《机械设计习题与解析》由东北大学国家工科机械基础课程教学基地和科学出版社共同组织编写，入选辽宁省首批“十二五”普通高等教育本科省级规划教材，并获第二届冶金优秀教材三等奖。《机械设计习题与解析》以满足机械设计教学的基本要求为主,内容共分四篇：习题与解析、机械设计与实践、机械设计综合试卷、习题及综合试卷参考答案与解析。其中习题与解析部分各章由课程教学要求、例题与解析、思考题、习题等组成。《机械设计习题与解析》大部分习题与全部综合试卷均给出了参考答案和解析提示。

更多科学出版社服务，请扫码获取。

目录
前言
第一篇 习题与解析
第1章 机械设计基础知识 3
第2章 螺纹连接 17
第3章 轴毂连接 30
第4章 挠性件传动 35
第5章 齿轮传动 49
第6章 蜗杆传动 73
第7章 其他传动 83
第8章 轴 84
第9章 滚动轴承 101
第10章 滑动轴承 114
第11章 联轴器、离合器和制动器 127
第12章 弹簧 134
第13章 机械系统设计 141
第14章 现代机械设计方法简介 143
第二篇 机械设计与实践
第15章 设计实践（一） 螺旋传动设计 147
第16章 设计实践（二） 轴系部件设计 158
第三篇 机械设计综合试卷
综合试卷（一） 173
综合试卷（二） 176
综合试卷（三） 178
综合试卷（四） 182
综合试卷（五） 185
综合试卷（六） 187
第四篇 习题及综合试卷参考答案与解析
习题参考答案与解析 193
综合试卷参考答案与解析 218
参考文献 234

　　第一篇习题与解析机械设计习题与解析
　　第1章机械设计基础知识
　　第1章机械设计基础知识
　　1.教学基本要求
　　（1）掌握机械及其零部件设计的总体概念，根据零部件的主要失效形式，拟定设计准则，用一定的设计方法来设计零部件。
　　（2）理解机械零件的载荷与应力、极限应力、许用应力和安全系数的基本概念。
　　（3）重点掌握各种变应力下机械零件疲劳强度计算的理论与方法。
　　（4）掌握机械零件材料的选用原则和结构工艺性设计的基本要求，培养和树立标准化思想。
　　2.本章重点
　　（1）机械零件的失效形式及计算准则。
　　（2）变应力下机械零件的疲劳强度。
　　（3）机械零件的工艺性、材料及选用准则。
　　例题与解析
　　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=50（MPa）最小应力为σmin=σm-σa=20-30=-10（MPa）循环特性为r=σminσmax=-1050=-0.2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τT=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，按表用插值法得［S］=1.4+0.593-0.550.7-0.55×(1.8-1.4)=1.51许用拉应力σ=σs［S］=3201.51=212（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σca=σb2+σb22+τ2r=1502+15022+502=165.12(MPa)按第三强度理论得σca=σb2+4τr2=1502+4×502=180.28(MPa)按第四强度理论得σca=σb2+3τr2=1502+3×502=173.20(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，故用第三、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系数kσ、绝对尺寸系数εσ和表面状态系数β。
　　例1-3图解（1）有效应力集中系数kσ。D-dr=60-551.5=3.33
　　rd=1.555=0.0273为求（D-d）/r＝3.33及r/d=0.0273参数下的kσ值，必须先从表中查出（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：首先查教材中表，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时的应力集中系数为kσ=1.47+0.0273-0.020.03-0.02×(1.67-1.47)=1.616再查教材中附表，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时的应力集中系数为kσ=1.86+0.0273-0.020.03-0.02×(1.88-1.86)=1.875最后通过内插法计算即可求得（D-d）/r＝3.33和r/d=0.0273时的有效应力集中系数为kσ=1.616+3.33-24-2×(1.875-1.616)=1.79（2）绝对尺寸系数εσ。查表，当d＝55mm，材料为碳素结构钢时，εσ=0.81。（3）表面状态系数β。查表，当材料的σB＝600MPa及表面精车削加工（Ra＝1.6μm）时，β＝0.95。在疲劳强度计算中，应根据具体情况选取β。例如，①零件表面只经过切削加工或不加工时；②零件表面不仅机械加工而且经过强化工艺处理，两种情况应按相应的表格选取β。
　　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，绝对尺寸系数εσ=0.81，表面状态系数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σa=σmax-σmin2=155-302=62.5（MPa）平均应力σm=σmax+σmin2=155+302=92.5（MPa）（2）计算疲劳强度安全系数。据表查得等效系数ψσ＝0.30（拉压应力，车削表面）。计算安全系数为Sσ=σ-1kσεσβσa+ψσσm=2501.650.81×0.95×62.5+0.30×92.5=1.545（3）计算静强度安全系数。Sσ=σsσa+σm=28062.5+92.5=1.81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系数［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。材料为45钢调质，σB=600MPa，σ-1=250MPa，N0=107。kσ=1.76，εσ=0.78，表面状态系数β=0.95，ψσ＝0.34。许用安全系数［S］＝1.5。校核该轴的疲劳强度。例1-5表单位：MPa应力级序号应力幅σa平均应力σm循环次数ni等效应力σi1120203×103122.92110207×104112.8390204×10692.9
　　解（1）计算各级变应力的等效应力σi。根据公式σi=1Kσkσεσβσai+ψσσmi=0.78×0.951.76×1.760.78×0.95×σai+0.34×σmiσi的计算结果见例1-5表的第五列。（2）求零件的疲劳曲线指数m′。由经验公式知，N=103时σ-1(103)=0.9σB=0.9×600=540（MPa）
　　σ-1c=εσβkσσ-1=0.78×0.951.76×250=105.26（MPa）由图查得q0=0.42，由修正公式得N=103时有效应力集中系数为k0=(kσ-1)q0+1=(1.76-1)×0.42+1=1.319因此，当N=103时，零件的条件疲劳极限为σ-1(103)c=σ-1(103)/k0=540/1.319=409.4（MPa）根据公式得m′=lgN0-lg103lgσ-1(103)c-lgσ-1c=7-3lg409.4-lg105.26=6.78（3）求当量应力循环次数Nv。因第三级等效应力σ3小于零件的疲劳极限σ-1c，故对零件不会造成疲劳损伤，在求Nv时不必计入。根据式Nv=∑ni=1σiσ1m′ni=122.9122.96.78×3×103+112.8122.96.78×7×104=4.21×104（4）求寿命系数K′N。K′N=m′N0Nv=6.781074.21×104=2.24（5）校核疲劳强度。S=K′Nσ-1cσ1=2.24×105.26122.9=1.92>S=1.5，故安全。
　　例1-6估算一起重机吊钩上端螺纹部分的疲劳寿命。已知：吊钩上端螺纹为标准的M64粗牙螺纹；吊钩材料为20钢，其σB＝410MPa，σs＝245MPa；螺纹部分所受载荷情况如表所示，该表是用统计方法得出的。各工况下螺纹部分所受的名义应力列于表中的第三列；每天每一名义应力作用的循环次数列于表的第一列；由表可知，吊钩每天工作的总循环数Nd=144次，故每天各应力水平所占循环数的百分比ni/Nd列于例1-6表的第二列。
　　解（1）确定计算应力（当量应力）σi。①根据20钢的σB从表查得螺纹的有效应力集中系数kσ=3.0，由图（表）查得M64螺杆的尺寸系数εσ=0.85，由图查得粗车的表面状态系数β=0.88，由此得kσεσβ=3.00.85×0.88=4.0②螺杆的应力状态是规律性非稳定脉动循环变应力，为简化计算起见，将其视为对称循环变应力。这样就可以将名义应力σ直接乘上系数kσ/(εσβ)得计算（当量）应力σi，并列于例1-6表的第四列。
　　（2）估算材料的疲劳极限和确定材料的σ-N曲线。①估算材料的疲劳极限。由于没有进行20钢的疲劳试验，因此只能用近似法获得材料的疲劳极限和σ-N曲线。根据经验公式得σ-1t=0.23(σs+σB)=0.23×(245+410)=150.7（MPa）将例1-6表中第四列数据与疲劳极限σ-1t相比较可见，其中大部分计算应力的数值均大于σ-1t=150.7MPa。因此，这种应力变化情况属于有限寿命计算。②确定材料的σ-N曲线。在缺少材料的σ-N曲线的条件下，可用如下办法绘制近似的σ-N曲线：在双对数坐标纸上作两点，一点的横坐标是N＝103，纵坐标是σ＝0.9σB＝0.9×410＝369MPa；另一点的横坐标是N=107，纵坐标是σ-1≈0.45σB＝0.45×410=184.5MPa，连接这两点得一斜线，此斜线即为20钢的σ-N曲线，如例1-6图所示。
　　（3）吊钩螺杆部分的寿命估算。由例1-6图所示的σ-N曲线，查出在应力水平σi下到达破坏的应力循环数Ni，其值列于例1-6表的第五列。
　　例1-6表每天工作的循环数ni循环数占的百分比niNd/(10-2)名义应力σ／MPa当kσ/(εσβ)=0.4时计算应力σi=kσεσβσ/MPa到达破坏时的循环数
　　Ni10.6980.4321.64×10332.0878.53146×10353.4773.6294.42.5×10474.8669.7278.84×10496.2463.8255.21×105117.6459.8239.21.7×105139.0255.9223.63.5×1051510.451.02041.4×1051711.846.6186.48×1061913.241.2164.8＞1072114.634.3137.2＞1072316.014.256.8＞107
　　按表中的经验公式求得的疲劳极限σ-1t＝150.7MPa；而按材料σ-N曲线近似作图法求得的σ-1t＝184.5MPa，说明两种近似求法之间有差别。本题取后者作为判断σi是否构成疲劳损伤的依据，凡小于σ-1t＝184.5MPa的计算应力均不构成疲劳损伤，因而在计算总寿命N时略去不计。
　　例1-6图
　　根据Miner方程，设总寿命为N（天），则∑ni=1niNd×Nd×NNi=1因每天工作循环数为144，故工作天数为N=10.00694×103+0.02086×103+0.03472.5×104+0.04864×104+0.0624105
　　+0.07641.7×105+0.09023.5×105+0.1041.4×106+0.1188×106×1144=752(天)如果该起重机每年工作360天，则工作年数为752360=2.09(年)即该吊钩每工作两年以后，必须更新，以确保安全工作。
　　……