机械设计期末复习要点

机械设计总复习要点以及典型例题 2008.5.31 第三章 机械零件的强度 1. 交变应力的描述 (m─平均应力， (a─应力幅值， (max─最大应力，(min─最小应力，r ─应力比（循环特性） 2. 材料和零件(－N疲劳曲线的绘制，注意三点坐标，材料： ， ， ，零件 ， ， ， 材料的极限应力线图 零件的极限应力线图 3. 单向稳定变应力时的疲劳强度计算 应力比为常数：r=C 例题： 1. 某轴受弯曲稳定变应力作用。最大工作应力 ，最小工作应力 。已知轴的材料为合金调质钢，其对称循环疲劳极限 。脉动循环疲劳极限 ，屈服极限 。 试求： 绘制材料的简化极限应力图（每1mm代表 ） 按简单加载在图上表示出零件的工作应力点 和材料的强度极限点 计算材料强度极限的平均应力 和应力幅 指出零件可能发生的主要失效形式，并计算零件的安全系数。 解： 材料的简化极限应力线图如下： 零件的工作应力点 和材料的强度极限点 见图示 求 点的坐标 线的方程： 线的方程： 联立 和 方程 解得： ， 。 ∵ 处于 的区域内，故零件的主要失效形式为屈服失效 ∴ 2. 某试件材料应力循环基数 次， ， 。试问：当工作应力 ，试件寿命为多少？ 解： ∵ ∴ 次 次 第五章 螺纹连接 复习要点： 1. 螺纹联接的类型与MATCH_ word word文档格式规范word作业纸小票打印word模板word简历模板免费word简历 _1714179021568_0联接件 2. 螺纹联接的预紧 3. 螺纹联接的防松 4. 螺纹联接的强度计算( 松螺栓联接强度计算： 仅受预紧力的紧螺栓联接强度计算： 受轴向载荷的单个紧螺栓联接静强度条件： ，其中：螺栓的总拉力为 ，螺栓联接的预紧力 ， 为残余预紧力 单个螺栓连接的受力—变形线图 承受工作剪力的紧螺栓联接 螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为： 螺栓杆的剪切强度条件为： 5. 螺纹联接组的设计( 重点要求掌握螺栓组联接的受力 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 ，在受力分析的基础上进行强度设计。 （1）受横向载荷的螺栓组联接： （a）普通螺栓联接（图a），按预紧后接合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷的要求，有： ，或者 （b）铰制孔用螺栓联接（图b），每个螺栓所受工作剪力为： （2）受转矩的螺栓组联接： 采用普通螺栓，靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。 采用铰制孔用螺栓，靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩T。 ， ， （3）受轴向载荷的螺栓组联接 若作用在螺栓组上轴向总载荷 作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组的对称中心，则各个螺栓受载相同，每个螺栓所受轴向工作载荷为： 通常，各个螺栓还承受预紧力 的作用，当联接要有保证的残余预紧力为 时，每个螺栓所承受的总载荷 为： （4）受倾覆力矩的螺栓组联接： 倾覆力矩 M 作用在联接接合面的一个对称面内，底板在承受倾覆力矩之前，螺栓已拧紧并承受预紧力 。 作用在底板两侧的合力矩与倾覆力矩M平衡，即： ，由此可以求出最大工作载荷： 例1．一个厚度为25mm的薄板用8个 的配合螺栓连接在较厚的机架上，螺栓分布在直径为 的圆圈上，其它尺寸如图所示（单位：mm）。已知：薄板受外力载荷 ，螺栓的许用剪力应力 ，螺栓及板孔表面的许用挤压应力 ，螺栓受剪面直径 。试求： 判断螺栓组中哪个螺栓受力最大？并计算受力的大小； 校核螺栓组联接的强度。 解： 判断受力最大的螺栓，并计算其受力大小 5号螺栓受力最大，其值大小为： = + = + 校核螺栓组连接的强度 螺栓所受的最大剪应力为： ＝ = =53.9 < 螺栓及板孔表面所受的最大挤压应力为： p= = =47.1 < 结论：该螺栓组连接强度安全。 例2．两个薄板由 的普通螺栓连接，钢板受力情况和尺寸（单位：mm）如图所示。已知钢板间的摩擦系数为f＝0.15。连接面间的防滑系数 =1.2。螺栓的许用拉应力 。试确定螺栓的直径大小。 公称直径d 14 16 18 20 24 30 螺纹小径d1 11.835 13.835 15.294 17.294 20.735 26.211 解： 螺栓组的受力分析 向形心O简化 横向力 =2400 N 转矩 由横向力R产生的每个螺栓的横向载荷为： ，方向垂直向下； 由转矩T产生的每个螺栓的横向载荷相同，且其数值 大小为： = ＝ 作用的方向应垂直于各螺栓中心与形心O的连线 通过分析，得知1号螺栓受力最大，其大小为： 确定螺栓所需预紧力 ∴ 确定螺栓直径大小 查表，确定选用M20的螺栓（其小径 ，满足要求）。 例3．已知某气缸，缸中压力在 之间变化，气缸内径 ，螺栓分布圆直径 ，为保证紧密性，要求螺栓间距 。若所选螺栓的屈服极限 ，安全系数 。剩余预紧力 ， 为单个螺栓的工作载荷。试确定螺栓的数目 和直径大小： 公称直径d 14 16 18 20 24 30 螺纹小径d1 11.835 13.835 15.294 17.294 20.735 26.211 解： 确定螺栓数目Z 取螺栓间距 ，则 ，取Z=12个 气缸盖最大工作载荷 单个螺栓工作载荷F为 螺栓总拉力Q为 螺栓许用拉应力 为 螺栓小径 为 故选用 螺栓，其小径 ，满足使用要求。 例4．一铸铁支架由4个M16（其小径 ）的普通螺栓安装于混凝土立柱上，尺寸如图示。已知载荷 ,接面间摩擦系数 ，防滑系数 ，螺栓材料的屈服极限 ，安全系数 ,取螺栓的预紧力 。 试求： 所取螺栓的预紧力是否满足支架不滑移条件； 校核螺栓强度（不考虑支架和螺栓刚性的影响）； 若取混凝土的许用挤压应力 ，接合面支撑面积 ，抗弯截面模量 ，校验连接的接合面能否保证不出现间隙和不压溃。 解： 螺栓组受力分析 向形心 简化，得： 横向载荷 倾覆力矩 螺栓最大工作拉力 为： ∴ 校验预紧力 支架不滑移时，应有 ∴ ，现取 , 故满足要求。 校核螺栓强度 当不考虑支架和螺栓刚度的影响，螺栓受的总拉力 为： 许用应力 故螺栓强度满足要求。 校验连接的工作能力 贴合面间最小压应力 为 故支架上端不会出现间隙。 贴合面间最大压应力 为 因 故支架下段不会被压溃。 练习题： 1. 如图所示的螺栓连接，所受工作载荷 = ,其螺栓个数 =2,被连接件接合面间摩擦系数 =0.2,螺栓材料的许用应力 =130 ,可靠性系数（防滑系数） =1.3，试求所需要的螺栓直径 。 公称直径d 10 12 14 16 18 小径 d1 8.376 10.106 11835 13.835 15.294 解：为保证预紧后，接后面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷。设所需预紧力为 (两个一杆） EMBED Equation.3 ∴ EMBED Equation.3 = = . ∴ 查表,用 的螺栓( ) 2. 上图中,若螺栓个数 ,用 的螺栓连接,螺栓小径 。螺栓材料的许用应力 ,钢板间的摩擦系数 ,为使连接可靠,要求摩擦力比外载荷大20%,试确定此连接所能承受的最大横向载荷 . 解: EMBED Equation.3 ① ② 由②得 代入①得 答:所能传递的最大横向载荷 。 3. 刚性凸缘联轴器传递最大转矩 ,主要尺寸如图所示: 。联轴器用6个 的普通螺栓连接,联轴器与轴之间采用 型普通平键连接,要求: 若校核材料许用应力 ,连接表面间摩擦系数 ,连接的可靠性系数（防滑系数） ,试校核连接强度.(已知 螺栓的小径 ) 若普通平键的键宽 ,键高 ,连接的许用挤压应力 ,试校核该键连接的强度。 指出螺栓连接和键连接哪个强度不足，并指出两种改进措施（注：不允许改变联轴器和键连接的尺寸）。 解: 单个螺栓所需预紧力 ∴ 校核螺栓连接强度 故连接的强度不足。 校核键连接强度 ∴ 键连接强度不足 综上所述，螺栓连接及键连接强度均不足，为此可采取如下方法： ① 提高螺栓材料的强度级别 ② 采用配合螺栓连接 ③ 采用减荷装置或减载销钉 ④ 增大被连接面的摩擦系数 ⑤ 采用双键结构 第六章 键、花键和销连接 1. 某齿轮分别用A型普通平键或B型普通平键与轴连接，设轴径 ，轮毂长 ,所选键为：键A 8×36 GB1096-79与键B 16×36 GB1096-79,轮毂许用应力 ，试确定这两种联接所能传递的扭（转）矩。 解： ∴ 对于A键： ； ∴ 对于B键: ； ∴ 答：A型和B型键分别能传递 和 的扭（转）矩。 机械传动（带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动） 第八章 带传动 掌握带传动的特点，应用场合 带传动的打滑和弹性滑动以及工作情况分析： 打滑—传动失效 弹性滑动—带传动中因带的弹性变形变化所导致的带与带轮之间的相对运动，称为弹性滑动。弹性滑动是带传动的固有特性。 弹性滑动导致：从动轮的圆周速度v2＜主动轮的圆周速度v1，速度降低的程度可用滑动率ε来表示： （1）受力分析：F1－F0＝F0－F2，或者F1＋F2＝2F0 打滑之前，由负载所决定的传动带的有效拉力为： Fe＝P/v，显然有：Fe＝Ff ， 且：Fe＝Ff＝F1－F2； 欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系，带传动的最大有效拉力 预紧力F0↑→最大有效拉力Fec↑ 包角(↑→最大有效拉力Fec ↑ 摩擦系数 f↑→最大有效拉力Fec ↑ （2）带传动的应力分析 带传动在工作过程中带上的应力有： 拉应力：紧边拉应力、松边拉应力； 离心应力：带沿轮缘圆周运动时的离心力在带中产生的离心拉应力； 弯曲应力：带绕在带轮上时产生的弯曲应力。 Ｖ带传动的设计准则—在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。 第九章 链传动 掌握链传动的特点，应用场合 链传动的工作情况分析：何谓链传动的多边形效应？ 第十章 齿轮传动 掌握链传动的特点，应用场合 齿轮传动的失效形式及设计准则 失效形式： 轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形 设计准则： 闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触疲劳强度为主。 闭式硬齿面或开式齿轮传动，以保证齿根弯曲疲劳强度为主。 齿轮传动的受力分析： 分析过程要点： （1）以主动轮为分析对象。 （2）左旋齿轮（蜗杆）用左手，而右旋齿轮（蜗杆）用右手，拇指方向指向轴线方向，四指方向与主动轮转动方向相同。 （3）主动轮的圆周力 与转动方向相反（从动轮的圆周力 与转动方向相同），径向力 垂直指向轴线，轴向力 与拇指方向相同。 （4）锥齿轮轴向力 指向大端。 （5）从动轮受力的方向用牛顿第三定律判断。 接触线单位长度上的最大载荷为： ，其中K为载荷系数，其值为：K＝KA Kv KαKβ KA ─使用系数，Kv ─动载系数，Kα─齿间载荷分配系数，Kβ─齿向载荷分布系数 齿根弯曲疲劳强度校核计算公式为： ， 其中， 为齿形系数，是仅与齿形有关而与模数m无关，其值可根据齿数查表获得，为 应力校正系数， 齿根弯曲疲劳强度设计计算公式为： ，齿宽系数 齿面接触疲劳强度计算 齿面接触疲劳强度的校核式： 其中，u─齿数比， ；ZE ─弹性影响系数；ZH ─区域系数； 齿面接触疲劳强度的设计式： 斜齿轮传动的受力分析： 锥齿轮传动的受力分析： 蜗杆传动受力分析： 机械传动练习题 1. 如图所示传动，试分析： 两斜齿轮轮齿的旋向如何方可使轴Ⅱ所受的轴向力为最小？ 蜗轮4轮齿的旋向； 蜗轮的转动方向； 蜗轮轮齿所受 、 、 。（画图示出） 解： 左旋， 右旋 右旋 顺时针 蜗轮轮齿所受 、 、 ： 2. 一闭式齿轮减速器，要求轴Ⅱ所受轴向力为最小时，两斜齿轮轮齿的旋向应如何？并画出斜齿轮4受的圆周力 、径向力 及轴向力 的方向。 解： 左旋， 右旋 斜齿轮4的受力： 3. 图示为单级斜齿轮减速器，传递功率 （不计摩擦损失），Ⅰ轴为主动轴，转速 ，转动方向如图示。已知中心距 ，齿数 ， ，法面模数 ，法面压力角 。试： 作图表示齿轮2受各分力的方向； 齿轮2所受各力（ 、 、 ）的大小； 齿轮2所受法向力的大小； 解： 求齿轮2所受的各力 、 、 计算齿轮的转矩： 计算螺旋角β和 由 有 又 ∴ 由于 为主动轮， 为从动轮， 所以 各力的受力方向如图。 齿轮2所受的法向力 4. 一对直齿锥齿轮传动如图所示：已知模数 ，分度圆压力角 ，点数 ， ，齿宽 ，输入轴转速 ，传递功率为 ，试求从动轮2受力的大小和方向（用分力表示）。 解： 锥距： 由 又 ， ， ∴ , ， 5. 设两级斜齿轮传动如图所示：已知齿轮2： ， ， ；齿轮3： ， ； 试问： 低速级斜齿轮的螺旋线方向应如何选择才能使中间轴上两齿轮的轴向力方向相反？ 低速级螺旋角 应取多大数值才能使中间轴的轴向力互相抵消。 解： 的旋向为右旋，如图所示： 由 ， ， ， ， ， 6. 如图所示蜗杆传动和圆锥齿轮传动的组合，已知输出轴上的锥齿轮 的转向 。 试确定蜗杆传动的螺旋线方向和蜗杆的转向，并使中间轴Ⅱ上的轴向力能抵消一部分。 在图中标出各齿轮（蜗杆、蜗轮）在啮合点各分力的方向。 解： 7. 手动铰车采用蜗杆传动。已知 ， ， ， ，卷筒直径 。试问： 欲使重物 上升1 ，蜗杆应转多少转？蜗杆的转向？ 蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数 ，该机构能否自锁？ 若重物 ，手摇时施加的力 ，手柄转臂的长度L是多少？ 解： 转向如图所示 EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 ∵ ∴ 自锁 ∴ 轴系零部件练习题 1、 一非液体摩擦向心滑动轴承，已知轴的轴速 ，轴的直径 ，轴承宽度 ，轴承的径向载荷 ，轴承材料为 ，其许用值 ， ， ，试校核此轴承。 解： 结论：该轴承合格。 2、 有一非液体润滑的向心滑动轴承， 最大许用值为1.5，轴的直径 ，已知轴承材料的许用值为 ， ， 。试求轴的转速分别为以下三种数值时，轴的最大允许载荷各为多少？ （1） （2） （3） 解：求轴的最大允许载荷 已知： ，即 ， ， ， ， 当 时 ∴ ∴ ∴ 当 时 ∴ ∴ ∴ 当 时 ， 无解。 3．有一单列向心球轴承，型号为310，其额定动载荷 ，额定静载荷 ，轴的转速 ，工作温度小于 （即 ）动载荷系数 此轴承受径向载荷 ，轴向载荷 。试计算此轴承的寿命。 e X Y X Y 0.028 0.22 1 0 0.56 1.99 0.056 0.26 1.71 0.084 0.28 1.55 0.11 0.30 1.45 0.17 0.34 1.31 0.28 0.38 1.15 解： 查表： （近似值， 时， ） 当量动载荷 寿命： 4、有一轴用一对46306轴承支撑，轴的转速 ，轴上外载荷 ， ，尺寸如图所示。载荷系数 ，温度系数 。试计算轴承的寿命。46306轴承额定动载荷 ，内部派生轴向力 。 X Y X Y 0.7 1 0 0.41 0.85 解： 已知： ， ， ， ， ， 。 ① 求轴承的径向载荷 ， ∴ 或 ∴ ② 求轴承的内部派生轴向力 ， 方向如图所示。 ③ 求轴承1、2的轴向载荷 ， ∴ 轴往左窜 ∴ 左端放松，对松端： 右端压紧，对紧端： EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 ④ 求轴承1、2的当量动载荷 轴承1： ∴ ， 轴承2： ∴ 查表： ， 由于 ，故取 ⑤ 计算轴承寿命（轴承1寿命最低） 5、某轴用一对36310轴承支承，轴承所受径向载荷 ， 。轴上轴向载荷 。轴承的额定动载荷 ，额定静载荷 ，内部派生轴向力 ，载荷系数 ，温度系数 。轴的转速 ，轴承预期寿命 ，试校核轴承是否合用。 X Y X Y 0.029 0.40 1 0 0.44 1.40 0.058 0.43 1.30 0.087 0.46 1.23 0.12 0.47 1.19 0.17 0.50 1.12 0.29 0.55 1.02 0.44 0.56 1.00 0.58 0.56 1.00 已知： ， ， ， ， ， ， ， ， ， 。求轴承是否合用？ 解： ① 轴承1、2的内部派生轴向力 ， 方向如图所示。（内部派生轴向力的方向与轴承面向的方向一致！！指向喇叭口方向） ② 求轴承1、2的轴向力 ， ∴ 轴右窜，故左端放松，右端压紧 松端： 紧端： ③ 求轴承1、2的当量动载荷 ， 轴承1： 用外插法求e值： ∴ 用外插法求y值： ∴ ， 轴承2： ， （近似取） ∴ ， EMBED Equation.3 ④ 核算寿命 结论：该轴承合用。 6、计算下图所示滚动轴承的当量动载荷 ,现 为已知值， ， ， ，轴承的 ， ，载荷系数 附：1、 2、径向载荷系数X，轴向载荷系数Y见表 X Y X Y 1 0 0.4 1.6 已知： 为已知（某值）， ， ， ， ， ， ， 解： ① 轴承1、2的内部派生力 ， 方向如图所示。 ② 判“松”“紧”端 ∴ 轴往右窜，左端“放松”，右端压紧 松端： 紧端： ③ 求轴承1、2的当量动载荷 ， 轴承1： ∴ ， 轴承2： ∴ ， EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 � EMBED Visio.Drawing.11 ��� � EMBED Visio.Drawing.11 ��� � EMBED Visio.Drawing.11 ��� � EMBED Visio.Drawing.11 ��� � EMBED Visio.Drawing.11 ��� PAGE 5 _1237571789.unknown _1237639280.unknown _1237639800.unknown _1237639930.unknown _1240851872.unknown _1273675327.unknown _1273754256.unknown _1273755020.unknown _1273760078.unknown _1273760365.unknown _1273760510.unknown _1273760825.unknown _1273761110.unknown _1273760647.unknown _1273760715.unknown _1273760615.unknown _1273760413.unknown _1273760141.unknown _1273760294.unknown _1273760089.unknown _1273757035.unknown _1273757345/ÊÜת¾ØµÄÂÝ˨×éÁª½Ó.swf _1273759367.unknown _1273756328.unknown _1273754370.unknown _1273754497.unknown _1273754565.unknown _1273754598/ÊÜÇ㸲Á¦¾ØµÄÂÝ˨×éÁª½ÓÊÜÁ¦Çé¿ö.swf _1273754536.unknown _1273754391.unknown _1273754300.unknown _1273754351.unknown _1273754270.unknown _1273753928.unknown _1273754033.unknown _1273754044.unknown _1273754020.unknown _1273753738.unknown _1273753830.unknown _1273753722.unknown _1241374423.vsd ● × ● × _1273668703.unknown _1273673645.unknown _1273675011.unknown _1273675278.unknown _1273673989.unknown _1273674893.vsd 文本� _1273673450.unknown _1273673518.unknown _1273671890.unknown _1273668480.unknown _1273668546.unknown _1273668620.unknown _1273668492.unknown _1273668514.unknown _1241380787.vsd ● × ● × _1242051690.unknown _1273668427.unknown _1242051694.unknown _1241381490.vsd ● × ● × _1241379789.vsd ● × _1241380009.unknown _1241378747.vsd _1240852184.unknown _1241356366.vsd ● _1241358461.vsd ● × _1241370837.vsd ● × _1241356858.vsd _1240852507.unknown _1240852619.unknown _1240854011.vsd z2 z1 n1 І Π Π І _1240857293.vsd _1240852897.vsd D Q n2 _1240852566.unknown _1240852418.unknown _1240852479.unknown _1240852408.unknown _1240852219.unknown _1240851997.unknown _1240852105.unknown _1240852170.unknown 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