机械设计第八版课后答案最新版从vbbWord格式.docx

1、K o-ca c2.35 30 0.2 202.28（2）cm C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ca1.81闪 K。唏 170 2.35 0.2 20K C& 怖 2.35 30 20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M6X 40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

2、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M6X 40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 3.55.0QpQsS 6403.5 5.0182.86 128 MPaSp1.5426.67MPa（2）螺栓组受到剪力F和力矩（T FL ）,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

3、r 即 r7. 2mm2 cos 45FiFj1f8FL8r20 2.5kN8 320 300 10 5 2kN8 75、2 10 3 4由图可知，螺栓最大受力F Jf?max iFj 2Fi Fj cos0 . 2.52 （5 2）2 2 2.5 5 2 cos45 9.015kNFmaxd。9.015 10F max3轲益6乳常:倍1318 斶故M6X 40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

4、接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小？25060kN&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-F6010kN10 36r12520kN由（a）图可知,最左的螺栓受力最大Fmax Fi Fj10 20 30kN（b）方案中1 1 Fi -F60 10kNFjmaxMmax6ii 1FLrmax 6ri60 250 10125 1252 10 3空 1252106由（b）螺栓受力最大为24.39kNi2 Fj2 2Fi Fj cos 9 . 102 （24.39）2 2

5、10 24.39 ； 33.63kN5-10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. ioru 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 = 4 JFF 二亠= M3$N zF 73殆IN戟寮命预紧力Fl=l. 5F,由软甘益式Z C5-1&）,螺栓的总载荷F2=F1IF=2. 3=2. 5&136=lf340N-杵用应力

6、*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/T 6782-8x70量斗1E第六章 键、花键、无键连接和销连接6-3在一直径d 80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图） ，轮毂宽度L 1.5d，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d 80mm，查表得所用键的剖面尺寸为 b 22mm， h 14mm 根据轮毂长度L 1.5d 1.5 80 120mm取键的公

7、称长度 L 90mm键的标记 键22 90GB1096-79键的工作长度为 I L b 90 22 68mm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p2T 103kld%】maxkld %20007 68 80 1102094N m第八章带传动8-i V带传动的i450r min，带与带轮的当量摩擦系数v 0.5i，包角 i i80，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ddi i00mm ,其传递的最大转矩为多少?解i Fee（3）若

8、传动效率为i f-fv i2F0i efv i0.95,弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少?. i360i0.5i e0.5ie478.4N2TFee号 4784i00 i0-23.92N mmFecni ddiFee V ? n ? ni000 i000 60 i000478.4 i450 3.i4 i00 门“0.95 i000 60 i0008-2 V带传动传递效率 P 7.5kW，带速v i0m s，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。FeFe Vi000i000Pi000 7.5 750N108-4F2 且 Fi 2F2F0750 150

9、0Ni500 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3.45kWni960rmin ,减速器输入轴的转速 n? 330r min ,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Fa由表8-7查得工作情况系数 Ka i.2，故Pea KAP i.2 7 8.4kW（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由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径 dd1 180mm验算带速VddEv 60 1000 5m s 带速合适计算从

10、动轮的基准直径180 9609.0432 m. s 60 1000v 30 m s dd1 n1 1 e 180 960 1 0.05dd2n2330497.45mm（4）确定V带的中心距a和基准长度Ld由式 0.7 dd1 dd2 a2 dd1 dd2初定中心距ao 550mm 。Ld0 2a0 二 dd1 dd22 550 180 5002214mm计算带所需的基准长度dd2 dd14a。500 1804 550由表8-2选带的基准长度Ld2240mm实际中心距a一一 Ld 丄中心距的变化范围为a a。550550 630mm 。2240 2214 563mm（5）验算小带轮上的包角a 1

11、80 dd 2dd1573 180 500 180573 147 90563故包角合适。（6）计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 180mm 和 n1 960 m s，查表 8-4a 得 P0 3.25kW根据 m 960m s,i 960 2.9和B型带，查表得 P0 0.303kW查表8-5得k a 0.914，表8-2得kL 1，于是Pr P0 P0 k a kL （3.25 0.303） 0.914 1 3.25kW计算V带的根数zPeaz8.42.583.25取3根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值F0 min由表8-3得B型带的单位长度质量q 018 kg . m

12、，所以2.5 k a Peain 500一kJV283N（8）计算压轴力（9）Fp 2z F0 min sin 2 2带轮结构设计（略）3 283 sin 上7 1628N第九章链传动9-2某链传动传递的功率 p ikw，主动链轮转速 m48r min，从动链轮转速 n2 14r min，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Zi19，大链轮的齿数Z2 iz1Z1481419 65（2）确定计算功率由表9-6查得Ka1.0，由图9-13查得Kz1.52，单排链,则计算功率为1.52 1 1.52kW（3） 选择链条型号和节距根据 Pca 1.52kW 及 n

13、1 48 r min，查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距 p 25.4mm（4） 计算链节数和中心距初选中心距a0（30 50） p （30 50）25.4762 1270mm。取 a0 900mm，相应的链长节数为L 2更p02 900乙 Z219Z2 乙65a。900114.3取链长节数Lp 114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hp2Lp Z1 Z20.24457 25.4 2 114 19 65 895mm（5） 25 40.386 m/s计算链速v,确定润滑方式n 1 乙 p 48 19V 60 1000 60 1000由v 0.386

14、 m s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Fpp 1有效圆周力为 Fe 1000 1000 2591Nv 0.386链轮水平布置时的压轴力系数 Kf 1.15，则压轴力为Fp Kf Fe 1.15 2591 2980Np K p9-3已知主动链轮转速 n1 850r min，齿数21，从动链齿数z2 99，中心距a 900mm，滚子链极限拉伸载荷为 55.6kN，工作情况系数 Ka 1，试求链条所能传递的功率。由F|m55.6kW，查表 9-1 得 p 25.4mm，链型号 16A根据p25.4mm, n1 850r min，查图 9-11 得额定功率 Pc，,

15、35kW由z121 杳图 9-13 得 Kz 1.45且Ka比 35Pca 24.14kWKAKz 1 1.45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 m 5,乙 20, z2 50,R0.3,T2 4 105N mm，标准斜齿轮mn 6,z3 24，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:Fa2 Ft2ta n as in &2T2dm2tan asin 爲tan osin0.5% z2齿轮3的轴向力:即B13

16、.231（2）齿轮2所受各力：Ft22 41053.765103N3.765kNdm.m 10.5Or z251 0.50.3 50Fr2Ft 2 tana cos$ 3.765103tan 200.3710.5080.508kNFa2Ft2 ta nasin0.9281.2721.272kNl Ft2103 mFn24kNcos acos 20齿轮3所受各力：Ft3 2T3垒 cos B2 4 10 cos13.231 5.408 103N 5.408kNd3mnZ36 24cos BFa3Ft3ta n B空 tan Btan B空 sin BFa3, a20 ,T2 T3tan asin

17、 $m 1 0.5Or z2dn B即 sin Bmnz3 tan as in $0.5r Z2由 tanZ2Zi50 2.520sin $cos $ 0.371sinmn z3 tan asin $24 tan 205 1 0.5 0.3 500.2289Fr32.022 10 N 2.022kNFt3 tan a 5.408 1 03 tan 20cos B cos 12.321Fn3Ft35.408 103 tan54083.765 103103 tan 20cos12.3211.272 103N 1.272kNcos % cos B5.889 103N cos20 cos12.3215

18、.889kNLh 12000h，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KT1 u 1 Zed u OH1 ）确定公式中的各计算值1 试选载荷系数Kt 1.52 计算小齿轮传递的力矩丁 95.5 105R 95.5 105 7.5T, - 49397N mmn1 14

19、50小齿轮作不对称布置，查表 10-7，选取d 1.0由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ohlim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 oHlim2 550MPa。齿数比 u 空 54 2.08z1 267 计算应力循环次数N1 60n 1jLh 60 1450 1 12000 1.044 109N2N11.044 1091090.502由图u2.08K HN1 0. 98, KhN 2 1.010-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S 1Oh 1K HN1 OH lim

20、 10.98 600588MPaSK HN2 Oh lim 21.03 550OH 2566.5MPa2）计算d1t 2.323KTi u 1Ze2.3231.5 49397 2.08 1189.8566.553.577mm计算圆周速度 V3.1460 1000计算尺宽b53.577 1450 4.066msb dd1t1 53.577 53.577 mm计算尺宽与齿高之比 -hmtd1t 53.5772.061mm262.25mt2.252.061 4.636mmb53.57711.564.636计算载荷系数根据V 4.066 ms, 7级精度，查图10-8得动载荷系数 Kv 1.2直齿轮，

21、Kh Kf 1由表10-2查得使用系数 Ka 1.25由表10-4用插值法查得Kh b 1.420K由一11.56 , Kh b 1.420，查图 10-13 得 Kfb 1.37 h故载荷系数 K KaKvKh Kh 1.25 1.2 1 1.420 2.136 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1 d1無 53.577 冷 60227 计算模数md1 60.22m 1 2.32mm取 m 2.58 几何尺寸计算分度圆直径：d1mz-i 2.5 26 65mmd2 mz2 2.5 54 135mm中心距：确定尺宽:d1 d265 135100mm2Ku 1 2.5Zedi u CH2 2

22、.13 49397 2.08 1652 2.082.5 189.851.74mm圆整后取 b2 52mm, b1 57mm 。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 cFE1 500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE2 380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命 KFN1.89心20.93。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数K FN1 咎E1KFN2 FE2S 1.40.89 500OF 11.40.93 500317.86MPaOF 2计算载荷系数252.43MPaK KAK Kf Kf1.25 1.21 1.37 2.055查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得 Yfa12.6Yf 2.304厂:YSa11.595YSa21.712校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式2KT1 bd1mYFaYSa 进行校核bd1m2 2.055 49397 2.652 65 2.599.64 MPa2 2.055 49397 2.394.61MPa所以满足弯曲强度，所选参数合适。10-7某齿轮