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机械设计作业集-解题指南(西北工大


《机械设计作业集》
(第三版)解题指南

西北工业大学机电学院 2008.7

前言
本书是高等教育出版社出版、西北工业大学濮良贵、纪名刚主编《机械设 计》 (第八版)和李育锡主编《机械设计作业集》 (第三版)的配套教学参考书, 其编写目的是为了帮助青年教师使用好上述两本教材,并为教师批改作业提供 方便。 本书对《机械设计作业集》 (第三版)中的大部分作业题给出了参考解答。 对于设计计算类题,由于选材、取值等的不同,会得出不同的解答,这类题的 设计计算方法可参考《机械设计》教材中的例题,本书略去解答。 本书是机械设计课程教师的教学参考书,也可供自学机械设计课程的读者和 考研学生参考。 《机械设计作业集》已经使用多年,希望广大教师将使用中发现的问题和错 误、希望增加或删去的作业题、以及对《机械设计作业集》的改进建议告知编 者(电子信箱:liyuxi05@126.com) ,我们会认真参考,努力改进。 本书由李育锡编写,由于编者水平所限,误漏之处在所难免,敬请广大使用 者批评指正。 编者 2008.7

目录
第三章 第四章 第五章 第六章 第七章 第八章 第九章 第十章 第十一章 第十二章 第十三章 第十四章 第十五章 第十六章 机械零件的强度………………………………………(1) 摩擦、磨损及润滑概述………………………………(5) 螺纹连接和螺旋传动…………………………………(6) 键、花键、无键连接和销连接………………………(9) 铆接、焊接、胶接和过盈连接………………………(11) 带传动…………………………………………………(15) 链传动…………………………………………………(18) 齿轮传动………………………………………………(19) 蜗杆传动……………………………………………(24) 滑动轴承……………………………………………(28) 滚动轴承……………………………………………(30) 联轴器和离合器……………………………………(34) 轴……………………………………………………(36) 弹簧…………………………………………………(41)

机械设计自测试题………………………………………………(43)

第三章 机械零件的强度
3—1 表面化学热处理 ;高频表面淬火 ;表面硬化加工 ;3—2 (3) ; 3—3 截面形状突变 ;增大 ; 3—4 (1) ; (1) ; 3—5 (1) ; 3-6 答: 零件上的应力接近屈服极限,疲劳破坏发生在应力循环次数在 103~104 范围内,零件破坏断口处 有塑性变形的特征,这种疲劳破坏称为低周疲劳破坏,例如飞机起落架、火箭发射架中的零件。 零件上的应力远低于屈服极限,疲劳破坏发生在应力循环次数大于 104 时,零件破坏断口处无塑性 变形的特征,这种疲劳破坏称为高周疲劳破坏,例如一般机械上的齿轮、轴承、螺栓等通用零件。 3-7 答: 材料的持久疲劳极限 σ r∞ 所对应的循环次数为 N D ,不同的材料有不同的 N D 值,有时 N D 很大。为 了便于材料的疲劳试验,人为地规定一个循环次数 N 0 ,称为循环基数,所对应的极限应力 σ r 称为材料 的疲劳极限。 σ r∞ 和 N D 为材料所固有的性质,通常是不知道的,在设计计算时,当 N > N 0 时,则取
σ rN = σ r 。

3—8 答: 图 a 中 A 点为静应力, r = 1 。图 b 中 A 点为对称循环变应力, r = ?1 。图 c 中 A 点为不对称循环变 应力, ?1 < r < 1 。 3—9 答: 在对称循环时, K σ 是试件的与零件的疲劳极限的比值;在不对称循环时, K σ 是试件的与零件的 尺寸系数 ε σ 、 表面质量系数 β σ 和强化系数 β q 极限应力幅的比值。K σ 与零件的有效应力集中系数 kσ 、 有关。 K σ 对零件的疲劳强度有影响,对零件的静强度没有影响。 3—10 答: 区别在于零件的等寿命疲劳曲线相对于试件的等寿命疲劳曲线下移了一段距离(不是平行下移) 。
′ ′ 在相同的应力变化规律下,两者的失效形式通常是相同的,如图中 m1 和 m 2 。但两者的失效形式也有可 ′ 能不同,如图中 n1 和 n′ 。这是由于 K σ 的影响,使得在极限应力线图中零件发生疲劳破坏的范围增大。 2

题解 3—10 图

3—11 答: 承受循环变应力的机械零件,当应力循环次数 N ≤ 10 3 时,应按静强度条件计算;当应力循环次数
N > 10 3 时,在一定的应力变化规律下,如果极限应力点落在极限应力线图中的屈服曲线 GC 上时,也

应按静强度条件计算; 如果极限应力点落在极限应力线图中的疲劳曲线 AG 上时, 则应按疲劳强度条件 计算; 3-12 答: 在单向稳定变应力下工作的零件,应当在零件的极限应力线图中,根据零件的应力变化规律,由计 算的方法或由作图的方法确定其极限应力。
1

3-13 答: 该假说认为零件在每次循环变应力作用下,造成的损伤程度是可以累加的。应力循环次数增加,损 伤程度也增加,两者满足线性关系。当损伤达到 100%时,零件发生疲劳破坏。疲劳损伤线性累积假说 的数学表达式为∑ni/Ni=1。 3-14 答: 首先求出在单向应力状态下的计算安全系数,即求出只承受法向应力时的计算安全系数 Sσ和只承 受切向应力时的计算安全系数 Sτ,然后由公式(3-35)求出在双向应力状态下的计算安全系数 Sca, 。 要求 Sca>S(设计安全系数) 3-15 答: 影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小, 零件的尺寸, 零件的表面质量以及零件 的强化方式。提高的措施是:1)降低零件应力集中的影响;2)提高零件的表面质量;3)对零件进行 热处理和强化处理;4)选用疲劳强度高的材料;5)尽可能地减少或消除零件表面的初始裂纹等。 3-16 答: 结构内部裂纹和缺陷的存在是导致低应力断裂的内在原因。 3-17 答: 应力强度因子 K I 表征裂纹顶端附近应力场的强弱,平面应变断裂韧度 K IC 表征材料阻止裂纹失稳 扩展的能力。若 K I < K IC ,则裂纹不会失稳扩散;若 K I ≥ K IC ,则裂纹将失稳扩展。 3—18 解: ,各对应循环次数下的疲劳极限 已知 σ B = 750MPa , σ s = 550MPa , σ ?1 = 350MPa ,由公式(3-3) 分别为
m 9

σ

?1 N 1



?1

N0 = 350 × N1

5 × 10 5 × 10

6 4

= 583 . 8 MPa > σ

s

因此,取 σ ?1N1 = 550MPa = σ s
m 9

σ ?1 N 2 = σ
σ


?1

N0 N2

= 350 ×
9

5 × 10 6 5 × 10 5
6 7

= 452 MPa

m ?1 N 3 ?1

N N

0 3

= 350 ×

5 × 10 5 × 10

= 271 MPa < σ

?1

因此,取 σ ?1N 3 = 350MPa = σ ?1 。 3—19 解: 1.确定有效应力集中系数、尺寸系数和表面质量系数 查附表 3—2,由 D / d = 48 / 40 = 1.2 , r / d = 3 / 40 = 0.075 ,用线性插值法计算 α σ 和 ατ 。
α σ = 2 .09 +
α τ = 1 . 66 +

( 0 . 075 ? 0 .04 ) × (1 .62 ? 2 .09 ) = 1 . 82 0 .10 ? 0 . 04
( 0 . 075 ? 0 . 04 ) × (1 . 33 ? 1 . 66 ) = 1 . 47 0 . 10 ? 0 . 04

查附图 3—1,由 σ B = 650MPa , r = 3mm ,查得 qσ = 0.84 , qτ = 0.86 ,由公式(附 3—4) ,有效应 力集中系数 k σ = 1 + qσ (α σ ? 1) = 1 + 0.84 × (1.82 ? 1) = 1.69

k τ = 1 + qτ (α τ ? 1) = 1 + 0.86 × (1.47 ? 1) = 1.40
查附图 3—2,取 ε σ = 0.77 。查附图 3—3,取 ε τ = 0.86 。查附图 3—4,取 β σ = β τ = 0.86 。零件不 强化处理,则 β q = 1 。 2.计算综合影响系数
2

由公式(3-12)和(3-14b) ,综合影响系数
Kσ = ( kσ

εσ

+

1

βσ

? 1)

1

βq

=(

1.69 1 1 + ? 1) × = 2.36 0.77 0.86 1

Kτ = (
3—20 解: 1.计算法

ετ



+

1

βτ

? 1)

1

βq

=(

1.40 1 1 + ? 1) × = 1.79 0.86 0.86 1

已知 σ max = 190MPa , σ min = 110MPa , σ m 和 σ a 分别为 + σ min 190 + 110 σ = = 150MPa σ m = max 2 2 ? σ min 190 ? 110 σ = = 40MPa σ a = max 2 2 由公式(3-21) ,计算安全系数 σ + ( K σ ? ψ σ )σ m 300 + ( 2.0 ? 0.2) × 150 = = 1. 5 S ca = ?1 2.0 × (150 + 40) K σ (σ m + σ a ) 2.图解法 由公式(3-6)知,脉动循环的疲劳极限 σ 0 为 2σ ?1 2 × 300 = = 500MPa σ0 = 1 +ψ σ 1 + 0.2
σ ?1
Kσ = 300 = 150MPa ; 2.0

σ
2K

0

=

σ

500 = 125 MPa 2 × 2 .0

、点 D (250,125)和点 C (360,0)绘出零件的极限应力线图。过工作应力 根据点 A (0,150) 点 M (150,40) ,作垂线交 AG 线于 M ′ 点,则计算安全系数
S ca = ′ ′ Mσm + Mσa Mσm + Mσa = 150 + 135 = 1.5 150 + 40

题解 3—20 图

3—21 解: 1.求计算安全系数 S ca 由公式(3-31) ,由于 σ 3 < σ ?1 ,对材料的寿命无影响,故略去。计算应力
m 9

σ ca =

1 Z ∑ ni σ im = N 0 i =1

1 × (10 4 × 500 9 + 10 5 × 400 9 ) = 275.5MPa 5 × 10 6
3

由公式(3—33) ,试件的计算安全系数
S ca =

σ ?1 350 = = 1.27 σ ca 275.5

2.求试件破坏前的循环次数 n 由公式(3—1 a)各疲劳极限 σ rN 所对应的循环次数 N 分别为 σ 350 9 N 1 = N 0 ( ?1 ) m = 5 × 10 6 × ( ) = 201768 σ1 500
N2 = N0(

σ ?1 m 350 9 ) = 5 × 10 6 × ( ) = 1503289 σ2 400

N = N0(

σ ?1 m 350 9 ) = 5 × 10 6 × ( ) = 520799 450 σ

由公式(3—28) ,试件破坏前的循环次数
n = (1? n1 n2 104 105 ? )N = (1 ? ? ) × 520799= 460343≈ 4.6 ×105 N1 N 2 201768 1503289

3—22 解: 1.计算平均应力和应力幅 材料的弯曲应力和扭转切应力分别为
σb = τ =
M M 300 × 10 3 = = = 46 .88 MPa W 0 .1d 3 0 .1 × 40 3

T T 800 × 10 3 = = = 62 . 5 MPa 3 WT 0 .2 d 0 . 2 × 40 3
m

弯曲应力为对称循环变应力,故 σ 2.求计算安全系数

= 0 , σ a = σ b = 46.88MPa 。扭转切应力为脉动循环变应力,

故 τ m = τ a = 0 .5τ = 0 .5 × 62 .5 = 31 .25 MPa 。 由公式(3—17) ,零件承受单向应力时的计算安全系数 σ ?1 355 = = 3.44 Sσ = K σ σ a + ψ σ σ m 2.2 × 46.88 + 0.2 × 0
Sτ =

τ ?1 200 = = 3.37 K τ τ a + ψ τ τ m 1.8 × 31.25 + 0.1× 31.25
3.44 × 3.37 3.44 2 + 3.37 2

由公式(3—35) ,零件承受双向应力时的计算安全系数
S ca = Sσ Sτ
2 S σ + S τ2

=

= 2.41

3-23 答: 由式(3-44) ,可靠性系数β为
β= μr ?μs σr +σs
2 2

=

600 ? 525 40 2 + 30 2

= 1. 5

由附表 3-12 查得对应的可靠度 R=φ(1.5)=0.93319

4

第四章 摩擦、磨损及润滑概述
4-1(略) 4-2 答: 膜厚比λ是指两滑动表面间的最小公称油膜厚度与两表面轮廓的均方根偏差的比值, 边界摩擦状态 时λ≤1,流体摩擦状态时λ>3,混合摩擦状态时 1≤λ≤3。 4-3(略) 4-4 答: 润滑剂的极性分子吸附在金属表面上形成的分子膜称为边界膜。 边界膜按其形成机理的不同分为吸 附膜和反应膜,吸附膜是由润滑剂的极性分子力(或分子的化学键和力)吸附于金属表面形成的膜,反 应膜是由润滑剂中的元素与金属起化学反应形成的薄膜。 在润滑剂中加入适量的油性添加剂或极压添加剂,都能提高边界膜强度。 4-5 答: 零件的磨损过程大致分为三个阶段,即磨合阶段、稳定磨损阶段以及剧烈磨损阶段。 磨合阶段使接触轮廓峰压碎或塑性变形,形成稳定的最佳粗糙面。磨合是磨损的不稳定阶段,在零 件的整个工作时间内所占比率很小。 稳定磨损阶段磨损缓慢, 这一阶段的长短代表了零件使用寿命的长 短。剧烈磨损阶段零件的运动副间隙增大,动载荷增大,噪声和振动增大,需更换零件。 4-6 答: 根据磨损机理的不同,磨损分为粘附磨损,磨粒磨损,疲劳磨损,冲蚀磨损,腐蚀磨损和微动磨损 等,主要特点略。 4-7 答: 润滑油的粘度即为润滑油的流动阻力。 润滑油的粘性定律: 在液体中任何点处的切应力均与该处流 体的速度梯度成正比(即 τ = -η ?u ?y ) 。 在摩擦学中,把凡是服从粘性定律的流体都称为牛顿液体。 4-8 答: 粘度通常分为以下几种:动力粘度、运动粘度、条件粘度。 按国际单位制,动力粘度的单位为 Pa·s(帕·秒) ,运动粘度的单位为 m2/s,在我国条件粘度的 单位为 Et(恩氏度) 。运动粘度νt 与条件粘度ηE 的换算关系见式(4-5) ;动力粘度η与运动粘度νt 的关系见式(4-4) 。 4-9 答: 润滑油的主要性能指标有:粘度,润滑性,极压性,闪点,凝点,氧化稳定性。润滑脂的主要性能 指标有:锥入度(稠度) ,滴点。 4-10 答: 在润滑油和润滑脂中加入添加剂的作用如下: 1) 提高润滑油的油性、极压性和在极端工作条件下更有效工作的能力。 2) 推迟润滑剂的老化变质,延长润滑剂的正常使用寿命。 3) 改善润滑剂的物理性能,例如降低凝点,消除泡沫,提高粘度,改善其粘-温特性等。 4-11 答: 流体动力润滑是利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润滑。 流体静力润滑是从外部将加压的油送入摩擦面间,强迫形成承载油膜的润滑。 流体静力润滑的承载能力不依赖于流体粘度, 故能用低粘度的润滑油, 使摩擦副既有高的承载能力, 又有低的摩擦力矩。流体静力润滑能在各种转速情况下建立稳定的承载油膜。 4-12 答:
5

流体动力润滑通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题。弹性流体动力润滑是研究在相互滚动 (或伴有滑动的滚动)条件下,两弹性体之间的润滑问题。 流体动力润滑把零件摩擦表面视为刚体,并认为润滑剂的粘度不随压力而改变。弹性流体动力润滑 考虑到零件摩擦表面的弹性变形对润滑的影响,并考虑到润滑剂的粘度随压力变化对润滑的影响。

第五章 螺纹连接和螺旋传动
5—1 大径 ; 中径 ; 小径 ; 5—2 (3) ; (1) ; (1) ; (3) ; (3) ; 5—6 (4) ; 5—3 (2) ; 5—4 90 ;螺纹根部 ; 5—5 5-7 答: 常用螺纹有普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹和锯齿形螺纹等。前两种螺纹主要用于连接, 后三种螺纹主要用于传动。 对连接螺纹的要求是自锁性好,有足够的连接强度;对传动螺纹的要求是传动精度高,效率高,以 及具有足够的强度和耐磨性。 5-8 答: 螺纹的余留长度越长,则螺栓杆的刚度 C b 越低,这对提高螺栓连接的疲劳强度有利。因此,承受 变载荷和冲击载荷的螺栓连接,要求有较长的余留长度。 5-9(略) 5-10 答: 普通螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆螺纹部分断裂, 设计准则是保证螺栓的静力拉伸强度或疲劳 拉伸强度。 铰制孔用螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆和孔壁被压溃或螺栓杆被剪断, 设计准则是保证连接的 挤压强度和螺栓的剪切强度。 5-11 答: 螺栓头、 螺母和螺纹牙的结构尺寸是根据与螺杆的等强度条件及使用经验规定的, 实践中很少发生 失效,因此,通常不需要进行强度计算。 5—12 答: 普通紧螺栓连接所受轴向工作载荷为脉动循环时,螺栓上的总载荷为不变号的不对称循环变载荷,
0 < r < 1 ;所受横向工作载荷为脉动循环时,螺栓上的总载荷为静载荷, r = 1 。 5-13 答:

螺栓的性能等级为 8.8 级,与其相配的螺母的性能等级为 8 级(大直径时为 9 级) ,性能等级小数 ,小数点后面的数字代表材料的屈服极限与抗拉 点前的数字代表材料抗拉强度极限的 1/100(σB/100) 。 强度极限之比值的 10 倍(10σS/σB) 5-14 答: 在不控制预紧力的情况下,螺栓连接的安全系数与螺栓直径有关,螺栓直径越小,则安全系数取得 越大。 这是因为扳手的长度随螺栓直径减小而线性减短, 而螺栓的承载能力随螺栓直径减小而平方性降 低,因此,用扳手拧紧螺栓时,螺栓直径越细越易过拧紧,造成螺栓过载断裂。所以小直径的螺栓应取 较大的安全系数。 5-15 答: 降低螺栓的刚度或增大被连接件的刚度,将会提高螺栓连接的疲劳强度,降低连接的紧密性;反之 则降低螺栓连接的疲劳强度,提高连接的紧密性。 5-16 答:

6

降低螺栓的刚度,提高被连接件的刚度和提高预紧力,其受力变形线图参见教材图 5-28c。 5-17 答: 在螺纹连接中,约有 1/3 的载荷集中在第一圈上,第八圈以后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此采用 螺纹牙圈数过多的加厚螺母,并不能提高螺纹连接的强度。 采用悬置螺母,环槽螺母,内斜螺母以及钢丝螺套,可以使各圈螺纹牙上的载荷分布趋于均匀。 5-18 答: 滑动螺旋的主要失效形式是螺纹磨损, 滑动螺旋的基本尺寸为螺杆直径和螺母高度, 通常是根据耐 磨性条件确定的。 5-19(略) 5—20 答: 1.公式中螺栓数 z = 8 错误,应当取 z = 4 。 2.螺纹由 d 1 ≥ 9.7 mm 圆整为 d = 10mm 错误,应当根据小径 d1 ≥ 9.7 mm ,由螺纹标准中查取螺纹大 径d 。 5—21 解: 6.8 级螺栓的屈服极限σs=480MPa,许用应力[σ]=σs/s=480/3=160MPa。 由式(5-28) ,螺栓上的预紧力

[ σ ] πd 1 160 ×π× 10 .106 2 F0 ≤ = = 9872 N 1.3 × 4 1.3 × 4 由式(5-9) ,最大横向力 F fzi 9872 × 0 .2 × 2 × 1 F ≤ 0 = = 3291 N 1 .2 Ks
2

5—22(略) 5—23 解: 1.计算单个螺栓的工作剪力
F= 2T 2 × 630 ×10 3 = = 2423N zD 4 ×130

2.确定许用应力 联轴器的材料为铸铁 HT200,σ B = 200MPa ,设联轴器工作时受变载荷,查表 5-10,取 S p = 3 。螺 栓的性能等级为 8.8 级, σ s = 640MPa ,查表 5-10,取 S τ = 5 ,许用应力 σ σ 200 640 [σ p ] = B = = 66.7MPa ; [τ ] = s = = 128MPa Sp Sτ 3 5 3.验算连接强度 查手册,铰制孔用螺栓 GB/T 27-88 M12×60,光杆部分的直径 d 0 = 13mm ,光杆部分的长度为 60 -22=38mm,因此连接处的最小挤压高度 Lmin = 18mm ,由公式(5-35) ,接合面的挤压应力 F 2423 σp = = = 10.35MPa < [σ p ] d 0 Lmin 13 ×18 由公式(5-36) ,螺栓杆的剪切应力 4 F 4 × 2423 τ= 2 = = 18.25MPa < [τ ] πd 0 π × 13 2 满足强度条件。 5—24 解: 采用橡胶垫片密封,螺栓的相对刚度
Cb ,螺栓的总拉力 = 0.9 ,由公式(5-32) Cb + C m
7

F2 = F0 +

Cb F = 1500 + 0.9 × 1000 = 2400N Cb + C m

由公式(5-29) ,残余预紧力
F1 = F2 ? F = 2400 ? 1000 = 1400N

5—25 解: 1.计算方案一中螺栓的受力 螺栓组受到剪力 F 和转矩 T (T = FL ) ,设剪力 F 分在各螺栓上的力为 Fi ,转矩 T 分在各螺栓上的力 为 F j ,则 Fi 和 F j 分别为
Fi = 1 F; 3 Fj = FL 300 5 F= F = 2 a 2 × 60 2

由图 a 可知,螺栓 3 受力最大,所受力
F3 = Fi + F j = 1 5 17 F+ F= F = 2.83F 3 2 6

2.计算方案二中螺栓的受力 螺栓上的 Fi =
1 5 F , F j = F ,由图 b 可知,螺栓 1 和 3 受力最大,所受力 3 2 1 5 F1 = F3 = Fi 2 + F j2 = ( F ) 2 + ( F ) 2 = 2.52 F 3 2

3.计算方案三中螺栓的受力
Fi = 1 F; 3 Fj = FL 300 5 F= F = 3a 3 × 60 3

由图 c 可知,螺栓 2 受力最大,所受力
1 5 1 5 F2 = Fi 2 + F j2 ? 2Fi F j cos 150 = ( F ) 2 + ( F ) 2 ? 2 × ( F )( F ) cos 150 = 1.96F 3 3 3 3

比较三个方案可以看出,方案三较好。

题解 5—25 图

5—26 解: 将 Fe 力等效转化到底板面上,可知底板受到轴向力 F1 ,横向力 F2 和倾覆力矩 M 。 1)底板最左侧的螺栓受力最大,应验算该螺栓的拉伸强度,要求拉应力 σ ≤ [σ ] 。 2)应验算底板右侧边缘的最大挤压应力,要求最大挤压应力 σ P max ≤ [σ p ] 。 3)应验算底板左侧边缘的最小挤压应力,要求最小挤压应力 σ P min > 0 。 4)应验算底板在横向力作用下是否会滑移,要求摩擦力 F f > F2 。

8

题解 5—26 图

5—27 答: a) 参见教材图 5-3b; b)参见教材图 5-3a ; c)参见教材图 5-2b,螺栓应当反装,可以增大 Lmin ; d)参见教材图 5-4;e) 参见教材图 5-6;f)参见教材图 5-3b,螺钉上方空间应增大,以便装拆螺钉。改 正图从略。

第六章 键、花键、无键连接和销连接
6—1 (4) ;6—2 接合面的挤压破坏 ;接合面的过度磨损 ; 6—3 (4) ;6—4 小径 ;齿形 ;6—5 (4) ; 6-6 答: 薄型平键的高度约为普通平键的 60%~70%,传递转矩的能力比普通平键低,常用于薄壁结构, 空心轴以及一些径向尺寸受限制的场合。 6-7 答: 半圆键的主要优点是加工工艺性好,装配方便,尤其适用于锥形轴端与轮毂的链接。主要缺点是轴 上键槽较深,对轴的强度削弱较大。一般用于轻载静连接中。 6—8 答: 两平键相隔 180°布置,对轴的削弱均匀,并且两键的挤压力对轴平衡,对轴不产生附加弯矩,受 力状态好。 两楔键相隔 90 ~ 120 布置。若夹角过小,则对轴的局部削弱过大;若夹角过大,则两个楔键的总 承载能力下降。当夹角为 180°时,两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因此, 两个楔键间的夹角既不能过大,也不能过小。 半圆键在轴上的键槽较深,对轴的削弱较大,不宜将两个半圆键布置在轴的同一横截面上。故可将 两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合,一般不采用两个半圆键。 6-9 答: 轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的。 轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的, 也可以 由拉刀加工,也可以在线切割机上用电火花方法加工。 6-10 答: 因为动连接的失效形式为过度磨损, 而磨损的速度快慢主要与压力有关。 压力的大小首先应满足静 强度条件,即小于许用挤压应力,然后,为了使动连接具有一定的使用寿命,特意将许用压力值定得较 低。 如果动连接的相对滑动表面经过淬火处理, 其耐磨性得到很大的提高, 可相应地提高其许用压力值。 6-11 答: 静连接花键的主要失效形式是工作面被压溃, 动连接花键的主要失效形式是工作面过度磨损, 静连 接按式(6-5)计算,动连接按式(6-6)计算。
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6—12 答: 胀套串联使用时,由于各胀套的胀紧程度有所不同,因此,承受载荷时各个胀套的承载量是有区别 的。所以,计算时引入额定载荷系数 m 来考虑这一因素的影响。 6-13 答: 销的类型和应用场合略,销连接的失效形式为销和孔壁的挤压破坏以及销的剪断。 6-14 答: 定位用销的尺寸按连接结构确定, 不做强度计算。 连接用销的尺寸根据连接的结构特点按经验或规 范确定,必要时校核其剪切强度和挤压强度。安全销的直径按过载时被剪断的条件确定。 6—15 答: 1.键的工作长度 l = 180 ? 22 = 158mm 错误,应当为 l = 130 ? 22 / 2 ? 5 = 114mm 。 2.许用挤压应力 [σ p ] = 110MPa 错误,应当为 [ P] = 40MPa 。 6—16 解: 1.确定联轴器处键的类型和尺寸 选 A 型平键,根据轴径 d = 70mm ,查表 6-1 得键的截面尺寸为: b = 20mm , h = 12mm ,取键长
L = 110mm ,键的标记为:键 20×110 GB/T 1096-2003。

2.校核连接强度 联轴器的材料为铸铁,查表 6-2,取 [σ p ] = 55MPa , k = 0.5h = 0.5 × 12 = 6mm , l = L ? b = ,挤压应力 110 ? 20 = 90mm ,由公式(6-1)

σp =
满足强度条件。

2000T 2000 × 1000 = = 52.9MPa < [σ p ] 6 × 90 × 70 kld

3.确定齿轮处键的类型和尺寸。 选 A 型平键,根据轴径 d = 90mm ,查表 6-1 得键的截面尺寸为: b = 25mm , h = 14mm ,取键长
L = 80mm ,键的标记为:键 25×80 GB/T 1096-2003。

4.校核连接强度 齿轮和轴的材料均为钢,查表 6-2,取 [σ p ] = 110MPa , k = 0.5h = 0.5 × 14 = 7 mm , l = L ? b ,挤压应力 = 80 ? 25 = 55mm ,由公式(6-1)
σp =
2000T 2000 × 1000 = = 57.7MPa < [σ p ] kld 7 × 55 × 90

满足强度条件。 6—17 解: 1.轴