机械设计第九版濮良贵课后习题复习资料

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濮良贵机械设计第九版课后 习题答案.(DOC)

濮良贵机械设计第九版课后    习题答案.(DOC)
⑨计算大、小齿轮的,并加以比较
取 ⑩由弯曲强度确定的最大转矩
(4)齿轮传动的功率 取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值 即
第十一章 蜗杆传动 习题答案
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。
[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
第十章 齿轮传动 习题答案
10-1 试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力(用受力图表示各 力的作用位置及方向)。
[解] 受力图如下图:
补充题:如图(b),已知标准锥齿轮,标准斜齿轮 ,若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消,应为多少?并计算2、3齿轮
各分力大小。 [解] (1)齿轮2的轴向力:
[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T 分在各个螺栓上的分力为
(a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r,即r=125mm 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
5-10
第六章 键、花键、无键连接和销连接 习题答案
6-3 在一直径的轴端,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。试确定平键的尺寸,并计算其允许传递的最大 扭矩。
⑤由图10-21d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。 ⑥齿数比 ⑦计算应力循环次数
⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数 ⑨计算接触疲劳许用应力
取失效概率为,安全系数
2)计算 ①计算小齿轮分度圆直径,代入中较小值
②计算圆周速度
③计算尺宽
④计算尺宽与齿高之比

机械设计课后习题答案濮良贵

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第三章 机械零件的强度p45习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ,取循环基数60105⨯=N ,9=m ,试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNMPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ,MPa 1701=-σ,2.0=σΦ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解])170,0('A)0,260(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为:D =72mm ,d =62mm ,r =3mm 。

如用题3-2中的材料,设其强度极限σB =420MPa ,精车,弯曲,βq =1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

[解] 因2.14554==dD ,067.0453==d r,查附表3-2,插值得88.1=ασ,查附图3-1得78.0≈σq ,将所查值代入公式,即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2,得75.0=σε;按精车加工工艺,查附图3-4,得91.0=σβ,已知1=q β,则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ,应力幅MPa 20a =σ,试分别按①C r =②C σ=m ,求出该截面的计算安全系数ca S 。

机械设计第九版课后答案濮良贵第10单元课后习题10-8答案

机械设计第九版课后答案濮良贵第10单元课后习题10-8答案

d1 mntz1 / cos 1.949 23 / cos14mm 46.199mm

d n 46.199 11460 m/s 27.66m/s 60 1000 60 1000
1 1
②齿宽 b
b d d1 0.6 46.199mm 27.72mm
据得知,如果 7 级精度不能满足,即更正为 6 级精度) ③齿轮的圆周力。
Ft1 2T1 / d1t 2 1.084 105 / 54.36 N 3989 N KAFt1 / b 1.25 3989 / 32.616 /mm 152.88 N/mm >100N/mm 查表 10-3 得齿轮间载荷分配系数 KH 1.2 。
③齿高 h 及宽高比 b/h
h 2han * cn * mnt 2 1 0.25 1.949mm 4.385mm b/h 27.72 / 4.385 6.322
2)计算实际载荷系数 FK 。 ①根据 27.66m/s ,7 级精度,由图 10-8 查得动载系数 KV 1.29 。 ②由 FT1 2T / d1 2 1.084 10 5 / 46.199 N 4693 N
- 2 -
重庆科技学院 14 级能源与动力工程-1191
④由表 10-4 用外插法查得 7 级精度、 小齿轮悬臂布置时, 得齿向载荷分布系数 KH 1.348 。 由此,得到实际载荷系数
KH KAKVKHKH 1.25 1.32 1.2 1.348 2.669
3)由式(10-12) ,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1 t 3
1)确定公式中的各参数值。
2KHtT1 u 1 ZHZEZZ d u H

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第三章 机械零件的强度p45习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ,取循环基数60105⨯=N ,9=m ,试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNMPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ,MPa 1701=-σ,2.0=σΦ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解])170,0('A)0,260(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为:D =72mm ,d =62mm ,r =3mm 。

如用题3-2中的材料,设其强度极限σB =420MPa ,精车,弯曲,βq =1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

[解] 因2.14554==dD ,067.0453==d r,查附表3-2,插值得88.1=ασ,查附图3-1得78.0≈σq ,将所查值代入公式,即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2,得75.0=σε;按精车加工工艺,查附图3-4,得91.0=σβ,已知1=q β,则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ,应力幅MPa 20a =σ,试分别按①C r =②C σ=m ,求出该截面的计算安全系数ca S 。

濮良贵机械设计第九版课后习题答案解析

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第三章 机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ,取循环基数60105⨯=N ,9=m ,试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ,MPa 1701=-σ,2.0=σΦ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4圆轴轴肩处的尺寸为:D=72mm,d=62mm,r=3mm。

如用题3-2中的材料,设其强度极限σB=420MPa,精车,弯曲,βq=1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

[解] 因2.14554==dD,067.0453==dr,查附表3-2,插值得88.1=ασ,查附图3-1得78.0≈σq,将所查值代入公式,即()()69.1188.178.0111k=-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2,得75.0=σε;按精车加工工艺,查附图3-4,得91.0=σβ,已知1=qβ,则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力MPa20m=σ,应力幅MPa20a=σ,试分别按①C r =②C σ=m ,求出该截面的计算安全系数ca S 。

机械设计课后习题答案濮良贵

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第三章 机械零件的强度p45习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ,取循环基数60105⨯=N ,9=m ,试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσNMPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ,MPa 1701=-σ,2.0=σΦ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解])170,0('A)0,260(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为:D=72mm,d=62mm,r=3mm。

如用题3-2中的材料,设其强度极限σB=420MPa,精车,弯曲,βq=1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

[解] 因2.14554==dD,067.0453==dr,查附表3-2,插值得88.1=ασ,查附图3-1得78.0≈σq,将所查值代入公式,即()()69.1188.178.0111k=-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2,得75.0=σε;按精车加工工艺,查附图3-4,得91.0=σβ,已知1=qβ,则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa20m=σ,应力幅MPa20a=σ,试分别按①Cr=②Cσ=m,求出该截面的计算安全系数caS。

濮良贵《机械设计》笔记和课后习题(含考研真题)详解-(键、花键、无键连接和销连接)【圣才出品】

濮良贵《机械设计》笔记和课后习题(含考研真题)详解-(键、花键、无键连接和销连接)【圣才出品】

第6章键、花键、无键连接和销连接6.1 复习笔记一、键连接1.键连接的功能、分类、结构形式及应用(1)键连接的功能键是一种标准零件。

通常用来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩,有的还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向。

(2)键连接的分类键连接的主要类型有:平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。

①平键连接a.结构形式平键的两侧面是工作面,靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。

键的上表面和轮毂的键槽底面间留有间隙。

b.特点优点:平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性较好等优点。

缺点:平键连接不能承受轴向力,对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。

c.平键的分类根据用途的不同,平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。

其中普通平键和薄型平键用于静连接,导向平键和滑键用于动连接。

第一,普通平键普通平键按构造分,有圆头(A型)、平头(B型)及单圆头(C型)三种。

圆头平键的优缺点:圆头平键在键槽中轴向固定良好;缺点是圆头部分不能充分利用,轴上键槽端部的应力集中较大。

平头平键的优缺点:平头平键避免了圆头平键的缺点,但对于尺寸大的键,宜用紧定螺钉固定在轴上的键槽中,以防松动。

单圆头平键的适用场合:单圆头平键常用于轴端与毂类零件的连接。

第二,薄型平键薄型平键的高度约为普通平键的60%~70%,薄型平键也分圆头、平头和单圆头三种形式,传递转矩的能力较低,常用于薄壁结构、空心轴及一些径向尺寸受限制的场合。

第三,导向平键导向平键是一种较长的平键,用螺钉固定在轴上的键槽中,为了便于拆卸,键上制有起键螺孔,以便拧入螺钉使键退出键槽。

轴上的传动零件则可沿键作轴向滑移。

第四,滑键当零件需滑移的距离较大时,所需导向平键的长度过大,制造困难,故宜采用滑键。

使用滑键只需在轴上铣出较长的键槽,而键可做得较短。

②半圆键连接a.结构形式半圆键靠侧面来传递转矩。

b.特点优点是工艺性较好,装配方便,尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接。

缺点是轴上键槽较深,对轴的强度削弱较大,一般只用于轻载静连接中。

濮良贵《机械设计》笔记和课后习题(含考研真题)详解-(滑动轴承)【圣才出品】

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第12章滑动轴承12.1 复习笔记一、概述1.滑动轴承根据轴承中摩擦性质的不同,可把轴承分为:(1)滑动摩擦轴承(简称滑动轴承)滑动轴承适用于工作转速特高、特大冲击与振动、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装,以及需在水或腐蚀性介质中工作等场合。

(2)滚动摩擦轴承(简称滚动轴承)滚动轴承摩擦系数小,启动阻力小,选用、润滑、维护都很方便。

2.滑动轴承的类型(1)按其承受载荷方向的不同,可分为径向轴承和止推轴承。

(2)根据其滑动表面间润滑状态的不同,可分为流体润滑轴承、不完全流体润滑轴承和自润滑轴承。

(3)根据流体润滑承载机理的不同,可分为流体动力润滑轴承(简称流体动压轴承)和流体静力润滑轴承(简称流体静压轴承)。

3.滑动轴承的设计内容(1)轴承的形式和结构设计;(2)轴瓦的结构和材料选择;(3)轴承结构参数的确定;(4)润滑剂的选择和供应;(5)轴承的工作能力及热平衡计算。

二、滑动轴承的主要结构形式1.整体式径向滑动轴承(1)结构它由轴承座和由减摩材料制成的整体轴套组成,轴承座上设有安装润滑油杯的螺纹孔,在轴套上开有油环,并在轴套的内表面上开有油槽。

(2)优点结构简单,成本低廉。

(3)缺点①轴套磨损后,轴承间隙过大时无法调整;②只能从轴颈端部装拆,对于重型机器的轴或具有中间轴颈的轴,装拆很不方便或无法安装。

(4)应用多用在低速、轻载或间歇性工作的机器中。

2.对开式径向滑动轴承对开式径向滑动轴承是由轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦和双头螺柱等组成。

3.止推滑动轴承(1)结构止推滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。

(2)结构形式常用的结构形式有空心式、单环式和多环式。

①空心式a.实心式轴颈的端面上压力分布极不均匀,靠近中心处的压力很高,对润滑极为不利;b.空心式轴颈接触面上压力分布较均匀,润滑条件较实心式有所改善。

②单环式单环式是利用轴颈的环形端面止推,而且可以利用纵向油槽输入润滑油,结构简单,润滑方便,广泛用于低速、轻载的场合。

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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MPa 1801=-σ,取循环基数60105⨯=N ,9=m ,试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ,MPa 1701=-σ,2.0=σΦ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解] )170,0('A )0,260(C012σσσΦσ-=-σΦσσ+=∴-1210MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为:D =72mm ,d =62mm ,r =3mm 。

如用题3-2中的材料,设其强度极限σB =420MPa ,精车,弯曲,βq =1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

[解] 因2.14554==d D ,067.0453==d r ,查附表3-2,插值得88.1=ασ,查附图3-1得78.0≈σq ,将所查值代入公式,即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2,得75.0=σε;按精车加工工艺,查附图3-4,得91.0=σβ,已知1=q β,则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=qσσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴ 根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ,应力幅MPa 20a =σ,试分别按①C r =②C σ=m ,求出该截面的计算安全系数ca S 。

[解] 由题3-4可知35.2,2.0MPa,260MPa,170s 1-====σσK Φσσ(1)C r =工作应力点在疲劳强度区,根据变应力的循环特性不变公式,其计算安全系数28.2202.03035.2170m a 1-=⨯+⨯=+=σΦσK σS σσca(2)C σ=m工作应力点在疲劳强度区,根据变应力的平均应力不变公式,其计算安全系数()()()()81.1203035.2202.035.2170m a m 1-=+⨯⨯-+=+-+=σσσσca σσK σΦK σS第五章螺纹连接和螺旋传动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纹面巾紧不易松动,工艺较好,牙根强度高,对中性好锯齿形螺纹牙型不为等腰梯形,工作面的牙侧角3o,非工作面的牙侧角30o。

外螺纹牙根有较大的圆角,以减少应力集中。

内外螺纹旋合后,大径处无间隙,便于对中。

兼有矩形螺纹传动效率高和梯形螺纹牙根旨度高的特点只能用于单向受力的螺纹联接或螺旋传动,如螺旋压力机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?答:可以减小螺栓的刚度,从而提高螺栓联接的强度。

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?解:最大应力出现在压缩到最小体积时,最小应力出现在膨胀到最大体积时。

当汽缸内的最高压力提高时,它的最大应力增大,最小应力不变。

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5-49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个螺栓及立柱相连接,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?Q215,若用M6×40铰孔用螺栓连接,已知螺栓机械性能等级为8.8,校核螺栓连接强度。

[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)确定M6×40的许用切应力[τ]由螺栓材料Q215,性能等级8.8,查表5-8,可知MPa 640][s =σ,查表5-10,可知0.5~5.3][=τS()MPa 128~86.1820.5~5.3640][][][s ===τ∴τS σ MPa 67.4265.1640][s ===p p S σσ (2)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=︒=rkN2510275810300208 kN 5.220818133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F j i 由图可知,螺栓最大受力kN 015.945cos 255.22)25(5.2cos 22222max =︒⨯⨯⨯++=++=θF F F F F j i j i()][319106410015.9423320max τ>=⨯⨯π⨯=π=τ∴-d F ][8.131104.1110610015.9333min 0max p p σL d F σ<=⨯⨯⨯⨯==∴--故M6×40的剪切强度不满足要求,不可靠。

5-6 已知一个托架的边板用6个螺栓及相邻的机架相连接。

托架受一及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 =125mmkN 2010125610250606 kN 1060616133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F ji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 10606161=⨯==F F ikN 39.24101252125421252101252125102506062223223612max612maxmax =⨯⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯===---==∑∑i ii ij rFLr rMr F 由(b )图可知,螺栓受力最大为kN 63.335239.24102)39.24(10cos 22222max =⨯⨯⨯++=++=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≥∴max04 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,缸盖及缸体均为钢制,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。

(1) 选作材料。

螺栓材料等选用45号钢。

螺母材料选用ZCuA19Mn2,查表确定需用压强[P]=15MPa.(2)确定螺纹牙型。

梯形螺纹的工艺性好,牙根强度高,对中性好,本题采用梯形螺纹。

(3)按耐磨性计算初选螺纹的中径。

因选用梯形螺纹且螺母兼作支承,故取,根据教材式(5-45)得按螺杆抗压强度初选螺纹的内径。

根据第四强度理论,其强度条件为但对中小尺寸的螺杆,可认为,所以上式可简化为式中,A为螺杆螺纹段的危险截面面积,;S为螺杆稳定性安全系数,对于传力螺旋,S=3.5-5.0;对于传导螺旋,S=2.5-4.0;对于精密螺杆或水平螺杆,S>4.本题取值为5.故(5)综合考虑,确定螺杆直径。

比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果,可知本题螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准,按国家标准GB/T5796-1986选定螺杆尺寸参数:螺纹外径d=44mm,螺纹内径d1=36mm,螺纹中径d2=40.5mm,螺纹线数n=1,螺距P=7mm.(6)校核螺旋的自锁能力。

对传力螺旋传动来说,一般应确保自锁性要求,以避免事故。

本题螺杆的材料为钢,螺母的材料为青铜,钢对青铜的摩擦系数f=0.09(查《机械设计手册》)。

因梯形螺纹牙型角,所以因,可以满足自锁要求。

注意:若自锁性不足,可增大螺杆直径或减沾上螺距进行调整。

(7)计算螺母高度H.因选所以H=,取为102mm.螺纹圈数计算:z=H/P=14.5螺纹圈数最好不要超过10圈,因此宜作调整。

一般手段是在不影响自锁性要求的前提下,可适当增大螺距P,而本题螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准,耐磨性已相当富裕,所以可适当减低螺母高度。

现取螺母高度H=70mm,则螺纹圈数z=10,满足要求。

(8)螺纹牙的强度计算。

由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度,因此只需校核螺母螺纹的牙根强度。

根据教材表5-13,对于青铜螺母,这里取30MPa,由教材式(5-50)得螺纹牙危险截面的剪切应力为满足要求螺母螺纹根部一般不会弯曲折断,通常可以不进行弯曲强度校核。

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