机械设计第八版课后习题答案最新参考答案汇总.docx
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机械设计第八版课后习题答案最新参考答案汇总
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限
分别为7000、
O1180MPa，取循环基数N0510,m9，试求循环次数N
25000、620000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
［解］01叫
9|'5
106
103
915
106
\'2.5
104
J5
106
巾6.2
105
180
373.6MPa
180
324.3MPa
180
227.0MPa
260MPa，
3-2已知材料的力学性能为
o1170MPa,①o0.2，试绘制此材料的简化的等寿命寿
命曲线。
［解］a'（0,170）C（260,0）
C6
C6
2170
10.2
283.33MPa
得d'（283.3%,283.3%），即D'（141.67,141.67）
根据点a'（0,170），C（260,0），d'（141.67,141.67）按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示
0.781.8811.69
才075需112.35
求出该截面的计算安全系数Sca。
（1）rC
工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数
（2）OmC
ScaO1Ko①oOm1702.350.2%20181
Kooom2.353020
5-3分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出？
当气缸内的最高压力提高时，它的最大应力，最小应力将如何变化？
解:
4…67八
最大应力出现在压缩到最小体积时，最小应力出现在膨胀到最大体积时。
当汽缸内的最高压力提高时，它的最大应力增大，最小应力不变。
5-4图5-49所示的底板螺栓组联接受外力F2作用在包含x轴并垂直于底板接合面的平面内。
试分析底板
螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？
堡证联接安全工作的必要条件有哪些？
堆聲I龟伞I1
«5-49辰板»栓组联接
Fo=15000N,当受轴向工作载
5-9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。
已知螺栓预紧力荷F=10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。
残余预紧力为：
F1F2F14000N
P=0~1MPa，缸盖与缸体均为钢制，直径
均为25mm.试设计
5-10图5-24所示为一汽缸盖螺栓组联接。
已知汽缸内的工作压力
D1=350mm,D2=250mm.上、下凸缘厚
〔门堀定握栓匏z■別a圧止”
圭鞍悄5-5,jiF栓伺fe^o乂7M"职1口=如职2=1瓦女'惟3｛栓问距+”a性直圧d=tO/6=S2/«=Lb.yarr.^P：
d^l&nnvv
创爭炸「宝燃Ml专燼.旌停卷栓汪晁帑级药&£儀，查載阿氏足-
6=MOMMb.匚=£纲A%”（3）計彳lift上tn敌荷.ft.罔衽P上的ft大压力冗利币f惋栓上0勺工鑫茹P芬刖共b
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F=^=p=7S63lV=科
F
車铁余氏-皤力利=1.IT*由^^吋舍式2（5-1铮也股总4^5^.
F2=F14F=2.5F=2.&*6136=tE340Hr
码）许闻淮力’（?
^木拦制予（1雳力确定左全媒4ke教村表A10.IfiS=4.许卑桩应土k
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±5tUii式<5-19）,蛭栓的计暉应力6.=^5.=1?
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尹
此联接。
隅足彌股争眸"i®社鬧咏记拘CRZT斫&3^3酬16乂7山蟻松热工庐1也"
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:
F—
1
F]
>一
//-■\W,
、
*
Fn
主劭
fF34
Fl
FaSj
1
F：
j]
2
十XX
r
'——PQ.
Fti
Fn
2丿
If-
10-2如图，ABC的材料为中碳钢调制，其硬度：
齿轮
A为240HBS,B:
260HBS,C:
220HBS，试确定齿轮
B的许用接触应力H和许用弯曲应力F■假定:
1）齿轮B为"惰轮”（中间轮）齿轮A为主动轮，齿
轮C为从动轮，设KfnKhn1；2）齿轮B为在主动轮，齿轮A和齿轮C均为从动，设KfnKhn1
10-3对于做双向传动的齿轮来说，她的齿面接触应力和齿根弯曲应力各属于什么循环特性？
在做强度计算
时应怎么考虑
10-4齿轮的精度等级与齿轮的选材及热处理方法有什么关系
10-5要提高齿轮的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有那些关系措施
102辭II）搞號八為匸动轮.齿轮卩为“恪沖“，也就昼迎芮是中石雏乂楚尿別抡01齿轮JS」山劝轮A恼frill'：
・」:
杵苗ifif足工则「1沖牠JAU勺钝t厲舍时「丁-件腕・仙匸、｝虬对J个轮齿來讲t见収览|〔11工作戏跚的【閉然.弯柏底力是对祐S址.fefeb是牀初能环，临
査數材B10-21<4）得«fltg［常恿廣極限应力叽=6啊咼-
查載M图J0-2CG得cr„=450MPfl<
SHJ捷務曲«詩鲫S力及许用应力疔谢为*
叽号07£7jEw31fWU
f帀］-蜀響g-DCWPA
*r
IE”we
⑵城E戈主呢A和C同为服琵枪时，齿鈍3撻动齿轮A知C的王作齿E为同一齿燃®.故童0应力和接W曲力均海脉討價坏.仍耽.
盟F三15.M耳虽］-
47^=6加&*
则基许ffl应力种划內
|［口冷3%*二砧0辭
Eg
［巧卜K哼叫-30站伽
*/
103n：
仇而循坏・从川艮穹一业眦力足对耕稠吓.e作弯曲强度计席时■应将图屮广吒;的祓限应力仇乘以0打一
10-1粘一竝齿挣材絆+宦选II；钳那!
〔健祁臧令名钿J:
叶寸时何餐求丹趾旳iAi絶、将齿ft用粽圧火或调质处坪r;刼齿即为戒•iiii'i桁復可込h敢fif切沖奁個土哽乂涪碱肩许火.・绘忘曲1玻血封酎【1工・；［精反可辻匚6级H或貝纵n对」h：
寸絞丈的雷锂-可适用审闪或球^^^^'目头・lE火后即丛也nJ迂对0粕隊
105
提鬲轮疲苛®展的描ffiTLW大齿根过渡岡fflff衣消除加工丿川3,可［环低齿根应力菓屮;増人轴和支玳的则度.叫诚小齿浙間部爱绒；采垠合适的熱辿理方袪使*2虬部貝冇定te的捌性；企齿枢邮辻疔喷丸、滚压第表而强曲障憾齿轮认啲和糙惟•伐轮采用hX!
H；丫帮.
捉譎齿面抗点蚀能力的搭施巧、炎「哥齿而硬麼：
强低显面和槌增人泪滑汕和度：
捉向加二、发装牯喷y减小幼载荷；在vpij■范国内采用較丈变位系数疋彳方山IijJrt人.%纶化」Jj的综件油率半鼠
10-7某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知ni750r/min，两齿轮的齿数为
Zi24,Z2108,p922',mn6mm,b160mm,8级精度，小齿轮材料为38SiMnMo（调质），大齿轮材料为45钢（调质），寿命20年（设每年300工作日），每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对
称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。
［解］
（1）齿轮材料硬度
查表10-1，根据小齿轮材料为38SiMnMo（调质），小齿轮硬度217~269HBS，大齿轮材料为45钢（调质），大齿轮硬度217~255HBS
（2）按齿面接触疲劳硬度计算
3
Ti
①d£*U
ZhZe
2K
①计算小齿轮的分度圆直径
②计算齿宽系数
1601.096
145.95
⑥计算应力循环次数
N1
60n1jLh
6075013002025.4108
N2
N15.4
4.5
疋1.2108
⑦由图
10-19取接触疲劳寿命系数KHN11.04,KHN21.1
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S1
仙730759.2MPa
OH
KHN1THlim1
S
Khn2%lim2
S
1
1.1550
605MPa
⑨由图
10-26查得£1
0.75,£2
0.88,则££-1£21.63
⑩计算齿轮的圆周速度
d1n13.14145.95
601000b
h
mnt
d1cosp145.95cos922'
Zi
26
6mm
2.25mnt2.25613.5mm
型11.85
13.5
h
（12计算载荷系数
根据V5.729m/s,8级精度，查图
10-8得动载荷系数
Kv1.22
由表10-3，查得KhKf1.4
按轻微冲击，由表10-2查得使用系数
kA1.25
由表10-4查得
Khp
1.380｛按①d=1查得｝
由b11.85，
KHp
1.380，查图10-13得Kfp
1.33
故载荷系数
KaKvKhKh1.25
1.22
1.4
1.3802.946
①d£d13u
M
min
2Ku1
1.0961.63145.953
ZhZe
4.5
605
22.9461284464.096N
（3）按弯曲强度计算
4.51
2.47189.8
T1
①d£dimn
OF
2KYp
YpaYsa
①计算载荷系数
KaKKfKf
1.25
1.221.41.332.840
②计算纵向重合度
0.318①dWtanp0.3181.09624tan922'1.380
③由图10-28查得螺旋角影响系数Yp0.92
④计算当量齿数
cosfb24.99
Z2
Zv1cos3p
亠飞112.3
cos922'
由表
10-5查得YFa12.62
YFa22.17
⑥由图
£e2
⑦由图
Ysai1.59
Ysa21.80
10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
430MPa。
10-18取弯曲疲劳寿命KFN1
⑧计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数
KFN1族1
S1.4
0.88520
bFE1
520MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
0.88,KFN20.90。
OF1
OF2
S
KFN2^FE2
1.5
0.90430
305.07MPa
⑨计算大、
1.5
258MPa
小齿轮的
YFaYsa
，并加以比较
OF1
305.07
YFa1Ysa1
2.621.59
73.23
OF2
258
YFa2YSa2
2.17
1.80
66.05
取YFpYSa
min
YFa1Y3a1
斥2
YFa2Ysa2
66.05
⑩由弯曲强度确定的最大转矩
T1
①d£d2rninPF
2KYb
“96佃145.952666.052885986.309Nmm
22.8400.92
（4）齿轮传动的功率
取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值
即T,1284464.096N
P1284464.0966750100.87kW
9.55106
9.55106
10-8解
（1）选择齿轮的材料和辅度着级.根抑:
教材衷10-1选人小齿牠材料均为20CrMnTi.滲濮淬火，小齿轮痈耐更股取62IIRC,大齿轮齿血硬用:
収58I1RC＜世部达300[IBS.
选蒂度笞级为6级.
（2）按齿根弯曲疲劳强度设计。
1、小狀轮传递的转处=
^=955x1（/^=1066允Mm
2、
初选裁荷杀数：
KL=I.6
确定齿宽系教；小齿轮作臂布置，据教材表10-7选取
’汗爲小96、雄I定貴形系数和丹力集屮系数:
斎嚴材S10-5得y勒=2.62览产159』聞M2.22.LM1・777.确定斜齿雜端而甫合J®：
/t教材图io-ze得
0=0,8&==乩确兄弯仙毁度许丿I陋力t循坏次数弘=6财丛=7诃丛=6加皿=22*皿巾教材图10-18杳命
取安全系数SF^LS由教材图10-20仃I）得
按刈称術环变应力附迟许用纾曲为
Sf
［帀卜［%卜07*=^20^-434MFa
9、由弯曲强废计算齿轮的模数。
时&归2“2匕・［%卜［%］,将齿轮1的参数代入设讣公式屮得
取标冷伯州•=
10、熾計我荷系数:
d产工^=474沏
小齿轮的分麼恻n從5
V='加13—=289w/£
齿轮的岡周速度60*1000山教材图IOT代得:
V"16假设S/dOON",由教材裘］07令得
由教材衣10-4査得*砂J山10-13何得=112弯曲强度裁荷系数
K+K,心S=L79
II、校正模数：
叫=%¥疋/&=19hw«可以S）出前面収标准屮厂"合适8
12、螺旋仍的确定：
a=2】+勺叫=98gww屮出丹•：
2CM0
lallR'l'心距adhntn応媒琏角
"S气3^28、'
13、斜WM仑的相关参数：
£=竺^=47437如cos0
b=%8严231^W9i
对齿宽恻整！
b2=2dimn.hl=2Rimn
⑶齿面接触强度校核。
1、确定按触强度伐荷系数：
2、确定接触强度许用血力：
直教材樹10-21（e）得
直教材图10-19中曲线2謝
取安金系数：
511=LO
[%卜K習3=1500M&S用
[o-^]==1620M刊
S坪
3、确电艸性影响系数：
掘教材«10-6査码Z甘=1898M%
仁确定X域找荷系数；無教材图10-旳芳得ZIKi•佣
5、越核按触强度：
口a-2*-1104//Pa<[o^]
满足接触强度，以上所迭步数合适。
章蜗杆传动p272
习题答案
11-1试分析图11-26所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。
［解］各轴的回转方向如下图所示，蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋。
蜗杆、蜗轮所受各力的作用位
置及方向如下图
由电动机驱动，载荷平稳。
蜗杆材料为20Cr，渗碳淬火，硬度58HRC。
蜗轮材料为ZCuSn10P1,金
属模铸造。
蜗杆减速器每日工作8h,要求工作寿命为7年（每年按300工作日计）。
［解］
（1）选择蜗杆传动类型
ZI）。
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（
（2）按齿面接触疲劳强度进行设计
①确定作用蜗轮上的转矩T2
按Z12，估取效率n0.8，则
②确定载荷系数K
④确定接触系数Zp
⑤确定许用接触应力
OH
KhnoH0.8355268223.914MPa
⑥计算中心距
2
aA05915208勢160.396mm
蜗杆头数z12,轴向齿距
Pam825.133；直径系数q10;齿顶圆直径
da1d12ham96mm；齿根圆直径df1d,2himc60.8mm；分度圆导程角
Y1118'36"；蜗杆轴向齿厚Sa0.5m12.567mm。
②蜗轮
蜗轮分度圆直径d2mz2847376mm
蜗轮喉圆直径da2d2
2mhaX2
3762
810.5384m
蜗轮齿根圆直径df2d2
2hf2376
0.50.2364.8mm
蜗轮咽喉母圆直径rg2
1
2da2200
12mm
（4）校核齿根弯曲疲劳强度
1.53KT2
d1d2m
YFa2丫卩
①当量齿数
Zv2
Z2
3~
COSY
47
3
cos1115'36"
49.85
根据x2
0.5，乙249.85，从图11-19中可查得齿形系数YFa22.75
②螺旋角系数
丫31111.310.9192
P140140
③许用弯曲应力
of'Kfn
从表11-8中查得由
ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力
咎'56MPa
寿命系数KFN
小0.66
CF
of'Kfn560.6636.958MPa
'K
④校核齿根弯曲疲劳强度
of1.531.059152082.750.919215.445of
803768弯曲强度是满足的。
（5）验算效率n
0.95-0.96
tanY
tanYV
已知丫11
18'36";Varctanfv;fv与相对滑动速度
Va相关
Va
80960
601000COSY601000COS1118'36'
4.099m/s
从表11-18中用插值法查得fv0.0238,V1.36338
121'48',代入式得n
0.845~0.854
大于原估计值，因此合格
哪个不能承受径向载荷？
62073020751301
6207、30207的内径均为35mm,51301的内径为5mm；N307/P4的公差等级最高；6207
［解］
（1）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2
13-1试说明下列各轴承的内径有多大？
哪个轴承公差等级最高？
哪个允许的极限转速最高？
哪个承受径向载荷能力最高？
N307/P4
［解］N307/P4、
承受径向载荷能力最高；N307/P4不能承受径向载荷。
13-5根据工作条件，决定在轴的两端用a25的两个角接触球轴承，如图13-13b所示正装。
轴颈直径
两轴计算轴向力
由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为
C29000N，因为PP2，所以按轴承1的受力大小验算
［解］
（1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
轴线上（上诉转化仔图中均未画出）
Fre
Fte
Fae
Fae
（Fdi）
（Fd2）
十200
320
Fr2V
Fr1V
（a）
Fr2V
Fr1V
（b）
由力分析可知:
900200
Fe
'（c）
400业
Fr1V
200
320
520
225.38N
Fr2V
FreFr1V
900225.38
674.62N
Fr1H
200
200
Fte——2200
520
846.15N
200320
Fr2H
FteFr1H
2200846.15
1353.85N
Fr1
jFr1V2Fr1H2V225.382
846.152'
875.65N
Fr2
jFr2VFr
2H2V674.622
1353.822
1512.62N
Fre200Fae
（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2
查手册的30207的e0.37,丫1.6,C54200N
Fd1
2Y
Fl
2Y
两轴计算轴向力
Fd2
875.65
273.64N
21.6
1512.62
472.69N
21.6
Fa1maxFd1,FaeFd2
max273.64,400472.69872.69N
Fa2maxFd2,Fd1Fae
max472.69,273.64400
472.69N
（3）求轴承当量动载荷
P和P2
Fa1
872.69
875.65
0.9966
Fa2
F7
472.69
1512.62
0.3125
由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为
对轴承1
X10.4
丫1
1.6
对轴承2
X21
丫2
因轴承运转中有中等冲击载荷，按表
13-6，取
fp1.5，则
fpXRY1Fa1
1.50.4
875.65
1.6872.69
2619.846N
F2fpX2Fr2Y2Fa2
1.51
1512.62
0472.69
2268.93N
（4）确定轴承寿命
因为P
P2，所以按轴承
1的受力大小验算
Lh
63
106C
106
3
54200
60nP1
60520
2619.846
283802.342hLh'
故所选轴承满足寿命要求。
13-7某轴的一端支点上原采用6308轴承，
下将工作可靠性提高到99%，试确定可能用来替换的轴承型号。
其工作可靠性为
90%，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件
［解］查手册得6308轴承的基本额定动载荷
C40800N。
查表13-9，得可靠性为90%时，a11，可靠
性为99%时，a1
0.21。
可靠性为90%时
.106a1
L10cc
60n
1061
60n
40800
可靠性为99%时
1060.21
60n
LioLi
处两轴承应当正装。
处应有间隙并加密圭寸圈。
处应有轴间定位。
处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。
处齿轮不能保证轴向固定。
处应有轴间定位。
处应加调整垫片。
15-4图15-28所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。
［解］
（1）
（2）
（3）
（4）
（5）
（6）
（7）
改正图见轴线下半部分。
4-
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