機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后答案西北工大

1、第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度習(xí)題答案3-1某材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲疲勞極限 180MPa,取循環(huán)基數(shù) N。 5 106, m 9,試求循環(huán)次數(shù) N分別為7 000、25 000、620 000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。解(T1N2(T1N3180*-911 N11805 106180 93373.6MPa,7 1035 106:2.5 1049,6.2 1055 106324.3MPa227.0MPa7 / 313-2已知材料的力學(xué)性能為優(yōu)260MPa, h 170MPa ,。0.2 ,試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線。解A (0,170) C(260,0)2 -00C0002(T11。002(T 1

2、1。0CY26O, 0)52 170 283.33MPa1 0.2得 D'(283.3%,283.3%),即 D'(141.67,141.67)根據(jù)點(diǎn)A'(0,170) , C(260,0) , D'(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示3-4圓軸軸肩處的尺寸為： D=72mm, d=62mm , r=3mm。如用題3-2中的材料，設(shè)其強(qiáng)度極限 CB=420MPa ,精車(chē)，彎曲，a=1 ,試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線。D54r3解因二1 2, 3 0.067 ,查附表3-2,插值得 。1.88 ,查附圖3-1得q。 0.78,將

3、 d45d45所查值代入公式，即kff 1 qff 。11 0.78 1.88 11.69查附圖3-2,得為0.75；按精車(chē)加工工藝，查附圖3-4,得0 0.91，已知許1,則(T11.691 d10.75 0.9111 2.351A0,1702 35 c 260,0 ,D 141.67,141.674.。JM.。J根據(jù)A 0,72.34 ,C 260,0 ,D 141.67,60.29按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖D,(141.67,60 29)A 0. 72. 34)3-5如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力而 20MPa，應(yīng)力幅oa 20MPa，試分別按r C 而 C ,求出該截面的計(jì)

4、算安全系數(shù)Sca。解由題 3-4 可知 匕 170MPa, os 260MPa,。0.2,K2.35A'(0, 72. 34)(0, 30.10(20,0)rr(141.67,60, 29)(260. 0) G(1) r C工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)電K ff 0a0%1702.35 30 0.2 202.28而C工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)K o-°a0m170 2.35 0.2。20 1 812.35 30 20第五章螺紋連接和螺旋傳動(dòng)習(xí)題答案5-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍

5、門(mén)起重機(jī)導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個(gè)螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN,載荷有較大的變動(dòng)。試問(wèn)：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是錢(qián)制孔用螺栓連接為宜？為什么？Q215,若用M6X 40較孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級(jí)為8.8 ,校核螺栓連接強(qiáng)度。解采用鍍制孔用螺栓連接為宜因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng)，銃制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對(duì)位置，并能承受橫 向載荷，增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對(duì)滑移，而普通螺栓連 接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。(1)確定M6X40的許用切應(yīng)力由螺栓材料Q215,性能等級(jí)8.8 ,查表5-8 ,

6、可知氏640MPa，查表5-10,可知S 3.5 5.0S 6403.5 5.0182.86 128 MPa卬 工 640 426.67MPaSp 1.5(2)螺栓組受到剪力F和力矩(T FL),設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為 Fi ,轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為Fj,各螺栓軸線到螺栓組對(duì)稱(chēng)中心的距離為11FiF 20 2.5kN883FL 20 300 10 3Fj3 5 2kN8r 8 75.2 10 3由圖可知，螺栓最大受力r,即r1502 cos 45752mmFmax <Fi2 Fj2 2FiFj cos 92.52(56)22 2.5 5<2 cos45 9.015kNm

7、ax9.015 1033 26 10 34319 Fmaxd0Lmin9.015 1036 10 3 11.4 10 3131.8 op故M6X40的剪切強(qiáng)度不滿(mǎn)足要求，不可靠。5-6已知一個(gè)托架的邊板用6個(gè)螺栓與相鄰的機(jī)架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對(duì)稱(chēng)軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用校制孔用螺栓連接，試問(wèn)哪一種布置形式所用的螺栓直徑最?。繛槭裁?？解螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為Fi ,轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為Fj(a)中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r,即r=125mmFi1f 6FL6F

8、160 10kN660 25010 33-20kN6125 10 3由(a)圖可知,最左的螺栓受力最大FmaxFiFj10 20 30kN(b)方案中11 60 10kNF j maxMr max 62rii 1FLrmax62ri1(b)圖可知,60 250 10 32c 125”2 42螺栓受力最大為2125125222股 125210 324.39kN10 6-2- 33.63kN 5F maxi2 Fj2 2FiFj cos 9 . 102 (24.39)2 2 10 24.39 V由d。，生吧可知采用(a)布置形式所用的螺栓直徑較小5-10第六章鍵、花鍵、無(wú)鍵連接和銷(xiāo)連接習(xí)題答案6-

9、3在一直徑d 80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度L 1.5d,工作時(shí)有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計(jì)算其允許傳遞的最大扭矩。解根據(jù)軸徑d 80mm ,查表得所用鍵的剖面尺寸為 b 22mm, h 14mm根據(jù)輪轂長(zhǎng)度L' 1.5d 1.5 80 120mm取鍵的公稱(chēng)長(zhǎng)度 L 90mm鍵的標(biāo)記鍵22 90GB1096-79鍵的工作長(zhǎng)度為l L b 90 22 68mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為k h 7mm2根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力op 110MPa根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式0p3"%變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為T(mén) %max

10、20007 68 80 11020002094N m第八章帶傳動(dòng)習(xí)題答案8-1 V帶傳動(dòng)的n1 1450 r/min ,帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)fv 0.51，包角 1180 ,初拉力F0 360N。試問(wèn)：（1）該傳動(dòng)所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若dd1 100mm ,其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？ （ 3）若傳動(dòng)效率為0.95,彈性滑動(dòng)忽略不計(jì)，從動(dòng)輪輸出效率為多少?解1 W1 Fec2Foe1 - efv 11360 -10.51e478.4N1051e2Tdd1Fec 2100478.4 -10-3223.92NmmFec ” ?1000 -478.4Fen dd1 o? T11000

11、60 10001450 3.14 100 , 0.951000 60 10003.45kW8-2 V帶傳動(dòng)傳遞效率P 7.5kW ,帶速v10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F1 F2,試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F。解Fe VFe10001000P 1000 7.5750 N10F1 F2 且 F1 2F29 / 31Fi2Fe2 7501500NFiF0F0Fi8-4 有Fe 2Fe 1500 2帶式輸送裝置,750 1125N2其異步電動(dòng)機(jī)與齒輪減速器之間用普通V帶傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率 P=7kW,轉(zhuǎn)速19 / 31n1 960"min ,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速 n233

12、0r/min ,允許誤差為5%,運(yùn)輸裝置工作時(shí)有輕度沖擊,兩班制工作，試設(shè)計(jì)此帶傳動(dòng)。解(1)確定計(jì)算功率FCa由表8-7查得工作情況系數(shù)Ka1.2,故FCaKaP 1.2 7 8.4kW(2)選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、ni ,由圖8-11選用B型。(3)確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd ,并驗(yàn)算帶速v由表8-6和8-8 ,取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 180mm驗(yàn)算帶速Vdd1 n1180 960v 60 100060 10005m/s v 30m/s帶速合適計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑9.0432 m. sdd2dd1n1 1 e 180 9601 0.05“ 497.45mm330(4)確定V帶的中心距a和

13、基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld由式 0.7 dd1 dd2 a02 dd1 dd2 ,初定中心距 a0550mm。計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld02a01 dd1 dd 222 550 180 500 22214mmdd2 dd14a02500 1804 550由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld 2240mm實(shí)際中心距aLd Ld02240 221422中心距的變化范圍為 550 630mm 。a ao 550 563mm(5)驗(yàn)算小帶輪上的包角a,57.357.3決 180 dd2 dd1 180500 180 14790a563故包角合適。(6)計(jì)算帶的根數(shù)z計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由 dd1 180mm 和 n1

14、 960 m/s ,查表 8-4a 得 P0 3.25kW根據(jù) n1 960m/s,i 960 2.9和 B型帶，查表得P0 0.303kW330查表8-5得ka 0.914 ,表8-2得kL 1 ,于是FrF0P0 ka kL (3.25 0.303) 0.914 1 3.25kW計(jì)算V帶的根數(shù)z良 84 2.58Pr3.25取3根。(7)計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值F0min由表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q 018kg./m ,所以F。min500 2.5 k" Pca q v2 500 2.5 0.914 8.4 0.18 9.04322 283Nk°zv0.91

15、4 3 9.0432(8)計(jì)算壓軸力a147Fp 2z F0 min sin 2 3 283 sin 1628N22(9)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(略)第九章鏈傳動(dòng)習(xí)題答案9-2某鏈傳動(dòng)傳遞的功率 P 1kW ,主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速ni 48r/min ,從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 出14r/min ,載荷平穩(wěn)，定期人工潤(rùn)滑，試設(shè)計(jì)此鏈傳動(dòng)。解(1)選擇鏈輪齒數(shù)ni48取小鏈輪齒數(shù) 乙 19,大鏈輪的齒數(shù) Z2 izi - zi - 19 65 n214(2)確定計(jì)算功率由表9-6查得Ka 1.0,由圖9-13查得Kz 1.52 ,單排鏈，則計(jì)算功率為PeaKAKzP 1.0 1.52 1 1.52kW(3)選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距

16、根據(jù)Pea 1.52女川及n 48 r/min ,查圖9-11,可選16A,查表9-1,鏈條節(jié)距p 25.4mm(4)計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距 a0 (30 50) p (30 50) 25.4762 1270mm。取 a0 900mm ,相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為L(zhǎng) p0oa0z12 pc 9002 25.42z2z2 4 p22a°219 6565 192225.4900114.3取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)Lp 114節(jié)。查表9-7得中心距計(jì)算系數(shù)f1 0.24457 ,則鏈傳動(dòng)的最大中心距為a f1P 2Lpz1 z20.24457 25.4 2 114 19 65895mm(5)計(jì)算鏈速v,確定潤(rùn)

17、滑方式門(mén)便“ 48 19 25.40.386 ms60 100060 1000由v 0.386 m/s和鏈號(hào)16A,查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤(rùn)滑。(6)計(jì)算壓軸力Fpp1有效圓周力為 Fe 1000- 10002591Nv0.386鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)Kf 1.15,則壓軸力為Fp Kf Fe 1.15 2591 2980Npp9-3已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n1 850r/min ,齒數(shù)z1 21 ,從動(dòng)鏈齒數(shù)z2 99 ,中心距a 900mm ,滾子 鏈極限拉伸載荷為 55.6kN ,工作情況系數(shù) KA 1，試求鏈條所能傳遞的功率。解由 55.6kW ,查表9-1得p 25.4mm ,

18、鏈型號(hào)16A根據(jù) p 25.4mm, n1 850 r/min ,查圖 9-11 得額定功率 Pca 35kW由乙 21查圖9-13得Kz 1.45且Ka 1P-Pca- -524.14kWKAKz 1 1.45第十章齒輪傳動(dòng)習(xí)題答案10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作用位置及方向）ta)解受力圖如下圖:0.3,T2 4 105 N mm ,標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪補(bǔ)充題：如圖（b）,已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪 m 5,z1 20, z2 50, ORmn6, Z324,若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消,B應(yīng)為多少?算2、3齒輪各分力大小。解（1）齒輪2的軸向力:Fa22T2

19、tan ocsin(2 m 1 0.5R z2l2T2Ft2 tan ocsin 昂 tan asin 今dm2齒輪3的軸向力:Fa3 a3l2T3Ft3 tan B -tan 0d3mnZ3 cos B2T3 . tan B sin 0mnZ3(2)Ft2Fr2Fa2Fn2Ft3Fr3Fa3Fn3Fa2Fa3, a 20 ,T22T2m 1 0.5OR z2tan ocsin 2>匹 sinBmnZ3即 sin Bmnz3 tan asin 2>0.5 RZ2由 tan 2-Z1sin齒輪2T250202.5mnz3 tan ocsin 今m 1 0.5R z213.2312所受

20、各力:2T2dm2 m 1 0.5R z2Ft2 tanFt2 tanFt2cos aoccos 今ocsin 今3.765cos20齒輪3所受各力:2T23.7653.765sin 50.928 cos 今 0.3716 24 tan 200.9280.22895 1 0.5 0.3_52 4 1055 1 0.50.3 50503.765 103 N3.765kNd3mnZ3Ft3tan ancos 0Ft3 tan BFt3103103血4kN2T2cos BmnZ3tan20tan200.3710.508103N0.508kN0.9281.272103N1.272kN5.408 103

21、 tan 20cos12.3215.408 103 tan54083.765 103cos an cos B105 cos13.2312432.022 10 N103 tan 20cos12.321cos20 cos12.3215.889 103 N5.4082.022kN103 N 5.408kN1.272 103 N 1.272kN5.889kN10-6設(shè)計(jì)銃 床中的一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)，已知Pi 7.5kW,ni 1450|min, zi 26, Z2 54 ,壽命_595.5 105RT121而1 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限中1而2550MPa 。齒數(shù)比u 亙Z154 -54

22、 2.0826Lh 12000h，小齒輪相對(duì)其軸的支承為不對(duì)稱(chēng)布置，并畫(huà)出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。解(1)選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。銃床為一般機(jī)器，速度不高，故選用 7級(jí)精度(GB10095-88)。材料選擇。由表 10-1選擇小齒輪材料為 40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs大齒輪材料為45剛(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBs二者材料硬度差為 40HBs(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)2KT1 u 1 ZE dt2.3231EOH1)確定公式中的各計(jì)算值試選載荷系數(shù)Kt1.5計(jì)算小齒輪傳遞的力矩_5_ _95.5 105 7.549397N mm1450小齒輪作不對(duì)稱(chēng)布置，查表 10-7

23、,選取d 1.01由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE 189.8MPa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限2)計(jì)算21 / 31計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160nljLh 601450 1 12000 1.044 109N2N11.044 109一0.5022.08109由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 0.98,Khn2 1.0計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,K HN 1 的 lim1SK HN2 0Hlim 2安全系數(shù)S0.98 60011.03 550588MPa566.5MPa計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t ,代入oH中較小值A(chǔ)9Q93 b U 1為 2.32

24、3 Yr u計(jì)算圓周速度2ZeOH2.3231.5 49397 2.08 12.08ditn3.14 53.577 14502189.8566.553.577mmv 60 1000計(jì)算尺寬b60 10004.066 m. sb dd1t 153.577 53.577 mm44 / 31計(jì)算尺寬與齒高之比bhmtdtZi53.577262.061mmh 2.25mt2.25 2.061 4.636mm53.5774.63611.56計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v 4.066m/s, 7級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)Kv 1.2直齒輪，KhKf 1由表10-2查得使用系數(shù) Ka 1.25由表10-4用插值法

25、查得Khb 1.420 b由一11.56, Kh§ 1.420 ,查圖 10-13 得 KFb 1.37 h故載荷系數(shù)KKaKvKh Kh 1.25 1.2 1 1.420 2.13按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑K _213 d1 d1t3 K 53.577 3 2.13 60.22；Kt1.5計(jì)算模數(shù)md160.22m - 2.32mmz126取 m 2.5幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑：d1 mz1 2.5 26 65mmd2mz2 2.5 54 135mm中心距:d1 d2265 135 100mm確定尺寬:22.5Ze2 2.13 49397 2.086522.0822.5 1

26、89.851.74mm566.5圓整后取b252mm, b157 mm 。(3)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(TFE1500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限gfE2 380MPa。由圖10-18取彎曲疲勞壽命Kfn1 0.89,Kfn2 0.93。計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S 1.4K FN1 午E1SKFN 2 0FE20.89 5001.40.93 500317.86MPa1.4252.43MPa計(jì)算載荷系數(shù)KKAK Kf Kf1.25 1.21.37 2.055查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得Yfa12.6 Yfa22.304

27、Ysa11.595 Ysa21.712校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式譽(yù)YFaYsabd1m2KT1Y Y,'Fa1 TSa1 bd1m2.0554939752 65 2.52.61.595 99.64MPa°F 1薩YFa2Ysa2 bd1m2 2.055 4939752 65 2.52.31.712 94.61MPa0F 2所以滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度，所選參數(shù)合適。10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)，已知n1750 r/ min ,兩齒輪的齒數(shù)為z1 24, z2 108, 0 9 22',mn 6mm, b 160 mm , 8級(jí)精度，小齒輪材料為 38SiMnMo

28、 （調(diào)質(zhì)）， 大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），壽命20年（設(shè)每年300工作日），每日兩班制，小齒輪相對(duì)其軸的支承為對(duì) 稱(chēng)布置，試計(jì)算該齒輪傳動(dòng)所能傳遞的功率。解查表（1）齒輪材料硬度10-1 ,根據(jù)小齒輪材料為 38SiMnMo （調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度 217269HBS,大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217255 HBS（2）按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算Ti一 .3(Dd ed1 U2K u 1 ZhZe計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d1z1mn24 6-145.95mmcos 0 cos9 22'計(jì)算齒寬系數(shù)b 1601.096d1145.951由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189

29、.8MPa，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH 2.47由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（7hlim 1 730MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限0H lim 2550MPa 。齒數(shù)比uZ241084.524計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60nl jLh 60750 130020 2 5.4 108出凡5±1.21084.5由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K HN1 1.04, K HN 21.1計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)SKHN1 Hlim11.04 730SK HN 2 中 lim 2S11.1 550759.2MPa605MPa由圖10-26 查

30、得 £ 10.75, e20.88，則 ££1£21.63計(jì)算齒輪的圓周速度dini3.14 145.95 750v 60 100060 10005.729 m s。計(jì)算尺寬與齒高之比 bhd1cos B 145.95 cos9 22'八mnt6mmz126h 2.25mnt 2.25 6 13.5mm16013.511.85®算載荷系數(shù)根據(jù)V 5.729 m/s, 8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù) Kv 1.22由表10-3,查得KH KF 1.4按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù) Ka 1.25由表10-4查得Khb 1.380

31、按d=1查得b由一11.85, Khb 1.380 ,查圖 10-13 得 Kfb 1.33 h故載荷系數(shù) KKAKvKH KH 1.25 1.22 1.4 1.380 2.946由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩32d £du min OH 1, OH 2T12K u 1ZhZe321.096 1.63 145.9534.56052 2.9464.5 12.47 189.81284464.096N(3)按彎曲強(qiáng)度計(jì)算2_T1d & d mn牛2KY.YFaYSa計(jì)算載荷系數(shù)K KAK KF KF 1.25 1.22 1.4 1.33 2.840計(jì)算縱向重合度電 0.318dz1tan

32、 0 0.318 1.096 24 tan9 22' 1.380由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y§ 0.92計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1 -zT 243 24.99cos B cos9 22'108 3 112.3 cos9 22'查取齒形系數(shù)ta及應(yīng)力校正系數(shù)Ysa由表 10-5 查得YFa12.62 YFa2 2.17Ysa11.59 YSa21.80由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限bFE1520MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限午E2430MPa。由圖10-18 取彎曲疲勞壽命 Kfn10.88,Kfn2 0.90。計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全

33、系數(shù)S 1.4KFN1 OFE10.88 520 305.07MPaSKFN 2 0FE21.50.90 430 258MPa1.5計(jì)算大、小齒輪的,并加以比較YFaYsa°F 1305.07YFa1YSa12.62 1.5973.23午2YFa 2YSa22582.17 1.8066.05OF取YFaYSa. 午1min YFa1YSa1,YFa2Ysa266.05由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩2_d e d1 mnOF2KYbYFOYS!1.096 1.63 145.952 6 66.05 2885986309N mm2 2.840 0.92(4)齒輪傳動(dòng)的功率取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確

34、定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即丁1 1284464.096NP -9.55 1061284464.096 7509.55 106100.87kW第十一章蝸桿傳動(dòng)習(xí)題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動(dòng)中各軸的回轉(zhuǎn)方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用 位置及方向。I 2一解各軸的回轉(zhuǎn)方向如下圖所示，蝸輪2、4的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖11-3設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，傳遞效率P1 5.0kW,n1 960r/min，傳動(dòng)比i 23,由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為 20Cr,滲碳淬火，硬度 58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P

35、1,金 屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h,要求工作壽命為 7年(每年按300工作日計(jì))。解(1)選擇蝸桿傳動(dòng)類(lèi)型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿(ZI)。(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按42 ,估取效率n 0.8 ,則丁2 9.55 106-P2 9.55 106叢 9.55 106n2n2布 915208N mm23因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)K§ 1;由表11-5選取使用系數(shù)Ka 1；由于轉(zhuǎn)速不高，無(wú)沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)KV 1.05,則KKAK SKV 1 1 1.05 1.051確定彈性影響系數(shù) Ze 蝸輪為鑄錫磷青銅

36、與鋼蝸桿相配，故 ZE 160MPa2確定接觸系數(shù)Zdpd假設(shè) 0.35 ,從圖11-18中可查得Zp2.9pa確定許用接觸應(yīng)力0H由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力268MPa確定載荷系數(shù)K4.21 107一 ”.”960 應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N 60n2jLh 60 17 300 823壽命系數(shù)KHN 8,"7 0.83554.21 107則ohKhn oh0.8355 268 223.914MPa計(jì)算中心距2160 2 9 a 3 1.05 915208160.396mm,223.914取中心距 a 200mm ,因i 23,故從表 11-2中取模數(shù) m 8mm ,蝸桿分度圓直徑d1

37、80mm 。此時(shí)80.4,從圖11-18中查取接觸系數(shù)Z'd2.74,因?yàn)閆dZd,a200ppp因此以上計(jì)算結(jié)果可用。(3)蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿蝸桿頭數(shù)z12 ,軸向齒距pam 825.133;直徑系數(shù)q 10;齒頂圓直徑一一_ _ *_ _一 一 ,_k 一 ，一_ * . ._. 一 -I ，.da1 d1 2ham 96mm ;齒根圓直徑df1 d1 2 ham c 60.8mm；分度圓導(dǎo)程角丫 11 18'36"；蝸桿軸向齒厚 Sa 0.5 m 12.567mm。蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2 47 ；變位系數(shù)X20.5Zc 47235 23 一 驗(yàn)算傳動(dòng)比

38、i -2 23.5,此時(shí)傳動(dòng)比誤差2.17%,是允許的。Zi223蝸輪分度圓直徑d2 mz2 8 47 376mm蝸輪喉圓直徑*da2 d2 2m ha x2376 2 8 1 0.5384m蝸輪齒根圓直徑df2 d2 2hf2 376 2 8 1 0.5 0.2364.8mm,上人，11蝸輪咽喉母圓直徑rg2 a -da2 200 376 12 mmg 22(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.53KT2Y Yd1d2m Fa2 b當(dāng)量齒數(shù)z2473-3cos Y cos 11 15'36"49.85根據(jù)X20.5, Zv249.85,從圖11-19中可查得齒形系數(shù) YFa22.7

39、5螺旋角系數(shù) Y« 1 10.9192140140許用彎曲應(yīng)力cFoF ' KFN從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力OF ' 56MPa壽命系數(shù)KFN69109 0.664.21 107(5)VaOF午'K FN56 0.66 36.958MPa校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.53 1.05 915208OF80 376 8彎曲強(qiáng)度是滿(mǎn)足的。驗(yàn)算效率40.95 0.96已知丫 112.75 0.9192 15.445tan 丫tan 丫 v18'36" v arctan fv ; fv與相對(duì)滑動(dòng)速度80 96060 1

40、000cosT 60 1000cos11 18'36"4.099m sVa相關(guān)從表11-18中用插值法查得 fv0.0238,v 1.363381 2T48",代入式得 Y 0.845 0.854 ,大于原估計(jì)值，因此不用重算。第十三章滾動(dòng)軸承習(xí)題答案13-1試說(shuō)明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級(jí)最高？哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)不能承受徑向載荷？N307/P462073020751301解N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑均為 35mm, 51301的內(nèi)徑為 5mm； N307/P4的公差等級(jí)最高；6207承受徑向載荷能力

41、最高；N307/P4不能承受徑向載荷。13-5根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用a 25的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖 13-13b所示正裝。軸頸直徑d 35mm ,工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n 1800r/min ,已知兩軸承的徑向載荷分別為FM 3390N ,Fr2 3390 N ,外加軸向載荷 Fae 870N ,作用方向指向軸承 1,試確定其工作壽命。解(1)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2對(duì)于a 25的角接觸球軸承，按表 13-7,軸承派生軸向力 Fd 0.68Fr , e 0.68Fd1 0.68Fr1 0.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040 707.2N

42、兩軸計(jì)算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max 2305.2,870 707.22305.2NFa2maxFd2,Fd1Faemax 707.2,2305.2 8701435.2N(2)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 R和iP2Fa1Fr12305.233900.68 eFa2Fr21435.210401.38 e由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為 對(duì)軸承1 X1 1 丫 0對(duì)軸承 2 X2 0.41 Y20.87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表 13-6,取fp 1.5,則PfD X1Fr1 YFa11.5 1 3390 0 2305.25085N p ill i a iF2fp X2

43、Fr2 Y2Fa21.5 0.41 1040 0.87 1435.2 2512.536N（3）確定軸承壽命由于題目中沒(méi)給出在軸承的具體代號(hào)，這里假設(shè)選用7207AC,查軸承手冊(cè)得基本額定載荷C 29000N，因?yàn)閜 P2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算6- 3610 C 1060n p 60 180032900050851717.5h13-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號(hào)為 壽命。30207。其他條件同例題13-2,試驗(yàn)算軸承的解（1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（下圖b）和水平面（下圖a）兩個(gè)平面力系。其中：圖c中的Fte為通過(guò)另加

44、轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的Fae亦應(yīng)通過(guò)另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫(huà)出）Fre2 (Fd2)FteFae(Fd1)FaeFr1V200 320Fr2 VFr1V(b)(a)由力分析可知:Fre 200 Faed 900 2002 Fr2VFr1V200 320520Re(c)225.38NFr2VFre Fr1V 900 225.38 674.62N200200Fr1HFte2200 846.15N200 320 te 520Fr2HFte Fr1H 2200 846.15 1353.85N1 Fr1. Fr1V2 Fr1H2225.382 846.152 875.6

45、5N2222Fr2Fr2VFr2H674.621353.821512.62N(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2查手冊(cè)的 30207 的 e 0.37 , Y 1.6, C 54200NFd1Fr12YFr22Y875.65273.64N2 1.61512.62472.69N2 1.6兩軸計(jì)算軸向力Fa1max Fd1, FaeFd2max 273.64,400 472.69872.69NFa2max Fd2,Fd1 Faemax 472.69,273.64 400472.69N(3)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P2Fa1Fr1872.690.9966875.65Fa2Fr2472.690.312

46、51512.62由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1X10.4 Y1.6對(duì)軸承2X21Y2因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6,取fp 1.5,則P2fp XFr1Y1Fa1fp X2、2Y2Fa21.5 0.41.5 1875.651512.621.6872.692619.846N472.692268.93N(4)確定軸承壽命因?yàn)镻1P2 ,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算Lh63106 C10635420060n P60 5202619.846283802.342hLh'故所選軸承滿(mǎn)足壽命要求。13-7某軸的一端支點(diǎn)上原采用 6308軸承，其工作可靠性為 90%,

47、現(xiàn)需將該支點(diǎn)軸承在壽命不降低的條件 下將工作可靠性提高到 99%，試確定可能用來(lái)替換的軸承型號(hào)。解查手冊(cè)得6308軸承的基本額定動(dòng)載荷 C 40800N o查表13-9,得可靠性為90%時(shí)，a1 1 ,可靠性為 99%時(shí)，a1 0.21?？煽啃詾?0%時(shí)L10106 al C60n P106 160n340800P可靠性為99%時(shí)106 aL1 a 60n1060.2160nL10 Li106 160n340800P106 0.2160n408003. 0.2168641.547N查手冊(cè)，得6408軸承的基本額定動(dòng)載荷 C65500N ,基本符合要求，故可用來(lái)替換的軸承型號(hào)為6408。第十五章軸習(xí)題答案15-4圖15-28所示為某減速器輸出軸的結(jié)構(gòu)圖，試指出其設(shè)計(jì)錯(cuò)誤，并畫(huà)出改正圖。解(1)處兩軸承應(yīng)當(dāng)正裝。(2)處應(yīng)有間隙并加密封圈。(3)處應(yīng)有軸間定位。(4)處鍵不能伸入端蓋，軸的伸出部分應(yīng)加長(zhǎng)。(5)處齒輪不能保證軸向固定。(6)處應(yīng)有軸間定位。(7)處應(yīng)加調(diào)整墊片。改正圖見(jiàn)軸線下半部分。15-7兩極展開(kāi)式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸(見(jiàn)圖 15-30a),尺寸和結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖15-30b所示。已知：中間軸轉(zhuǎn)速n2 180r.lmin，傳動(dòng)功率P 5.5kW ,有關(guān)的齒輪參數(shù)見(jiàn)下表:m1n/mm%z旋向齒輪2320°11210 44'右齒輪3420°2