1、 3 3-2 2已经知道资料的力学功能为260MPa，s 170MPa，1 0.2，试绘制此资料的简化的等寿命寿 命曲线。A(0,170)C(260,0)解 20 1 0 21 0 1 21 2170 0 283.33MPa 110.2 得D(283.33283.33,D(141.67,141.67)，即 2 2 依照点A(0,170)，C(260,0)D(141.67,141.67)按比例绘制该资料的极限应力求如以以下图所示，B=420MPa，3 3-4 4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用题3-2中的资料，设其强度极限 精车，曲折，=1，试绘制此整机的简化等寿
2、命疲惫曲线。q D54 d45 r 3 1.2，0.067，查附表3-2，插值得 1.88，查附图3-1得q0.78，将 解 因 d45 所查值代入公式，即 k1q 110.781.8811.69 3-4，得0.91，已经知道1，那么 q 查附图3-2，得 0.75；按精车加工工艺，查附图 k 1 1 1.69 1 1 1 K 1 1 2.35 q 0.750.91 A0,1702.35,C260,0,D141.67,141.672.35 依照 A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比例绘出该整机的极限应力线图如以以下图 3 3-5 5如题3-4中风险截面上的均匀应力20
3、MPa，应力幅20MPa，试分不按rCC，m a m 求出该截面的盘算平安系数Sca。170MPa,260MPa,0.2,K2.35 解 由题3-4可知-1 s （1）rC 任务应力点在疲惫强度区，依照变应力的轮回特征稳定公式，其盘算平安系数 -1 170 Sca 2.28 K 2.35300.220 a m（2）C m 任务应力点在疲惫强度区，依照变应力的均匀应力稳定公式，其盘算平安系数 K1702.350.2 20-1 m Sca 1.81 Km 2.353020 a 5 5-5 5图5-49是由两块边板跟一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4个螺栓与破柱相衔接，20kN，载荷
4、有较年夜的变化。试咨询：此螺栓衔接采纳普通螺栓衔接依然铰制孔用 Q215，假定用M640铰孔用螺栓衔接，已经知道螺栓机器功能品级为8.8，校核螺栓 托架所接受的最年夜载荷为 螺栓衔接为宜？什么原因？衔接强度。解 采纳铰制孔用螺栓衔接为宜 因为托架所受的载荷有较年夜变化，铰制孔用螺栓衔接能准确牢固被衔接件的绝对位置，并能接受横 向载荷，加强衔接的牢靠性跟严密性，以防止受载后被衔接件间呈现漏洞或发作绝对滑移，而普通螺栓连 接靠联合面发生的摩擦力矩来抵御转矩，衔接不牢靠。（1）断定M640的许用切应力 640MPa 由螺栓资料Q215，功能品级8.8，查表5-8，可知s 5-10，可知 S3.55.
5、0，查表 s 640 182.86128MPa S3.55.0 640 s 426.67MPa p Sp 1.5（2）螺栓组遭到剪力F跟力矩（TFL），设剪力F分在各个螺栓上的力为F，转矩T分在各个螺 i 150 栓上的分力为F，各螺栓轴线到螺栓组对称核心的间隔为 j 即 r,r 752mm 2cos45 1 8 1 8 Fi F 202.5kN FL20300103 8r8752103 Fj 52kN 由图可知，螺栓最年夜受力 2 2 2 2.5(52)222.552cos45 Fmax Fi Fj 2FFcos 9.015kN i j 9.015103 6103 4 Fmax d0 319
6、 2 2 4 9.015103 61011.4103 3 Fmax dLmin p 131.8p 0 故M640的剪切强度不满意请求，不牢靠。5 5-6 6已经知道一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相衔接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、间隔为250mm、巨细为60kN的载荷感化。现有如图5-50所示的两种螺栓安排方式，设采纳铰制孔用螺栓 衔接，试咨询哪一种安排方式所用的螺栓直径最小？什么原因？解 螺栓组遭到剪力F跟转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为F，转矩T分在各个螺栓上的分力为Fj i（a）中各螺栓轴线到螺栓组核心的间隔为 r，即r=125mm 1 6 1 6 Fi Fj F
7、60 10kN FL 6r 60250103 20kN 3 612510 由（a）图可知，最左的螺栓受力最年夜（b）方案中 FmaxFF102030kN i j 1 6 1 6 Fi F 6010kN 2 125 2 60250103 125103 2 Mrmax FLrmax Fjmax 24.39kN 6 6 2 2 2 2 125 125 2 ri ri 2 4 1252 106 i1 i1 2 由（b）图可知，螺栓受力最年夜为 2 2 2 2 2 Fmax FFj 2FFcos10(24.39)21024.39 33.63kN i i j 5 4Fmax可知采纳（a）安排方式所用的螺栓
8、直径较小 由d0 5 5-8 8两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。假定接合面的摩擦系数 f=0.3,螺栓预紧力操纵在其屈从极限的 70%。螺栓用功能品级为4.8的中碳钢制作，求此联接所能通报的横向载荷。5 5-9 9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采纳橡胶垫片。已经知道螺栓预紧力 荷F10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的剩余预紧力。Fo=15000N,当受轴向任务载 8 8-2 2V带传动通报效力P7.5kW，带速10ms，紧边拉力是松边拉力的两倍，即 FF，试求紧 12 边拉力F1、无效拉力 F e 跟初拉力。F 0 F e 解 P 1000 1000P10007.5
9、Fe 750N 10 FFF且F2F2 e 1 2 1 F12F27501500N e Fe FF0 1 2 Fe 2 750 2 FF1 0 1500 1125N 8 8-3 3 1010-1 1试剖析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力求表现各力的感化位置及偏向）。解 受力求如以以下图：P17.5kW,n1450rmin,z26,z54，已经知道 1010-6 6方案铣床中的一对圆柱齿轮传动，1 1 2 L12022h，小齿轮绝对其轴的支承为过错称安排，并画出年夜齿轮的机构图。h 寿命 解(1)选择齿轮范例、精度品级、资料 选用直齿圆柱齿轮传动。铣床为普通呆板，速率不高，应选用
10、 7级精度（GB10095-88）。资料选择。由表10-1选择小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS，年夜齿轮材 料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者资料硬度差为40HBS。（2）按齿面打仗强度方案 2 KTu1ZE 1 d1t2.323 u d H 1）断定公式中的各盘算值 K1.5 t 试选载荷系数 盘算小齿轮通报的力矩 5 5 95.510P95.5107.5 1 T1 49397Nmm n1 1450 1.0 小齿连作过错称安排，查表 10-7，拔取d 1 2 由表10-6查得资料的弹性阻碍系数 Z189.8MPa E 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的打仗疲惫强
11、度极限 Hlim1 600MPa；年夜齿 550MPa。轮的打仗疲惫强度极限Hlim2 z2 54 26 齿数比 u 2.08 z 1 盘算应力轮回次数 N60njL6014501120221.044109 1 1 h N11.044109 2.08 N2 0.502109 u KHN10.98,KHN21.0 由图10-19取打仗疲惫寿命系数 盘算打仗疲惫许用应力 取生效概率为1%，平安系数S1 KHlim10.98600 HN1 588MPa H 1 S 1 KHN2 1.03550 Hlim2 566.5MPa H 2 S 1 2）盘算 盘算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值 1t H 2
12、 2 KTu1ZE 1.5493972.081189.8 1 d1t2.323 2.323 53.577mm d u H 1 2.08 566.5 盘算圆周速率 dn1 3.1453.5771450 601000 1t 4.066ms 601000 盘算尺宽b bd153.57753.577mm d 1t b h 盘算尺宽与齿高之比 d1t z1 53.577 26 mt 2.061mm h2.25m2.252.0614.636mm t b53.577 h4.636 11.56 盘算载荷系数 依照，级精度，查图 4.066ms7 10-8得动载荷系数K1.2 v 直齿轮，KH KF 1 K1.
13、25 A 由表10-2查得应用系数 由表10-4用插值法查得KH1.420 b 11.56，KH1.420，查图10-13得KF1.37 由 h KKKKKH1.251.211.4202.13 故载荷系数 A v H 按实践的载荷系数校订所算的分度圆直径 K 2.13 1.5 dd 53.577 60.22 3 1 1t3 Kt m 盘算模数 d160.22 m 2.32mm z 26 1 取m2.5 多少何尺寸盘算 分度圆直径：dmz2.52665mm 1 1 dmz2.554135mm 2 2 dd265135 1 a 100mm 核心距：2 2 断定尺宽：2 2KTu12.5ZE 1 b
14、 d12 u H 2 22.13493972.0812.5189.8 652 2.08566.5 51.74mm b252mm,b57mm。1 圆整后取（3）按齿根曲折疲惫强度校核 FE1 500MPa；年夜齿轮的曲折疲惫 由图10-20c查得小齿轮的曲折疲惫强度极限 强度极限FE2380MPa。KFN10.89,KFN20.93。由图10-18取曲折疲惫寿命 盘算曲折疲惫许用应力 取曲折疲惫平安系数S1.4 KFN1FE1 S KFE20.93500 0.89500 317.86MPa F1 1.4 FN2 252.43MPa F 2 S 1.4 盘算载荷系数 KKKKKF1.251.211
15、.372.055 A F 查取齿形系数及应力校订系数 由表10-5查得YF 2.6 YF 2.304 a1 a2 YSa11.595 YSa21.712 校核曲折强度 2KT1 依照曲折强度前提公式 F YYSa 进展校核 F F bdm 1 a 2KT1 22.05549397 52652.5 F YYSa1 2.61.59599.64MPaF1 F 1 bdm 1 a1 2KT1 22.05549397 52652.5 F YYSa2 2.31.71294.61MPaF 2 F 2 bdm 1 a2 因此满意曲折强度，所选参数适宜。1313-1 1试说明以下各轴承的内径有多年夜？哪个轴承公
16、役品级最高？哪个同意的极限转速最 高？哪个接受径向载荷才能最高？哪个不克不及接受径向载荷？N307/P4 6207 30207 51301 解 N307/P4、6207、30207的内径均为35mm，51301的内径为5mm；N307/P4的公役等 级最高；6207接受径向载荷才能最高；N307/P4不克不及接受径向载荷。1313-5 5依照任务前提，决议在轴的两头用 25的两个角打仗球轴承，如图 13-13b所示正 装。轴颈直径d35mm，任务中有中等打击，转速 n1800rmin，已经知道两轴承的 F3390N，F3390N，外加轴向载荷F870N，感化偏向 径向载荷分不为 r1 r2 ae 指向轴承1，试断定其任务寿命。解（1）求两轴承的盘算轴向力F跟Fa2 a1 25 F0.68Fe0.68，dr 关于 的角打仗球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力 Fd10.68F0.6833902305.2N r1 Fd20.68Fr20.681040707.2N 两轴盘算轴向力 Fa1maxF,FaeFd2 d1 max2305.2,870707.22305.2N Fa2maxF,Fd1F
