機械設計精選題材100例

1、第三章機械零件強度1、某優(yōu)質碳素結構鋼零件，其q=280MPa,QB=560MPa,c_l=250MPa,工作應力c=155MPa,o.=30MPa，零件的有效應力集中系數K=1.65，尺寸系數maxminG憐=0.81，表面狀態(tài)系數卩=0.95，等效系數屮g=0.30。如取許用安全系數=1.5,試校核該零件的強度是否足夠（為安全起見一般計算屈服強度和疲勞強度兩種安全系數）。2、某零件的工作應力變化如圖所示，求最大應力g,，最小應力g，平均應maxmin3、某零件受穩(wěn)定交變彎曲應力作用，最大工作應力g=180MPa，最小工作max應力g=150MPa，屈服極限g=240MPa，對稱循環(huán)疲勞極限

2、g=180MPa，minS-1脈動循環(huán)疲勞極限g=240MPa，略去危險截面處應力集中系數等綜合影響系數0（K）的影響，試求：D（1）等效系數屮值（5（2）安全系數S值K4、已知材料G=260MPa，g=360MPa，%=2.5，g=50MPa，-10卩aog=40MPa，r=常數，用圖解法及計算法求安全系數S。m注：簡化疲勞極限線圖采用折線圖法。5、某鋼制零件，其c=560MPa,c=280MPa,c=250MPa,c=385MPa。BS-10工作變應力c=155MPa,c=30MPa,零件的有效應力集中系數maxminK=165，絕對尺寸系數=0.8，表面狀態(tài)系數0=0.95。要求許用安全

3、系數ccS=15，r=常數，校核該零件的強度是否足夠。6、一個由40Cr制成的零件，其力學性能如下：屈服極限c=550MPa，對稱循S環(huán)疲勞極限c=320MPa，脈動循環(huán)疲勞極限c=540MPa，已知最大工作應-10力c=185MPa，最小工作應力c=-75MPa，r=常數，綜合影響系數maxmin(K)=2，試繪制該零件的許用極限應力圖(折線圖)，并用作圖法計算它的安cD全系數，指出該零件可能發(fā)生的破壞形式。7、某零件的材料c=1000MPa，c=800MPa，c=400MPa，屮=0.25，TOC o 1-5 h zBS-1c試畫出其簡化極限應力圖；當工作應力c=300MPa，c=-100

4、MPa，試在maxmin該圖上標出此點K,并說明是否在安全區(qū)。inoo-IIIIIIIII_iijpMPai0500Li：008、某零件受對稱循環(huán)變應力，其材料在N=107次時，c=300MPa，疲勞曲0-1線方程的指數m=9。若零件的實際工作情況為：在c=600MPa下工作N=10411次，在c=400MPa下工作N二4x104，試問若又在c=350MPa下工作，允223許工作多少次數？9、某鋼制零件已知材料的極限應力圖，其a=256MPa,c=456MPa,10a=0.6c,a=800MPa，該零件的有效應力集中系數K=141，尺寸系數SBBa=0.91，表面狀態(tài)系數0=1，壽命系數k=1

5、2，工作應力的循環(huán)特性aNr=0.268。1.試用作圖法求當安全系數為1.5情況下的最大工作應力a值;max2.該零件過載時的可能破壞形式;3.繪出工作應力at圖（圖上標出a，mina，a，maxaa)。m2）L0001002003J0100500OilMJ10、有一材料a=360MPa，a=220MPa，在amN=C式中m=9，N=107，S10問當N=?時，疲勞強度a三a，此時會出現什么現象？是否可按此應力設計。rNS第5章螺紋連接11、圖示某機構上的拉桿端部采用普通螺紋聯接。已知拉桿所受最大載荷F=16kN，載荷很少變動。螺釘和拉桿材料為Q235鋼，屈服極限a=240MPa，試S確定拉桿

6、螺紋的最小直徑（安全系數可取Lss=16）。S12、圖示吊鉤起重量W=20kN,吊鉤材料為5.8級，Q235,c=400MPa，起S重用，取安全系數Ls=5，試求吊鉤螺紋部分所需最小直徑。S13、剛性凸緣聯軸器用6個普通螺栓聯接，螺栓均勻分布在D=155mm的圓周上，接合面摩擦系數卩=0.12，摩擦傳力的可靠性系數（防滑系數）K=12。若f聯軸器傳遞的轉矩T=1500Nm，問每個螺栓預緊力F應為多大？14、圖示螺栓聯接中，采用兩個16（小徑d=13835mm，中徑d=14.701mm,）12的普通螺栓，螺栓材料為45鋼，8.8級，c=640MPa，聯接時不嚴格控制預緊S力（取安全系數k=4，被

7、聯接件接合面間的摩擦系數0.2。若考慮摩擦傳力S的可靠性系數（防滑系數）K=12，試計算該聯接允許傳遞的靜載荷FR（取計算直徑d=d）。c115、一受軸向外載荷F=1000N的緊螺栓聯接，螺栓的剛度為C，被聯接件的剛度為C，且C=8C；預緊力F，=1000N。試求螺栓中的總拉力F和被聯接2210件中的剩余預緊力F。16、圖示一鑄鐵吊架用兩只普通螺栓固定在梁上。吊架承受的載荷q=100000N,螺栓材料為5.8級，Q235,b=400MPa，安裝時不控制預緊力，取安全系數Sk二4，取剩余預緊力為工作拉力的0.4倍，試確定螺栓所需最小直徑。S17、已知普通粗牙螺紋大徑d=24mm,中徑d=22.0

8、51mm，螺距P=3mm,螺2紋副間摩擦系數M=0.15，試求：1）螺紋升角屮；2）此螺栓能否自鎖？3）若用此螺栓作起重螺桿，起重時的效率耳為多少？18、氣缸蓋聯接結構如圖所示，氣缸內徑D=250mm，為保證氣密性要求采用12個M18的螺栓，螺紋內徑15.294mm、中徑16.376mm,許用拉應力t=120MPa,取剩余預緊力為工作拉力的1.5倍，求氣缸所能承受的最大壓強（取計算直徑d=d）。c119、剛性凸緣聯軸器用6個普通螺栓聯接。螺栓均勻分布在D=100mm的圓周上，接合面摩擦系數卩=0.15，考慮摩擦傳力的可靠性系數（防滑系數）Kf=12。若聯軸器傳遞的轉矩T=150N.m，載荷較平

9、穩(wěn)，螺栓材料為6.8級，45鋼，c=480MPa，不控制預緊力，安全系數取Ls=4，試求螺栓的最小直徑。SS20、如圖所示的夾緊聯接柄承受靜載荷Fq=720N，螺栓個數z=2，聯接柄長度L=250mm，軸直徑d=60mm，夾緊接合面摩擦系數卩=0.15，螺栓材料為4.6B級、Q235鋼、c=240MPa，擰緊時不嚴格控制預緊力，取安全系數Ls=4,SS試求螺栓所需最小直徑（或計算直徑）。21、圖示為一氣缸蓋螺栓聯接預緊時的受力-變形圖。當螺栓再承受F=+2000+1000N的工作載荷時，試求：1）螺栓總拉力F應如何變化，其最大拉力和最小拉力為多少？02）螺栓受拉應力循環(huán)特性系數是多少？22、板

10、A用5個普通螺釘固定在機座B上，已知板與機座間摩擦系數卩=0.15,防滑系數（可靠性系數）Kf=1.2，螺釘許用應力匸=60MPa，試指出哪個螺釘是危險螺釘？并按強度計算該螺釘聯接中螺釘所需的小徑（或計算直徑）尺寸。24、受軸向力緊螺栓聯接，已知螺栓剛度C二0.4x106N/mm，被聯接件剛度1C二16x106N/mm，螺栓所受預緊力F丄8000N，螺栓所受工作載荷為F=24000N。要求：1）按比例畫出螺栓與被聯接件受力-變形圖（比例尺自定）。2）在圖上量出螺栓所受的總拉力F和剩余預緊力F，并用計算法求出此二0值，互相校對。3）若工作載荷在04000N之間變化，螺栓的危險截面面積為96.6m

11、m2,求螺栓的應力幅c和平均應力c（按計算值F等求c、c，不按作圖求值）。am0ma用螺栓將板A固定在B上，試確定圖示鉸制孔用螺栓組聯接中受力最大的螺栓所受的力。25、如圖所示氣缸內徑D=400mm,蒸汽壓力p=00.5MPa，采用16個M22普通螺栓聯接（螺栓小徑d=19.294mm，中徑d=20.376mm,）,螺栓均勻分布12C在D的圓周上。螺栓的相對剛度二0.8，聯接剩余預緊力為工作載荷的1.5iC+C12倍。若螺栓的許用拉應力匸二60MPa，許用應力幅L=20MPa，試校核該螺a栓組的強度（取計算直徑叫）。HI1第6章鍵、銷26、試校核A型普通平鍵聯接鑄鐵輪轂的擠壓強度。已知鍵寬b=

12、18mm，鍵高h=11mm，鍵（轂）長L=80mm，傳遞轉矩T=840Nm，軸徑d=60mm，鑄鐵輪轂的許用擠壓應力LL80MPa。p27、如圖所示，齒輪與軸用普通A型平鍵聯接，軸徑d=70mm，齒輪分度圓直徑d=200mm，圓周力F=5kN，鍵寬b=20mm，鍵高h=12mm，鍵長L=80mm，1t求鍵側擠壓應力b。p28、鋼齒輪與直徑d=80mm的鋼軸用普通平鍵B22xl00GB109690,靜聯接,鍵高h=14mm，工作時有沖擊，取L=60MPa，求鍵能傳遞的最大轉矩。p29、電瓶車牽引板與拖車掛鉤間用圓柱銷聯接。已知t=8mm，銷材料為20鋼,許用切應力口二30MPa，許用擠壓應力L=

13、100MPa，牽引力F=15kN，求p銷的直徑d。（圓柱銷直徑系列：，6，8，10，12，16，20，25，30，40，50）（牽引板及拖車掛鉤材料為45鋼。）30、用手柄1轉動軸2,在手柄與軸之間有88的孔與軸相配，配合為H7/h6,問：1）若使軸轉動，應在B處裝一銷還是應在A、B兩處各裝一銷？2）設銷的許用切應力s=100MPa，求銷的直徑，銷的數目按你上面的決定。第8章帶傳動31、單根V帶（三角帶）傳動的初拉力F=354N，主動帶輪的基準直徑0d=160mm,主動輪轉速n=1500r/min,主動帶輪上的包角a=150。，帶與帶輪d111之間的摩擦系數=0.485。求：1）V帶（三角帶）

14、緊邊、松邊的拉力F、F；122）V帶（三角帶）傳動能傳遞的最大有效圓周力F及最大功率P。e32、已知V帶（三角帶）傳遞的實際功率P=7kW，帶速v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的2倍，試求有效圓周力F和緊邊拉力F的值。e133、單根V帶（三角帶）傳遞的最大功率P=4.82kW，小帶輪的基準直徑d=180mm，大帶輪的基準直徑d=400mm，小帶輪轉速n=1450r/min，小帶輪d1d21上的包角3=152。，帶與帶輪的當量摩擦系數卩=0.25。試確定帶傳動的有效圓周力F、緊邊拉力F和張緊力F。e10附：e=2.718。34、一開口平帶減速傳動，已知兩帶輪基準直徑為d=150mm和d=400

15、mm，d1d2中心距a=1000mm,小輪轉速n=1460r/min,試求：11）小輪包角；2）不考慮帶傳動的彈性滑動時大輪的轉速；3）滑動率8=0.015時大輪的實際轉速。35、帶傳遞最大功率P=4.7kW，小帶輪基準直徑d=200mm,小帶輪的轉速d1ni=1800r/min，小帶輪包角=135。，摩擦系數=0.25，求緊邊拉力匚和有效拉力F（帶與輪間的摩擦力已達到最大摩擦力）。e36、某帶傳動裝置，主、從動軸平行且軸心距a=1000mm，主動輪傳遞功率為10kW、轉速n=1200r/min、基準直徑d=300mm，從動輪轉速n=400r/min，帶1d12的厚度忽略不計，摩擦系數0.2，

16、設此時有效拉力已達最大值。試求從動帶輪基準直徑d，帶速v,各輪上包角a、a及作用于緊邊上的拉力F（不計彈性d2121滑動的影響）。37、根據初拉力F、包角a、當量摩擦系數卩求得C型帶基準長度L=1600mm，0vd根數z=3的普通V帶傳動的極限總摩擦力EF=2000N。當帶速v=7m/s時要求傳遞功率P=15kW，問此傳動能否正常工作？若不能正常工作，可采取哪些措c施使傳動能正常工作？（答出二種即可）38、一普通V帶（三角帶）傳動，采用A型帶，兩個帶輪的基準直徑分別為125mm和250mm初定中心距i=450mm據此，初步求得帶長=1498mm試：0d01）按標準選定帶的基準長度L；d2）確定

17、實際中心距。附：A型帶的基準長度系列（部分值）L/mm：900，1000，1120，1250，1400，1600，1800，2000,d39、有一V帶（三角帶）傳動，測量主動輪外徑d=190mm，從動輪外徑d=a1a2720mm,主動輪轉速n=940r/min,從動輪轉速n=233r/min,V帶型號為B型，12試求：1）傳動比；2）滑動率s（外徑d=d+2h，B型帶h=5mm）。adaa40、有一A型V帶（三角帶）傳動，主動軸轉速n=1480r/min,單位長度質量1q=0.006kg/m，從動軸轉速n2=600r/min，傳遞的最大功率P=1.5kW，帶速v=7.75m/s，中心距a=80

18、0mm，當量摩擦系數p=0.5，求帶輪基準直徑d、d和d1d2初拉力F。附：e=2.718。第9章鏈傳動41、已知鏈節(jié)距p=19.05mm，主動鏈輪齒數zi=23，轉速ni=970r/mino試求平均鏈速v。42、一滾子鏈傳動，已知傳動比=2.78,z=47,小鏈輪分度圓直徑d=86.395mm,21鏈的長度L=1778mm,求鏈節(jié)數L。p43、單列滾子鏈水平傳動，已知主動鏈輪轉速n=970r/min，從動鏈輪轉速1n=323r/min,平均鏈速v=5.85m/s,鏈節(jié)距p=19.05mm,求鏈輪齒數z、z和兩212鏈輪分度圓直徑。44單列滾子鏈水平傳動，已知主動鏈輪轉速n=965r/min，

19、從動鏈輪轉速1n=350r/min,平均鏈速v=3.47m/s,鏈節(jié)距p=12.7mm,求鏈輪齒數z、z和兩212鏈輪分度圓直徑。45、已知主動鏈輪轉速n=965r/min，傳動比i=2.76，從動鏈輪分度圓直徑1d=190.12mm，從動鏈輪齒數z=47，試計算平均鏈速。22第10章齒輪傳動46、一對斜齒圓柱齒輪傳動,由強度設計得：mn=3.5mm,z1=25,z2=76,卩=10。54，16。已知傳遞的功率P=75kW，轉速n=730r/min。求從動輪所受各11分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。47、手動起升裝置，米用兩級開式齒輪傳動。已知：z=z=20,z=z=60，手1

20、324柄長度L=250mm,人手最大作用力F=150N,卷筒直徑D=500mm，開式齒輪效率耳=0.96，軸承效率耳=0.98，求最大起重量W。kc48、圖示兩級斜齒圓柱齒輪減速器。已知輪1的螺旋線方向和III軸轉向，齒輪2的參數m=3mm,z=57,卩=14。，齒輪3的參數m=5mm,z=21。求：n2n31）使II軸所受軸向力最小時，齒輪3的螺旋線應是何旋向？在圖上標出齒輪2、3的螺旋線方向。2）在圖上標出齒輪2、3所受各分力方向。3）如使II軸的軸承不受軸向力，則齒輪3的螺旋角應取多大值？49、分析圖中斜齒圓柱齒輪傳動的小齒輪受力，忽略摩擦損失。已知：小齒輪齒數z=19，大齒輪齒數z=7

21、8，法向模數m=2mm，中心距a=100mm，傳遞功率12nP=15kW，小齒輪轉速n=960r/min,小齒輪螺旋線方向左旋。求:11）大齒輪螺旋角卩的大小和方向；2）小齒輪轉矩T；13）小齒輪分度圓直徑d；14）小齒輪受力（用三個分力表示）的大小和方向，并在圖上畫出。50、有A、B兩個單級直齒圓柱齒輪減速器，其齒輪材料、熱處理方法、精度等級和寬度均對應相等。A減速器中齒輪的參數為：m=4mm,z=20(齒形A1A系數Y=2.8，應力修正系數Y=156),z=40(Y=2.4,Y=1.67)；BFa1ASa1A2AFa2ASa2A減速器中齒輪的參數為：m=2mm,z=40(Y=2.4,YSa

22、2B=1.67),B1BFA1Bz=80(Y=2.22,Y=1.77)。若不考慮重合度影響,試分析在同樣工作條2BFa2BSa1B件下,哪一個減速器中齒輪強度高？51、求直齒圓柱齒輪傳動的從動輪受力大小和方向(用兩個分力表示)。已知：傳動功率P=1kW,從動輪轉速n=95.5r/min,z=20,m=2.5mm,o=20,z=40。121252、求直齒圓柱齒輪傳動的從動輪受力大小和方向(用兩個分力表示)，已知：傳動功率P=2kW,從動輪轉速n=95.5r/min,z=30,z=60,m=3mm,o=20。121253、一對標準直齒圓柱齒輪傳動，已知z=20,z=40,m=2mm,b=40mm,

23、12Y=1.55，Y=1.67，Y=2.80，Y=2.40，Z=2.5，Z=189.8(MPa)1/2，Z=1.225，Sa1Sa2Fa1Fa2HEuP=5.5kW,n=1450r/min,K=K。求：c/和/。112F1F2H1H2、kfkF汪：b=jyy,b=zzzjFBmSaFaHEHulbd154、一對斜齒圓柱齒輪傳動，由強度設計得：mn=3.5mm,，z=25，z=76,n12卩=10。54，16。已知傳遞的功率P=75kW，轉速N=730r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩擦損失），并在圖中示出各分力的方向。55、一對斜齒圓柱齒輪傳動，由強度設計得：m=3mm,=25,=75,卩

24、=8。06,34。n12已知：傳遞的功率P=70kW，轉速n=750r/min。求從動輪所受各分力（忽略摩11擦損失），并在圖中示出各分力的方向。56、設計如圖所示齒輪減速傳動時，已知輸入軸轉速n=730r/min,輪1、2的傳1動比I=1.5，輪2、3的傳動比I=2，每天工作8h,每年工作260天，預期壽命1210年。求各齒輪的接觸應力及彎曲應力的循環(huán)次數N。57、圖示標準斜齒圓柱齒輪傳動，,為左旋,z=29,=70,=128,a=100mm,11231a=200mm,m=2mm,功率P=3kW,n=100r/min（忽略摩擦，輪1主動），求2n11z受力（各用三個分力表示）,并在圖上標出。258如圖所示手動提升裝置,采用兩級直齒圓柱齒輪傳動,兩級齒輪傳動的中心距a、模數m均相等，且z=z,z=z。勻速提升重物W=3500N,卷筒直徑D1324=350mm,手柄長度L=200mm,傳動總效率=0.80，求：1）此裝置的總傳動比i；2）各級齒輪的傳動比i、i。123）作用在手柄上的圓周力Ft59、圖示為一對錐齒輪與一對斜齒圓柱齒輪組成的二級減速器。已知：斜齒輪m=2mm，z=25，z=53，II軸轉矩T=