1、12-2 某材料的对称循环弯曲疲劳极限 180MPa，取循环基数 N0=5106，m=9，试求循环次数 N 分别为7000，25000，62000 次时的有限寿命疲劳极限。解：N=7000 06951872.03MPam0695518234.PamN06962051823.7MPamN2-3 已知材料的机械性能为 60s， 170Pa， 0.2，试绘制此材料的简化极限应力线图（参看图 2-7ADGC）012a 107283.MPa.a2ma283./=1465o45o70260./1CDGA2-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D=54mm，d=45mm ，r=3mm。如用上题中的材料，设其强度极限 M
2、Pa，420B试绘制此零件的简化极限应力线图，零件的 。1q本题可按轴受拉伸进行计算，也可按照受弯曲进行计算，此处解法为前者。解： 1qkK式中： k查图 2-8： 0.78420MPa,3mBqr查表 2-3： 215/1./0.67Dd插 值79k查图 2-9： 0.81420Pa54mB Dd 按 偏 安 全按 偏 危 险已知： q综合影响系数 31012.745.MPa.2836.28.745qkKK2-5 如上题中危险剖面上的平均应力 ，应力幅 ，试分别按：20MPam30Paa ； ，求出该截面的计算安全系数 Sca。cmc解： 11701702.352.453.2.caamSK
3、m1170.0.21.49.8524537mcaaS4-2 如图所示为某受轴向工作载荷的螺栓联接的载荷变形图：1）当工作载荷为 2000N 时，求螺栓所受总拉力及被联接件间残余预紧力。2）若被联接件间不出现缝隙，最大工作载荷是多少？解：（1） 40NpQ420N3tg0.57t41/.633020473N472bcmbmcPcpFCKKQF（2）被联接件出现缝隙临界： pQ1401.369NpcpcKF4-3 如图支承杆用三个 M12 铰制孔螺栓联接在机架上， （铰孔直径 d0=13mm） ，若螺杆与孔壁的挤压强度足够，试求作用于该悬壁梁的最大作用力 F。 （不考虑构件本身的强度，螺栓材料的屈
4、服极限 。取60MPas剪切安全系数 ）2.5n解：首先分析 1，2，3 的受力将 P 转化到 1，2，3 的中心 2 上，产生力矩 ，0M力 P（不变）螺栓 1：力矩产生的横向力 向上1横向力均布 向下3P螺栓 2：力矩不产生横向力横向力均布 向下螺栓 3：力矩产生的横向力 向下10M横向力均布 向下3P危险螺栓5max32020272134334160.573NssMPRndPdn4-4 凸缘联轴器图 14-2a，用普通螺栓六个联接，分布在 D=100mm 圆周上，接合面摩擦系数 f=0.16，防滑系数 Ks=1.2，若联轴器传递扭矩 150Nm，试求螺栓螺纹小径。 （螺栓 ）120MPa
5、解：六个螺栓承受的横向载荷 3/2150NMFD单个螺栓承受的横向载荷 0/65F需要的预紧力 1.250637NsPKQfi螺纹小径 1643750210.9mpQd65-1 如图所示凸缘半联轴器及圆柱齿轮，分别用键与减速器的低速轴相联接。 。70,1390,ll选择键，并校核强度。轴为 45 钢，T=1000Nm，齿轮为锻钢，半联同器为灰铸铁，工作时有轻微冲击。解：查手册，选键=70 处， ，A 型键 L=110 或 12520bh=90 处， ， A 型键 L=80514校核强度70：320pTktd310.527294.或min,min10,5ppp轴 键 联满 足 挤 压 强 度 要
6、 求90： 33210.54825907pTktdmin,min10,10ppp轴 键 齿 轮满 足 挤 压 强 度 要 求7-2 V 带传动传递的功率 P=7.5KW，平均带速 v=10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍（F 1=2F2） ，试求紧边拉力 F1，有效圆周力 Fe和预紧力 F。解： 0ev7.510N7112210015N757502NeeFF7-3 V 带传递的功率 P=5KW，小带轮直径 D1=140mm，转速 n1=1440r/min，大带轮直径 D2=400mm，滑动率=2%，求：从动轮转速 n2； 有效圆周力 Fe。解： 112 2Di 40%93.r/min 2/60
7、1vDn493.01.4/s5837N1.4ePFv8-1 一链式运输机采用套筒滚子链，链节距 p=25.4mm，主动链轮齿数 z1=17，从动链轮齿数z2=69，n 1=960r/min。求：（1）链条平均速度 v；（2）链条 ；maxin,（3）平均传动比。解：（1） 1609725.4.8m/szpv（2） max10v11260dnd81125.425.4.138.2msin1097sin80/sin80/7pdzmax3.2963.mv1in1 1cos26.9470.596.470.9836.2/sz（3） 12.zin9-5 蜗杆右旋为主动件，为使轴、上传动件轴向力相互抵消，求：
8、（1）蜗杆的转向；（2）一对斜齿轮 3、4 轮齿的旋向；（3）轴上传动件受力情况。解：（1）蜗杆顺时针转动（2）3右旋；4左旋。（3）如下图9-6 图示两级斜齿轮传动，已知第一对齿轮：z 1=20，z 2=40，m n1=5mm， ；第二对齿轮：15z3=17，z 4=20，m n2=7mm，今使轴上传动件的轴向力相互抵消，试确定：1斜齿轮 3、4 的螺旋角 的大小及齿轮的旋向。22用图表示轴上传动的件的受力情况（用各分力表示） 。9解：1.齿轮 3左旋齿轮 4右旋611122212119.50.PTPndiiT61221219.50.ndTi31aF231tnt2diT11coszmzdnt
9、323coszmznt32211costanstazzn321iizmnn15sin207si132zn86.2轴受力如图1010-5 分析蜗杆各轴转向、蜗轮轮齿螺旋线方向及蜗杆轮所受各力的作用位置及方向。2 蜗轮右旋4 蜗轮右旋10-6 手动绞车，m=9，q=8 ， z1=1，z 2=40，D =200mm。问：（1）欲使 上升 1 米，手柄转多少圈，转向？（2）f v=0.2，求传动齿合效率 =？机构自锁否？111解：（1） 2140nzi2i当 n2=1 圈，重物 上开 mm20D=？重物 上开 1000mm21068 43.7()n圈手柄转向如图（2） 11tg0.2587.arctg
10、rt.13vvztqf 自锁0.1250.25.7.5%37tg11-2 某减速器输出轴的结构图，指出其设计错误，并画改正图。解：1联轴器没有轴向固定；2键太长；3固定件与旋转件直接接触；124定位套筒过高；5齿轮定位不可靠；6滚动轴承内圈未定位；7加调整垫片；8加密封件，毛毡圈；9厚边定位；10安装距离（安装轴承）太长。12-1 非全液体润滑滑动轴承验算 p、v、pv 三项指标的物理本质是什么？为什么液体动力润滑滑轴承设计时首先也要验算此三项指标？答： p避免在载荷作用下出现润滑油被完全挤出而导致轴承过度磨损。v当 p 较小，p 及 pv 在许可范围内，也可能由于滑动速度过高而加速磨损。Pv
11、限制单位面积上的摩擦功耗与发热，控制轴承温计。由于液体的压润滑的滑动轴承，在起动和停车过程中往往处于混合润滑状态。因此，在设计时，常用以上三个条件性计算作为初步计算。12-2 试以雷诺方程来分析流体动力润滑的几个基本条件。答： 036hpvxA 点左侧：hh 0 代入上式，油压随 x 增加pxA 点右侧：h=h0静 止 件Oy移 动 件vh=014答：6201 深沟球轴承，公差等级为普通级（0 级） ，游隙为 0 组，宽度为 0 系列，直径为 2（轻）系列，内径为 12mm。N208 圆柱滚子轴承，公差等级为普通级（ 0 级） ，游隙为 0 组，宽度为 0 系列，直径为 2（轻）系列，内径为
12、40mm。7207C/P4角接触球轴承，公差等级为 4 级，游隙为 0 组，宽度为 0 系列，直径为 2（轻）系列，内径为 35mm，接触角为 1513-2 试说明下列各轴承的内径有多大？哪个轴承的公差等级最高？哪个允许的极限转速最高？只个承受径向载荷能力最大？哪个不能承受径向载荷？答：6208/P2 30208 5308/P6 N2208内径均为 40mm6208/P2 公差等级最高6208/P2 允许的极限转速最高N2208 承受径向载荷能力最大5308/P6 不能承受径向载荷2009 年春 机械设计基础（下）第一次小测验1. 键的剖面尺寸通常根据 按标准选取。a) 轴的材料 b) 功率大
13、小 c) 轴的直径 d)传递扭矩大小2设计链传动时，为了降低动载荷，一般采用的措施是 。a)较少的链轮齿数和较小的节距 b)较多的链轮齿数和较小的节距c)较多的链轮齿数和较大的节距 d)较少的链轮齿数和较大的节距153受轴向变载荷紧螺栓联接，进行螺栓的疲劳强度计算时，螺栓的应力变化规律应按下列哪种情况计算 。a)应力循环特性为常数 b)平均应力为常数 c)最小应力为常数 d)任意4. 选择 V 带的型号是根据 和小带轮转速。a) 名义功率 b) 大带轮转速 c) 计算功率 d) 小带轮直径5紧螺栓联接强度计算中，将螺栓所受轴向拉力乘 1.3 是为了 。a) 安全可靠 b) 保证足够的预紧力 c
14、) 防止松脱 d) 计入扭转剪应力的影响6受轴向载荷的紧螺栓联接，为保证联接件不出现缝隙，要求因此 。a) 残余预紧力 应小于零 b) 残余预紧力 应大于零PQ PQc) 残余预紧力 应等于零 d) 预紧力 应大于零1如图示为一等截面圆形转轴，轴径 d=40mm，其上沿轴线作用有轴向拉力 ，径向NFa30载荷 Fr 引起的最大弯矩为 400Nm，圆轴的抗弯模量为 试求:32dW1)轴危险截面上的循环变应力的 和应力循环特性 各是多少？ma,inmax2)如已知轴材料的疲劳极限和静强度极限 -1=170MPa、 0=280MPa 和 s=270MPa，以及影响零件疲劳极限的综合影响因素 K =2
15、，试绘制简化的零件极限应力线图。该转轴应该按照哪种典型的应力变化规律来计算？并用解析法计算该轴危险截面处的安全系数。1)2)对于工作转轴，按 计算 c214.0817201-（2 分）3.1.7631maxli maeKS93.04.162.7.3614 ).164.2740320maxininaxmiin 2maxPaMWAF PaMMA163. 已知有一高压容器的上下盖用 8 个 M16 的螺栓联接，其均匀分布在直径 D0=250mm 的圆周上。容器内气体压力最高可达 p=3MPa，容器内径 D=160mm，为保证气密性要求，残余预紧力取为工作载荷的 1.6 倍。已知螺栓的许用应力为=180MPa，螺栓小径 d1=13.835mm，计算单个螺栓受到的最大拉力并校核螺栓强度是否足够。解： 单个螺栓承受的总拉力作用在气缸盖上的压力 N -（2 分）7.603184)1(22pDF螺栓工作载荷 FN -（2 分）8.75398.60残余预紧力 PQN -（2 分）74.10631.FP单个螺栓承受的总拉力N -（2 分）58.963强度校核由 mm 所以,强度足够。MPadQ79.1.14.0413. 22
