1、第一篇 總論第三章 機械零件的強度3-1 某材料的對稱循環彎曲疲勞極限-1=180MPa，取循環基數N0=5´106，m=9，試求循環次數N分別為7000，2500，620000次是時的有限壽命彎曲疲勞極限。3-2 已知材料的力學性能為S=260MPa，-1=170MPa，y=0.2,試繪制此材料的簡化極限應力線圖（參看圖3-3中的ADGC）。3-3 一圓軸的軸肩尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。材料為40CrNi，其強度極限B=900MPa，屈服極限S=750MPa，試計算軸肩的彎曲有效應力集中系數k。3-4 圓軸軸肩處的尺寸為：D=54mm，d=45mm，r=3mm

2、。如用題3-2中的材料，設其強度極限B=420MPa，試繪制此零件的簡化極限應力線圖。3-5 如題3-4中危險截面上的平均應力m=20MPa，應力幅a=900MPa，試分別按：a）r=C；b）m=C，求出該截面的計算安全系數Sca。第二篇 聯接第五章 螺紋聯接和螺旋傳動5-1 分析比較普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點，各舉一例說明它們的應用。5-2 將承受軸向變載荷的聯接螺栓的光桿部分做得細些有什么好處？5-3 分析活塞式空氣壓縮機氣缸蓋聯接螺栓在工作時的受力變化情況，它的最大應力，最小應力如何得出？當氣缸內的最高壓力提高時，它的最大應力、最小應力將如何變化？5-4 圖5-49所示

3、的底板螺栓組聯接受外力Få的作用。外力Få作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個螺栓受力最大？保證聯接安全工作的必要條件有哪些？5-5 圖5-50是由兩塊邊板和一塊承重板焊成的龍門起重機導軌托架。兩塊邊板各用4個螺栓與立柱相聯接，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大的變動。試問：此螺栓聯接采用普通螺栓聯接還是鉸制孔用螺栓聯接為宜？為什么？5-6 已知一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機架相聯接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用。現有如圖5-51所示的兩種螺栓布置型式，設采用鉸制

4、孔用螺栓聯接，試問哪一種布置型式所用的螺栓直徑較小？為什么？5-7 圖5-52所示為一拉桿螺栓聯接。已知拉桿所受的載荷F=56kN，載荷穩定，拉桿材料為Q235鋼，試設計此聯接。5-8 兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯接。若結合面的摩擦系數f=0.3，螺栓預緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼制造,求此聯接所能傳遞的橫向載荷。5-9 受軸向載荷的緊螺栓聯接，被聯接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預緊力F0=15000N，當受軸向工作載荷F=10000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯接件之間的殘余預緊力。5-10 圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯接。已知汽缸內的工作壓力p=0

5、1Mpa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm，D2=250mm，上下凸緣厚均為25mm，試設計此聯接。5-11 設計簡單千斤頂（參見圖5-41）的螺栓和螺母的主要尺寸。起重量為40000N，起重高度為200mm，材料自選。第六章 鍵、花鍵、無鍵聯接和銷聯接6-1 為什么采用兩個平鍵時，一般布置在沿周向相隔180°的位置；采用兩個楔鍵時，相隔90°120°；而采用兩個半圓鍵時，卻布置在軸的同一母線上？6-2 脹套串聯使用時，為何要引入額定載荷系數m？為什么Z1型脹套和Z2型脹套的額定載荷系有明顯的差別？6-3 在一直徑d=80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪

6、（圖6-26），輪轂寬度L=1.5d，工作時有輕微沖擊。試確定平鍵聯接的尺寸，并計算其允許傳遞的最大轉矩。6-4 圖6-27所示的凸緣半聯軸器及圓柱齒輪，分別用鍵與聯軸器的低速軸相聯接。試選擇兩處鍵的類型及尺寸，并校核其聯接強度。已知：軸的材料為45鋼，傳遞的轉矩T=1000N×m，齒輪用鍛鋼制成，半聯軸器用灰鑄鐵制成，工作時有輕微沖擊。6-5 圖6-28所示的灰鑄鐵V帶輪，安裝在直徑d=45mm，帶輪的基準直徑dd=250mm，工作時的有效拉力F=2 kN，輪轂寬度L=65mm，工作時有輕微振動。設采用鉤頭楔鍵聯接，試選擇該楔鍵的尺寸，并校核聯接的強度。6-6 圖6-29所示為變速

7、箱中的雙聯滑移齒輪，傳遞的額定功率P=4kW，轉速n=250r/min。齒輪在空載下移動，工作情況良好。試選擇花鍵類型和尺寸，并校核聯接的強度。6-7 圖6-30所示為套筒式聯軸器，分別用平鍵及半圓鍵與兩軸相聯接。已知：軸徑d=38mm，聯軸器材料為灰鑄鐵，外徑D1=90mm。試分別計算兩種聯接允許傳遞的轉矩，并比較其優缺點。第七章 鉚接、焊接、鉸接和過盈聯接7-1 現有圖7-26所示的焊接接頭，被焊件材料均為Q235鋼，b=170mm，b1=80mm，d=12mm，承受靜載荷F=0.4MN，設采用E4303號焊條手工焊接，試校核該接頭的強度。7-2 上題的接頭如承受變載荷Fmax=0.4MN

8、，Fmin=0.2MN，其它條件不變，接頭強度能否滿足要求？7-3 試設計圖7-10所示的不對稱側面角焊縫，已知被焊件材料均為Q235鋼，角鋼尺寸為100´100´10（單位為mm），截面形心c到兩邊外側的距離z0=a=28.4mm，用E4303號焊條手工焊接，焊縫腰長k=d=10mm，靜載荷F=0.35MN。7-4 現有45鋼制的實心軸與套筒采用過盈聯接，軸徑d=80mm，套筒外徑d2=120mm，配合長度l=80mm，材料的屈服極限S=360MPa，配合面上的摩擦系數f=0.085，軸與孔配合表面的粗糙度分別為1.6及3.2，傳遞的轉矩T=1600N×m，試設

9、計此過盈聯接。7-5 圖7-27所示的鑄錫磷青銅蝸輪輪圈與鑄鐵輪芯采用過盈聯接，所選用的標準配合為H8/t7，配合表面粗糙度均為3.2，設聯接零件本身的強度足夠，試求此聯接允許傳遞的最大轉矩（摩擦系數f=0.10）。第三篇 機械傳動第八章 帶傳動8-1 V帶傳動的n1=1450r/MIN，帶與帶輪的當量摩擦系數fv=0.51，包角a1=180°，預緊力F0=360N。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若dd1=100mm，其傳遞的最大轉矩為多少？（3）若傳動效率為0.95，彈性滑動忽略不計，從動輪輸出功率為若干？8-2 V帶傳動傳遞的功率P=7.5kW，帶速v=1

10、0m/s，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F1=2F2，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和預緊力F0。8-3 已知一窄V帶傳動的n1=1450r/min，n2=400r/min，dd1=180mm，中心距a=1600mm，窄V帶為SPA型，根數z=2，工作時有振動，一天運轉16h（即兩班制），試求帶能傳遞的功率。8-4 有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器之間用普通V帶傳動，電動機功率P=7 kW，轉速n1=960r/min，減速器輸入軸的轉速n2=330r/min，允許誤差為±5%，運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作，試設計此帶傳動。第九章 鏈傳動9-1 如圖9-17所示鏈傳動的

11、布置形式，小鏈輪為主動輪，中心距a=（3050）p。它在圖a、b所示布置中應按哪個方向回轉才算合理？兩輪軸線布置在同一鉛垂面內（圖c）有什么缺點？應采取什么措施？aa）b）c）圖 9-179-2 某鏈傳動傳遞的功率P=1 kW，主動鏈輪轉速n1=48r/min，從動鏈輪轉速n2=14r/min，載荷平穩，定期人工潤滑，試設計此鏈傳動。9-3 已知主動鏈輪轉速n1=850r/min，齒數z1=21，從動鏈輪齒數z2=99，中心距a=900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為55.6kN，工作情況系數KA=1，試求鏈條所能傳遞的功率。9-4 選擇并驗算一輸送裝置用的傳動鏈。已知鏈傳動傳遞的功率P=7.5kW

12、，主動鏈輪的轉速n1=960r/min，傳動比i=3，工作情況系數KA=1.5，中心距a650mm(可以調節)。第十章 齒輪傳動10-1 試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力圖表示出各力的作用位置及方向）。10-2 如圖10-48所示的齒輪傳動，齒輪A、B和C的材料都是中碳鋼調質，其硬度：齒輪A為240HBS，齒輪B為260HBS，齒輪C為220HBS，試確定齒輪B的許用接觸應力H和許用彎曲應力F。假定：（1）齒輪B為“惰輪”（中間輪），齒輪A為主動輪，齒輪C為從動輪，設KFN= KHN=1；（2）齒輪B為主動輪，齒輪A和齒輪C均為從動輪，設KFN= KHN=1；ABC圖10

13、-48 齒輪傳動許用應力分析10-3 對于作雙向傳動的齒輪來說，它的齒面接觸應力和齒根彎曲應力各屬于什么循環特性？在作強度計算時應怎樣考慮？10-4 齒輪的精度等級與齒輪的選材及熱處理方法有什么關系？10-5 要提高齒輪的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有哪些可能的措施10-6 設計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知P1=7.5kW，n1=1450r/min，z1=26，z2=54，壽命Lh=12000h，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的結構圖。10-7 某齒輪減速器的斜齒圓柱齒輪傳動，已知n1=750r/min，兩輪的齒數為z1=24，z2=108，=9º22， mn=6m

14、m，b=160mm，8級精度，小齒輪材料為38SiMnMo（調質），大齒輪材料為45鋼（調質），壽命20年（設每年300工作日），每日兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對稱布置，試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率。10-8 設計小型航空發動機中的一對斜齒圓柱齒輪傳動，已知P1=130kW，n1=11640r/min，z1=23，z2=73，壽命Lh=100h，小齒輪作懸臂布置，使用系數KA=1.25。10-9 設計用于螺旋輸送機的閉式直齒錐齒輪傳動，軸夾角=90º，傳遞功率P1=1.8kW，轉速n1=250r/min，齒數比u=2.3，兩班制工作，壽命10年（每年按300天計算），小齒輪作懸

15、臂布置。第十一章 蝸桿傳動11-1 試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉方向蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向。11-2 圖11-27所示為熱處理車間所用的可控氣氛加熱爐拉料機傳動簡圖。已知：蝸輪傳遞的轉矩T2=405 N×m，蝸桿減速器的傳動比i12=20，蝸桿轉速n1=480r/min，傳動較平穩，沖擊不大。工作時間為每天8h，要求工作壽命為5年（每年按300工作日計），試設計該蝸桿傳動。11-3 設計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞功率P1=5.0kW，n1=960r/min，傳動比i=23，由電動機驅動，載荷平穩。蝸桿材料為20Cr，滲碳淬火，

16、硬度58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h，要求工作壽命為7年（每年按300工作日計）。11-4 設計一起重設備用的蝸桿傳動，載荷有中等沖擊，蝸桿軸由電動機驅動，傳遞的額定功率P1=10.3kW，n1=1460r/min，n2=120r/min間歇工作,平均約為每日2h，要求工作壽命為10年（每年按300工作日計）。11-5 試設計輕紡機械中的一單級蝸桿減速器,傳遞功率P=8.5kW，主動軸轉速n1=1460r/min，傳動比i=20，工作載荷穩定，單向工作，長期連續運轉，潤滑情況良好，要求工作壽命為15000h。11-6 試設計某鉆機用的單級圓弧圓柱蝸桿

17、減速器。已知蝸輪軸上的轉矩T2=10600N×m，蝸桿轉速n1=910r/min，蝸輪轉速n2=18r/min，斷續工作，有輕微振動，有效工作時數為3000h。第四篇 軸系零、部件第十二章 滑動軸承12-1 某不完全液體潤滑徑向滑動軸承，已知：軸徑直徑d=200mm，軸承寬度B=200mm，軸頸轉速n=300r/min，軸瓦材料為ZCuAl10Fe3，試問它可以承受的最大徑向載荷是多少？12-2 已知一起重機卷筒的徑向滑動軸承所承受的載荷F=100000N，軸頸直徑d=90mm，軸的轉速n=9r/min，軸承材料采用鑄造青銅，試設計此軸承（采用不完全液體潤滑）。12-3 某對開式徑向

18、滑動軸承，已知徑向載荷F=35000N，軸頸直徑d=100mm，軸承寬度B=100mm，軸頸轉速n=1000r/min。選用L-AN32全損耗系統用油，設平均溫度tm=50，軸承的相對間隙=0.001，軸頸、軸瓦表面粗糙度分別為Rz1=1.6um，Rz2=3.2um，試校驗此軸承能實現液體動壓潤滑。12-4 設計一發電機轉子的液體動壓徑向滑動軸承。已知：載荷F=50000N，軸頸直徑d=150mm，轉速n=1000r/min，工作情況穩定。第十三章 滾動軸承13-1 試說明下列各軸承的內徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個允許的極限轉速最高？哪個承受徑向載荷能力最高？哪個不能承受徑向載荷？N3

19、07/P4 6207/P2 30207 51307/P613-2 欲對一批同型號滾動軸承作壽命實驗。若同時投入50個軸承進行試驗，按其基本額定動載荷值加載，試驗機主軸轉速n=2000r/min。若預計該批軸承為正品，則試驗進行8小時20分鐘，應約有幾個軸承已失效。13-3 某深溝球軸承需在徑向載荷Fr=7150N作用下，以n=1800r/min的轉速工作3800h。試求此軸承應有的基本額定動載荷C。13-4 一農用水泵，決定選用深溝球軸承，軸頸直徑d=35mm，轉速n=2900r/min，已知徑向載荷Fr=1810N，軸向載荷Fa=740N，預期計算壽命Lh=6000h，試選擇軸承的型號。13

20、-5 根據工作條件，決定在軸的兩端選用a=25°的兩個角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑d=35mm，工作中有中等沖擊，轉速n=1800r/min，已知兩軸承的徑向載荷分別為Fr1=3390N，Fr2=1040N，外加軸向載荷Fae=870N，作用方向指向軸承1，試確定其工作壽命。13-6 若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其它條件同例題13-2，試驗算軸承的壽命。13-7 某軸的一端支點上原采用6308軸承，其工作可靠度為90%，現需將該支點軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠度提高到99%，試確定可能用來替換的軸承型號。第十四章 聯軸器和

21、離合器14-1 某電動機與油泵之間用彈性套柱銷聯軸器聯接，功率P=4 kW，轉速n=960r/min，軸伸直徑d=32mm，試決定該聯軸器的型號（只要求與電動機軸伸聯接的半聯軸器滿足直徑要求）。14-2 某離心式水泵采用彈性柱銷聯軸器聯接，原動機為電動機，傳遞功率38 kW，轉速為300r/min，聯軸器兩端聯接軸徑均為50mm，試選擇該聯軸器的型號。若原動機改為活塞式內燃機時，又應如何選擇其聯軸器？14-3 一機床主傳動換向機構中采用如圖14-20所示的多盤摩擦離合器，已知主動摩擦盤5片，從動摩擦盤4片，結合面內徑D1=60mm，外徑D2=110mm，功率P=4.4kW，轉速n=1214r/min，摩擦盤材料為淬火鋼對淬火鋼，試求需要多大的軸向力F？14-4 圖14-23a所示的剪切銷安全聯軸器，傳遞轉矩Tmax=650N×m，銷釘直徑d=6mm，銷釘材料用45鋼正火，銷釘中心所在圓的直徑Dm=100mm，銷釘數z=2。若取=0.7B，試求此聯軸器在載荷超過多大時方能體現其安全作用。第十五章 軸1