机械零件的强度.docx
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机械零件的强度
第一篇总论
第三章机械零件的强度
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限d-i=180MPa取循环基数2=5x10,m=9,试求循环次
数N分别为7000,2500,620000次是时的有限寿命弯曲疲劳极限。
3-2已知材料的力学性能为ds=260MPad-i=170MPa■…=0.2,试绘制此材料的简化极限应力线图(参看图3-3中的A'D'GC)。
3-3一圆轴的轴肩尺寸为:
D=72mmd=62mmr=3mm材料为40CrNi,其强度极限dB=900MPa
屈服极限ds=750MPa试计算轴肩的弯曲有效应力集中系数kd。
3-4圆轴轴肩处的尺寸为:
D=54mmd=45mmr=3mm如用题3-2中的材料,设其强度极限
dB=420MPa试绘制此零件的简化极限应力线图。
3-5如题3-4中危险截面上的平均应力dn=20MPa应力幅da=900MPa试分别按:
a)r=C;
b)dn=C,求出该截面的计算安全系数Sca。
第二篇联接
第五章螺纹联接和螺旋传动
5-1分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点,各举一例说明它们的应用。
5-2将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处?
5-3分析活塞式空气压缩机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?
5-4图5-49所示的底板螺栓组联接受外力F、的作用。
外力F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?
保证联接安全
工作的必要条件有哪些?
5-5图5-50是由两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。
两块边板各用4个螺
栓与立柱相联接,托架所承受的最大载荷为20kN,载荷有较大的变动。
试问:
此螺栓联接
采用普通螺栓联接还是铰制孔用螺栓联接为宜?
为什么?
5-6已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相联接。
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5-51所示的两种螺栓
布置型式,设采用铰制孔用螺栓联接,试问哪一种布置型式所用的螺栓直径较小?
为什么?
图5-51坍栓妁商曲布賈型武
5-7图5-52所示为一拉杆螺栓联接。
已知拉杆所受的载荷F=56kN,载荷稳定,拉杆材料为
Q235钢,试设计此联接。
OS5-52鬼杆蛹纹联接
5-8两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。
若结合面的摩擦系数f=0.3,螺栓预紧力控制
在其屈服极限的70%。
螺栓用性能等级为4.8的中碳钢制造,求此联接所能传递的横向载荷。
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Fo=15OOON,
当受轴向工作载荷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。
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p=0~1Mpa,缸盖与缸体
均为钢制,直径D1=350mm,D2=250mm,上下凸缘厚均为25mm,试设计此联接。
5-11设计简单千斤顶(参见图5-41)的螺栓和螺母的主要尺寸。
起重量为40000N,起重高
度为200mm,材料自选。
第六章键、花键、无键联接和销联接
6-1为什么采用两个平键时,一般布置在沿周向相隔180的位置;采用两个楔键时,相隔
90~120;而采用两个半圆键时,却布置在轴的同一母线上?
6-2胀套串联使用时,为何要引入额定载荷系数m?
为什么Z1型胀套和Z2型胀套的额定
载荷系有明显的差别?
6-3在一直径d=80mm的轴端,安装一钢制直齿圆柱齿轮(图6-26),轮毂宽度L'=1.5d,工作时有轻微冲击。
试确定平键联接的尺寸,并计算其允许传递的最大转矩。
6-4图6-27所示的凸缘半联轴器及圆柱齿轮,分别用键与联轴器的低速轴相联接。
试选择
两处键的类型及尺寸,并校核其联接强度。
已知:
轴的材料为45钢,传递的转矩T=1000Nm,齿轮用锻钢制成,半联轴器用灰铸铁制成,工作时有轻微冲击。
6-5图6-28所示的灰铸铁V带轮,安装在直径d=45mm,带轮的基准直径dd=250mm,工作时的有效拉力F=2kN,轮毂宽度L'=65mm,工作时有轻微振动。
设采用钩头楔键联接,试选择该楔键的尺寸,并校核联接的强度。
R36-2S楔髄联播设卄图(5-29花键联播设计
6-6图6-29所示为变速箱中的双联滑移齿轮,传递的额定功率P=4kW,转速n=250r/min。
齿轮在空载下移动,工作情况良好。
试选择花键类型和尺寸,并校核联接的强度。
6-7图6-30所示为套筒式联轴器,分别用平键及半圆键与两轴相联接。
已知:
轴径d=38mm,
联轴器材料为灰铸铁,外径Di=90mm。
试分别计算两种联接允许传递的转矩,并比较其优
缺点。
图6-30平琏联接与半圖键联崔对比
第七章铆接、焊接、铰接和过盈联接
7-1现有图7-26所示的焊接接头,被焊件材料均为Q235钢,b=170mm,b1=80mm,=12mm,承受静载荷F=0.4MN,设采用E4303号焊条手工焊接,试校核该接头的强度。
7-2上题的接头如承受变载荷Fmax=0.4MN,Fmin=0.2MN,其它条件不变,接头强度能否满
足要求?
7-3试设计图7-10所示的不对称侧面角焊缝,已知被焊件材料均为Q235钢,角钢尺寸为
100幻00刈0(单位为mr)截面形心c到两边外侧的距离z°=a=28.4mm用E4303号焊条手工焊接,焊缝腰长k=、=10mm静载荷F=0.35MN。
7-4现有45钢制的实心轴与套筒采用过盈联接,轴径d=80mm套筒外径d2=120mm配合长
度l=80mm,材料的屈服极限ds=360MPa配合面上的摩擦系数f=0.085,轴与孔配合表面的粗糙度分别为1.6及3.2,传递的转矩T=1600Nm试设计此过盈联接。
7-5图7-27所示的铸锡磷青铜蜗轮轮圈与铸铁轮芯采用过盈联接,所选用的标准配合为
H8/t7,配合表面粗糙度均为3.2,设联接零件本身的强度足够,试求此联接允许传递的最
大转矩(摩擦系数f=0.10)。
第三篇机械传动
第八章带传动
8-1V带传动的n1=1450r/MIN,带与带轮的当量摩擦系数fv=0.51,包角:
1=180,预紧力
Fo=36ON。
试问:
(1)该传动所能传递的最大有效拉力为多少?
(2)若dd1=100mm,其传
递的最大转矩为多少?
(3)若传动效率为0.95,弹性滑动忽略不计,从动轮输出功率为若干?
8-2V带传动传递的功率P=7.5kW,带速v=10m/s,紧边拉力是松边拉力的两倍,即F1=2F2,
试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和预紧力Fo。
8-3已知一窄V带传动的n1=1450r/min,n2=400r/min,dd1=180mm,中心距a=1600mm,窄V带为SPA型,根数z=2,工作时有振动,一天运转16h(即两班制),试求带能传递的功
率。
8-4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=7
kW,转速m=960r/min,减速器输入轴的转速n2=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。
第九章链传动
9-1如图9-17所示链传动的布置形式,小链轮为主动轮,中心距a=(30~50)p。
它在图a、
b所示布置中应按哪个方向回转才算合理?
两轮轴线布置在同一铅垂面内(图c)有什么缺
图9-17
点?
应采取什么措施?
9-2某链传动传递的功率P=1kW,主动链轮转速m=48r/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。
9-3已知主动链轮转速n1=850r/min,齿数Z1=21,从动链轮齿数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。
9-4选择并验算一输送装置用的传动链。
已知链传动传递的功率P=7.5kW,主动链轮的转速
ni=960r/min,传动比i=3,工作情况系数Ka=1.5,中心距a<650mm(可以调节)。
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(用受力图表示出各力的作用位置及方向)。
R]10-47齿轮传动力分折
10-2如图10-48所示的齿轮传动,齿轮A、B和C的材料都是中碳钢调质,其硬度:
齿轮
A为240HBS,齿轮B为260HBS,齿轮C为220HBS,试确定齿轮B的许用接触应力[ 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KFn=Khn=1; (2)齿轮B为主动轮,齿轮A和齿轮C均为从动轮,设Kfn=Khn=1; 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哪些可能的措施 10-6设计铳床中的一对圆柱齿轮传动,已知P1=7.5kW,n1=1450r/min,Z1=26,Z2=54,寿命 Lh=12000h,小齿轮相对其轴的支承为不对称布置,并画出大齿轮的结构图。 10-7某齿轮减速器的斜齿圆柱齿轮传动,已知n1=750r/min,两轮的齿数为Z1=24,Z2=108, 3=9o22',mn=6mm,b=160mm,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。 P1=130kW,n1=11640r/min, Ka=1.25。 =90o,传递功率P1=1.8kW,转 10-8设计小型航空发动机中的一对斜齿圆柱齿轮传动,已知 Z1=23,Z2=73,寿命Lh=100h,小齿轮作悬臂布置,使用系数 10-9设计用于螺旋输送机的闭式直齿锥齿轮传动,轴夹角刀 速n1=250r/min,齿数比u=2.3,两班制工作,寿命10年(每年按300天计算),小齿轮作悬 臂布置。 第十一章蜗杆传动 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。 11-2图11-27所示为热处理车间所用的可控气氛加热炉拉料机传动简图。 已知: 蜗轮传递的转矩T2=405Nm,蜗杆减速器的传动比“2=20,蜗杆转速n1=480r/min,传动较平稳,冲 击不大。 工作时间为每天8h,要求工作寿命为5年(每年按300工作日计),试设计该蜗杆 传动。 11-3设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动,传递功率P1=5.0kW,m=960r/min,传动比 i=23,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)。 11-4设计一起重设备用的蜗杆传动,载荷有中等冲击,蜗杆轴由电动机驱动,传递的额定 功率P1=10.3kW,n1=1460r/min,n2=120r/min间歇工作,平均约为每日2h,要求工作寿命为10年(每年按300工作日计)。 11-5试设计轻纺机械中的一单级蜗杆减速器,传递功率P=8.5kW,主动轴转速n1=1460r/min, 传动比i=20,工作载荷稳定,单向工作,长期连续运转,润滑情况良好,要求工作寿命为 15000h。 11-6试设计某钻机用的单级圆弧圆柱蜗杆减速器。 已知蜗轮轴上的转矩T2=10600Nm,蜗 杆转速n1=910r/min,蜗轮转速n2=18r/min,断续工作,有轻微振动,有效工作时数为3000h。 第四篇轴系零、部件 第十二章滑动轴承 12-1某不完全液体润滑径向滑动轴承,已知: 轴径直径d=200mm,轴承宽度B=200mm, 轴颈转速n=300r/min,轴瓦材料为ZCuAI10Fe3,试问它可以承受的最大径向载荷是多少? 12-2已知一起重机卷筒的径向滑动轴承所承受的载荷F=100000N,轴颈直径d=90mm,轴 的转速n=9r/min,轴承材料采用铸造青铜,试设计此轴承(采用不完全液体润滑)。 12-3某对开式径向滑动轴承,已知径向载荷F=35000N,轴颈直径d=100mm,轴承宽度 B=100mm,轴颈转速n=1000r/min。 选用L-AN32全损耗系统用油,设平均温度tm=50C,轴承的相对间隙“=0.001,轴颈、轴瓦表面粗糙度分别为Rz1=1.6um,Rz2=3.2um,试校验此轴承能实现液体动压润滑。 12- F=50000N,轴颈直径 4设计一发电机转子的液体动压径向滑动轴承。 已知: 载荷d=150mm,转速n=1000r/min,工作情况稳定。 第十三章滚动轴承 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? 哪个不能承受径向载荷? N307/P46207/P23020751307/P6 13-2欲对一批同型号滚动轴承作寿命实验。 若同时投入50个轴承进行试验,按其基本额定 动载荷值加载,试验机主轴转速n=2000r/min。 若预计该批轴承为正品,则试验进行8小时 20分钟,应约有几个轴承已失效。 13-3某深沟球轴承需在径向载荷Fr=7150N作用下,以n=1800r/min的转速工作3800h。 试 求此轴承应有的基本额定动载荷C。 13-4一农用水泵,决定选用深沟球轴承,轴颈直径d=35mm,转速n=2900r/min,已知径向 载荷Fr=1810N,轴向载荷Fa=740N,预期计算寿命Lh'=6000h,试选择轴承的型号。 13-5根据工作条件,决定在轴的两端选用: =25的两个角接触球轴承,如图13-13b所示正 装。 轴颈直径d=35mm,工作中有中等冲击,转速n=1800r/min,已知两轴承的径向载荷分 别为Fm=3390N,Fr2=1040N,外加轴向载荷Fa^870N,作用方向指向轴承1,试确定其工作寿命。 13-6若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承,代号为30207。 其它条件同例题13-2, 试验算轴承的寿命。 13-7某轴的一端支点上原采用6308轴承,其工作可靠度为90%,现需将该支点轴承在寿命 不降低的条件下将工作可靠度提高到99%,试确定可能用来替换的轴承型号。 第十四章联轴器和离合器 14-1某电动机与油泵之间用弹性套柱销联轴器联接,功率P=4kW,转速n=960r/min,轴伸 直径d=32mm,试决定该联轴器的型号(只要求与电动机轴伸联接的半联轴器满足直径要求)。 14-2某离心式水泵采用弹性柱销联轴器联接,原动机为电动机,传递功率38kW,转速为 300r/min,联轴器两端联接轴径均为50mm,试选择该联轴器的型号。 若原动机改为活塞式 内燃机时,又应如何选择其联轴器? 14-3一机床主传动换向机构中采用如图14-20所示的多盘摩擦离合器,已知主动摩擦盘5 片,从动摩擦盘4片,结合面内径D1=60mm,外径D2=110mm,功率P=4.4kW,转速n=1214r/min,摩擦盘材料为淬火钢对淬火钢,试求需要多大的轴向力F? 14-4图14-23a所示的剪切销安全联轴器,传递转矩Tmax=650Nm,销钉直径d=6mm,销钉材料用45钢正火,销钉中心所在圆的直径Dm=100mm,销钉数z=2。 若取[t]=0.7(TB,试求此联轴器在载荷超过多大时方能体现其安全作用。 第十五章轴 15-1若轴的强度不足或刚度不足时,可分别采取哪些措施? 15-2在进行轴的疲劳强度计算时,如果同一截面上有几个应力集中源,应如何取定应力集中系数? 15-3为什么要进行轴的静强度校核计算? 校核计算时为什么不考虑应力集中等因素的影响? 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。 图15F挫轴的结构 15-5有一台离心式水泵,由电动机带动,传递的功率P=3kW,轴的转速n=960r/min,轴的 材料为45钢,试按强度要求计算轴所需的最小直径。 15-6设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴(包括选择两端的轴承及外伸端的联轴器),见图15-29。 已知: 电动机额定功率P=4kW,转速ni=750r/min,低速轴转速n2=130r/min,大齿轮节圆直径d2/=300mm,宽度B2=90mm,轮齿螺旋角3=12o,法向压力角: ・n=20。 要求: (1)完成轴的全部结构设计; (2)根据弯扭合成理论验算轴的强度;(3)精确校核轴的危险截面是否 安全。 田15-29单姬齿轮强隐器简图 15-7两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴(见图15-30a),尺寸和结构如图15-30b所示。 已知: 中间轴转 速n2=180r/min,传递功率P=5.5kW,有关的齿轮参数见下表: mn/mm 0(n z 3 旋向 齿轮2 3 204 112 10o44' 右 齿轮3 4 20° 23 9o22' 右 图中A、D为圆锥滚子轴承的载荷作用中心。 轴的材料为45钢(正火)。 要求按弯扭合成理论验算轴的截面I 和H的强度,并精确校核轴的危险截面是否安全。 H 图15-30團级沟轮威連器的中同轴 15-8一蜗杆轴的结构如图 15-31所示,试计算其当量直径 dv。 80 3210M |_12 1 O 1 [FIJ密丄 图15-31蜗抒轴结构图
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