《機械設計作業集》

（第三版）解題指南

西北工業大學機電學院

2008.7

刖a

本書是高等教育出版社出版、西北工業大學濮良貴、紀名剛主編《機械設

計》（第八版）和李育錫主編《機械設計作業集》（第三版）的配套教學參考書,

其編寫目的是為了幫助青年教師使用好上述兩本教材，并為教師批改作業提供

方便。

本書對《機械設計作業集》（第三版）中的大部分作業題給出了參考解答。

對于設計計算類題，由于選材、取值等的不同，會得出不同的解答，這類題的

設計計算方法可參考《機械設計》教材中的例題，本書略去解答。

本書是機械設計課程教師的教學參考書，也可供自學機械設計課程的讀者和

考研學生參考。

《機械設計作業集》已經使用多年，希望廣大教師將使用中發現的問題和錯

誤、希望增加或刪去的作業題、以及對《機械設計作業集》的改進建議告知編

者（電子信箱：liyuxi05@126.com）,我們會認真參考，努力改進。

本書由李育錫編寫，由于編者水平所限，誤漏之處在所難免，敬請廣大使用

者批評指正。

編者

2008.7

目錄

第三章機械零件的強度...............................（1）

第四章摩擦、磨損及潤滑概述.......................（5）

第五章螺紋連接和螺旋傳動.........................（6）

第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接.................（9）

第七章佛接、焊接、膠接和過盈連接..................（11）

第八章帶傳動........................................（15）

第九章鏈傳動.....................................（18）

第十章齒輪傳動...................................（19）

第十一章蝸桿傳動.................................（24）

第十二章滑動軸承.................................（28）

第十三章滾動軸承.................................（30）

第十四章聯軸器和離合器...........................（34）

第十五章軸.......................................（36）

第十六章彈簧.....................................（41）

機械設計自測試題....................................（43）

第三章機械零件的強度

3T表面化學熱處理；高頻表面淬火；表面硬化加工；3—2⑶；

3—3截面形狀突變；增大；3—4(1)；(1)；3—5⑴；

3—6答：

零件上的應力接近屈服極限，疲勞破壞發生在應力循環次數在1CT?I。4范圍內，零件破壞斷口處

有塑性變形的特征，這種疲勞破壞稱為低周疲勞破壞，例如飛機起落架、火箭發射架中的零件。

零件上的應力遠低于屈服極限，疲勞破壞發生在應力循環次數大于10,時，零件破壞斷口處無塑性

變形的特征，這種疲勞破壞稱為高周疲勞破壞，例如一般機械上的齒輪、軸承、螺栓等通用零件。

3-7答：

材料的持久疲勞極限0a所對應的循環次數為N”,不同的材料有不同的M值，有時M很大。為

了便于材料的疲勞試驗，人為地規定一個循環次數M,稱為循環基數，所對應的極限應力d稱為材料

的疲勞極限。?a和M為材料所固有的性質，通常是不知道的，在設計計算時，當時，則取

。閉=6。

3—8答：

圖a中A點為靜應力，r=lo圖b中A點為對稱循環變應力，r=-lo圖C中A點為不對稱循

環變

應力，-1<r<1o

3—9答：

在對稱循環時，K.是試件的與零件的疲勞極限

的比值；在不對稱循環時，K.是試件的與零件的

極限應力幅的比值。K.與零件的有效應力集中系數公、尺寸系數比、表面質

量系數加和強化系數P,

有關。K.對零件的疲勞強度有影響，對零件的靜強度沒有影響。

3—10答：

區別在于零件的等壽命疲勞曲線相對于試件的等壽命疲勞曲線下移了一段距離(不是平行下移)。

在相同的應力變化規律下，兩者的失效形式通常是相同的，如圖中和m2'=但兩者的失效形式也有可

能不同，如圖中和o這是由于K.的影響，使得在極限應力線圖中零件發生疲勞破壞的范圍增

大。

題解3—10圖

3—11答：

承受循環變應力的機械零件，當應力循環次數NW10,時，應按靜強度條件計算；當應力循環次數

N>10,時，在一定的應力變化規律下，如果極限應力點落在極限應力線圖中的屈服曲線GC上時，也

應按靜強度條件計算；如果極限應力點落在極限應力線圖中的疲勞曲線AG上時，則應按疲勞強度條件

計算；

3-12答:

在單向穩定變應力下工作的零件，應當在零件的極限應力線圖中，根據零件的應力變化規律，由計

算的方法或由作圖的方法確定其極限應力。

1

3-13答：

該假說認為零件在每次循環變應力作用下，造成的損傷程度是可以累加的。應力循環次數增加，損

傷程度也增加，兩者滿足線性關系。當損傷達到100%時，零件發生疲勞破壞。疲勞損傷線性累積假說

的數學表達式為

3-14答:

首先求出在單向應力狀態下的計算安全系數，即求出只承受法向應力時的計算安全系數和只承

受切向應力時的計算安全系數然后由公

式（3-35）求出在雙向應力狀態下的計算安全系數幾，

要求S.>S（設計安全系數）。

3-15答：

影響機械零件疲勞強度的主要因素有零件的應力集中大小，零件的尺寸，零件的表面質量以及零件

的強化方式。提高的措施是：1）降低零件應力集中的影響；2）提高零件的表面質量；3）對零件進行

熱處理和強化處理；4）選用疲勞強度高的材料；5）盡可能地減少或消除零件表面的初始裂紋等。

3-16答：

結構內部裂紋和缺陷的存在是導致低應力斷裂的內在原因。

3-17答:

應力強度因子K表征裂紋頂端附近應力場的強弱，平面應變斷裂韌度除表征材料阻止裂紋失穩

擴展的能力。若K,<Ke則裂紋不會失穩擴散；若K,>K,C,則裂紋將失穩擴展。

3—18解：

已矢口o?=750MPa,o=550MPa,Gr350MPa,由公式(3-3),各對應。

分別為

.匚JT

(5TNI(5-°=350x=583.8MPa>o

510

1

NxJ_________

因止匕，取◎TM=550MPa=◎&JJ6

尸：=r--------5-452MPa

-1N2=-N

mV350*510

X

510

9

Nx

O=60=X=271MPa<o

3505106

N-

-131N3X

5107

因止匕，取=350MPa=o-i。

-13

3—19解：

1.確定有效應力集中系數、尺寸系數和表面質量系數

查附表3--2,由0/4=48/40=1.2,〃4=3/40=0.075,用線性插值法計算a。和a.。

(0.075-0.04)x(1.62-2.09)

aJ2.09+0.10-0.04=L82

(0.075-0.04)x(1.33-1.66)

…+0.10-0.04=147

查附圖3--1,由OB=650MPa,r=3mm,查得q。=0.84,qr==0.86,由公式(附3

4),有效應

力集中系數

%。=l+q(a-1)=1+0.84x(1.82—1)=1.69

瓦=1+a-1)=1+0.86x(1.47-1)=1.40

(

QTT

查附圖3--2,取8a=0.77o查附圖3—3,取8P.86。查附圖3—4,取加=氏=0.86。零件不

強化處理，則P,=lo

2.計算綜合影響系數

2

由公式(3-12)和(3-14b),綜合影響系數

k。,1-D1=('.69+1I)'

K0=(+12.36

—X=

￡oP°p?0.770.861

T)L(：40+1..1

&=(八+11.79

-1)X=

STPT及0.860.861

3—20解:

1.計算法

，

已知om?=190MPa,Qmin=11OMPa6”和5分別為

a+o190110

G=

"maxmi』+=150MPa

22

o-o190110

—

-maxmin==40MPa

由公式(3-21),計算安全系數22

_O+-y)o300+(2.0-0.2)150

w=1.5

-i(K"

°x=

o(5

KG(+)2.0x(150+40)

2.圖解法nia

由公式(3-6)知，脈動循環的疲勞極限。。為

c

2-12300

0Qo=i+yo1+0.2500MPa

o500

_3oo_150Mp34______1X°_=2-2.0=125MPa

-1——o

K/.O

根據點A(0,150)、點D(250,125)和點C(360,0)繪出零件的極限應力線圖。過工作應力

點M(150,40),作垂霸交AG線于點，則計算安全系數

3—21解:

題解3—20圖

由公式（3-31）,由于c3<o-i,對材料的壽命無影響，故略去。計算應力

9

1z1

Gx

z

N°i=l(104x5009+10嘆400)275.5MPa

nd3

5106

由公式(3—33),試件的計算安全

系數

350<?

&Q=T==1.27

2.求試件破壞前的循環次數n"275.5

由公式(3—1a)各疲勞極限源所對應的循環次數N分別為

◎

6x3509_—

N'=No。

(T)機=5x10(500)201768

。x350=

N=NG

2°(-i)m=5xl06(400)4503289

2350

(7

6X9=

N=NQ

(T產=5x10(450)520799

由公式(3—28),試件破壞前的循環次數

45

nn1八

I2-10-10X.

n=(I--

MM)N=(l>520799=460343k4.6IO

2017681503289

3——22解：

1.計算平均應力和應力幅

材料的彎曲應力和扭轉切應力分別為

MMx3

=annin=46.88MPa

了——DUU1Vz

w0.1"x3

TT0.1403

x

T=WT=02d3=800103=62.5MPa

x

0.240

彎曲應力為對稱循環變應力，故孰=0,o=o?=46.88MPa0扭轉切應力為脈動循環變應力,

故以=&=0.5T=0.5x=31.25M□

62.5Pa

2.求計算安全系數

由公式(3—17),零件承受單向耳方時的計早安全系數~

S='=355=3.44

a

G+\|/(JX

K。a。加2.2x46.88+0.20

1=J=200=3.37

TWT">1.8x3..25+0.1X31.25

KrA7J

由公式(3—35),零件承受雙向應力時的計算安全系數

SS3.44x3.37

OT2.41

2

22

+3.442+3.37

3-23答：SS

由式(3-44),可靠性系數0

為

P=600525

=1.5

22

+2+

oo4030

rs

由附表3-12查得對應的可靠度R=(p(1.5尸0.93319

4

第四章摩擦、磨損及潤滑概述

4-1（略）

4-2答:

膜厚比九是指兩滑動表面間的最小公稱油膜厚度與兩表面輪廓的均方根偏差的比值，邊界摩擦狀態

時K1,流體摩擦狀態時九>3,混合摩擦狀態時l<k<3o

4-3（略）

4-4答：

潤滑劑的極性分子吸附在金屬表面上形成的分子膜稱為邊界膜。邊界膜按其形成機理的不同分為吸

附膜和反應膜，吸附膜是由潤滑劑的極性分子力（或分子的化學鍵和力）吸附于金屬表面形成的膜，反

應膜是由潤滑劑中的元素與金屬起化學反應形成的薄膜。

在潤滑劑中加入適量的油性添加劑或極壓添加劑，都能提高邊界膜強度。

4-5答：

零件的磨損過程大致分為三個階段，即磨合階段、穩定磨損階段以及劇烈磨損階段。

磨合階段使接觸輪廓峰壓碎或塑性變形，形成穩定的最佳粗糙面。磨合是磨損的不穩定階段，在零

件的整個工作時間內所占比率很小。穩定磨損階段磨損緩慢，這一階段的長短代表了零件使用壽命的長

短。劇烈磨損階段零件的運動副間隙增大，動載荷增大，噪聲和振動增大，需更換零件。

4-6答：

根據磨損機理的不同，磨損分為粘附磨損，磨粒磨損，疲勞磨損，沖蝕磨損，腐蝕磨損和微動磨損

等，主要特點略。

4-7答:

潤滑油的粘度即為潤滑油的流動阻力。潤滑油的粘性定律：在液體中任何點處的切應力均與該處流

體的速度梯度成正比（即~r\dudy）o

在摩擦學中，把凡是服從粘性定律的流體都稱為牛頓液體。

4-8答：

粘度通常分為以下幾種：動力粘度、運動粘度、條件粘度。

按國際單位制，動力粘度的單位為Pa-S（tt-\u31186X）,運動粘度的單位為

m7s,在我國條件粘度的

單位為E,（恩氏度）。運動粘度v,與條件粘度小的換算關系見式（4—5）；動力粘度”與運動粘度v,

的關系見式（4-4）o

4-9答：

潤滑油的主要性能指標有：粘度，潤滑性，極壓性，閃點，凝點，氧化穩定性。潤滑脂的主要性能

指標有：錐入度（稠度），滴點。

4-10答：

在潤滑油和潤滑脂中加入添加劑的作用如下：

1）提高潤滑油的油性、極壓性和在極端工作條件下更有效工作的能力。

2）推遲潤滑劑的老化變質，延長潤滑劑的正常使用壽命。

3）改善潤滑劑的物理性能，例如降低凝點，消除泡沫，提高粘度，改善其粘一溫特性等。

4-11答：

流體動力潤滑是利用摩擦面間的相對運動而自動形成承載油膜的潤滑。

流體靜力潤滑是從外部將加壓的油送入摩擦面間，強迫形成承載油膜的潤滑。

流體靜力潤滑的承載能力不依賴于流體粘度，故能用低粘度的潤滑油，使摩擦副既有高的承載能力，

又有低的摩擦力矩。流體靜力潤滑能在各種轉速情況下建立穩定的承載油膜。

4-12答：

5

流體動力潤滑通常研究的是低副接觸零件之間的潤滑問題。彈性流體動力潤滑是研究在相互滾動

(或伴有滑動的滾動)條件下，兩彈性體之間的潤滑問題。

流體動力潤滑把零件摩擦表面視為剛體，并認為潤滑劑的粘度不隨壓力而改變。彈性流體動力潤滑

考慮到零件摩擦表面的彈性變形對潤滑的影響，并考慮到潤滑劑的粘度隨壓力變化對潤滑的影響。

第五章螺紋連接和螺旋傳動

5—1；5—2(3)；⑴；⑴；(3)；

5—3⑵；5T90；螺紋根部；5—5(3)；5—6

⑷；

5-7答:

常用螺紋有普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋、矩形螺紋和鋸齒形螺紋等。前兩種螺紋主要用于連接，

后三種螺紋主要用于傳動。

對連接螺紋的要求是自鎖性好，有足夠的連接強度；對傳動螺紋的要求是傳動精度高，效率高，以

及具有足夠的強度和耐磨性。

5-8答：

螺紋的余留長度越長，則螺栓桿的剛度G越低，這對提高螺栓連接的疲勞強度有利。因此，承受

變載荷和沖擊載荷的螺栓連接，要求有較長的余留長度。

5-9(略)

5-10答：

普通螺栓連接的主要失效形式是螺栓桿螺紋部分斷裂，設計準則是保證螺栓的靜力拉伸強度或疲勞

拉伸強度。

較制孔用螺栓連接的主要失效形式是螺栓桿和孔壁被壓潰或螺栓桿被剪斷，設計準則是保證連接的

擠壓強度和螺栓的剪切強度。

5-11答:

螺栓頭、螺母和螺紋牙的結構尺寸是根據與螺桿的等強度條件及使用經驗規定的，實踐中很少發生

失效，因此，通常不需要進行強度計算。

5—12答：

普通緊螺栓連接所受軸向工作載荷為脈動循環時，螺栓上的總載荷為不變號的不對稱循環變載荷，

0<r<l;所受橫向工作載荷為脈動循環時，螺栓上的總載荷為靜載荷，r=l?

5-13答：

螺栓的性能等級為8.8級，與其相配的螺母的性能等級為8級(大直徑時為9級)，性能等級小數

點前的數字代表材料抗拉強度極限的1/100(cJlOO),小數點后面的數字代表材料的屈服極限與抗拉

強度極限之比值的10倍。

5-14答：

在不控制預緊力的情況下，螺栓連接的安全系數與螺栓直徑有關，螺栓直徑越小，則安全系數取得

越大。這是因為扳手的長度隨螺栓直徑減小而線性減短，而螺栓的承載能力隨螺栓直徑減小而平方性降

低，因此，用扳手擰緊螺栓時，螺栓直徑越細越易過擰緊，造成螺栓過載斷裂。所以小直徑的螺栓應取

較大的安全系數。

5-15答:

降低螺栓的剛度或增大被連接件的剛度，將會提高螺栓連接的疲勞強度，降低連接的緊密性；反之

則降低螺栓連接的疲勞強度，提高連接的緊密性。

5—16答:

6

降低螺栓的剛度，提高被連接件的剛度和提高預緊力，其受力變形線圖參見教材圖5—28c。

5-17答：

在螺紋連接中，約有1/3的載荷集中在第-圈上，第八圈以后的螺紋牙幾乎不承受載荷。因此采用

螺紋牙圈數過多的加厚螺母，并不能提高螺紋連接的強度。

采用懸置螺母，環槽螺母，內斜螺母以及鋼絲螺套，可以使各圈螺紋牙上的載荷分布趨于均勻。

5-18答：

滑動螺旋的主要失效形式是螺紋磨損，滑動螺旋的基本尺寸為螺桿直徑和螺母高度，通常是根據耐

磨性條件確定的。

5-19(略)

5—20答：

1.公式中螺栓數z=8錯誤，應當取z=4。

2.螺紋由"侖9.7mm圓整為d=10mm錯誤，應當根據小徑129.7mm,由螺紋標準中查取螺紋大

徑do

5—21解:

6.8級螺栓的屈服極限5=480MPa,許用應力=os/s=480/3=160MPa。

由式(5-28),螺栓上的預緊力

22

o160xx

N

]71d7110.106

F<x1x=9872

o

由式(5-9),最大橫向力1.341.34

對9872x0.2x21

F<zi3291N

K,x

5—22(略)1.2

5—23解：

1.計算單個螺栓的工作剪力

F=27=2x630x10=2423N

zDx

2.確定許用應力4130

聯軸器的材料為鑄鐵HT200,a.=200MPa,設聯軸器工作時受變載荷，查表5-10,取S,=3。螺

栓的性能等級為8.8級，a=640MPa,查表5-10,取SJ5,許用應力

c>200640

o8T6

[]=66.7MPa;[]==128MPa

3ST

PSP5

3.驗算連接強度

查手冊，較制孔用螺栓GB/T27-88M12x60,光桿部分的直徑dQ=13mm,光桿部分的長度為60

—22=38mm,因此連接處的最小擠壓高度Lmi=18mm,由公式(5-35),接合面的擠壓應力

a=尸2423

PdL

10.35MPa<U

0min

1318

由公式(5-36),螺栓桿的剪切應力C

4FX

4

T=71242

3

124匹xl32

202

0

0

d

滿足強度條件。

5—24解:

38.25MPa<[]

采用橡膠墊片密封，螺栓的相對剛度b7=0.9,由公式(5-32),螺栓的總拉力

CC

7

c

F2O1500+0.9x1000=2400N

=F+(jbb(jm

由公式(5-29),殘余預緊力

F,=F-F=2400-1000=1400N

5—25解：

1.計算方案一中螺栓的受力

螺栓組受到剪力F和轉矩T(T=FL),設剪力F分在各螺栓上的力為F,,轉矩T分在各螺栓上的力

為口,則凡和月分別為

1FL300=5

F,=F；F,==FF

X

32a2602

由圖a可知，螺栓3受力最大，所受

力15*

F}=FiFj+=F+F=6F=2.83

32F

2.計算方案二中螺栓的受力

螺栓上的」，

F,F

3

3.計算方案三中螺栓的受力

」尸：300=5

F,3

60

由圖c可知，螺栓2受力最大，所受

題解5—25圖

5—26解：

將冗力等效轉化到底板面上，可知底板受到軸向力居，橫向力E和傾覆力矩Mo

1)底板最左側的螺栓受力最大，應驗算該螺栓的拉伸強度，要求拉應力o<[o]0

2)應驗算底板右側邊緣的最大擠壓應力，要求最大擠壓應力⑦max<[<7,Jo

3）應驗算底板左側邊緣的最小擠壓應力，要求最小擠壓應力0,m；Oo

4）應驗算底板在橫向力作用下是否會滑移，要求摩擦力可＞死。

8

5—27答：

a）參見教材圖5-3b；b）參見教材圖5-3a；c）參見教材圖5-2b,螺栓應當反裝，可以增大

"in；

d）參見教材圖5-4；e）參見教材圖5-6；f）參見教材圖5-3b,螺釘上方空間應增大，以便裝拆螺釘。改

正圖從略。

第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接

6—1（4）；6—2接合面的擠壓破壞；接合面的過度磨損；

6—3⑷；6—4；齒形；6—5（4）；

6—6答：

薄型平鍵的高度約為普通平鍵的60%?70%,傳遞轉矩的能力比普通平鍵低，常用于薄壁結構，

空心軸以及一些徑向尺寸受限制的場合。

6—7答：

半圓鍵的主要優點是加工工藝性好，裝配方便，尤其適用于錐形軸端與輪轂的鏈接。主要缺點是軸

上鍵槽較深，對軸的強度削弱較大。一般用于輕載靜連接中。

6—8答：

兩平鍵相隔180o\u24067X置，對軸的削弱均勻，并且兩鍵的擠壓力對軸平衡，對軸不產生附加彎矩，受

力狀態好。

兩楔鍵相隔90~120布置。若夾角過小，則對軸的局部削弱過大；若夾角過大，則兩個楔鍵的總

承載能力下降。當夾角為180°\u26102X,兩個楔鍵的承載能力大體上只相當于一個楔鍵的承載能力。因

此，

兩個楔鍵間的夾角既不能過大，也不能過小。

半圓鍵在軸上的鍵槽較深，對軸的削弱較大，不宜將兩個半圓鍵布置在軸的同一橫截面上。故可將

兩個半圓鍵布置在軸的同一母線上。通常半圓鍵只用于傳遞載荷不大的場合，一般不采用兩個半圓鍵。

6—9答：

軸上的鍵槽是在銃床上用端銃刀或盤銃刀加工的。輪轂上的鍵槽是在插床上用插刀加工的，也可以

由拉刀加工，也可以在線切割機上用電火花方法加工。

6—10答：

因為動連接的失效形式為過度磨損，而磨損的速度快慢主要與壓力有關。壓力的大小首先應滿足靜

強度條件，即小于許用擠壓應力，然后，為了使動連接具有一定的使用壽命，特意將許用壓力值定得較

低。如果動連接的相對滑動表面經過淬火處理，其耐磨性得到很大的提高，可相應地提高其許用壓力值。

6—11答：

靜連接花鍵的主要失效形式是工作面被壓潰，動連接花鍵的主要失效形式是工作面過度磨損，靜連

接按式（6—5）計算，動連接按式（6-6）計算。

9

6—12答：

脹套串聯使用時，由于各脹套的脹緊程度有所不同，因此，承受載荷時各個脹套的承載量是有區別

的。所以，計算時引入額定載荷系數m來考慮這一因素的影響。

6-13答：

銷的類型和應用場合略，銷連接的失效形式為銷和孔壁的擠壓破壞以及銷的剪斷。

6—14答：

定位用銷的尺寸按連接結構確定，不做強度計算。連接用銷的尺寸根據連接的結構特點按經驗或規

范確定，必要時校核其剪切強度和擠壓強度。安全銷的直徑按過載時被剪斷的條件確定。

6—15答：

1.鍵的工作長度/=180-22=158mm錯誤，應當為/=130-22/2-5=114mm。

2.許用擠壓應力⑸=llOMPa錯誤，應當為[P]=40MPa。

6—16解：

1.確定聯軸器處鍵的類型和尺寸

選A型平鍵，根據軸徑J=70mm,查表6-1得鍵的截面尺寸為：b=20mm,h=12mm,取鍵長

L=110mm,鍵的標記為：鍵20X110GB/T1096-2003□

2.校核連接強度

聯軸器的材料為鑄鐵，查表6-2,取[o,,]=55MPa,k=0.5><12=6mm,l=L-b=

0.5/7=

110-20=90mm,由公式（6-1）,擠壓應力

X

c=2000T20001000o

Pkid=x=52.9MPa<U

滿足強度條件。6x9070

3.確定齒輪處鍵的類型和尺寸。

選A型平鍵，根據軸徑d=90mm,查表6-1得鍵的截面尺寸為：b=25mm,/z=14mm,取鍵長

L=80mm,鍵的標記為:鍵25x80GB/T1096-2003□

4.校核連接強度

齒輪和軸的材料均為鋼，查表6-2,取[o?]=llOMPa,=0.5/?=0.5x14=7mm,l=L-b

=80-25=55mm,由公式（6-1）,擠壓應力

X

G2000T20001000G

==57.7MPa<[]

pkldx。

滿足強度條件。7x5590

6—17解：

1.軸所傳遞的轉矩

T=E4/2=1500x250/2=

2.確定楔鍵尺寸187.5Nm

根據軸徑d=45mm,查手冊得鉤頭楔鍵的截面尺寸為：b=14mm,h=9mm,取鍵長L=70mm,

鍵的標記為：鍵14x70GB/T1565-1979o

3.校驗連接強度

帶輪的材料為鑄鐵，查表6-2,?、?55MPa,取f=0.15,l=L-h=70-9=61mm，由公式（6-

3）,

擠壓應力

o=12000T=12000x187.5_=

Pfd14x61x(14+6x0.15x45)1

bl(b+6)0

滿足強度條件。

48.3MPa<b]

6—18解：

1.計算普通平鍵連接傳遞的轉矩

查表6-1,B型平鍵的截面尺寸為：b=28mm,h=16mm,取鍵長L=0.5xl6=8mm,

140mm,k=0.5h=

/=L=140mm,由公式（6-1）,平鍵連接所允許傳遞的轉矩

<kid。8X140x>

5712Nm

]

「2000P2000

2.計算花鍵連接傳遞的轉矩

查手冊,中系列矩形花鍵的尺寸為:zxdx￡>x8=10x92x102x14，C=0.6mm，w=0.75，I=150mm,

10292

97mm,102

d=+d=+=292

22h=D—d---2x0.6=3.8mm,由公式（6-5）,花鍵連接所允許傳

遞的轉矩c=

22

1

Oxx

]2000

"o[0.75xl0x3.8xl50x9710020734Nm

6—19\\fzhldmP

解：

根據軸徑d=100mm，查手冊得Z2型脹套的尺寸為：100mm,145mm，單個脹套的額定轉

T=-,額定軸向力匹］=192kN,Z2型脹套的標記為：Z2-100X145GB/T5876-86o

矩［］9.6kN

查表6-4,額定載荷系Im=1.8,總1定轉矩和總額定軸向力分別為

[T?]=m[T]=1.8x9.6=?

[FJ=W7[FJ=1.8x192=

傳遞的聯合作用力

2X

2

+2000122

+(2000)2=

FFd100(100)F

Ra

連接的承載能力足夠。260kN<[J

答：

6—2063

a）參見教材圖國1讀鍵之間既於幫務

裝

拆，應當改用鉤

略。

6—21解：「725）

tl）軸伸b）載孔

題解6—21圖

11

第七章抑接、焊接、膠接和過盈連接

7—1（3）；7—2對接焊縫；角焊縫；同一平面內；不同平面內；

7—3剪切；W;7T⑷；7—5（3）；

7-6答：

按鉀縫性能的不同分為強固抑縫，強密鉀縫和緊密鉀縫。強固珈縫用于以釧接強度為基本要求的

抑縫；強密釧縫用于不但要求具有足夠的強度，而且要求保證良好的緊密性的珈縫；緊密抑縫用于僅以

緊密性為基本要求的鉀縫。

7-7答：

硼釘連接的破壞形式為抑釘被剪斷，被釧板擠壓、剪切、拉伸等破壞。校核硼釘連接時，應校核

被鉀件的拉伸強度條件，校核被卸件孔壁的擠壓強度條件，以及校核釧釘的剪切強度條件，見教材中式

（7-1）、（7—2）、（7—3）o

7-8答:

焊縫的強度與被焊件本身的強度之比，稱為焊縫強度系數。對于對接焊縫，當焊縫與被焊件邊線的

夾角aW45時，焊縫的強度將不低于母板的強度。

7-9答：

當焊接結構中有角鋼等構件時，因為角鋼截面的形心在角鋼寬度方向上是不對稱的，應該采用不

對稱側面焊縫，兩側焊縫的長度按式（7-5）計算。

7-10（略）

7-11（略）

7-12答：

過盈連接的裝配方法有壓入法和脹縮法，在過盈量相同的情況下，采用脹縮法裝配的過盈連接，

可減少或避免損傷配合表面，因此緊固性好。

7-13答：

過盈連接的承載能力是由連