机械零件的强度..doc

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1、第一篇 总论第三章 机械零件的强度3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限 -1=180MPa，取循环基数 N0=5106，m=9，试求循环次数 N分别为 7000，2500，620000 次是时的有限寿命弯曲疲劳极限。3-2 已知材料的力学性能为 S=260MPa， -1=170MPa， =0.2,试绘制此材料的简化极限应力线图（参看图 3-3中的 ADGC） 。3-3 一圆轴的轴肩尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。材料为 40CrNi，其强度极限 B=900MPa，屈服极限 S=750MPa，试计算轴肩的弯曲有效应力集中系数 k 。3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D=54mm，d=4

2、5mm，r=3mm。如用题 3-2中的材料，设其强度极限 B=420MPa，试绘制此零件的简化极限应力线图。3-5 如题 3-4中危险截面上的平均应力 m=20MPa，应力幅 a=900MPa，试分别按：a）r=C；b） m=C，求出该截面的计算安全系数 Sca。第二篇 联接第五章 螺纹联接和螺旋传动5-1 分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点，各举一例说明它们的应用。5-2 将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处？5-3 分析活塞式空气压缩机气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出？当气缸内的最高压力提高时，它的最大应力、最小应力将

3、如何变化？5-4 图 5-49 所示的底板螺栓组联接受外力 F的作用。外力 F作用在包含 x 轴并垂直于底板接合面的平面内。试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？保证联接安全工作的必要条件有哪些？5-5 图 5-50 是由两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。两块边板各用 4 个螺栓与立柱相联接，托架所承受的最大载荷为 20kN，载荷有较大的变动。试问：此螺栓联接采用普通螺栓联接还是铰制孔用螺栓联接为宜？为什么？5-6 已知一个托架的边板用 6 个螺栓与相邻的机架相联接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为 250mm、大小为 60kN 的载荷作用。现有如图

4、5-51 所示的两种螺栓布置型式，设采用铰制孔用螺栓联接，试问哪一种布置型式所用的螺栓直径较小？为什么？5-7 图 5-52 所示为一拉杆螺栓联接。已知拉杆所受的载荷 F=56kN，载荷稳定，拉杆材料为 Q235 钢，试设计此联接。5-8 两块金属板用两个 M12 的普通螺栓联接。若结合面的摩擦系数 f=0.3，螺栓预紧力控制在其屈服极限的 70%。螺栓用性能等级为 4.8 的中碳钢制造,求此联接所能传递的横向载荷。5-9 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F0=15000N，当受轴向工作载荷 F=10000N 时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。5

5、-10 图 5-24 所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力 p=01Mpa，缸盖与缸体均为钢制，直径 D1=350mm， D2=250mm，上下凸缘厚均为 25mm，试设计此联接。5-11 设计简单千斤顶（参见图 5-41）的螺栓和螺母的主要尺寸。起重量为 40000N，起重高度为 200mm，材料自选。第六章 键、花键、无键联接和销联接6-1 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔 180的位置；采用两个楔键时，相隔90120；而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？6-2 胀套串联使用时，为何要引入额定载荷系数 m？为什么 Z1 型胀套和 Z2 型胀套的额定载荷系有明显的

6、差别？6-3 在一直径 d=80mm 的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（图 6-26） ，轮毂宽度 L=1.5d，工作时有轻微冲击。试确定平键联接的尺寸，并计算其允许传递的最大转矩。6-4 图 6-27 所示的凸缘半联轴器及圆柱齿轮，分别用键与联轴器的低速轴相联接。试选择两处键的类型及尺寸，并校核其联接强度。已知：轴的材料为 45 钢，传递的转矩T=1000Nm，齿轮用锻钢制成，半联轴器用灰铸铁制成，工作时有轻微冲击。6-5 图 6-28 所示的灰铸铁 V 带轮，安装在直径 d=45mm，带轮的基准直径 dd=250mm，工作时的有效拉力 F=2 kN，轮毂宽度 L=65mm，工作时有轻微振动。

7、设采用钩头楔键联接，试选择该楔键的尺寸，并校核联接的强度。6-6 图 6-29 所示为变速箱中的双联滑移齿轮，传递的额定功率 P=4kW，转速 n=250r/min。齿轮在空载下移动，工作情况良好。试选择花键类型和尺寸，并校核联接的强度。6-7 图 6-30 所示为套筒式联轴器，分别用平键及半圆键与两轴相联接。已知：轴径d=38mm，联轴器材料为灰铸铁，外径 D1=90mm。试分别计算两种联接允许传递的转矩，并比较其优缺点。第七章 铆接、焊接、铰接和过盈联接7-1 现有图 7-26 所示的焊接接头，被焊件材料均为 Q235 钢，b=170mm，b 1=80mm， =12mm，承受静载荷 F=0

8、.4MN，设采用 E4303 号焊条手工焊接，试校核该接头的强度。7-2 上题的接头如承受变载荷 Fmax=0.4MN，F min=0.2MN，其它条件不变，接头强度能否满足要求？7-3 试设计图 7-10 所示的不对称侧面角焊缝，已知被焊件材料均为 Q235 钢，角钢尺寸为10010010（单位为 mm） ，截面形心 c到两边外侧的距离 z0=a=28.4mm，用 E4303号焊条手工焊接，焊缝腰长 k=10mm，静载荷 F=0.35MN。7-4 现有 45钢制的实心轴与套筒采用过盈联接，轴径 d=80mm，套筒外径 d2=120mm，配合长度 l=80mm，材料的屈服极限 S=360MPa

9、，配合面上的摩擦系数 f=0.085，轴与孔配合表面的粗糙度分别为 1.6及 3.2，传递的转矩 T=1600Nm，试设计此过盈联接。7-5 图 7-27所示的铸锡磷青铜蜗轮轮圈与铸铁轮芯采用过盈联接，所选用的标准配合为H8/t7，配合表面粗糙度均为 3.2，设联接零件本身的强度足够，试求此联接允许传递的最大转矩（摩擦系数 f=0.10） 。第三篇 机械传动第八章 带传动8-1 V 带传动的 n1=1450r/MIN，带与带轮的当量摩擦系数 fv=0.51，包角 1=180，预紧力F0=360N。试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？（2）若 dd1=100mm，其传递的最大转矩为多

10、少？（3）若传动效率为 0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出功率为若干？8-2 V 带传动传递的功率 P=7.5kW，带速 v=10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1=2F2，试求紧边拉力 F1、有效拉力 Fe 和预紧力 F0。8-3 已知一窄 V 带传动的 n1=1450r/min，n 2=400r/min，d d1=180mm，中心距 a=1600mm，窄V 带为 SPA 型，根数 z=2，工作时有振动，一天运转 16h（即两班制） ，试求带能传递的功率。8-4 有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通 V 带传动，电动机功率P=7 kW，转速 n1=960r/min，

11、减速器输入轴的转速 n2=330r/min，允许误差为5% ，运输装置工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。第九章 链传动9-1 如图 9-17 所示链传动的布置形式，小链轮为主动轮，中心距 a=（3050）p。它在图a、b 所示布置中应按哪个方向回转才算合理？两轮轴线布置在同一铅垂面内（图 c）有什么缺点？应采取什么措施？aa）b）c）图 9-179-2 某链传动传递的功率 P=1 kW，主动链轮转速 n1=48r/min，从动链轮转速 n2=14r/min，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。9-3 已知主动链轮转速 n1=850r/min，齿数 z1=21，从动链轮齿数 z2

12、=99，中心距a=900mm，滚子链极限拉伸载荷为 55.6kN，工作情况系数 KA=1，试求链条所能传递的功率。9-4 选择并验算一输送装置用的传动链。已知链传动传递的功率 P=7.5kW，主动链轮的转速 n1=960r/min，传动比 i=3，工作情况系数 KA=1.5，中心距 a650mm(可以调节)。第十章 齿轮传动10-1 试分析图 10-47 所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示出各力的作用位置及方向） 。10-2 如图 10-48 所示的齿轮传动，齿轮 A、B 和 C 的材料都是中碳钢调质，其硬度：齿轮A 为 240HBS，齿轮 B 为 260HBS，齿轮 C 为 220H

13、BS，试确定齿轮 B 的许用接触应力 H和许用弯曲应力 F。假定：（1）齿轮 B 为“惰轮” （中间轮） ，齿轮 A 为主动轮，齿轮 C 为从动轮，设 KFN= KHN=1；（2）齿轮 B 为主动轮，齿轮 A 和齿轮 C 均为从动轮，设 KFN= KHN=1；10-3 对于作双向传动的齿轮来说，它的齿面接触应力和齿根弯曲应力各属于什么循环特性？在作强度计算时应怎样考虑？10-4 齿轮的精度等级与齿轮的选材及热处理方法有什么关系？ABC图 10-48 齿轮传动许用应力分析10-5 要提高齿轮的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有哪些可能的措施10-6 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知 P1=7.5k

14、W，n 1=1450r/min，z 1=26，z 2=54，寿命 Lh=12000h，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的结构图。10-7 某齿轮减速器的斜齿圆柱齿轮传动，已知 n1=750r/min，两轮的齿数为z1=24，z 2=108，=922， mn=6mm，b=160mm ，8 级精度，小齿轮材料为38SiMnMo（调质） ，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，寿命 20 年（设每年 300 工作日） ，每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。10-8 设计小型航空发动机中的一对斜齿圆柱齿轮传动，已知P1=130kW，n 1=11640r

15、/min， z1=23，z 2=73，寿命 Lh=100h，小齿轮作悬臂布置，使用系数KA=1.25。10-9 设计用于螺旋输送机的闭式直齿锥齿轮传动，轴夹角=90，传递功率 P1=1.8kW，转速 n1=250r/min，齿数比 u=2.3，两班制工作，寿命 10 年（每年按 300 天计算） ，小齿轮作悬臂布置。第十一章 蜗杆传动11-1 试分析图 11-26 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。11-2 图 11-27 所示为热处理车间所用的可控气氛加热炉拉料机传动简图。已知：蜗轮传递的转矩 T2=405 Nm，蜗杆减速器的传动比 i12=

16、20，蜗杆转速 n1=480r/min，传动较平稳，冲击不大。工作时间为每天 8h，要求工作寿命为 5 年（每年按 300 工作日计） ，试设计该蜗杆传动。11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递功率 P1=5.0kW，n 1=960r/min，传动比 i=23，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为 20Cr，渗碳淬火，硬度58HRC。蜗轮材料为 ZCuSn10P1，金属模铸造。蜗杆减速器每日工作 8h，要求工作寿命为 7 年（每年按300 工作日计） 。11-4 设计一起重设备用的蜗杆传动，载荷有中等冲击，蜗杆轴由电动机驱动，传递的额定功率 P1=10.3kW，n 1=1460r/

17、min，n 2=120r/min 间歇工作,平均约为每日 2h，要求工作寿命为10 年（每年按 300 工作日计） 。11-5 试设计轻纺机械中的一单级蜗杆减速器,传递功率 P=8.5kW，主动轴转速n1=1460r/min，传动比 i=20，工作载荷稳定，单向工作，长期连续运转，润滑情况良好，要求工作寿命为 15000h。11-6 试设计某钻机用的单级圆弧圆柱蜗杆减速器。已知蜗轮轴上的转矩 T2=10600Nm，蜗杆转速 n1=910r/min，蜗轮转速 n2=18r/min，断续工作，有轻微振动，有效工作时数为3000h。第四篇 轴系零、部件第十二章 滑动轴承12-1 某不完全液体润滑径向

18、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 ZCuAl10Fe3，试问它可以承受的最大径向载荷是多少？12-2 已知一起重机卷筒的径向滑动轴承所承受的载荷 F=100000N，轴颈直径 d=90mm，轴的转速 n=9r/min，轴承材料采用铸造青铜，试设计此轴承（采用不完全液体润滑） 。12-3 某对开式径向滑动轴承，已知径向载荷 F=35000N，轴颈直径 d=100mm，轴承宽度B=100mm，轴颈转速 n=1000r/min。选用 L-AN32 全损耗系统用油，设平均温度 tm=50，轴承的相对间隙 =0.001，轴颈、

19、轴瓦表面粗糙度分别为 Rz1=1.6um，R z2=3.2um，试校验此轴承能实现液体动压润滑。12-4 设计一发电机转子的液体动压径向滑动轴承。已知：载荷 F=50000N，轴颈直径d=150mm，转速 n=1000r/min，工作情况稳定。第十三章 滚动轴承13-1 试说明下列各轴承的内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个允许的极限转速最高？哪个承受径向载荷能力最高？哪个不能承受径向载荷？N307/P4 6207/P2 30207 51307/P613-2 欲对一批同型号滚动轴承作寿命实验。若同时投入 50 个轴承进行试验，按其基本额定动载荷值加载，试验机主轴转速 n=2000r/min。

20、若预计该批轴承为正品，则试验进行 8 小时 20 分钟，应约有几个轴承已失效。13-3 某深沟球轴承需在径向载荷 Fr=7150N 作用下，以 n=1800r/min 的转速工作 3800h。试求此轴承应有的基本额定动载荷 C。13-4 一农用水泵，决定选用深沟球轴承，轴颈直径 d=35mm，转速 n=2900r/min，已知径向载荷 Fr=1810N，轴向载荷 Fa=740N，预期计算寿命 Lh=6000h ，试选择轴承的型号。13-5 根据工作条件，决定在轴的两端选用 =25的两个角接触球轴承，如图 13-13b 所示正装。轴颈直径 d=35mm，工作中有中等冲击，转速 n=1800r/m

21、in，已知两轴承的径向载荷分别为 Fr1=3390N，F r2=1040N，外加轴向载荷 Fae=870N，作用方向指向轴承 1，试确定其工作寿命。13-6 若将图 13-34a 中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为 30207。其它条件同例题 13-2，试验算轴承的寿命。13-7 某轴的一端支点上原采用 6308 轴承，其工作可靠度为 90%，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠度提高到 99%，试确定可能用来替换的轴承型号。第十四章 联轴器和离合器14-1 某电动机与油泵之间用弹性套柱销联轴器联接，功率 P=4 kW，转速 n=960r/min，轴伸直径 d=32mm，试决定该联轴

22、器的型号（只要求与电动机轴伸联接的半联轴器满足直径要求） 。14-2 某离心式水泵采用弹性柱销联轴器联接，原动机为电动机，传递功率 38 kW，转速为300r/min，联轴器两端联接轴径均为 50mm，试选择该联轴器的型号。若原动机改为活塞式内燃机时，又应如何选择其联轴器？14-3 一机床主传动换向机构中采用如图 14-20 所示的多盘摩擦离合器，已知主动摩擦盘 5片，从动摩擦盘 4 片，结合面内径 D1=60mm，外径 D2=110mm，功率 P=4.4kW，转速n=1214r/min，摩擦盘材料为淬火钢对淬火钢，试求需要多大的轴向力 F？14-4 图 14-23a 所示的剪切销安全联轴器，

23、传递转矩 Tmax=650Nm，销钉直径 d=6mm，销钉材料用 45 钢正火，销钉中心所在圆的直径 Dm=100mm，销钉数 z=2。若取=0.7 B，试求此联轴器在载荷超过多大时方能体现其安全作用。第十五章 轴15-1 若轴的强度不足或刚度不足时，可分别采取哪些措施？15-2 在进行轴的疲劳强度计算时，如果同一截面上有几个应力集中源，应如何取定应力集中系数？15-3 为什么要进行轴的静强度校核计算？校核计算时为什么不考虑应力集中等因素的影响？15-4 图 15-28 所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。15-5 有一台离心式水泵，由电动机带动，传递的功率 P=3

24、kW，轴的转速 n=960r/min，轴的材料为 45 钢，试按强度要求计算轴所需的最小直径。15-6 设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴（包括选择两端的轴承及外伸端的联轴器） ，见图 15-29。已知：电动机额定功率 P=4kW，转速 n1=750r/min，低速轴转速 n2=130r/min，大齿轮节圆直径 d2=300mm，宽度 B2=90mm，轮齿螺旋角 =12，法向压力角 n=20。要求：（1）完成轴的全部结构设计；（2）根据弯扭合成理论验算轴的强度；（3）精确校核轴的危险截面是否安全。15-7 两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴（见图 15-30a） ，尺寸和结构如图 15-30b 所示。已知：中间轴转速 n2=180r/min，传递功率 P=5.5kW，有关的齿轮参数见下表：mn/mm n z 旋向齿轮 2 3 20 112 1044 右齿轮 3 4 20 23 922 右图中 A、D 为圆锥滚子轴承的载荷作用中心。轴的材料为 45 钢（正火） 。要求按弯扭合成理论验算轴的截面和的强度，并精确校核轴的危险截面是否安全。15-8 一蜗杆轴的结构如图 15-31所示，试计算其当量直径 dv。