机械设计-习题集答案~.doc

《机械设计-习题集答案~.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计-习题集答案~.doc（44页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。

1、|第一章 绪 论1-1 机器的基本组成要素是什么？答：机械零件1-2 什么是零件？什么是构件？什么是部件？试各举三个实例。答：零件是组成机器的不可拆的基本单元，即制造的基本单元。如齿轮、轴、螺钉等。构件是组成机器的运动的单元，可以是单一整体也可以是由几个零件组成的刚性结构，这些零件之间无相对运动。如内燃机的连杆、凸缘式联轴器、机械手的某一关节等。部件是由一组协同工作的零件所组成的独立制造或独立装配的组合体，如减速器、离合器、联轴器。1-3 什么是通用零件？什么是专用零件？答：通用零件在各种机器中经常都能用到的零件，如：齿轮、螺钉、轴等。在特定类型的机器中才能用到的零件，如：涡轮机的叶片、内燃机

2、曲轴、减速器的箱体等。 1-4 机械设计课程研究的内容是什么？答：机械系统设计的基础知识和一般尺寸和参数的通用零件设计方法。第二章 机械设计总论2-1 答：一台完整的机器通常由原动机、执行部分和传动部分三个基本部分组成。原动机是驱动整部机器以完成预定功能的动力源；执行部分用来完成机器的预定功能；传动部分是将原动机的运动形式、运动及动力参数转变为执行部分所需的运动形式、运动及动力参数。2-2 答：设计机器应满足使用功能要求、经济性要求、劳动保护要求、可靠性要求及其它专用要求。设计机械零件应满足避免在预定寿命期内失效的要求、结构工艺性要求、经济性要求、质量小的要求和可靠性要求。2-3 答：机械零件

3、常见的失效形式：整体断裂、过大的残余变形、零件的表面破坏以及破坏正常工作条件引起的失效等。常用的计算准则主要有强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性准则和可靠性准则。2-4 答：强度要求为确保零件不发生断裂破坏或过大的塑性变形。强度条件为 。提高机械零件的强度，可以采取：a、采用强度高的材料，使零件具有足够的截面尺寸；b、合理地设计零件的截面形状，增大截面的惯性矩；c、采用热处理和化学处理方法，提高材料的力学性能；d、提高运动零件的制造精度，降低工作时的动载荷；e、合理配置零件的位置，降低作用于零件上的载荷等。2-9 答：HT150：灰铸铁，抗拉强度为 150MPaZG230-450：铸钢，

4、屈服强度为 230 MPa,抗拉强度为 450 MPa65Mn：优质碳素结构钢，含碳量为 0.65%，含锰量1.5% 45：优质碳素结构钢，含碳量为 0.45%Q235：普通碳素结构钢，屈服强度为 235 MPa|40Cr：中碳合金钢，含碳量为 0.40%，含铬量1.5%20CrMnTi：低碳合金钢，含碳量为 0.20%，含铬、锰、钛量1.5%ZCuSn10Pb5：铸造锡青铜，含锡量为 10%，含铅量为 5%第三章 机械零件的强度3-1 表面化学热处理、表面淬火、表面硬化加工3-2 （3）3-3 截面形状突变 增大3-4 （1） （1）3-5 （1）3-7 答：当应力循环次数大于 N0 时，不

5、管应力循环多少次，材料破坏的极限应力变化不大，视为恒定，所以将应力循环次数大于 N0 以后的寿命段称为无限寿命区。所以只要施加在材料上的应力不超过循环基数所对应的极限应力，那么不管应力循环多少次，材料都不会发生破坏，因此称循环基数对应的极限应力称为材料的疲劳极限。3-8 答：图（a）中，为静应力，r=1；图（b）中，为对称循环变应力，r=-1；图（c）中，为非对称循环变应力，0r1。3-9 答：弯曲疲劳极限的综合影响系数 是材料对称循环弯曲疲劳极限 与零件对称循K 1环弯曲疲劳极限 的比值，不对称循环时，为材料与零件的极限应力幅的比值。它与零1e件的尺寸及几何形状变化、加工质量及强化因素有关。

6、它使得零件的疲劳极限相对于材料的疲劳极限有所降低，对于静强度则没有影响。3-10 答：零件等寿命疲劳曲线的疲劳极限线是材料试件等寿命疲劳曲线的疲劳极限线按比例 下移，而静强度极限线与材料试件等寿命疲劳曲线的静强度极限线相同。K作业：3-1 已知： ， ， ， ， ，MPa1806015N9m701N250。求 N1、N2、N3 的有限寿命弯曲疲劳极限。623N解： ， NC= , 01m14 011mSNc 0915880.9735.MPaNC0912121.80624.302m091335880.9Pa6N|3-5 已知：圆轴轴肩尺寸为 ， ， ；该轴肩材料的力学性54mD5d3mr能为 ，

7、 ， ， ；危险截面上的平260MPas170Pa.240MPaB均应力 ， 。按 求该截面的计算安全系数 Sca。m3C解：（1） 10 ， 10273428.MPa. Pa67.1420 , ,(8)A(6,1)D(6,)C（2）查附图 3-1，材料的敏性系数 ；78.0q，07.453dr 245d查附表 3-2(弯曲，插值法)，轴肩圆角处的理论应力集中系数 ；1.8轴肩的弯曲有效应力集中系数 10.7.6kq查附图 3-2，尺寸及截面形状系数 ；75.0查附图 3-4，表面质量系数 ；8查附表 3-10，化学热处理的强化系数 （有应力集中） ；2q由公式（3-12） ，弯曲疲劳极限的综

8、合影响系数系数 1.681.19075.2qkK由公式（3-8） ，零件的对称循环弯曲疲劳极限为 。1704MPa.eK所以有 , ,(0,142)A(1.67,8)D(360,)C（3） Cm在极限应力线图中标出点 和 的位置。M所以 20Pa.659137.4PaaOC| max20137.54.acS3-20 一零件由 45 钢制成，材料的力学性能为： ， ，材料常360MPaS130Pa数 。已知零件上的最大工作应力为 ，最小工作应力为0.2max19，应力变化规律为 ，弯曲疲劳极限的综合影响系数 ，试画min1MParC2.K出零件的极限应力线图，在图上找出零件的工作应力点 和极限应

9、力点 ，并用图解法确定该零件的计算安全系数 。caS解： ， ，P150231Ke 10210 Ma0.零件极限应力线图上的特殊点 A（0， ） 、 、D（ ，0）为 A（0，150） 、e1KC20， SC（250，125） 、D（360，0） ，据此作出零件的极限应力线图，Pa40292minax a M1510inaxm在图上找出零件的工作应力点 和极限应力点 ，由图中量得 ，Pa5mePa.34e| 895.1401536max aScaS第 5 章 螺纹连接和螺旋传动5-1 大径 中径（P69 式 5-4、5） 小径5-2 降低 3 升高 1 升高 1 降低 35-3 2 过渡配合5

10、-4 90% 螺纹根部5-5 35-6 （4） ，201bmCFF10 0.5bmbCFF5-10 答：普通螺栓连接的主要失效形式：螺栓杆螺纹部分拉断；设计准则：保证螺栓杆的拉伸强度。铰制孔用螺栓连接的主要失效形式：螺栓光杆被剪断和螺栓杆与孔壁的贴合面发生压溃；设计准则：保证螺栓光杆的剪切强度和连接的挤压强度。5-13 答：螺栓性能等级为 8.8 级，小数点前的 8 代表该螺栓抗拉极限 的 1/100，小数B点后的 8 表示该螺栓屈服极限 与抗拉极限 的比值的 10 倍。sB5-15 答：螺栓所受的总拉力 ， ，当 F0 一定，20bmCFF10mbCF轴向外载在 0F 之间变化时，由公式可看

11、出：Cb，Cm，F2，连接的疲劳强度降低，连接的紧密性增加；与此相反，Cb，Cm，F2，连接的疲劳强度提高，连接的紧密性降低。5-16 答：保证连接紧密性和静强度要求的前提下，要提高疲劳强度，必须Cb，Cm，同时适当增加预紧力。5-21 如图所示一牵引钩用 2 个 M12（d1=10.106mm）的普通螺栓固定于机体上，已知：接合面摩擦系数 f=0.2，防滑系数 Ks=1.2，螺栓力学性能等级为 6.8 级，安全系数 S=3，试计算该螺栓组允许的最大牵引力 F。|解：螺栓性能等级为 6.8 级，许用应力 48016MPa3S螺栓允许的预紧力2210.1972N4.35dF连接允许的牵曳力 0.

12、8312szifK5-23 图示凸缘联轴器（GB/T5843-2003）的型号为 YLD10，允许传递最大转矩 T 为 630Nm。两半联轴器采用 4 个 M12 的铰制孔用螺栓连接，螺栓规格为 M1260（GB/T27-1988） ，螺纹段长 22mm， ，螺栓的性能等级为 8.8 级，联轴器材料为 HT200，试校核其连接强度。解：安全系数 ， （P87,表 5-10）2.5S2.5hp每个螺栓的横向载荷 360124.08N/24134wwTTFzDz许用应力 ，25MPa.5.S208a.hpP220431.43Pa/1Fid 0.8.M(60)P P强度足够。5-24 受轴向载荷的紧

13、螺栓连接，被连接钢板间采用橡胶垫片，螺栓的相对刚度为 0.9。已知预紧力 F0=1500N，当轴向工作载荷 F=1000N 时，求螺栓所受的总拉力及被连接件之间的残余预紧力。解： 20150.9240NbmC|1240140NF5-25 铰制孔用螺栓组连接的三种方案如图所示。已知 L=300mm，a=60mm，试求螺栓连接的三个方案中，受力最大的螺栓所受的力各为多少？哪个方案最好？解：三个方案中都是把工作载荷 F 移动至螺栓组连接的形心上，这样将工作载荷转变为过形心的横向载荷 F 和绕形心的转矩 T。在横向力 F 作用下，单个螺栓所受力为 。在转矩 T 作用下，单个螺栓所受/3力大小与三个方案

14、螺栓布置方式有关。因此单个螺栓所受总载荷与各自的布置方式有关，现分别讨论。方案 1：在转矩 T 作用下，1、3 螺栓（2 螺栓不受转矩影响）所受力大小：|T30F 5/42r21FLFa3 螺栓受力最大，为 max1 /35/419/2FTFF方案 2：在转矩 T 作用下，1、3 螺栓（2 螺栓不受转矩影响）所受力大小：T 0F 5/4r1La1、3 螺栓受力相同为 22max2FTFT22-cos90241/95/16方案 3：在转矩 T 作用下，单个螺栓所受力大小： 305/612TFLFFra2 螺栓受力最大，为 2max3FTF22-cos50241603/9/16-/3F/43/ F

15、 对 3 个方案进行比较，发现 ， ，.581221.，很明显，方案 3 较好。2416037.0.9考虑：如果换成普通螺栓，结果会怎样？第 6 章 键、花键、无键连接和销连接6-1 （4）|6-2 工作面被压溃 工作面的过度磨损6-3（4）6-4 小径 齿形作业题：6-1 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔 180的位置；采用两个楔键时，相隔 90120；而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？这是从尽量减小对轴的强度削弱考虑的，同时又考虑了各类键的特点。两个平键相隔 180布置，工作面上产生的挤压力的方向正好相反，不会产生附加应力，并且全部转化为扭转力矩，减少了轴受损的可能。若

16、两个平键相隔不为 180如图所示， ， ；工作面上产生的挤sin21F0cos2压力在轴上的合力 不为零，大小为；这个力相当于轴上的附加力，对0icos212F轴的工作产生不利影响。采用两个楔键时，如果也相隔 180布置，则楔紧时只是两个楔键的顶面与轮毂键槽的底面接触，轴和轮毂不接触，工作可靠性差。两个楔键相隔 90120则楔紧后轴和轮毂也接触楔紧，增加了工作可靠性。由于轴上半圆键槽较深，在同一截面处加工出两个键槽会大大削弱轴的强度，所以采用两个半圆键时应布置在轴的同一母线上。6-4 图示的凸缘半联轴器及圆柱齿轮，分别用键与减速器的低速轴相连接。试选择两处键的类型及尺寸，并校核联接的强度。已知

17、轴的材料为 45 钢，传递的转矩 T=1000Nm，齿轮用锻钢制成，半联轴器用灰铸铁制成，工作时有轻微冲击。解：半联轴器轴颈处， ，选取 A 型普通平键，键宽 ，键高5MPap m20b，键长 。m12hm10L。3 3 p2105Pa67pTkld 齿轮轴颈处， ，选取 A 型普通平键，键宽 、键高 、Pa10p m2b14hF1F2|键长 。m80LMPa7.5902871102 p33 kldTp第八章 带传动8-1（2）8-2（3） （3）8-3 紧松边拉应力 离心拉应力 弯曲应力 紧边绕入小带轮处11cb8-4（2）8-5 预紧力 小轮包角 摩擦系数8-6 8-7 8-8 8-9 8

18、-10 8-11 答：主要是考虑绕入主动轮处带内弯曲应力的影响，实验用带传动的主从动带轮齿数相同， ，所能传递的功率要比 时要小，所以当 时 ，这时12b12b1i2b所能传递的功率增大。8-12 8-13 8-14 8-15 8-16 方案 a） ，因为首先该题针对带传动而言，所以从带传动角度出发分析增速要求。方案 1 和方案 2 均减小传动比，可以起到增速的作用，但从减小带的最大应力出发，采用方案 1 更合理。8-20 解： 2140.86di查表 8-4a， ， ，单根普通 V 带的基本额定功率n140d02.9kWP查表 8-4b，A 型带， ， ，功率增量2.86in0.17小带轮包角 11 4057.856.da查表 8-5， ， .093K带的基准长度 addLd 422121204859m85由表 8-2，普通 V 带基准长度取为 ，m20dL1.LK由表 8-7，一天运转 8h，工作载荷变动较大， 2A 0442.9017.953.08.1kWLAPK