【正文】 6，缸內(nèi)氣體壓力 p 在0～2 MPa之間變化，采用銅皮石棉墊片，試選擇螺栓直徑。端蓋受軸向載荷FΣ＝6000 N，試確定預(yù)緊力及螺釘直徑。22 題 27 畫出題27圖中各螺紋聯(lián)接的正確結(jié)構(gòu)并選擇標(biāo)準(zhǔn)螺紋聯(lián)接件。 （3）求壽命糸數(shù)KN根椐式（140）（4）求計算安全糸數(shù)S根據(jù)式（141）結(jié)論：該轉(zhuǎn)軸疲勞強(qiáng)度足夠安全。根據(jù)式（139）MPa例15表kσ = ，εσ = ，表面狀態(tài)糸數(shù) β=，ψσ＝。（3）計算靜強(qiáng)度安全糸數(shù) 零件的有效應(yīng)力集中系數(shù) kσ = ，絕對尺寸糸數(shù) εσ = ，表面狀態(tài)糸數(shù) β=（精車）。在疲勞強(qiáng)度計算中，應(yīng)根據(jù)具體晴況選取 β 值。解 （1）有效應(yīng)力集中糸數(shù) kσ為求（D－d）/r = 及 r/d = 參數(shù)下的 kσ 值，須先從附表12中查出（D－d）/r = 2 以及 r/d = ，然后通過插值計算才可求得所要求的 kσ 值。但由于35鋼塑性較好，故用三、四強(qiáng)度理論較合理。 MPaMPa（2）按第一、三、四強(qiáng)度理論求計算應(yīng)力 σca σmax =σm + σa = 20 + 30 = 50 MPa最小應(yīng)力為某轉(zhuǎn)動心軸，其危險剖面上的平均應(yīng)力為 σm = 20 MPa，應(yīng)力幅 σa = 30 MPa，試求最大應(yīng)力 σmax 、最小應(yīng)力 σmin 和循環(huán)特性 r。例等效系數(shù)ψσ＝，若零件工作應(yīng)力點M 恰在 OE 線上，其最大工作應(yīng)力σmax＝426 MPa，最小工作應(yīng)力σmin＝106 MPa，有效應(yīng)力集中系數(shù)kσ＝，絕對尺寸系數(shù) εσ＝，表面狀態(tài)系數(shù) β＝1，試求按簡單加載情況下零件的安全系數(shù)（按無限壽命考慮）。13 圖示為一轉(zhuǎn)軸，在軸上作用有軸向力Fa＝3000 N和徑向力Fr＝6000N，支點間距L＝300 mm，軸的直徑d＝50mm，求力Fr 作用面上的σmax，σmin，σm，σa，r，并畫出變應(yīng)力圖。QA19445調(diào)質(zhì)ZG270500 題東北大學(xué)專業(yè)碩士，機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)第一章11 機(jī)械零件設(shè)計應(yīng)滿足哪些基本準(zhǔn)則？12 什么叫機(jī)械零件的失效？機(jī)械零件主要的主要失效形式有哪些？13 提高機(jī)械零件強(qiáng)度的措施有哪些？14 在什么條件下要按剛度準(zhǔn)則設(shè)計機(jī)械零件？提高零件的剛度有哪些措施？ 15 選用機(jī)械零件材料時主要考慮什么原則？ 16 舉例說明什么叫靜載荷、變載荷、靜應(yīng)力和變應(yīng)力？17 什么是零件的工作應(yīng)力、計算應(yīng)力、極限應(yīng)力和許用應(yīng)力？18習(xí) 題 15 某鋼制零件承受非對稱循環(huán)（循環(huán)特性 r＝）的兩級應(yīng)力（不穩(wěn)定變應(yīng)力）作用，第一級名義應(yīng)力最大值 σ1＝500 MPa，作用105次，第二級名義應(yīng)力最大值 σ2＝400 MPa，作用2105次，如該鋼材的標(biāo)準(zhǔn)平滑試件試驗得的 σ1＝500 MPa，σ0 =800 MPa，循環(huán)基數(shù) N0 = 107次，材料常數(shù) m = 9，該零件的有效應(yīng)力集中系數(shù) kσ =，絕對尺寸系數(shù) εσ＝，表面狀態(tài)系數(shù) β＝。 σmin = σm σa = 20 30 = 10 MPa 該變應(yīng)力為非對稱循環(huán)變應(yīng)力。按第一強(qiáng)度理論得按第四理論強(qiáng)度得例13 如圖所示，某軸受彎矩 M 作用。計算步驟如下：例如，零件表面只經(jīng)過切削加工或不加工時，則應(yīng)按附表15選取 β 值；若零件表面不僅機(jī)械加工而且經(jīng)過強(qiáng)化工藝處理，則應(yīng)按附表16 選取 β 值。如取許用安全系數(shù)［S］＝。 應(yīng)力幅MPa平均應(yīng)力 由上述計算結(jié)果可知，該零件的疲勞強(qiáng)度和靜強(qiáng)度安全系數(shù)均大于許用安全糸數(shù)[S]＝，故零件強(qiáng)度足夠。 例15 一轉(zhuǎn)軸受規(guī)律性非穩(wěn)定非對稱循環(huán)變應(yīng)力作用，其各級變應(yīng)力的σa和σm初的名義值見下表的第二、第三列。許用安全糸數(shù)[S]＝。第二章 螺紋聯(lián)接及軸轂聯(lián)接28 習(xí)21 用圖示的扳手?jǐn)Q緊M16的螺母，扳手有效長度L= 400 mm，求實現(xiàn)預(yù)緊力 QP =13500 N 的擰緊力F。圖示為普通螺栓組聯(lián)接，載荷R＝5000 N，L＝280 mm，l＝100 mm，接合面間的摩擦系數(shù) f＝。23 如圖所示，用六個M16的普通螺栓聯(lián)接的鋼制液壓油缸，安全系數(shù)S＝3，缸內(nèi)油壓 p＝ MPa，為保證緊密性要求，剩余預(yù)緊力Qp′≥。25 在圖示的夾緊聯(lián)接中，柄部承受載荷P＝600 N，柄長L＝350 mm，軸直徑db＝60mm，螺栓個數(shù) z＝2，接合面摩擦系數(shù) f＝，試確定螺栓直徑。托架材料的強(qiáng)度極限 σB＝200 MPa，立柱材料的屈服強(qiáng)度極限 題試求螺栓所受的最大軸向總載荷，并校核螺栓組聯(lián)接接合面的工作能力。支架螺栓組共受以下諸力和力矩作用：軸向力（作用干螺栓組形心，垂直向上） N翻轉(zhuǎn)力矩（繞O 軸，順時針方向）Px 使預(yù)緊力減小。 N（2）校核螺栓組聯(lián)接接含面的工作能力①檢查受載時鑄鐵底板右邊緣處走否壓潰 參照式（218）得式中 ②檢查受載時底板左邊緣處走否出現(xiàn)間隙參照式（219）得故接合面左邊緣處不會產(chǎn)生間隙。m。又因是靜聯(lián)接，選圓頭普通平鍵，由手冊查得，當(dāng)d＝44～50 mm 時，鍵的剖面尺寸為：寬 b＝14 mm，高 h＝9 mm。由于蝸輪輪轂材料是鑄鐵，故應(yīng)按輪轂進(jìn)行擠壓強(qiáng)度校核計算。例23 設(shè)計蝸輪輪轂與軸的過盈配合聯(lián)接。軸和轂孔的表面粗糙度參數(shù)故分別為Rz1＝＝。故計算時假定全部載荷均由過盈配合聯(lián)接傳遞。MPa包容件由式（245）得 mm（5）選擇配含由公差配合標(biāo)準(zhǔn)中選H7/t6基孔制過盈配合，查得孔，軸為。按夾緊面受集中壓力R 考慮。N（2）確定螺栓直徑，則屈服強(qiáng)度極限 σs＝640 MP。mm31 帶傳動有何特點？在什么情況下宜采用帶傳動？36176。32 設(shè)單根V帶所能傳遞的最大功率P＝5 kW，已知主動輪直徑dd1＝140 mm，轉(zhuǎn)速n＝1460 r/min，包角 α1＝140176。35 某車床的電動機(jī)和主軸箱之間采用普通V帶傳動，已知電動機(jī)額定功率P＝，轉(zhuǎn)速n1＝1450 r/min，要求傳動比比 i＝，取工況系數(shù) KA＝，試設(shè)計此V 帶傳動，并畫大帶輪的結(jié)構(gòu)圖。例電動機(jī)為鼠籠式異步交流電機(jī)，輸出功率為 6kW，滿載轉(zhuǎn)速為1450 r/mim，從動軸轉(zhuǎn)速n2＝500 r/min，單班工作，傳動水平布置。因工作點處于A型區(qū),故選A型。mm查表36取標(biāo)準(zhǔn)值 dd2＝315 mm。r/mim （誤差 %）（4）確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld ①初定中心距a0 ④確定中心距a mm（5）驗算包角α rad/sL0＝1700 mm由式（318）由式（321）由式（322）則N(9) 帶的結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）mm，取 dd2＝280 mm。由式（318）由式（321） 思 考 題 42 為什么鏈節(jié)數(shù)一般采用偶數(shù)？而鏈輪齒數(shù)一般選用奇數(shù)？43 鏈傳動的平均傳動比是否也等于鏈輪節(jié)圓直徑反比？為什么？ 44 試分析鏈傳動產(chǎn)生動載荷的原因。習(xí)試求該鏈傳動的平均速度v，瞬時最大鏈速 vmax 和最小鏈速 vmin。水平傳動，原動機(jī)為電動機(jī)，工作機(jī)為鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)。已知傳遞功率 P＝6 kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速 n1＝960 r/min，從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2＝320 r/min。已知 n1＝105 r/min，n2＝35 r/min，z1＝21，z2＝63，a＝40 p。已知條件為：傳動功率 P = kW，主動輪轉(zhuǎn)速 n1＝240 r/min，從動輪轉(zhuǎn)速n2＝80 r/min。根據(jù) P0＝ kW 及n1＝240 r/min，由圖411選定鏈型號為16A，由表41查其節(jié)距p＝ mm。取 L p= 100確定實際中心距 mm 第五章 齒輪傳動試說明各對齒輪可能發(fā)生的主要主要失效形式，并說明每對齒輪按什么強(qiáng)度設(shè)計，按什么強(qiáng)度校核（公式不必寫出）？ 55 圖示單級標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪減速器（圖（a）），因工作需要，擬加入一介輪（惰輪）3（圖（b））來增大輸入軸和輸出軸間的中心距。 ① ② ③ 假定加入介輪前后Zε 和Yε變化不大，變化的值可忽略不計。511 直齒圓錐齒輪為什么以齒寬中點處的當(dāng)量齒輪來進(jìn)行強(qiáng)度計算？圖示兩個傳動方案，哪個合理？為什么？51 已知m＝6 mm，z1 =20，z2＝80，α＝20176。要求長期工作。已知Pl＝ kW，n入＝1450 r/min，z1=26，z2＝54，預(yù)期壽命 Lh＝12000 h，小齒輪為不對稱布置。已知輸出功率 P2＝ kW，輸出軸的轉(zhuǎn)速 n2＝100 r/min，傳動比 i＝，忽略摩擦損失。由于體積的限制，取 z1=23，m＝ mm，要求中心距a＇＝112 mm。圖示一兩級斜齒圓柱齒輪減速器，已知高速級齒輪參數(shù)為 mn＝2 mm，β＝13176。求：（l）為使Ⅱ軸軸承所受軸向力最小，各齒輪旋向；求：（1） 為使Ⅱ軸所受軸向力最小，齒輪3應(yīng)是何旋向？在（b）圖上標(biāo)出齒輪2和3輪齒的旋向；（2） 在（b）圖上標(biāo)出齒輪2和3所受各分力的方向； 如果使Ⅱ軸的軸承不受軸向力，則齒輪3的螺旋角 β3 應(yīng)取多大值（忽略摩擦損失）？試在圖中畫出齒輪1和齒輪2的圓周力、徑向力和軸向力。510 511 n1＝970 r/min，i＝，8級精度，載荷有輕微沖擊，單向傳動，壽命8年，兩班制。 kW，主動輪轉(zhuǎn)速 n1＝720 r/min，傳動比 i＝，齒輪精度8級，工作總壽命 N＝108 次，單向傳動，載荷平穩(wěn)。若1輪主動，試畫出：（1） 各軸轉(zhuǎn)向；（2） 4兩輪的螺旋線方向（使Ⅱ軸兩輪所受軸向力方向相反）； （3）Ⅱ軸的空間受力圖（注意力的作用點和方向）。515 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N，由式（533）N1=60n1jLh＝603001（103008）=108查圖517，得 ZN1＝，ZN2＝（允許有一定量的點蝕）取 ZW ＝，SHmin＝，ZLVR＝接觸疲勞許用應(yīng)力（式528）mm式中取φa=。mm齒輪頂圓直徑mmmm齒輪基圓直徑mm mm按 b/d1 考慮低速級軸的剛度較大，齒輪相對軸承非對稱布置，查圖57（a），得 Kβ =按8級精度，由表54，得 Ka =由《機(jī)械原理》公式計算端面重合度由式（517） MPa按 z1=28，z2=112查圖514，得 YFa1 =，YFa2 =查圖519，得 YSa1 =，YSa2 =由式（523）計算MPa MPaMPa [σF]2 =217 MPamm b2=112例 52 MPa（2）按接觸疲勞強(qiáng)度確定中心距 a由式（539） 取 zΣ = 101 圓整取 傳動比誤差mmm/s由表53，電機(jī)驅(qū)動，中等沖擊，取 KA= mm端面壓力角 按 zv1，zv2查圖514，得 YFa1 =，YFa2 =查圖515，得 YSa1 =，YSa2 =由式（547）計算Yβ，因 εβ = ， 由式（548）計算 MPa mmmm mm大齒輪材料選用45鋼，正火處理。mm式中Kt＝由式（514） mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m = 3 mm 查表54，得 Kv=mmb=φRR = x = 查圖57，得 Kβ= MPa YST MPa z1=28，z2=65，u = ，m =3 mmmm b=32 圖示滑移齒輪變速箱。依題意可知各齒輪的許用應(yīng)力均相同。 這三對齒輪齒數(shù)和是相等的，即36＋36＝52＋20＝28＋44＝72因為都是標(biāo)準(zhǔn)齒輪，中心距又相同，所以三對齒輪的