機(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題與解析(第二版)
定 價(jià):40 元
叢書(shū)名:國(guó)家級(jí)精品課程主干教材遼寧省“十二五”普通高等教育本科省級(jí)規(guī)劃教材
- 作者:修世超,孟祥志,宋萬(wàn)里主編
- 出版時(shí)間:2015/3/1
- ISBN:9787030435699
- 出 版 社:科學(xué)出版社
- 中圖法分類:TH122-44
- 頁(yè)碼:240
- 紙張:膠版紙
- 版次:1
- 開(kāi)本:16K
《機(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題與解析》由東北大學(xué)國(guó)家工科機(jī)械基礎(chǔ)課程教學(xué)基地和科學(xué)出版社共同組織編寫(xiě),入選遼寧省首批“十二五”普通高等教育本科省級(jí)規(guī)劃教材,并獲第二屆冶金優(yōu)秀教材三等獎(jiǎng)!稒C(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題與解析》以滿足機(jī)械設(shè)計(jì)教學(xué)的基本要求為主,內(nèi)容共分四篇:習(xí)題與解析、機(jī)械設(shè)計(jì)與實(shí)踐、機(jī)械設(shè)計(jì)綜合試卷、習(xí)題及綜合試卷參考答案與解析。其中習(xí)題與解析部分各章由課程教學(xué)要求、例題與解析、思考題、習(xí)題等組成!稒C(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題與解析》大部分習(xí)題與全部綜合試卷均給出了參考答案和解析提示。
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目錄
前言
第一篇 習(xí)題與解析
第1章 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)知識(shí) 3
第2章 螺紋連接 17
第3章 軸轂連接 30
第4章 撓性件傳動(dòng) 35
第5章 齒輪傳動(dòng) 49
第6章 蝸桿傳動(dòng) 73
第7章 其他傳動(dòng) 83
第8章 軸 84
第9章 滾動(dòng)軸承 101
第10章 滑動(dòng)軸承 114
第11章 聯(lián)軸器、離合器和制動(dòng)器 127
第12章 彈簧 134
第13章 機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì) 141
第14章 現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計(jì)方法簡(jiǎn)介 143
第二篇 機(jī)械設(shè)計(jì)與實(shí)踐
第15章 設(shè)計(jì)實(shí)踐(一) 螺旋傳動(dòng)設(shè)計(jì) 147
第16章 設(shè)計(jì)實(shí)踐(二) 軸系部件設(shè)計(jì) 158
第三篇 機(jī)械設(shè)計(jì)綜合試卷
綜合試卷(一) 173
綜合試卷(二) 176
綜合試卷(三) 178
綜合試卷(四) 182
綜合試卷(五) 185
綜合試卷(六) 187
第四篇 習(xí)題及綜合試卷參考答案與解析
習(xí)題參考答案與解析 193
綜合試卷參考答案與解析 218
參考文獻(xiàn) 234
第一篇習(xí)題與解析機(jī)械設(shè)計(jì)習(xí)題與解析
第1章機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)知識(shí)
第1章機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)知識(shí)
1.教學(xué)基本要求
。1)掌握機(jī)械及其零部件設(shè)計(jì)的總體概念,根據(jù)零部件的主要失效形式,擬定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則,用一定的設(shè)計(jì)方法來(lái)設(shè)計(jì)零部件。
。2)理解機(jī)械零件的載荷與應(yīng)力、極限應(yīng)力、許用應(yīng)力和安全系數(shù)的基本概念。
。3)重點(diǎn)掌握各種變應(yīng)力下機(jī)械零件疲勞強(qiáng)度計(jì)算的理論與方法。
(4)掌握機(jī)械零件材料的選用原則和結(jié)構(gòu)工藝性設(shè)計(jì)的基本要求,培養(yǎng)和樹(shù)立標(biāo)準(zhǔn)化思想。
2.本章重點(diǎn)
。1)機(jī)械零件的失效形式及計(jì)算準(zhǔn)則。
。2)變應(yīng)力下機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度。
。3)機(jī)械零件的工藝性、材料及選用準(zhǔn)則。
例題與解析
例1-1某轉(zhuǎn)動(dòng)心軸,其危險(xiǎn)剖面上的平均應(yīng)力為σm=20MPa,應(yīng)力幅σa=30MPa,試求最大應(yīng)力σmax、最小應(yīng)力σmin和循環(huán)特性r。
解最大應(yīng)力為σmax=σm+σa=20+30=50(MPa)最小應(yīng)力為σmin=σm-σa=20-30=-10(MPa)循環(huán)特性為r=σminσmax=-1050=-0.2該變應(yīng)力為非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力。
例1-2某靜止構(gòu)件受彎曲應(yīng)力σb=150MPa,扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力τT=50MPa;材料為35鋼(σB=540MPa,σs=320MPa)。試分別用第一、三、四強(qiáng)度理論求計(jì)算應(yīng)力σca,并校核靜強(qiáng)度是否安全。用哪個(gè)強(qiáng)度理論較為合理
解(1)求材料的許用拉應(yīng)力。由于σs/σB=320/540=0.593,按表用插值法得[S]=1.4+0.593-0.550.7-0.55×(1.8-1.4)=1.51許用拉應(yīng)力σ=σs[S]=3201.51=212(MPa)(2)按第一、三、四強(qiáng)度理論求計(jì)算應(yīng)力σca。按第一強(qiáng)度理論得σca=σb2+σb22+τ2r=1502+15022+502=165.12(MPa)按第三強(qiáng)度理論得σca=σb2+4τr2=1502+4×502=180.28(MPa)按第四強(qiáng)度理論得σca=σb2+3τr2=1502+3×502=173.20(MPa)(3)結(jié)論。
由于許用拉應(yīng)力[σ]=212MPa均大于按第一、三、四強(qiáng)度理論所求得的計(jì)算應(yīng)力σca,所以該構(gòu)件強(qiáng)度足夠,較為安全。但由于35鋼塑性較好,故用第三、四強(qiáng)度理論較合理。
例1-3如圖所示,某軸受彎矩M作用。已知:材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼,其抗拉強(qiáng)度極限σB=600MPa;D=60mm;d=55mm;r=1.5mm;表面精車削加工(表面粗糙度Ra=1.6μm);調(diào)質(zhì)處理。求過(guò)渡圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)kσ、絕對(duì)尺寸系數(shù)εσ和表面狀態(tài)系數(shù)β。
例1-3圖解(1)有效應(yīng)力集中系數(shù)kσ。D-dr=60-551.5=3.33
rd=1.555=0.0273為求(D-d)/r=3.33及r/d=0.0273參數(shù)下的kσ值,必須先從表中查出(D-d)/r=2以及r/d=0.02和0.03下的kσ值,然后通過(guò)插值計(jì)算才可求得所要求的kσ值。計(jì)算步驟如下:首先查教材中表,在(D-d)/r=2和σB=600MPa條件下,r/d=0.02時(shí),kσ=1.47,r/d=0.03時(shí),kσ=1.67;通過(guò)內(nèi)插法可求得(D-d)/r=2,r/d=0.0273時(shí)的應(yīng)力集中系數(shù)為kσ=1.47+0.0273-0.020.03-0.02×(1.67-1.47)=1.616再查教材中附表,在(D-d)/r=4和σB=600MPa條件下,r/d=0.02時(shí),kσ=1.86,r/d=0.03時(shí),kσ=1.88;通過(guò)內(nèi)插法可求得(D-d)/r=4,r/d=0.0273時(shí)的應(yīng)力集中系數(shù)為kσ=1.86+0.0273-0.020.03-0.02×(1.88-1.86)=1.875最后通過(guò)內(nèi)插法計(jì)算即可求得(D-d)/r=3.33和r/d=0.0273時(shí)的有效應(yīng)力集中系數(shù)為kσ=1.616+3.33-24-2×(1.875-1.616)=1.79(2)絕對(duì)尺寸系數(shù)εσ。查表,當(dāng)d=55mm,材料為碳素結(jié)構(gòu)鋼時(shí),εσ=0.81。(3)表面狀態(tài)系數(shù)β。查表,當(dāng)材料的σB=600MPa及表面精車削加工(Ra=1.6μm)時(shí),β=0.95。在疲勞強(qiáng)度計(jì)算中,應(yīng)根據(jù)具體情況選取β。例如,①零件表面只經(jīng)過(guò)切削加工或不加工時(shí);②零件表面不僅機(jī)械加工而且經(jīng)過(guò)強(qiáng)化工藝處理,兩種情況應(yīng)按相應(yīng)的表格選取β。
例1-4一優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼零件,其σB=560MPa,σs=280MPa,σ-1=250MPa。承受工作變應(yīng)力σmax=155MPa,σmin=30MPa。零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)kσ=1.65,絕對(duì)尺寸系數(shù)εσ=0.81,表面狀態(tài)系數(shù)β=0.95(精車)。如取許用安全系數(shù)[S]=1.5,校核此零件的強(qiáng)度是否足夠。
解(1)計(jì)算應(yīng)力幅和平均應(yīng)力。應(yīng)力幅σa=σmax-σmin2=155-302=62.5(MPa)平均應(yīng)力σm=σmax+σmin2=155+302=92.5(MPa)(2)計(jì)算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。據(jù)表查得等效系數(shù)ψσ=0.30(拉壓應(yīng)力,車削表面)。計(jì)算安全系數(shù)為Sσ=σ-1kσεσβσa+ψσσm=2501.650.81×0.95×62.5+0.30×92.5=1.545(3)計(jì)算靜強(qiáng)度安全系數(shù)。Sσ=σsσa+σm=28062.5+92.5=1.81由上述計(jì)算結(jié)果可知,該零件的疲勞強(qiáng)度和靜強(qiáng)度安全系數(shù)均大于許用安全系數(shù)[S]=1.5,故零件強(qiáng)度足夠。
例1-5一轉(zhuǎn)軸受規(guī)律性非穩(wěn)定、非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力作用,其各級(jí)變應(yīng)力的σa和σm見(jiàn)下表的第二、第三列。各級(jí)變應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)見(jiàn)第四列。材料為45鋼調(diào)質(zhì),σB=600MPa,σ-1=250MPa,N0=107。kσ=1.76,εσ=0.78,表面狀態(tài)系數(shù)β=0.95,ψσ=0.34。許用安全系數(shù)[S]=1.5。校核該軸的疲勞強(qiáng)度。例1-5表單位:MPa應(yīng)力級(jí)序號(hào)應(yīng)力幅σa平均應(yīng)力σm循環(huán)次數(shù)ni等效應(yīng)力σi1120203×103122.92110207×104112.8390204×10692.9
解(1)計(jì)算各級(jí)變應(yīng)力的等效應(yīng)力σi。根據(jù)公式σi=1Kσkσεσβσai+ψσσmi=0.78×0.951.76×1.760.78×0.95×σai+0.34×σmiσi的計(jì)算結(jié)果見(jiàn)例1-5表的第五列。(2)求零件的疲勞曲線指數(shù)m′。由經(jīng)驗(yàn)公式知,N=103時(shí)σ-1(103)=0.9σB=0.9×600=540(MPa)
σ-1c=εσβkσσ-1=0.78×0.951.76×250=105.26(MPa)由圖查得q0=0.42,由修正公式得N=103時(shí)有效應(yīng)力集中系數(shù)為k0=(kσ-1)q0+1=(1.76-1)×0.42+1=1.319因此,當(dāng)N=103時(shí),零件的條件疲勞極限為σ-1(103)c=σ-1(103)/k0=540/1.319=409.4(MPa)根據(jù)公式得m′=lgN0-lg103lgσ-1(103)c-lgσ-1c=7-3lg409.4-lg105.26=6.78(3)求當(dāng)量應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nv。因第三級(jí)等效應(yīng)力σ3小于零件的疲勞極限σ-1c,故對(duì)零件不會(huì)造成疲勞損傷,在求Nv時(shí)不必計(jì)入。根據(jù)式Nv=∑ni=1σiσ1m′ni=122.9122.96.78×3×103+112.8122.96.78×7×104=4.21×104(4)求壽命系數(shù)K′N。K′N=m′N0Nv=6.781074.21×104=2.24(5)校核疲勞強(qiáng)度。S=K′Nσ-1cσ1=2.24×105.26122.9=1.92>S=1.5,故安全。
例1-6估算一起重機(jī)吊鉤上端螺紋部分的疲勞壽命。已知:吊鉤上端螺紋為標(biāo)準(zhǔn)的M64粗牙螺紋;吊鉤材料為20鋼,其σB=410MPa,σs=245MPa;螺紋部分所受載荷情況如表所示,該表是用統(tǒng)計(jì)方法得出的。各工況下螺紋部分所受的名義應(yīng)力列于表中的第三列;每天每一名義應(yīng)力作用的循環(huán)次數(shù)列于表的第一列;由表可知,吊鉤每天工作的總循環(huán)數(shù)Nd=144次,故每天各應(yīng)力水平所占循環(huán)數(shù)的百分比ni/Nd列于例1-6表的第二列。
解(1)確定計(jì)算應(yīng)力(當(dāng)量應(yīng)力)σi。①根據(jù)20鋼的σB從表查得螺紋的有效應(yīng)力集中系數(shù)kσ=3.0,由圖(表)查得M64螺桿的尺寸系數(shù)εσ=0.85,由圖查得粗車的表面狀態(tài)系數(shù)β=0.88,由此得kσεσβ=3.00.85×0.88=4.0②螺桿的應(yīng)力狀態(tài)是規(guī)律性非穩(wěn)定脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,為簡(jiǎn)化計(jì)算起見(jiàn),將其視為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力。這樣就可以將名義應(yīng)力σ直接乘上系數(shù)kσ/(εσβ)得計(jì)算(當(dāng)量)應(yīng)力σi,并列于例1-6表的第四列。
(2)估算材料的疲勞極限和確定材料的σ-N曲線。①估算材料的疲勞極限。由于沒(méi)有進(jìn)行20鋼的疲勞試驗(yàn),因此只能用近似法獲得材料的疲勞極限和σ-N曲線。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式得σ-1t=0.23(σs+σB)=0.23×(245+410)=150.7(MPa)將例1-6表中第四列數(shù)據(jù)與疲勞極限σ-1t相比較可見(jiàn),其中大部分計(jì)算應(yīng)力的數(shù)值均大于σ-1t=150.7MPa。因此,這種應(yīng)力變化情況屬于有限壽命計(jì)算。②確定材料的σ-N曲線。在缺少材料的σ-N曲線的條件下,可用如下辦法繪制近似的σ-N曲線:在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)紙上作兩點(diǎn),一點(diǎn)的橫坐標(biāo)是N=103,縱坐標(biāo)是σ=0.9σB=0.9×410=369MPa;另一點(diǎn)的橫坐標(biāo)是N=107,縱坐標(biāo)是σ-1≈0.45σB=0.45×410=184.5MPa,連接這兩點(diǎn)得一斜線,此斜線即為20鋼的σ-N曲線,如例1-6圖所示。
。3)吊鉤螺桿部分的壽命估算。由例1-6圖所示的σ-N曲線,查出在應(yīng)力水平σi下到達(dá)破壞的應(yīng)力循環(huán)數(shù)Ni,其值列于例1-6表的第五列。
例1-6表每天工作的循環(huán)數(shù)ni循環(huán)數(shù)占的百分比niNd/(10-2)名義應(yīng)力σ/MPa當(dāng)kσ/(εσβ)=0.4時(shí)計(jì)算應(yīng)力σi=kσεσβσ/MPa到達(dá)破壞時(shí)的循環(huán)數(shù)
Ni10.6980.4321.64×10332.0878.53146×10353.4773.6294.42.5×10474.8669.7278.84×10496.2463.8255.21×105117.6459.8239.21.7×105139.0255.9223.63.5×1051510.451.02041.4×1051711.846.6186.48×1061913.241.2164.8>1072114.634.3137.2>1072316.014.256.8>107
按表中的經(jīng)驗(yàn)公式求得的疲勞極限σ-1t=150.7MPa;而按材料σ-N曲線近似作圖法求得的σ-1t=184.5MPa,說(shuō)明兩種近似求法之間有差別。本題取后者作為判斷σi是否構(gòu)成疲勞損傷的依據(jù),凡小于σ-1t=184.5MPa的計(jì)算應(yīng)力均不構(gòu)成疲勞損傷,因而在計(jì)算總壽命N時(shí)略去不計(jì)。
例1-6圖
根據(jù)Miner方程,設(shè)總壽命為N(天),則∑ni=1niNd×Nd×NNi=1因每天工作循環(huán)數(shù)為144,故工作天數(shù)為N=10.00694×103+0.02086×103+0.03472.5×104+0.04864×104+0.0624105
+0.07641.7×105+0.09023.5×105+0.1041.4×106+0.1188×106×1144=752(天)如果該起重機(jī)每年工作360天,則工作年數(shù)為752360=2.09(年)即該吊鉤每工作兩年以后,必須更新,以確保安全工作。
……