機械零件的強度

1、第一篇總論第三章機械零件的強度3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限b-i=180MPa取循環(huán)基數(shù)N)=5x106,m=9,試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000,2500,620000次是時的有限壽命彎曲疲勞極限。3-2已知材料的力學性能為(Ts=260MPab-i=170MPa%=0.2,試繪制此材料的簡化極限應(yīng)力線圖(參看圖3-3中的ADGC)。3-3一圓軸的軸肩尺寸為：D=72mmd=62mmr=3mm=材料為40CrNi,其強度極限B=900MPa屈服極限bS=750MPa試計算軸肩的彎曲有效應(yīng)力集中系數(shù)k，o3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=54mmd=45mmr=3mm如用題3-2中的材料，設(shè)其強

2、度極限(rB=420MPa試繪制此零件的簡化極限應(yīng)力線圖。3-5如題3-4中危險截面上的平均應(yīng)力(rn=20MPa,應(yīng)力幅(ra=900MPa試分另按：a)r=C;b)(Tm=C,求出該截面的方f算安全系數(shù)Scao第二篇聯(lián)接第五章螺紋聯(lián)接和螺旋傳動5-1分析比較普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點，各舉一例說明它們的應(yīng)用。5-2將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細些有什么好處？5-3分析活塞式空氣壓縮機氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時的受力變化情況，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力如何得出？當氣缸內(nèi)的最高壓力提高時，它的最大應(yīng)力、最小應(yīng)力將如何變化？5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力Fg的作

3、用。外力F工作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內(nèi)。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個螺栓受力最大？保證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些？5-5圖5-50是由兩塊邊板和一塊承重板焊成的龍門起重機導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個螺栓與立柱相聯(lián)接，托架所承受的最大載荷為20kN,載荷有較大的變動。試問：此螺栓聯(lián)接采用普通螺栓聯(lián)接還是校制孔用螺栓聯(lián)接為宜？為什么？5-6已知一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機架相聯(lián)接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖5-51所示的兩種螺栓布置型式，設(shè)采用鍍制孔用螺栓聯(lián)接，試問哪一種布置型式所用的螺栓直徑較??？為

4、什么？圖5-51掘樣的兩種布簟型式5-7圖5-52所示為一拉桿螺栓聯(lián)接。已知拉桿所受的載荷F=56kN,載荷穩(wěn)定，拉桿材料為Q235鋼，試設(shè)計此聯(lián)接。OS5-52拉桿螺蚊聯(lián)接5-8兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯(lián)接。若結(jié)合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預(yù)緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼制造，求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預(yù)緊力Fo=15000N,當受軸向工作載荷F=10000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內(nèi)的工作壓力p=01Mpa,

5、缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D=350mm,D2=250mm,上下凸緣厚均為25mm,試設(shè)計此聯(lián)接。5-11設(shè)計簡單千斤頂（參見圖5-41）的螺栓和螺母的主要尺寸。起重量為40000N,起重高度為200mm,材料自選。第六章鍵、花鍵、無鍵聯(lián)接和銷聯(lián)接6-1為什么采用兩個平鍵時，一般布置在沿周向相隔180的位置；采用兩個楔鍵時，相隔90-120口；而采用兩個半圓鍵時，卻布置在軸的同一母線上？6-2脹套串聯(lián)使用時，為何要引入額定載荷系數(shù)m?為什么Z1型脹套和Z2型脹套的額定載荷系有明顯的差別？6-3在一直徑d=80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（圖6-26）,輪轂寬度L=1.5d,工作時有輕微沖擊

6、。試確定平鍵聯(lián)接的尺寸，并計算其允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。軸端鍵聯(lián)接設(shè)計圉E-27璘聯(lián)接設(shè)計6-4圖6-27所示的凸緣半聯(lián)軸器及圓柱齒輪，分別用鍵與聯(lián)軸器的低速軸相聯(lián)接。試選擇兩處鍵的類型及尺寸，并校核其聯(lián)接強度。已知：軸的材料為45鋼，傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1000Nm,齒輪用鍛鋼制成，半聯(lián)軸器用灰鑄鐵制成，工作時有輕微沖擊。6-5圖6-28所示的灰鑄鐵V帶輪，安裝在直徑d=45mm,帶輪的基準直徑dd=250mm,工作時的有效拉力F=2kN,輪轂寬度L=65mm,工作時有輕微振動。設(shè)采用鉤頭楔鍵聯(lián)接，試選擇該楔鍵的尺寸，并校核聯(lián)接的強度。圖6-胡楔做聯(lián)接設(shè)計圖6加花誣聯(lián)接設(shè)計6-6圖6-29所示為變速箱

7、中的雙聯(lián)滑移齒輪，傳遞的額定功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n=250r/min。齒輪在空載下移動，工作情況良好。試選擇花鍵類型和尺寸，并校核聯(lián)接的強度。6-7圖6-30所示為套筒式聯(lián)軸器，分別用平鍵及半圓鍵與兩軸相聯(lián)接。已知：軸徑d=38mm,聯(lián)軸器材料為灰鑄鐵，外徑D=90mm。試分別計算兩種聯(lián)接允許傳遞的轉(zhuǎn)矩，并比較其優(yōu)缺點。圖6-30平鍵聯(lián)接與半健聯(lián)接對比第七章釧接、焊接、較接和過盈聯(lián)接7-1現(xiàn)有圖7-26所示的焊接接頭，被焊件材料均為Q235鋼，b=170mm,b=80mm,岸12mm,承受靜載荷F=0.4MN,設(shè)采用E4303號焊條手工焊接，試校核該接頭的強度。60圖7-%單蓋板對接倬接接頭圖

8、7-27組合蝸粒7-2上題的接頭如承受變載荷Fmax=0.4MN,Fmin=0.2MN,其它條件不變，接頭強度能否滿足要求？7-3試設(shè)at圖7-10所示的不對稱側(cè)面角焊縫，已知被焊件材料均為Q235鋼，角鋼尺寸為100x100x10（單位為mm,截面形心c到兩邊外側(cè)的距離z0=a=28.4mm,用E4303號焊條手工焊接，焊縫腰長k=c=10mm靜載荷F=0.35MN7-4現(xiàn)有45鋼制的實心軸與套筒采用過盈聯(lián)接，軸徑d=80mm套筒外徑d2=120mm配合長度l=80mm,材料的屈服極限bS=360MPa配合面上的摩擦系數(shù)f=0.085,軸與孔配合表面的粗糙度分別為1.6及3.2,傳遞的轉(zhuǎn)矩T

9、=1600Nm試設(shè)計此過盈聯(lián)接。7-5圖7-27所示的鑄錫磷青銅蝸輪輪圈與鑄鐵輪芯采用過盈聯(lián)接，所選用的標準配合為H8/t7,配合表面粗糙度均為3.2,設(shè)聯(lián)接零件本身的強度足夠，試求此聯(lián)接允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（摩擦系數(shù)f=0.10）。第三篇機械傳動第八章帶傳動8-1V帶傳動的n=1450r/MIN,帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)fv=0.51,包角8=180口，預(yù)緊力Fo=360N。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若dd1=100mm,其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？（3）若傳動效率為0.95,彈性滑動忽略不計，從動輪輸出功率為若干？8-2V帶傳動傳遞的功率P=7.5kW,帶速v=10m/

10、s,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即Fi=2F2,試求緊邊拉力Fi、有效拉力Fe和預(yù)緊力F0O8-3已知一窄V帶傳動的n1=1450r/min,n2=400r/min,dd1=180mm,中心距a=1600mm,窄V帶為SPA型，根數(shù)z=2,工作時有振動，一天運轉(zhuǎn)16h（即兩班制），試求帶能傳遞的功率。8-4有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器之間用普通V帶傳動，電動機功率P=7kW,轉(zhuǎn)速n1=960r/min,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n2=330r/min,允許誤差為5%,運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作，試設(shè)計此帶傳動。第九章鏈傳動9-1如圖9-17所示鏈傳動的布置形式，小鏈輪為主動輪，中

11、心距a=（3050）p。它在圖a、b所示布置中應(yīng)按哪個方向回轉(zhuǎn)才算合理？兩輪軸線布置在同一鉛垂面內(nèi)（圖圖9-17c）有什么缺9-2某鏈傳動傳遞的功率P=1kW,主動鏈輪轉(zhuǎn)速n=48r/min,從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2=14r/min,載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，試設(shè)計此鏈傳動。9-3已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1=850r/min,齒數(shù)zi=21,從動鏈輪齒數(shù)Z2=99,中心距a=900mm,滾子鏈極限拉伸載荷為55.6kN,工作情況系數(shù)Ka=1，試求鏈條所能傳遞的功率。9-4選擇并驗算一輸送裝置用的傳動鏈。已知鏈傳動傳遞的功率P=7.5kW,主動鏈輪的轉(zhuǎn)速ni=960r/min,傳動比i=3,工作情況系數(shù)Ka=1

12、.5,中心距aw650mm（可以調(diào)節(jié)）。第十章齒輪傳動10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力圖表示出各力的作用位置及方向）。主動a）b）RMQ-47齒輪傳動力分析10-2如圖10-48所示的齒輪傳動,齒輪A、B和C的材料都是中碳鋼調(diào)質(zhì)，其硬度：齒輪A為240HBs,齒輪B為260HBs,齒輪C為220HBs,試確定齒輪B的許用接觸應(yīng)力可和許用彎曲應(yīng)力bF。假定：（1）齒輪B為“惰輪”（中間輪），齒輪A為主動輪，齒輪C為從動輪，設(shè)Kfn=Khn=1;（2）齒輪B為主動輪，齒輪A和齒輪C均為從動輪，設(shè)Kfn=Khn=1;C-IB-:AtI_-Ii-Lkl；IJ/;/,1、I

13、JIfIi0-3對于作雙向我的微樣籽邸IMS蟲應(yīng)力和齒根彎曲應(yīng)力各屬于什么循環(huán)特性？在作強度計算時應(yīng)怎樣考慮？10-4齒輪的精度等級與齒輪的選材及熱處理方法有什么關(guān)系？10-5要提高齒輪的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有哪些可能的措施10-6設(shè)計銃床中的一對圓柱齒輪傳動，已知Pi=7.5kW,ni=1450r/min,zi=26,Z2=54,壽命Lh=12000h,小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的結(jié)構(gòu)圖。10-7某齒輪減速器的斜齒圓柱齒輪傳動，已知ni=750r/min,兩輪的齒數(shù)為zi=24,Z2=108,3=9o22,mn=6mm,b=160mm,8級精度，小齒輪材料為38S

14、iMnMo（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），壽命20年（設(shè)每年300工作日），每日兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對稱布置，試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率。10-8設(shè)計小型航空發(fā)動機中的一對斜齒圓柱齒輪傳動，已知Pi=130kW,ni=11640r/min,zi=23,Z2=73,壽命Lh=100h,小齒輪作懸臂布置，使用系數(shù)Ka=1.25。10-9設(shè)計用于螺旋輸送機的閉式直齒錐齒輪傳動，軸夾角匯=90o,傳遞功率Pi=1.8kW,轉(zhuǎn)速ni=250r/min,齒數(shù)比u=2.3,兩班制工作，壽命10年（每年按300天計算），小齒輪作懸臂布置。蝸桿傳動11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸

15、的回轉(zhuǎn)方向蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向。j一V精傳前門一蝸桿期檢索速器;3蛾傳動.*一般條（用于拉電爐內(nèi)料盤）Q-電動機國11-27加熱爐技料機傳動簡圖11-2圖11-27所示為熱處理車間所用的可控氣氛加熱爐拉料機傳動簡圖。已知：蝸輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=405Nm,蝸桿減速器的傳動比112=20,蝸桿轉(zhuǎn)速n=480r/min,傳動較平穩(wěn)，沖擊不大。工作時間為每天8h,要求工作壽命為5年（每年按300工作日計），試設(shè)計該蝸桿傳動。11-3設(shè)計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞功率P1=5.0kW,n1=960r/min，傳動比i=23,由電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為

16、20Cr,滲碳淬火，硬度58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P1,金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h,要求工作壽命為7年（每年按300工作日計）。11-4設(shè)計一起重設(shè)備用的蝸桿傳動，載荷有中等沖擊，蝸桿軸由電動機驅(qū)動，傳遞的額定功率P=10.3kW,n1=1460r/min,n2=120r/min間歇工作，平均約為每日2h,要求工作壽命為10年（每年按300工作日計）。11-5試設(shè)計輕紡機械中的一單級蝸桿減速器，傳遞功率P=8.5kW,主動軸轉(zhuǎn)速n1=1460r/min,傳動比i=20,工作載荷穩(wěn)定，單向工作，長期連續(xù)運轉(zhuǎn)，潤滑情況良好，要求工作壽命為15000h。11-6試設(shè)計某鉆機用的單級

17、圓弧圓柱蝸桿減速器。已知蝸輪軸上的轉(zhuǎn)矩T2=10600Nm,蝸桿轉(zhuǎn)速n=910r/min,蝸輪轉(zhuǎn)速n2=18r/min,斷續(xù)工作，有輕微振動，有效工作時數(shù)為3000h。第四篇軸系零、部件第十二章滑動軸承12-1某不完全液體潤滑徑向滑動軸承，已知：軸徑直徑d=200mm,軸承寬度B=200mm,軸頸轉(zhuǎn)速n=300r/min,軸瓦材料為ZCuAl10Fe3，試問它可以承受的最大徑向載荷是多少？12-2已知一起重機卷筒的徑向滑動軸承所承受的載荷F=100000N,軸頸直徑d=90mm,軸的轉(zhuǎn)速n=9r/min,軸承材料采用鑄造青銅，試設(shè)計此軸承（采用不完全液體潤滑）。12-3某對開式徑向滑動軸承，已

18、知徑向載荷F=35000N,軸頸直徑d=100mm,軸承寬度B=100mm,軸頸轉(zhuǎn)速n=1000r/min。選用L-AN32全損耗系統(tǒng)用油，設(shè)平均溫度tm=50C,軸承的相對間隙少=0.001,軸頸、軸瓦表面粗糙度分別為Rz1=1.6um,Rz2=3.2um,試校驗此軸承能實現(xiàn)液體動壓潤滑。F=50000N,軸頸直徑12-4設(shè)計一發(fā)電機轉(zhuǎn)子的液體動壓徑向滑動軸承。已知：載荷d=150mm,轉(zhuǎn)速n=1000r/min,工作情況穩(wěn)定。第十三章滾動軸承13-1試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個承受徑向載荷能力最高？哪個不能承受徑向載荷？N307/P462

19、07/P23020751307/P613-2欲對一批同型號滾動軸承作壽命實驗。若同時投入50個軸承進行試驗，按其基本額定動載荷值加載，試驗機主軸轉(zhuǎn)速n=2000r/min。若預(yù)計該批軸承為正品，則試驗進行8小時20分鐘，應(yīng)約有幾個軸承已失效。13-3某深溝球軸承需在徑向載荷Fr=7150N作用下，以n=1800r/min的轉(zhuǎn)速工作3800h。試求此軸承應(yīng)有的基本額定動載荷Co13-4一農(nóng)用水泵，決定選用深7球軸承，軸頸直徑d=35mm,轉(zhuǎn)速n=2900r/min,已知徑向載荷Fr=1810N,軸向載荷Fa=740N,預(yù)期計算壽命Lh=6000h,試選擇軸承的型號。13-5根據(jù)工作條件，決定在軸

20、的兩端選用a=25制兩個角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑d=35mm,工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n=1800r/min,已知兩軸承的徑向載荷分別為Fi=3390N,Fr2=1040N,外加軸向載荷Fa/870N,作用方向指向軸承1,試確定其工作壽命。13-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其它條件同例題13-2,試驗算軸承的壽命。13-7某軸的一端支點上原采用6308軸承，其工作可靠度為90%,現(xiàn)需將該支點軸承在壽命不降低的條件下將工彳可靠度提高到99%，試確定可能用來替換的軸承型號。第十四章聯(lián)軸器和離合器14-1某電動機與油泵之間用彈性套柱銷聯(lián)軸器

21、聯(lián)接，功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n=960r/min,軸伸直徑d=32mm,試決定該聯(lián)軸器的型號（只要求與電動機軸伸聯(lián)接的半聯(lián)軸器滿足直徑要求）。14-2某離心式水泵采用彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)接，原動機為電動機，傳遞功率38kW,轉(zhuǎn)速為300r/min,聯(lián)軸器兩端聯(lián)接軸徑均為50mm,試選擇該聯(lián)軸器的型號。若原動機改為活塞式內(nèi)燃機時，又應(yīng)如何選擇其聯(lián)軸器？14-3一機床主傳動換向機構(gòu)中采用如圖14-20所示的多盤摩擦離合器，已知主動摩擦盤5片，從動摩擦盤4片,結(jié)合面內(nèi)徑D=60mm,外徑D2=110mm,功率P=4.4kW,轉(zhuǎn)速n=1214r/min,摩擦盤材料為淬火鋼對淬火鋼，試求需要多大的軸向力F?14-4圖14-23a所示的剪切銷安全聯(lián)軸器，傳遞轉(zhuǎn)矩Tmax=650Nm,銷釘直徑d=6mm,銷釘材料用45鋼正火，銷釘中心所在圓的直徑Dm=100mm,銷釘數(shù)z=2。若取t=0.7b,試求此聯(lián)軸器在載荷超過多大時方能體現(xiàn)其安全作用。第十五章軸15-1若軸的強度不足或剛度不足時，可分別采取