机械设计课后习题答案__徐锦康-五星文库
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机械设计课后习题答案__徐锦康
导读：9.1设计一蜗轮轴的不完全油膜径向滑动轴承，则设计的轴承满足工作能力要求，试指出其设计错误并画出正确的结构与装配图，7.设计螺栓组连接的结构时一般应考虑哪些方面的问题?，习题，FA??0.333?e，A2??eFr1所以PN1?fp(X1Fr1?Y1FA1)?1.0??fp(X2Fr2?Y2FA2)?1.2?(0.4?2200?1
FA??0.333?e，A2??e Fr1
所以PN 1?fp(X1Fr1?Y1FA1)?1.0?
P2?fp(X2Fr2?Y2FA2)?1.2?(0.4??N
以大的计算。
106ft?C?() （2）Lh?60nP
106ft?C?Lh?()??()?h 60nP60?010
&Lh10?15000h，该对轴承合适。
如图8.31所示，轴支承在两个7207ACJ轴承上，两轴承压力中心间的距离为240mm，轴上负荷Fre=2 800N，Fae=750N，方向和作用点如图所示。试计算轴承C、D所受的轴
向负荷Fac、Fad。
附：7207ACJ的有关参数如下：
Cr?20.9kN，C0r?19.2kN，e?0.68，X?0.41，Y?0.87，S?0.68Fr
解：轴承反安装
根据受力平衡
FrC?FreN 33
2F2?2800FrD?re??
FSC?0.68FrC?634.7N
FSD?0.68FrD?1269.4N
由于：FSD?Fae??4.7N(FSC)
所以：轴承C被压紧，轴承D被放松
FaC?2019.4N
FaD?1269.4N
第9章 滑动轴承
9.1设计一蜗轮轴的不完全油膜径向滑动轴承。已知蜗轮轴转速n=60Hmin,轴颈直径d=80mm,径向载荷Fr?7000N,轴瓦材料为锡青铜，轴 的材料为45钢。
解：根据所要求的内容，为了装折方便，现将轴承采用对开式结构。
根据表9.2选取了?P??20MPa,?V??60m/s,?PV??15MPa?m/s
试选取Bld=0.8则
B=0.8?80mm?64mm P=FMPa??P? dB80?64
PV?Fn.34MPa?m/s??PV? ??64
1000?60???80?60
.25m/s??v?
由于P、PV、V均未超过许用范围，则设计的轴承满足工作能力要求。
9.2有一完全油膜径向滑动轴承，轴颈直径为d=60mm,轴承宽度B=60mm,轴瓦材料为锡青铜
1）验算轴承的工作能力。已知载荷Fr?36000N、转速n?150r/min.
2）计算轴的允许转速n。已知载荷Fr?36000N。
3）计算轴承能承受的最大载荷Fmax。已知转速n=900r/min.
4)确定轴所允许的最大转速nmax.
解：根据所给要求查表9.2得?P??20MPa,?V??60m/s,?PV??15MPa?m/s
（1） P=F3600??1MPa??P? dB60?60
F?nPV???0.47MPa?m/s??PV? ?60
?dn??60?150??0.47m/s??v? V=?60
所以不满足轴承的工作能力要求。
Fn3600?n???PV??15MPa?m/s ?60
则轴的允许转速n?4775r/min. （2）
P?FF???P? dB60?60
得F=?P??60?60?20?60?60?72000N
即轴承能承受的最大载荷为72000N。
（4）由（2）计算分析可知轴所允许的最大转速nmax?4775r/min.
11.2下图所示为某减速器输出轴的结构与装配图，试指出其设计错误并画出正确的结构与装配图。 解： （1）左端的轴承端盖与箱体间没有加调整垫片。
（2） 左端的轴承端盖不能与轴直接接触，要有间隙。
（3） 左端的轴承端盖与轴之间应加密封毡圈。
（4） 左端的轴承与轴的配合长度太长，不易安装。
（5） 左端的轴承的内圈高度与套简的高度相同，不易拆御。
（6） 齿轮相配合的轴段左端应略小于齿轮宽度，以便定位可靠。
（7） 右端轴承无轴向定位，有砂轮越程槽。
（8） 制图错误
（9） 右端的轴承端盖与箱体间应加调整垫片。
（10） 轴承安装错误。
（11） 左轴端的键槽太长，不应在轴承端盖部位。
（12） 右键槽长，其右端加工困难。
（13） 轴承应该正装
（14） 轴承盖端面有凹槽
由题意作出轴的结构与装配图如下图所示。
第13章 螺纹连接与螺旋传动
1.常用螺栓材料有哪些?选用螺栓材料时主要应考虑哪些问题?
2.松螺栓连接和紧螺栓连接的区别是什么?计算中应如何考虑这些区别?
3.实际应用中绝大多数螺纹连接都要预紧，试问预紧的目的是什么?
4.拧紧螺母时，拧紧力矩了要克服哪些摩擦阻力矩?这时螺栓和被连接件各受什么载荷作用?
5.为什么对于重要的螺栓连接要控制螺栓的预紧力F0？预紧力F0的大小由哪些条件决定?控制预紧力的方法有哪些?
6.螺纹连接松脱的原因是什么?试按3类防松原理举例说明螺纹连接的各种防松措施。
7.设计螺栓组连接的结构时一般应考虑哪些方面的问题?
8.螺栓组连接承受的载荷与螺栓组内螺栓的受力有什么关系?若螺栓组受横向载荷，螺栓是否一定受到剪切?
9.对于常用的普通螺栓，预紧后螺栓承受拉伸和扭转的复合应力，但是为什么只要将轴向拉力增大30％就可以按纯拉伸计算螺栓的强度?
10.对于受轴向载荷的紧螺栓连接，若考虑螺栓和被连接件刚度的影响，螺栓受到的总拉力是否等于预紧力F0与工作拉力F之和?为什么?
11.提高螺纹连接强度的常用措施有哪些?
12.对于受变载荷作用的螺栓，可以采取哪些措施来减小螺栓的应力幅?
13.螺栓中的附加弯曲应力是怎样产生的?为避免产生附加弯曲应力，从结构或工艺上可采取哪些措施?
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&& 柔性螺栓用于变载荷螺栓联接---紧固件专业知识（易紧通提问第17期）
标准与技术
柔性螺栓用于变载荷螺栓联接---紧固件专业知识（易紧通提问第17期）
易紧通&紧固件专业知识问与答&&&第17期图示为一柔性螺栓，它用在受轴向变载荷的紧螺栓联接中，其主要作用是______。A.减轻联接的重量&&&&&&&&&&&&&& B.减小螺栓刚度，降低应力幅C.使螺栓装拆方便&&&&&&&&&&&&&&&D.增加联接的紧密性&&上期回顾-第16期：图示悬置螺母的主要作用是______。A.作为联接的防松装置&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& &&B.减少螺栓系统的刚度C.使螺母中各圈螺纹受力均匀&&&&&&&&&&&&&&&& D.防止螺栓受弯曲载荷答案解析：
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2、本网转载作品均注明出处，如转载作品侵犯作者署名权，并非出于本网故意，在接到相关权利人通知后会加以更正。　　摘要：本文首先概述了金属结构中螺栓联接抗疲劳设计的必要性，然后就受轴向变载荷作用的螺栓联接载荷计算及疲劳设计的方法进行" />
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基于螺栓联接的疲劳设计问题研讨
2015年16期目录
&&&&&&本期共收录文章20篇
　　摘要：本文首先概述了金属结构中螺栓联接抗疲劳设计的必要性，然后就受轴向变载荷作用的螺栓联接载荷计算及疲劳设计的方法进行了详细的分析研究，本文在此提出了自己的观点和看法，可供同行参考和借鉴。 中国论文网 /1/view-6876732.htm　　关键词：金属结构； 螺栓联接； 疲劳设计； 　　一、前言 　　由于设计、制造、安装和运输等方面的要求，金属结构通常是由型钢或钢板彼此连接组成独立杆件，各杆件再互相联接，组成整体金属结构件以承受作用力，完成预定的工作任务。因此联接方法及其可靠性对于金属结构件的正常工作有着重要意义。 　　二、螺栓联接抗疲劳设计的必要性 　　轴向拉力作用下螺栓联接的失效多数为疲劳失效。统计表明百分之九十以上螺栓失效都与应力集中作用产生的疲劳失效有关。由于螺栓联接是一个多接触面的弹塑性接触问题，在重复加载作用下的应力应变关系十分复杂，并且影响疲劳强度的因素众多，因此，直接通过对螺纹的应力应变分析来计算螺栓联接的疲劳强度的实用意义不大。通常的做法是先计算出外力与预紧力作用下螺栓中的平均应力与变化应力，然后对应力集中，尺寸效应等影响疲劳强度的参数进行综合考虑，再应用古德曼法则来计算螺栓联接的疲劳强度。 　　一般情况下联接件的有效刚度远大于螺栓刚度。螺栓预紧力的存在，除了使零件之间产生紧密联接，增强联接的刚性之外，还会大幅度降低在拉伸载荷作用下螺杆应力的变化幅度，由此提高了螺栓联接的疲劳强度。如果预紧力不够大，拉伸载荷有可能超过螺栓联接的预紧力，造成联接件分离，这会使螺栓联接的刚度大幅下降，同时也使应力变化幅度大幅增大而迅速降低螺栓联接的疲劳强度。增大螺栓联接的预紧力，不但能降低联接件在载荷作用下产生分离的风险，还能提高螺栓联接的防松能力，防止预紧力在重复外力作用下变小。 　　三、螺栓联接疲劳强度安全系数计算 　　螺栓联接的疲劳强度可通过古德曼准则作近似计算。在周期循环应力作用下，根据古德曼准则，金属零件的持久极限疲劳强度曲线可由下式决定： 　　其中，Sa，Sm为古德曼持久极限疲劳强度线上任一点上对应的交变应力与平均应力，Su为材料的抗拉强度，Se为零件的综合疲劳极限强度。 　　零件的持久极限疲劳强度安全系数的计算与应力的加载路径有关。对比例加载，零件持久极限疲劳强度设计的安全系数可用持久极限疲劳强度曲线上的应力幅度Sa与实际应力幅度σa的比值来定义。 　　在外力作用为零时，螺栓联接中存在一个预紧力Fi作用。预紧力在螺杆中产生的平均预应力可通过σi = Fi / At计算，其中Fi 为螺栓联接的预紧力，At为螺杆的有效受力面积。 　　当一个螺栓联接受到一个循环外力作用时，如果外力作用P与预紧力Fi都为已知，则可求出在外力P作用下螺栓中的交变应力幅度σa与平均应力σm。 　　如果认为螺栓联接中螺杆的有效刚度与联接件的有效刚度在加载过程中都是常数，对一个给定的拉伸力作用，外力在σa-σm图上产生的变化为一直线变化关系。螺栓联接的疲劳强度安全系数由nf= Sa/σa定义。 　　此时如果能确定对应螺杆的综合疲劳强度Se，就可通过计算求出在给定预紧力与外力作用下螺栓联接的疲劳极限强度及对应的疲劳极限强度安全系数。在以上的计算中，没有考虑螺杆中的扭矩作用，这是因为在循环应力作用下，螺杆内的扭矩会很快被减低到对疲劳强度的影响可以忽略不计的程度。如果在整个循环加载过程中预紧力与零件综合疲劳强度Se都是常数，则疲劳极限强度安全系数也是一个确定的常数。 　　由于螺纹在根部有很大的应力集中，在重复应力作用下螺纹根部疲劳断裂是螺栓联结疲劳失效的主要原因之一。在外力与预紧力作用下螺纹的受力呈不均匀分布，其中螺杆上受力螺纹的第一牙承受了最大份额的载荷。因此，受力螺纹的第一牙根部的应力集中应是产生疲劳裂纹的主要原因之一。由于螺栓及螺纹几何形状的标准化，螺栓联接疲劳计算的有效应力集中系数可通过分析或试验得出。螺栓综合疲劳极限强度可由以下简化公式确定： 　　S′e=kb/Kf 　　其中 S′e 为螺栓材料标准试件的疲劳极限强度应力，kb为零件的尺寸效应系数，Kf则是一个包括了几何形状产生的应力集中作用及与材料强度相关的表面作用的疲劳强度降低系数，Kf与螺纹的设计形状有关，也与螺帽的几何形状有关。 　　四、预紧力对螺栓联接疲劳强度的影响 　　如果拉伸外力小于预紧力，且无偏心作用，则交变应力不随预紧力变化而改变。预紧力变大，交变应力不会改变，但平均应力会变大。因此，根据计算得出的螺栓联接的疲劳强度安全系数就会变小。由此会得出增加预紧力可能会使螺栓联接的疲劳强度安全系数降低的结论。是否可以因此认为在不发生螺栓联接预紧接触面分离的前提下，螺栓联接的最大疲劳强度安全系数可通过一个最小的预紧力来实现呢？ 　　对这个问题的回答，可从三个方面来讨论。首先，由于外载荷的不确定性，总是存在超载的可能，而超载后则可能使螺栓联接产生分离。需要考虑的是，增大预紧力所带来的疲劳强度的降低与可能的超载作用下产生螺栓联接分离后疲劳强度降低相比，那一个更具有更大的风险？其次，在循环外力作用下，预紧力可能逐渐降低，这对螺栓联接疲劳强度影响如何？再就是增大预紧力可能会在螺纹根部产生塑性变形，从而产生残余应力，这对螺栓联接疲劳强度有如何影响？ 　　利用螺栓联接的古德曼法则来计算给定外力作用下螺栓联接的疲劳强度安全系数时，外力作用不能大于使螺栓联接产生联接分离的作用力Psep。在外力使螺栓联接产生分离的条件下，螺栓联接的疲劳强度可能会大幅降低。 　　普通螺栓联接的螺杆拉力主要被最前面的三牙受力螺纹承受，当初始预紧力足够大时，会使部分螺纹根部局部进入塑性变形，同时在这些螺纹根部产生残余应力。螺纹根部产生的残余压应力，能提高螺纹的疲劳强度。同时，塑性变形后的螺纹还能改善螺纹受力分布，使螺纹牙上的接触压力变小，由此也提高了螺纹的疲劳强度。如此的改变，还可能会使螺栓联接中强度最弱的部位被转移到那些强度相对更大的部位上去了。另外，在材料的屈服之后，螺栓联接的预紧力的进一步增加也会受到限制。因此，在不产生静力破坏失效的前提下，基本上是预紧力越大，螺栓联接的实际有效疲劳强度也越大。 　　如果螺栓联接的疲劳强度安全系数能满足预先的设计要求，此时应该是预紧力越大，螺栓联接抵抗联接分离的能力越大，抵抗预紧力松弛的能力越强，同时螺栓联接的实际有效疲劳强度也越大。因此，增大螺栓联接的预紧力，总体来说有利于提高螺栓联接抵抗循环外载作用下疲劳失效的能力，使螺栓联接在振动冲击力与有限超载作用下产生疲劳失效的风险变得更小。 　　五、结束语 　　在螺栓联接中产生与保持足够大的预紧力，是保证螺栓联接疲劳强度的重要手段之一。综合本文以上分析讨论结果，对钢制标准螺栓，在不超过螺栓联接的螺杆，螺纹与联接件的静强度的前提之下，对一个给定的螺栓联接设计，可以认为是预紧力越大，其有效疲劳强度也就越大。如果不需要考虑撤卸后螺栓的重复使用，则在螺栓联接中产生的预紧力可以接近甚至达到螺杆的屈服应力。 　　参考文献： 　　[1]冷兴聚等.机械设计基础[M].沈阳：东北大学出版社.2003（3）. 　　[2]成大先.机械设计手册（第五版）[M].北京：化学工业出版社. 2007.11
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对于受轴向变载荷的紧螺栓联接，在限定螺栓总拉力的情况下，提高螺栓疲劳强度的有效措施是(
A．增大被联
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提问人：匿名网友
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对于受轴向变载荷的紧螺栓联接，在限定螺栓总拉力的情况下，提高螺栓疲劳强度的有效措施是(&&)。&&A．增大被联接件的刚度&&B．减小被联接件的刚度&&C．增大螺栓的刚度
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验证码提交中……在受轴向载荷的紧螺栓联接的强度计算中,为什么要将螺栓所受的轴向总载荷增加30%?
可能是轴向荷载用的不是基本组合值,荷载应有分项系数；也可能螺栓的抗拉强度是标准值而不是计算值.最好把题目的出处说详细点,才好讨论!
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