欢迎阅读第三章 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 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]得 3-4 ，[解] 3-5 C ，求出该截 [解] （ （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，其计算安全系数第五章 螺纹连 接和螺旋传动p101习题答案解：[ （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=︒=r由图可知，螺栓最大受力故M 6×40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 ）方案中由（b ）图可知，螺栓受力最大为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5-11 材料自选。

(1) (2)（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（）得?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，对（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。

（8据教材表力为（9B=70mm.螺杆的长度：按一端自由，一段固定考虑，取螺杆的柔度：,因此本题螺杆得所以满足稳定性要求。

第六章 键、花键、无键连接和销连接p115习题答案6-1 6-26-3 在一直径mm 80=d 的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽度 1.5d L =，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。

[解] 根据轴径mm 80=d ，查表得所用键的剖面尺寸为mm 22=b ，mm 14=h根据轮毂长度mm 120805.1'=⨯==1.5d L 取键的公称长度 mm 90=L键的标记 键79-90GB 109622⨯6-4 6-5 6-68-1 V N 360。

试问：（13）[解] ()18-2 V 带传动传递效率7.5kW =P ，带速m 10=ν，紧边拉力是松边拉力的两倍，即21F F =，试求紧边拉力1F 、有效拉力e F 和初拉力0F 。

[解] 1000νF P e =8-38-4 有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V 带传动，电动机功率P=7kW ，转速m in 9601r n =，减速器输入轴的转速m in 3302r n =，允许误差为%5±，运输装置工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。

[解] （1）确定计算功率ca P由表8-7查得工作情况系数2.1A =K ，故 （2）选择V 带的带型根据ca P 、1n ，由图8-11选用B 型。

（3）确定带轮的基准直径d d ，并验算带速ν①由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径mm 180=d（ （ （ 取3根。

（7）计算单根V 带的初拉力的最小值()min 0F由表8-3得B 型带的单位长度质量m kg 018=q ，所以 （8）计算压轴力（9）带轮结构设计（略）习题答案9-2 某链传动传递的功率kW 1=P ，主动链轮转速m in r 481=n ，从动链轮转速m in r 142=n ，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。

[解] （1）选择链轮齿数取小链轮齿数191=z ，大链轮的齿数6519144812112=⨯===z n n iz z （2）确定计算功率N 9-3 链极限拉伸载荷为55.6kN ，工作情况系数1A =K ，试求链条所能传递的功率。

[解] 由kW 6.55lim =F ，查表9-1得mm 4.25=p ，链型号16A根据m in r 850m m 4.251==n p ，，查图9-11得额定功率kW 35=ca P 由211=z 查图9-13得45.1=z K 且1=A K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m m N 1042,3.0,50,20,5521⋅⨯=====T Φz z m R ，标准斜齿轮24,63==z m n ，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，β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：齿轮3的轴向力：10-6 寿命=h L [解] （ ③小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取0.1=d Φ④由表10-6查得材料的弹性影响系数21M P a 8.189=E Z⑤由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限M P a 6001lim =H σ；大齿轮的接触疲劳强度极限M P a 5502lim =H σ。

⑥齿数比 08.2265412===z z u⑦计算应力循环次数⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数 0.1,98.021==HN HN K K ⑨计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1=S 2）计算①计算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中较小值②计算圆周速度ν ③计算尺宽b ④计算尺宽与齿高之比b（3）按齿根弯曲疲劳强度校核①由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限M P a 5001=FE σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限M P a 3802=FE σ。

②由图10-18取弯曲疲劳寿命93.0,89.021==FN FN K K 。

③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4.1=S ④计算载荷系数⑤查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得 6.21=a F Y 304.22=a F Y ⑥校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式 []F S F F σY Y m bd KT σaa ≤=112进行校核 所以满足弯曲强度，所选参数合适。

10-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知m in r 7501=n ，两齿轮的齿数为1z =，[解] 4547.2 ⑩计算齿轮的圆周速度计算尺宽与齿高之比hb计算载荷系数根据m 729.5=ν，8级精度，查图10-8得动载荷系数22.1=v K 由表10-3，查得4.1==ααF H K K按轻微冲击，由表10-2查得使用系数25.1=A K由表10-4查得380.1=H βK {按d Φ=1查得} 由85.11=hb，380.1=H βK ，查图10-13得33.1=F βK 故载荷系数 946.2380.14.122.125.1=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K由接触强度确定的最大转矩（3）按弯曲强度计算①计算载荷系数 840.233.14.122.125.1=⨯⨯⨯==βανF F A K K K K K②计算纵向重合度 380.1'229tan 24096.1318.0tan 318.0=︒⨯⨯⨯==βz Φε即N096.12844641=T第十一章 蜗杆传动p272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11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率min r 960,kW 0.511==n P ，传动比23=i ，由电动机驱动，载荷平稳。

蜗杆材料为20Cr ，渗碳淬火，硬度HRC 58≥。

蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模铸造。

蜗杆减速器每日工作8h ，要求工作寿命为7年（每年按300工作日计）。

[解]则 [][]MPa 914.2232688355.0'HN =⨯==H H σK σ⑥计算中心距取中心距mm 200=a ，因23=i ，故从表11-2中取模数8mm =m ，蜗杆分度圆直径m m 80=1d 。

此时4.020080==a d 1，从图11-18中查取接触系数74.2'=p Z ，因为p p Z Z <'，因此以上计算结果可用。

（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ①蜗杆蜗杆头数21=z ，轴向齿距133.258=π=π=m p a ；直径系数10=q ；齿顶圆直径mm 962*11=+=m h d d a a ；齿根圆直径()mm 8.602*11=+-=c m h d d a f ；分度圆导程角"36'1811︒=γ；蜗杆轴向齿厚m m 567.125.0=π=m S a 。