机械设计作业第5答案解析
第五章螺纹联接和螺旋传动
一、选择题
5—1 螺纹升角ψ增大，则联接的自锁性C，传动的效率A；牙型角 增大，则联接的自锁性A，传动的效率C。
A、提高
B、不变
C、降低
5—2在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是 D 。
A、三角形螺纹
B、梯形螺纹
C、锯齿形螺纹
D、矩形螺纹
5—3 当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要经常装拆时，往往采用A 。
A、双头螺柱联接
B、螺栓联接
C、螺钉联接
D、紧定螺钉联接
5—4螺纹联接防松的根本问题在于C。
A、增加螺纹联接的轴向力
B、增加螺纹联接的横向力
C、防止螺纹副的相对转动
D、增加螺纹联接的刚度
5—5对顶螺母为A防松，开口销为B防松，串联钢丝为B防松。
A、摩擦
B、机械
C、不可拆
5—6在铰制孔用螺栓联接中，螺栓杆与孔的配合为B。
A、间隙配合
B、过渡配合
C、过盈配合
5—7在承受横向工作载荷或旋转力矩的普通紧螺栓联接中，螺栓杆C作用。
A、受剪切应力
B、受拉应力
C、受扭转切应力和拉应力
D、既可能只受切应力又可能只受拉应力
5—8受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，依靠A来承载。
A、接合面间的摩擦力
B、螺栓的剪切和挤压
C、螺栓的剪切和被联接件的挤压
5—9受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷为B；受横向工作载荷的铰制孔螺栓联接中，螺栓所受的载荷为A；受轴向工作载荷的普通松螺栓联接中，螺栓所受的载荷是A；受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷是D。
A、工作载荷
B、预紧力
C、工作载荷+预紧力
D、工作载荷+残余预紧力
E、残余预紧力
5—10受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接。假设螺栓的刚度C b与被联接件的刚度C m相等，联接的预紧力为F0，要求受载后接合面不分离，当工作载荷F等于预紧力F0时，则D。
A、联接件分离，联接失效
B、被联接件即将分离，联接不可靠
C、联接可靠，但不能再继续加载
D、联接可靠，只要螺栓强度足够，工作载荷F还可增加到接近预紧力的两倍
5—11重要的螺栓联接直径不宜小于M12，这是因为C。
A、要求精度高
B、减少应力集中
C、防止拧紧时过载拧断
D、便于装配
5—12紧螺栓联接强度计算时将螺栓所受的轴向拉力乘以1.3，是由于D。
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
5—13对于工作载荷是轴向变载荷的重要联接，螺栓所受总拉力在F0与F2之间变化，则螺栓的应力变化规律按C。
A、r = 常数
B、σm =常数
C、σmin =常数
5—14对承受轴向变载荷的普通紧螺栓联接，在限定螺栓总拉力的情况下，提高螺栓疲劳强度的有效措施是B。
A、增大螺栓的刚度C b，减小被联接件的刚度C m
B、减小C b，增大C m
C、减小C b和C m
D、增大C b和C m
5—15有一汽缸盖螺栓联接，若汽缸内气体压力在0~2MP a之间变化，则螺栓中的应力变化规律为C。
A、对称循环
B、脉动循环
C、非对称循环
D、非稳
定循环
5—16当螺栓的最大总拉力F2和残余预紧力F1不变，只将螺栓由实心变成空心，则螺栓的应力幅σa与预紧力F0为D。
A、σa增大，预紧力F0应适当减小
B、σa增大，预紧力F0应适当增大
C、σa减小，预紧力F0应适当减小
D、σa减小，预紧力F0应适当增大
5—17螺栓联接螺纹牙间载荷分配不均是由于D。
A、螺母太厚
B、应力集中
C、螺母和螺栓变形大小不同
D、螺母和螺栓变形性质不同
5—18螺栓的材料性能等级为 6.8级，则螺栓材料的最小屈服极限近似为A。
A、480MP a
B、6 MP a
C、8 MP a
D、0.8 MP a
5—19采用凸台或沉头座作为螺栓头或螺母的支承面，是为了A。
A、避免螺栓受弯曲应力
B、便于放置垫圈
C、减小预紧力
D、减小挤压应力
5—20设计螺栓组联接时，虽然每个螺栓的受力不一定相等，但该组螺栓仍采用相同的规格（材料、直径和长度均相同），这主要是为了C。
A、外形美观
B、购买方便
C、便于加工和安装
D、受力均匀
5—21 传动螺旋工作时，其最主要的失效形式为D。
A、螺杆的螺纹圈被剪断
B、螺母的螺纹圈被剪断
C、螺纹工作面被压碎
D、螺纹工作面被磨损
二、填空题
5—22 三角形螺纹的牙型角α= 60°，适用于联接；而梯形螺纹的牙型角α= 30°，适用于传动。
5—23普通螺纹的公称直径指的是螺纹的大径，计算螺纹的摩擦力矩时使用的是螺纹的
中径，计算螺纹的危险截面时使用的是螺纹的小径。
5—24常用螺纹的类型主要有普通螺纹、米制锥螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹、和锯齿形螺纹。
5—25联接螺纹必须满足自锁条件，传动用螺纹的牙型斜角比联接用螺纹的牙
型斜角 小 ，这主要是为了 减小当量摩擦系数，提高传动效率 。
5—26若螺纹的直径和螺旋副的摩擦系数已定，则拧紧螺母时的效率取决于螺纹的 螺纹升角ψ 和 牙型斜角β（牙侧角） 。
5—27螺纹联接的拧紧力矩等于 螺纹副间的摩擦阻力矩T 1 和 螺母环形端面与被联接件（或垫圈）支承面间的摩擦阻力矩T 2 之和。
5—28螺纹联接防松的实质在于 防止螺纹副在受载时发生相对转动 。 5—29在螺栓联接的破坏形式中，约有 90 %的螺栓属于疲劳破坏，疲劳断裂常发生在
螺纹根部 。
5—30普通紧螺栓联接，受横向载荷作用。则螺栓中受 拉 应力和 扭切 应力作用。
5—31普通螺栓联接承受横向工作载荷时，依靠 接合面间的摩擦力 承载，螺栓本身受 预紧 （拉伸、扭转） 力作用，则联接可能的失效形式为 接合面间的滑移、螺栓被拉断 ；铰制孔用螺栓联接承受横向工作载荷时，依靠 铰制孔用螺栓抗剪切 承载，螺栓本身受 剪切 和 挤压 力作用，则联接可能的失效形式为 螺杆被剪断 和 螺杆与孔壁接触面被压溃（碎） 。
5—32有一单个紧螺栓联接，已知预紧力为F 0，轴向工作载荷为F ，螺栓的相对刚度为C b /（C b +C m ），则螺栓所受的总拉力F 2 = F 0+FC b /（C b +C m ） ，而残余预紧力F 1 = F 0-FC m /（C b +C m ） 。若螺栓的螺纹小径为d 1，螺栓材料的许用拉伸应力为[σ]，则其
危险截面的拉伸强度条件式为 []σπσ≤⨯=2
12
314d F . 。 5—33受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接，当预紧力为F 0和工作载荷F 一定时，为减小螺栓所受的总拉力F 2，通常采用的方法是减小 螺栓 的刚度或增大 被联接件 的刚度；当工作载荷F 和残余预紧力F 1一定时，提高螺栓的疲劳强度，可以减小 螺栓的刚度 或增大 被联接件的刚度 。
5—34螺栓联接中，当螺栓轴线与被联接件支承面不垂直时，螺栓中将产生附加 弯曲 应力。
5—35采用凸台或沉头座孔作为螺栓头或螺母的支承面是为了 避免螺栓受附加弯曲应力 。
5—36螺纹联接防松，按其防松原理可分为 摩擦 防松、 机械 防松和 其它（破坏螺纹副的关系） 防松。
5—37进行螺栓组联接受力分析的目的是 求出螺栓组中受力最大的螺栓及其所受的力，以便进行强度计算 。
5—38螺栓组联接结构设计的目的是 合理的确定联接结合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求每个螺栓和联接结合面间受力均匀，便于加工和装配 ；应考虑的主要问题有 ① 联接结合面设计成轴对称的简单几何形状；② 螺栓的布置应使各螺栓的受力合理；③螺栓的排列应有合理的间距、边距；④分部在同一圆周上螺栓数目应取成4、6、8等偶数 。
5—39螺栓联接件的制造精度共分为A 、B 、C 三个精度等级，其中B 级多用于 受载较大且经常装拆、调整或承受变载荷 的联接。
三、分析与思考题
5—40常用螺纹有哪几种类型？各用于什么场合？对联接螺纹和传动螺纹的要求
有何不同？
答：常用螺纹的类型和应用参看教科书P 60表5—1。：
对联接螺纹的要求:联接可靠，当量摩擦系数大，自锁性能好。 对传动螺纹的要求:当量摩擦系数系数小，传动效率高。
5—41在螺栓联接中，不同的载荷类型要求不同的螺纹余留长度，这是为什么？
答：螺纹的余留长度越长，则螺栓杆的刚度C b 越低,这对提高螺栓联接的疲劳强度有利。因此，承受变载荷和冲击载荷的螺栓联接，要求有较长的余留长度。
5—42联接螺纹都具有良好的自锁性，为什么有时还需要防松装置？试各举出两个机械防松和摩擦防松的例子。
答：在冲击、振动或变载荷的作用下，螺旋副间的摩擦力可能减小或瞬间消失，这种现象多次重复后，就会使联接松脱。在高温或温度变化较大的情况下，由于螺纹联接件和被联接件的材料发生蠕变和应力松弛，也会使联接中的预紧力和摩擦力逐渐减小，最终导致联接失效。因此螺纹联接需要防松。
例：开口销与六角开槽螺母、止动垫圈为机械防松；
对顶螺母、弹簧垫圈为摩擦防松。
5—43普通螺栓联接和铰制孔用螺栓联接的主要失效形式各是什么？计算准则各是什么？
答：普通螺栓联接（受横向载荷）的主要失效形式：① 接合面滑移 ②螺栓杆被拉断
计算准则：
承载条件 螺杆的拉伸强度
铰制孔用螺栓联接的主要失效形式：① 螺杆被剪断 ② 螺杆与孔壁接触面被压溃（碎）
计算准则： 螺杆的剪切强度 螺杆与孔壁接触面的挤压强度
5—44计算普通螺栓联接时，为什么只考虑螺栓危险截面的拉伸强度，而不考虑螺栓头、螺母和螺纹牙的强度？
答：螺栓头、螺母和螺纹牙的结构尺寸是根据与螺杆的等强度条件及使用经验规定的，实践中很少发生失效，因此，通常不需进行其强度计算。
5—45 松螺栓联接和紧螺栓联接的区别是什么？在计算中如何考虑这些区别？ 答：松螺栓联接，装配时螺母不需要拧紧。在承受载荷之前，螺栓不受力。 紧螺栓联接，装配时螺母需要拧紧。在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力F 0的拉伸而产生的拉应力外还受摩擦力矩T 1的扭转而产生的扭切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态。
强度计算时，松螺栓联接只考虑工作载荷即可。
[]P min 0P σσ≤=L d F
[]τπτ≤=2
4d F []σπσ≤=210
4
31d F .if F K F S ≥0
紧螺栓联接应综合考虑拉应力和扭切应力的作用，计入扭切应力的影响，即螺栓所受的轴向拉力乘以1.3。
5—46普通紧螺栓联接所受到的轴向工作载荷或横向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷各是什么循环？
答：普通紧螺栓联接所受到的轴向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为
F C C C F F m
b b
++=0，即同方向（不变号）的非对称循环变载荷，0＜r ＜1；所受到的横
向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为预紧力，即大小不变的静载荷， r=1。
5—47螺栓的为8.8级，与它相配的螺母的性能等级应为多少？性能等级数字代号的含义是什么？
答：与之相配的螺母的性能等级应为8级或9级（d ＞16～39mm ）。
性能等级8.8 ，表示小数点前的数字8代表材料的抗拉强度极限的1/100(σB /100，σB =8×100MPa)，
小数点后的数字8代表材料的屈服极限(σs )与抗拉强度极限(σB)之比值(屈强比 )的10倍（10σs /σB , σs =8σB /10=640 MPa ）。
5—48在什么情况下，螺栓联接的安全系数大小与螺栓的直径有关？试说明其原因。
答：在不控制预紧力的情况下，螺栓联接的安全系数大小与螺栓的直径有关，直径越小，则安全系数取得越大。因为扳手的长度随螺栓直径的减小而线性减短，而螺栓的承载能力随螺栓直径的减小而平方性降低。因此，螺栓直径越细越易过拧紧，造成螺栓过载断裂。所以小直径的螺栓应取较大的安全系数。
5—49图示螺栓联接结构中，进行预紧力计算时，螺栓的数目z 、接合面的数目i 应取多少？
答：螺栓的数目z=4
接合面的数目i =2
5—50试用受力变形线图分析说明螺栓联接所受轴向工作载荷F ，当预紧力F 0一定时，改变螺栓或被联接件的刚度，对螺栓联接的静强度和联接的紧密性有何影响？
答：如图示，减小螺栓刚度（ ）或增大被联接件的刚度（ ），螺栓的总拉力F 2减小，螺栓联接的静强度提高；残余预紧力F 1减小，联接的紧密性下降。增大螺栓刚度或减小被联接件的刚度则相反。
F F 题5—49图
题5—50图
0b
m
θ' 变形
力
F
F 1
F 2
F 0
b θ'F
F 1
m
θ b
θ
F 1
F
b θ' m
θ'
5—51紧螺栓联接所受轴向变载荷在0～F 间变化，在保证螺栓联接紧密性要求和静强度要求的前提下，要提高螺栓联接的疲劳强度，应如何改变螺栓或被联接件的刚度及预紧力的大小？试通过受力变形线图来说明。
答：在总拉力F 2、残余预紧力F 1不变时,
a)如图示，减小螺栓的刚度（ ），增大预紧力F 0，可减小△F ，提高螺栓联接
的疲劳强度。
b)如图示，增大被联接件的刚度（ ），增大预紧力F 0，可减小△F ，提高螺栓联接的疲劳强度。
5—52为什么螺母的螺纹圈数不宜大于10？通常采用哪些结构形式可使各圈螺纹牙的载荷分布趋于均匀？
答：当联接受载时，螺栓受拉伸，外螺纹的螺距增大；而螺母受压缩，内螺纹的螺距减小。螺距的变化差以旋合的第一圈处为最大，以后各圈递减。旋合螺纹的载荷分布为：第一圈上约为总载荷的1/3，以后各圈递减，第8～10圈以后的螺纹牙几乎不受力。螺母的螺纹圈数过多也不能提高承载能力。
为了使各圈螺纹牙的载荷趋于均匀，可采用下述方法：①悬置螺母；②内斜螺母；③环槽螺母。
5—53受倾覆力矩的螺栓组联接应满足哪些不失效条件？ 答：①螺杆不被拉断；
m
θ' 题5—51图 θ b F
F 1
F 2
F 0
△F
a ) 改变螺栓的刚度
0b
0m θ m
变形
力
b ) 改变被联接件的刚度 0b 0m
θ b
θ m 变形
力
F
F 1
F 2
F 0
△F
b θ' △F
F
F 0
△F
F 0
m
θ' b θ' []
P max P W
M
A ZF σσ≤+≈0[]σπσ≤⨯=
4312
12d F .
②结合面受压最大处不被压溃（碎）；
③结合面受压最小处不离缝。
5—54滑动螺旋的主要失效形式是什么？其基本尺寸（即螺杆直径及螺母高度）通常是根据什么条件确定的？
答：滑动螺旋的主要失效形式是螺纹面的磨损。
其基本尺寸（即螺杆直径及螺母高度）通常是根据耐磨性条件确定的。
四 、设计计算题
5—55一牵曳钩用2个M10(d 1=8. 376mm )的普通螺栓固定于机体上。已知接合面间摩擦系数f =0.15，防滑系数K s =1.2，螺栓材料强度级别为4.6级，装配时控制预紧力。试计算该螺栓组联接允许的最大牵曳力F max 。
解：σs =240MPa 查表5—10，S=1.2~1.5
牵曳题5—55图 []MPa
~.~.S S 1602005
121240
===σσ[][] 由承载条件： ＝由强度条件：０N .~.ＦN .~....~.K fz ＦＦf F K F N .~.....d F d F 571694212118max 571694212118212150)286778858472(z 286778858472431160)~(200763814343141.3S S 022102
1
==⨯⨯=≤≥=⨯⨯⨯=⨯≤≤σπσπσ00>-≈W M A ZF min P σ
5—56 有一受预紧力F 0=1000N 和轴向工作载荷F =1000N 作用的普通紧螺栓联接，已知螺栓的刚度C b 与被联接件的刚度C m 相等。试计算该螺栓联接所受的总拉力F 2和残余预紧力错误！未找到引用源。。在预紧力F 0不变的条件下，若保证被联接件不出现缝隙，该螺栓的最大轴向工作载荷F max 为多少？ 解：
5—57 如图所示，一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓联接。已知气缸中的压力p 在0～2MP a 之间变化，气缸内径D =500mm ，螺栓分布直径D 0=650mm 。为保证气密性要求，残余预紧力F 1=1.8 F ，螺栓间距t ≤4.5 d (d 为螺栓的大径)。螺栓材料的许用拉伸应力[σ]=120MP a ，许用应力幅[σa ]= 20MP a 。选用铜皮石棉垫片，螺栓相对刚度C b /（C b +C m ）=0.8，试确定螺栓的数目和尺寸。
解：设取螺栓数目Z=16或24
则单个螺栓所受的轴向工作载荷F 为：
题5—57图 25 25
D 0
D p N
F C C C F F N F C C C F F m b m m b b 50010002
1
1000150010002
1
1000010
2=⨯-=+-==⨯+=++=残余预紧力 总拉力 N
C C C F F F C C C F F F m m
b m
b m
2000210000:max 0max max 01=⨯=+==+-= 被联接件不离缝时的N ..Z D p F N ..Z D p F 171635424
450014324252453116
45001432422
(24)
22
(16)=⨯⨯⨯===⨯⨯⨯==ππ
单个螺栓所受的总拉力F 2为：
所需的螺栓直径d 1：
查表
校核螺栓间距t
校核应力幅σa ：
确定螺栓的数目和尺寸:
查表
5—58如图凸缘联轴器（GB/T5843—1986）的型号为YLD10，允许传递的最大转矩T=630N ·m ，两半联轴器采用4个M12的铰制孔用螺栓联接，螺栓规格为M12×60（GB/T27—1988），螺栓的性能等级为8.8级，联轴器材料为HT200,试校核其联接强度。若改用普通螺栓联接，两半联轴器接合面间的摩擦系数f =0.15，防滑系数K s =1.2，
38
N ...F .F F .F F F N ...F .F F .F F F
6745791171635482828156868725245318282811(24)212(16)=⨯==+=+==⨯==+=+=[][][]mm ...F .d mm ...F .d d F .138525120674579131431478830120
5
686873143144312(24)12(16)
12
12
=⨯⨯⨯=⨯≥=⨯⨯⨯=⨯≥≤⨯=πσππσπσπσmm .d .mm .Z D t mm .d .mm .Z D t 135305454048524
650162365454562512716
6500(24)0(16)=⨯=<====⨯=<===π
ππ
πmm .mm .d M mm .mm .d M 38512511226037883070631361(24)1(16)>=>= [][]MPa MPa ..d F C C C MPa MPa ..d F C C C a m b b a a m b b a 20131226.21117
6354120.822031831.670176354120.822
21(24)221(16)=<=⨯⨯=+==<=⨯⨯=+=σππσσππσ 或
或 mm l M mm l M 900324Z 901003616Z ====
试计算螺栓的直径，并确定其公称长度，写出螺栓标记。 解：σs =640MP a
采用铰制孔用螺栓联接
铸铁的σB =200MP a 螺杆d 0=13mm
查表5—10
钢：S τ=2.5 S P =1.25 [τ]=σs / S τ=640/2.5=256 MP a
[σP ]=σs /S P =640/1.25=512MP a
铸铁：S P =2.0～2.5 [σP ]=σ B /S P =200/2.0～2.5=100～80 MP a 单个螺栓所受的工作剪力F 为：
校核螺杆的剪切强度
校核螺杆、联轴器的挤压强度 L min=38－22=16mm
改用普通螺栓联接
查表5—10按不控制预紧力，设d=16mm 取S=4 [σ]=σs /S=640/4=160MP a
取M20，d 1=17.294mm >14.165mm (或取第二系列M18，d 1=15.294mm >14.165mm ) 与假设基本相符，不必修改安全系数S 。
螺栓的长度l >22×2+m+S=44+18+5=67 取l =70~80mm 螺栓标记：螺栓GB57882—86 M20×70(或80)
N .r Tr F Z i i max 08242310130463023
1
2=⨯⨯⨯==-=∑[] 安全
P 0P 651116
1308
2423σσ≤=⨯==..L d F min [] 安全τππτ≤=⨯==MPa ..d F 26181340824234220[][] ＝由强度条件： 由承载条件：mm ...F .d d F N ...r f T K F Z i i
16514160621938431431441.3621938410
130415026302101
21031S 0=⨯⨯=⨯≥≤=⨯⨯⨯⨯⨯=≥-=∑π
σπσπσ[][]．， 取 ，
＝ 若按控制预紧力，取758673768M108.674~6758767)42633(533621938431431467426335335
121640S 1.51.2101S >==⨯⨯=⨯≥===mm
.mm d mm ..~...F .d MPa .~..~.~πσπσ
σ
5—59如图所示，为一支架与机座用4个普通螺栓联接，所受外载荷分别为横向载荷F R =5000N ，轴向载荷F Q =16000N 。已知螺栓的相对刚度C b / (C b +C m )=0.25，接合面间摩擦系数f =0.15，Ks=1.2, 螺栓的性能等级为8.8级，试确定螺栓的直径及预紧力F 0。
解：σs =640MP a
查表5—10，
按不控制预紧力，设d=16mm 取S=4 [σ]=σs /S=640/4=160MP a （按控制预紧力取S=1.2~1.5
[σ]=σs /S=640/1.2~1.5=533.33~426.67 MP a ）
单个螺栓的轴向工作载荷F
在横向载荷F R 作用下，支架不下滑的条件：
单个螺栓所受的总拉力F 2
确定螺栓的直径
取M16，d 1=13.835mm >12.04mm 与假设相符。
（控制预紧力时，取M8，d 1=6.647mm >6.593mm 或M10，d 1=8.376mm >7.371mm ）
题5—59图
R F Q F N
Z F F Q 40004
16000===N ..Z f F K F F K Z fF R s R s 10000415050002111=⨯⨯=≥≥残余预紧力 N
F F F 1400040001000012=+=+=[] 控制预紧力时)7.371~6.593(0412********
31431421mm mm ..F .d =⨯⨯=⨯≥π
σπ
5—60 如图所示，方形盖板用四个螺钉与箱体联接，盖板中心O 点的吊环受拉力F =10kN ，要求残余预紧力为工作拉力的0.6 倍，螺钉的许用拉应力[σ]=120MP a 。
(1) 求螺钉的总拉力F 2。
(2) 如因制造误差，吊环由O 点移到O ＇点mm O O 25='，求受力最大螺钉的总拉力F 2max 及螺钉的直径。
解：(1)螺钉的总拉力F 2
(2) 受力最大螺钉的总拉力F max
因制造误差，吊环移位产生的力矩
在M 作用下,左下角螺栓受加载作用，受到的载荷：
受力最大螺钉所受的工作载荷F max
题5—60图
F
200
200 o o ' N
F F F 0003140000.25)-(110000)C C C -(1m b b 10=⨯+=++=预紧力kN 44
10)160(12=⨯+=+=.Z F F F N
250210021025023
=⨯⨯==r M F M N 2750410000250=+=+=Z F F F M max Nm M 2502510=⨯=
受力最大螺钉所受的总拉力
螺钉的直径 取M10，d 1=8.376mm >7.792mm
5—61如图所示，有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（工字钢）相联接，托架所承受的最大载荷为20000 N ，问： （1）此联接采用普通螺栓还是铰制孔用螺栓为宜？
（2）若用铰制孔用螺栓，已知螺栓材料为45号钢性能等级为6.8级，试确定螺栓的直径。
解：每一边的载荷为10000 N
（1）因载荷较大，若采用普通螺栓，则需要的预紧力很大，
螺栓的直径很大。所以此联接采用铰制孔用螺栓为宜。 （2）σs =480MP a
查表5—10
钢：S τ=2.5 S P =1.25 [τ]=σs / S τ=480/2.5=192 MP a
[σP ]=σs /S P =480/1.25=384MP a
将力F 向形心简化
F =10000N
T =F ·L =10000×300=3×106Nmm
150
立柱 N 4400275061)160(max 2=⨯=+=.F .F
max []
mm ..F .d 79271204400
3143142max
1=⨯⨯=
⨯≥
π
σπ
F 作用在每个螺栓中心处的横向力为F F
T 作用在每个螺栓中心处的横向力为F T
由图可知，右边两个螺栓受力最大
按剪切强度计算直径， σs =480MP a 查表5—10
钢：S τ=2.5 S P =1.25 [τ]=σs / S τ=480/2.5=192 MP a [σP ]=σs /S P =480/1.25=384MP a
取M8 d 0=9mm >7.7335mm
按挤压强度计算
只要 即满足强度要求。
5—62铰制孔用螺栓组联接的三种方案如图所示。已知L =300mm ，a =60mm ，试求螺栓组联接的三种方案中，受力最大的螺栓所受的力各为多少？那个方案较好？ N
2500410000F ===Z F F N
.zr T r Tr F z i i max
T 0770712
7541036
1
2
=⨯⨯===∑=N .cos F F F F F T F T F max 889013135222=-+= F F T T F m ax
F m ax
F []mm
..F d max 7334719288
9013440=⨯=≥πτπ[]τπτ≤=4
2
d F
max []P 0P σσ≤=min
max
L d F []mm ..d F L max min 62384
988
9013P 0=⨯=≥σF
L a
F L F L a
r =123
11
解：将力F 向形心简化： 横向载荷F 旋转力矩 T =F ·L =300 F 方案一：
横向载荷F 在每个螺栓中心处的横向力为F F
T 在每个螺栓中心处的横向力为F T 如图示可知，螺栓3受力最大
方案二：
横向载荷F 在每个螺栓中心处的横向力为F F
T 在每个螺栓中心处的横向力为F T
图示知螺栓1、3受力最大
方案三：
横向载荷F 在每个螺栓中心处的横向力为F F
T 在每个螺栓中心处的横向力为F T
螺栓2受力最大
3F F
Z F F ==3560330031
2
321F
F a T r Tr F z i i max T =⨯===∑=、、F .F
a T r Tr F z i i max T 5260230021
2
31=⨯===∑=、02=T F 3F F Z F F ==3F F
Z F F ==F .F
F F F F F T max 8326
17253F
==+=+=1F F F
F F
F T F T F 2
3m ax F m ax
F F
.F F F F F T F max 5222532
222=⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=+=F F F
F F F T F T F 123m ax F F .F
a T r Tr F z i i max T 5260230021
2
31=⨯===∑=、02=T F F
F F
F F
F m ax
F T
F T
F T
F 1
2
3
由上述计算可知，方案三螺栓的F max 较小，所以该方案较好。
5—63 如图所示，支座用4个普通螺栓固定在基座上，结构尺寸如图示，静载荷
F =6KN ，接合面间摩擦系数f =0.6，Ks=1.2, 螺栓的性能等级为6.8级；已知螺栓的相对刚度C b / (C b +C m )=0.2。试计算此联接所需的螺栓直径和每个螺栓的预紧力。 解:σs =480MP a
查表5—10按不控制预紧力，设d=12mm 取S=4.4 [σ]=σs /S=480/4.4=109.09MP a 查表5—7设基座为混凝土（或其他材料） [σP ]=MP a
1、螺栓受力分析
①将F 向接合面形心简化
横向力
轴向力
倾覆力矩M = F x · l =5196.15×200=1039230Nmm ②单个螺栓轴向工作载荷分析 在F y 作用下： :在M 作用下：
左侧的两个螺栓受的轴向力最大 2、确定单个螺栓的预紧力F 0
①按在F x 作用下不滑移确定F 0 ，要求：
②按接合面左侧不离缝确定F 0 ，要求：σPmin >0
③按不压溃确定F 0 ，要求：σ Pmax ≤[σ P ]
题5—63图 200
支座 F .cos F F F F F T F T F max 96115022=-+= 1N .cos F F 1551962
3
600030x =⨯== N sin F F 30002
1600030y
=⨯==
N Z F F y Fy 7504
3000
===N .sin sin Z M r Mr F z i i max max M 3929394525021039230
4522501
2
=⨯===∑= N ..F F F max M Fy 393689392939750max =+=+=x
s F K Z fF ≥1x
s Fy m b m
F K )F C C C F (fZ ≥+-0N
....F C C C fZ F K F Fy
m b m x s 0753198750.2)0-(1460155196210=⨯+⨯⨯=++≥W M A ZF min P -
=1σ00>-+-=W M )F C C C F (A Z
Fy m b m N ....Z A W M F C C C F Fy m b m 636368419634965925
776364810392307500.2)-(10=⨯⨯+⨯=++>2
22577636])2
100()2330[(
mm .A =-=π3431963496592])330100(-[132330mm .W ==π
综合①、②、③预紧力取F 0=6370N 3、确定螺栓直径 螺栓的总拉力
取M16 d 1=13.835mm >10.3876mm （或M14 d 1=11.835mm >10.3876mm ） 大于假设的直径，S 不必修改。
五 、结构设计与分析题
5—64试指出下列图中的错误结构，并画出正确结构图。
(a) 螺钉联接
(b) 双头螺柱联接
(c) 铰制孔用螺栓联接
(d) 紧定螺钉联接 (e) 吊环螺钉联接 (f) 螺钉联接
题5—64图
[]P Fy m b m max P W M F C C C F A Z W M A ZF σσ≤++=+=)-(01[]N .....F C C C Z A W M Z A F Fy m b m P 75530587500.2)-(1419634965925
7763610392304577636030=⨯+⨯⨯-⨯=++-≤σN
...F C C C F F max m
b b
878710739368920637002=⨯+=++=[]
mm .F .d 3876103142
1
=⨯≥σπ改正结构与图（a ）相
（a）螺钉联接
（d）紧定螺钉联接（b）双头螺柱联接(c) 铰制孔用螺栓联接
被联接件上与螺栓头和螺母相接触的支承面处应有凸台或沉头
L
机械设计制造基础第五章练习题与答案
精品文档 1. 单项选择 第五章练习题 1-1锥度心轴限制（）个自由度。 ① 2 ② 3 ③ 4 ④ 5 1-2小锥度心轴限制（）个自由度。 ① 2 ② 3 ③ 4 ④ 5 1-3 在球体上铣平面，要求保证尺寸 H（习图 1-3），必须限制（）个自由度。 ① 1 ② 2 ③ 3 ④ 4 习图 1-3 1-4制（ 1-5在球体上铣平面，若采用习图 1-4 所示方法定位，则实际限）个自由度。 ① 1 ② 2 ③ 3 ④ 4 过正方体工件中心垂直于某一表面打一通孔，必须限制 （1-6 ）个自由度。 ① 2 ② 3 ③ 4 ④ 5 大批大量生产中广泛采用（）。 习图 1-4①通用夹具 2. 判断题 ②专用夹具③成组夹具④组合夹具 2-1 2-2 2-3 2-4 2-5 2-6 2-7 2-8 2-9 2-10在加工工序中用作工件定位的基准称为工序基准。 精基准是指在精加工工序中使用的定位基准。 附加基准是起辅助定位作用的基准。 直接找正装夹可以获得较高的找正精度。 划线找正装夹多用于铸件的精加工工序。 夹具装夹广泛应用于各种生产类型。 欠定位是不允许的。 过定位系指工件实际被限制的自由度数多于工件加工所必须限制的自由度数。定位误差是由于夹具定位元件制造不准确所造成的加工误差。 组合夹具特别适用于新产品试制。
3. 分析题 3-1 试分析习图 3-1 所示各零件加工所必须限制的自由度： a）在球上打盲孔φB，保证尺寸 H； b）在套筒零件上加工φB孔，要求与φD孔垂直相交，且保证尺寸 L； c）在轴上铣横槽，保证槽宽 B以及尺寸 H和 L； d）在支座零件上铣槽，保证槽宽 B和槽深 H及与 4 分布孔的位置度。 Z φB Z φB L X Y a）X Y b） Z Z L B Z Z Y X X c）Y B d） H 习图 3-1 3-2 试分析习图 3-2 所示各定位方案中：①各定位元件限制的自由度；②判断有无欠定位或过定位；③对不合理的定位方案提出改进意见。 a）车阶梯轴小外圆及台阶端面； b）车外圆，保证外圆与内孔同轴； c）钻、铰连杆小头孔，要求保证与大头孔轴线的距离及平行度，并与毛坯外圆同轴； d）在圆盘零件上钻、铰孔，要求与外圆同轴。 Z Y Z a） Y Z b） Z X X X Y c）习图 3-2 X
机械设计基础黄秀琴第五章答案
机械设计基础黄秀琴第五章答案 1.当机构自由度大于0吋，机构就具有确定的运动。 A:对 B:错 答案：【对】 2.在螺纹连接中.为了增强连接处的刚性和自锁性能,需要拧紧螺母。A:对 B:错 答案：【错】 3.螺栓公称直径就是螺栓的最大直径。 A:对 B:错 答案：【错】 4.对中性差的楔键连接只适用于低速传动。 A:对 B:错
5.若平键连接挤压强度不够，可适当增大键高和轮毂槽深来补偿。A:对 B:错 答案：【对】 6.齿式联轴器对连接的两轴对中性有严格要求。（） A:对 B:错 答案：【错】 7.十字滑块联轴器会对轴与轴承产生附加载荷。（） A:对 B:错 答案：【错】 8.阶梯轴便于安装和拆卸轴上零件。 A:对 B:错
9.计算得到的轴颈尺寸必须按标准系列圆整。 A:对 B:错 答案：【错】 10.轴上零件轴向定位的目的是防止轴上零件在轴向力的作用下沿轴向窜动。 A:对 B:错 答案：【错】 11.推力滚动轴承能够同时承受径向载荷和轴向载荷。 A:对 B:错 答案：【错】 12.载荷大而受冲击时，宜采用滚子轴承。 A:对
答案：【错】 13.为了保证轮毂在阶梯轴上的轴向固定可靠，轴头的长度必须大于轮毂的长度。 A:对 B:错 答案：【对】 14.带速越高,带的离心力越大，越不利于传动。 A:对 B:错 答案：【错】 15.一般对连续工作的闭式蜗杆传动必须进行热平衡计算。 A:对 B:错 答案：【错】 16.斜齿轮传动的平稳性和同时多加啮合的齿数比直齿轮高,所以斜齿轮多用于高速传动。
B:错 答案：【错】 17.单个齿轮既有分度圆,又有节圆。 A:对 B:错 答案：【对】 18.旧自行车的后链轮（小链轮）比前链轮（大链轮）容易脱链。A:对 B:错 答案：【错】 19.在曲柄滑块机构中，当取滑块为原动件时，（）死点位置。A:有三个 B:有两个 C:没有 D:有一个
机械设计课后习题第5章作业
第5章作业 5-l 眼镜用小螺钉(Ml x 0．25)与其他尺寸螺钉(例如M8 x 1．25)相比，为什么更易发生自动松脱现象(§纹中径=螺纹大径-O ．65 x 螺距)? 答：因为螺纹升角： 2tan (0.65)t t d d t βππ==- 而眼镜用小螺钉的螺纹升角比其他尺寸螺钉大，自锁性差，所以更易发生自动松脱现象。 5-2 当作用在转动副中轴颈上的外力为一单力，并分别作用在其摩擦圆之内、之外或相切时，轴颈将作种运动?当作用在转动副中轴颈上的外力为一力偶矩时，也会发生自锁吗? 答：当作用在转动副中轴颈上的外力为一单力，并分别作用在其摩擦圆之内发生自锁，轴不能运动；作用在其摩擦圆之外或相切时，轴颈将转动。当作用在转动副中轴颈上的外力为一力偶矩时，不会发生自锁。 5-3 自锁机械根本不能运动，对吗?试举2,-3个利用自锁的实例。 答：不对，因为自锁机械对应于一定的外力条件和方向才自锁。 5-4 通过对串联机组及并联机组的效率计算，对设计机械传动系统有何重要启示? 答：应尽可能的提高串联机组中任意机构，减少的效率串联机组中机构的数目。在并联机组部分着重提高传递功率大的传动路线的效率。 5-5 图示曲柄滑块机构中，曲柄1在驱动力矩M 1作用下等速转动。设已知各转动副的轴颈半径r=10mm ，当量摩擦系数f v =0.1，移动副中的滑块摩擦系数f=0.15，l AB =100 mm ，l BC =350 mm 。各构件的质量和转动惯量略而不计。当M 1=20 N.m 时，试求机构在图示位置所能克服的有效阻力F 3及机械效率。 解：（1）根据已知条件fvr=0.1ⅹ10=1mm φ=arctanf=8.53º 计算可得图示位置α=45.67º, β=14.33º （2）考虑摩擦时，运动副中反力如图（a ）所示 （3）构件1的平衡条件为：F R21(l AB sin α+2ρ)=M 1 F R21=F R23=M 1/[(l AB sin α+2ρ)] 构件3的平衡条件为：F R23+F R43+f 3=0 作力的多边形图（b ）有：23 3sin(90)sin(90)R F F βϕϕ=-+- （4）2313cos cos 93.64%cos()(sin 2)cos()R AB F M F l ϕϕβϕαρβϕ= = =-+- （5）机械效率：330cos sin cos 270.38(sin 2)cos()AB AB F l N F l ϕαβηαρβϕ= ==+- 5-6图示为一带式运输机, 由电动机1经平带传动及一个两级齿轮减速器带动运输带8。设已知运输带8所需的曳引力F=5 500 N ，运送速度v=1.2 m/s 。平带传动(包括轴承)的效率η1=0.95，每对齿轮(包括其轴承)的效率η2=0.97，运输带8的机械效率η3=0.92(包括其支承和联轴器)。试求该系统的总效率η及电动机所需的功率。
机械设计习题册答案(第5、6、8、9、11、12、13、14、15章)
目录 第5章螺纹连接和螺旋传动 (9) 第6章键、花键、无键连接和销连接 (12) 第8章带传动 (15) 第9章链传动 (19) 题 4 图 (20) a）和b）按逆时针方向旋转合理。 (20) 第11章蜗杆传动 (22) 第12章滑动轴承 (24) 第13章滚动轴承 (27) 第14章联轴器和离合器 (29) 第15章轴 (30) 第5章螺纹连接和螺旋传动 1、简要分析普通螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点，并说明哪些螺纹适合用于连 接，哪些螺纹适合用于传动？哪些螺纹已经标准化？ 普通螺纹：牙型为等边三角形，牙型角60度，内外螺纹旋合后留有径向间隙，外螺纹牙根允许有较大的圆角，以减小应力集中。同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙，细牙螺纹升角小，自锁性好，抗剪切强度高，但因牙细不耐磨，容易滑扣。应用：一般连接多用粗牙螺纹。细牙螺纹常用于细小零件，薄壁管件或受冲击振动和变载荷的连接中，也可作为微调机构的调整螺纹用。 α，传动效率较其它螺纹高，但牙根强度弱，螺旋副矩形螺纹：牙型为正方形，牙型角 0 = 磨损后，间隙难以修复和补偿，传动精度降低。 梯形螺纹：牙型为等腰梯形，牙型角为30度，内外螺纹以锥面贴紧不易松动，工艺较好，牙根强度高，对中性好。主要用于传动螺纹。 锯齿型螺纹：牙型为不等腰梯形，工作面的牙侧角3度，非工作面牙侧角30度。外螺纹牙根有较大的圆角，以减小应力集中，内外螺纹旋合后，大径无间隙便于对中，兼有矩形螺纹传动效率高和梯形螺纹牙型螺纹牙根强度高的特点。用于单向受力的传动螺纹。 普通螺纹适合用于连接，矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹适合用于传动。 普通螺纹、、梯形螺纹和锯齿形螺纹已经标准化。 2、将承受轴向变载荷连接螺栓的光杆部分做的细些有什么好处？ 可以减小螺栓的刚度，从而提高螺栓连接的强度。
机械设计作业集2第五版答案
机械设计作业集2第五版答案 机械设计基础试题： 1 与齿轮等啮合传动相比较，带传动的优点有哪些? 答案 1.因具有较好的弹性,可缓和冲击及振动,传动稳定, 噪声大. 2.靠摩擦传动的带,过载时将在轮面上打滑,起到安全保护作用 3.可以用作两轮中心距很大的场合 4.传动装置结构简单,制造容易,维修方便,成本较低. 2 与齿轮等压板传动相比较，拎传动的缺点存有哪些? 答案1.靠摩擦传动的带传动,由带的弹性变形产生带在轮上的弹性滑动,使传动比不稳定,不准确. 2.拎的寿命短,传动效率高, V拎传动的效率约为0.95 . 3.无法用作严酷的工作场合. 3 V带传动的主要参数有哪些? 答案小带轮直径d,小带轮包角,带速v,传动比i,中心距a,初拉力F,拎的根数z,拎的型号等. 4 带传动中，以带的形状分类有哪几种形式? 答案平带,V拎,多楔带,圆带和活络拎传动. 5 按材料来说，带的材料有哪些? 答案棉织橡胶制备的,尼龙橡胶制备的和皮革等. 6 带传动的打滑经常在什么情况下发生? 答案当拉力差值大于摩擦力极限值时,拎与轮面之间的滑动在整个包角内发生,此时主动轮旋转无法传至带,则拎无法运动,拎传动丧失工作能力,此时爆胎情况出现. 7 带传动时，带的横截面上产生那些应力? 答案扎形变,Vergt形变和弯曲应力. 8 在V带传动中，拉力差与哪些因素有关? 答案主动轮包角,当量摩擦系数,拎轮楔角,材料摩擦系数有关.
9 带传动为什么要限制带速，限制范围是多少? 答案因带速愈小,则离心力愈小,并使轮面上的也已压力和摩擦力增大,拎忍受的形变减小,对传动有利,但有效率圆周力维持不变时,带速低有助于提升承载能力,通常带速在 5~25m/s范围为宜. 10 带传动中，小带轮的直径为什么不宜太小? 答案因带轮的直径愈小,带愈薄,则拎的弯曲应力愈小,对拎传动有利,所以拎轮直径不必过大. 11 V带传动的主要失效形式有哪些? 答案主要失灵形式存有爆胎,磨损,散层和烦躁脱落. 12 带传动的设计准则是什么? 答案设计准则为避免爆胎和确保足够多的使用寿命. 13 V带传动设计计算的主要内容是确定什么? 答案拎的型号,根数,基准长度,拎轮直径,中心距和拎轮的结构尺寸,以及采用何种张紧装置. 14 V带的型号有哪几种? 答案型号存有Y,Z,A,B,C,D,E七种 15 带传动中，增大包角的主要方法有哪些? 答案加强中心距和带的松边外侧加张很紧轮，可以提升包角. 16 带传动中，为什么常设计为中心距可调节? 答案一就是调整初拉力,提升拎的传动能力.二就是可以加强中心距,减小包角,提升传动能力.三就是易于修理. 17 带传动中的工况系数K与哪些主要因素有关? 答案 K与拎传动中的载荷性质,工作机的类型,原动机的特性和每天工作时间有关. 18 带传动为什么要核验包角? 答案小带轮包角愈小,碰触弧上可以产生的摩擦力也越大,则拎传动的承载能力也愈小,通常情况下,增加收入包角大于120o. 19 为什么要控制初拉力的大小?
机械设计(第八版)课后习题答案(最新)
5-5 图5-49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4个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20kN ，载荷有较大的变动。试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？若采用铰制孔螺栓，许用剪应力[]28MPa τ=，则螺栓的直经为多大？ [解] 采用铰制孔用螺栓连接为宜 因为托架所受的载荷有较大变动，铰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，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。 （1） 螺栓组受到剪力F 和力矩（FL T =），设剪力F 分在各个螺栓上的力为i F ，转矩T 分在各个螺栓上的分力为j F ，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r , 即mm 27545cos 2150 =?=r kN 2510 275810300208 kN 5.22081 813 3 =????===?==∴--r FL F F F j i 则螺栓最大受力 kN 015.945cos 255.22)25(5.2cos 2222 2max =????++=++=θF F F F F j i j i 14 20.25d mm ≥ = = 查表得：24d mm =
5-6 已知一个托架的边板用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250mm 、大小为60kN 的载荷作用。现有如图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i F ，转矩T 分在各个螺栓上的分力为j F （a ）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r ，即r =125mm kN 2010 125610250606 kN 10606 1 613 3 =????===?== ∴--r FL F F F j i 由（a ）图可知，最左的螺栓受力最大kN 302010max =+=+=j i F F F （b ）方案中 kN 10606 1 61=?== F F i kN 39.2410125212542125210 12521251025060622 23 22 36 1 2 max 6 1 2 max max =???? ????????? ??+??? ???+??? ????+?? ? ?????== = ---==∑∑i i i i j r FLr r Mr F 由（b ）图可知，螺栓受力最大为 kN 63.335 2 39.24102)39.24(10cos 2222 2max =???++=++= θF F F F F j i j i [] 直径较小）布置形式所用的螺栓可知采用（由a F d τπ≥∴max 04
机械设计第五章答案西北工业大学第八版1
机械设计第五章课后习题 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？ 5-2分析活塞式空气压缩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，最小应力将如何变化？ 5-4?图5-49所示的底板螺栓组联接受外力FΣ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？堡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KN，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mm、大小为60KN的载荷作用。现有如图5-51所示的两种螺栓不知型式，设采用铰制孔用螺栓联接，试问哪一种不知型式所用的螺栓直径较小？为什么？ 5-7图5-52所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷F=56KN,载荷稳定，拉丁材料为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。若接合面的摩擦系数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Fo=15000N,当受轴向工作载荷F＝10 000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。 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=0~1MPa，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）的螺杆和螺母的主要尺寸。起重量为40000N，起重高度为200mm,材料自选。
机械设计基础习题答案第5章
5-1如图所示的V带在轮槽内的三种安装情况，哪一种正确？为什么？ 答：第一种安装方式正确。因为第二种安装方式，使带缠身较大的弯曲变形，带在传动中受到的弯曲应力增大，影响带的使用寿命。第三种安装方式，使带的工作面与带轮的接触面积减小，影响带传动的传动能力。 5-2什么是有效拉力？什么是初拉力？它们之间的关系？ 答：紧边和松边拉力的差值为带传动中起传递转矩作用的拉力，称为有效拉力F。 为保证带传动正常工作，传动带必须以一定的张紧力紧套在带轮上，由于静止不动，带两边承受相等的拉力，称为初拉力F o。 F2 F 0 f f e e 1 1 5-3小带轮包角对带传动有何影响？为什么只给出小带轮包角的计算公式？ 答：F随α的增大而增大。增加α会使接触弧上摩擦力的总和增加，从而使F增大，提高其传动能力。 由于大带轮到包角α2大于小带轮的包角α1，打滑首先发生在小带轮，因此，只考虑小 带轮的包角α1。 5-4带传动工作时，带的截面上产生哪些应力？应力沿带全长是如何分布的？最大应 力在何处？ 答：（1）拉应力：作用于带的全长。带的紧边σ1为，松边为σ2，σ1＞σ2。 （2）弯曲应力：绕过带轮处受到弯曲应力的作用。σb1＞σb2。 （3）离心拉应力：沿带长均匀分布。 当带在紧边绕上小带轮时应力达到最大值，其值为σmax=σ1+σb1+σC 5-5带传动的弹性滑动和打滑是如何产生的？它们对带传动的影响？是否可以避免？ 答：弹性滑动是由于带的弹性变形，只要传递圆周力，就会产生弹性滑动，不可避免。弹性滑动引起带的传动比的变化。打滑是由于过载引起的，能够避免。 5-6链传动的主要失效形式有哪几种？ 答：链板疲劳破坏；滚子和套筒的冲击疲劳破坏；链条铰链磨损；链条铰链的胶合； 静力拉断。 5-7链传动为何要适当张紧？与带传动的张紧有什么区别？ 答：链传动中，不需要给链条初拉力。链传动张紧的目的，是为了避免松边下垂量过 大而引起啮合不良或振动现象。 带传动工作一段时间后会由于塑性变形和磨损而松弛，使初拉力减小，传动能力下降。为了保证带传动的传动能力，应定期检查初拉力的数值，发现不足必须要重新张紧。 5-8已知：带传动传递的功率P=5kW，小带轮转速n1=400r/min，中心距a=1500mm， 小带轮基准直径d d1=450mm，dd2=650mm，fv=0.2，求带速V、包角α1和有效拉力F。 d1n 3.14450400d1 解：9.42 vm/s 601000601000 dd 0000 650450 dd2=172.360 2 18057.318057.3
机械设计作业第5答案解析
第五章螺纹联接和螺旋传动 一、选择题 5—1 螺纹升角ψ增大，则联接的自锁性C，传动的效率A；牙型角增大，则联接的自锁性A，传动的效率C。 A、提高 B、不变 C、降低 5—2在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是 D 。 A、三角形螺纹 B、梯形螺纹 C、锯齿形螺纹 D、矩形螺纹 5—3 当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要经常装拆时，往往采用 A 。 A、双头螺柱联接 B、螺栓联接 C、螺钉联接 D、紧定螺钉联接 5—4螺纹联接防松的根本问题在于C。 A、增加螺纹联接的轴向力 B、增加螺纹联接的横向力 C、防止螺纹副的相对转动 D、增加螺纹联接的刚度 5—5对顶螺母为A防松，开口销为B防松，串联钢丝为B防松。 A、摩擦 B、机械 C、不可拆
5—6在铰制孔用螺栓联接中，螺栓杆与孔的配合为B。 A、间隙配合 B、过渡配合 C、过盈配合 5—7在承受横向工作载荷或旋转力矩的普通紧螺栓联接中，螺栓杆C作用。 A、受剪切应力 B、受拉应力 C、受扭转切应力和拉应力 D、既可能只受切应力又可能只受拉应力 5—8受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，依靠A来承载。 A、接合面间的摩擦力 B、螺栓的剪切和挤压 C、螺栓的剪切和被联接件的挤压 5—9受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷为B；受横向工作载荷的铰制孔螺栓联接中，螺栓所受的载荷为A；受轴向工作载荷的普通松螺栓联接中，螺栓所受的载荷是A；受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷是D。 A、工作载荷 B、预紧力 C、工作载荷+预紧力 D、工作载荷+残余预紧力 E、残余预紧力
5—10受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接。假设螺栓的刚度C b与被联接件的刚度C m相等，联接的预紧力为F0，要求受载后接合面不分离，当工作载荷F等于预紧力F0时，则D。 A、联接件分离，联接失效 B、被联接件即将分离，联接不可靠 C、联接可靠，但不能再继续加载 D、联接可靠，只要螺栓强度足够，工作载荷F还可增加到接近预紧力的两倍 5—11重要的螺栓联接直径不宜小于M12，这是因为C。 A、要求精度高 B、减少应力集中 C、防止拧紧时过载拧断 D、便于装配 5—12紧螺栓联接强度计算时将螺栓所受的轴向拉力乘以，是由于D。 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 5—13对于工作载荷是轴向变载荷的重要联接，螺栓所受总拉力在F0与F2之间变化，则螺栓的应力变化规律按C。 A、r = 常数 B、m=常数 C、 min=常数 5—14对承受轴向变载荷的普通紧螺栓联接，在限定螺栓总
机械设计课后习题第5章参考答案
第5章习题解答参考 5-6 图示为一带式运输机, 由电动机1经平带传动及一个两级齿轮减速器带动运输带8。设已知运输带8所需的曳引力F=5500 N，运送速度v=1.2 m/s。平带传动(包括轴承)的效率η1=0.95，每对齿轮(包括其轴承)的效率η2=0.97，运输带8的机械效率η3=0.92(包括其支承和联轴器)。试求该系统的总效率η及电动机所需的功率。 解：图示为一串联的传动系统 其总效率为：η=η1.η22.η3ⅹ2ⅹ 电机所需功率：P d=Fv/η=5500×029（W）=8.029（kW）
5-7如图所示，电动机通过v 带传动及圆锥、圆柱齿轮传动带动工作机A 及B 。设每对齿轮的效率η1=0.97(包括轴承的效率在内)，带传动的效率η3=0.92，工作机A 、B 的功率分别为P A =5 kW 、P B =1kW ，效率分别为ηA =0.8、ηB =0.5，试求电动机所需的功率。 电机所需功率 解：此传动系统为混联。 并联 P d 串联 8924 .092.097.031=⨯==ηηη串) (156.85055 .097.01000 8.097.0500011W P P P P P B B A A dB dA d =⨯+⨯= +=+=ηηηη并) (156.8505W P P d r ==并串) (65.95308924 .0156 .8505W P P r d == =串 串 η
5-8图示为一焊接用的楔形夹具。利用这个夹具把两块要焊接的工件1及1’预先夹妥，以便焊接。图中2为夹具体，3为楔块。试确定其自锁条件(即当夹紧后，楔块3不会自动松脱出来的条件)。 取楔块3为脱离体， 根据楔块3的平衡条件，作矢量三角形 由图分析可知，在反行程F R23是驱动力， 由正弦定理可得, 则 于是此机构反行程的效率为 令 , 可得自锁条件为 解法一：根据反行程时η’≤0的条件确定 反行程时楔块3有向右退出的趋势， P ’ ϕ α 3 α ϕ F R13 F R23 2313='++P F F R R 90P ’ R13 F R23 ϕ + ϕ α-ϕ α2- )2sin(cos 23ϕαϕ-'=P F R α sin 230 P F R ' =ϕ αϕαηcos sin ) 2sin(-= '0≤'ηϕα2≤
机械设计课后习题第5章作业
机械设计课后习题第5章作业
第5章作业 5-l 眼镜用小螺钉(Ml x 0．25)与其他尺寸螺钉(例如M8 x 1．25)相比，为什么更易发生自动松脱现象(§纹中径=螺纹大径-O ．65 x 螺距)? 答：因为螺纹升角：2tan (0.65) t t d d t βππ==- 而眼镜用小螺钉的螺纹升角比其他尺寸螺钉大，自锁性差，所以更易发生自动松脱现象。 5-2 当作用在转动副中轴颈上的外力为一单力，并分别作用在其摩擦圆之内、之外或相切时，轴颈将作种运动?当作用在转动副中轴颈上的外力为一力偶矩时，也会发生自锁吗? 答：当作用在转动副中轴颈上的外力为一单力，并分别作用在其摩擦圆之内发生自锁，轴不能运动；作用在其摩擦圆之外或相切时，轴颈将转动。当作用在转动副中轴颈上的外力为一力偶矩时，不会发生自锁。 5-3 自锁机械根本不能运动，对吗?试举2,-3个利用自锁的实例。 答：不对，因为自锁机械对应于一定的外力条件和方向才自锁。 5-4 通过对串联机组及并联机组的效率计算，对设计机械传动系统有何重要启示? 答：应尽可能的提高串联机组中任意机构，减少的效率串联机组中机构的数目。在并联机组部分着重提高传递功率大的传动路线的效率。 5-5 图示曲柄滑块机构中，曲柄1在驱动力矩
解：:输入功率P A`=P A/(ηAη12η2)=7.22kW P B`=P B/(ηBη12η2)=2.31kW 电机所需功率P 电 =PA`+PB`=9.53kW 5-8图(a)示为一焊接用的楔形夹具。利用这个夹具把两块要焊接的工件1及1’预先夹妥，以便焊接。图中2为夹具体，3为楔块。试确定其自锁条件(即当夹紧后，楔块3不会自动松脱出来的条件)。 解一：根据反行程时η`≤0的条件确定 反行程时（楔块3退出）取楔块3为脱离体，其受工件1, 1`和夹具2作用的总反力FR13和以及支持力P。各力方向如图(a)(b)所示，根据楔块3的平衡条件，作矢量三角形如图（c）.由正弦定理可得FR23=Pcosφ/sin(α-2φ) , φ=0,FR230=P/sinα 于是此机构反行程的效率为 () `230 23 sin2 cos sin R R F F αϕη ϕϕ - == 令η`≤0, 可得自锁条件为α≤2φ 解二：根据反行程生产阻力小于或等于零的条件来确定 根据楔块3的力多边形图(c)由正弦定理可得
机械设计第五章答案
机械设计第五章课后习题 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，最小应力将如何变化？ 5-4 ?图5-49所示的底板螺栓组联接受外力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？堡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KN，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mm、大小为60KN的载荷作用。现有如图5-51所示的两种螺栓不知型式，设采用铰制孔用螺栓联接，试问哪一种不知型式所用的螺栓直径较小？为什么？ 5-7 图5-52所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷F=56KN,载荷稳定，拉丁材料为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。若接合面的摩擦系数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Fo=15000N,当受轴向工作载荷F＝10 000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。 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=0~1MPa，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）的螺杆和螺母的主要尺寸。起重量为40000N，起重高度为200mm,材料自选。 参考答案 5-1:螺纹类型特点应用 普通螺纹牙形为等力三角形，牙型角60o，内外螺纹旋合后留有径向间隙，外螺纹牙根允许有较大的圆角，以减少应力留集中。同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙。细牙螺纹升角小，自锁性较好，搞剪强度高，但因牙细在耐磨，容易滑扣一般联接多用粗牙螺纹，细牙螺纹常用于细小零件、薄壁管件或受冲击、振动和变载荷的连接中，也可作为微调机构的调整螺纹用 管螺纹牙型为等腰三角形，牙型角55o，内外螺纹旋合后无径向间隙，牙顶有较大的圆角管联接用细牙普通螺纹薄壁管件 非螺纹密封的55o圆柱管螺纹管接关、旋塞、阀门及其他附件 用螺纹密封的55o圆锥管螺纹管子、管接关、旋塞、阀门及其他螺纹连接的附件米制锥螺纹气体或液体管路系统依靠螺纹密封的联接螺纹
精密机械设计第五章课后答案
铰链四杆机构的基本型式有哪几种 曲柄摇杆机构,传动特点：曲柄整周转动，摇杆往复摆动。双曲柄机构，传动特点：主动曲柄连续等速转动，从动曲柄一般不等速转动。双摇杆机构，传动特点：两连架杆均作往复摆动。 铰链四杆机构可以通过哪几种方式演化为其他型式的四杆机构 ①改变构件的形状和相对尺寸②改变运动副的尺寸③选用不同构件作为机架。 铰链四杆机构曲柄存在的条件是什么 ( ①最短杆为机架或连架杆②最短杆与最长杆的长度之和小于或等于其余两杆长度之和。5．4何谓四杆机构的压力角和传动角 压力角：四杆机构中，从动杆上受力点所受力的方向与改点速度方向之间的夹角。 传动角：连杆与从动杆轴线之间所夹得锐角。 铰链四杆机构中有可能产生死点位置的机构有哪些他们发生死点的位置条件是什么 ： 曲柄摇杆机构，若以摇杆为主动件，当连杆与曲柄处于共线位置时产生死点。 曲柄滑块机构：以滑块为主动件时，传动角为零时产生死点。 平行四边形机构：曲柄与连杆共线。传动角为零，产生死点。 当给定连杆两个位置时，设计的铰链四杆机构可以有无穷多，若要有唯一确定解。可以附加哪些条件 给定连杆两个位置，附加条件：最小传动角，曲柄或摇杆长度，固定铰链中心A、D的位置范围要求，主从动件的转角。 》 写出正弦机构和正切机构的传动特性式和传动表达式；从结构上如何区别正弦机构和正切机构 正弦机构：S=asinΦ正切机构：S=atanΦ 区别：正弦机构推杆的工作面为一个面，摆杆的工作面为一球面。正切机构则相反，推杆工作面是一球面，摆杆工作面为一平面。 何谓机构的原理误差 原理误差：仪器中采用机构的传动特性与要求传动特性不相符而引起的仪器误差。 ； 图5-40所示铰链四杆中，已知BC=50mm，CD=35mm，AD=30mm，AD为计架。问： ⑴若此机构为曲柄摇杆机构，且AB为曲柄，求AB的最大值。 ⑵若此机构为双曲柄机构，求AB的最小值。 ⑶若机构为双摇杆机构，求AB的值。 ⑴AB为最短杆 < AB+BC≤AD+CD,AB≤15，AB最大值15mm ⑵AD最短杆 AD+BC≤AB+CD,30+50≤AB+35，AB≥的最小值为45mm ⑶①AB为最短杆，AB<30， AB+50>30+35，AB>15，15
第五版机械设计课后答案完整版
机械设计课后习题答案 1-1至1-4解机构运动简图如下图所示。 图 1.11 题1-1解图图1.12 题1-2解图 图1.13 题1-3解图图1.14 题1-4解图 1-5 解 1-6 解 1-7 解 1-8 解 1-9 解 1-10 解 1-11 解 1-12 解 1-13解该导杆机构的全部瞬心如图所示，构件 1、3的角速比为： 1-14解该正切机构的全部瞬心如图所示，构件 3的速度为：，方向垂直向上。 1-15解要求轮 1与轮2的角速度之比，首先确定轮1、轮2和机架4三个构件的三个瞬心，即，
和，如图所示。则：，轮2与轮1的转向相反。 1-16解（ 1）图a中的构件组合的自由度为： 自由度为零，为一刚性桁架，所以构件之间不能产生相对运动。 （ 2）图b中的 CD 杆是虚约束，去掉与否不影响机构的运动。故图 b中机构的自由度为： 所以构件之间能产生相对运动。 题 2-1答 : a ），且最短杆为机架，因此是双曲柄机构。 b ），且最短杆的邻边为机架，因此是曲柄摇杆机构。 c ），不满足杆长条件，因此是双摇杆机构。 d ），且最短杆的对边为机架，因此是双摇杆机构。 题 2-2解 : 要想成为转动导杆机构，则要求与均为周转副。 （ 1 ）当为周转副时，要求能通过两次与机架共线的位置。见图 2-15 中位置和。 在中，直角边小于斜边，故有：（极限情况取等号）； 在中，直角边小于斜边，故有：（极限情况取等号）。 综合这二者，要求即可。 （ 2 ）当为周转副时，要求能通过两次与机架共线的位置。见图 2-15 中位置和 。 在位置时，从线段来看，要能绕过点要求：（极限情况取等号）；在位置时，因为导杆是无限长的，故没有过多条件限制。 （ 3 ）综合（ 1 ）、（ 2 ）两点可知，图示偏置导杆机构成为转动导杆机构的条件是： 题 2-3 见图 2.16 。