機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)習(xí)題范例

1、說明本習(xí)題范例包括本課程學(xué)習(xí)期間應(yīng)完成的全部設(shè)計性的課外習(xí)題，提供了這些習(xí)題訓(xùn)練的重點(diǎn)、分析解決問題的一些思考、大致的設(shè)計步驟（數(shù)據(jù)由同學(xué)們根據(jù)自己的設(shè)計確定）。此外，還提供了一些重要章節(jié)的典型的思考題，期望在學(xué)時較少的情況下，對同學(xué)們掌握本課程的知識、提高分析解決問題的能力有所幫助。如果其中存在任何不足或謬誤之處，請同學(xué)們一定將意見反饋給老師我，在此先行謝過！題2.2鋼制扳手的手柄用兩個螺栓聯(lián)接如圖所示。已知扳緊力P200N。試設(shè)計此螺栓聯(lián)接（要求采用普通螺栓和鉸制孔用螺栓兩種方案，并分析比較結(jié)果）。評價要點(diǎn)正確的受力分析；正確確定螺栓尺寸；擠壓高度的正確確定；若能提出從受力角度的改進(jìn)意見則

2、應(yīng)加分（具求異思維）。解答參考 螺栓處承受的工作載荷設(shè)螺栓處承受的工作載荷分別為F1、F2，分別對點(diǎn)1、2取矩，有：Pl1F2l2 F28P1600NP(l1+l2)F1l2 F19P1800N由于螺栓1處工作載荷較大，設(shè)計應(yīng)以1處的載荷為準(zhǔn)。 采用普通螺栓取可靠性系數(shù)Kf1.2，由表2.7取摩擦系數(shù)m 0.15，根據(jù)靜力平衡條件可得FKf F1/m 14400 N擬用4.6級的螺栓，為便于裝配，考慮不嚴(yán)格控制預(yù)緊力，暫定安全系數(shù)S=3，則許用應(yīng)力為s 240/380MPa。依強(qiáng)度條件可得：17.26 mm查手冊可知，取M20合理。對照表2.4，初定S3是適當(dāng)?shù)摹?采用鉸制孔用螺栓螺栓仍然用4

3、.6級，被聯(lián)接件材料與螺栓相同，由表2.6有：t ss /2.596MPa，sp ss/1.25192MPa。根據(jù)剪切強(qiáng)度條件可得：4.89 mm擠壓強(qiáng)度相對較弱，因此可將螺栓直徑稍微取大些，本例查手冊取M6×28的鉸制孔用螺栓，其光桿直徑d07，光桿長度為16，故擠壓高度h6mm，擠壓應(yīng)力為sp 42.85MPasp 擠壓強(qiáng)度足夠。從承載的角度看，鉸制孔用螺栓聯(lián)接更能發(fā)揮螺栓材料的潛能，在同樣的載荷下，鉸制孔用螺栓的尺寸比普通螺栓的尺寸小。題2.7如圖所示，鑄鐵軸承托架用四個螺栓緊固在鋼制立柱上。已知軸承載荷P5kN，a 60°。試設(shè)計此螺栓組聯(lián)接。解答參考根據(jù)力的分解和

4、簡化原理，載荷對螺栓組聯(lián)接的作用可用作用于底板中心的水平力RH、鉛垂力RV及傾覆力矩M的聯(lián)合作用來代替，其中：RHPsina4330N，RVPcosa 2500N，M150(RHRV)1024500Nmm，由RH引起的螺栓工作拉力 F11082.5N，由M引起的螺栓的工作拉力 F2M/(4×140)1830N。1根據(jù)托架不下滑的條件 4(FF1)m Kf RV有 ，取m 0.15，Kf 1.2，可求得 F6082.5 N。2根據(jù)上側(cè)不出現(xiàn)間隙、下側(cè)不被壓潰條件的條件確定預(yù)緊力底板接觸面積 A2×100×1503000mm2底板抗彎截面模量 W150(3202120

5、2)/62200000mm3由4(FF1)引起的壓應(yīng)力為 sp14(FF1)/A由M引起的拉、壓應(yīng)力為 sp2M/W1024500/22000000.465MPa上側(cè)不應(yīng)出現(xiàn)間隙，即sp1sp2 0，因此：F0.465×A/4F14570 N。設(shè)托架材料為HT150，則其最小抗壓強(qiáng)度極限sb1min330MPa，設(shè)立柱材料為ZG200-400，其最小屈服極限sb2min200MPa，取鑄鐵安全系數(shù)S2.5，鋼的安全系數(shù)S1.25，則許用擠壓應(yīng)力為sp1330/2.5132MPa sp2200/1.25160MPa因 sp1sp2，故取許用擠壓應(yīng)力spsp1132MPa。由下側(cè)不壓潰條

6、件 sp1sp2sp 可得：F987595 N綜合上述情況有 6082.5F987595，最終取 F8000 N。3螺栓強(qiáng)度計算上部螺栓受力最大，最大工作載荷為 FmaxF1F21082.518302912.5 N因工作載荷與預(yù)緊力相比很小，故可以不考慮相對剛度問題，直接取螺栓總拉力F0FFmax10912.5N?？紤]螺栓采用4.6級，擰緊時控制預(yù)緊力，取安全系數(shù)S1.5，則許用應(yīng)力s 160MPa，于是有：d110.62mm，查手冊取M12的螺栓可矣。題2.9圖示為剛性聯(lián)軸器的螺栓組聯(lián)接。已知4個M16的鉸制孔用螺栓均布在直徑為155mm的圓周上，螺栓的性能級別為4.6級；聯(lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩T1

7、500Nm，聯(lián)軸器為鋼制。試校核螺栓的強(qiáng)度并確定螺栓的長度。評價要點(diǎn)正確、合理的受力分析；螺栓尺寸的確定；擠壓高度的確定。解答參考 每個螺栓處的橫向剪切力為4838.7N4.6級螺栓的屈服極限為ss1240MPa，設(shè)被聯(lián)接件材料為Q235鋼，其屈服限為ss2235MPa，由表2.6有：sp ss2/1.25188MPa。查手冊：對于M16的鉸制孔用螺栓，其d017，相應(yīng)的螺母厚度為8(薄螺母)或15(普通螺母)，故螺栓長度為L2×238(15)54(61)mm，取L55(60)mm對應(yīng)的光桿長度為l027(32)mm，因此擠壓高度h27(32)234(9)mm。于是 sp 71.16

8、（31.63）MPasp 無論采用普通螺母或薄螺母，擠壓強(qiáng)度都足夠。題3.1圖示為某減速器上的聯(lián)軸器。已知：聯(lián)軸器傳遞轉(zhuǎn)矩T200Nm，軸徑d55mm，輪轂寬度B100mm，聯(lián)軸器材料為Q235鋼，軸、鍵的材料均為45鋼，工作時有輕微沖擊。試選擇鍵聯(lián)接并驗算聯(lián)接的強(qiáng)度。評價要點(diǎn)擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度的強(qiáng)弱；許用擠壓應(yīng)力應(yīng)取誰的？能否正確確定鍵長？解答參考根據(jù)d查手冊確定鍵的截面尺寸為：d×h 16×10考慮到鍵的剪切強(qiáng)度往往較為富裕，故先根據(jù)擠壓強(qiáng)度確定鍵長。由表3.1查得：sp 125150MPa。由擠壓強(qiáng)度條件得鍵的有效長度為：23.2719.39mm考慮到是軸的伸出端用鍵

9、，輪轂的轂孔長度為100mm，故選用鍵長L3590mm的C型平鍵都行。由于平鍵聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度都富裕很多，因此鍵的剪切強(qiáng)度必然足夠，不必校核剪切強(qiáng)度。題3.7用圓錐銷聯(lián)接兩軸的套筒聯(lián)軸器如圖所示。已知：軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T500Nm，軸徑d38mm，聯(lián)軸器材料為鑄鐵，套筒直徑D90mm，軸的材料為45鋼，工作時載荷平穩(wěn)。試選擇圓錐銷并驗算其強(qiáng)度。解答參考銷的材料常為35、45鋼，一般取t 80MPa，鑄鐵套筒的許用擠壓應(yīng)力根據(jù)表3.1取sp 75MPa。設(shè)銷的公稱直徑為ds ，那么根據(jù)剪切強(qiáng)度條件 t 求得：ds 14.47 mm查手冊，選取 銷 GB117-86 A16×100。校核擠壓強(qiáng)

10、度條件15.815MPasp 擠壓強(qiáng)度足夠。習(xí)題5.4設(shè)計一破碎機(jī)用普通V帶傳動。已知電動機(jī)型號為Y132S-4，額定功率P5.5kW，轉(zhuǎn)速n11440 r/mm，從動帶輪轉(zhuǎn)速n2600 r/mm，允許轉(zhuǎn)速誤差±5，兩班制工作，希望中心距不超過650mm。評價要點(diǎn)正確查表；合理地確定尺寸D1（考慮v的問題）、D2（考慮彈性滑動）、Ld 。解答參考1計算功率 PcKA P1.4×5.57.7 kW （由表5.5 KA 1.4）2選擇帶的型號 根據(jù)選型圖5.14選擇A型帶3帶輪直徑（根據(jù)工作點(diǎn)在選型圖的位置，查表）取D1125 v9.4 m/s 因 in1/n22.4 故D2D

11、1 i300 mm4確定帶長 初定a0600 mm L2 a01880.35 mm 查表5.2取基準(zhǔn)長度Ld 1800 mm KL1.01 實際中心距 aa0(LdL)/2560 mm5小帶輪包角 a11800×57.30 162.090 6V帶的根數(shù) 查表5.3 P01.93 kW，查表5.7 Ka0.956，查表5.4 DP00.17 kW 于是 z3.80 最終取z4根7對軸的壓力（查表5.1 q0.10kg/m） 張緊力 F0500qv2174.21 N 軸上載荷 FQ2zF0sin1376.68N 8帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）結(jié)果：A型帶，Ld 1800 mm，z4根，D1125m

12、m，D2300mm，a560mm，張緊力F0174.21N，壓軸力FQ1376.68N。習(xí)題5.8設(shè)計一往復(fù)式壓氣機(jī)上的滾子鏈傳動。已知電動機(jī)轉(zhuǎn)速n1960r/min，P3kW，壓氣機(jī)轉(zhuǎn)速n2300r/min，希望中心距不超過650mm，要求中心距可以調(diào)節(jié)。解答參考1選擇鏈輪齒數(shù)傳動比 in1/ n23.2，初定鏈速 v38m/s查表5.14取 z121，z2iz167.2，取z267。2確定鏈節(jié)數(shù)（初定中心距a040 p）125.3實取 Lp126 節(jié)3確定鏈條節(jié)距查表5.11得KA1.3，估計工作點(diǎn)位于功率曲線頂點(diǎn)的左側(cè)，查表5.12得Kz1.11，查圖5.28得鏈長系數(shù)KL1.07，擬用

13、單排鏈，查表5.13得Km1，故實際工況下傳動功率為3.28kW根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速n1(960r/min)和功率(3.28kW)查圖5.26，選擇滾子鏈型號為08A，其節(jié)距p12.7mm。4確定實際中心距512.26mm中心距減小量 Da(0.0020.004)a1.022.04mm實際中心距 a513.3514.3mm，取a514650 mm，滿足設(shè)計要求。5驗算鏈條速度v4.26 m/s 與原假設(shè)相符。6求對軸的壓力工作拉力F704 N，取KQ1.2，于是壓軸力FQKQF845N。7潤滑方式選擇 根據(jù)鏈速v和節(jié)距p查圖5.27，選擇油浴或飛濺潤滑。8鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）設(shè)計結(jié)果：滾子鏈 08A-

14、1×126 GB1243.1-83，z121，z267，a514mm，油浴或飛濺潤滑，壓軸力FQ845N。習(xí)題6.1 習(xí)題6.4試設(shè)計一閉式直齒圓柱齒輪傳動，已知：傳動比 i =4.5，輸入轉(zhuǎn)速n1=960r/min，傳遞功率P=10.2 kW；每天工作16h，要求壽命5年（每年按250個工作日計算）；對稱布置，電機(jī)驅(qū)動，載荷有中等沖擊（按軟、硬兩種齒面進(jìn)行設(shè)計）。評價要點(diǎn)是否認(rèn)真查表；是否知道兩種工作能力的相對強(qiáng)弱；正確評價設(shè)計結(jié)果。解答參考說明：藍(lán)色數(shù)據(jù)為第2方案，當(dāng)兩方案數(shù)據(jù)相同時，第2方案不單獨(dú)列出。1確定材料與熱處理方式考慮到該齒輪傳動無特殊要求，出于等強(qiáng)度和抗膠合的考慮，

15、大小齒輪應(yīng)有適當(dāng)?shù)挠捕炔?。由?.1確定材料組合如下：方案1：小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，HBS229286；大齒輪45鋼正火，HBS169217。方案2：小齒輪42SiMn表面淬火，HRC4555；大齒輪45鋼表面淬火，HRC4550。2確定許用應(yīng)力（MPa）圖6.14、圖6.15得sHlim1=605(HBS250)、1170(HRC=50)，sHlim2=560(HBS200)、1140(HRC=47)。sFlim1=225(HBS250)、365(HRC=50)，sFlim2=210(HBS200)、355(HRC=47)。由表6.5取 SHmin =1.1，SFmin=1.5使用壽命 N1=6

16、0n1 jLh=60×960×1×16×250×5=11.52×108N2= N1/ i =11.52×108/4.5=2.56×108由圖6.16曲線1：ZN1=1，ZN2=1.14；由圖6.17得：YN1= YN2=1，YST=2sHP1=550（1063），sHP2=509（1036）。sFP1=300（487），sFP2=280（473）。3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（長期單向運(yùn)轉(zhuǎn)的閉式齒輪傳動）工作轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106=101468.75 NmmZH=2.5（圖6.2），ZE=189.8（表

17、6.3），Ze =0.87（p135），yd =0.8（0.4）（表6.8）載荷系數(shù) K= KA×Kv×Ka×Kb =1.815（1.98）其中：KA =1.25（表6.2），Kv =1.1（p134），Kb =1.1（1.2）（p134），Ka=1.1（p134）。d1=71.8（57.98）mm4初定齒輪參數(shù)因為是閉式齒輪傳動，為降低制造成本，提高工作平穩(wěn)性，齒數(shù)可適當(dāng)取大些。初?。簔1=30（28），z2= i×z1=135（126），于是 m=2.37（1.93）mm查手冊，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=2.5（2），則齒輪實際分度圓直徑為：d1= m z1=

18、75（60）mm 所需最小值，d2= m z2 =337.5（252）mm；實際中心距 a =0.5(d1+ d2)=206.25（156）mm齒寬 b2= b =yd d1=60（24）mm，b1= b +5=65（30）mm6校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒形系數(shù) YFa1=2.52（2.55），YFa2=2.16；應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=1.63（1.61），YSa2=1.81，并取 Ye=0.75（p137），于是：sF1=YFa1 YSa1 Ye =100.86（399）MPasFP1sF2=sF1=96（380）MPasFP2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。由于齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度都滿足

19、要求，最終參數(shù)就取初步確定的參數(shù)。分析設(shè)計結(jié)果，可得到如下結(jié)論：硬齒面齒輪結(jié)構(gòu)比軟齒面齒輪緊湊，材料消耗少得多。因此在可能得情況下，應(yīng)優(yōu)先考慮使用硬齒面齒輪。習(xí)題7.5試設(shè)計一長期連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動。已知：傳遞功率P =5.3 kW，傳動比 i =18.5，蝸桿軸轉(zhuǎn)速n1=1460r/min，載荷平穩(wěn)，單向工作。要求工作壽命不低于10000小時。評價要點(diǎn)：蝸桿傳動類型選擇；主要參數(shù)（如齒數(shù)、中心距、變位系數(shù)、傳動比）的正確匹配。解答參考1選擇蝸桿傳動類型因該蝸桿傳動無特別的要求，本設(shè)計假定條件為一般精度、小批量生產(chǎn)，為降低生產(chǎn)成本，擬用阿基米德蝸桿。2. 確定轉(zhuǎn)矩T2考慮到是動力傳動且傳動

20、比不大，取z1=2，則z2= i×z1=37，n2= n1/i =78.92 r/min，又由表7.10，暫取效率h=0.8，故T2=9.55×106=9.55×106=513076 r/min3選擇材料、確定許用應(yīng)力和材料彈性系數(shù)方案1：蝸桿45鋼表面淬火，HRC4555；蝸輪鑄鋁鐵青銅；由表7.6查得sHP =160MPa（估計vs 4m/s）；由表7.8：sFP = 80 MPa；材料彈性系數(shù)：ZE =164（p159）。方案2：蝸桿45鋼表面淬火，HRC4555；鑄錫磷青銅，砂模。由表7.7查得 =180MPa；而N =60 n2jLh=47352000，

21、故KHN =0.8233，sHP =KHN =148.19 MPa；由表7.8：= 40 MPa，KFN =0.8413，sFP =KFN =33.65 MPa；材料彈性系數(shù)：ZE =147（p159）。4按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計1）確定相關(guān)系數(shù)載荷系數(shù)：K= KA×Kv×Kb =1.05×1×1.1=1.155，其中：Kb =1（p159），KA =1.05（表7.5），Kv =1.1（p159）。接觸系數(shù)：先假定 d1/a=0.35，由圖7.7得Zr =2.9。2）確定中心距 a 方案1：a = 173.65 mm 方案2：a = 169.90 mm

22、取中心距a =180 mm，根據(jù)i =18.5查表7.2，m=8、d1=63，d1/a =0.35，初定Zr 合適。5確定主要參數(shù)與尺寸1）蝸桿 蝸桿頭數(shù)z1=2，軸向齒距px =p m=25.133，直徑系數(shù)q = d1/m =7.875，齒頂圓直徑 da1=79，齒根圓直徑 df1=43.8，分度圓導(dǎo)程角 g =arctan(z1/q)=14.25°。2）蝸輪 齒數(shù) z2=37，分度圓直徑 d2=m z2=296，因標(biāo)準(zhǔn)中心距 a =179.5mm，實際中心距 a =180，變位系數(shù) x2=(2a-d1- d2)/2m=0.0625，喉圓直徑da2= d22ha2=312，根圓直

23、徑 df2= d2-2hf2=276.8 mm。5校核蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度當(dāng)量齒數(shù) zv2= z2/cos3g =40.64，由圖7.8查得YFa2=2.38（zv2=40.64、x2=0.0625），螺旋角系數(shù)Yb =1-g /120°=0.88125 ，于是sF2=YFa2Yb =13.15 << sFP = 80 或33.65 MPa，彎曲強(qiáng)度足夠。6驗算滑動速度vs =p d1 n1/ (60000cosg )= 4.97 m/s不難看出，兩個方案都是可用的。若采用方案1，則實際滑動速度較估計值稍大，發(fā)生膠合失效的可能性要大些，應(yīng)考慮增大散熱冷卻的措施；若采用方案

24、2，則正常工作的概率要大些，但由于采用了錫磷青銅，成本要高些。涉及的其它設(shè)計工作如：確定精度等級、熱平衡計算、繪制蝸桿蝸輪工作圖等，此處略。習(xí)題8.3根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端選用a =15°的角接觸球軸承，正裝，軸頸直徑d =35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n=1860r/min。已知兩軸承的徑向負(fù)荷分別為R1=3390N（左軸承），R2=1040N（右軸承），外部軸向負(fù)荷FA =870N，作用方向指向左軸承。試確定軸承的工作壽命。解答參考說明：藍(lán)色數(shù)據(jù)為第2方案，當(dāng)兩方案數(shù)據(jù)相同時，第2方案不單獨(dú)列出。1確定基本額定動負(fù)荷和基本額定靜負(fù)荷根據(jù)題目要求暫定型號為：7207C（73

25、07C）查手冊得：Cr=23.5（34.2）kN，C0r=17.5（26.8）kN。由表8.6查得：fp=1.5（中等沖擊）2計算軸承軸向力由表8.7查得70000C型軸承的派生軸向力為：S = 0.5R ，于是有S1=0.5×3390=1695N（方向向右） S2=0.5×1040=520N（方向向左）因：S2+FA =520+870=1390S1=1695N，可知軸承2壓緊、軸承1放松，于是A1= S1=1695N ，A2= S1- FA =1695-870=825N3確定當(dāng)量動負(fù)荷 Pi = fp(xi +yi) 表8.5，A1/C0r =0.097（0.063），線性查值得e10.467（0.43）；A2/C0r