1、3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限 ，取循环基数 ， ，试求循环次数MPa1806015N9mN 分别为 7 000、25 000、620 000 次时的有限寿命弯曲疲劳极限。解 6.3751809691NPa.24.992012 M0.71.658993013 N3-2 已知材料的力学性能为 ， ， ，试绘制此材料的简化的等寿命Pa2s Pa12.0寿命曲线。解 )170,(A),6(C0210MPa3.28.0720得 ，即),3.8(D )67.14,.(D根据点 ， ， 按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示17,A,26(C.,.3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm，d=62
2、mm，r=3mm。如用题 3-2 中的材料，设其强度极限B=420MPa，精车，弯曲， q=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。解 因 ， ，查附表 3-2，插值得 ，查附图 3-1 得 ，2.145d067.453dr 8.1 78.0q将所查值代入公式，即 9.18.kq查附图 3-2，得 ；按精车加工工艺，查附图 3-4，得 ，已知 ，则750 91.0q35.219.0.61qK.74,2,35.170,DCA根据 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图26.1643-5 如题 3-4 中危险截面上的平均应力 ，应力幅 ，试分别按 MPa20mPa20aCr，求出该截面的计算安全系数
3、。CmcaS解 由题 3-4 可知 35.,.,6MP,170s-K（1） Cr工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数28.0.35.217ma1- KSca（2） m工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数81.2035.170ma1- caKS5-3 分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出？当气缸内的最高压 力提高时，它的最大应力，最小应力将如何变化？解：最大应力出现在压缩到最小体积时，最小应力出现在膨胀到最大体积时。当汽缸内的最高压力提高时，它的最大应力增大，最小应力不变。5-4 图
4、 5-49 所示的底板螺栓组联接受外力 F 作用在包含 x 轴并垂直于底板接合面的平面内。试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？堡证联接安全工作的必要条件有哪些？5-9 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力 Fo=15000N,当受轴向工作载荷 F10 000N 时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。采用橡垫片密封，取螺栓的相对刚度 螺栓的总拉力：9.0MBbCNCMBb24002残余预紧力为： F1215-10 图 5-24 所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力 P=01MPa，缸盖与缸体均为钢制，直径 D1=350mm,D2=
5、250mm.上、下凸缘厚均为 25mm.试设计此联接。10-1 试分析图 10-47 所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示各力的作用位置及方向） 。解 受力图如下图：10-2 如图，ABC 的材料为中碳钢调制，其硬度：齿轮 A 为 240HBS，B:260HBS ，C:220HBS，试确定齿轮 B 的许用接触应力 和许用弯曲应力 .假定：1）齿轮 B 为“惰轮” （中间轮）齿轮 A 为主动轮，HF齿轮 C 为从动轮，设 ;2)齿轮 B 为在主动轮，齿轮 A 和齿轮 C 均为从动，设NFK1HNFK10-3 对于做双向传动的齿轮来说，她的齿面接触应力和齿根弯曲应力各属于什么循环特性？在做强
6、度计算时应怎么考虑10-4 齿轮的精度等级与齿轮的选材及热处理方法有什么关系10-5 要提高齿轮的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有那些关系措施10-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知 ，两齿轮的齿数为minr7501，8 级精度，小齿轮材料为 （调质） ，m,6,29,108,241 10bzn 38SMo大齿轮材料为 45 钢（调质） ，寿命 20 年（设每年 300 工作日） ，每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。解 （1）齿轮材料硬度查表 10-1，根据小齿轮材料为 （调质） ，小齿轮硬度 217269HBS，大齿轮材料为38SiMno45
7、钢（调质） ，大齿轮硬度 217255 HBS（2）按齿面接触疲劳硬度计算2311 EHdZuKT计算小齿轮的分度圆直径m95.142cos61mzdn计算齿宽系数06.95.14db由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ，由图 10-30 选取区域系数21MPa8.9EZ7.2HZ由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲a7301limH劳强度极限 。MPa502limH齿数比 .418zu计算应力循环次数81 104.52307560hjLnN882 12.4u由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 1.,04.21HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概
8、率为 ，安全系数1%SMPa.759304.lim1SKHNH62li2由图 10-26 查得 63.1,8.0,. 2121 则计算齿轮的圆周速度sm79.569.4.3061nd计算尺宽与齿高之比 hbm629cos5.14cos1 zdmnt.36.25.nth81.360b计算载荷系数根据 ，8 级精度，查图 10-8 得动载荷系数sm729.5 2.1vK由表 10-3，查得 4.1FHK按轻微冲击，由表 10-2 查得使用系数 25.A由表 10-4 查得 按 =1 查得380.Hd由 ， ，查图 10-13 得85.1hb.1K3.1FK故载荷系数 946.280425.HvA由
9、接触强度确定的最大转矩N096.1284 8.1947.26055.13. ,min2321311 EHd ZuKT（3）按弯曲强度计算SaFndYKmT11计算载荷系数 840.23.12.51FAK计算纵向重合度 3.19tan0638tan38.0 zd由图 10-28 查得螺旋角影响系数 9.Y计算当量齿数.249cos331zv.1083321zv查取齿形系数 及应力校正系数FaYSaY由表 10-5 查得 62.117.2F59Sa80Sa由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa521FE。MPa4302FE由图 10-18 取弯曲疲劳寿命 。90.,8.021FNFNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 4.SMPa7.35121KFENF8.0922计算大、小齿轮的 ，并加以比较SaFY23.759.162031SaFY.8.2SaF取 05.6,min21SaFSaSaFYY由弯曲强度确定的最大转矩 mN309.28560.692.084.139.211 SaFndKT（4）齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即 N096.184TkW87.105.245. 6nP
