机械设计第八版课后答案最新版从vbbWord格式.docx
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Ko-ca①c
2.35300.220
2.28
(2)cmC
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
ca
1.81
闪K。
唏1702.350.220
KC&
怖2.353020
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。
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M6X40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M6X40的许用切应力[]
由螺栓材料Q215,性能等级8.8,查表5-8,可知[os]640MPa,查表5-10,可知[S]3.5〜5.0
[Qp]
[Qs]
[S]
640
3.5〜5.0
182.86~128MPa
Sp
1.5
426.67MPa
(2)螺栓组受到剪力F和力矩(TFL),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Fj
,各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为
r即r7^.2mm
2cos45
Fi
Fj
1f
8
FL
8r
202.5kN
83
203001052kN
875、21034
由图可知,螺栓最大受力
FJf?
maxi
Fj2FiFjcos
0.2.52(52)222.552cos459.015kN
Fmax
d。
9.01510
Fmax
3
轲益6乳常:
倍131・8[斶
故M6X40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?
250
60kN
&
OkN
[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Fj
(a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为
r,即r=125mm
-F
—
60
10kN
103
6r
125
20kN
由(a)
图可知,
最左的螺栓受力最大
FmaxFiFj
102030kN
(b)方案中
11Fi-F
6010kN
Fjmax
M「max
~~6
「i
i1
FLr
max~6
ri
6025010
1251252103
空1252
106
由(b)
螺栓受力最大为
24.39kN
i2Fj22FiFjcos9.102(24.39)221024.39;
33.63kN
5-10
棘确定.嫁栓数工和直任d,
查祓蒋靄栓间距耳y了孔取忆二麵耶沪1乂则螺性间距』
阳■=S2?
j0pj-
£
蛭栓宜径d=W/t=9S/6=lb.i^oru革ctUirm.-
8赴择螺柱性箭等級*违择螺性性誌等級为8竹级,査穀林炭5■&
强*
Jj-300蛆Fu”cr$=庁40*1傀
估)计舁螺栓上的裁荷,作用在气缸上的最大压力耳利单个螺栓上的工作载苛F分别头2
血r「
=4J
F
F二亠=M3$Nz
F»
73殆IN
戟寮命预紧力Fl=l.5F,由软甘益式ZC5-1&
),螺栓的总载荷』
F2=F1IF=2.3^=2.5^&
136=lf340N-'
⑷杵用应力*按不理制预紧门确走安全系数・杳教材表河山玫S也许用拉应力.
(E;
脸昇郞柱的遢度。
音手册,爛±
的大径十1汕「卜径出-!
3.報阪取弼桂公称长滾1-力帧出教材金式C5-L9\螺桂闵\|算应力壬二二?
3.=口空岛代匕卜
満足嵐度备f牛.螺栓貳标记为GB/T6782-8^x70^^量斗1E「
第六章键、花键、无键连接和销连接
6-3在一直径d80mm的轴端,安装一钢制直齿圆柱齿轮(如下图),轮毂宽度L1.5d,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。
[解]根据轴径d80mm,查表得所用键的剖面尺寸为b22mm,h14mm根据轮毂长度L'
1.5d1.580120mm
取键的公称长度L90mm
键的标记键2290GB1096-79
键的工作长度为ILb902268mm
键与轮毂键槽接触高度为k-7mm
根据齿轮材料为钢,载荷有轻微冲击,取许用挤压应力[勺]110MPa
根据普通平键连接的强度条件公式
变形求得键连接传递的最大转矩为
°
p
2T103
kld
[%】
max
kld[%]
2000
76880110
2094Nm
第八章带传动
8-iV带传动的i450rmin,带与带轮的当量摩擦系数
v0.5i,包角ii80,初拉力
F。
360N。
(i)该传动所能传递的最大有效拉力为多少?
(2)若ddii00mm,
其传递的最大
转矩为多少?
[解]iFee
(3)若传动效率为
if-
fvi
2F0—
i—
efvi
0.95,弹性滑动忽略不计,从动轮输出效率为多少?
.i
360
i
0.5ie
0.5i
e
478.4N
2T
Fee号478・4
i00i0-
23.92Nmm
Fecniddi
FeeV
?
n?
n
i000i00060i000
478.4i4503.i4i00门“
0.95i00060i000
8-2V带传动传递效率P7.5kW,带速vi0ms,紧边拉力是松边拉力的两倍,即
F2,试求紧
边拉力F1、
有效拉力
Fe和初拉力F0。
Fe
FeV
i000
i000P
i0007.5750N
10
8-4
F2且Fi2F2
F0
7501500N
i500空ii25N
有一带式输送装置,其异步电动机与齿轮减速器之间用普通
V带传动,电动机功率
P=7kW,转速
3.45kW
ni
960r「min,减速器输入轴的转速n?
330rmin,允许误差为5%,运输装置工作时有轻度冲击,
两班制工作,试设计此带传动。
[解](i)确定计算功率F>
a
由表8-7查得工作情况系数Kai.2,故
PeaKAPi.278.4kW
(2)选择V带的带型
根据Pea、ni,由图8-11选用B型。
(3)确定带轮的基准直径dd,并验算带速V
①由表8-6和8-8,取主动轮的基准直径dd1180mm
②验算带速V
ddE
v
6010005ms带速合适
③计算从动轮的基准直径
180960
9.0432m.s601000
v30ms
」dd1n11e18096010.05
dd2
n2
330
497.45mm
(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld
①由式0.7dd1dd2a°
2dd1dd2
初定中心距ao550mm。
Ld02a0二dd1dd2
2550—180500
2214mm
②计算带所需的基准长度
dd2dd1
4a。
500180
4550
由表8-2选带的基准长度Ld
2240mm
③实际中心距a
一一Ld丄
中心距的变化范围为
aa。
550
550~630mm。
22402214563mm
(5)验算小带轮上的包角
a180dd2
dd1
573180500180
57314790
563
故包角合适。
(6)计算带的根数z
①计算单根V带的额定功率
Pr
由dd1180mm和n1960ms,查表8-4a得P03.25kW
根据m960ms,i9602.9和B型带,查表得P00.303kW
查表8-5得ka0.914,表8-2得kL1,于是
PrP0P0kakL(3.250.303)0.91413.25kW
②计算V带的根数z
Pea
z
8.4
2.58
3.25
取3根。
(7)
计算单根V带的初拉力的最小值
F0min
由表8-3得B型带的单位长度质量
q018kg.m,所以
2.5kaPea
"
in500一kJV
283N
(8)
计算压轴力
(9)
Fp2zF0minsin22
带轮结构设计(略)
3283sin上71628N
第九章链传动
9-2某链传动传递的功率pikw,主动链轮转速m
48rmin,从动链轮转速n214rmin,载荷平
稳,定期人工润滑,试设计此链传动。
[解]
(1)选择链轮齿数
取小链轮齿数Zi
19,
大链轮的齿数Z2iz1
Z1
48
14
1965
(2)确定计算功率
由表9-6查得Ka
1.0
,由图9-13查得Kz
1.52,单排链,
则计算功率为
1.5211.52kW
(3)选择链条型号和节距
根据Pca1.52kW及n148rmin,查图
9-11,
可选16A,
查表9-1,链条节距p25.4mm
(4)计算链节数和中心距
初选中心距a0
(30~50)p(30~50)
25.4
762~1270mm。
取a0900mm,相应的链
长节数为
L2更
p0
2900
乙Z2
19
Z2乙
65
a。
900
114.3
取链长节数Lp114节。
查表9-7得中心距计算系数
0.24457,则链传动的最大中心距为
hp2LpZ1Z2
0.2445725.421141965895mm
(5)
254
0.386m/s
计算链速v,确定润滑方式
n1乙p4819
V
601000601000
由v0.386ms和链号16A,
查图9-14可知应采用定期人工润滑。
(6)计算压轴力Fp
p1
有效圆周力为Fe100010002591N
v0.386
链轮水平布置时的压轴力系数Kf1.15,则压轴力为FpKfFe1.1525912980N
pKp
9-3已知主动链轮转速n1850rmin,齿数21,从动链齿数z299,中心距a900mm,滚子
链极限拉伸载荷为55.6kN,工作情况系数Ka1,试求链条所能传递的功率。
由F|m
55.6kW,查表9-1得p25.4mm,链型号16A
根据p
25.4mm,n1850rmin,查图9-11得额定功率Pc,
35kW
由z1
21杳图9-13得Kz1.45
且Ka
比35
P
ca24.14kW
KAKz11.45
[解]
第十章齿轮传动
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:
5|
补充题:
如图(b),已知标准锥齿轮m5,乙20,z250,①R
0.3,T24105Nmm,标准斜齿轮
mn6,z324,若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消,
卩应为多少?
并计算2、3齿轮各分力大小。
[解]
(1)齿轮2的轴向力:
Fa2Ft2tanasin&
2T2
dm2
tanasin爲
tanosin
0.5%z2
齿轮3的轴向力:
即B
13.231
(2)齿轮
2所受各力:
Ft2
24
105
3.765
103N
3.765kN
dm.
m1
0.5Orz2
5
10.5
0.350
Fr2
Ft2tan
acos
$3.765
103
tan20
0.371
0.508
0.508kN
Fa2
Ft2tan
asin
0.928
1.272
1.272kN
lFt2
103m
Fn2
4kN
cosa
cos20
齿轮3所受各力:
Ft32T3
垒cosB
2410cos13.2315.408103N5.408kN
d3
mnZ3
624
cosB
Fa3
Ft3tanB
空tanB
tanB
空sinB
Fa3,a
20,T2T3
tanasin$
m10.5Orz2
dnB
即sinB
mnz3tanasin$
0.5①rZ2
由tan
Z2
Zi
502.5
20
sin$
cos$0.371
sin
mnz3tanasin$
24tan20
510.50.350
0.2289
Fr3
2.02210N2.022kN
Ft3tana5.408103tan20
cosBcos12.321
Fn3
Ft3
5.408103tan5408
3.765103
103tan20
cos12.321
1.272103N1.272kN
cos%cosB
5.889103Ncos20cos12.321
5.889kN
Lh12000h,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铳床为一般机器,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
KT1u1Ze
①duOH
1)确定公式中的各计算值
1试选载荷系数Kt1.5
2计算小齿轮传递的力矩
丁95.5105R95.51057.5
T,-49397Nmm
n11450
③小齿轮作不对称布置,查表10-7,选取①d1.0
④由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa°
⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ohlim1600MPa;
大齿轮的接触疲劳
强度极限oHlim2550MPa。
⑥齿数比u空542.08
z126
7计算应力循环次数
N160n1jLh6014501120001.044109
N2
N1
1.044109
109
0.502
⑧由图
u
2.08
KHN10.98,KhN21.0
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1%,安全系数S1
Oh1
KHN1OHlim1
0.98600
588MPa
S
KHN2Ohlim2
1.03550
OH2
566.5MPa
2)计算
d1t2.323
KTiu1
Ze
2.323
1.5493972.081
189.8
566.5
53.577mm
②计算圆周速度V
3.14
601000
③计算尺宽b
53.57714504.066ms
b①dd1t
153.57753.577mm
④计算尺宽与齿高之比-
h
mt
d1t53.577
2.061mm
26
2.25mt
2.25
2.0614.636mm
b
53.577
11.56
4.636
⑤计算载荷系数
根据V4.066ms,7级精度,查图10-8得动载荷系数Kv1.2
直齿轮,KhKf1
由表10-2查得使用系数Ka1.25
由表10-4用插值法查得Khb1.420
K
由一11.56,Khb1.420,查图10-13得Kfb1.37h
故载荷系数KKaKvKhKh1.251.211.4202.13
6按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径
d1d1無53.577冷6022
7计算模数m
d160.22
m12.32mm
取m2.5
8几何尺寸计算
分度圆直径:
d1
mz-i2.52665mm
d2mz22.554135mm
中心距:
确定尺宽:
d1d2
65135
100mm
2K「u12.5Ze
diuCH
22.13493972.081
6522.08
2.5189.8
51.74mm
圆整后取b252mm,b157mm。
(3)按齿根弯曲疲劳强度校核
①由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE1500MPa;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
cFE2380MPa。
②由图10-18取弯曲疲劳寿命KFN1
.89心2
0.93。
③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数
KFN1咎E1
KFN2°
FE2
S1.4
0.89500
OF1
1.4
0.93500
317.86MPa
OF2
④计算载荷系数
252.43MPa
KKAKKfKf
1.251.2
11.372.055
⑤查取齿形系数及应力校正系数
由表10-5查得Yf
a1
2.6
Yf2.304
厂:
YSa1
1.595
YSa2
1.712
⑥校核弯曲强度
根据弯曲强度条件公式
2KT1bd1m
YFaYSa°
进行校核
bd1m
22.055493972.6
52652.5
99.64MPa
22.055493972.3
94.61MPa
所以满足弯曲强度,所选参数合适。
10-7某齿轮