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1、3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限,取循环基数,试求循环次数分别为7 000、 000、620 00次时的有限寿命弯曲疲劳极限。解 -2已知材料的力学性能为，,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解 得，即 根据点，按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示55 图5-4是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20,载荷有较大的变动。试问：此螺栓连接采用一般螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜?为什么？2,若用640铰孔用螺栓连接,已知螺栓机械性能级别为88,校核螺栓连接强度。解 采用铰制孔用螺栓连接为宜 由于托架所受的载荷有较大变动,铰
2、制孔用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置,并能承受横向载荷,增强连接的可靠性和紧密性，以避免受载后被连接件间浮现缝隙或发生相对滑移，而一般螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵御转矩,连接不牢固。（1)拟定M640的许用切应力由螺栓材料Q215,性能级别8.，查表5-8,可知，查表5-10，可知 （2）螺栓组受到剪力F和力矩(），设剪力分在各个螺栓上的力为,转矩T分在各个螺栓上的分力为，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即由图可知,螺栓最大受力 故M40的剪切强度不满足规定,不可靠。-6 已知一种托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为50m、
3、大小为6kN的载荷作用。既有如图5-50所示的两种螺栓布置形式,设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小?为什么？解 螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为，转矩分在各个螺栓上的分力为 (）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即=125m 由（a）图可知，最左的螺栓受力最大 (b)方案中 由(b）图可知，螺栓受力最大为 5-7 图52所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷F=56KN，载荷稳定,拉丁材料为Q25钢，试设计此联接。58 两块金属板用两个M1的一般螺栓联接。若接合面的摩擦系数f.3，螺栓预紧力控制在其屈服极限的7%。螺栓用性能级别为4.的中碳钢制
4、造,求此联接所能传递的横向载荷。5-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=1500,当受轴向工作载荷=10 000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残存预紧力。510图5-2所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力P=01Ma,缸盖与缸体均为钢制，直径D1=350mm,2m上、下凸缘厚均为25mm.试设计此联接。3 在始终径的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮(如下图），轮毂宽度，工作时有轻微冲击。试拟定平键的尺寸,并计算其容许传递的最大扭矩。解根据轴径，查表得所用键的剖面尺寸为，根据轮毂长度取键的公称长度 键的标记 键键的工作长度为 键与轮毂键槽接触高度
5、为 根据齿轮材料为钢,载荷有轻微冲击,取许用挤压应力 根据一般平键连接的强度条件公式 变形求得键连接传递的最大转矩为6-8-2 带传动传递效率,带速，紧边拉力是松边拉力的两倍，即，试求紧边拉力、有效拉力和初拉力。解 838-4 有一带式输送装置,其异步电动机与齿轮减速器之间用一般带传动,电动机功率P=7kW,转速,减速器输入轴的转速，容许误差为，运送装置工作时有轻度冲击,两班制工作,试设计此带传动。解 (1)拟定计算功率 由表87查得工作状况系数，故 (2)选择带的带型 根据、,由图8-1选用B型。 (3）拟定带轮的基准直径,并验算带速 由表8-和-8，取积极轮的基准直径验算带速 计算从动轮的
6、基准直径 (4）拟定V带的中心距和基准长度 由式,初定中心距。 计算带所需的基准长度 由表-2选带的基准长度 实际中心距 中心距的变化范畴为。 (5)验算小带轮上的包角 故包角合适。 (6）计算带的根数 计算单根V带的额定功率 由,查表84a得 根据 查表8-5得，表8-2得,于是 计算V带的根数 取根。 (7)计算单根带的初拉力的最小值 由表8-3得B型带的单位长度质量，因此 （)计算压轴力 （9）带轮构造设计(略)1-1 试分析图047所示的齿轮传动各齿轮所受的力(用受力图表达各力的作用位置及方向）。 解 受力图如下图：16设计铣床中的一对圆柱齿轮传动,已知,寿命，小齿轮相对其轴的支承为不
7、对称布置，并画出大齿轮的机构图。解 (1） 选择齿轮类型、精度级别、材料 选用直齿圆柱齿轮传动。铣床为一般机器，速度不高,故选用7级精度(G1095-8)。材料选择。由表-1选择小齿轮材料为4C(调质)，硬度为80HBS，大齿轮材料为5刚(调质)，硬度为40HBS，两者材料硬度差为40BS。 （2）按齿面接触强度设计 1）拟定公式中的各计算值试选载荷系数 计算小齿轮传递的力矩 小齿轮作不对称布置，查表1,选用由表10-6查得材料的弹性影响系数由图1-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。齿数比 计算应力循环次数 由图1-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应
8、力 取失效概率为,安全系数 2)计算 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 计算圆周速度 计算尺宽 计算尺宽与齿高之比 计算载荷系数 根据，7级精度,查图1-8得动载荷系数 直齿轮， 由表10-2查得使用系数 由表0-4用插值法查得 由，,查图10得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 计算模数 取几何尺寸计算 分度圆直径: 中心距: 拟定尺宽： 圆整后取。 （3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由图120查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。由图0-18取弯曲疲劳寿命。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 计算载荷系数查取齿形系数及应力校正系数 由表10-5查得 校
9、核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 进行校核 因此满足弯曲强度，所选参数合适。1-1 试分析图-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。解 各轴的回转方向如下图所示,蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图13 根据工作条件,决定在轴的两端用的两个角接触球轴承，如图3-13所示正装。轴颈直径,工作中有中档冲击,转速，已知两轴承的径向载荷分别为，,外加轴向载荷,作用方向指向轴承1，试拟定其工作寿命。解（1）求两轴承的计算轴向力和 对于的角接触球轴承，按表1-7，轴承派生轴向力， 两轴计算轴向力 （）求轴承当量动载
10、荷和 由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有中档冲击载荷,按表6，取,则 (3)拟定轴承寿命 由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用727AC，查轴承手册得基本额定载荷，由于，因此按轴承1的受力大小验算 13-6 若将图13-34中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为32。其她条件同例题13-2，实验算轴承的寿命。解(1)求两轴承受到的径向载荷和 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（下图b)和水平面（下图a）两个平面力系。其中:图c中的为通过另加转矩而平移到指向轴线;图中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）。由力分析可知： (2)求两轴承的计算轴向力和 查手册的0207的，, 两轴计算轴向力 (）求轴承当量动载荷和 由表1-查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有中档冲击载荷，按表13,取，则 (4）拟定轴承寿命 由于,因此按轴承1的受力大小验算 故所选轴承满足寿命规定。习题答案5-4 图15-28所示为某减速器输出轴的构造图,试指出其设计错误，并画出改正图。解 (1)处两轴承应当正装。 （）处应有间隙并加密封圈。 (3）处应有轴间定位。 （4）处键不能伸入端盖,轴的伸出部分应加长。 （5)处齿轮不能保证轴向
