2022年濮良贵机械设计第九版课后习题答案 .docx

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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 第三章 机械零件的强度习题答案3-1 某材料的对称循环弯曲疲惫极限1180MPa,取循环基数N05106,m9,试求循环次数 N 分别为 7 000、25 000、620 000 次时的有限寿命弯曲疲惫极限；解 1N119N018095106373.6MPa170MPa,0.2,试绘制此材料的N171031N219N018095106324.3 MPaN22.51041N319N018095106227.0MPaN36.21053-2 已知材料的力学性能为s260MPa,1简化的等寿命寿命曲线；解 A,0 170C260,0按比例绘制该材料的极

2、限应力图 2 1002170283. 33MPa 02 11 02 1110 .2得D283.332,283. 332,即D 141.67, 141. 67依据点A0, 170 ,C260 ,0,D 141.67, 141. 67如以以下图所示学习文档 仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - 3-4 圆轴轴肩处的尺寸为： D=72mm,d=62mm,r=3mm；如用题 3-2 中的材料,设其强度极限 B=420MPa,精车,弯曲, q=1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线；解 因D541 .2,r30.067,查

3、附表3-2,插值得1 .88,查附图q3-1d45d45得q0. 78,将所查值代入公式,即 0 .91,已知1,k1q110. 781 .8811.69查附图 3-2,得0. 75；按精车加工工艺,查附图 3-4,得就K,k111,.1 691112 . 35 q0 . 750 . 911A01702.35,C260 ,0D141. 67,141. 672 .35依据A0 ,72.34,C260 ,0,D141. 67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如以以下图3-5 如题 3-4 中危急截面上的平均应力m20MPa,应力幅a20MPa,试分别按名师归纳总结 学习文档仅供参考第 2

4、页,共 38 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - rCmC,求出该截面的运算安全系数S ；解 由题 3-4 可知1-170MPa, s260MPa,0 .2 ,K2 .351rC工作应力点在疲惫强度区,依据变应力的循环特性不变公式,其运算安全系数S caKa1-m2 .351700 .2202. 28302mC工作应力点在疲惫强度区,依据变应力的平均应力不变公式,其运算安全系数S ca-1KKm1702. 350 .2 201.81am2.353020学习文档仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 38 页精选学习资料 - -

5、- - - - - - - 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,托架所承担的最大载荷为20kN,载荷有较大的变动；试问：此螺栓连接采纳一般螺栓连接仍是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215,假设用 M6 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 采纳铰制孔用螺栓连接为宜 由于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,并能承担横向载荷,增强连接的牢靠性和紧密性,以防止受载后 被连接件间显现缝隙或发生相对滑移,而一般螺栓

6、连接靠结合面产生的摩擦力 矩来抗击转矩,连接不牢靠；1确定 M 6 40 的许用切应力 s640MPa,查表 5-10,由螺栓材料 Q215,性能等级 8.8 ,查表 5-8 ,可知可知S35.50.学习文档仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - s6400.182. 86128MPaS3 5.5ps640426.67MPaTFL,设剪力 F 分在各个螺栓上的力为Sp1 5.2螺栓组受到剪力F 和力矩iF ,转矩 T 分在各个螺栓上的分力为为 r,即r150752mm52 kN2cos45F i1 F8FL1 8

7、 2020.2 5 kNFj3001038 r8752103由图可知,螺栓最大受力F ,各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离FmaxFi2Fj22FiFjcos2.5252222.552cos459 .015kNF max9 .0151032319131 . 8p4d02461039 . 0153 10pF maxd 0L min610311 . 4103故 M6 40 的剪切强度不满意要求,不行靠；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

8、纳铰制孔用螺栓连接,试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么？学习文档 仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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iF ,转矩 T分在各个螺栓上的分力为Fja中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为F i1F16010 kN66r,即 r=125mm F jFL6025010320 kNF maxF iFj102030kN6 r3612510由a图可知,最左的螺栓受力最大b方案中Fi1 F 616010kN60250103125221252103624.39k

9、N6FjMrmaxFLrmax2max6ri26r i2212524125125210i122i1由b图可知,螺栓受力最大为由dF maxF i2Fj22F iFjcos 2 1024 . 39 221024 . 39233 . 63 kN504 F max可知采纳（a）布置形式所用的螺栓直径较小学习文档仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - 5-10 学习文档 仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - 第六章 键、花键、无键连接和销

10、连接 习题答案6-3 在始终径d80 mm的轴端,安装一钢制直齿圆柱齿轮如以以下图,轮毂宽度L1.5d,工作时有稍微冲击；试确定平键的尺寸,并运算其答应传递的最大扭矩；解 依据轴径d80mm,查表得所用键的剖面尺寸为b22 mm,h14mm依据轮毂长度L1.5d1 5.80120 mmpp110MPa取键的公称长度L90 mm键的标记键2290GB1096-79键的工作长度为lLb902268mm键与轮毂键槽接触高度为kh7mm2依据齿轮材料为钢,载荷有稍微冲击,取许用挤压应力依据一般平键连接的强度条件公式p2 T103kld变形求得键连接传递的最大转矩为名师归纳总结 学习文档仅供参考第 8

11、页,共 38 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - Tmaxkldp768801102094Nm20002000第八章 带传动习题答案8-1 V 带传动的 n 1 1450 r min,带与带轮的当量摩擦系数 vf 0 . 51,包角 1 180,初拉力 F 0 360 N；试问：1该传动所能传递的最大有效拉力为多少？2假设 d d1 100 mm,其传递的最大转矩为多少？3假设传动效率为 0.95,弹性滑动忽视不计,从动轮输出效率为多少？解 1F ec2 F 01e1.211478 . 4Nfv10 . 51e1360111efv1e.0512TFec

12、dd1478410010-323. 92Nmm22学习文档仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - 3PF ec .1000478 4. F ec n 11000 601450 .3 14d d1 . 1000100.0 9510003 . 45 kW6010008-2 V 带传动传递效率 P 7.5kW,带速 10 m s,紧边拉力是松边拉力的两倍,即 F 1 F 2,试求紧边拉力 F 、有效拉力 F 和初拉力 F ；解 P F e 1000Fe 1000 P 1000 7 . 5 750 N 10Fe F 1

13、F 2 且 F 1 2F 2F 1 2 F e 2 750 1500NF eF 1 F 02F 0 F 1 F e 1500 7501125N2 28-4 有一带式输送装置,其异步电动机与齿轮减速器之间用一般 V 带传动,电动机功率 P=7kW,转速 n 1 960 r min,减速器输入轴的转速 n 2 330 r min,答应误差为 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 1确定运算功率 P ca由表 8-7 查得工作情形系数 K A 1 . 2,故P ca K A P 1 . 2 7 8 . 4kW2挑选 V 带的带型依据P 、n ,由图 8-11 选用 B 型

14、；dd1180mm3确定带轮的基准直径d ,并验算带速 由表 8-6 和 8-8,取主动轮的基准直径验算带速 名师归纳总结 60dd1n 11809609. 0432ms第 10 页,共 38 页1000601000学习文档仅供参考- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 5 m s 带速合适30ms运算从动轮的基准直径dd2dd1n 1118096010. 05497. 45mma0550mm；n23304确定 V 带的中心距 a 和基准长度L d由式07.dd1dd2a02dd 1dd2,初定中心距运算带所需的基准长度L d02 a 02dd1dd2dd2

15、d d124 a 050018022550218050045502214 mm由表 8-2 选带的基准长度Ld2240mm实际中心距 aaa0Ld2Ld0550224022214563mm14790中心距的变化范畴为550630 mm；5验算小带轮上的包角 1 1180dd2dd1573.18050018057.3a563故包角合适；6运算带的根数z3 .25kW运算单根 V带的额定功率rP由d d1180mm和n 1960ms,查表 8-4a 得P 0依据n 1960ms,i96029.和B型带,查表得P 00.303kW330查表 8-5 得k 0 .914,表 8-2 得k L1,于是k

16、WP rP 0P 0kkL3. 250. 3030 .91413.25运算 V带的根数 z名师归纳总结 学习文档仅供参考第 11 页,共 38 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - zP ca8.42. 58rP3 .25取 3 根；7运算单根 V 带的初拉力的最小值F0min,所以04322283N由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量q018kgm0 . 189 .F 0min5002 .5kP caq25002 .50. 9148 .4kz0.91439 .04328运算压轴力F p2zF 0minsin 123283sin1471628N229

17、带轮结构设计略学习文档 仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - 第九章 链传动 习题答案9-2 某链传动传递的功率P1 kW,主动链轮转速1n48rmin,从动链轮转速n 214rmin,载荷平稳,定期人工润滑,试设计此链传动；解 1挑选链轮齿数取小链轮齿数1z19,大链轮的齿数z 2iz1n 1z 1481965n2142确定运算功率由表 9-6 查得KA01.0,由图 9-13 查得Kz1.52,单排链,就运算功率为1 .P caKAKzP1.5211. 52kW3挑选链条型号和节距距p25依据Pca1.

18、52kW及1n48rmin,查图 9-11,可选 16A,查表 9-1,链条节4.mm4运算链节数和中心距初选中心距a03050p305025.47621270mm；取a 0900mm,相应的链长节数为L p02a0z 1z 22z2z 12p225.4114.3p265265a090019192254.2900取链长节数Lp114 节；0. 24457,就链传动的最大中心距为查表 9-7 得中心距运算系数1f254.21141965895mmaf1p2Lpz 1z20. 244575运算链速 ,确定润滑方式名师归纳总结 n 1z 1p481925.40 .386ms第 13 页,共 38 页

19、601000601000学习文档仅供参考- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 由0. 386ms和链号 16A,查图 9-14 可知应采纳定期人工润滑；6运算压轴力 F p有效圆周力为 Fe 1000 p 1000 1 2591 N 0 . 386链 轮 水 平 布 置 时 的 压 轴 力 系 数 K F p 1 . 15, 就 压 轴 力 为F p K F p F e 1 . 15 2591 2980 N9-3 已知主动链轮转速 n 1 850 r min,齿数 1z 21,从动链齿数 z 2 99,中心距a 900 mm kN,工作情形系数 K A 1

20、,试求链条所能传递的功率；解 由 F lim 55 . 6 kW,查表 9-1 得 p 25 4. mm,链型号 16A依据 p 25 . 4 mm,1n 850 r min,查图 9-11 得额定功率 P ca 35 kW由 1z 21 查图 9-13 得 K z 1 . 45且 K A 1P ca 35P 24 . 14 kWK A K z 1 1 . 45学习文档 仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - 第十章 齿轮传动习题答案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

21、作用位置及方向；解 受力图如以以下图：补充题： 如图 b,已知标准锥齿轮m5 ,z 120,z 250 ,R0 .,3T24105Nmm,名师归纳总结 学习文档仅供参考第 15 页,共 38 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 标准斜齿轮mn,63z24,假设中间轴上两齿轮所受轴向力相互抵消,应为多少？并运算2、3 齿轮各分力大小；解1齿轮 2 的轴向力：sin2m12T 2Rz2tansin 2Fa2Ft2tansin22 T 2tandm 20.5 齿轮 3 的轴向力：F a3F t3tan2 T 3tan2 T 3tan2 T 3sincos20

22、.371d 3m nz 3m nz 3cosF a2F a3,20,T 2T 32 T 33sinm12 T 2Rz2tansin 20 .5 m nz即sinm nz 3tansin 2m10 .5 Rz 2sin 20. 9282289由tan2z25025.z 12024tan200. 9280.sinm nz3tansin 26m10 .5 Rz2510.50.350即13. 2312齿轮 2 所受各力：名师归纳总结 F t22 T 22 T 2245 103 . 7653 10N3.765kN第 16 页,共 38 页dm 2m1.0 5 Rz 251.0 50 3.50Fr2Ft2

23、tancos 23.765103tan200. 3710 . 508103N0.508kNFa2Ft2tansin23. 765103tan200.9281.272103N1. 272kNFn2F t23 .7651034kNcoscos20学习文档仅供参考- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 齿轮 3 所受各力：10-6F t32 T 32 T 22 T 2cos24105cos 13 . 231.5 4083 10N.5 408 kN知d3m nz 3m nz 3624Fr3cosF3tann5 .408103tan202.022103N2.022kN

24、coscos12. 321Fa3F t3tan5. 408103tan5 . 408103tan201.272103N1. 272kNcos12. 321F n3F t3cos3 . 76510 35 . 8893 10N5 . 889 kNcos ncos20cos 12 . 321设计铣床中的一对圆柱齿轮传动,已P 17.5kW,n 11450rmin,z 126,z 254,寿命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 挑选齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动；铣床为一般机器,速度不高,应选用7 级精度 GB10095-88；材料挑选；由表

25、 10-1 挑选小齿轮材料为 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 1d1t.2 32 3KT 1uu1ZE2dH确定公式中的各运算值试选载荷系数Kt1 .5运算小齿轮传递的力矩学习文档 仅供参考名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页,共 38 页精选学习资料 - - - - - - - - - T 195 5.5 10P 195 .55 107 5.49397 Nmmn 11450小齿轮作不对称布置,查表10-7,选取d10.Hlim1600MPa；由表 10-6 查得材料的弹性

26、影响系数ZE189.8 MPa12由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限大齿轮的接触疲惫强度极限Hlim2550MPa；齿数比uz 2542 .08z 126运算应力循环次数N160n 1jLh6014501120001 .0441090 .98,KHN21.0N2N11 .0441090 .502109u2 . 08KHN1由图 10-19 取接触疲惫寿命系数运算接触疲惫许用应力取失效概率为 1% ,安全系数 S 1 H 1 K HN 1 H lim 1 0 . 98 600 588 MPaS 1 H 2 K HN 2 H lim 2 1 . 03 550566 . 5

27、MPaS 12运算运算小齿轮分度圆直径d ,代入H中较小值1189 .8253 . 577 mmd 1t.2 32 3KT 1uu1ZE22 . 32 3.1549397.2 08dH1.2 08566 . 5运算圆周速度ms60d 1tn 13.1453.57714504.0661000601000运算尺宽 b名师归纳总结 bdd1t153.57753. 577mm仅供参考第 18 页,共 38 页学习文档- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 运算尺宽与齿高之比b hmtd 1t53.5772 .061 mmmmz 126h2. 25m t2.252.0

28、614.636b53.57711.56h4 .636运算载荷系数依据4. 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KH1. 420由b11. 56,KH 1 .420,查图 10-13 得KF1 .37h故载荷系数KKAKvKHKH1 .251 .211 .4202.13按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d 1d 1t3K53 . 57732 . 1360 . 22Kt.1 5运算模数mmd1.260.222.32mmz 126取m5几何尺寸运算分度圆直径：d1mz 1d22 .5

29、2665mm中心距：d2mz 22.554135mmd165135100mma22确定尺宽：名师归纳总结 学习文档仅供参考第 19 页,共 38 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - b2KT1u12 .5ZE212 .5189.8251.74mmd2 1u H22.13493972. 086522 .085665.圆整后取b 252mm,b 157mm；3按齿根弯曲疲惫强度校核由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限0.FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲惫强度极限FE2380MPa；93；由图 10-18 取弯曲疲惫寿命KFN10. 89,KF

30、N2运算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数 S .1 4 F 1 K FN 1 FE 1 0 . 89 500317 . 86 MPaS 1 . 4 F 2 K FN 2 FE 2 0 . 93 500 252 . 43 MPaS 1 4.运算载荷系数KKAKKFKF1 .2512.11.372 .055查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得Y F a12 .6Y Fa22 .3041 . 5951.712Y S aY Sa21校核弯曲强度依据弯曲强度条件公式 F2 KT1Y FaY S aF进行校核F1bd1 mF 12KT 1Y F a1Y Sa122 .0554939726.1 .59599.64MPabd1m52652.5F 22KT 1Y F a2Y S a