機(jī)械設(shè)計作業(yè)集 （第三版）解題指南 西北工業(yè)大學(xué)機(jī)電學(xué)院 言 本書是高等教育出版社出版、西北工業(yè)大學(xué)濮良貴、紀(jì)名剛主編機(jī)械設(shè)計（第八版）和李育錫主編機(jī)械設(shè)計作業(yè)集（第三版）的配套教學(xué)參考書，其編寫目的是為了幫助青年教師使用好上述兩本教材，并為教師批改作業(yè)提供方便。 本書對機(jī)械設(shè)計作業(yè)集（第三版）中的大部分作業(yè)題給出了參考解答。對于設(shè)計計算類題，由于選材、取值等的不同，會得出不同的解答，這類題的設(shè)計計算方法可參考機(jī)械設(shè)計教材中的例題，本書略去解答。 本書是機(jī)械設(shè)計課程教師的教學(xué)參考書，也可供自學(xué)機(jī)械設(shè)計課程的讀者和考研學(xué)生參考。 機(jī)械設(shè)計作業(yè)集已經(jīng)使用多年，希望廣大教師將使用中發(fā)現(xiàn)的問題和錯誤、希望增加或刪去的作業(yè)題、以及對機(jī)械設(shè)計作業(yè)集的改進(jìn)建議告知編者（電子信箱：我們會認(rèn)真參考，努力改進(jìn)。 本書由李育錫編寫，由于編者水平所限，誤漏之處在所難免，敬請廣大使用者批評指正。 編者 目錄 第三章 機(jī)械零件的強(qiáng)度（1） 第四章 摩擦、磨損及潤滑概述（5） 第五章 螺紋連接和螺旋傳動（6） 第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接（9） 第七章 鉚接、焊接、膠接和過盈連接（11） 第八章 帶傳動（15） 第九章 鏈傳動（18） 第十章 齒輪傳動（19） 第十一章 蝸桿傳動（24） 第十二章 滑動軸承（28） 第十三章 滾動軸承（30） 第十四章 聯(lián)軸器和離合器（34） 第十五章 軸（36） 第十六章 彈簧（41） 機(jī)械設(shè)計自測試題（43） 第三章 機(jī)械零件的強(qiáng)度 31 表面化學(xué)熱處理 ；高頻表面淬火 ；表面硬化加工 ；32 （3） ； 33 截面形狀突變 ；增大 ； 34 （1） ；（1） ； 35 （1） ； 36答： 零件上的應(yīng)力接近屈服極限，疲勞破壞發(fā)生在應(yīng)力循環(huán)次數(shù)在103104范圍內(nèi)，零件破壞斷口處有塑性變形的特征，這種疲勞破壞稱為低周疲勞破壞，例如飛機(jī)起落架、火箭發(fā)射架中的零件。 零件上的應(yīng)力遠(yuǎn)低于屈服極限，疲勞破壞發(fā)生在應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大于104時，零件破壞斷口處無塑性變形的特征，這種疲勞破壞稱為高周疲勞破壞，例如一般機(jī)械上的齒輪、軸承、螺栓等通用零件。 37答： 材料的持久疲勞極限同的材料有不同的時了便于材料的疲勞試驗(yàn)，人為地規(guī)定一個循環(huán)次數(shù)0N，稱為循環(huán)基數(shù)，所對應(yīng)的極限應(yīng)力常是不知道的，在設(shè)計計算時，當(dāng)0時，則取。 38答： 圖=r。圖=r。圖1 一定的應(yīng)力變化規(guī)律下，如果極限應(yīng)力點(diǎn)落在極限應(yīng)力線圖中的屈服曲線應(yīng)按靜強(qiáng)度條件計算；如果極限應(yīng)力點(diǎn)落在極限應(yīng)力線圖中的疲勞曲線應(yīng)按疲勞強(qiáng)度條件計算； 312答： 在單向穩(wěn)定變應(yīng)力下工作的零件，應(yīng)當(dāng)在零件的極限應(yīng)力線圖中，根據(jù)零件的應(yīng)力變化規(guī)律，由計算的方法或由作圖的方法確定其極限應(yīng)力。 1313答： 該假說認(rèn)為零件在每次循環(huán)變應(yīng)力作用下，造成的損傷程度是可以累加的。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增加，損傷程度也增加，兩者滿足線性關(guān)系。當(dāng)損傷達(dá)到100時，零件發(fā)生疲勞破壞。疲勞損傷線性累積假說的數(shù)學(xué)表達(dá)式為i1。 314答： 首先求出在單向應(yīng)力狀態(tài)下的計算安全系數(shù)，即求出只承受法向應(yīng)力時的計算安全系數(shù)后由公式（335）求出在雙向應(yīng)力狀態(tài)下的計算安全系數(shù)求（設(shè)計安全系數(shù)）。 315答： 影響機(jī)械零件疲勞強(qiáng)度的主要因素有零件的應(yīng)力集中大小，零件的尺寸，零件的表面質(zhì)量以及零件的強(qiáng)化方式。提高的措施是：1）降低零件應(yīng)力集中的影響；2）提高零件的表面質(zhì)量；3）對零件進(jìn)行熱處理和強(qiáng)化處理；4）選用疲勞強(qiáng)度高的材料；5）盡可能地減少或消除零件表面的初始裂紋等。 316答： 結(jié)構(gòu)內(nèi)部裂紋和缺陷的存在是導(dǎo)致低應(yīng)力斷裂的內(nèi)在原因。 317答： 應(yīng)力強(qiáng)度因子面應(yīng)變斷裂韌度裂紋不會失穩(wěn)擴(kuò)散；若裂紋將失穩(wěn)擴(kuò)展。 318解： 已知，由公式（3各對應(yīng)循環(huán)次數(shù)下的疲勞極限分別為 =1769301314） 應(yīng)驗(yàn)算底板在橫向力作用下是否會滑移，要求摩擦力2 8 題解526圖 527 答： a) 參見教材圖5b）參見教材圖5 c）參見教材圖5栓應(yīng)當(dāng)反裝，可以增大d)參見教材圖5-4；e) 參見教材圖5-6；f）參見教材圖5釘上方空間應(yīng)增大，以便裝拆螺釘。改正圖從略。 第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接 61 （4） ；62 接合面的擠壓破壞 ；接合面的過度磨損 ； 63 （4） ；64 小徑 ；齒形 ；65 （4） ； 66答： 薄型平鍵的高度約為普通平鍵的6070，傳遞轉(zhuǎn)矩的能力比普通平鍵低，常用于薄壁結(jié)構(gòu)，空心軸以及一些徑向尺寸受限制的場合。 67答： 半圓鍵的主要優(yōu)點(diǎn)是加工工藝性好，裝配方便，尤其適用于錐形軸端與輪轂的鏈接。主要缺點(diǎn)是軸上鍵槽較深，對軸的強(qiáng)度削弱較大。一般用于輕載靜連接中。 68 答： 兩平鍵相隔180布置，對軸的削弱均勻，并且兩鍵的擠壓力對軸平衡，對軸不產(chǎn)生附加彎矩，受力狀態(tài)好。 兩楔鍵相隔D0布置。若夾角過小，則對軸的局部削弱過大；若夾角過大，則兩個楔鍵的總承載能力下降。當(dāng)夾角為180時，兩個楔鍵的承載能力大體上只相當(dāng)于一個楔鍵的承載能力。因此，兩個楔鍵間的夾角既不能過大，也不能過小。 半圓鍵在軸上的鍵槽較深，對軸的削弱較大，不宜將兩個半圓鍵布置在軸的同一橫截面上。故可將兩個半圓鍵布置在軸的同一母線上。通常半圓鍵只用于傳遞載荷不大的場合，一般不采用兩個半圓鍵。69答： 軸上的鍵槽是在銑床上用端銑刀或盤銑刀加工的。輪轂上的鍵槽是在插床上用插刀加工的，也可以由拉刀加工，也可以在線切割機(jī)上用電火花方法加工。 610答： 因?yàn)閯舆B接的失效形式為過度磨損，而磨損的速度快慢主要與壓力有關(guān)。壓力的大小首先應(yīng)滿足靜強(qiáng)度條件，即小于許用擠壓應(yīng)力，然后，為了使動連接具有一定的使用壽命，特意將許用壓力值定得較低。如果動連接的相對滑動表面經(jīng)過淬火處理，其耐磨性得到很大的提高，可相應(yīng)地提高其許用壓力值。611答： 靜連接花鍵的主要失效形式是工作面被壓潰，動連接花鍵的主要失效形式是工作面過度磨損，靜連接按式（65）計算，動連接按式（66）計算。 9612 答： 脹套串聯(lián)使用時，由于各脹套的脹緊程度有所不同，因此，承受載荷時各個脹套的承載量是有區(qū)別的。所以，計算時引入額定載荷系數(shù)613答： 銷的類型和應(yīng)用場合略，銷連接的失效形式為銷和孔壁的擠壓破壞以及銷的剪斷。 614答： 定位用銷的尺寸按連接結(jié)構(gòu)確定，不做強(qiáng)度計算。連接用銷的尺寸根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)按經(jīng)驗(yàn)或規(guī)范確定，必要時校核其剪切強(qiáng)度和擠壓強(qiáng)度。安全銷的直徑按過載時被剪斷的條件確定。 615 答： 1 鍵的工作長度=當(dāng)為2130 =l。 2 許用擠壓應(yīng)力 =當(dāng)為 =P。 616 解： 1確定聯(lián)軸器處鍵的類型和尺寸 選據(jù)軸徑d，查表6b，h，取鍵長，鍵的標(biāo)記為：鍵20110 10962校核連接強(qiáng)度 聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，查表6 =p，= = ，由公式（6擠壓應(yīng)力 故蝸桿傳動不自鎖。 2確定工人加在鏈上的作用力 傳動系統(tǒng)的總效率 )+=+=DD0/12= 慮傳動效率的影響，由輸入功與輸出功的關(guān)系得到 22222 =故 =125（略） 1126 解： 由表11d，638111 =公式（11滑動速度 m/=表11=公式（11嚙合效率 3163811138111+=+=DD7（略） 1128 解： 題解1128圖 1129 解： 圖中的傳遞方案不合理。應(yīng)將帶傳動布置在高速級，而將鏈傳動布置在低速級，可采用以下幾種常用的傳動方案。 題解1129圖 27 第十二章 滑動軸承 121 （3） ；122 （2） ；123 防止軸承過度磨損 ； 防止軸承膠合破壞 ； 124 增大 ； 減小 ；125 （2） ； 126答： 從摩擦狀態(tài)可分為液體潤滑軸承、不完全液體潤滑軸承；從油膜形成的原理可分為液體動力潤滑軸承和液體靜力潤滑軸承；從潤滑介質(zhì)不同可分為油潤滑軸承、脂潤滑軸承和固體介質(zhì)潤滑軸承。 127 答： 滑動軸承分成軸承座和軸瓦，一方面是為了節(jié)省軸承材料，另一方面是當(dāng)滑動軸承磨損后，可調(diào)整或更換軸瓦，而不必更換軸承座。軸瓦上敷一層軸承襯主要是為了節(jié)省貴重金屬，并使軸承具有良好的摩擦順應(yīng)性和抗膠合能力。 128答： 油孔和油槽應(yīng)開在軸承的非承載區(qū)，軸向油槽在軸承寬度方向上不能開通，以免漏油。剖分式軸承的油槽通常開在軸瓦的剖分面處，當(dāng)載荷方向變動范圍超過180時，應(yīng)采用環(huán)形油槽，且布置在軸承寬度中部。 129答： 一般軸承的寬徑比B/寬徑比過大，則潤滑油不易從軸承中泄出，造成軸頸與軸承間的油溫升高，油的粘度下降，使得軸承的承載能力下降。若寬徑比過小，則潤滑油從軸承側(cè)面的泄出量大，軸承的承載能力過低。 1210 答： 可采用多油楔油承，工作時各油楔同時產(chǎn)生油膜壓力，使軸的運(yùn)動穩(wěn)定性提高。當(dāng)載荷增大，軸心下移時，下部油楔的油膜壓力增大，上部油楔的油膜壓力減小，在此差動力的作用下，軸心的移動量減少，故油膜剛度提高。適當(dāng)減小軸承的直徑間隙，適當(dāng)增大油的粘度，也可提高滑動軸承的運(yùn)動穩(wěn)定性和油膜剛度。 1211答： 扇形可傾軸瓦的支承點(diǎn)不在扇形塊的中部，而是沿圓周偏向軸頸旋轉(zhuǎn)方向的一邊，因此，軸只允許單向轉(zhuǎn)動。 1212（略） 1213答： 對滑動軸承材料的性能有以下幾方面的要求： 1）良好的減摩性、耐磨性和抗咬粘性；2）良好的摩擦順應(yīng)性、嵌入性和磨合性；3）足夠的強(qiáng)度和抗腐蝕能力；4）良好的導(dǎo)熱性、工藝性和經(jīng)濟(jì)性等。 1214答： 不能采用鋼制軸頸和鋼制軸瓦配對。因?yàn)椋诰哂写蟮南鄬瑒铀俣鹊膱龊?，好的耐磨副材料?yīng)當(dāng)是一軟一硬材料配對使用的。 1215答： 滑動軸承速度高時，油的溫升高，為了降低油的溫升，設(shè)計時相對間隙應(yīng)取得大一些；速度低時則取得小一些，這也有利于提高承載能力。 滑動軸承的承載能力此載荷大時，相對間隙應(yīng)取得小一些；載荷小時則取得大一些，這也有利于降低油溫。 1216答： 由p=34v=s，可知0m/s。可選的軸承材料有多種，例如錫青銅 28（p=8v=3m/s,15 m/s）合適，而鉛基軸承合金（p=5v=8m/s，5m/s）不合適。 1217答： 液體動力潤滑軸承在起動時仍處于不完全潤滑狀態(tài)，因此，仍對軸瓦材料有要求，仍應(yīng)進(jìn)行壓力p，速度1218答： 液體潤滑軸承與不完全液體潤滑軸承的區(qū)別在于前者有一套連續(xù)供油系統(tǒng)，保證軸承間隙中充滿潤滑油，液體潤滑軸承用于重要軸承。不完全液體潤滑軸承沒有連續(xù)供油的系統(tǒng)，不能保證連續(xù)供油，不完全潤滑軸承用于一般軸承。 1219答： 形成動壓油膜的必要條件是：相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；被油膜分開的兩表面必須有足夠的相對滑動速度；潤滑油必須有一定的粘度，供油要充分。 1220答： 液體動力潤滑徑向滑動軸承的承載能力可通過公式（1221）和（1224）分析。 （1）轉(zhuǎn)速承載能力（2）寬徑比減小，則承載能力（3）潤滑油的粘度提高，則承載能力（4）表面粗糙度值減小，則允許的最小油膜厚度減小，偏心率此，承載能力提高。 1221答： （1）當(dāng)最小油膜厚度明軸承的承載能力不夠?？煽紤]采用以下方法進(jìn)行改進(jìn)，如增大,d B，或減小等。 （2）可考慮改選材料，增大（3）當(dāng)入口溫度明軸承的溫升過高，承載量過大?？煽紤]增大d，1222答： 基本依據(jù)是滿足以下條件：4035 , , , ,。 1223答： 液體潤滑軸承的潤滑油除了起潤滑作用外，還起到帶走摩擦面間熱量的作用；不完全潤滑軸承的潤滑油主要起潤滑作用。 1224答： 潤滑劑分為潤滑脂、潤滑油和固體潤滑劑。 潤滑脂用于要求不高、難于經(jīng)常供油、或者低速重載以及做擺動運(yùn)動的軸承中；固體潤滑劑只用于一些有特殊要求的場合；其他情況下均可采用潤滑油。 1225 解 1選寬徑比 取寬徑比1/ =承寬度2選軸瓦材料 軸承的壓力p，速度及=m/=p 29查表122，選錫青銅m/ 10m/s, , = 合要求。 3選潤滑劑 查表124，根據(jù)s，p，沒有合適的潤滑油，改查表123，選3號鈣基脂或1號鈣鈉基脂。 1226 解： 查表122，鋁青銅 =p ，m/ =，m/ p，由公式（121），徑向載荷 = 由公式（122），徑向載荷 = 因此，軸承允許的最大徑向載荷 ,750F （1）當(dāng)r/n時 m/=00 ,750=F （2）當(dāng)r/n時 m/=00 ,750=F （3）當(dāng)00時 m/=承工作不可靠，應(yīng)改換材料。 1227 解 軸承的滑動速度 m/=224），軸承的承載量系數(shù) C表126，插值求得x =公式（1225），最小油膜厚度 )(= = 1228（略） 第十三章 滾動軸承 131 （1） 6 ； 51316 ；（2） 51316 ； 6 ； （3）6306； 51316 ；（4）6306；（5）30306 ； 132 （1） ； 133 （4）； （2） ；134 單向制 ； 0 ； 負(fù)值 ； 135 （1） ； 136 （4） ； 137 軸承內(nèi)部空間容積的1323 ； 138（略） 30139 答： 因?yàn)?0000型和70000型軸承只能承受單方向的軸向載荷，成對安裝時才能承受雙向軸向載荷。正裝和反裝是對軸的兩個支承點(diǎn)而言，兩支承點(diǎn)上的軸承大口相對為正裝，小口相對為反裝?！懊鎸γ妗焙汀氨晨勘场卑惭b是對軸的一個支承點(diǎn)而言，一個支承點(diǎn)上的兩個軸承大口相對為“面對面”安裝，小口相對為“背靠背”安裝。 正裝使得軸的支承跨距減小，適合于載荷作用于支承跨距之間的簡支梁。反裝使得軸的支承跨距增大，適合于載荷作用于支承跨距之外的懸臂梁。 1310答： 軸承的內(nèi)圈、外圈和滾動體的材料一般為高碳鉻鋼或滲碳軸承鋼，采用淬火、滲碳淬火，并低溫回火。保持架的材料一般為低碳鋼、銅合金、鋁合金或塑料等。 1311 答： 時，軸承是否出現(xiàn)點(diǎn)蝕要具體分析。當(dāng)所要求的工作壽命等于）（現(xiàn)點(diǎn)蝕的概率為10%；大于）（率10%；小于）（率10%?？傆悬c(diǎn)蝕出現(xiàn)的可能性，僅概率大小不同。 1312 答： 對于球軸承，當(dāng)，（）（對于滾子軸承，當(dāng)，（）（1313答： 中速和高速工作條件下的滾動軸承的常見失效形式為點(diǎn)蝕，低速或擺動工作條件下的滾動軸承的常見失效形式為塑性變形。公式L=(C/P)是針對點(diǎn)蝕失效建立的，計算出的位為106轉(zhuǎn)。 1314答： 29000、30000、力軸承51000和52000型軸承的軸圈和座圈是可分離的。 1315答： 29000、30000、70000、51000、52000型軸承的游隙大小是可變的，安裝時應(yīng)根據(jù)使用要求進(jìn)行調(diào)整。其它軸承都有規(guī)定的游隙系列，使用時通常不調(diào)整游隙。游隙的大小可通過墊片、調(diào)整螺母等方法進(jìn)行調(diào)整，調(diào)整結(jié)構(gòu)見教材。 1316答： 兩支點(diǎn)各單向固定的支承方式用于工作溫度變化較小且支承跨度不大的短軸；一支點(diǎn)雙向固定，另一支點(diǎn)游動的支承方式用于支承跨度較大或工作溫度變化較大的軸；兩支點(diǎn)游動的支承方式用于人字齒輪傳動的游動齒輪軸。 1317答： 為了提高軸承的旋轉(zhuǎn)精度、提高軸承裝置的剛度、減少軸的振動，常采用具有預(yù)緊結(jié)構(gòu)的軸承裝置。預(yù)緊的方法見教材圖1325。 1318答： 當(dāng)軸承上的工作載荷方向不變時，轉(zhuǎn)動圈應(yīng)比不動圈有更緊一些的配合。這是因?yàn)檗D(zhuǎn)動圈承受旋轉(zhuǎn)的載荷，而不動圈承受局部載荷。常選用的配合略。軸承外圈和座孔的配合與圓柱公差標(biāo)準(zhǔn)中相同配合的松緊程度一樣；軸承內(nèi)圈和軸的配合與圓柱公差標(biāo)準(zhǔn)中相同配合的松緊程度不一樣，軸承內(nèi)圈和軸的配合緊一些，這是因?yàn)檩S承內(nèi)圈基準(zhǔn)孔的公差帶在零線以下。 1319答： 31小錐齒輪軸通常采用懸臂支承方式，將軸和軸承支承在套杯里，這種結(jié)構(gòu)可以通過兩組調(diào)整墊片方便地調(diào)整小錐齒輪的軸向位置以及軸承游隙的大小。 1320答： 滾動軸承的常用潤滑方式有油潤滑和脂潤滑兩種，采用哪種潤滑方式一般由軸承的定，1321答： 接觸式密封可分為氈圈油封、唇型密封圈和密封環(huán)。氈圈油封用于v45m/8m/s（軸表面拋光）；唇型密封圈用于v10m/5m/s（軸頸磨光）；密封環(huán)用于v100m/1322答： 唇型密封圈的密封唇方向與密封要求有關(guān)，如果主要是為了防止?jié)櫥瑒┩庑?，密封唇?yīng)向里對著軸承；如果主要是為了防止外物進(jìn)入軸承室，則密封唇應(yīng)向外背對著軸承。 1323解： 1計算軸承的徑向載荷 =2計算軸承的軸向載荷 =+因此 =3計算軸承的當(dāng)量動載荷 1= 2= 可知，12=X，02=Y，當(dāng)量動載荷 11111=+=+=22222=+=4計算軸承壽命 由公式（13軸承的壽命 506010)(601036161=070225001(7506010)(601036262=3圖 1324 解： 321計算軸承的徑向載荷 =217080305280(130/)8080(1=+=+=題解1324圖 2計算軸承的軸向載荷 查表13-7，查表138.0=e =+=+ 因此 =3計算軸承的當(dāng)量動載荷 = 1= 2查表131=X，01=Y，當(dāng)量動載荷 11111=+=22222=+=+=4計算軸承壽命 查手冊，7209公式（13軸承的壽命 8(3006010)(6010336161=8(3006010)(6010336262=5（略） 331326 解： 查手冊，6215型軸承，=2.0e，滿足疲勞強(qiáng)度條件。 1518 答： 處軸承端蓋與軸應(yīng)有間隙；處套杯和端蓋凸緣尺寸應(yīng)加大，以便螺釘與機(jī)架連接；處軸承外圈無法拆卸；處齒輪不能保證夾緊；處軸沒有軸向定位，可向右推移；處應(yīng)加調(diào)整片；處套杯及軸應(yīng)當(dāng)減少配合面的精加工長度。改正圖從略。 題解1518圖 1519 答： 處兩軸承應(yīng)當(dāng)正裝；處應(yīng)有間隙并加密封圈；處應(yīng)有軸肩；處鍵不能伸入蓋端，軸的伸出部分應(yīng)加長；處齒輪不能保證夾緊；處應(yīng)有軸肩定位；處應(yīng)加調(diào)整片；處套筒直徑應(yīng)減小，以便拆軸承。改正圖從略。 題解1519圖 1520 解： 題解1520圖 401521 解： 題解1521圖 第十六章 彈簧 161 拉伸彈簧、壓縮彈簧、扭轉(zhuǎn)彈簧和彎曲彈簧 ； 螺旋彈簧、環(huán)形彈簧、板簧、蝶形彈簧和平面渦卷彈簧 ； 162 （3） ；163 載荷性質(zhì) ； ；164 （3） ； 165（略） 166答： 彈簧絲直徑d(810)卷后的彈簧應(yīng)進(jìn)行回火處理，以消除卷制時產(chǎn)生的內(nèi)應(yīng)力。彈簧絲直徑較大的彈簧通常采用熱卷，熱卷后的彈簧應(yīng)進(jìn)行淬火及中溫回火處理。 167 答： 彈簧所受載荷與其變形的關(guān)系曲線稱為彈簧特性曲線。該特性曲線的斜率值反映彈簧的剛度。定剛度彈簧的特性曲線為直線，而變剛度彈簧的特性曲線為曲線。 168答： 圓柱螺旋拉壓彈簧受載時，彈簧絲截面上的應(yīng)力最大點(diǎn)在彈簧絲截面的內(nèi)側(cè)，最大應(yīng)力值由式（163）計算，引入曲度系數(shù)169答： 彈簧的旋繞比C=D/d，設(shè)計彈簧時，6，作時會發(fā)生顫動；勞強(qiáng)度下降。 1610 答： 彈簧強(qiáng)度計算的目的是保證彈簧在工作時不出現(xiàn)塑性變形和疲勞破壞。彈簧剛度計算的目的是保證彈簧具有要求的彈性。彈簧強(qiáng)度的影響因素可由公式（16明，彈簧剛度的影響因素可由公式（16明。 1611答： 受變載荷的圓柱螺旋拉壓彈簧由安裝載荷最大載荷后進(jìn)行疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算、靜強(qiáng)度驗(yàn)算和振動驗(yàn)算等。 1612答： 圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧受載時，彈簧絲內(nèi)產(chǎn)生的主要是彎曲應(yīng)力，彈簧絲中的最大應(yīng)力（正應(yīng)力）在彈簧絲外側(cè)。 1613 答： 41在增大形減??；只增大形增大；只增大形增大。 1614 答： 彈簧的強(qiáng)度與有效圈數(shù)簧的剛度與有效圈數(shù)1615答： 1）加裝導(dǎo)桿。2）加裝導(dǎo)套。3）改變兩端的支承方式，將自由轉(zhuǎn)動的支承方式改為固定的支承方式。 1616答： 在變載荷條件下工作的彈簧應(yīng)進(jìn)行振動驗(yàn)算，要求彈簧的基本自振頻率0倍，即1520)振動驗(yàn)算不合格時，應(yīng)當(dāng)增大彈簧的剛度新進(jìn)行設(shè)計。 1617 解： 1 計算彈簧的變形量 由d，受類載荷，查表16。查表16， =彈簧的旋繞比 =變形量 =算最大工作載荷及變形量 由公式（16曲度系數(shù) =+=6（16彈簧的最大工作載荷和最大變形量分別為 22=8 解： 1彈簧串聯(lián) 彈簧串聯(lián)使用，總變形量21 +=，彈簧上的載荷=21。串聯(lián)彈簧的綜合剛度和變形比分別為 N/=+=12221121=簧并聯(lián) 彈簧并聯(lián)使用，彈簧的變形量 =21，總載荷21=。并聯(lián)彈簧的綜合剛度和載荷比分別為 N/=+=+=9 解： 彈簧的旋繞比54/20/ = 公式（16曲度系數(shù) =+=d