机械设计作业集答案 第四版 西北工大版.doc 83页

'《机械设计作业集》（第四版）解题指南西北工业大学机电学院2012.7 前言本书是高等教育出版社出版、西北工业大学濮良贵、纪名刚主编《机械设计》（第八版）和李育锡主编《机械设计作业集》（第三版）的配套教学参考书，其编写目的是为了帮助青年教师使用好上述两本教材，并为教师批改作业提供方便。本书是机械设计课程教师的教学参考书，也可供自学机械设计课程的读者和考研学生参考。《机械设计作业集》已经使用多年，希望广大教师将使用中发现的问题和错误、希望增加或删去的作业题、以及对《机械设计作业集》的改进建议告知编者（电子信箱：liyuxi05@126.com），我们会认真参考，努力改进。本书由李育锡编写，由于编者水平所限，误漏之处在所难免，敬请广大使用者批评指正。编者2012.7 目录第三章机械零件的强度………………………………………（1）第四章摩擦、磨损及润滑概述………………………………（5）第五章螺纹连接和螺旋传动…………………………………（6）第六章键、花键、无键连接和销连接………………………（9）第七章铆接、焊接、胶接和过盈连接………………………（11）第八章带传动…………………………………………………（15）第九章链传动…………………………………………………（18）第十章齿轮传动………………………………………………（19）第十一章蜗杆传动……………………………………………（24）第十二章滑动轴承……………………………………………（28）第十三章滚动轴承……………………………………………（30）第十四章联轴器和离合器……………………………………（34）第十五章轴……………………………………………………（36）第十六章弹簧…………………………………………………（41）机械设计自测试题………………………………………………（43） 第三章机械零件的强度3—1表面化学热处理；高频表面淬火；表面硬化加工；3—2（3）；3—3截面形状突变；增大；3—4（1）；（1）；3—5（1）；3－6答：零件上的应力接近屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数在103～104范围内，零件破坏断口处有塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为低周疲劳破坏，例如飞机起落架、火箭发射架中的零件。零件上的应力远低于屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数大于104时，零件破坏断口处无塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为高周疲劳破坏，例如一般机械上的齿轮、轴承、螺栓等通用零件。3－7答：材料的持久疲劳极限σr∞所对应的循环次数为ND，不同的材料有不同的ND值，有时ND很大。为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循环次数N0，称为循环基数，所对应的极限应力σr称为材料的疲劳极限。σr∞和ND为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当N>N0时，则取σrN=σr。3—8答：图a中A点为静应力，r=1。图b中A点为对称循环变应力，r=−1。图c中A点为不对称循环变应力，−1103时，在一定的应力变化规律下，如果极限应力点落在极限应力线图中的屈服曲线GC上时，也应按静强度条件计算；如果极限应力点落在极限应力线图中的疲劳曲线AG上时，则应按疲劳强度条件计算；3－12答：在单向稳定变应力下工作的零件，应当在零件的极限应力线图中，根据零件的应力变化规律，由计算的方法或由作图的方法确定其极限应力。 3－13答：该假说认为零件在每次循环变应力作用下，造成的损伤程度是可以累加的。应力循环次数增加，损伤程度也增加，两者满足线性关系。当损伤达到100％时，零件发生疲劳破坏。疲劳损伤线性累积假说的数学表达式为∑ni/Ni＝1。3－14答：首先求出在单向应力状态下的计算安全系数，即求出只承受法向应力时的计算安全系数Sσ和只承受切向应力时的计算安全系数Sτ，然后由公式（3－35）求出在双向应力状态下的计算安全系数Sca，要求Sca＞S（设计安全系数）。3－15答：影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小，零件的尺寸，零件的表面质量以及零件的强化方式。提高的措施是：1）降低零件应力集中的影响；2）提高零件的表面质量；3）对零件进行热处理和强化处理；4）选用疲劳强度高的材料；5）尽可能地减少或消除零件表面的初始裂纹等。3－16答：结构内部裂纹和缺陷的存在是导致低应力断裂的内在原因。3－17答：应力强度因子KI表征裂纹顶端附近应力场的强弱，平面应变断裂韧度KIC表征材料阻止裂纹失稳扩展的能力。若KI＜KIC，则裂纹不会失稳扩散；若KI≥KIC，则裂纹将失稳扩展。3—18解：已知σB=750MPa，σs=550MPa，σ−1=350MPa，由公式（3-3），各对应循环次数下的疲劳极限分别为σ−1N1=σ−mN09=350××5106=583.8MPa>σ因此，取σ−1N1=550MPa=σs1N1×510946sσσ−1N2=−m1mNN02=××350510×51095=452MPaσ=σN0=××3505106=271MPa<σ因此，取σN−13N−13=350MPa=σ−1。−1N3×5107−13—19解：1．确定有效应力集中系数、尺寸系数和表面质量系数查附表3—2，由D/d=48/40=1.2，r/d=3/40=0.075，用线性插值法计算ασ和ατ。(0.075−0.04)×(1.62−2.09)ασ=2.09+ατ=1.66+0.10−0.04(0.075−0.04)×(1.33−1.66)0.10−0.04=1.82=1.47查附图3—1，由σB=650MPa，r=3mm，查得qσ=0.84，qτ=0.86，由公式（附3—4），有效应力集中系数kσ=1+q(ασσ−1)=1+0.84×(1.82−1)=1.69kτ=1+α(qττ−1)=1+0.86×(1.47−1)=1.40 查附图3—2，取εσ=0.77。查附图3—3，取ετ=0.86。查附图3—4，取βσ=βτ=0.86。零件不强化处理，则βq=1。2．计算综合影响系数 由公式（3-12）和（3-14b），综合影响系数Kσ=(kσ+1−1)1=(1.69+11)1−×=2.36εσβσβq0.770.861Kτ=(kτ+1−1)1=(1.40+11−1)×=1.793—20解：1．计算法ετβτβq0.860.861已知σmax=190MPa，σmin=110MPa，σm和σa分别为σ+σ190110σm=maxmin=+=150MPa22σ−σ190110σa=由公式（3-21），计算安全系数maxmin=−=40MPa22Sca=σ+−1(−ψ)σKσσσσm=300+(2.0−0.2)150×=1.52．图解法Kσ(+ma)2.0×(150+40)由公式（3-6）知，脉动循环的疲劳极限σ0为σ2−12300σσ0=1+ψσ=1×+0.2=500MPaσ500−1=300=Kσ2.0150MPa；2K0σ=2×2.0=125MPa根据点A（0，150）、点D（250，125）和点C（360，0）绘出零件的极限应力线图。过工作应力点M（150，40），作垂线交AG线于M′点，则计算安全系数σ′+′=MMσ=+150135=Scam+a+1.5MM15040σmσa3—21解：1．求计算安全系数Sca题解3—20图由公式（3-31），由于σ3<σ−1，对材料的寿命无影响，故略去。计算应力 σ=m1Z∑σ91×9=caN0i=1m=×nii5106(104×5009+105×400)3275.5MPa 由公式（3—33），试件的计算安全系数σScaσ=−1=350=1.272．求试件破坏前的循环次数nca275.5由公式（3—1a）各疲劳极限σrN所对应的循环次数N分别为σN1=N0σ6×3509=(−1)m=5×10(1500)201768σN=Nσ×350=20(−1)m=5×106(2σ400350)91503289N=N0σ6×9=(−1)m=5×10(由公式（3—28），试件破坏前的循环次数450)520799n1n=(1−−n2−410−510×53—22解：N1N2)N=(1)×520799=460343≈4.61020176815032891．计算平均应力和应力幅材料的弯曲应力和扭转切应力分别为Mσb==M=×300103=46.88MPaWT0.1d3T×0.140×33τ=WT=0.2d3=80010×0.2403=62.5MPa弯曲应力为对称循环变应力，故σm=0，σa=σb=46.88MPa。扭转切应力为脉动循环变应力，故τm=τa=0.5τ=0.5×62.5=31.25MPa。2．求计算安全系数由公式（3—17），零件承受单向应力时的计算安全系数Sσ=σ−1σ+ψσ=355×=3.44Sτ=Kσaτ−1σm=2.2×46.88+0.20200=3.37τψτKτa+τm1.8×31.25+0.1×31.25由公式（3—35），零件承受双向应力时的计算安全系数Sca=SSστ22=3.44×3.372=2.413－23答：由式（3－44），可靠性系数β为β=+SSστ−μμrs=3.442+3.37−600525 =1.52+22+2σσ4030rs由附表3－12查得对应的可靠度R=φ(1.5)=0.933194 4－1（略）4－2答：第四章摩擦、磨损及润滑概述膜厚比λ是指两滑动表面间的最小公称油膜厚度与两表面轮廓的均方根偏差的比值，边界摩擦状态时λ≤1，流体摩擦状态时λ＞3，混合摩擦状态时1≤λ≤3。4－3（略）4－4答：润滑剂的极性分子吸附在金属表面上形成的分子膜称为边界膜。边界膜按其形成机理的不同分为吸附膜和反应膜，吸附膜是由润滑剂的极性分子力（或分子的化学键和力）吸附于金属表面形成的膜，反应膜是由润滑剂中的元素与金属起化学反应形成的薄膜。在润滑剂中加入适量的油性添加剂或极压添加剂，都能提高边界膜强度。4－5答：零件的磨损过程大致分为三个阶段，即磨合阶段、稳定磨损阶段以及剧烈磨损阶段。磨合阶段使接触轮廓峰压碎或塑性变形，形成稳定的最佳粗糙面。磨合是磨损的不稳定阶段，在零件的整个工作时间内所占比率很小。稳定磨损阶段磨损缓慢，这一阶段的长短代表了零件使用寿命的长短。剧烈磨损阶段零件的运动副间隙增大，动载荷增大，噪声和振动增大，需更换零件。4－6答：根据磨损机理的不同，磨损分为粘附磨损，磨粒磨损，疲劳磨损，冲蚀磨损，腐蚀磨损和微动磨损等，主要特点略。4－7答：润滑油的粘度即为润滑油的流动阻力。润滑油的粘性定律：在液体中任何点处的切应力均与该处流体的速度梯度成正比（即τ=－η∂u∂y）。在摩擦学中，把凡是服从粘性定律的流体都称为牛顿液体。4－8答：粘度通常分为以下几种：动力粘度、运动粘度、条件粘度。按国际单位制，动力粘度的单位为Pa·s（帕·u31186X），运动粘度的单位为m2/s，在我国条件粘度的单位为Et（恩氏度）。运动粘度νt与条件粘度ηE的换算关系见式（4－5）；动力粘度η与运动粘度νt的关系见式（4－4）。4－9答：润滑油的主要性能指标有：粘度，润滑性，极压性，闪点，凝点，氧化稳定性。润滑脂的主要性能指标有：锥入度（稠度），滴点。4－10答：在润滑油和润滑脂中加入添加剂的作用如下：1）提高润滑油的油性、极压性和在极端工作条件下更有效工作的能力。2）推迟润滑剂的老化变质，延长润滑剂的正常使用寿命。3）改善润滑剂的物理性能，例如降低凝点，消除泡沫，提高粘度，改善其粘－温特性等。4－11答：流体动力润滑是利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润滑。流体静力润滑是从外部将加压的油送入摩擦面间，强迫形成承载油膜的润滑。流体静力润滑的承载能力不依赖于流体粘度，故能用低粘度的润滑油，使摩擦副既有高的承载能力，又有低的摩擦力矩。流体静力润滑能在各种转速情况下建立稳定的承载油膜。4－12答：5 流体动力润滑通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题。弹性流体动力润滑是研究在相互滚动（或伴有滑动的滚动）条件下，两弹性体之间的润滑问题。流体动力润滑把零件摩擦表面视为刚体，并认为润滑剂的粘度不随压力而改变。弹性流体动力润滑考虑到零件摩擦表面的弹性变形对润滑的影响，并考虑到润滑剂的粘度随压力变化对润滑的影响。第五章螺纹连接和螺旋传动5—1大径；中径；小径；5—2（3）；（1）；（1）；（3）；5—3（2）；5—490；螺纹根部；5—5（3）；5—6（4）；5－7答：常用螺纹有普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹和锯齿形螺纹等。前两种螺纹主要用于连接，后三种螺纹主要用于传动。对连接螺纹的要求是自锁性好，有足够的连接强度；对传动螺纹的要求是传动精度高，效率高，以及具有足够的强度和耐磨性。5－8答：螺纹的余留长度越长，则螺栓杆的刚度Cb越低，这对提高螺栓连接的疲劳强度有利。因此，承受变载荷和冲击载荷的螺栓连接，要求有较长的余留长度。5－9（略）5－10答：普通螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆螺纹部分断裂，设计准则是保证螺栓的静力拉伸强度或疲劳拉伸强度。铰制孔用螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆和孔壁被压溃或螺栓杆被剪断，设计准则是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度。5－11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，通常不需要进行强度计算。5—12答：普通紧螺栓连接所受轴向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为不变号的不对称循环变载荷，00。4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力Ff>F2。8 5—27答：题解5—26图a)参见教材图5-3b；b）参见教材图5-3a；c）参见教材图5-2b，螺栓应当反装，可以增大Lmin；d)参见教材图5-4；e)参见教材图5-6；f）参见教材图5-3b，螺钉上方空间应增大，以便装拆螺钉。改正图从略。第六章键、花键、无键连接和销连接6—1（4）；6—2接合面的挤压破坏；接合面的过度磨损；6—3（4）；6—4小径；齿形；6—5（4）；6－6答：薄型平键的高度约为普通平键的60％～70％，传递转矩的能力比普通平键低，常用于薄壁结构，空心轴以及一些径向尺寸受限制的场合。6－7答：半圆键的主要优点是加工工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的链接。主要缺点是轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大。一般用于轻载静连接中。6—8答：两平键相隔180°u24067X置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附加弯矩，受力状态好。两楔键相隔90~120布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为180°u26102X，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因此，两个楔键间的夹角既不能过大，也不能过小。半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置在轴的同一横截面上。故可将两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。6－9答：轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花方法加工。6－10答：因为动连接的失效形式为过度磨损，而磨损的速度快慢主要与压力有关。压力的大小首先应满足静强度条件，即小于许用挤压应力，然后，为了使动连接具有一定的使用寿命，特意将许用压力值定得较低。如果动连接的相对滑动表面经过淬火处理，其耐磨性得到很大的提高，可相应地提高其许用压力值。6－11答：静连接花键的主要失效形式是工作面被压溃，动连接花键的主要失效形式是工作面过度磨损，静连接按式（6－5）计算，动连接按式（6－6）计算。 9 6—12答：胀套串联使用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷时各个胀套的承载量是有区别的。所以，计算时引入额定载荷系数m来考虑这一因素的影响。6－13答：销的类型和应用场合略，销连接的失效形式为销和孔壁的挤压破坏以及销的剪断。6－14答：定位用销的尺寸按连接结构确定，不做强度计算。连接用销的尺寸根据连接的结构特点按经验或规范确定，必要时校核其剪切强度和挤压强度。安全销的直径按过载时被剪断的条件确定。6—15答：1．键的工作长度l=180−22=158mm错误，应当为l=130−22/2−5=114mm。2．许用挤压应力[σp]=110MPa错误，应当为[P]=40MPa。6—16解：1．确定联轴器处键的类型和尺寸选A型平键，根据轴径d=70mm，查表6-1得键的截面尺寸为：b=20mm，h=12mm，取键长L=110mm，键的标记为：键20×110GB/T1096-2003。2．校核连接强度联轴器的材料为铸铁，查表6-2，取[σp]=55MPa，k=0.5h=110−20=90mm，由公式（6-1），挤压应力×0.5×12=6mm，l=L−b=σ=2000T20001000σ满足强度条件。pkld=×6×9070=52.9MPa<[p]3．确定齿轮处键的类型和尺寸。选A型平键，根据轴径d=90mm，查表6-1得键的截面尺寸为：b=25mm，h=14mm，取键长L=80mm，键的标记为：键25×80GB/T1096-2003。4．校核连接强度齿轮和轴的材料均为钢，查表6-2，取[σp]=110MPa，k=0.5h=0.5×14=7mm，l=L−b=80−25=55mm，由公式（6-1），挤压应力×σ2000T20001000σ===57.7MPa<[]满足强度条件。6—17解：1．轴所传递的转矩pkld×7×5590p2．确定楔键尺寸T=Fedd/2=1500×250/2=⋅187.5Nm根据轴径d=45mm，查手册得钩头楔键的截面尺寸为：b=14mm，h=9mm，取键长L=70mm，键的标记为：键14×70GB/T1565-1979。3．校验连接强度带轮的材料为铸铁，查表6-2，取[σp]=55MPa，取f=0.15，l=L−h=70−9=61mm，由公式（6-3），挤压应力满足强度条件。σp=12000Tfdbl(b+6)=12000×187.514×61×(14+6×0.15×45)10= σ48.3MPa<[p] 6—18解：1．计算普通平键连接传递的转矩查表6-1，B型平键的截面尺寸为：b=28mm，h=16mm，取键长L=140mm，k=0.5h=l=L=140mm，由公式（6-1），平键连接所允许传递的转矩0.5×16=8mm，≤kldσ[]=8×140102××100=⋅5712NmT120002．计算花键连接传递的转矩p2000查手册，中系列矩形花键的尺寸为：z×d×D×B=10×92×102×14，C=0.6mm，ψ=0.75，l=150mm，10292dm=D+d=+=22递的转矩97mm，210292h=D−d−C=−−2×0.6=3.8mm，由公式（6-5），花键连接所允许传226—19解：T2≤12000σ[]ψzhldmp=12000××=0.75×10×3.8×150×97100⋅20734Nm根据轴径d=100mm，查手册得Z2型胀套的尺寸为：d=100mm，D=145mm，单个胀套的额定转T=矩[]⋅9.6kNm，额定轴向力[Fa]=192kN，Z2型胀套的标记为：Z2-100×145GB/T5876-86。查表6-4，额定载荷系数m=1.8，总额定转矩和总额定轴向力分别为传递的联合作用力[Tn]=m[T]=1.8×9.6=[Fan]=m[Fa]=1.8×192=T2×⋅17.28kNm345.6kN=2+(2000)2=+2000122=FR连接的承载能力足够。6—20答：Fad100(100)F260kN<[an]a)参见教材图6-1a；b）两楔键之间的夹角为90~120；c)参见教材图6-5；d）轮毂无法装拆，应当改用钩头楔键，增长轴上的键槽；e)半圆键上方应有间隙；f)参见教材图6-18b。改正图从略。6—21解：题解6—21图 11 第七章铆接、焊接、胶接和过盈连接7—1（3）；7—2对接焊缝；角焊缝；同一平面内；不同平面内；7—3剪切；拉伸；7—4（4）；7—5（3）；7－6答：按铆缝性能的不同分为强固铆缝，强密铆缝和紧密铆缝。强固铆缝用于以铆接强度为基本要求的铆缝；强密铆缝用于不但要求具有足够的强度，而且要求保证良好的紧密性的铆缝；紧密铆缝用于仅以紧密性为基本要求的铆缝。7－7答：铆钉连接的破坏形式为铆钉被剪断，被铆板挤压、剪切、拉伸等破坏。校核铆钉连接时，应校核被铆件的拉伸强度条件，校核被铆件孔壁的挤压强度条件，以及校核铆钉的剪切强度条件，见教材中式（7－1）、（7－2）、（7－3）。7－8答：焊缝的强度与被焊件本身的强度之比，称为焊缝强度系数。对于对接焊缝，当焊缝与被焊件边线的夹角α≤45时，焊缝的强度将不低于母板的强度。7－9答：当焊接结构中有角钢等构件时，因为角钢截面的形心在角钢宽度方向上是不对称的，应该采用不对称侧面焊缝，两侧焊缝的长度按式（7－5）计算。7－10（略）7－11（略）7－12答：过盈连接的装配方法有压入法和胀缩法，在过盈量相同的情况下，采用胀缩法装配的过盈连接，可减少或避免损伤配合表面，因此紧固性好。7－13答：过盈连接的承载能力是由连接的结构尺寸，过盈量、材料的强度以及摩擦系数、表面粗糙度、装配方法等共同决定的。7－14答：可主要采取以下几种措施来提高连接强度：①增大配合处的结构尺寸，从而可减小过盈量，降低连接件中的应力；②增大包容件和被包容件的厚度，可提高连接强度；③改用高强度的材料；④提高配合面的摩擦系数，从而减小过盈量。7—15解：1．确定许用应力被铆件的材料为Q235，查表7-1，取[σ]=210MPa，[σp]=420MPa。铆钉的材料为Q215，查表7-1，取[τ]=180MPa。2．验算被铆件的强度被铆件上的拉伸应力可由下式简化计算。其中d=2δ=2×10=20mm。F×3σ=dδ=20010×=σ166.7MPa<[]被铆件上的挤压应力(b−3)(180−3×20)10200103σp=F=×=σ142.9MPa<[]满足强度条件。δdz×20×10712p 1．验算铆钉的剪切强度4F×3满足强度条件。7—16解：1．确定许用应力τ=π2dz=4×20010π2××207=τ90.9MPa<[]被焊件的材料为Q235，采用普通方法检查焊缝质量，查表7-3，取[σ′]=180MPa，[τ′]=140MPa。2．校核焊缝强度对接焊缝和搭接焊缝所能承受的载荷分别为F1≤bδ[σ′]=170×12×180=367200NF2≤0.7b1δ[τ′]=0.7×80×12×140=94080N焊缝所能承受的总载荷FΣ=F1+F2=367200+94080=461280N≈461kN焊缝所受到的工作载荷F=400kNϕv，故蜗杆传动不自锁。2．确定工人加在链上的作用力传动系统的总效率ϕv=arctanfv=arctan0.1=5.71 26 ηη=η1⋅2=tanγ+tan(λϕv)⋅0.92=tan11.31tan(11.31+5.71)×0.92=0.6蜗杆的传动比i=z2/z1==40/220，考虑传动效率的影响，由输入功与输出功的关系得到"FD2"πFDiη=2π2FD×22故11－25（略）11—26解：F"=Diη2"=10×10001482×350×20×0.6=176.2N由表11-2查得d1=40mm，γ=1118′36′，由公式（11-22），滑动速度πnπ××vs=d1160×1000cosγ=40144060×1000×cos1118′36′=3.08m/s根据vs=3.08m/s，由表11-18查得ϕv=136′，由公式（11-21），啮合效率η1=tanγtan(+)=tan1118′36′′=0.8711—27（略）11—28解：11—29解：λϕvtan(1118′36′+136)题解11—28图图中的传递方案不合理。应将带传动布置在高速级，而将链传动布置在低速级，可采用以下几种常用的传动方案。题解11—29图 27 第十二章滑动轴承12－1（3）；12－2（2）；12－3防止轴承过度磨损；防止轴承胶合破坏；12－4增大；减小；12－5（2）；12－6答：从摩擦状态可分为液体润滑轴承、不完全液体润滑轴承；从油膜形成的原理可分为液体动力润滑轴承和液体静力润滑轴承；从润滑介质不同可分为油润滑轴承、脂润滑轴承和固体介质润滑轴承。12－7答：滑动轴承分成轴承座和轴瓦，一方面是为了节省轴承材料，另一方面是当滑动轴承磨损后，可调整或更换轴瓦，而不必更换轴承座。轴瓦上敷一层轴承衬主要是为了节省贵重金属，并使轴承具有良好的摩擦顺应性和抗胶合能力。12－8答：油孔和油槽应开在轴承的非承载区，轴向油槽在轴承宽度方向上不能开通，以免漏油。剖分式轴承的油槽通常开在轴瓦的剖分面处，当载荷方向变动范围超过180°u26102X，应采用环形油槽，且布置在轴承宽度中部。12－9答：一般轴承的宽径比B/d在0.3～1.5范围内。若宽径比过大，则润滑油不易从轴承中泄出，造成轴颈与轴承间的油温升高，油的粘度下降，使得轴承的承载能力下降。若宽径比过小，则润滑油从轴承侧面的泄出量大，轴承的承载能力过低。12－10答：可采用多油楔油承，工作时各油楔同时产生油膜压力，使轴的运动稳定性提高。当载荷增大，轴心下移时，下部油楔的油膜压力增大，上部油楔的油膜压力减小，在此差动力的作用下，轴心的移动量减少，故油膜刚度提高。适当减小轴承的直径间隙，适当增大油的粘度，也可提高滑动轴承的运动稳定性和油膜刚度。12－11答：扇形可倾轴瓦的支承点不在扇形块的中部，而是沿圆周偏向轴颈旋转方向的一边，因此，轴只允许单向转动。12－12（略）12－13答：对滑动轴承材料的性能有以下几方面的要求：1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性；2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；3）足够的强度和抗腐蚀能力；4）良好的导热性、工艺性和经济性等。12－14答：不能采用钢制轴颈和钢制轴瓦配对。因为，在具有大的相对滑动速度的场合，好的耐磨副材料应当是一软一硬材料配对使用的。12－15答：滑动轴承速度高时，油的温升高，为了降低油的温升，设计时相对间隙ψ应取得大一些；速度低时则取得小一些，这也有利于提高承载能力。滑动轴承的承载能力F与相对间隙ψ的平方成反比。因此载荷大时，相对间隙ψ应取得小一些；载荷小时则取得大一些，这也有利于降低油温。12－16答：由p=3～4MPa，v=2.5m/s，可知pv=7.5～10MPa·m/s。可选的轴承材料有多种，例如锡青铜28 （ZCuSn5Pb5Zn5〔p〕=8MPa,〔v〕=3m/s,〔pv〕=15MPa·m/s）合适，而铅基轴承合金（ZPbSb15Sn5Cu3Cd2〔p〕=5MPa,〔v〕=8m/s，〔pv〕=5MPa·m/s）不合适。12－17答：液体动力润滑轴承在起动时仍处于不完全润滑状态，因此，仍对轴瓦材料有要求，仍应进行压力p，速度v和压力与速度的乘积pv的验算。12－18答：液体润滑轴承与不完全液体润滑轴承的区别在于前者有一套连续供油系统，保证轴承间隙中充满润滑油，液体润滑轴承用于重要轴承。不完全液体润滑轴承没有连续供油的系统，不能保证连续供油，不完全润滑轴承用于一般轴承。12－19答：形成动压油膜的必要条件是：①相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；②被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度；③润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。12－20答：液体动力润滑径向滑动轴承的承载能力可通过公式（12－21）和（12－24）分析。（1）转速n提高，则承载能力F提高。（2）宽径比B/d减小，则承载能力F降低。（3）润滑油的粘度η提高，则承载能力F提高。（4）表面粗糙度值减小，则允许的最小油膜厚度减小，偏心率x增大。因此，承载能力提高。12－21答：（1）当最小油膜厚度hmin的计算值小于许用油膜厚度[h]时，说明轴承的承载能力不够。可考虑采用以下方法进行改进，如增大d,B，B/d，η，或减小ψ等。（2）可考虑改选材料，增大B等来提高承载能力。（3）当入口温度ti的计算值偏低时，说明轴承的温升过高，承载量过大。可考虑增大d，B等来提高承载能力。12－22答：基本依据是满足以下条件：≤ν≤ν>>℃。12－23答：p[p],p[pν],ν≤[],hmin[],hti35~40液体润滑轴承的润滑油除了起润滑作用外，还起到带走摩擦面间热量的作用；不完全润滑轴承的润滑油主要起润滑作用。12－24答：润滑剂分为润滑脂、润滑油和固体润滑剂。润滑脂用于要求不高、难于经常供油、或者低速重载以及做摆动运动的轴承中；固体润滑剂只用于一些有特殊要求的场合；其他情况下均可采用润滑油。12－25解1．选宽径比B/d取宽径比B/d=1，轴承宽度B=d=90mm2．选轴瓦材料轴承的压力p，速度ν及pν分别为100103=p＝F=×12.3MPaνdBπdn=××9090=π××9090=0.42m/s601000× 601000pν=12.3×0.42=5.2MPa⋅m/s29 查表12－2，选锡青铜ZCuSn10P1，[p]=15MPa,[ν]=10m/s,[pν]=15MPa⋅m/s，符合要求。3．选润滑剂查表12－4，根据ν＝0.42m/s，p=12.3MPa，没有合适的润滑油，改查表12－3，选3号钙基脂或1号钙钠基脂。12－26解：查表12－2，铝青铜ZCuA110Fe3，[p]=15MPa，[ν]=4m/s，[pν]＝12MPa⋅m/s，由公式（12－1），径向载荷F≤dB[p]=200×250×15=750kN由公式（12－2），径向载荷F≤dB[pν]/ν=200×250×12/ν=600/νkN因此，轴承允许的最大径向载荷F≤min{750,600/ν}kN（1）当n=60r/min时πνdn=×601000{=π××20060=×601000}0.63m/s（2）当n=100r/min时F=min750,600/0.63=750kNνπdn=×601000{=π××200100=×601000}1.05m/s（3）当n=500r/min时F=min750,600/1.05=571kNπdnπν=×601000=××200500×601000=ν5.24m/s>[]滑动速度过高，轴承工作不可靠，应改换材料。12－27解轴承的滑动速度πνdn=×601000=π××2001500=×60100015.7m/s由公式（12－24），轴承的承载量系数Fψ2CP＝2ηνB＝70×103×0.00152×－3＝1.7422×0.018×15.7×0.8×20010由B/d＝0.8，CP＝1.742，查表12－6，插值求得x=0.724，由公式（12－25），最小油膜厚度12－28（略）hmin=rψ(1−x)=100×0.0015×(1−0.724)=0.0414mm=μ41.4m第十三章滚动轴承 13－1（1）N316／P6；51316；（2）51316；N316／P6；（3）6306／P5；51316；（4）6306／P5；（5）30306；13－2（1）；13－3（4）；（2）；13－4单向制；0；负值；13－5（1）；13－6（4）；13－7轴承内部空间容积的1／3~2／3；13－8（略）30 13－9答：因为30000型和70000型轴承只能承受单方向的轴向载荷，成对安装时才能承受双向轴向载荷。正装和反装是对轴的两个支承点而言，两支承点上的轴承大口相对为正装，小口相对为反装。“面对面”和“背靠背”安装是对轴的一个支承点而言，一个支承点上的两个轴承大口相对为“面对面”安装，小口相对为“背靠背”安装。正装使得轴的支承跨距减小，适合于载荷作用于支承跨距之间的简支梁。反装使得轴的支承跨距增大，适合于载荷作用于支承跨距之外的悬臂梁。13－10答：轴承的内圈、外圈和滚动体的材料一般为高碳铬钢或渗碳轴承钢，采用淬火、渗碳淬火，并低温回火。保持架的材料一般为低碳钢、铜合金、铝合金或塑料等。13－11答：C的含义见教材。当P≤C时，轴承是否出现点蚀要具体分析。当所要求的工作寿命等于（C／P）ε时，出现点蚀的概率为10%；大于（C／P）ε时，概率>10%；小于（C／P）ε时，概率＜10%。总有点蚀出现的可能性，仅概率大小不同。13－12答：对于球轴承，当P→2P，LC31C31L′＝（）＝（）＝2P8P8C1031C1031对于滚子轴承，当P→2P，L′＝（）／＝（）／＝L13－13答：2P10.1P10.1中速和高速工作条件下的滚动轴承的常见失效形式为点蚀，低速或摆动工作条件下的滚动轴承的常见失效形式为塑性变形。公式L=(C/P)ε是针对点蚀失效建立的，计算出的L是循环次数，单位为106转。13－14答：29000、30000、N0000、NU0000、NJ0000、NA0000型轴承的内外圈是可分离的。推力轴承51000和52000型轴承的轴圈和座圈是可分离的。13－15答：29000、30000、70000、51000、52000型轴承的游隙大小是可变的，安装时应根据使用要求进行调整。其它轴承都有规定的游隙系列，使用时通常不调整游隙。游隙的大小可通过垫片、调整螺母等方法进行调整，调整结构见教材。13－16答：两支点各单向固定的支承方式用于工作温度变化较小且支承跨度不大的短轴；一支点双向固定，另一支点游动的支承方式用于支承跨度较大或工作温度变化较大的轴；两支点游动的支承方式用于人字齿轮传动的游动齿轮轴。13－17答：为了提高轴承的旋转精度、提高轴承装置的刚度、减少轴的振动，常采用具有预紧结构的轴承装置。预紧的方法见教材图13－25。13－18答：当轴承上的工作载荷方向不变时，转动圈应比不动圈有更紧一些的配合。这是因为转动圈承受旋转的载荷，而不动圈承受局部载荷。常选用的配合略。轴承外圈和座孔的配合与圆柱公差标准中相同配合的松紧程度一样；轴承内圈和轴的配合与圆柱公差标准中相同配合的松紧程度不一样，轴承内圈和轴的配合紧一些，这是因为轴承内圈基准孔的公差带在零线以下。13－19答：31 小锥齿轮轴通常采用悬臂支承方式，将轴和轴承支承在套杯里，这种结构可以通过两组调整垫片方便地调整小锥齿轮的轴向位置以及轴承游隙的大小。13－20答：滚动轴承的常用润滑方式有油润滑和脂润滑两种，采用哪种润滑方式一般由轴承的dn值（d为滚动轴承的内径，n为轴承转速）确定，dn值小时采用脂润滑，dn值大时采用油润滑。13－21答：接触式密封可分为毡圈油封、唇型密封圈和密封环。毡圈油封用于v＜4～5m/s或v＜7～8m/s（轴表面抛光）；唇型密封圈用于v＜10m/s或v＜15m/s（轴颈磨光）；密封环用于v＜100m/s的场合。13－22答：唇型密封圈的密封唇方向与密封要求有关，如果主要是为了防止润滑剂外泄，密封唇应向里对着轴承；如果主要是为了防止外物进入轴承室，则密封唇应向外背对着轴承。13－23解：1．计算轴承的径向载荷Fr1=200500Fre=200500×2300=920N2．计算轴承的轴向载荷Fr2=Fre−Fr1=2300−920=1380NFd1=0.68Fr1=2=0.68Fr2=×0.68920×==625.6NFd0.681380938.4NFae+Fd=1600+938.4=1538.4N因此3．计算轴承的当量动载荷Fa1=Fae+Fd2=Fa2=Fd2/1==1538.4N938.4NFa1Fr1538.4/920=1.67＞e/2=938.4/1380=Fa2Fr0.68＝e可知，X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0，当量动载荷=+FP1fP(Xa1Fr1Y11)=1.5×(0.41×920+0.87=+FP2fP(Xa×1538.4)=2573.4N4．计算轴承寿命由公式（13-5），轴承的寿命2Fr2Y22)=1.5×1×1380=2070N=106fCε106×(122500L(t)=×)3=14853hh160n106P1fC60750106×2573.4Lh2=60nε(t)P=×60750(1225002070)3=28538h 13－24解：2题解13—23图32 1．计算轴承的径向载荷Fr1H=8080Fte=×8100=4984.6N130130Fr2H=Fte−H=Fr18100Fr1v=(80Fre−−4984.6−×=3115.4N=80Fae)/130=(80×3052802170)/130542.8N=Fr2vFreFr1=2−+2=Fr1v3052=−2+542.8=2=2509.2NFr1HFr1V4984.6542.85014.1N=2+2=2+2=2．计算轴承的轴向载荷Fr2Fr2HFr2V3115.4题解13—24图2509.24000.2N查表13-7，Fd=0.68Fr，查表13-5，e=0.68Fd1=0.68Fr1=0.68×Fd2=0.68Fr2=0.68×+F=2170+3409.6=5014.1=4000.2=5579.6N3409.6N2720.2N>F因此3．计算轴承的当量动载荷Faed1Fa1=Fd1=/1=Fa1Fr3409.6NFa2=Fae+Fd1=3409.6/=5014.10.68 =ed25579.6N/2=Fa2Fr5579.6/=4000.21.39>e查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87，当量动载荷=PfX+F××==PfX1P+(a1Fr1Y11F)=1.21×5014.1×6016.9N=24．计算轴承寿命P(a2Fr2Y22)=1.2×(0.414000.2+0.875579.6)7793.2N查手册，7209AC轴承，Cr=28.2kN，由公式（13-5），轴承的寿命Lh1=10660nC()εP1106=×60300×(28.2106016.93)3=5719.5h13—25（略）Lh2=10660nC()P2ε106=×6030033(×28.2107793.23)3=2623.3h 13—26解：查手册，6215型轴承，Cr=50.8kN，C0r=41.2kN。Fa/Fr=Fa/C0=6.3/45.6=0.1386.3/41.2=0.153/=0.138S，轴满足疲劳强度条件。①处轴承端盖与轴应有间隙；②处套杯和端盖凸缘尺寸应加大，以便螺钉与机架连接；③处轴承外圈无法拆卸；④处齿轮不能保证夹紧；⑤处轴没有轴向定位，可向右推移；⑥处应加调整片；⑦处套杯及轴应当减少配合面的精加工长度。改正图从略。题解15—18图15—19答：①处两轴承应当正装；②处应有间隙并加密封圈；③处应有轴肩；④处键不能伸入盖端，轴的伸出部分应加长；⑤处齿轮不能保证夹紧；⑥处应有轴肩定位；⑦处应加调整片；⑧处套筒直径应减小，以便拆轴承。改正图从略。题解15—19图15—20解：题解15—20图 40 15—21解：题解15—21图第十六章弹簧16—1拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧和弯曲弹簧；螺旋弹簧、环形弹簧、板簧、蝶形弹簧和平面涡卷弹簧；16—2（3）；16—3载荷性质；Ⅰ；16—4（3）；16－5（略）16－6答：弹簧丝直径d＜(8～10)mm的弹簧通常采用冷卷，冷卷后的弹簧应进行回火处理，以消除卷制时产生的内应力。弹簧丝直径较大的弹簧通常采用热卷，热卷后的弹簧应进行淬火及中温回火处理。16—7答：弹簧所受载荷与其变形的关系曲线称为弹簧特性曲线。该特性曲线的斜率值反映弹簧的刚度。定刚度弹簧的特性曲线为直线，而变刚度弹簧的特性曲线为曲线。16－8答：圆柱螺旋拉压弹簧受载时，弹簧丝截面上的应力最大点在弹簧丝截面的内侧，最大应力值由式（16－3）计算，引入曲度系数K是为了考虑弹簧丝的升角和曲度对弹簧丝中应力的影响。16－9答：弹簧的旋绕比C=D/d，设计弹簧时，C的取值范围为4～16，C值过大则弹簧偏软，工作时会发生颤动；C值过小则弹簧丝卷绕时受到强烈的弯曲，疲劳强度下降。16—10答：弹簧强度计算的目的是保证弹簧在工作时不出现塑性变形和疲劳破坏。弹簧刚度计算的目的是保证弹簧具有要求的弹性。弹簧强度的影响因素可由公式（16-3）说明，弹簧刚度的影响因素可由公式（16-9）说明。16－11答：受变载荷的圆柱螺旋拉压弹簧由安装载荷F1计算最小应力τmin，由最大载荷F2计算最大应力τmax，然后进行疲劳强度验算、静强度验算和振动验算等。16－12答：圆柱螺旋扭转弹簧受载时，弹簧丝内产生的主要是弯曲应力，弹簧丝中的最大应力（正应力σ）在弹簧丝外侧。16—13答：41 在F作用下，只增大d时，变形减小；只增大n时，变形增大；只增大D时，变形增大。16—14答：弹簧的强度与有效圈数n无关，弹簧的刚度与有效圈数n成反比。16－15答：1）加装导杆。2）加装导套。3）改变两端的支承方式，将自由转动的支承方式改为固定的支承方式。16－16答：在变载荷条件下工作的弹簧应进行振动验算，要求弹簧的基本自振频率fb应不低于其工作频率fw的15～20倍，即fb≥(15～20)fw。若振动验算不合格时，应当增大弹簧的刚度k和减小弹簧的质量m，重新进行设计。16—17解：1．计算弹簧的变形量由B级碳素弹簧钢丝，d=5mm，受Ⅱ类载荷，查表16-3，取σB=1450MPa。查表16-2，G=80000MPa，[τ]=0.4σB=弹簧的旋绕比0.4×1450=580MPa。2425=D=D−d=−=7.4当弹簧承受载荷F时，其变形量Cd3d35×λ8FC=Gdn=2．计算最大工作载荷及变形量由公式（16-4），曲度系数=C−+8×500×7.412×800005−=48.63mm410.6154×7.410.615KC−44C==−4×7.44+7.4=1.2由公式（16-3）和（16-6），弹簧的最大工作载荷和最大变形量分别为π2τ2[]5580Fmax=d=π××=641N8KC8×1.2×7.48F33×16—18解：1．弹簧串联maxλmax=GdCn=8×641×7.412×800005=62.34mm弹簧串联使用，总变形量λ=λ1+λ2，弹簧上的载荷F1=F2=F。串联弹簧的综合刚度和变形比分别为k=⋅kkFF12==×1020=20N/mmF+kkF1F2+10203λ1=/kFF11=kF202==22．弹簧并联λ2/kFF22kF110 为弹簧并联使用，弹簧的变形量λ1=λ2=λ，总载荷F=F1+F2。并联弹簧的综合刚度和载荷比分别F12kF=F=+F=kF+kF2=10+20=30N/mmλλ142 16—19解：F1F2=kFλ11kFλ22=kFkF101==20212弹簧的旋绕比C=D/d=20/4=5。由公式（16-4），曲度系数=C−41−0.6154×510.615KC−44+C==−4×54+5=1.31由C级碳素弹簧钢丝，d=4mm，查表16-3，取σB=1640MPa。查表16-2，G=80000MPa，由Ⅲ类弹簧，[τ]=0.5σB=0.5×1640=820MPa。由公式（16-3）、（16-6），最大工作载荷及最大变形量分别为π2τ2Fmax=d[]=π××48208KC×8×1.315=786.6N83－F)Cn=8×−3×λmax=Fmax0(786.6100)×522×=47.2mm16－20（略）Gd800004一、是非题与选择题机械设计自测试题ⅠⅠ—1（×u65289X；Ⅰ—2（√）；Ⅰ—3（×u65289X；Ⅰ—4（×u65289X；Ⅰ—5（√）；Ⅰ—6（3）；Ⅰ—7（1）；Ⅰ—8（2）；Ⅰ—9（1）；Ⅰ—10（2）；二、填空题Ⅰ—11320MPa；400MPa；240MPa；Ⅰ—12扭转强度条件；Ⅰ—13弹簧丝直径d；圈数n；Ⅰ—14铸造青铜；碳钢或合金钢；提高配对材料的磨合和耐磨性能；Ⅰ—15带传动的计算功率；小带轮转速；Ⅰ—16增大εα，提高传动平稳性。降低齿高，改善抗胶合能力；Ⅰ—17高碳铬钢或渗碳轴承钢；低碳钢或铜合金；Ⅰ—18提高传动平稳性，减小轮齿受力和磨损；Ⅰ—19滚子；球；Ⅰ—20楔；三、问答题Ⅰ—21答：零件的应力集中、表面质量、尺寸效应以及强化方式与试件是不同的，因此，两者的疲劳极限也不kσ同，可由Kσ=(+1−1)1说明，各参数对疲劳极限的影响参见教材。εσβσⅠ—22答：βq在受轴向变载荷条件下，降低螺栓上应力幅的大小，能够提高紧螺栓连接的疲劳强度。可以采用降低螺栓的刚度、提高被连接件的刚度等措施降低螺栓上应力幅的大小。此外，还可采用减少螺栓上的应力集中、改进螺栓的制造工艺、采用均载螺母等方法来提高螺栓连接的疲劳强度。Ⅰ—23答： 应满足的条件是：1）相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；2）被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度；3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。四、分析题Ⅰ—24解：43 参考教材图5－25，推导出公式（5－32）。Ⅰ—25解：题解Ⅰ—25图五、计算题Ⅰ—26解：Fr1=+L1L2L2Fre40200=+×2001640=1968NFr2=Fre−Fr1=1640−1968=−328NFd1=0.68Fr1=Fd2=0.68Fr2=0.68×1968=1338N0.68×328=223NI－27解：∵∴Fae+Fd2=820+223=1043NL2，∴Fa1=∴Fr2>Fr1，,+Fd2>Fd1，}Fae=00.4L1FF2max{Fd1aedFd2 ==+LL120.4L1FreFa2=1−F}=F2Fmax{Fd2,Fdae46d=+LL12re 对于图b，Fr1=Fr2=0，Fd1=Fd=20Fa1=max{Fd1,Fd2−Fae=}0Fa2=1+F}=F五、计算题Ⅱ—27解：max{Fd2,Fdaeaeσp=2T≤σ[]σ1.5kld[p]1.5kldσ1.5×0.5h(L−b)d[p]p×Ⅱ—28解：T≤2=πdn2=π××=1.5×0.5×12×(80−20)×7080×21000=⋅1512Nmv=×601000100120×601000F∵p=≤=v0.628m/s<[]Bd[p]∴F≤[p]Bd=×=15×90100F=135000N135kN∵pv=Bdv≤[pv]∴F≤[pv]Bd/v=15×90×100/0.628=215kNⅡ—29解：∴Fmaxσ≤=min{135,215}135kNσ−1300−=1eKσ=2.5=120MPaN=120×60×150=1080000=1.08×1069=−σσ1emN0=120×107=153.7MPaN×6六、结构分析题Ⅱ—30答：1.0810a）轴通过锥面与轮毂连接，轴环端面造成过定位，应删去轴环；b）改用深沟球轴承，弹性挡圈加剖面线；c）增加键的长度，使键的左端进入导引锥段内，以便在装配时键能对准轮毂的键槽。或者改配合，将H7/r6改为H7/k6；d)参见教材图5-3a。改正图从略。 47'