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第一章机械设计基础知识思考题1-1机械零件设计应满足哪些基本准则？1-2什么叫机械零件的失效？机械零件主要的失效形式有哪些？1-3提高机械零件强度的措施有哪些？1-4在什么条件下要按刚度准则设计机械零件？提高零件的刚度有哪些措施？1-5选用机械零件材料时主要考虑什么原则？1-6举例说明什么叫静载荷、变载荷、静应力和变应力？1-7什么是零件的工作应力、计算应力、极限应力和许用应力？1-8影响材料的极限应力的因素有那些？1-9线性疲劳损伤累积方程（Miner方程）的意义是什么？1-10影响材料疲劳强度的主要因素有哪些？原因是什么？这些因素对变应力的哪一部分有影响？1-11什么是有效应力集中系数？机械零件设计中，常见的应力集中源有哪些？有三个形状尺寸一样，工作条件也相同，分别用铸铁、低强度钢、高强度钢制造的零件，哪个零件的有效应力集中系数最大？1-12什么叫接触应力和接触强度？影响接触应力大小的因素有哪些？1-13举例说明零件的结构及工艺对被设计零件疲劳强度的影响。习题1-1从手册中查找下面各材料的名称和性能数据，并填入表中：材料牌号材料名称抗拉强度极限σB/MPa屈服强度极限σs/MPa延伸率σ5/%硬度HB弹性模量E/MPaHT200ZG270-500Q23545调质40CrQA19-41-2已知σmin＝500MPa，σa=300MPa，求σmax，σm，r,并画出变应力图。1-3图示为一转轴，在轴上作用有轴向力Fa＝3000N和径向力Fr＝6000N，支点间距L＝300mm，轴的直径d＝50mm，求力Fr作用面上的σmax，σmin，σm，σa，r，并画出变应力图。1-4已知一合金结构钢的简化疲劳极限线图如图所示。等效系数ψσ＝0.43，若零件工作应力点M恰在OE线上，其最大工作应力σmax＝426MPa，最小工作应力σmin＝106MPa，有效应力集中系数kσ＝1.42，绝对尺寸系数εσ＝0.91，表面状态系数β＝1，试求按简单加载情况下零件的安全系数（按无限寿命考虑）。1-5某钢制零件承受非对称循环（循环特性r＝-0.4）的两级应力（不稳定变应力）作用，第一级名义应力最大值σ1＝500MPa，作用105次，第二级名义应力最大值σ2＝400MPa，作用2×105次，如该钢材的标准平滑试件试验得的σ-1＝500MPa，σ0=800MPa，循环基数N0=107次，材料常数m=9，该零件的有效应力集中系数kσ=1.62，绝对尺寸系数εσ＝0.83，表面状态系数β＝0.95。试估算该零件的计算安全系数。例题例1-1某转动心轴，其危险剖面上的平均应力为σm=20MPa，应力幅σa=30MPa，试求最大应力σmax、最小应力σmin和循环特性r。解最大应力为σmax=σm+σa=20+30=50MPa最小应力为σmin=σm-σa=20-30=-10MPa循环特性为该变应力为非对称循环变应力。例1-2某静止构件受弯曲应力σb＝150MPa，扭转剪应力τr＝50MPa；材料为35钢（σB＝540MPa，σs＝320MPa）。试分别用第一、三、四强度理论求计算应力σca，并校核静强度是否安全？用哪个强度理论较为合理？解（1）求材料的许用拉应力由于σs/σB=320／540＝0.593，按表用内插法得许用拉应力MPa（2）按第一、三、四强度理论求计算应力σca按第一强度理论得MPa按第三强度理论得MPa按第四理论强度得MPa（3）结论由于许用拉应力[σ]＝212MPa均大于按第一、三、四强度理论所求得的计算应力σca，所以该构件强度足够，较为安全。但由于35钢塑性较好，故用三、四强度理论较合理。例1-3如图所示，某轴受弯矩M作用。已知：材料为优质碳素结构钢，其抗拉强度极限σB=600MPa；D=60mm；d=55mm；r=1.5mm；表面精车削加工（表面粗糙度Ra=1.6μm）；调质处理。求过渡圆角处的有效应力集中糸数kσ、绝对尺寸系数εσ和表面状态系数β。解（1）有效应力集中糸数kσ为求（D－d）/r=3.33及r/d=0.0273参数下的kσ值，须先从附表1-2中查出（D－d）/r=2以及r/d=0.02和0.03下的kσ值，然后通过插值计算才可求得所要求的kσ值。计算步骤如下：查附表1-2，在（D－d）/r=2和σB=600MPa条件下，r/d=0.02时，kσ=1.47，r/d=0.03时，kσ=1.67；通过内插法可求得（D－d）/r=2，r/d=0.0273时的应力集中糸数为再查附表1-2，在（D－d）/r=4和σB=600MPa条件下，r/d=0.02时，kσ=1.86，r/d=0.03时，kσ=1.88；通过内插法可求得（D－d）/r=4，r/d=0.0273时的应力集中糸数为最后再通过内插法计算即可求得（D－d）/r＝3.33和r/d=0.0273时的有效应力集中糸数为（2）绝对尺寸糸数εσ查查附表1-4，当d＝55mm，材料为碳素结构钢时，εσ=0.81。（3）表面状态系数β查附表1-5，当材料的σB＝600MPa及表面精车削加工（Ra＝1.6μm）田寸，β＝0.95。在疲劳强度计算中，应根据具体晴况选取β值。例如，零件表面只经过切削加工或不加工时，则应按附表1-5选取β值；若零件表面不仅机械加工而且经过强化工艺处理，则应按附表1-6选取β值。例1-4一优质碳素结构钢零件，其σB＝560MPa，σs＝280MPa，σ-1＝250MPa。承受工作变应力σmax＝155MPa，σmin＝30MPa。零件的有效应力集中系数kσ=1.65，绝对尺寸糸数εσ=0.81，表面状态糸数β=0.95（精车）。如取许用安全系数［S］＝1.5。校核此零件的强度是否足够。解（1）计算应力幅和平均应力应力幅MPa平均应力MPa（2）计算疲劳强度安全糸数椐表1.5查得等效糸数ψσ＝0.30（拉压应力，车削表面）。计算安全系数为（3）计算静强度安全糸数由上述计算结果可知，该零件的疲劳强度和静强度安全系数均大于许用安全糸数[S]＝1.5，故零件强度足够。例1-5一转轴受规律性非稳定非对称循环变应力作用，其各级变应力的σa和σm初的名义值见下表的第二、第三列。各级变应力的循环次数见第四列。材料力45钢调质，σ-1＝250MPa，m＝9，N0＝107。kσ=1.76，εσ=0.78，表面状态糸数β=0.95，ψσ＝0.34。许用安全糸数[S]＝1.5。求该轴的计算安全糸数Sσ。解（1）计算各级变应力的当量应力σi根据式（1-33）σi的计算结果见下表的第五列。例1-5表MPa（2）求当量应力循环次数Nv因σ3小干材料的σ-1，故对零件不会造成疲劳损伤，在求Nv时不计入。根据式（1-39）（3）求寿命糸数KN根椐式（1-40）（4）求计算安全糸数S根据式（1-41）结论：该转轴疲劳强度足够安全。第二章螺纹联接及轴毂联接思考题2-1常用螺纹有哪些类型？其中哪些用于联接，哪些用于传动，为什么？哪些是标准螺纹？2-2螺纹联接预紧的目的是什么？如何控制预紧力？应力级序号应力幅σa平均应力σm循环次数ni当量应力σi123120110902020203×1047×1044×106292268220.62-3拧紧螺母时，螺栓和被联接件各受什么载荷？拧紧力矩要克服哪些阻力矩？2-4联接螺纹能满足自锁条件，为什么在设计螺纹联接时还要考虑防松问题？根据防松原理，防松分哪几类？可拆卸的防松中哪类工作可靠，为什么？2-5在受横向载荷的螺纹联接中，螺栓是否一定受剪切？为什么？2-6为改善螺纹牙上载荷分配不均现象，常采用悬置螺母或内斜螺母，试分析其原因。2-7画出题2-7图中各螺纹联接的正确结构并选择标准螺纹联接件。2-8平键的标准截面尺寸如何确定？键的长度如何确定？2-9矩形花键和渐开线花键如何定心？2-10过盈配合联接中有哪几种装配方法？哪种方法能获得较高的联接紧固性？为什么？2-11影响过盈配合联接承载能力的因素有哪些？为提高承载能力可采取什么措施？习题2-1用图示的扳手拧紧M16的螺母，扳手有效长度L=400mm，求实现预紧力QP=13500N的拧紧力F。2-2图示为普通螺栓组联接，载荷R＝5000N，L＝280mm，l＝100mm，接合面间的摩擦系数f＝0.3。试确定预紧力。2-3如图所示，用六个M16的普通螺栓联接的钢制液压油缸，螺栓8.8级，安全系数S＝3，缸内油压p＝2.5MPa，为保证紧密性要求，剩余预紧力Qp′≥1.5F。求预紧力的取值范围。（缸盖与油缸结合面处采用金属垫片）2-4图示减速器端盖用四个螺钉固定在铸铁箱体上，端盖与箱体间采用金属垫片。端盖受轴向载荷FΣ＝6000N，试确定预紧力及螺钉直径。2-5在图示的夹紧联接中，柄部承受载荷P＝600N，柄长L＝350mm，轴直径db＝60mm，螺栓个数z＝2，接合面摩擦系数f＝0.15，试确定螺栓直径。2-6在图示的气缸盖联接中，气缸内径D＝400mm，螺栓个数z＝16，缸内气体压力p在0～2MPa之间变化，采用铜皮石棉垫片，试选择螺栓直径。2-7图示为GZ5刚性联轴器，材料为ZG270－500，用6个8.8级螺栓联接。已知该联轴器允许的最大转矩为16000N.m，两个半联轴器间的摩擦系数f＝0.16，载荷平稳。（1）采用普通螺栓，求螺栓直径；（2）若改用铰制孔用螺栓，计算螺栓直径。2-8图示为两块边板和一块承重板焊接成的龙门起重机导轨托架。两边板各用四个螺栓与工字钢立柱联接，托架承受的最大载荷为R＝20kN，问：（1）此联接采用普通螺栓还是铰制孔螺栓为宜？（2）若用铰制孔用螺栓联接，已知螺栓机械性能等级为8.8，试确定螺栓直径。2-9图示的铸铁托架用四个普通螺栓固定在钢立柱上，已知托架上的载荷P=5kN，其作用线与铅垂方向的夹角α=45°。托架材料的强度极限σB＝200MPa，立柱材料的屈服强度极限σs＝235MPa，结构尺寸如图所示，试确定螺栓直径。2-10图示减速器的低速轴与凸缘联轴器及圆柱齿轮之间分别用键联接。已知轴传递的功率P=9kW，转速n=100r/min，轴和齿轮的材料均为钢，联轴器材料为铸铁，工作时有轻微冲击。试选择两处键的类型和尺寸，并校核其联接强度。2-11图示的双联滑移齿轮与轴用矩形花键联接，已知传递的转矩T＝140N.m，齿轮在空载下移动，工作情况良好，轴D＝34mm，齿轮宽度L＝40mm，轴和齿轮的材料均为钢，花键齿面热处理后硬度小于45HRC。试选择花键、校核联接强度，并写出联接的标记代号。例题例2-1如图a所示的铸铁（HT150）支架，用一组螺栓固定在钢制底座上，支架轴孔中心受一斜力P＝10000N，P力与水平面的夹角α＝30°，轴孔中心高度h＝250mm，底板尺寸l1＝200mm，l2＝400mm，l3＝150mm，螺栓孔中心距l＝320mm。试求螺栓所受的最大轴向总载荷，并校核螺栓组联接接合面的工作能力。解（1）螺栓受力分析①将斜力P分解为水平分力Px和垂直分力Pz；再将水平分力Px简化到接合面上，得翻转力矩M和作用在接合面上的横向力Px，见例2-1图b。支架螺栓组共受以下诸力和力矩作用：轴向力（作用干螺栓组形心，垂直向上）N横向力（作用于接合面，水平向右）N翻转力矩（绕O轴，顺时针方向）N.mm②计算每个螺栓所需要的预紧力Qp。Px要使底板向右滑移，受到联接接合面摩擦力的阻挡。预紧力Qp使接合面间产生摩擦力。Px使预紧力减小。M对摩擦力无影响，因在M作用下，底板右部的压力虽然增犬，但其左部的压力却以同样程度减小。参照式（2-9）并考虑Pz对预紧力的影响可得底扳不滑移条件为取Kf＝1.2，f＝0.15（表2-3，铸铁对干燥加工表面），（表2-5，无垫片），则N③计算螺栓的工作拉力。在垂直拉力Pz作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-8）知N在翻转力矩M作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-17）知N故总工作拉力为N④计算螺栓总拉力。由式（2-28）得螺栓的总拉力为N（2）校核螺栓组联接接含面的工作能力①检查受载时铸铁底板右边缘处走否压溃参照式（2-18）