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1、2-2 某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa，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=70002-3 已知材料的机械性能为，试绘制此材料的简化极限应力线图（参看图2-7ADGC） 2-4 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MPa，试绘制此零件的简化极限应力线图，零件的。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：式中：查图2-8：查表2-3：查图2-9：已知：综合影响系数 2-5 如上题中危险剖面上的平均应力，应力幅，试分别按：；，求出该
2、截面的计算安全系数Sca。解：4-2 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）（2）被联接件出现缝隙临界：4-3 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，螺栓材料的屈服极限。取剪切安全系数）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，力P（不变）螺栓1：力矩产生的横向力 向上 横向力均布 向下螺栓2：力矩不产生横向
3、力横向力均布 向下危险螺栓螺栓3：力矩产生的横向力 向下 横向力均布 向下4-4 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）解：六个螺栓承受的横向载荷单个螺栓承受的横向载荷需要的预紧力螺纹小径5-1 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。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125=90处，A型键 L=80校核强度70：90： 7-
4、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（F1=2F2），试求紧边拉力F1，有效圆周力Fe和预紧力F。解：7-3 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： 8-1 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，n1=960r/min。求：（1）链条平均速度v； （2）链条； （3）平均传动比。解：（1）（2）（3）9-5 蜗杆右旋为主动件，为使轴、上传动件轴向力相互抵消，
5、求：（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：z1=20，z2=40，mn1=5mm，；第二对齿轮：z3=17，z4=20，mn2=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。2用图表示轴上传动的件的受力情况（用各分力表示）。解：1.齿轮3左旋 齿轮4右旋 2轴受力如图10-5 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=
6、1，z2=40，D=200mm。问：（1）欲使上升1米，手柄转多少圈，转向？ （2）fv=0.2，求传动齿合效率=？机构自锁否？解：（1） 当n2=1圈，重物上开mm =？重物上开1000mm手柄转向如图（2）自锁11-2 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；4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：
7、 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：A点左侧：hh0 代入上式 ，油压随x增加A点右侧：hh0 代入上式 ，油压随x降低A点：h=h0处，最大油压油楔内部压力高于入口，出口形成动压油膜的条件相对运动的两表面间必须形成收敛的楔形油膜；被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度，其
8、运动方向必须使润滑油从大口流进，小口流出；润滑油要有一定粘度，供油要充分。 12-3 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2CuSn10P1，试问它可以承受的最大径向载荷是多少？解：查表12-1 2CuSn10P1的p=15(MPa) v=10(m/s) pv=15(MPam/s)1根据平均比压2根据pv值它可承受的最大径向载荷为1.9105（N）13-1 试说明下列滚动轴承的类型、公差等级、游隙、尺寸系列和内径尺寸：6201、N208、7207C/P4答：6201 深沟球轴承，公差等级为普通级（0级），游
9、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13-2 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/P2302085308/P6N2208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
10、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3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)
11、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) 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c) 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，径向载荷Fr引起的最大弯矩为400Nm，圆轴的抗弯模量为试求:1)轴危险截面上的循环变应力的和应力循环特性各是多少？2)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
12、零件疲劳极限的综合影响因素K=2，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 -（2分） 3. 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）螺栓工作载荷FN -（2分）残余预紧力N -（2分）单个螺栓承受的总拉力N -（2分）强度校核由mm所以,强度足够。16
