机械设计精选题100例

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第三章 机械零件强度

1、某优质碳素结构钢零件，其σs=280MPa，σB=560MPa，σ－1=250MPa，工作应力σmax=155MPa，σmin=30MPa，零件的有效应力集中系数Kσ=1.65，尺寸系数εσ=0.81，表面状态系数β=0.95，等效系数ψσ=0.30。如取许用安全系数[S]=1.5，试校核该零件的强度是否足够（为安全起见一般计算屈服强度和疲劳强度两种安全系数）。

σm，应力幅σa，循σmin=150MPa，σ0=240MPa，略去危险截面处应力集中系数等综合影响系数(Kσ)D的影响，试求：
（1）等效系数ψσ值
（2）安全系数S值
4、已知材料σ-1=260MPa，σ0=360MPa，
数，用图解法及计算法求安全系数S。

注：简化疲劳极限线图采用折线图法。

5、某钢制零件,其σB=560MPa，σS=280MPa，σ-1=250MPa，σ0=385MPa。工作变应力Kσεσβ=2.5，σa=50MPa，σm=40MPa，r=常σmax=155MPa，σmin=30MPa，零件的有效应力集中系数Kσ=165.，绝对尺寸系数εσ=08.，表面状态系数β=0.95。要求许用安全系数[S]=15.，r=常数，校核该零件的强度是否足够。

6、一个由40Cr制成的零件，其力学性能如下：屈服极限σS=550MPa，对称循环疲劳极限σ-1=320MPa，脉动循环疲劳极限σ

r=常数，综合影响系数(Kσ)D=2，试绘制该零件的许用极限应力图（折线图），并用作图法计算它的安全系数，指出该零件可能发生的破坏形式。

7、某零件的材料σB=1000MPa，σS=800MPa，σ-1=400MPa，ψσ=0.25，试画出其简化极限应力图；当工作应力σ
=300MPa，σ=-100MPa，试在该图上标出此点K，并说明是否在安全区。

8、若零件的实际工作情况为：在σ1=600MPa下工作N1=10次，在σ2=400MPa下工作
N2=4?104，试问若又在σ3=350MPa下工作，允许工作多少次数？

9、某钢制零件已知材料的极限应力图，其σ-1=256MPa，σ
0=456MPa，σS=0.6σB，σB=800MPa，该零件的有效应力集中系数Kσ=141.，尺寸系数εσ=0.91，表面状态系数β=1，寿命系数kN=12.，工作应力的循环特性r=-0268.。

1.试用作图法求当安全系数为1.5情况下的最大工作应力σmax值；2.该零件过载时的可能破坏形式；
3.绘出工作应力σ-t图(图上标出σmin，σmax，σa，σm)。

710、有一材料σS=360MPa，σ-1=220MPa，在σN=C式中m=9，N0=10，问当N=?时，m
疲劳强度σrN≥σS，此时会出现什么现象？是否可按此应力设计。

，屈服极限σS=570MPa，r＝σminmax设用该材料制造机械零件，(r=σminmax=＝16kN，载荷很少变动。螺

15、图示吊钩起重量W＝20kN，吊钩材料为5.8级，Q235，起重用，取安全系数SS=5，
σS=400MPa，

[]
16、刚性凸缘联轴器用6个普通螺栓联接，螺栓均匀分布在D＝155mm的圆周上，接合面摩擦系数μ=0.12，摩擦传力的可靠性系数（防滑系数）Kf=12.。若联轴器传递的转矩T＝1500N?m，问每个螺栓预紧力F'应为多大？

.mm，中径d2=14.701mm，17、图示螺栓联接中，采用两个M16（小径d1=13835）的普通螺栓，螺栓材
料为45钢，8.8级，σS=0MPa，联接时不严格控制预紧力（取安全系数SS=4，被联接件接合面间的摩擦系数μ=0.2。若考虑摩擦传力的可靠性系数（防滑系数）K=12.，试计算该联接允许传递的静载荷FR[]
18、预紧力F'＝1000N。试求螺栓中的总拉力F0和被联接件中的剩余预紧力F"。

图示一铸铁吊架用两只普通螺栓固定在梁上。吊架承受的载荷FQ19、
＝100000N，螺栓材料为5.8级，Q235，σS=400MPa，安装时不控制预紧力，取安全系数[SS]=4，取剩余预紧力为工作拉力的0.4倍，试确定螺栓所需最小直径。

20、，1）螺纹升角ψ；
2）此螺栓能否自锁？

3）若用此螺栓作起重螺杆，起重时的效率η为多少？

21
径

22、，栓材料为6.8级，45钢，σS=480MPa，不控制预紧力，安全系数取SS=4，试求螺栓的最小直径。

23、如图所示的夹紧联接柄承受静载荷FQ＝720N，螺栓个数z＝2，联接柄长度L＝250mm，轴直径[]dB
24、图示为一气缸盖螺栓联接预紧时的受力-变形图。当螺栓再承受F=+2000～+1000N的工作载荷时，试求：

1
225、板AKf
26心O27、12螺栓所受预紧力F'=8000N，螺栓所受工作载荷为F＝4000N。要求：
1）按比例画出螺栓与被联接件受力-变形图（比例尺自定）。

2）在图上量出螺栓所受的总拉力F0和剩余预紧力F"，并用计算法求出此二值，互相校对。

3）若工作载荷在0～4000N之间变化，螺栓的危险截面面积为96.6mm2，求螺栓的应力幅σa和平均应力σm（按计算值F0等求σm、σ

a，不按作图求值)。

28d1=19.294mm，中径d2=20.376mm，），螺栓均匀分布在D1的圆周上。螺栓的相对刚度C

1
31、试校核A型普通平键联接铸铁轮毂的挤压强度。已知键宽b=18mm，

键高h=11mm，键（毂）长L=80mm，传递转矩T=840N?m，轴径d=60mm，铸铁轮毂的许用挤压应力σp=80MPa。

32、如图所示，齿轮与轴用普通A型平键联接，轴径d=70mm，齿轮分度圆直径d1=200mm，圆周力[]Ft=5
kN33有冲击，取σp=60MPa，求键能传递的最大转矩。

销材料34、电瓶车牵引板与拖车挂钩间用圆柱销联接。已知t=8mm，

为20钢，许用切应力[τ]=30MPa，

[]
35、用手柄1转动轴2，在手柄与轴之间有φ88的孔与轴相配，配合为H7/h6，问：
，11）V带（三角带）紧边、松边的拉力F1、F2；
2）V带（三角带）传动能传递的最大有效圆周力Fe及最大功率P。 38、已知V带（三角带）传递的实际功率P＝7kW，带速v＝10m/s，紧边拉力是松边拉力的2倍，试求有效圆周力Fe和紧边拉力F1的值。

39、单根V带（三角带）传递的最大功率P＝4.82kW，小带轮的基准直径dd1=180mm，大带轮的基准直径dd2=400mm，小带轮转速
n1=1450r/min，小带轮上的包角α1＝152?，带与带轮的当量摩擦系数μ=0.25。试确定带传动的有效圆周力Fe、紧边拉力F1和张紧力F0。 附：e=2.718。

40、一开口平带减速传动，已知两带轮基准直径为dd1=150mm和dd2=400mm，中心距a=1000mm，小轮转速n1=1460r/min，试求： 1）小轮包角；

2）不考虑带传动的弹性滑动时大轮的转速；3）滑动率ε=0.015时大轮的实际转速。

41、带传递最大功率P＝4.7kW，小带轮基准直径dd1=200mm，小带轮的转速n1=1800r/min，小带轮包角α1=135?，摩擦系数μ=0.25，求紧边拉力F1和有效拉力Fe（带与轮间的摩擦力已达到最大摩擦力）。

42、某带传动装置，主、从动轴平行且轴心距a=1000mm，主动轮传递功率为10kW、转速n1=1200r/min、基准直径dd1=300mm，从动轮转速n2=400r/min，带的厚度忽略不计，摩擦系数μ=0.2，设此时有效拉力已 达最大值。试求从动带轮基准直径dd2，带速v，各轮上包角α1、α2及作用于紧边上的拉力F1（不计弹性滑动的影响）。

43、根据初拉力F0、包角α、当量摩擦系数μv求得C型带基准长度Ld＝1600mm，根数z＝3的普通V带传动的极限总摩擦力∑F＝2000N。当带速v＝7m/s时要求传递功率Pc＝15kW，问此传动能否正常工作？若不能正常工作，可采取哪些措施使传动能正常工作？（答出二种即可）

44、一普通V带（三角带）传动，采用A型带，两个带轮的基准直径分别为125mm和250mm，初定中心距a0=450mm。据此，初步求得带长Ld0＝1498mm。试：
1）按标准选定带的基准长度Ld；
2）确定实际中心距。

附：A型带的基准长度系列（部分值）
Ld/mm：900，1000，1120，1250，1400，1600，1800，2000，…45、有一V带（三角带）传动，测量主动轮外径da1=190mm，从动

轮外径da2=720mm，主动轮转速n1=940r/min，从动轮转速n2=233r/min，V带型号为B型，试求：
1）传动比；
2）滑动率ε（外径da=dd+2ha，B型带ha=5mm)。

1q=0.006kg/m，从动轴转速n2=600r/min，传递的最大功率P＝1.5kW，带速v=7.75m/s，中心距a=800mm，当量摩擦系数μ=0.5，求带轮基准直径dd1、dd2和初拉力F。

附：e=2.718。

47、以下四种情况采用的是同样的V带（三角带）传动，初拉力相同，

张紧方式不同，哪种情况带可能先断？为什么？并按寿命由长到短排出这

四种传动的顺序。

48、已知链节距p＝19.05mm，主动链轮齿数z1=23，转速n1=970r/min。试求平均链速v。

49、一滚子链传动，已知传动比i=2.78，z2=47，小链轮分度圆直径d1=86.395mm，链的长度L＝1778mm，求链节数Lp。

50、单列滚子链水平传动，已知主动链轮转速n1=970r/min，从动链轮转速n2=323r/min，平均链速v＝5.85m/s，链节距p=19.05mm，求链轮齿数z1、z2和两链轮分度圆直径。

51、单列滚子链水平传动，已知主动链轮转速n1=965r/min，从动链轮转速n2=350r/min，平均链速v＝3.47m/s，链节距p=12.7mm，求链轮齿数z1、z2和两链轮分度圆直径。

52、已知主动链轮转速n1=965r/min，传动比i=2.76，从动链轮分度圆

直径d2=190.12mm，从动链轮齿数z
＝47，试计算平均链速。

、一对斜齿圆柱齿轮传动，由强度设计得：mn=3.5mm,，z1=25，z2=76,β=10?'16"。已知传递的功率P1＝75kW，转速
n1=730r/min。求从动轮所受各分力（忽略摩擦损失），并在图中示出各分

力的方向。

55、手动起升装置，采用两级开式齿轮传动。已知：z1＝z3＝20，z2＝z4＝60，手柄长度L＝250mm，人手
ηc=0.98，求最大起重量mn=3mm，z2=57，β=14?，齿轮3的参数mn=5mm，z3=21。求：
2、3的螺旋线方向。

小齿轮齿数z1=19，大齿轮齿数z2=78，n1=960r/min，小齿轮螺旋线方向

58、有A、B两个单级直齿圆柱齿轮减速器，其齿轮材料、热处理方法、精度等级和宽度均对应相等。A减速器中齿轮的参数为：mA=4mm，z1A=20（齿形系数YFa1A=2.8，应力修正系数YSa1A=156.)，
z2A=40(YFa2A=2.4,YSa2A=167.)；B减速器中齿轮的参数为：mB=2mm，z1B=40(YFA1B=2.4,YSa2B=167.)，z2B=80(YFa2B=2.22,YSa1B=177.)。若不考虑重合度影响，试分析在同样工

59
6061、，YFa2HEu11F1F2H1σH2。

注：σF=KFtYSaYFa，σH=ZEZHZubmKFtbd1

62、一对斜齿圆柱齿轮传动，由强度设计得：mn=3.5mm,，z1=25，z2=76,β=10?'16"。已知传递的功率P1＝75kW，转速n1
63、一对斜齿圆柱齿轮传动，由强度设计得：mn=3mm，z1=25，z2=75，β=8?06'34"。已知：传递的功率P1＝70kW
的传动比i数N。

65、，功率P1
66且z1＝z3，z2＝z4。匀速提升重物W＝3500N，卷筒直径D＝350mm，手柄长度L＝200mm，传动总效率η＝0.80，求：
1）此装置的总传动比i；
2）各级齿轮的传动比i1、i2。

3）作用在手柄上的圆周力Ft
67、图示为一对锥齿轮与一对斜齿圆柱齿轮组成的二级减速器。已知：

斜齿轮mn=2mm，z3=25，z4=53，II轴转矩T2=1210N.mm。

68，69、图示传动系统中，1、2为锥齿轮，3、4为斜齿轮，5为蜗杆，6为蜗轮，小锥齿轮为主动轮，转向如图所示，试从各轴受轴向力较小要求出发，在图上画出各轮的转动方向、螺旋线方向及轴向力方向。

70、在图示传动系统中，已知输入轴I的转向，要求蜗轮的转向为顺时针转动，试：

1）确定蜗轮的螺旋线方向；
2）为了使轴II、III上各传动件的轴向力相抵消一部分，在图上画出各齿轮的螺旋线方向；

μv=0.08，蜗杆输入功率P1＝7kW，求：

1）蜗杆分度圆导程角γ；
2）蜗杆传动效率η（只考虑传动啮合效率，忽略搅油及轴承损失）；

34
72、有一闭式普通圆柱蜗杆传动，蜗杆轴的输入功率P＝3kW，转速n1=1430r/min，设计时选用钢制蜗杆（45钢），硬度<45HRC，蜗轮用ZCuSn10P1砂模铸造，σB＝220MPa，弹性系数ZE=160MPa，当量摩擦系数μv＝0.03，传动参数为：蜗杆头数z1＝2，蜗轮齿数z2＝52，模数m=6mm，蜗杆直径系数q=9，载荷稳定（载荷系数K＝1.1)，试按接触疲劳强度计算该蜗杆传动的使用寿命[单位h(小时)]。

注：（1）σH=ZE9.47KT2cosγ≤[σH]2d1d2

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NV（2）σH=0.9σB[]
73、图示为开式蜗杆-斜齿圆柱齿轮传动，已知蜗杆主动，大齿轮4的转向及螺旋线方向如图示，试画出：

0.06mm，求此时的最小油膜厚度hmin大小。

75、有一不完全液体润滑（混合润滑）径向滑动轴承，宽径比B/d＝1.5，轴颈直径d=100mm，轴承材料为青铜，[
p]＝5MPa，[V]=3m/s，[pV]=10MPa.m/s。试求轴转速分别为以下三种数值时，轴允许最大载荷各为多少。

（1）n=250r/min；（2）n=500r/min；（3）n=1000r/min。

76、一液体动力润滑向心滑动轴承，轴颈上载荷F＝100kN，转速n=500r/min，轴颈直径d=200mm，轴承宽径比B/d=1，轴及轴瓦表面的粗

糙度为Rz1＝0.0032mm，Rz2=0.0063mm，设其直径间隙?＝0.250mm，工作温度为50?C，润滑油运动粘度ν50=50cSt，密度ρ50＝0.9g/cm3，试校核其最小油膜厚度是否满足轴承工作可靠性要求。

Fψ2
附：CP=，hmin=rψ(1-χ)2ηVB
77、计算一包角为180?的液体动压润滑滑动轴承，已知轴颈直径d=150mm，轴承宽度B＝90mm，载荷F＝15000N，转速n=1500r/min，相对间隙ψ＝0.002，润滑油工作粘度η=0.0198Pa?s，轴颈和轴瓦表面不平度

的平均高度Rz1=Rz2=3.2μm，试计算：
最小油膜厚度hmin及其安全系数S为多少。

n=960r/min，若要求轴承预期寿命h，轴承的基本额定动载荷应为多少？

80、斜齿轮轴系由一对角接触球轴承支承，轴承的基本额定动载荷Cr=12.3kN，轴转速n=960r/min，两轴承当量动载荷分别为P1＝1078N，P2＝1342N，试计算各轴承的寿命，若要求一班制工作十年
（按每年工作260天计算），轴承是否满足要求？

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FR＝2000N，内部，已知锥齿轮平均模，FR=400N，FA=250N，轴12000h，试校验轴承是否合用。

；C0r=31kN，轴的转速
，Fr2=1900N，试求：

1）轴承的内部轴向力FS1、FS2，并图示方向；
2）轴承的轴向力Fa1、Fa2；
3）轴承的当量动载荷P1、P2，并判断危险轴承（fd=1，内部轴向力也称派生轴向力）。

，FR=3500N，n=256r/min，冲
、试分析图中受单向轴向力Fa的角接触球轴承结构中的不合理结构处，并画出正确结构。