFcosθ10(24.39)21024.39 33.63kN i i j 5 4Fmax可知采纳（a）安排方式所用的螺栓直径较小 由d0 5-8两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。假定接合面的摩擦系数 f=0.3,螺栓预紧力操纵在其屈从极限的 70%。螺栓用功能品级为4.8的中碳钢制作，求此联接所能通报的横向载荷。 5-9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采纳橡胶垫片。已经知道螺栓预紧力 荷F＝10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的剩余预紧力。 Fo=15000N,当受轴向任务载 8-2V带传动通报效力P7.5kW，带速ν10ms，紧边拉力是松边拉力的两倍，即 FF，试求紧 12 边拉力F1、无效拉力 F e 跟初拉力。 F 0 Fν e [解] P 1000 1000P10007.5 Fe 750N 10 ν FFF且F2F2 e 1 2 1 F12F27501500N e Fe FF0 1 2 Fe 2 750 2 FF1 0 1500 1125N 8-3 10-1试剖析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力求表现各力的感化位置及偏向） 。 [解]受力求如以以下图： P17.5kW,n1450rmin,z26,z54， 已经知道 10-6方案铣床中的一对圆柱齿轮传动， 1 1 2 L12022h，小齿轮绝对其轴的支承为过错称安排，并画出年夜齿轮的机构图。 h 寿命 [解](1)选择齿轮范例、精度品级、资料 ①选用直齿圆柱齿轮传动。 ②铣床为普通呆板，速率不高，应选用 7级精度（GB10095-88）。 ③资料选择。由表10-1选择小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS，年夜齿轮材 料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者资料硬度差为40HBS。 （2）按齿面打仗强度方案 2 KTu1ZE 1 d1t2.323 u Φd σ H 1 ）断定公式中的各盘算值 K1.5 t ①试选载荷系数 ②盘算小齿轮通报的力矩 5 5 95.510P95.5107.5 1 T1 49397Nmm n1 1450 1.0 ③小齿连作过错称安排，查表 10-7，拔取Φd 1 2 ④由表10-6查得资料的弹性阻碍系数 Z189.8MPa E ⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的打仗疲惫强度极限 σ Hlim1 600MPa；年夜齿 550MPa。 轮的打仗疲惫强度极限σHlim2 z2 54 26 ⑥齿数比 u 2.08 z 1 ⑦盘算应力轮回次数 N60njL6014501120221.044109 1 1 h N11.044109 2.08 N2 0.502109 u KHN10.98,KHN21.0 ⑧由图10-19取打仗疲惫寿命系数 ⑨盘算打仗疲惫许用应力 取生效概率为1%，平安系数S1 KσHlim10.98600 HN1 588MPa σ H 1 S 1 KHN2 σ 1.03550 Hlim2 566.5MPa σ H 2 S 1 2）盘算 ①盘算小齿轮分度圆直径d，代入σ中较小值 1t H 2 2 KTu1ZE 1.5493972.081189.8 1 d1t2.323 2.323 53.577mm Φd u σ H 1 2.08 566.5 ν ②盘算圆周速率 dn1 3.1453.5771450 601000 1t 4.066ms ν 601000 ③盘算尺宽b bΦd153.57753.577mm d 1t b h ④盘算尺宽与齿高之比 d1t z1 53.577 26 mt 2.061mm h2.25m2.252.0614.636mm t b53.577 h4.636 11.56 ⑤盘算载荷系数 依照 ，级精度，查图 ν4.066ms7 10-8得动载荷系数K1.2 v 直齿轮，KH KF 1 K1.25 A 由表10-2查得应用系数 由表10-4用插值法查得KHβ1.420 b 11.56，KHβ1.420，查图10-13得KFβ1.37 由 h KKKKKH1.251.211.4202.13 故载荷系数 A v H ⑥按实践的载荷系数校订所算的分度圆直径 K 2.13 1.5 dd 53.577 60.22 3 1 1t3 Kt m ⑦盘算模数 d160.22 m 2.32mm z 26 1 取m2.5 ⑧多少何尺寸盘算 分度圆直径：dmz2.52665mm 1 1 dmz2.554135mm 2 2 dd265135 1 a 100mm 核心距： 2 2 断定尺宽： 2 2KTu12.5ZE 1 b d12 u σ H 2 22.13493972.0812.5189.8 652 2.08566.5 51.74mm b252mm,b57mm。 1 圆整后取 （3）按齿根曲折疲惫强度校核 σ FE1 500MPa；年夜齿轮的曲折疲惫 ①由图10-20c查得小齿轮的曲折疲惫强度极限 强度极限σFE2380MPa。 KFN10.89,KFN20.93。 ②由图10-18取曲折疲惫寿命 ③盘算曲折疲惫许用应力 取曲折疲惫平安系数S1.4 KFN1σFE1 S KσFE20.93500 0.89500 317.86MPa σ F1 1.4 FN2 252.43MPa σ F 2 S 1.4 ④