第九版机械设计濮良贵课后习题答案
濮良贵机械设计第九版课后 习题答案.(DOC)
取 ⑩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
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
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：
补充题：如图（b），已知标准锥齿轮，标准斜齿轮 ，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，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：
[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，转矩T 分在各个螺栓上的分力为
（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
（b）方案中
由（b）图可知，螺栓受力最大为
5-10
第六章 键、花键、无键连接和销连接 习题答案
6-3 在一直径的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽 度，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。
⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮 的接触疲劳强度极限。 ⑥齿数比 ⑦计算应力循环次数
⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数 ⑨计算接触疲劳许用应力
取失效概率为，安全系数
2）计算 ①计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值
②计算圆周速度
③计算尺宽
④计算尺宽与齿高之比
机械设计课后习题答案濮良贵
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=-ζ，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 ζζN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N ζζNMPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N ζζN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s ζ，MPa 1701=-ζ，2.0=ζΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解])170,0('A)0,260(C012ζζζΦζ-=-ζΦζζ+=∴-1210MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-ζΦζζ 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==dD ，067.0453==d r，查附表3-2，插值得88.1=αζ，查附图3-1得78.0≈ζq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=ζζζq查附图3-2，得75.0=ζε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=ζβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=qζζζζββεK ()()()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 =ζ，应力幅MPa 20a =ζ，试分别按①C r =②C ζ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
机械设计课后习题答案濮良贵
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 MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNMPa 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(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 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==dD ，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 。
濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析汇总之欧阳文创编
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 σσN3-2已知材料的力学性能为MPa260=s σ，MPa1701=-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 =②Cσ=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。
机械设计课后习题答案濮良贵
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 MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNMPa 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(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 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==dD ，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 。
濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析
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==dD，067.0453==dr，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=qβ，则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA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MPa20m=σ，应力幅MPa20a=σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
濮良贵机械设计第九版第十章答案
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与方向）。
[解] 受力图如下图：补充题：如图（b ），已知标准锥齿轮mm 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：()222222222sin tan 5.012sin tan 2sin tan δαz Φm T δαdm T δαF F R t a -=== 齿轮3的轴向力：βz m T ββz m T βd T βF F n n t a sin 2tan cos 2tan 2tan 33333333=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=== 3232,20,T T αF F a a =︒==()βz m T δαz Φm T n R sin 2sin tan 5.01233222=-∴即()2235.01sin tan sin z Φm δαz m βR n -=由5.22050tan 122===z z δ 928.0sin 2=∴δ371.0cos 2=δ ()()2289.0503.05.015928.020tan 2465.01sin tan sin 223=⨯⨯-⨯⨯︒⨯⨯=-=∴z Φm δαz m βR n即︒=231.13β （2）齿轮2所受各力：()() 3.765kN N 10765.3503.05.01510425.01223522222=⨯=⨯⨯-⨯⨯⨯=-==z Φm T dm T F R t0.508kNN 10508.0371.020tan 10765.3cos tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t r kN 272.1N 10272.1928.020tan 10765.3sin tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t akN 420cos 10765.3cos 322=︒⨯==αF F t n齿轮3所受各力：kN 408.5N 10408.5231.13cos 2461042cos 2cos 22353232333=⨯=︒⨯⨯⨯==⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==βz m T βz m T d T F n n tkN 022.2N 10022.2321.12cos 20tan 10408.5cos tan 3333=⨯=︒︒⨯⨯==βαF F n t rkN 272.1N 10272.1321.12cos 20tan 10408.5tan 10408.5tan 33333=⨯=︒︒⨯⨯⨯⨯==βF F t akN 889.5N 10889.5321.12cos 20cos 10765.3cos cos 3333=⨯=︒︒⨯==βαF F n t n10-6设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知54,26min,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。
机械设计第九版课后答案濮良贵第10单元课后习题10-8答案
KAFt1 / b 1.25 4693 / 27.72 N/mm 211 .63N/mm >100N/mm 查表 10-3 得出间载荷分配系数 KF 1.2 ③由表 10-4 用插值法查得 KH 1.347 （用外插法求的） ，结合 b/h=4.575 查图 10-3 得 KF 1.298 。
由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 KHN1 1.17 、KHN2 1.25 。 （此处取的是机械设计第九版 10-23 中的第一条曲线，读者可根据材料不同自行取其它曲线） 取失效概率为 1%、安全系数 S=1，由式（10-14）得
N1 60n1jLh 60 14460 1 100 6.876 10 7
t n
arccosz cos / z 2h cos arccos23 cos20.562 / 23 2 1 cos14 30.30
at1 1 t 1 an *
arccosz cos / z 2h cos arccos73 cos20.562 / 73 2 1 cos14 24.21
b t
/ cos 2 1.632 / cos 213.140 1.721
v b
③由式（10-19） ，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 。
Y 0.25 0.75 / v 0.25 0.75 / 1.721 0.686 Y 1
Hlim1 1.17 600 MPa 702MPa S 1 H 2 KHZ2 Hlim2 1.25 550 MPa 687.5MPa S 1
K
H 1
HZ1
取 H 1 和 H 2 中的较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，既
机械设计第九版(濮良贵)课后习题答案_完整版
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。 （1）确定 M6×40 的许用切应力[ ] 由螺栓材料 Q215，性能等级 8.8，查表 5-8，可知[ζs ] 640MPa ，查表 5-10， 可知 [S ] 3.5 ~ 5.0
[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 Fi ，转矩 T 分在各个螺栓上的分力为 F j （a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为 r，即 r=125mm
Fi 1 1 F 60 10kN 6 6 FL 60 250 10 3 20kN 6r 6 125 10 3
即 F1 F2 ，试求紧边拉力 F1 、有效拉力 Fe 和初拉力 F0 。 [解 ] P
Fe ν 1000 1000 P 1000 7.5 Fe 750 N ν 10
Fe F1 F2 且F1 2F2 F1 2Fe 2 750 1500N
Pca K A P 1.2 7 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 d d ，并验算带速 ν ①由表 8-6 和 8-8，取主动轮的基准直径 d d1 180mm ②验算带速 ν
机械习题答案
2 ⑵若 M＜0：螺栓 4 和 5 所受的工作载荷最大，其值 F3 为 F3 = Ml1 (4l12 + 4l 2 )
1 8
FΣy
y
FΣ FΣx
h
x
l
l1
l2
l2
l1
2 7
3 6
4 5
4)受力最大的螺栓及其所受到的最大作用力 Fmax： ⑴若 M≥0：螺栓 1 和 8 所受的作用力最大，其值 Fmax 为：
《机械设计》 （第九版）
濮良贵主编
习题参考答案（第 5 章）
5-4.图 5-49 所示的底板螺栓组连接受外力 FΣ的作用，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，保证连接安全工作 的必要条件有哪些？ 解：1、受力简化： 1)FΣ向 x 和 y 轴分解，得水平分力 FΣx 铅垂 分力 FΣy 2)FΣx 向接全面简化，得作用在接合面上的横 向载荷 FΣx 和顺时针倾覆力矩 M1=FΣx×h 3)FΣy 向接合面对称中心简化，得轴向载荷 FΣy 和逆时针倾覆力矩 M2=FΣy×l 4)螺栓组的受力情况： 综上，底板螺栓组受以下三种载荷的作用： ⑴横向载荷 FΣx，作用方向：水平向右 ⑵轴向载荷 FΣy，作用方向：铅垂向上 ⑶倾覆力矩 M：M=M1-M2。M≥0，底板受顺时针倾覆力矩作用 M＜0，底板受逆时针倾覆力矩作用 2、受力分析： 1)受横向载荷 FΣx 作用： 每个螺栓所受的工作剪力 F1=FΣx/8，方向向右。 2)受轴向载荷 FΣy 作用： 每个螺栓所受的工作拉力 F2=FΣy/8，方向向上。 3)受倾覆力矩 M 作用： ⑴若 M≥0：螺栓 1 和 8 所受的工作载荷最大，其值 F3 为 F3 = Ml1 (4l1 + 4l 2 )
机械设计课后习题答案濮良贵
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 MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNMPa 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 0012σσσΦσ-=-ΘσΦσσ+=∴-1210MPa 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==dD，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 。
机械设计课后习题答案濮良贵
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 MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNMPa 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(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 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==dD，067.0453==dr，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=qβ，则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA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MPa20m=σ，应力幅MPa20a=σ，试分别按①Cr=②Cσ=m，求出该截面的计算安全系数caS。
机械设计第九版题解
西北工业大学蒲良贵主编《机械设计》新版第九版齿轮章节例题课堂讲解及习题解答（与原来第八版数表图均有不同）上海工程技术大学机械设计教研室陆宁编写sm n d v t /.311==1t226.2650.221==Fa Fa Y Ysa sa Y Y教材例题:试设计一对齿轮,输入功率P 1=10kw,小齿轮转速N1=960r/min,齿数比u=3.2,传动平稳,转向不变,c 齿轮相对于轴承为非对称布置.MPa H 540][1=σMPaH 523][2=σMPa F 57.303][1=σMPaF 86.238][2=σ初选Z1=24 Z2=77O14=β7级精度14634.901=d 2=m 4632.45/Z 11→==m d 圆整：以下不再赘述以下是教材计算题的解答过程10/29/201510-6 设计铣床中的一对直齿圆柱齿轮，已知P1=7.5kw ，n1=1450r/min,小齿轮相对于其轴的支撑为非对称布置，传动比要求u=2.08。
有轻微冲击，试设计这对齿轮。
补充条件：初选Kt=1.8 ，小齿轮齿数Z1=26，大齿轮齿数Z2=54.许用应力为：Mpa Mpa Mpa Mpa F F H 213][,220][,599][,600][2121H ====σσσσ补充作业（斜齿轮）前10-6习题中其他条件不变，按斜齿轮设计，初设螺旋角O 10=β8.10)625.2/(146/=⨯=h b 按轻微冲击，查表10-2得1.25K A =查图10-815.1=v K 查表10-34.1K K F ==ααH 查表10-43755.1=βH K 查图10-131.31K F =β载荷系数为：2.64k k K K K 2.77k k K K K F F V A F H H V A H ====βαβα查图10-2047.2=H z 钢材8.189=E z。
濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析汇总之欧阳家百创编
第三章 机械零件的强度欧阳家百（2021.03.07）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MPa20a =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。
机械设计课后习题答案濮良贵
机械设计课后习题答案濮良贵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=-ζ，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 ζζN M P a 3.324105.2105180946920112===--N N ζζNM P a 0.227102.6105180956930113===--N N ζζN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s ζ，MPa 1701=-ζ，2.0=ζΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解])170,0('A)0,260(C012ζζζΦζ-=-ζΦζζ+=∴-1210M P a 33.2832.0117021210=+?=+=∴-ζΦζζ 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2.145 54==dD ，067.0453==d r，查附表3-2，插值得88.1=αζ，查附图3-1得78.0≈ζq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-?+=-α+=ζζζq查附图3-2，得75.0=ζε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=ζβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k = ??-+= ??-+=q ζζζζββεK ()()()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 =ζ，应力幅MPa 20a =ζ，试分别按①C r =②C ζ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
濮良贵-西北工业大学《机械设计》课后习题答案讲解
详细答案第三章 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 M P a 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNM P a 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),260(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210M P a 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，),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==dD ，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 。
濮良贵第九版版机械设计习题问题详解
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-=-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3-3一圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
材料为40CrNi ，设其强度极限σB =900MPa ，屈服极限750MPa s σ=试计算周健的弯曲有效应力集中系数k σ。
[解] 因1.16D d =，0.048rd=，查附表3-2，插值得 1.995σα=，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()k 1110.78 1.9951 1.896σσσq α=+-=+⨯-=3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D =54mm ，d =45mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB=420MPa ，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0.7σε=；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则k 11 1.691111 2.510.70.911σσσσq K εββ⎛⎫⎛⎫=+-=+-⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭()()()170141.670,,260,0,141.67,2.51 2.51A C D ∴根据()()()0,67.73,260,0,141.67,56.44A C D 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 。
濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析汇总
第三章 【2 】机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称轮回曲折疲惫极限MPa 1801=-σ,取轮回基数60105⨯=N ,9=m ,试求轮回次数N 分离为7 000.25 000.620 000次时的有限寿命曲折疲惫极限. [解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学机能为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(C12σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '依据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力争如下图所示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,曲折,βq =1,试绘制此零件的简化等寿命疲惫曲线. [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 ∴依据()()()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中安全截面上的平均应力MPa 20m =σ,应力幅MPa 20a =σ,试分离按①C r =②C σ=m ,求出该截面的盘算安全系数ca S .[解] 由题3-4可知35.2,2.0MPa,260MPa,170s 1-====σσK Φσσ（1）C r =工作应力点在疲惫强度区,依据变应力的轮回特征不变公式,其盘算安全系数28.2202.03035.2170m a 1-=⨯+⨯=+=σΦσK σS σσca（2）C σ=m工作应力点在疲惫强度区,依据变应力的平均应力不变公式,其盘算安全系数()()()()81.1203035.2202.035.2170m a m 1-=+⨯⨯-+=+-+=σσσσca σσK σΦK σS第五章 螺纹衔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个螺栓与立柱相衔接,托架所推却的最大载荷为20kN,载荷有较大的变动.试问：此螺栓衔接采用通俗螺栓衔接照样铰制孔用螺栓衔接为宜？为什么？Q215,若用M 6×40铰孔用螺栓衔接,已知螺栓机械机能等级为8.8,校核螺栓衔接强度.[解] 采用铰制孔用螺栓衔接为宜因为托架所受的载荷有较大变动,铰制孔用螺栓衔接能准确固定被衔接件的相对地位,并能推却横向载荷,加强衔接的靠得住性和慎密性,以防止受载后被衔接件间消失裂缝或产生相对滑移,而通俗螺栓衔接靠联合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩,衔接不坚固.（1）肯定M 6×40的许用切应力[τ]由螺栓材料Q215,机能等级8.8,查表5-8,可知MPa 640][s =σ,查表5-10,可知0.5~5.3][=τS()MPa 128~86.1820.5~5.3640][][][s ===τ∴τS σ MPa 67.4265.1640][s ===p p S σσ （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间的距离为r ,即mm 27545cos 2150=︒=rkN 2510275810300208 kN 5.220818133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F j i 由图可知,螺栓最大受力kN 015.945cos 255.22)25(5.2cos 22222max =︒⨯⨯⨯++=++=θF F F F F j i j i()][319106410015.9423320max τ>=⨯⨯π⨯=π=τ∴-d F][8.131104.1110610015.9333min 0max p p σL d F σ<=⨯⨯⨯⨯==∴--故M 6×40的剪切强度不知足请求,不靠得住.5-6 已知一个托架的边板用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.距离为250mm.大小为60kN 的载荷感化.现有如图5-50所示的两种螺栓布置情势,设采用铰制孔用螺栓衔接,试问哪一种布置情势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间的距离为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 ）计划中kN 10606161=⨯==F F i kN 39.24101252125421252101252125102506062223223612max612maxmax =⨯⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯===---==∑∑i ii ij r FLr r Mr 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≥∴max045-10第六章键.花键.无键衔接和销衔接习题答案6-3在一向径mm80d的轴端,安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图）,轮毂宽度=L=,工作时有稍微冲击.试肯定平键的尺寸,并盘算其许可传递的最大扭矩.1.5d[解] 依据轴径mm 80=d ,查表得所用键的剖面尺寸为mm 22=b ,mm 14=h依据轮毂长度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==2h k依据齿轮材料为钢,载荷有稍微冲击,取许用挤压应力 110MPa ][=p σ依据通俗平键衔接的强度前提公式 ][1023p p σkldT σ≤⨯=变形求得键衔接传递的最大转矩为m N 20942000110806872000][⋅=⨯⨯⨯==p max σkld T第八章 带传动 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用拉力为若干？（2）若mm 100d d1=,其传递的最大转矩为若干？（3）若传动效力为0.95,弹性滑动疏忽不计,从动轮输出效力为若干？[解] ()N 4.4781111360211112151.01151.00=+-⨯⨯=+-=ππααee e e F F v vf f ec ()m m N 92.232101004.4782d 2-3d1⋅=⨯⨯==ec F T()kW45.395.0100060100010014.314504.4781000601000d 10003d11=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=•⨯⨯π=•=ηn F ηνF P ec ec8-2 V 带传动传递效力7.5kW =P ,带速s 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 .有用拉力e F 和初拉力0F .[解] 1000νF P e =N 750105.710001000=⨯==∴νP F e21212F F F F F e =-=且 1500N 750221=⨯==∴e F F201eF F F += 1125N 27501500210=-=-=∴e F F F8-4 有一带式输送装配,其异步电念头与齿轮减速器之间用通俗V 带传动,电念头功率P=7kW,转速m in 9601r n =,减速器输入轴的转速m in 3302r n =,许可误差为%5±,运输装配工作时有轻度冲击,两班制工作,试设计此带传动.[解] （1）肯定盘算功率ca P由表8-7查得工作情形系数2.1A =K ,故4kW .872.1A ca =⨯==P K P（2）选择V 带的带型依据ca P .1n ,由图8-11选用B 型.（3）肯定带轮的基准直径d d ,并验算带速ν ①由表8-6和8-8,取自动轮的基准直径mm 1801=d d②验算带速νs m 0432.9100060960180********=⨯⨯⨯π=⨯π=n d νd带速合适∴<<m 30s m 5ν ③盘算从动轮的基准直径()()mm 45.49733005.0196018012112=-⨯⨯=-=n εn d d d d （4）肯定V 带的中间距a 和基准长度d L①由式()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+,初定中间距mm 5500=a . ②盘算带所需的基准长度()()()()mm221455041805005001802550242222122100≈⨯-++π+⨯=-++π+≈a d d d d a L d d d d d 由表8-2选带的基准长度mm 2240=d L ③现实中间距amm 563222142240550200=-+=-+≈d d L L a a 中间距的变化规模为mm 630~550. （5）验算小带轮上的包角1α()()︒≥︒≈︒--︒=︒--︒=901475633.571805001803.57180121a d d αd d 故包角适合. （6）盘算带的根数z ①盘算单根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 依据303kW .0B 9.2330960s,m 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()kW 25.31914.0)303.025.3(k k 00=⨯⨯+=⋅⋅∆+=L αr P P P②盘算V 带的根数z58.225.34.8ca ===r P P z 取3根.（7）盘算单根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()()()N 2830432.918.00432.93914.04.8914.05.2500k k 5.250022min 0=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=q νz νP F αca α（8）盘算压轴力()N 16282147sin 283322sin21min 0=︒⨯⨯⨯==αF z F p （9）带轮构造设计（略）第九章 链传动 习题答案9-2 某链传动传递的功率kW 1=P ,自动链轮转速m in r 481=n ,从动链轮转速m in r 142=n ,载荷安稳,按期人工润滑,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）肯定盘算功率由表9-6查得0.1=A K ,由图9-13查得52.1=z K ,单排链,则盘算功率为kW 52.1152.10.1=⨯⨯==P K K P z A ca（3）选择链条型号和节距依据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）盘算链节数和中间距初选中间距m m 1270~7624.25)50~30()50~30(0=⨯==p a .取mm 9000=a ,响应的链长节数为3.1149004.2521965265194.25900222222122100≈⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛π-+++⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛π-+++=a pz z z z p a L p 取链长节数节114=p L .查表9-7得中间距盘算系数24457.01=f ,则链传动的最大中间距为()[]()[]mm 895651911424.2524457.02211≈+-⨯⨯⨯=+-=z z L p f a p（5）盘算链速ν,肯定润滑方法s m 386.01000604.25194810006011≈⨯⨯⨯=⨯=p z n ν由s m 386.0=ν和链号16A,查图9-14可知应采用按期人工润滑. （6）盘算压轴力p F有用圆周力为 N 2591386.0110001000≈⨯==νpF e 链轮程度布置时的压轴力系数15.1=pF K ,则压轴力为N 2980259115.1≈⨯=≈e F p F K F p9-3 已知自动链轮转速m in r 8501=n ,齿数211=z ,从动链齿数992=z ,中间距mm 900=a ,滚子链极限拉伸载荷为55.6kN,工作情形系数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依据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 KkW 14.2445.1135=⨯=≤∴z A ca K K P P第十章 齿轮传动习题答案10-1 试剖析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力争表示各力的感化地位及偏向）.[解] 受力争如下图：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 ,若中央轴上两齿轮所受轴向力互相抵消,β应为若干？并盘算2.3齿轮各分力大小.[解] （1）齿轮2的轴向力：()222222222sin tan 5.012sin tan 2sin tan δαz Φm T δαdm T δαF F R t a -=== 齿轮3的轴向力：βz m T ββz m T βd T βF F n n t a sin 2tan cos 2tan 2tan 33333333=⎪⎪⎭⎫⎝⎛=== 3232,20,T T αF F a a =︒==()βz m T δαz Φm T n R sin 2sin tan 5.01233222=-∴即()2235.01sin tan sin z Φm δαz m βR n -=由5.22050tan 122===z z δ 928.0sin 2=∴δ371.0cos 2=δ ()()2289.0503.05.015928.020tan 2465.01sin tan sin 223=⨯⨯-⨯⨯︒⨯⨯=-=∴z Φm δαz m βR n即︒=231.13β （2）齿轮2所受各力：()() 3.765kN N 10765.3503.05.01510425.01223522222=⨯=⨯⨯-⨯⨯⨯=-==z Φm T dm T F R t0.508kN N 10508.0371.020tan 10765.3cos tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t r kN 272.1N 10272.1928.020tan 10765.3sin tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t akN 420cos 10765.3cos 322=︒⨯==αF F t n齿轮3所受各力：kN 408.5N 10408.5231.13cos 2461042cos 2cos 22353232333=⨯=︒⨯⨯⨯==⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==βz m T βz m T d T F n n tkN 022.2N 10022.2321.12cos 20tan 10408.5cos tan 3333=⨯=︒︒⨯⨯==βαF F n t rkN 272.1N 10272.1321.12cos 20tan 10408.5tan 10408.5tan 33333=⨯=︒︒⨯⨯⨯⨯==βF F t akN 889.5N 10889.5321.12cos 20cos 10765.3cos cos 3333=⨯=︒︒⨯==βαF F n t n10-6 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铣床为一般机械,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[]3211t 132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅≥H E d σZ u u ΦKT d 1）肯定公式中的各盘算值①试选载荷系数.51t =K②盘算小齿轮传递的力矩mm N 4939714505.7105.95105.9551151⋅=⨯⨯=⨯=n P T③小齿轮作不对称布置,查表10-7,拔取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惫强度极限MPa 6001lim =H σ;大齿轮的接触疲惫强度极限MPa 5502lim =H σ. ⑥齿数比 08.2265412===z z u ⑦盘算应力轮回次数91110044.112000114506060⨯=⨯⨯⨯==h jL n N991210502.008.210044.1⨯=⨯==u N N⑧由图10-19取接触疲惫寿命系数 0.1,98.021==HN HN K K ⑨盘算接触疲惫许用应力 取掉效概率为1%,安全系数1=S[]MPa 588160098.01lim 11=⨯==S σK σH HN H []MPa 5.566155003.12lim 22=⨯==S σK σH HN H2）盘算①盘算小齿轮分度圆直径1t d ,代入[]H σ中较小值[]mm 577.535.5668.18908.2108.21493975.132.2132.2323211t =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅+⋅≥H E d σZ u u ΦKT d ②盘算圆周速度νs m 066.41000601450577.5314.310006011t =⨯⨯⨯=⨯π=n d ν③盘算尺宽bm m 577.53577.5311t =⨯==d Φb d④盘算尺宽与齿高之比hbmm 061.226577.5311t ===z d m t m m 636.4061.225.225.2=⨯==t m h56.11636.4577.53==h b ⑤盘算载荷系数依据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查得应用系数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按现实的载荷系数校订所算的分度圆直径22.605.113.2577.53331t 1=⨯==t K K d d ⑦盘算模数mmm 32.22622.6011===z d m 取5.2=m⑧几何尺寸盘算分度圆直径：m m 65265.211=⨯==mz dm m 135545.222=⨯==mz d中间距： mm 100213565221=+=+=d d a 肯定尺宽：[]mm74.515.5668.1895.208.2108.2654939713.225.212222211=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅+⋅≥H E σZ u u d KT b 圆整后取m m 57m m ,5212==b b . （3）按齿根曲折疲惫强度校核①由图10-20c 查得小齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 5001=FE σ;大齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 3802=FE σ.②由图10-18取曲折疲惫寿命93.0,89.021==FN FN K K . ③盘算曲折疲惫许用应力 取曲折疲惫安全系数4.1=S[]MPa 86.3174.150089.0111=⨯==SσK σFE FN F[]MPa 43.2524.150093.0222=⨯==SσK σFE FN F④盘算载荷系数055.237.112.125.1=⨯⨯⨯==βανF F A K K K K K⑤查取齿形系数及应力校订系数 由表10-5查得 6.21=a F Y 304.22=a F Y595.11=a S Y 712.12=a S Y⑥校核曲折强度依据曲折强度前提公式 []F S F F σY Y m bd KT σaa ≤=112进行校核 []111MPa 64.99595.16.25.2655249397055.222111F S F F σY Y m bd KT σa a ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==[]211MPa 61.94712.13.25.2655249397055.222222F S F F σY Y m bd KT σa a ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==所以知足曲折强度,所选参数适合.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,试盘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,依据小齿轮材料为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 HBS（2）按齿面接触疲惫硬度盘算[]231112⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅≤αE H H d Z Z σu u K d εΦT ①盘算小齿轮的分度圆直径m m 95.145'229cos 624cos 11=︒⨯==βm z d n ②盘算齿宽系数096.195.1451601===d b Φd 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拔取区域系数47.2=H Z④由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限MPa 7301lim =H σ;大齿轮的接触疲惫强度极限MPa 5502lim =H σ.⑤齿数比 5.42410812===z z u ⑥盘算应力轮回次数811104.522030017506060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N8812102.15.4104.5⨯=⨯==u N N⑦由图10-19取接触疲惫寿命系数 1.1,04.121==HN HN K K ⑧盘算接触疲惫许用应力取掉效概率为1%,安全系数1=S[]MPa 2.759173004.11lim 11=⨯==SσK σH HN H[]MPa 60515501.12lim 22=⨯==SσK σH HN H⑨由图10-26查得63.1,88.0,75.02121=+===αααααεεεεε则 ⑩盘算齿轮的圆周速度s m 729.510006075095.14514.310006011=⨯⨯⨯=⨯π=n d ν盘算尺宽与齿高之比hbmm 626'229cos 95.145cos 11=︒⨯==z βd m ntm m 5.13625.225.2=⨯==nt m h85.115.13160==h b 盘算载荷系数依据s 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按稍微冲击,由表10-2查得应用系数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 由接触强度肯定的最大转矩[][]}{N096.12844648.18947.260515.45.4946.2295.14563.1096.1,min 1223221311=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅≤αE H H H d Z Z σσu u K d εΦT（3）按曲折强度盘算[]SaFa F βn d Y Y σKY m d εΦT ⋅≤α2211 ①盘算载荷系数 840.233.14.122.125.1=⨯⨯⨯==βανF F A K K K K K ②盘算纵向重合度 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盘算当量齿数()99.24'229cos 24cos 3311=︒==βz z v()3.112'229cos 108cos 3321=︒==βz z v ⑤查取齿形系数Fa Y 及应力校订系数Sa Y 由表10-5查得 62.21=Fa Y 17.22=Fa Y59.11=Sa Y 80.12=Sa Y⑥由图10-20c 查得小齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 5201=FE σ;大齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 4302=FE σ.⑦由图10-18取曲折疲惫寿命90.0,88.021==FN FN K K . ⑧盘算曲折疲惫许用应力 取曲折疲惫安全系数4.1=S[]MPa 07.3055.152088.0111=⨯==S σK σFE FN F []MPa 2585.143090.0222=⨯==S σK σFE FN F⑨盘算大.小齿轮的[]SaFa F Y Y σ,并加以比较[]23.7359.162.207.305111=⨯=Sa Fa F Y Y σ[]05.6680.117.2258222=⨯=Sa Fa F Y Y σ取[][][]05.66,min 222111=⎩⎨⎧⎭⎬⎫=Sa Fa F Sa Fa F Sa Fa FY Y σY Y σY Y σ ⑩由曲折强度肯定的最大转矩[]mm N 309.288598605.6692.0840.22695.14563.1096.122211⋅=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅≤αSa Fa F βn d Y Y σKY m d εΦT（4）齿轮传动的功率取由接触强度和曲折强度肯定的最大转矩中的最小值 即N 096.12844641=TkW 87.1001055.9750096.12844641055.96611=⨯⨯=⨯=∴n T P第十一章 蜗杆传动习题答案11-1 试剖析图11-26所示蜗杆传动中各轴的反转展转偏向.蜗轮轮齿的螺旋偏向及蜗杆.蜗轮所受各力的感化地位及偏向.[解] 各轴的反转展转偏向如下图所示,蜗轮2.4的轮齿螺旋线偏向均为右旋.蜗杆.蜗轮所受各力的感化地位及偏向如下图11-3 设计用于带式输送机的通俗圆柱蜗杆传动,传递效力min r 960,kW 0.511==n P ,传动比23=i ,由电念头驱动,载荷安稳.蜗杆材料为20Cr,渗碳淬火,硬度HRC 58≥.蜗轮材料为ZCuSn10P1,金属模锻造.蜗杆减速器每日工作8h,请求工作寿命为7年（每年按300工作日计）. [解] （1）选择蜗杆传动类型依据GB/T 10085-1988的推举,采用渐开线蜗杆（ZI ）.（2）按齿面接触疲惫强度进行设计[]322⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥H P E σZ Z KT a①肯定感化蜗轮上的转矩T 2按21=z ,估取效力8.0=η,则m mN 915208239608.051055.91055.91055.962162262⋅=⨯⨯⨯=⨯=⨯=in ηP n P T②肯定载荷系数K因工作载荷安稳,故取载荷散布不平均系数1=βK ;由表11-5拔取应用系数1=A K ;因为转速不高,无冲击,可取动载系数05.1=V K ,则05.105.111=⨯⨯==V βA K K K K③肯定弹性影响系数E Z 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配,故21MPa 160=E Z④肯定接触系数p Z 假设35.01=ad ,从图11-18中可查得9.2=p Z ⑤肯定许用接触应力[]H σ由表11-7中查得蜗轮的根本许用应力[]MPa 268'=H σ 应力轮回系数 ()721021.4830071239606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N寿命系数 8355.01021.410877HN=⨯=K 则 [][]MPa 914.2232688355.0'HN =⨯==H H σK σ ⑥盘算中间距mm 396.160914.2239.216091520805.132=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯≥a取中间距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 <',是以以上盘算成果可用.（3）蜗杆与蜗轮的重要参数与几何尺寸 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=-,是许可的. 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 aa 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）校核齿根曲折疲惫强度[]F βF F σY Y m d d KT σa ≤=221253.1 ①当量齿数 85.49"36'1511cos 47cos 3322=︒==γz z v 依据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许用曲折应力 [][]FN F F K σσ⋅='从表11-8中查得由ZCuSn10P1制作的蜗轮的根本许用曲折应力[]MPa 56'=F σ寿命系数 66.01021.410976=⨯=FNK [][]MPa 958.3666.056'=⨯=⋅=∴FN F F K σσ④校核齿根曲折疲惫强度[]F F σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=445.159192.075.283768091520805.153.1曲折强度是知足的. （5）验算效力η()()v γγηϕ+=tan tan 96.0~95.0已知v v f γarctan ;"36'1811=ϕ︒=;v f 与相对滑动速度a v 相干s m 099.4"36'1811cos 10006096080cos 10006011=︒⨯π⨯=⨯π=γn d v a从表11-18顶用插值法查得0238.0=v f ,"48'21136338.1︒=︒=ϕv ,代入式得η,大于原估量值,是以不用重算..0845.0~854第十三章 滚动轴承习题答案13-1 试解释下列各轴承的内径有多大？哪个轴承公役等级最高？哪个许可的极限转速最高？哪个推却径向载荷才能最高？哪个不能推却径向载荷？ N307/P4 6207 30207 51301[解] N307/P4.6207.30207的内径均为35mm,51301的内径为5mm;N307/P4的公役等级最高;6207推却径向载荷才能最高;N307/P4不能推却径向载荷. 13-5 依据工作前提,决议在轴的两头用︒=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离为N 33901=r F ,N 33902=r F ,外加轴向载荷N 870=ae F ,感化偏向指向轴承1,试肯定其工作寿命. [解] （1）求两轴承的盘算轴向力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=eN 2.2305339068.068.011=⨯==∴r d F F N 2.707104068.068.022=⨯==r d F F两轴盘算轴向力}{}{N 2.23052.707870,2.2305m ax ,m ax 211=+=+=d ae d a F F F F }{}{N 2.14358702.2305,2.707m ax ,m ax 122=-=-=ae d d a F F F F（2）求轴承当量动载荷1P 和21Pe F F r a ===68.033902.230511e F F r a >==38.110402.143522 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()()N 50852.23050339015.111111=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P ()()N 536.25122.143587.0104041.05.122222=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P（3）肯定轴承寿命因为标题中没给出在轴承的具体代号,这里假设选用7207AC,查轴承手册得根本额定载荷N 29000=C ,因为21P P >,所以按轴承1的受力大小验算h 5.171750852900018006010601036316=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n L h 13-6 若将图13-34a 中的两轴承换为圆锥滚子轴承,代号为30207.其他前提同例题13-2,实验算轴承的寿命.[解] （1）求两轴推却到的径向载荷1r F 和2r F将轴系部件受到的空间力系分化为铅垂面（下图b ）和程度面（下图a ）两个平面力系.个中：图c 中的te F 为经由过程另加转矩而平移到指向轴线;图a 中的ae F 亦应经由过程另加弯矩而平移到感化于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）.(c)(b)(a)Fre)由力剖析可知：N 38.22552023144002009003202002200V 1=⨯-⨯=+⨯-⨯=d F F F ae re rN 62.67438.225900V 1V 2=-=-=r re r F F FN 15.8462200520200320200200H 1=⨯=+=te r F FN 85.135315.8462200H 1H 2=-=-=r te r F F FN 65.87515.84638.225222H 12V 11=+=+=r r r F F F N 62.151282.135362.674222H 22V 22=+=+=r r r F F F（2）求两轴承的盘算轴向力1a F 和2a F 查手册的30207的37.0=e ,6.1=Y ,N 54200=CN 64.2736.1265.875211=⨯==∴Y F F r d N 69.4726.1262.1512222=⨯==Y F F r d两轴盘算轴向力}{}{N 69.87269.472400,64.273m ax ,m ax 211=+=+=d ae d a F F F F}{}{N 69.47240064.273,69.472m ax ,m ax 122=-=-=ae d d a F F F F（3）求轴承当量动载荷1P 和2Pe F F r a >==9966.065.87569.87211 e F F r a <==3125.062.151269.47222 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()()N 846.261969.8726.165.8754.05.111111=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P ()()N 93.226869.472062.151215.122222=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P（4）肯定轴承寿命因为21P P >,所以按轴承1的受力大小验算'h 342.283802846.2619542005206010601036316h h L P C n L >=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛= 故所选轴承知足寿命请求.13-7 某轴的一端支点上原采用6308轴承,其工作靠得住性为90%,现需将该支点轴承在寿命不下降的前提下将工作靠得住性进步到99%,试肯定可能用来调换的轴承型号.[解] 查手册得6308轴承的根本额定动载荷N 40800=C .查表13-9,得靠得住性为90%时,11=a ,靠得住性为99%时,21.01=a .靠得住性为90%时 363161040800601106010⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=P n P C n a L靠得住性为99%时 363166021.01060101⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n P C n a L110L L =36366021.0104080060110⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯∴P C n P n 即 N 547.6864121.0408003==C 查手册,得6408轴承的根本额定动载荷N 65500=C ,根本相符请求,故可用来调换的轴承型号为6408.第十五章 轴 习题答案15-4 图15-28所示为某减速器输出轴的构造图,试指出其设计错误,并画出纠正图. [解] （1）处两轴承应该正装. （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）处应加调剂垫片. 纠正图见轴线下半部分.15-7 南北极睁开式斜齿圆柱齿轮减速器的中央轴（见图15-30a ）,尺寸和构造见图15-30b 所示.已知：中央轴转速m in r 1802=n ,传动功率kW 5.5=P ,有关的齿轮参数见下表：m m n m n αzβ旋向 齿轮2 3 20° 112 '4410︒ 右 齿轮34 20° 23'229︒右（a ） (b) [解] （1）求出轴上转矩mm N 56.2918051805.51055.91055.966⋅=⨯⨯=⨯=n P T （2）求感化在齿轮上的力mm 98.341'4410cos 1123cos 222=︒⨯==βz m d n mm 24.93'229cos 233cos 333=︒⨯==βz m d n N 57.170698.34156.291805222t2=⨯==∴d T F N 24.625924.9356.291805223t3=⨯==d T F N 2.632'4410cos 20tan 57.1706cos tan 2t2r2=︒︒⨯==βαF F n N 96.2308'229cos 20tan 57.1706cos tan 3t3r3=︒︒⨯==βαF F n N 49.323'4410tan 57.1706tan 2t2a2=︒⨯==βF F N 47.1032'229tan 24.6259tan 3t3a3=︒⨯==βF F（3）求轴上载荷作轴的空间受力剖析,如图（a ）. 作垂直受力争.弯矩图,如图（b ）.N 54.46803108057.170621024.6259t2t3=⨯+⨯=⋅+⋅=AD CD F BD F F NHAN 27.328554.468024.625957.1706t3t2=-+=++=NHA NHD F F F F m 468.05N m m N 46805410054.4680⋅=⋅=⨯=⋅=AB F M NHA HB m N 822.262m m N 6.2628218027.3285⋅=⋅=⨯=⋅=CD F M NHD HC作程度受力争.弯矩图,如图（c ）.N28.1067310299.34149.323224.9347.1032802.63221096.2308222a23a3r2r3-=⨯+⨯+⨯+⨯-=⋅+⋅+⋅+⋅-=ADd F d F AC F BD F F NVA N48.609310299.34149.323224.9347.10322302.63210096.2308222a23a3r2r3=⨯+⨯+⨯-⨯=⋅+⋅+⋅-⋅=ADd F d F AC F AB F F NVD m N 728.10610028.1067⋅-=⨯-=⋅=AB F M NVA VBm N 86.154224.9347.103210028.10672'3a3⋅-=⨯-⨯-=⋅-⋅=d F AB F M NVA VB m N 76.488048.609⋅-=⨯-=⋅-=CD F M NHD VCm N 555.68048.609299.34149.3232'2a2⋅=⨯-⨯=⋅-⋅=CD F d F M NHD VC 作合成弯矩图,如图（d ）()m N 068.480728.106468.052222⋅=-+=+=VB HB B M M M()m N 007.49386.154468.05''2222⋅=-+=+=VB HB B M M M()m N 307.26776.48822.2622222⋅=-+=+=VC HC C M M M()m N 804.262555.6822.262''2222⋅=+=+=VC HC C M M M作扭矩图,如图（e ）.mm N 56.291805⋅=T作当量弯矩力,如图（f ）.转矩产生的曲折应力按脉动轮回应力斟酌,取6.0=α.()0m N 068.480caB =⋅==T M M B()()()m N 173.52380556.2916.0007.493''2222caB ⋅=⨯+=+=αT M M Bm N 307.267caC ⋅==C M M()()()m N 868.31580556.2916.0904.262''2222caC ⋅=⨯+=+=αT M M C（4）按弯矩合成应力校核轴的强度,校核截面B.C B 截面333B m m 12500501.01.0=⨯==d WMPa 85.411012500173.523'9B caB =⨯==-W M σcaB C 截面333C mm 5.9112451.01.0=⨯==d WMPa 66.34105.9112868.315'9C caC =⨯==-W M σcaC 轴的材料为45号钢正火,[]MPa 51MPa,560200,HBS 1==≥-σσB[]1-≤≤σσσcaB caC ,故安全.。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
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 MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN3-2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 0012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 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==dD ，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 。
[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 28.2202.03035.2170m a 1-=⨯+⨯=+=σΦσK σS σσca（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 ()()()()81.1203035.2202.035.2170m a m1-=+⨯⨯-+=+-+=σσσσca σσK σΦK σS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。
（1）确定M 6×40的许用切应力[τ]由螺栓材料Q215，性能等级8.8，查表5-8，可知MPa 640][s =σ，查表5-10，可知0.5~5.3][=τS()MPa 128~86.1820.5~5.3640][][][s ===τ∴τS σ MPa 67.4265.1640][s ===p p S σσ （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 kN2510275810300208 kN 5.220818133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F j i 由图可知，螺栓最大受力kN 015.945cos 255.22)25(5.2cos 22222max =︒⨯⨯⨯++=++=θF F F F F j i j i()][319106410015.9423320max τ>=⨯⨯π⨯=π=τ∴-d F ][8.131104.1110610015.9333min 0max p p σL d F σ<=⨯⨯⨯⨯==∴--故M 6×40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 =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 ikN 39.24101252125421252101252125102506062223223612max 612maxmax =⨯⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯===---==∑∑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≥∴max04 5-7 图5-52所示为一拉杆螺纹联接。
已知拉丁所受的载荷F=56KN,载荷稳定，拉丁材料为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=0.3,螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%。
螺栓用性能等级为4.8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=3.5-5.0;对于传导螺旋，S=2.5-4.0;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=0.09(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=14.5 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。