机械设计作业集答案~第四版西北工大版.doc

-_机械设计作业集（第四版）解题指南西北工业大学机电学院2012.7-_ 前言本书是高等教育出版社出版、西北工业大学濮良贵、纪名刚主编机械设计（第八版）和李育锡主编机械设计作业集（第三版）的配套教学参考书，其编写目的是为了帮助青年教师使用好上述两本教材，并为教师批改作业提供方便。本书是机械设计课程教师的教学参考书，也可供自学机械设计课程的读者和考研学生参考。机械设计作业集已经使用多年，希望广大教师将使用中发现的问题和错误、希望增加或删去的作业题、以及对机械设计作业集的改进建议告知编者（电子信箱：liyuxi05126.com），我们会认真参考，努力改进。本书由李育锡编写，由于编者水平所限，误漏之处在所难免，敬请广大使用者批评指正。编者2012.7-_目录第三章机械零件的强度（1）第四章摩擦、磨损及润滑概述（5）第五章螺纹连接和螺旋传动（6）第六章键、花键、无键连接和销连接（9）第七章铆接、焊接、胶接和过盈连接（11）第八章带传动（15）第九章链传动（18）第十章齿轮传动（19）第十一章蜗杆传动（24）第十二章滑动轴承（28）第十三章滚动轴承（30）第十四章联轴器和离合器（34）第十五章轴（36）第十六章弹簧（41）机械设计自测试题（43）-_第三章 机械零件的强度31 表面化学热处理 ；高频表面淬火 ；表面硬化加工 ；32 （3） ；33 截面形状突变；增大； 34 （1）；（1）； 35 （1）； 36 答： 零件上的应力接近屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数在 103104范围内，零件破坏断口处 有塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为低周疲劳破坏，例如飞机起落架、火箭发射架中的零件。零件上的应力远低于屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数大于 104时，零件破坏断口处无塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为高周疲劳破坏，例如一般机械上的齿轮、轴承、螺栓等通用零件。37 答：材料的持久疲劳极限 r 所对应的循环次数为 ND，不同的材料有不同的 ND值，有时 ND很大。为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循环次数 N0，称为循环基数，所对应的极限应力r称为材料的疲劳极限。 r 和 ND为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当 N > N0时，则取rN= r。 38 答：图 a 中 A 点为静应力， r = 1 。图 b 中 A 点为对称循环变应力， r = 1。图 c 中 A 点为不对称循环变应力， 1 103时，在一定的应力变化规律下，如果极限应力点落在极限应力线图中的屈服曲线 GC 上时，也应按静强度条件计算；如果极限应力点落在极限应力线图中的疲劳曲线 AG 上时，则应按疲劳强度条件 计算；-_ 312 答： 在单向稳定变应力下工作的零件，应当在零件的极限应力线图中，根据零件的应力变化规律，由计 算的方法或由作图的方法确定其极限应力。-_313 答： 该假说认为零件在每次循环变应力作用下，造成的损伤程度是可以累加的。应力循环次数增加，损伤程度也增加，两者满足线性关系。当损伤达到 100时，零件发生疲劳破坏。疲劳损伤线性累积假说的数学表达式为ni/Ni1。 314 答：首先求出在单向应力状态下的计算安全系数，即求出只承受法向应力时的计算安全系数S和只承受切向应力时的计算安全系数S，然后由公式（335）求出在双向应力状态下的计算安全系数Sca， 要求 ScaS（设计安全系数）。 315 答： 影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小，零件的尺寸，零件的表面质量以及零件 的强化方式。提高的措施是：1）降低零件应力集中的影响；2）提高零件的表面质量；3）对零件进行 热处理和强化处理；4）选用疲劳强度高的材料；5）尽可能地减少或消除零件表面的初始裂纹等。316 答： 结构内部裂纹和缺陷的存在是导致低应力断裂的内在原因。317 答：应力强度因子 KI表征裂纹顶端附近应力场的强弱，平面应变断裂韧度 KIC表征材料阻止裂纹失稳扩展的能力。若 KI KIC，则裂纹不会失稳扩散；若 KI KIC，则裂纹将失稳扩展。 318 解：已知 B= 750MPa ，s= 550MPa ， 1=350MPa ，由公式（3-3），各对应循环次数下的疲劳极限 分别为 1N 1= mN09= 350 ×× 5106 = 583 .8 MPa > 因此，取 1N1=550MPa = s1N1× 510946s1N 2=m1mNN02=××350510 × 510 95= 452 MPa= N0=××3505106= 271 MPa 0 。4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力 Ff> F2。8-_527 答：题解 526 图a) 参见教材图 5-3b； b）参见教材图 5-3a ； c）参见教材图 5-2b，螺栓应当反装，可以增大 Lmin； d)参见教材图 5-4；e) 参见教材图 5-6；f）参见教材图 5-3b，螺钉上方空间应增大，以便装拆螺钉。改 正图从略。第六章 键、花键、无键连接和销连接61 （4） ；62 接合面的挤压破坏 ；接合面的过度磨损 ；63 （4）；64 小径 ；齿形；65 （4） ； 66 答： 薄型平键的高度约为普通平键的 6070，传递转矩的能力比普通平键低，常用于薄壁结构， 空心轴以及一些径向尺寸受限制的场合。 67 答： 半圆键的主要优点是加工工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的链接。主要缺点是轴 上键槽较深，对轴的强度削弱较大。一般用于轻载静连接中。68 答：两平键相隔 180°u24067X置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附加弯矩，受 力状态好。两楔键相隔 90 120布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为 180°u26102X，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因此，两个楔键间的夹角既不能过大，也不能过小。半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置在轴的同一横截面上。故可将两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。69 答： 轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以 由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花方法加工。610 答：因为动连接的失效形式为过度磨损，而磨损的速度快慢主要与压力有关。压力的大小首先应满足静强度条件，即小于许用挤压应力，然后，为了使动连接具有一定的使用寿命，特意将许用压力值定得较低。如果动连接的相对滑动表面经过淬火处理，其耐磨性得到很大的提高，可相应地提高其许用压力值。-_ 611 答：静连接花键的主要失效形式是工作面被压溃，动连接花键的主要失效形式是工作面过度磨损，静连接按式（65）计算，动连接按式（66）计算。9-_612 答：胀套串联使用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷时各个胀套的承载量是有区别的。所以，计算时引入额定载荷系数 m 来考虑这一因素的影响。 613 答： 销的类型和应用场合略，销连接的失效形式为销和孔壁的挤压破坏以及销的剪断。 614 答：定位用销的尺寸按连接结构确定，不做强度计算。连接用销的尺寸根据连接的结构特点按经验或规范确定，必要时校核其剪切强度和挤压强度。安全销的直径按过载时被剪断的条件确定。615 答：1键的工作长度 l = 180 22 = 158mm 错误，应当为 l = 130 22 / 2 5 = 114mm 。2许用挤压应力p = 110MPa 错误，应当为 P = 40MPa 。616 解：1确定联轴器处键的类型和尺寸选 A 型平键，根据轴径 d = 70mm ，查表 6-1 得键的截面尺寸为： b = 20mm ， h = 12mm ，取键长L = 110mm ，键的标记为：键 20×110 GB/T 1096-2003。2校核连接强度联轴器的材料为铸铁，查表 6-2，取 p = 55MPa ， k = 0.5h =110 20 = 90mm ，由公式（6-1），挤压应力×0.5×12 = 6mm ， l = L b = 2000T2000 1000满足强度条件。pkld=× 6× 90 70=52.9MPa v，故蜗杆传动不自锁。2确定工人加在链上的作用力 传动系统的总效率-_v= arctan fv= arctan 0.1 = 5.7126-_= 12=tan + tan(v) 0.92 =tan 11.31tan(11.31+5.71)×0.92 = 0.6蜗杆的传动 比i = z2/ z1=40 / 220，考虑传动效率的影响，由输入功与输出功的关系得到'F D 2'FDi = 2 2 FD×2 2故1125（略） 1126 解：F'=D i 2'=10 ×1000 148 2 × 350× 20× 0.6=1 7 6. 2N由表 11-2 查得 d1= 40mm ，= 11 1836 ，由公式（11-22），滑动速度 n ×× vs=d11 60×1000 cos =40 1440 60 ×1000× cos11 1836 =3.08m/s根据 vs= 3.08m/s ，由表 11-18 查得v= 1 36 ，由公式（11-21），啮合效率 1=tan tan(+)=tan 11 1836 = 0.871127（略）1128 解：1129 解：vtan(11 1836 + 1 36 )题解 1128 图图中的传递方案不合理。应将带传动布置在高速级，而将链传动布置在低速级，可采用以下几种常用的传动方案。-_题解 1129 图27-_第十二章 滑动轴承121 （3）；122 （2）；123 防止轴承过度磨损； 防止轴承胶合破坏；124 增大； 减小；125 （2）；126 答：从摩擦状态可分为液体润滑轴承、不完全液体润滑轴承；从油膜形成的原理可分为液体动力润滑轴承和液体静力润滑轴承；从润滑介质不同可分为油润滑轴承、脂润滑轴承和固体介质润滑轴承。127 答：滑动轴承分成轴承座和轴瓦，一方面是为了节省轴承材料，另一方面是当滑动轴承磨损后，可调整或更换轴瓦，而不必更换轴承座。轴瓦上敷一层轴承衬主要是为了节省贵重金属，并使轴承具有良好的摩擦顺应性和抗胶合能力。128 答： 油孔和油槽应开在轴承的非承载区，轴向油槽在轴承宽度方向上不能开通，以免漏油。剖分式轴承的油槽通常开在轴瓦的剖分面处，当载荷方向变动范围超过 180°u26102X，应采用环形油槽，且布置在轴承宽度中部。129 答：一般轴承的宽径比 B/d 在 0.31.5 范围内。若宽径比过大，则润滑油不易从轴承中泄出，造成轴颈与轴承间的油温升高，油的粘度下降，使得轴承的承载能力下降。若宽径比过小，则润滑油从轴承侧面的泄出量大，轴承的承载能力过低。1210 答：可采用多油楔油承，工作时各油楔同时产生油膜压力，使轴的运动稳定性提高。当载荷增大，轴心下移时，下部油楔的油膜压力增大，上部油楔的油膜压力减小，在此差动力的作用下，轴心的移动量减少，故油膜刚度提高。适当减小轴承的直径间隙，适当增大油的粘度，也可提高滑动轴承的运动稳定性和油膜刚度。1211 答：扇形可倾轴瓦的支承点不在扇形块的中部，而是沿圆周偏向轴颈旋转方向的一边，因此，轴只允许单向转动。1212（略）1213 答：对滑动轴承材料的性能有以下几方面的要求：1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性；2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；3）足够的强度和抗腐蚀能力；4）良好的导热性、工艺性和经济性等。1214 答：不能采用钢制轴颈和钢制轴瓦配对。因为，在具有大的相对滑动速度的场合，好的耐磨副材料应当是一软一硬材料配对使用的。1215 答：滑动轴承速度高时，油的温升高，为了降低油的温升，设计时相对间隙 应取得大一些；速度低时则取得小一些，这也有利于提高承载能力。滑动轴承的承载能力 F 与相对间隙 的平方成反比。因此载荷大时，相对间隙 应取得小一些；载荷小时则取得大一些，这也有利于降低油温。1216 答：由 p=34MPa，v=2.5m/s，可知 pv=7.510MPa·m/s。可选的轴承材料有多种，例如锡青铜-_28-_（ ZCuSn5Pb5Zn5 p =8MPa, v =3m/s, pv =15 MPa ·m/s ） 合 适 ， 而 铅 基 轴 承 合 金 （ZPbSb15Sn5Cu3Cd2p=5MPa,v=8m/s，pv=5MPa·m/s）不合适。1217 答：液体动力润滑轴承在起动时仍处于不完全润滑状态，因此，仍对轴瓦材料有要求，仍应进行压力 p，速度 v 和压力与速度的乘积 pv 的验算。 1218 答： 液体润滑轴承与不完全液体润滑轴承的区别在于前者有一套连续供油系统，保证轴承间隙中充满 润滑油，液体润滑轴承用于重要轴承。不完全液体润滑轴承没有连续供油的系统，不能保证连续供油， 不完全润滑轴承用于一般轴承。 1219 答： 形成动压油膜的必要条件是：相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；被油膜分开的 两表面必须有足够的相对滑动速度；润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。1220 答：液体动力润滑径向滑动轴承的承载能力可通过公式（1221）和（1224）分析。（1）转速 n 提高，则承载能力 F 提高。（2）宽径比 B / d 减小，则承载能力 F 降低。 （3）润滑油的粘度 提高，则承载能力 F 提高。（4）表面粗糙度值减小，则允许的最小油膜厚度减小，偏心率 x 增大。因此，承载能力提高。1221 答：（1）当最小油膜厚度 hmin的计算值小于许用油膜厚度h 时，说明轴承的承载能力不够。可考虑采 用以下方法进行改进，如增大 d,B ， B / d ， ，或减小 等。 （2）可考虑改选材料，增大 B 等来提高承载能力。（3）当入口温度 ti的计算值偏低时，说明轴承的温升过高，承载量过大。可考虑增大 d ， B 等来 提高承载能力。1222 答：基本依据是满足以下条件： >>。 1223 答：p p, p p , , hmin , hti35 40液体润滑轴承的润滑油除了起润滑作用外，还起到带走摩擦面间热量的作用；不完全润滑轴承的 润滑油主要起润滑作用。 1224 答： 润滑剂分为润滑脂、润滑油和固体润滑剂。润滑脂用于要求不高、难于经常供油、或者低速重载以及做摆动运动的轴承中；固体润滑剂只用 于一些有特殊要求的场合；其他情况下均可采用润滑油。1225 解1选宽径比 B / d取宽径比 B / d = 1，轴承宽度 B = d = 90mm2选轴瓦材料轴承的压力 p ，速度 及 p 分别为100 103=pF=×12.3MPadBdn-_=×× 90 90= ××9 0 90=0.42m/s60 1000× 60 1000p = 12.3× 0.42 = 5.2MPa m/s29-_查表 122，选锡青铜 ZCuSn10P1， p = 15MPa , = 10m/s, p = 15MPam/s ，符合要求。3选润滑剂查表 124，根据 0.42m/s， p = 12.3MPa ，没有合适的润滑油，改查表 123，选 3 号钙基脂或1 号钙钠基脂。1226 解：查表 122，铝青铜 ZCuA110Fe3， p = 15MPa， = 4m/s ， p 12MPa m/s ，由公式（121）， 径向载荷F dB p = 200× 250×15 = 750kN 由公式（122），径向载荷F dB p / = 200 × 250 ×12 / = 600 / kN因此，轴承允许的最大径向载荷F min750 , 600 / kN（1）当 n = 60r/min 时 dn=× 60 1000 = ×× 200 60= × 60 10000.63m/s（2）当 n = 100r/min 时F = min 750 , 600 / 0.63 = 750 kNdn=× 60 1000 =×× 200 100= × 60 10001.05m/s（3）当 n = 500r / min 时F = min 750 , 600 / 1.05= 571 kNdn =× 60 1000=×× 200 500 × 60 1000= 5.24m/s > 滑动速度过高，轴承工作不可靠，应改换材料。1227 解轴承的滑动速度 dn=× 60 1000= ×× 200 1500= × 60 100015.7m/s由公式（1224），轴承的承载量系数F 2CP2 B 70 × 103× 0.00152 ×31.7422 × 0.018 ×15 .7 × 0.8 × 200 10 由 B / d 0.8， CP1.742，查表 126，插值求得 x =0.724，由公式（1225），最小油膜厚度1228（略）hmin= r (1 x) = 100 × 0.0015× (1 0.724) =0.0414mm = 41.4m-_第十三章 滚动轴承131 （1） N316P6 ； 51316 ；（2） 51316 ； N316P6 ； （3）6306P5 ； 51316 ；（4）6306P5 ；（5）30306 ；132 （1） ； 133 （4）；（2）；134 单向制 ； 0 ；负值；135 （1） ； 136 （4）； 137 轴承内部空间容积的 1323 ；138（略）30-_139 答：因为 30000 型和 70000 型轴承只能承受单方向的轴向载荷，成对安装时才能承受双向轴向载荷。正装和反装是对轴的两个支承点而言，两支承点上的轴承大口相对为正装，小口相对为反装。“面对面”和“背靠背”安装是对轴的一个支承点而言，一个支承点上的两个轴承大口相对为“面对面”安装，小口相对为“背靠背”安装。正装使得轴的支承跨距减小，适合于载荷作用于支承跨距之间的简支梁。反装使得轴的支承跨距增大，适合于载荷作用于支承跨距之外的悬臂梁。 1310 答： 轴承的内圈、外圈和滚动体的材料一般为高碳铬钢或渗碳轴承钢，采用淬火、渗碳淬火，并低温 回火。保持架的材料一般为低碳钢、铜合金、铝合金或塑料等。1311 答：C 的含义见教材。当 P C 时，轴承是否出现点蚀要具体分析。当所要求的工作寿命等于（CP）时，出现点蚀的概率为10%；大于（CP） 时，概率>10%；小于（CP） 时，概率10%。总有点蚀出现的可能性，仅概率大小不同。1312 答：对于球轴承，当 P 2P ， LC31C31L （） （） 2 P8P8C1031C1031 对于滚子轴承，当 P 2P ， L（） （ ）L1313 答：2P10. 1P10.1中速和高速工作条件下的滚动轴承的常见失效形式为点蚀，低速或摆动工作条件下的滚动轴承的常见失效形式为塑性变形。公式 L=(C/P)是针对点蚀失效建立的，计算出的 L 是循环次数，单位为 106转。 1314 答：29000、30000、N0000、NU0000、NJ0000、NA0000 型轴承的内外圈是可分离的。推力轴承 51000和 52000 型轴承的轴圈和座圈是可分离的。1315 答：29000、30000、70000、51000、52000 型轴承的游隙大小是可变的，安装时应根据使用要求进行调整。其它轴承都有规定的游隙系列，使用时通常不调整游隙。游隙的大小可通过垫片、调整螺母等方法进行调整，调整结构见教材。1316 答：两支点各单向固定的支承方式用于工作温度变化较小且支承跨度不大的短轴；一支点双向固定，另一支点游动的支承方式用于支承跨度较大或工作温度变化较大的轴；两支点游动的支承方式用于人字齿轮传动的游动齿轮轴。 1317 答： 为了提高轴承的旋转精度、提高轴承装置的刚度、减少轴的振动，常采用具有预紧结构的轴承装 置。预紧的方法见教材图 1325。 1318 答： 当轴承上的工作载荷方向不变时，转动圈应比不动圈有更紧一些的配合。这是因为转动圈承受旋转的载荷，而不动圈承受局部载荷。常选用的配合略。轴承外圈和座孔的配合与圆柱公差标准中相同配合的松紧程度一样；轴承内圈和轴的配合与圆柱公差标准中相同配合的松紧程度不一样，轴承内圈和轴-_ 的配合紧一些，这是因为轴承内圈基准孔的公差带在零线以下。 1319 答：31-_小锥齿轮轴通常采用悬臂支承方式，将轴和轴承支承在套杯里，这种结构可以通过两组调整垫片 方便地调整小锥齿轮的轴向位置以及轴承游隙的大小。 1320 答： 滚动轴承的常用润滑方式有油润滑和脂润滑两种，采用哪种润滑方式一般由轴承的 dn 值（d 为滚 动轴承的内径，n 为轴承转速）确定，dn 值小时采用脂润滑，dn 值大时采用油润滑。 1321 答：接触式密封可分为毡圈油封、唇型密封圈和密封环。毡圈油封用于 v45m/s 或 v78m/s（轴 表面抛光）；唇型密封圈用于 v10m/s 或 v15m/s（轴颈磨光）；密封环用于 v100m/s 的场合。 1322 答： 唇型密封圈的密封唇方向与密封要求有关，如果主要是为了防止润滑剂外泄，密封唇应向里对着 轴承；如果主要是为了防止外物进入轴承室，则密封唇应向外背对着轴承。1323 解：1计算轴承的径向载荷Fr1=200 500Fre=200 500× 2300 = 920N2计算轴承的轴向载荷Fr2=FreFr1=2300 920 = 1380NFd1=0.68Fr1=2=0.68Fr2=× 0.68 920 ×=625.6NFd0.681380 938.4NFae+ Fd=1600+938.4 = 1538.4N因此3计算轴承的当量动载荷Fa1=Fae+ Fd2=Fa2=Fd2/1=1538.4N938.4NFa1Fr1538.4/ 920 = 1.67e/2= 938 .4 /1380= Fa2Fr0.68e可知， X1= 0 .41 ，Y1= 0.87 ， X2= 1 ，Y2=0 ，当量动载荷=+F P1fP( Xa1Fr1Y11)= 1.5 × (0.41× 920 + 0.87 =+F P2fP( Xa×15 38. 4)=2573.4N4计算轴承寿命 由公式（13-5），轴承的寿命2Fr2Y22) = 1.5×1×1380 = 2070N=106f C106× (122500 L(t)=×)3= 14853hh160n 106P 1 f C60 750 106×2573.4L h2= 60n (t)P=×60 750-_ (122500 2070)3 = 2 8 5 3 8 h1324 解：2题解 1323 图32-_1计算轴承的径向载荷Fr1H=8080 Fte=× 8100 =4984.6N130130Fr2H=FteH=Fr18100 Fr1v=(80Fre4984.6×=3115.4N=80Fae) / 130 = (80× 3052802170) / 130 542.8N= Fr2vFre Fr1=2+2=Fr1v3052 =2+542.8=2=2509.2 NFr1HFr1V4984.6542.85014.1N=2+2=2+2=2计算轴承的轴向载 荷Fr2Fr2HFr2V3115.4题解 1324 图2509.24000.2N查表 13-7， F d= 0.68Fr，查表 13-5， e = 0.68Fd1=0.68Fr1=0.68 ×Fd2=0.68Fr2=0.68 ×+ F= 2170 +3409.6=5014.1=4000.2=5579.6N3409.6N2720.2N> F因此3计 算 轴承的当量动载荷-_ Faed1 Fa1=Fd1=/1= Fa1Fr3409.6NFa2=Fae+ Fd1=3409.6 / = 5014. 1 0. 68=ed25579.6N/2= Fa2Fr5579.6 /= 4000.2 1.39>e查表 13-5， X1= 1 ， Y1= 0 ， X2= 0.41 ， Y2= 0.87 ，当量动载荷= PfX+F× ×= PfX1P +(a 1Fr1Y11 F) = 1.2 1 ×50 14. 1×60 16. 9N=2 4计算轴承寿命P(a 2Fr2Y22) = 1.2× (0.414000.2+ 0.875579.6)7793.2N查手册，7209AC 轴承， Cr=28.2kN，由公式（13-5），轴承的寿命Lh1=106 60 nC() P1106=× 60300×(28.210 6016 .93 )3= 5719.5 h1325（略）Lh2=10660 nC() P2106=× 6030033(× 28 .210 7793 . 23 )3=2623 .3 h-_1326 解：查手册，6215 型轴承， Cr=50.8kN， C0r =41.2kN。Fa/ Fr=Fa/ C0=6.3 / 45.6 = 0.1386.3 / 41.2 = 0.153/= 0.138 S ，轴满足疲劳强度条件。处轴承端盖与轴应有间隙；处套杯和端盖凸缘尺寸应加大，以便螺钉与机架连接；处轴承外圈无法拆卸；处齿轮不能保证夹紧；处轴没有轴向定位，可向右推移；处应加调整片；处套杯及轴应当减少配合面的精加工长度。改正图从略。题解 1518 图1519 答：处两轴承应当正装；处应有间隙并加密封圈；处应有轴肩；处键不能伸入盖端，轴的伸出部分应加长；处齿轮不能保证夹紧；处应有轴肩定位；处应加调整片；处套筒直径应减小，以便拆轴承。改正图从略。题解 1519 图1520 解：-_题解 1520 图40-_1521 解：题解 1521 图第十六章 弹簧161 拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧和弯曲弹簧； 螺旋弹簧、环形弹簧、板簧、蝶形弹簧和平面涡卷弹簧 ；162 （3） ；163 载荷性质 ； ；164 （3）； 165（略） 166 答： 弹簧丝直径 d(810)mm 的弹簧通常采用冷卷，冷卷后的弹簧应进行回火处理，以消除卷制时产 生的内应力。弹簧丝直径较大的弹簧通常采用热卷，热卷后的弹簧应进行淬火及中温回火处理。167 答：弹簧所受载荷与其变形的关系曲线称为弹簧特性曲线。该特性曲线的斜率值反映弹簧的刚度。定刚度弹簧的特性曲线为直线，而变刚度弹簧的特性曲线为曲线。 168 答：圆柱螺旋拉压弹簧受载时，弹簧丝截面上的应力最大点在弹簧丝截面的内侧，最大应力值由式（16 3）计算，引入曲度系数 K 是为了考虑弹簧丝的升角和曲度对弹簧丝中应力的影响。 169 答：弹簧的旋绕比 C=D/d，设计弹簧时，C 的取值范围为 416，C 值过大则弹簧偏软，工作时会发生 颤动；C 值过小则弹簧丝卷绕时受到强烈的弯曲，疲劳强度下降。1610 答：弹簧强度计算的目的是保证弹簧在工作时不出现塑性变形和疲劳破坏。弹簧刚度计算的目的是保证弹簧具有要求的弹性。弹簧强度的影响因素可由公式（16-3）说明，弹簧刚度的影响因素可由公式（16-9）说明。 1611 答： 受变载荷的圆柱螺旋拉压弹簧由安装载荷F1计算最小应力min，由最大载荷F2计算最大应力max，然后进行疲劳强度验算、静强度验算和振动验算等。 1612 答： 圆柱螺旋扭转弹簧受载时，弹簧丝内产生的主要是弯曲应力，弹簧丝中的最大应力（正应力） 在弹簧丝外侧。-_1613 答：41-_在 F 作用下，只增大 d 时，变形减小；只增大 n 时，变形增大；只增大 D 时，变形增大。1614 答：弹簧的强度与有效圈数 n 无关，弹簧的刚度与有效圈数 n 成反比。 1615 答： 1）加装导杆。2）加装导套。3）改变两端的支承方式，将自由转动的支承方式改为固定的支承方 式。 1616 答：在变载荷条件下工作的弹簧应进行振动验算，要求弹簧的基本自振频率 fb应不低于其工作频率 fw 的 1520 倍，即 fb(1520)fw。若振动验算不合格时，应当增大弹簧的刚度 k 和减小弹簧的质量 m， 重新进行设计。1617 解：1 计算弹簧的变形量由 B 级碳素弹簧钢丝， d = 5mm ，受类载荷，查表 16-3，取 B=1450MPa 。查表16-2，G = 80000MPa ， = 0.4B= 弹簧的旋绕比0.4×1450= 580MPa 。2425=D=Dd=7.4当弹簧承受载荷 F 时，其变形 量Cd3d35×8FC=Gdn= 2计算最大工作载荷及变形量 由公式（16-4），曲度系数=C+8× 500× 7.412 × 80000 5=48.63mm410 .6154 × 7 .4 10.615 KC 44C= 4 × 7.44+7.4= 1.2由公式（16-3）和（16-6），弹簧的最大工作载荷和最大变形量分别为22 5580 Fmax=d= ××=641N8KC8×1.2× 7.48F33×1618 解：1弹簧串联maxmax=GdCn=8× 641× 7.412 × 80000 5= 62.34mm弹簧串联使用，总变形量 = 1+ 2，弹簧上的载荷 F1= F2= F 。串联弹簧的综合刚度和变形比分 别为k= kk FF 12=× 1020=20N/mmF+ kk F1F2+ 10203 1=/ kFF1 1=kF-_202= 22弹簧并联2/ kF F22kF110为弹簧并联使用，弹簧的变形量 1= 2= ，总载荷 F = F1+ F2。并联弹簧的综合刚度和载荷比分别F12kF=F=+F=kF+ kF2=10 + 20 = 30N/mm 142-_1619 解：F 1 F2=kF 11 kF 22=kFkF101= 20 212弹簧的旋绕比C = D / d = 20 / 4 = 5 。由公式（16-4），曲度系数=C 41 0.6154 × 5 10.615KC 44+C= 4 × 5 4+5= 1.31由 C 级碳素弹簧钢丝， d = 4mm ，查表 16-3，取B= 1640MPa 。查表 16-2，G = 80000MPa ，由类弹簧， = 0.5B=0.5 ×1640 = 820MPa 。由公式（16-3）、（16-6），最大工作载荷及最大变形量分别为 22 F max=d = ×× 4820 8KC× 8×1.315=786.6N83 F )C n=8×3× max=Fmax0(786.6 100) × 5 22 ×=47.2mm1620（略）Gd800004一、是非题与选择题机械设计自测试题1（×u65289X；2（）；3（×u65289X；4（×u65289X；5（）；6（3）；7（1）；8（2）；9（1）； 10（2）； 二、填空题11 320MPa ；400MPa ；240MPa ；12扭转强度条件；13 弹簧丝直径 d；圈数 n；14 铸造青铜；碳钢或合金钢；提高配对材料的磨合和耐磨性能 ；15 带传动的计算功率 ；小带轮转速 ；16 增大 ，提高传动平稳性。降低齿高，改善抗胶合能力； 17 高碳铬钢或渗碳轴承钢 ；低碳钢或铜合金 ；18 提高传动平稳性，减小轮齿受力和磨损；19 滚子；球；20 楔； 三、问答题21 答： 零件的应力集中、表面质量、尺寸效应以及强化方式与试件是不同的，因此，两者的疲劳极限也不k 同，可由 K=(+1 1)1说明，各参数对疲劳极限的影响参见教材。 22 答：q在受轴向变载荷条件下，降低螺栓上应力幅的大小，能够提高紧螺栓连接的疲劳强度。可以采用降-_低螺栓的刚度、提高被连接件的刚度等措施降低螺栓上应力幅的大小。此外，还可采用减少螺栓上的应力集中、改进螺栓的制造工艺、采用均载螺母等方法来提高螺栓连接的疲劳强度。23 答：应满足的条件是：1）相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；2）被油膜分开的两表面必 须有足够的相对滑动速度；3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。 四、分析题24 解：43-_参考教材图 525，推导出公式（532）。 25 解：题解25 图五、计算题26 解：Fr1=+ L1L2 L2Fre40200=+× 2001640 = 1968NFr2=FreFr1=1640 1968 = 328NFd1=0.68Fr1=Fd2=0.68Fr2=0.68×1968 = 1338N0.68× 328 = 223NI27 解：Fae+ Fd2=820 + 223 = 1043N L2， Fa1= Fr2>Fr1 ，,+Fd2>Fd1 ，Fae= 00.4L1FF2maxFd1ae dFd2=+ LL 12 0.4L1F reFa2=1 F = F2F maxFd2,Fdae46d =+ LL 12re-_对于图 b，Fr1=Fr2=0 ，Fd1=Fd=20Fa1=maxFd1,Fd2 Fae= 0Fa2=1+ F = F五、计算题27 解：maxFd2,Fdaeaep=2T 1.5kldp1.5kld 1.5 × 0.5h(L b)dpp×28 解：T 2= dn2= ××=1.5 ×0.5×12 × (80 20)× 7080 × 2 1000 = 1512N mv=× 60 1000100 120 × 60 1000 F p =v 0.628m/s < Bd p F pBd =×= 15×90100 F= 135000N135kN pv =Bdv pv F pvBd / v = 15× 90×100 / 0.628 = 215kN29 解： F max= min135 , 215135kN 1300=1eK=2. 5= 120MPaN = 120× 60×150 = 1080000= 1.08×1069=1emN0= 120×107=153.7MPaN×6六、结构分析题30 答：1.0810a）轴通过锥面与轮毂连接，轴环端面造成过定位，应删去轴环；b）改用深沟球轴承，弹性挡圈加