1、1题 II-2-5 即 P5：12 题 解： 36.7(MPa)abW2maxinai154.367.2(a)8(Pa)5.20.9xcd应力谱：P8：四、1 解：由式（3-2）知： 0mN697035187 (MPa)N69250324 ()641807 PaI-2-14 解：求简化疲劳极限曲线上 A 点和 B 点的坐标值如图所示。01(,) (,)2AB已知 （N/mm 2） ， ，750.12由 得： 取10.5prpxmint0-1.5max压拉1350amA(0,275)B(240,240)S(300,0)E022012275 40 (N/m)()(0.1)在图上连 A（0，275）
2、和 B（240，240）直线，过屈服极限 S（300，0）作与横坐标成 135的斜线，与 AB 延长线交于 E。则所得折线 ABES 即为所求极限应力图。P8 四、2（要求用图解法或解析法求解）取 0.2解：求应力 0, mainax 2inmaxi8.291(N/m)802由 得：10 20473 (N/).2取 .求： ()Dk140851）绘制 极限应力图m求许用疲劳极限曲线上 和 的坐标值见下图所示。1(,)DAk0(,)2DBk10432 (MPa)().765 229. (a)()1.4DDkk在图上连 和 直线，过 S（800，0）作与横坐标成 135(0, 32)A(6.5,
3、29.)B的斜线，与 延长线交于 。E2）求极限值 maxin, , a因 为常数，自原点 O 作过 点的射线交 于 ，故知(, )aCAE(, )maC点既在 OC 线上，又在 线上，所以，它们的直线方程联立即得：(, )maC A 1500RC (m,a) S(800,0)RC (100,180) EB (366.5,259.9)a mA (0,312)00331259.312(1)6208am解之得：216.7 (N/)293ma 2x0.89.3450 (N/m)a2mina126 (/) 或用下式求解： 11()()NamDamaNa aDamkkSS（可参书上例 3.2）3）校核该
4、零件是否安全 mini128.6 01.6S 安全 4）求 时，材料能承受的最大应力 因为：0.5 maxminax10.5aam于图中，过 O 点作射线 OR，则其相应的方程为：，相应有： （3）13am1am由（1） 、 （3）联立解得两直线 与 OR 的交点 R 的坐标为：AE（4a） 29 (N/)aR（4b）657m直线 的方程式为：ES（5）180am联立（3） 、 （5）两式得 OR 与 两直线的交点 的坐标为：ESR420 (N/m)a6m显然： R 材料能承受的最大应力为：2max80 (/)aSP11 15 题解；在力矩 T 作用下，两被联接件有相对转动趋势。（1）当用受拉
5、螺栓时：设每个螺栓的预紧力为 ，则各F螺栓中心处的摩擦力均为 ，且与Sf其中心至旋转中心 O 的连线相垂直。如图 a 所示。根据被联接件的静力平衡条件得：82SfDfFKT所以得螺栓受力计算式为：或（2）当用受剪螺栓时 如图 b 所示，各螺栓的工作载荷 FS与其中心至旋转中心 O 的连线垂直。忽略联接中的预紧力和摩擦力，则根据被联接件的静力平衡条件得：根据螺栓的变形协调条件，各螺栓的剪切变形量与其中心至旋转中心 O 的距离成正比，又因为螺栓剪切刚度相同，故可推得： 螺栓受力计算式为：221.341.3fccKTFddD84ffSSfsFTD0fsF fsF图 a82SDFTFsiT D0Fs1
6、 Fs2图 a128()4f fS SKTFfrrD812SiiDFT128SSiSFF 5284STFD或 1122284STrD SmdP13 7 解：先将载荷 R 向 O 点简化得作用于 O 点的一作用力 F 和一转矩 T，如图 a 所示。其中：F=R=5000（N） ，T=RL=5000300=1500 （Nm ） （1）求铰制孔用螺栓直径：由旋转力矩 T 引起的各螺栓的工作载荷为 ，SiF且均与两螺栓中心连线相垂直。如图 b 所示。先只考虑扭矩 T 的作用，由钢板的静平衡条件得：（1）12SSaF根据螺栓变形协调条件，各螺栓的剪切变形量与其中心至钢板旋转中心 O 的距离成正比。因为螺
7、栓剪切刚度相同，所以各螺栓的剪力也与这个距离成正比，于是有：（2）将式（2）代入式（1） ，整理得：（3）2STFPa由 F 引起的各螺栓所受的工作载荷（剪力）用 表示，由结构对称性知：12222150()()().50795.6 NSSTFFa螺栓的许用剪应力： 根据螺栓材料强度级别为 4.6 级，由 p101 即 6.1.2 节s （图b）21 TFO SSS1SDd2iSF2121SS ,arrFR=PL=300（图a）FaOT21221FSS 6知： =240(MPa)；由表 6.4 取s s=2.5 s又由螺栓强度条件得：124sFd4sssF将各有关数据代入得： 42501.0.2
8、4 (m)3.9d 在 M30 以下， d 应比螺纹直径大一个毫米， 查手册得：螺栓直径为 M10，即应用 2 个 M10 的铰制孔用螺栓。（2）用普通螺栓联接时：受力分析图与图 b 一样，只不过此时， 、 和 分别为扭矩 T 和载荷 F 所引起1sF2s的钢板与机架接合面间的横向力，且仍有： 故各螺栓处的总横向力为：501795. ()sFN设单个螺栓所需的预紧力为 ，则根据钢板的静力平衡条件得：fsk.2013750481.3 ()N由式（6-4）得：241.3cFd. 假设用测力矩板手上紧螺栓，则可取s s=1.4 （s=1.21.5）将 及有关数据代入 dc 计算式得：s41.341.
9、37501.420.9()9scFd m取 1, 0.86cHP查手册知当 时， ； 时， 此2713752, , 3.cd4d1.75,时 ，0.3cd 用 2 个 M27 的普通螺栓 P22 4 解：1、确定计算功率：7因为 Pc=KAP，由表 11.5 查得： KA=1.2 （电动机属 I 类，载荷变动小）P=7KW 故：P c=1.27=8.4KW2、选择带的型号 根据 Pc 和 n1 由图 11.15 选择带型号为 B 型。3、几何计算：（1）确定 D1：由表 11.6 可取 D1=160（mm） （2）计算 D2：（设 ）1609()(.)41(m)3n0.1选 D2=475（ m
10、m） （3）验算 n2： 121609()(.)32.1(/in)475nr4、计算带长：求 Dm： 214753.(m)求 ： 60初取中心距：a=600 (mm)带长： 2 mLa2157.317.56038.9(m)基准长度：由图 11.4 查得：L d=2240 (mm) 5、求中心距和包角中心距： 2()84mmDa2220317.540317.5).60.7(m)小轮包角： oo21186ao08.206、求带根数：带速： 1690.34(/)1Dnv ms传动比： 2902.83.i8带根数：由表 11.8 P0=2.68(KW)；由表 11.7 0.91k由表 11.12 kL
11、=1.0；由表 11.10 24P0 8.3.04()(.6)cZ取 Z=47、求轴上载荷：张紧力： 202.5()cPkFqvvZ28.4.091).780349()3 N（由表 11.4，q=0.17kg/mm）轴上载荷：1840.21(N)10 1.52sin2439sin2QFZ带轮结构：略 P22 5答：因为 D 太小，则弯曲应力会太大，从而带的寿命和疲劳强度会降低太多。因为弯曲应力是引起胶带疲劳破坏的重要原因。D 不能太小，受弯曲应力不能过大的限制。P27 1 解：（1）当 2，4 为主动轮时，齿轮 2、4、5 分度圆上圆周力方向如图 1 所示：（2）当 1、5 为主动轮时，齿轮
12、2、4、5 分度圆上圆周力的方向如图 2 所示。44n4n555Ft54Ft45Ft123222 31n2Ft32n2图 1Ft2312123Ft29P27 2 解：1）1 轮为主动时：因为 1 轮为左旋的主动轮，所以其受力如图 1 所示。2）当 1 轮为主动，轮齿倾斜方向为：主动轮右旋，从动轮左旋时，受力图如图 2 所示：右旋n1 n21 主动 2n1 n2Ft1Ft2Fa1Fa2Fr1Fr2左旋或Fa1Fa2图 1Ft12Ft32312123Ft32Ft1222 31n2n1n3n5n4 5445Ft54Ft45图 2n1 n21 主动 2n1 n2Fa1Fa2Fr1Fr2Ft1Ft2Fa
13、1Fa2右旋 左旋或图21 n11n221 主动Fr1Fr2Ft2 Ft1 Ft1Ft2Fa1Fa2Fa1 Fa21 n11n221 主动Fr1Fr2Ft2 Ft1 Ft1Ft2Fa2Fa2 Fa1Fa110P30 13 解：（1）各齿轮的转向如图所示。（3）依题意分析可知斜齿轮 3 为右旋，且 Fa2=Fa3 （1）而由式（12.37）有（2）21121tgcostgcosarF由式（12.4）有：（3）3=ta将式（2） 、式（3）代入式（1）得：（4）213tgcostgF又由轴 II 受力矩平衡条件得：232dFdtmt 又 ，代入上式得： 3cosnZ（5） 式（4）除以式（5）并整
14、理得：Fa4Ft2P1 n2n3 n4Fr1n1Fr2Fr3 Fr4Fa1Ft1Fa3Ft3 Ft4123 4Fa2 cosarcsin213mdtgZsZmFdntmt 233211（6） 12tgZ o1125arctg()arct()2.0Z将 mn=6，Z 3=21，=20及 1、d m2 的值代入式（6） ，得：（4）各啮合点作用力方向如图所示。P32 四 设计计算题1 解：Ft112右旋n1右旋222Ft2 Ft2Fa1 Fa1Fr2 Fr2Fa2Ft1Fr1Fr1或左旋2n112Fr2Fr1 Fa1Fa2Ft1Ft2 左旋2n112Fr2Fr1Fa1Ft1Ft2Fa2oo620c
15、s2.arcsi 9.5753.84tg右旋12n2n1Fr2Fa2Ft2Fr1Ft1Fa1Fr1左旋n1Fr2Fa2 Ft2 Fa1Ft1n212Fa222122 )2.()5.0()5.0( mZZmbdRbddRm )(846.253)6025.1( 212P39.1.（可用标准答案） 答：直轴按其所受载荷的不同，可分为三种，即心轴（分为固定心轴和转动心轴） 、传动轴和转轴。P39. 14. 答：自行车前轴是心轴（固定心轴）自行车中轴是转轴汽车底盘传动轴只受扭矩（转矩） ，自行车后轴只受弯矩，为心轴。1-15-8 （可用标准答案） 答：强度不够时，改用较好的材料，能解决问题。若是刚度不够
16、，改用较好的材料的办法不能解决问题。P39 14.答：自行车的前轴，只受弯矩，故是心轴 自行车的后轴，只受弯矩，故是心轴自行车的中轴，既受弯矩又受扭矩，故是转轴。P48 四、4. 解：轴承代号 轴承类型 尺寸系列代号 内径尺寸（mm）30208 圆锥滚子轴承 02(0宽度系列，2直径系列)4021316 调心滚子轴承 13(1宽度系列，3直径系列)165=807202 角接触球轴承 (0)2直径系列 15(见表 18.3)N1008 圆柱滚子轴承 10(1宽度系列，0直径系列)40619/22 深沟球轴承 19(1宽度系列，9直径系列)22P49 四、1.解：（1）一对 6205 轴承： C2
17、llFr1 Fr2FAFRB13首先求支反力：由 得：0BM23rRFll故： /310()N由 得：C1rRll故： 220()3F150aAN由手册查得：6205 轴承的 Cr=14(KN), Cor=7.88(KN)，等（参 P376 例 18.1）/78.63aorC（2）一对 7205B 轴承正安装：径向支反力 Fr1、F r2 在前面已求出，分别为 Fr1=2000N，F r2=1000N，由手册查得 e=1.14，附加轴向力方向如图所示，大小为：（由表 18.4 查 FS 的计算公式）1122.4.028(N)14sr轴承轴向力为： 2 1506()As sF 轴承 II 被压紧
18、，轴承 I 被放松，1280() 178()asAFN求 x，y 值：1/.4ar e由表 18.7 查得：x 1=1，y 1=02/780/.78arF由表 18.7 查得：x2=0.35，y 2=0.571112()(0)20.351.718)365dradddPfFf ff 轴承 I 即左边轴承危险些。12（3）一对 7205B 轴承反安装Fr1 = 2000N , Fr2 = 1000N , e = 1.14, 附加轴向力的方向如图所示，大小为：1122.480(N)sr轴承轴向力为： 2llFAFRFr2Fr1Fs1 Fs2141 2502870As sFF 轴承有左移趋势， 轴承 II 被压紧，轴承 I 被放松。121(N) 2780asA求 x，y 值： x 1=1，y 1=01/.4arFe x 2=0.35，y 2=0.572 11122()(0)0 .35.78)935dradddPfyFf fx f 1 轴承 I 即左边轴承危险。Fs1 Fs2Fr2Fr1 2ll FAFR
