機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第五版1218章答案

1、 地大北京機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課后答案第十二章12-1解 ：從例 12-1已知的數(shù)據(jù)有： ， ， ， ， ，中心距 ，因此可以求得有關(guān)的幾何尺寸如下： 蝸輪的分度圓直徑： 蝸輪和蝸桿的齒頂高： 蝸輪和蝸桿的齒根高： 蝸桿齒頂圓直徑： 蝸輪喉圓直徑： 蝸桿齒根圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距： 徑向間隙： 12-2 圖12.3 解 ：（ 1）從圖示看，這是一個(gè)左旋蝸桿，因此用右手握桿，四指 ，大拇指 ，可以得到從主視圖上看，蝸輪順時(shí)針旋轉(zhuǎn)。（見(jiàn)圖12.3） （ 2）由題意，根據(jù)已知條件，可以得到蝸輪上的轉(zhuǎn)矩為 蝸桿的圓周力與蝸輪的軸向力大小相等，方向相反，即： 蝸桿的軸向力與蝸輪的

2、圓周力大小相等，方向相反，即： 蝸桿的徑向力與蝸輪的徑向力大小相等，方向相反，即： 各力的方向如圖 12-3所示。 12-3 圖 12.4解 ：（ 1）先用箭頭法標(biāo)志出各輪的轉(zhuǎn)向，如圖12.5所示。由于錐齒輪軸向力指向大端，因此可以判斷出蝸輪軸向力水平向右，從而判斷出蝸桿的轉(zhuǎn)向?yàn)轫槙r(shí)針，如圖12.5所示。因此根據(jù)蝸輪和蝸桿的轉(zhuǎn)向，用手握法可以判定蝸桿螺旋線(xiàn)為右旋。 （ 2）各輪軸軸向力方向如圖12.5所示。 12-4解 ：（ 1）根據(jù)材料確定許用應(yīng)力。 由于蝸桿選用 ，表面淬火，可估計(jì)蝸桿表面硬度 。根據(jù)表12-4， （ 2）選擇蝸桿頭數(shù)。 傳動(dòng)比 ，查表12-2，選取 ，則 （ 3 ）確定蝸

3、輪軸的轉(zhuǎn)矩 取 ，傳動(dòng)效率 （ 4）確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 由表 12-1 查得 ， ， ， ， 。 （ 5）確定中心距 （ 6）確定幾何尺寸 蝸輪的分度圓直徑： 蝸輪和蝸桿的齒頂高： 蝸輪和蝸桿的齒根高： 蝸桿齒頂圓直徑： 蝸輪喉圓直徑： 蝸桿齒根圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距： 徑向間隙： （ 7 ）計(jì)算滑動(dòng)速度 。 符合表 12-4給出的使用滑動(dòng)速度 （說(shuō)明：此題答案不唯一，只要是按基本設(shè)計(jì)步驟，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)條件的答案，均算正確。） 12-5解 ：一年按照 300天計(jì)算，設(shè)每千瓦小時(shí)電價(jià)為 元。依題意損耗效率為 ，因此用于損耗的費(fèi)用為： 12-6

4、解 （1）重物上升 ，卷筒轉(zhuǎn)的圈數(shù)為： 轉(zhuǎn)； 由于卷筒和蝸輪相聯(lián)， 也即蝸輪轉(zhuǎn)的圈數(shù)為 圈；因此蝸桿轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)數(shù)為： 轉(zhuǎn)。 （ 2）該蝸桿傳動(dòng)的蝸桿的導(dǎo)程角為： 而當(dāng)量摩擦角為 比較可見(jiàn) ，因此該機(jī)構(gòu)能自鎖。 （ 3）手搖轉(zhuǎn)臂做了輸入功，等于輸出功和摩擦損耗功二者之和。 輸出功 焦耳； 依題意本題摩擦損耗就是蝸輪蝸桿嚙合損耗，因此嚙合時(shí)的傳動(dòng)效率 則輸入功應(yīng)為 焦耳。 由于蝸桿轉(zhuǎn)了 轉(zhuǎn)，因此應(yīng)有： 即： 可得： 圖 12.6 12-7解 蝸輪的分度圓直徑： 蝸輪和蝸桿的齒頂高： 蝸輪和蝸桿的齒根高： 蝸桿齒頂圓直徑： 蝸輪喉圓直徑： 蝸桿齒根圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：

5、 徑向間隙： 圖 12.7 12-8解 ，取 ， ，則 則油溫 ，小于 ，滿(mǎn)足使用要求。第十三章13-1解 （ 1 ）（ 2 ） = =2879.13mm （ 3 ）不考慮帶的彈性滑動(dòng)時(shí)， （ 4 ）滑動(dòng)率 時(shí)， 13-2解（ 1 ）（ 2 ） = （ 3 ） = = 13-3解 由圖 可知 =  圖 13.6 題 13-3 解圖 13-4解 （ 1 ） = （ 2 ）由教材表 13-2 得 =1400mm （ 3 ） 13-5解 由教材表 13-6 得 由教材表 13-4 得： =0.17kW, 由教材表 13-3 得： =1.92 kW, 由教材表 13-2 得：,由教材表 13

6、-5 得： 取 z=3 13-6解 由教材表 13-6 得 由圖 13-15 得選用 A 型帶 由教材表 13-3 得 選 初選 取 = =1979.03mm 由教材表 13-2 得 =2000mm 由教材表 13-3 得： =1.92 kW， 由教材表 13-4 得： =0.17kW 由教材表 13-2 得： ，由教材表 13-5 得： 取 z=4 13-7解 選用 A 型帶時(shí)，由教材表 13-7 得， 依據(jù)例 13-2 可知： ， =2240mm ， a =757mm ，i =2.3 ，。 由教材表 13-3 得 =2.28 kW， 由教材表 13-4 得： =0.17kW， 由教材表 1

7、3-2 得： 取 z =5 由此可見(jiàn)，選用截面小的 A 型帶較截面大的 B 型帶，單根帶的承載能力減小，所需帶的根數(shù)增多。 13-8 解略。 13-9解 由教材表 13-9 得 p =15.875mm ，滾子外徑 15.875(0.54+cot =113.90mm 15.875(0.54+cot =276.08mm =493.43mm 13-10解 （1） 由圖 13-33得 查教材表 13-11，得 取 由式（ 13-18）得 P （ 2 ）由圖 13-33 得可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞 （ 3 ） 由圖 13-34 查得可用滴油潤(rùn)滑。 13-11解 （ 1 ）鏈輪齒數(shù) 假定 ， 由教材表 13-

8、10，取 ， ，選 實(shí)際傳動(dòng)比 鏈輪節(jié)數(shù) 初選中心距 = 取 由教材表 13-13查得 取 估計(jì)此鏈傳動(dòng)工作位于圖 13-33所示曲線(xiàn)的左側(cè)，由教材表13-11得 采用單排鏈， 由教材圖 13-33得當(dāng) =960r/min時(shí)，08A鏈條能傳遞的功率 滿(mǎn)足要求，節(jié)距 p =12.7mm。 （ 4 ）實(shí)際中心距 （ 5）驗(yàn)算鏈速 由式 13-19得 ，符合原來(lái)假定。 13-12解 （ 1）鏈速 v 由教材表 13-9得，10A型滾子鏈，其鏈節(jié)距p=15.875mm，每米質(zhì)量q=1kg/m，極限拉伸載荷（單排）Q=21800N。 速度 ，故應(yīng)驗(yàn)算靜強(qiáng)度。 （ 2）緊邊拉力 離心拉力 由于是水平傳動(dòng)，

9、 K y =7 ，則懸垂拉力 緊邊拉力 根據(jù)式（ 13-19）可得所需極限拉伸載荷 所以選用 10A型鏈不合適。第十四章14-1解 I 為傳動(dòng)軸， II 、 IV 為轉(zhuǎn)軸， III 為心軸。 14-2解 圓整后取 d=37 mm 。 14-3解 14-4解 按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算，即： 代入數(shù)值計(jì)算得： 。 14-5解 這兩個(gè)軸都是心軸，只承受彎矩。兩種設(shè)計(jì)的簡(jiǎn)化圖如下： 圖 14.5 題 14-5 解圖 圖 14.6 （ a ）中，因?yàn)槭切妮S，故 ，查相關(guān)手冊(cè)得： ，則 考慮到鍵槽對(duì)軸的削弱，直徑再擴(kuò)大 4 % 。得： 圖 14.6 （ b ）中， 14-6解 故 。 14-7解 由題可知 ，

10、， 若不計(jì)齒輪嚙合及軸承摩擦的功率損失，則 （ i = , , ） 設(shè)： ，則 ， ， 14-8解 1. 計(jì)算中間軸上的齒輪受力 中間軸所受轉(zhuǎn)矩為： 圖 14.8 題 14-8 解圖 2. 軸的空間受力情況如圖 14.8 （ a ）所示。 3. 垂直面受力簡(jiǎn)圖如圖 14.8 （ b ）所示。 垂直面的彎矩圖如圖 14.8 （ c ）所示。 4. 水平面受力簡(jiǎn)圖如圖 14.8 （ d ）所示。 水平面的彎矩圖如圖 14.8 （ e ）所示。 B 點(diǎn)左邊的彎矩為： B 點(diǎn)右邊的彎矩為： C 點(diǎn)右邊的彎矩為： C 點(diǎn) 左 邊的彎矩為： 5. B 點(diǎn)和 C 點(diǎn)處的合成最大彎矩為： 6. 轉(zhuǎn)矩圖如圖 1

11、4.8 （ f ）所示，其中 。 7 可看出， B 截面為危險(xiǎn)截面，取 ，則危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩為： 查表得： ，則按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算軸 II 的直徑為： 考慮鍵槽對(duì)軸的削弱，對(duì)軸直徑加粗 4% 后為： 14-9解 該題求解過(guò)程類(lèi)似于題 14-8 。在此略。 14-10解 鋼的切變模量 ，按扭轉(zhuǎn)剛度要求計(jì)算，應(yīng)使 即 14-11解 1. 求該空心軸的內(nèi)徑 空心軸的抗扭截面模量 實(shí)心軸的抗扭截面模量 令 ，即 解得 圓整后取 。 2 計(jì)算減輕重量的百分率 實(shí)心軸質(zhì)量密度×體積 空心軸質(zhì)量 空心軸減輕重量的百分率為 42.12% 。 第十五章15-1答 滑動(dòng)軸承按摩擦狀態(tài)分為兩種：液體摩擦

12、滑動(dòng)軸承和非液體摩擦滑動(dòng)軸承。 液體摩擦滑動(dòng)軸承：兩摩擦表面完全被液體層隔開(kāi)，摩擦性質(zhì)取決于液體分子間的粘性阻力。根據(jù)油膜形成機(jī)理的不同可分為液體動(dòng)壓軸承和液體靜壓軸承。 非液體摩擦滑動(dòng)軸承：兩摩擦表面處于邊界摩擦或混合摩擦狀態(tài)，兩表面間有潤(rùn)滑油，但不足以將兩表面完全隔離，其微觀凸峰之間仍相互搓削而產(chǎn)生磨損。 15-2解 （ 1）求滑動(dòng)軸承上的徑向載荷 （ 2）求軸瓦寬度 （ 3）查許用值 查教材表 15-1，錫青銅的 ， （ 4）驗(yàn)算壓強(qiáng) （ 5）驗(yàn)算 值 15-3解 （1）查許用值 查教材表 15-1，鑄錫青銅ZCuSn10P1的 ， （ 2）由壓強(qiáng) 確定的徑向載荷 由 得 （ 3）由 值

13、確定的徑向載荷 得 軸承的主要承載能力由 值確定，其最大徑向載荷為 。 15-4解 （ 1）求壓強(qiáng) （ 5）求 值 查表 15-1，可選用鑄鋁青銅ZCuAl10Fe3 ， 15-5證明 液體內(nèi)部摩擦切應(yīng)力 、液體動(dòng)力粘度 、和速度梯度之間有如下關(guān)系： 軸頸的線(xiàn)速度為 ，半徑間隙為 ，則 速度梯度為 磨擦阻力 摩擦阻力矩 將 、 代入上式 第十六章16-1解 由手冊(cè)查得6005 深溝球軸承，窄寬度，特輕系列，內(nèi)徑 ，普通精度等級(jí)（0級(jí)）。主要承受徑向載荷，也可承受一定的軸向載荷；可用于高速傳動(dòng)。 N209/P6 圓柱滾子軸承，窄寬度，輕系列，內(nèi)徑 ，6級(jí)精度。只能承受徑向載荷，適用于支承剛度大而

14、軸承孔又能保證嚴(yán)格對(duì)中的場(chǎng)合，其徑向尺寸輕緊湊。 7207CJ 角接觸球軸承，窄寬度，輕系列，內(nèi)徑 ，接觸角 ,鋼板沖壓保持架，普通精度等級(jí)。既可承受徑向載荷，又可承受軸向載荷，適用于高速無(wú)沖擊, 一般成對(duì)使用，對(duì)稱(chēng)布置。 30209/P5 圓錐滾子軸承，窄寬度，輕系列，內(nèi)徑 ，5級(jí)精度。能同時(shí)承受徑向載荷和軸向載荷。適用于剛性大和軸承孔能?chē)?yán)格對(duì)中之處，成對(duì)使用，對(duì)稱(chēng)布置。 16-2解 室溫下工作；載荷平穩(wěn) ，球軸承 查教材附表 1， （ 1）當(dāng)量動(dòng)載荷 時(shí) 在此載荷上，該軸承能達(dá)到或超過(guò)此壽命的概率是 90%。 （ 2）當(dāng)量動(dòng)載荷 時(shí) 16-3解 室溫下工作 ；載荷平穩(wěn) ，球軸承 當(dāng)量動(dòng)載荷

15、 查教材附表1，可選用軸承6207（基本額定動(dòng)載荷 ）。 16-4解 （1）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 查手冊(cè)， 6313的 ， ，查教材表16-12，并插值可得 ，所以 ， 當(dāng)量動(dòng)載荷 （ 2）計(jì)算所需基本額定動(dòng)載荷 查教材表 16-9，室溫下工作 ；查教材表16-10有輕微沖擊 ，球軸承 因所需的 ，所以該軸承合適。 16-5解 選擇軸承型號(hào) 查教材表 16-9，工作溫度125時(shí)， ；載荷平穩(wěn)， 選用球軸承時(shí)， 查教材附表 1，根據(jù) 和軸頸 ，可選用球軸承6408（基本額定動(dòng)載荷 ）.選用滾子軸承時(shí)， 查教材附表 1，根據(jù) 和軸頸 ，可選用圓柱滾子軸承N208（基本額定動(dòng)載荷 ）。（ 2）滾子軸承的載

16、承能力較大，并查手冊(cè)可知其徑向尺寸小。 16-6解 （ 1）按題意，外加軸向力 已接近 ，暫選 的角接觸軸承類(lèi)型70000AC。 （ 2）計(jì)算軸承的軸向載荷 (解圖見(jiàn)16.4b) 由教材表 16-13查得，軸承的內(nèi)部派生軸向力 ，方向向左 ，方向向右 因 ， 軸承 1被壓緊 軸承 2被放松 （ 3）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 查教材表 16-12， ，查表16-12得 ， 查表16-12得 ， （ 3）計(jì)算所需的基本額定動(dòng)載荷 查教材表 16-9，常溫下工作， ；查教材表16-10，有中等沖擊，取 ；球軸承時(shí)，；并取軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷為計(jì)算依據(jù) 查手冊(cè)，根據(jù) 和軸頸 ，選用角接觸球軸承7308AC合適（基

17、本額定動(dòng)載荷 ）。 16-7 根據(jù)工作要求，選用內(nèi)徑 的圓柱滾子軸承。軸承的徑向載荷 ，軸的轉(zhuǎn)速，運(yùn)轉(zhuǎn)條件正常，預(yù)期壽命 ，試選擇軸承型號(hào)。 解 正常條件下， ； ；滾子軸承 當(dāng)量動(dòng)載荷 查手冊(cè)，根據(jù) 和軸頸 ，選用圓柱滾子軸承N310（基本額定動(dòng)載荷 ）。 16-8解 (1)求斜齒輪上的作用力 齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒輪的分度圓直徑 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 由圖可知 ,斜齒輪為右旋,主動(dòng)小齒輪,順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)時(shí)其軸向力指向右 （ 2）求軸承徑向載荷 假設(shè)小齒輪與大齒輪的嚙合點(diǎn)位于小齒輪的上端。 圖16.12 題16-8解圖1 垂直方向 水平方向 左端軸承 1的徑向載荷 右端軸承

18、2的徑向載荷 （ 3）求軸承的派生軸向力 現(xiàn)已知 、 、 （向右） 查教材附表 3，圓錐滾子軸承30206的接觸角 （向右） （向左） （ 4）求軸承的軸向力 因 向右、 向右、 向左 圖16.13 題16-8解圖2 左端軸承 1被放松 右端軸承 2被壓緊 （ 5）求當(dāng)量動(dòng)載荷 查教材表 16-12 圓錐滾子軸承 ，查表16-12得 ， 查表16-12得 ， （ 6）求軸承的基本額定壽命 正常條件下， ； ；滾子軸承 ，查教材附表3，圓錐滾子軸承30206的當(dāng)量動(dòng)載荷取 第十七章17-1解 1）選擇型號(hào)：因此類(lèi)機(jī)組一般為中小型，所需傳遞的功率中等，直流發(fā)電機(jī)載荷平穩(wěn)，軸的彎曲變形較小，聯(lián)接之后

19、不再拆動(dòng)，故選用傳遞轉(zhuǎn)矩大、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的固定式剛性聯(lián)軸器，如凸緣聯(lián)軸器。 2）按傳遞最大功率求計(jì)算轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩 。 由教材表 17-1查得，當(dāng)工作機(jī)為發(fā)電機(jī)時(shí)的工作情況系數(shù)。則計(jì)算轉(zhuǎn)矩 根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩、軸的轉(zhuǎn)速 、外伸軸直徑d=45mm查手冊(cè)，可用標(biāo)準(zhǔn)GB5843-1986鉸制孔型凸緣聯(lián)軸器 YL9。其許用轉(zhuǎn)矩為 ，許用最大轉(zhuǎn)速 。其他主要尺寸：螺栓孔中心所在圓直徑 ，6只M10 螺栓。 17-2解 （ 1）選擇型號(hào)：因汽輪發(fā)電機(jī)組的轉(zhuǎn)子較重，傳遞的轉(zhuǎn)矩特大，軸有一定的彎曲變形，工作環(huán)境為高溫高壓蒸汽，軸有伸長(zhǎng)，故選用耐溫的齒式聯(lián)軸器。 （ 2）求計(jì)算轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩。 由教材表 17-1,當(dāng)工作機(jī)為發(fā)電

20、機(jī)原動(dòng)機(jī)為汽輪機(jī)時(shí)的工作情況系數(shù)仍可取 。則計(jì)算轉(zhuǎn)矩根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩、軸的轉(zhuǎn)速 、外伸軸直徑d=120mm查手冊(cè)，可用標(biāo)準(zhǔn)ZB19012-1989GCLD型鼓型齒式聯(lián)軸器GCLD7。其許用轉(zhuǎn)矩為 ，許用最大轉(zhuǎn)速。 17-3 圖 17.2 題17-3圖 圖17.3 題17-3解圖 解 可選用一超越離合器，如圖 17.3所示。電動(dòng)機(jī)1和電動(dòng)機(jī)2的轉(zhuǎn)速是相同的，但電動(dòng)機(jī)1經(jīng)過(guò)蝸桿蝸輪傳動(dòng)后，轉(zhuǎn)速降至 ，并有 。當(dāng)兩電機(jī)同時(shí)開(kāi)動(dòng)時(shí)，因 ，超越離合器松開(kāi)， 傳不到 軸上， 軸由電機(jī)2帶動(dòng)。若電動(dòng)機(jī)1開(kāi)動(dòng)后，再停止電動(dòng)機(jī)2，那么當(dāng)電動(dòng)機(jī)2停止轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)， ，超越離合器被滾珠楔緊帶動(dòng) 軸旋轉(zhuǎn)。所以任何時(shí)間都不會(huì)卡死

21、。 17-4圖 17.4 題17-4圖 解 （ 1）求計(jì)算轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩 。 由教材表 17-1查得，當(dāng)工作機(jī)為車(chē)床時(shí)的工作情況系數(shù) 。則計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （ 2）求摩擦面數(shù)目 由教材式（ 17-7） 得 由教材表 17-2查得 ，并將 、 、 、 代入上式得 摩擦面數(shù)應(yīng)為 10。主動(dòng)摩擦片為6片，從動(dòng)摩擦片為5片時(shí)，摩擦面數(shù) 即可實(shí)現(xiàn)。 （ 3）驗(yàn)算壓強(qiáng) 查教材表 17-2，取 合適。 17-5 答 ：自行車(chē)從動(dòng)鏈輪與內(nèi)棘輪 3相固聯(lián)，棘爪4通過(guò)彈簧始終與棘齒嚙合。當(dāng)腳蹬踏板順時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，經(jīng)主動(dòng)鏈輪1、鏈條2帶動(dòng)從動(dòng)鏈輪3順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，再通過(guò)棘爪4使后輪軸5順時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)自行車(chē)前行。自行車(chē)前進(jìn)時(shí)，如果腳踏板

22、不動(dòng)，從動(dòng)鏈輪（內(nèi)棘輪）不轉(zhuǎn)，后輪軸5便超越內(nèi)棘輪3而轉(zhuǎn)動(dòng)，棘爪4在棘輪齒背上滑過(guò)，從而實(shí)現(xiàn) 圖17.5 題17-5解圖不蹬腳踏板的自行滑行。 17-6 圖 17.6 題17-6圖 解 自動(dòng)離心離合器的工作原理是：活動(dòng)瓦塊在離心慣性力的作用下克服彈簧拉力壓緊鼓輪內(nèi)壁，當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速達(dá)到一定值時(shí)，壓緊力所產(chǎn)生的摩擦力矩克服外力矩后，離合器處于接合狀態(tài)。故離合器所能傳遞的轉(zhuǎn)矩與軸的轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系是： 則： 當(dāng)輸入軸的角速度為 時(shí)，傳遞轉(zhuǎn)矩 第十八章18-1解 1）彈簧絲最大剪應(yīng)力取 時(shí)對(duì)應(yīng)著最大工作載荷 由彈簧的材料、載荷性質(zhì)查教材表18-1得；由彈簧絲直徑 查教材表18-2得 。故 由式（ 18-

23、2）可解得最大工作載荷 將 ，及由教材圖18-6查得 代入上式，得 在 作用下的變形量 即為最大變形量，由式（18-4）得 2）采用端部磨平結(jié)構(gòu)時(shí)，設(shè)兩端各有3/4圈并緊，其有效圈數(shù)為 圈 則其并緊高度 將 代入自由高度計(jì)算式，得其自由高度 3）驗(yàn)算穩(wěn)定性 符合穩(wěn)定性要求。 18-2解 （ 1）初選彈簧絲直徑 根據(jù)對(duì)結(jié)構(gòu)尺寸的限制條件，此彈簧的內(nèi)徑應(yīng) ，彈簧外徑應(yīng) ，故彈簧絲直徑 ，初選 （ 2）確定許用應(yīng)力 彈簧用碳素鋼絲 組制造，承受沖擊載荷，由教材表18-1、表18-2查得 （ 3）確定彈簧絲直徑 由式（ 18-2）可解得 因 ，取 ，則 ，查教材圖18-6得 ，將各值代入上式，得 說(shuō)明取 的碳素鋼絲滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 （ 4）確定彈簧有效圈數(shù) 由式（ 18-5）得 將彈簧的剛度 代入上式，得 圈，取 圈 （ 5）計(jì)算彈簧的其他尺寸 彈簧內(nèi)徑： 彈簧外徑： 彈簧間距： ， 彈簧節(jié)距： 螺旋升角： 彈簧總?cè)?shù)：兩端各并緊 3/4圈磨平，則 圈 彈簧絲的展開(kāi)長(zhǎng)度： 自由高度： 安裝高度： （ 6）驗(yàn)算彈簧的穩(wěn)定性 符合穩(wěn)定性要求。 18-3解 1）彈簧儲(chǔ)存的變形能為： 由題意可知 ， ， ，代入上式可得 則彈簧剛度： 2）由 ，查教材表18-1得 代入式（18-2）得 說(shuō)明此彈簧的強(qiáng)度足夠。 3）彈簧的有效圈數(shù)：