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
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