完整版濮良貴機械設(shè)計第九版課后習題答案

1、第三章機械零件的強度習題答案3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限b=180MPa ,取循環(huán)基數(shù)$ =5父106, m = 9,試求循環(huán)次數(shù)N分別為7 000、25 000、620 000次時的有限壽命彎曲疲勞極限.解N0=寸 0 =180 N15 106,7 103 =373.6MPa3=匕任=18015 106 4 =324.3MPa 2.5 10465 10.6.2 105=227.0MPa3-2材料的力學性能為 氏=260MPa, b=170MPa,.=0.2 ,試繪制此材料的簡化的等壽命壽命曲線.解A'(0,170)C(2 6,(0)C0 21 - 0001 +(TC02 j 2

2、 1701 .1 0.2= 283.33MPa得 d'(283.3%, 283.3%),即 D'(141.67,141.67)根據(jù)點A(0,170) , C(260,0) , D'(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如以下列圖所示ba兒 g i7o).T260, 0缶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)其強度極限 s=420MPa,精車,彎曲,&=1,試繪制此零件的簡化等壽命疲 勞曲線.解因 口=54=1.2, 21=3=0.067,查附表 3-2,插值得 % = 1.88,查附圖

3、3-1 d 45d 45得q0.78,將所查值代入公式,即k.=1 +qM 1 )=1 +0.78x(1.88-1 )=1.69查附圖3-2,得加=0.75 ；按精車加工工藝,查附圖3-4,得氏= 0.91 ,隹=1,= 2.353 =色+工一1工健+卜U 器加975 0.91 1A0,1702 35c 260,0, D 141.67,141.67 2.35- 2. 35根據(jù)A0,72.34 C260,0 D141.67,60.29 按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖試分別按r =C% = C ,求出該截面的計算平安系數(shù)Sca解由題 3-4 可知 © =170MPa, os=260

4、MPa,一0.2,K0 = 2.35(1) r工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū),根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式,其計算安全系數(shù)Sca 二K g * )m1702.35 30 0.2 20= 2.28(2)工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū),根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式,其計算安烏 +(K.-.)K o- °a %全系數(shù)Sca ca員二1702.35 一02 20=1.812.35 30 20第五章螺紋連接和螺旋傳動習題答案5-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機導軌托架.兩塊邊板 各用4個螺栓與立柱相連接,托架所承受的最大載荷為 20kN,載荷有較大的變 動.試問：此螺栓連接采用普通螺栓連接

5、還是較制孔用螺栓連接為宜為什么?Q215,假設(shè)用M6X40較孔用螺栓連接,螺栓機械性能等級為8.8 ,校核螺栓 連接強度.之 QlkN解采用較制孔用螺栓連接為宜由于托架所受的載荷有較大變動,較制孔用螺栓連接能精確固定被連接件 的相對位置,并能承受橫向載荷,增強連接的可靠性和緊密性,以預防受載后 被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移,而普通螺栓連接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力 矩來對抗轉(zhuǎn)矩,連接不牢靠.(1)確定M6X 40的許用切應(yīng)力t由螺栓材料Q215,性能等級8.8,查表5-8,可知2 = 640MPa ,查表5-10, 可知S =3.5 5.0外640/t s182.86 128 MPaS 3.5

6、5.0°s640Sp1.5= 426.67M Pa(2)螺栓組受到剪力F和力矩(T=FL),設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為R ,轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為Fj ,各螺栓軸線到螺栓組對稱中央的距離為 r,即 r =-150一 =7512mm2cos4511FiF 20 = 2.5kN883=5 2kNfFL20 30010與F j- -2j8r8 75.210由圖可知,螺栓最大受力Fmax =?F； +Fj2 +2FiFj cos 8 =,2.52 十5.'52 + 2 - 2.5 父 5一父 cos45.= 9.015kNFmax- d 24d0一一一 39.015 103二

7、J3 26 104= 319 Fmaxmin9.015 1036 10,11.4 10,= 131.8< Tp故M6X 40的剪切強度不滿足要求,不可靠 5-6一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機架相連接.托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為 250mm、大小為60kN的載荷作用.現(xiàn)有如 圖5-50所示的兩種螺栓布置形式,設(shè)采用較制孔用螺栓連接,試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最小為什么?解螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩,設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為Fi,轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為Fj(a)中各螺栓軸線到螺栓組中央的距離為 r,即r=125mmL1 L1Fi=_ F_60 =10kN

8、166FjFL6r6025010-612510-20kN由(a)圖可知,最左的螺栓受力最大 Fmax -Fi Fj -10 20 -30kN(b)方案中11FiF 60=10kN66FjmaxMr max 6Ji2i 13/125 22360M250M10 X, I +1252M10FLrmax 卜 2 JEr； 一 21/"/股.1252 MM10 I I I 2 J < 2 ； J=24.39kN由(b)圖可知,螺栓受力最大為Fmax =用2 +Fj2 +2FiFjC0S 8 = 】：102 + (24.39)2 + 2父 10父 24.39黑一 = 33.63kN ,5,

9、由d.至J4鼻可知采用(a)布置形式所用的螺栓 直徑較小V冗k5-10解 a確定螺柱數(shù)工和直徑比查教材5-5,螺栓間距電y 7凡取to=64取工=1 &那么螺栓間距u% =開口 =.Z螺栓直徑由t0/6=92/鼠15. 331nm,取由 選擇螺栓性能等級.選擇螺栓性能等級為& 8級,查教材表5七提一% = 640Mp0,3計算.螺栓上的載荷,作用在氣缸上的最大壓力氣和單個螺栓上的工作載荷F分別為*,F = p=7363W1 4 .F# = _L=6136 z取剩余預緊力Fl二L 5F,由教材公式工5T5,螺栓的總載荷F2=F1+F=£ 印二2, 5神136=15第0即

10、傅許用應(yīng)力上按不限制預廉力確定平安系數(shù),查教材表5-1U,取二乩許用拉應(yīng)力“仃=2=160必由¥5藏尊螺栓的強度.查手冊,爆栓的大徑木16噸,小徑班二13,即5麗,取螺栓公稱長度XTOimu由教材公式5山,螺栓的計算應(yīng)力吃二蘭邑二】蒐.7際“卜 滿足強度條件.螺栓的標記為GB/T 5782小就16Mm,螺栓數(shù)量工二12.一第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接習題答案6-3在一直徑d=80mm的軸端,安裝一鋼制直齒圓柱齒輪如以下列圖,輪轂寬度L=1.5d,工作時有稍微沖擊.試確定平鍵的尺寸,并計算其允許傳遞的最大扭矩.Lo00解根據(jù)軸徑d =80mm ,查表得所用鍵的剖面尺寸為b=22m

11、m, h=14mm根據(jù)輪轂長度 L' = 1.5d=1.5 80 = 120mm取鍵的公稱長度L =90mm鍵的標記鍵22 M 90GB1096 - 79鍵的工作長度為l = L-b=90-22 =68mm鍵與輪轂鍵梢接觸高度為k = h =7mm2根據(jù)齒輪材料為鋼,載荷有稍微沖擊,取許用擠壓應(yīng)力端=1 1 0 M P a根據(jù)普通平鍵連接的強度條件公式2T±W3p kld p變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為T maxkldbp7M68M80父110 小=2094 N m20002000第八章帶傳動習題答案8-1 V帶傳動的ni =1450r/min ,帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)fv

12、 = 0.51 ,包角.i = 180.,初拉力F° =360N.試問：1該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少2)假設(shè)dd1 =100mm ,其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少 3假設(shè)傳動效率為0.95,彈性滑動忽略不計,從動輪輸出效率為多少?1解(1Fec=2F.-10.51 -=2 360 e- =478.4N10.51e2 T = F“dd1100 10-3=478.4 = 23.92N mmFecn 二 dd1(3 P = F" 丫 ,"= y10001000 60 1000478.4 1450 3.14 100 , 0.951000 60 1000 = 3.45kW8

13、-2 V帶傳動傳遞效率P=7.5kW,帶速=10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍,即E=F2,試求緊邊拉力Fl、有效拉力Fe和初拉力F.解Fe v P =1000l 1000PFe 二1000 7.5 二750N10; Fe=F1 F2且 F1 =2F2 .F1 =2Fe =2 750 =1500NFeF1 = F0 , 2.F0 =F1 -Fe =1 5 0-07-5-01 1 2 5 N 228-4有一帶式輸送裝置,具異步電動機與齒輪減速器之間用普通V帶傳動,電 動機功率P=7kW,轉(zhuǎn)速q =960r/min ,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n2 =330r/min ,允許誤差為±5%,運輸

14、裝置工作時有輕度沖擊,兩班制工作,試設(shè)計此帶傳動 解(1)確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)Ka =1.2 ,故Pca = KAP =1.2 7 =8.4kW(2)選擇V帶的帶型根據(jù)Ra、n1,由圖8-11選用B型.(3)確定帶輪的基準直徑dd,并驗算帶速v由表8-6和8-8 ,取主動輪的基準直徑dd1 =180mm驗算帶速v二dd1n1V =60 1000二 180 9609.0 4 3mls60 1 0 0 05m s : v ： 30m s,帶速適宜計算從動輪的基準直徑dd2二: 180 960 95 : 497.45mm(4)確定V帶的中央距a和基準長度Ld由式 0.7陋1

15、+dd2 )<a0 E2(ddi +dd2 ),初定中央距 a0 = 550mm.計算帶所需的基準長度2dd2 - dd1 LI0 : 2a0 二 dd1dd2 24aO2 500 -180 =2 550 180 500 廣24 5502214mm由表8-2選帶的基準長度Ld =2240mm實際中央距aLd -Ld02240 -2214-d2 =550 二 563mm中央距的變化范圍為550 630mm.(5)驗算小帶輪上的包角四57 357 3*=180 - dd2 -dd1- =180 - 500 -180 147 _ 90a563故包角適宜.(6)計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功

16、率Pr由 dd1 =180miD n1 =960m/s ,查表 8-4a 得 P0 為 3.25kW根據(jù) n1 =960m/s,i =竺° = 2.9和B型帶,查表得 AR =0.303kW 330查表8-5得k =0.914 ,表8-2得.=1,于是Pr =(P0 +&P0 K kL =(3.25+0.303)"914M1 = 3.25kW計算V帶的根數(shù)zPca8.4z =Pr3.25-2.58取3根.由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q = 018kg/m ,所以(F0 min =500(2.5-k/ Pca +q : =500乂5-0.914 產(chǎn) 8.4 + 0

17、.18父 9.04322 = 283N kaz0.914 3 9.0432(8)計算壓軸力,1 決147.Fp =2z Fo min sin =2 3 283 sin 1628N22(9)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(略)第九章鏈傳動習題答案9-2某鏈傳動傳遞的功率P = 1kW ,主動鏈輪轉(zhuǎn)速n=48r/min ,從動鏈輪轉(zhuǎn)速n?=14r/min ,載荷平穩(wěn),定期人工潤滑,試設(shè)計此鏈傳動.解(1)選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)乙=19,大鏈輪的齒數(shù)Z2=iZi=5zi="Ml9 = 65n214(2)確定計算功率由表9-6查得Ka =1.0,由圖9-13查得Kz =1.52,單排鏈,那么計算功率為Pca

18、 =KaKzP =1.0 1.52 1 =1.52kW(3)選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)Pca=1.52kW及n1=48r/min ,查圖9-11,可選16A,查表9-1,鏈條節(jié)品巨 p = 25.4mm(4)計算鏈節(jié)數(shù)和中央距初選中央距 a.=(30 50)p =(30 50)父 25.4 = 762 1270mm.取 a.= 900mm ,相 應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為2.2包+2 + '_ ；衛(wèi)P0 4p 2< 2n J a0900 1 19+65/65 -19 丫 25.4=2 乂+ 父女 114.325.422 2)900取鏈長節(jié)數(shù)Lp =114節(jié).查表9-7得中央距計算系數(shù)f1 =0.

19、24457,那么鏈傳動的最大中央距為a = f1P 2lp - z1 z2 1-0.24457 25.4 2 114 - 19 65 1: 895mm(5)計算鏈速%確定潤滑方式 由v = 0.386m/s和鏈號16A,查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑.n0pV 60 100048 19 25.460 1000:0.386 m s(6)計算壓軸力Fp有效圓周力為Fe =1 0 0J0 =1 0 0 0L 2 5 9N1v0.3 8 6鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)Kfp =1.15 ,那么壓軸力為Fp Kf Fe =1.15 2591 ： 2980N pFp e9-3主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1=850r/

20、min ,齒數(shù)乙=21,從動鏈齒數(shù)Z2=99,中央距 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 Flim =55.6kW ,查表 9-1 得 p= 25.4mm ,鏈型號 16A根據(jù) p=25.4mm, n1=850r/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 =1Pca35.P_a = =24.14kWKaKz 1 1.45第十章齒輪傳動習題答案10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力用受力圖表示各力的作用位置及方向.解受力圖如以下列圖:Ftw補充

21、題：如圖b,標準錐齒輪m=5,z1 =20,z2 =50,R =0.3,T2 = 4M105N mm ,TFaJ主動標準斜齒輪mn =62 =24 ,假設(shè)中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消,3齒輪各分力大小.解(1)齒輪2的軸向力：L L.2T2,2T2Fa2 =Ft2 tan asm 今=tan asm 今=tan asm 今dm2m 1 -0.5R z2B應(yīng)為多少并計算2、齒輪3的軸向力:a32T32T32T3=Ft 3 t a ng = -1 a ng =t a 陰=-s i ngd3mnZ3mnZ3、c o s j: Fa2 =Fa3,.= 20©丁2 = T3m 1 -0.5

22、r Z22T3tan ocsin(2 =sinmnZ3mnz3 tan ocsin Rm 1 一0.5R z2由 tan今=a=變=2.5乙 20,二 sin 今=0.928cos R = 0.371mnZg tan asin 今m 1 -0.5 RZ26 24 tan 20 0.928 = 0.22895 1 -0.5 0.3 50即 0 = 13.231 °(2)齒輪2所受各力:2T22T22 4 105dm2 m 1 -0.5R z25 1 -0.5 0.3 50= 3.765 103N=3.765kNFr2=Ft2 tan acos 今=3.765父 103 父 tan 20

23、歌 0.371 =0.508M103N =0. 508k NFa2=Ft2 tan asin £ =3.765父 103 父 tan20 儂 0.928 =1.272 M103N =1.272kNFn2Ft23.765 103二 4kNcos c cos20齒輪3所受各力:2T32T22T22 4 103Ft3一J =一-cos B=cos13.231.= 5.408父 103N =5.408kNd3mnZ3mnZ36 M 24gos B,r3Ft3tan 廝cos B一_ _ 3_ _5.408 10 tan 20cos 12.3213= 2.022 10 N =2.022kN5.

24、408 103 tan 20Fa3 Ft3 tan 0 = 5.408 10 tan =1.272 10 N=1.272kNcos 12.321Ft33.765 1033Fn3 =t3=5.889 103 N = 5.889kNcos 0n cos B cos200cos12.321 010-6 設(shè)計銃床中的一對圓柱齒輪傳動,P =7.5kW,n =1450r/min, Z1 =26, Z2 =54 ,壽命 Lh = 12000h ,小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置,并畫出大齒輪的機構(gòu)圖 解(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料選用直齒圓柱齒輪傳動 銃床為一般機器,速度不高,應(yīng)選用 7級精度(GB

25、10095-88)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)按齒面接觸強度設(shè)計1)確定公式中的各計算值試選載荷系數(shù)Kt =1.5計算小齒輪傳遞的力矩95.5 105 Pl 95.5 105 7.51 )=49397N mm小齒輪作不對稱布置,查表10-7,選取d= 1.01由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPan由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限如而1 =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限Th Hm 2 =550MPa.齒數(shù)比Z2 u =

26、一54 =2.0826計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60nl jLh =60 1450 1 12000 =1.044 109N2Ni一一 91.044 102.08一 一 _ 9= 0.502 10由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni =0.98, Khn2 =1.0計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,平安系數(shù)S=1K HN1 / lim10.98 600二588MPa1OH 2K HN 2 為 lim 21.03 550 =566.5M P a2計算計算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中】中較小值d1t - 2.323KT1 u 1Ze1.5 49397 208 12.08<566.5

27、J189.8 丫 =53.577mm計算圓周速度V二 dt n1V 二60 10003.14 53.577 145060 1 0 0 0= 4.0 6 m s計算尺寬bb =Rd1t =1 父 53.577 =53.577 mm計算尺寬與齒高之比b hd1t 53.577-mt = = = 2.061mmZi26h =2.25mt =2.25 2,061 = 4.636mm53.5774.636= 11.56計算載荷系數(shù)根據(jù)v=4.066m/s, 7級精度,查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv直齒輪,Kh;.=Kf.=1由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.25由表10-4用插值法查得Kh 3 =1.4

28、20由 b=11.56, Kh 3=1,420,查圖 10-13 得 人產(chǎn)1.37 h故載荷系數(shù)K =KaKvKh,Kh：=1.25 1.2 1 1,420 =2.13按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑.K一.2.13 八d1 =d1t 353.577 3=60.22.Kt1.5計算模數(shù)m= 1.260.22 =2.32mm26取 m = 2.5幾何尺寸計算分度圓直徑:d1=mz1 =2.5 26 = 65mmd2=mz2 = 2.5 54 = 135mm中央距:d1 d265 135 =100mm確定尺寬:b 2d122.5Ze、2ch2 2,13 49397 2.08 1X K6522.

29、0822.5 189.8 =51.74mm566.5圓整后取 b2 =52mm, b1 = 57mm .3按齒根彎曲疲勞強度校核由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE1=500MPa ;大齒輪的彎曲疲勞強度極限(rFE2 =380MPa o由圖10-18取彎曲疲勞壽命Kfn1 =0.89,Kfn2 =0.93.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞平安系數(shù)S =1.4KFN1aFE10.89 500317.86M P a1.41.4Kfn2 昨E2 = 0.93 500 = 252.43M Pa計算載荷系數(shù)K =KAK,KF-Kl =1.25 1.2 1 1.37 =2.055查取齒形系數(shù)

30、及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YFa1 =2.6YFa2 =2.304丫= 1.595丫"2校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式2KT1bd1mYFaYsa三1昨進行校核2KT1bd1m丫12 2.055 49397 2.6 1.595 =99.64M Pa|外52 65 2.52KT12 2.055 49397bd1m52 65 2.52.3 1.712 =94.61M Pa東所以滿足彎曲強度,所選參數(shù)適宜.10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動,n1=750r/min ,兩齒輪的齒數(shù)為z1 =24,z2 =108, 0 = 9 =2',mn = 6mm, b =160mm

31、, 8 級精度,小齒輪材料為 38SiMnMo 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,小齒輪相對其軸的支承為對稱布置,試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率.解(1)齒輪材料硬度查表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算2T cd痢 u i 叩2K u+1 IZhZeJ計算小齒輪的分度圓直徑z1mn24 6d1 = n- = = 145.95mmcos B cos9 22'計算齒寬系數(shù)=160 = 1.096d1145.95由表1

32、0-6查得材料的彈性影響系數(shù)1Ze =189.8MPa ,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度極限中卬1 =730MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限bHlim2 =550MPa.齒數(shù)比u喈"5 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60nljLh =60 750 1 300 20 2 =5.4 108Ni 5.4 1088N2=1.2 10u 4.5由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1 =1.04,KHN2 =1計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1聯(lián)=.KHN'm1 J.04 730 =759.2MPa1 S1

33、"K HN 2 "h lim 2 1.1 550I (Th 2 = = 605M P aS1由圖10-26查得 =0.75,/=0.88,那么先=%十旌=1.63計算齒輪的圓周速度二 dm3.14 145.95 750v = 5.729 m / s60 100060 1000.計算尺寬與齒高之比bhdCOsB 145.95 Mcos922'人mnt = = = 6 mmZi26h =2.25mnt = 2.25 6 = 13.5mmb 160h - 13.5= 11.85計算載荷系數(shù)根據(jù)-5.729m/s, 8級精度,查圖10-8得動載荷系數(shù)=1.22由表 10-3

34、,查得 Khu=Kfq = 1.4按稍微沖擊,由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.25由表10-4查得Kh 6=1.380按d=1查得由 b=11.85, Kh . 1.380,查圖 10-13 得 Kfb = 1.33 h故載荷系數(shù)K =KaKvKh：Kh：=1.25 1.22 1.4 1.380 = 2.946©由接觸強度確定的最大轉(zhuǎn)矩d 的；,u min Yoh 1, ch 口'2T1 '2K u+1、 ZhZe )21.096".63M145.95、4.5/605 丫2M 2.9464.5+1 <2.47M89.8j=1284464.096N(

35、3)按彎曲強度計算2KYbYfhYsb計算載荷系數(shù)K =KaK、Kf.Kf2. = 1.25 1.22 1.4 1.33 =2.840計算縱向重合度馬=0.318od z, tan 0 = 0.318 父 1.096 M 24m tan 9 笈2'= 1.380由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y. =0.92計算當量齒數(shù)zi = -3-; =3 =24.99cos B cos9,2'Z2108cos9 22' 3二11 23查取齒形系數(shù)YFa及應(yīng)力校正系數(shù)Ysa由表 10-5 查得YFa1 =2.62Yfb2 =2.17Ysai =1.59Ysa2 =1.80由圖10-

36、20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限oFEi=520MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE2 =430MPa.由圖10-18取彎曲疲勞壽命Kfni =0.88,Kfn2 =0.90.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4K FN1 丘1s0.88 520 =305.07MPa1.5I 1Kfn2OFe20.90 430F 2 = = = 258M P a2 S1.5計算大、小齒輪的是,并加以比較YFaYsa305.072.62 1.59OFYFa2YSa2258- =66.052.17 1.80取一-二min,YFaYsaYFalYsal YFa 2Ysa2：=66.05= 73.23

37、由彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩mmTd %d；mnI件1.096X 1.63x145.952x6 .幡“T1 -1 - = 66.05= 2885986309N2日YFaYsa2 2.840 0.92(4)齒輪傳動的功率取由接觸強度和彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即1=1284464.096 NP _Tini9.55 1061284464.096 7509.55 106=100.87 kW第十一章蝸桿傳動習題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉(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解各軸的回轉(zhuǎn)方向如以下列圖所示,蝸輪2、4的輪齒螺旋線方向均為右旋.蝸桿、蝸

38、輪所受各力的作用位置及方向如以下列圖11-3設(shè)計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動,傳遞效率 P =5.0kW,ni =960r/m i n傳動比i =23 ,由電動機驅(qū)動,載荷平穩(wěn).蝸桿材料為20Cr, 滲碳淬火,硬度之58HRC.蝸輪材料為ZCuSn10P1,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).解(1)選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI)(2)按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按zi =2,估取效率刀=0.8,那么6 P26 Pn6 5M0.8T2 =9.55 10 =9.55 1019

39、.55 10 =915208N mn2n2i96023確定載荷系數(shù)K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,無沖擊,可取動載系數(shù) Kv=1.05,那么K=KaK§Kv=1 1 1.05=1.05確定彈性影響系數(shù) Ze蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配,故1Ze =160M P/確定接觸系數(shù)Zp p假設(shè)電=0.35,從圖11-18中可查得Zp =2.9pa確定許用接觸應(yīng)力1由1由表11-7中查得蝸輪的根本許用應(yīng)力【oH=268MPa應(yīng)力循環(huán)系數(shù) N =60n2jLh =60 絲0 1 7 300 8 = 4.21 10723壽命系數(shù)Kh

40、n4=0.8 3 55貝U【oH 】=Khn【(H =0.8355M 268 = 223.914MPa計算中央距_7160-2.9 '2a 之3 1.05父915208 M | =160.396mm2 <223.914 )取中央距a=200mm,因i=23,故從表11-2中取模數(shù)m = 8mm ,蝸桿分度圓直徑di =80mm .此時冬=更=0.4 ,從圖11-18中查取接觸系數(shù) a 200Zp=2.74,由于Zp<Zp,因此以上計算結(jié)果可用. pp p(3)蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿蝸桿頭數(shù)乙=2,軸向齒距pa =nm =8n = 25.133 ；直徑系數(shù)q =

41、10；齒頂圓直徑 da1 =d1 +2ham =96mm ;齒根圓直徑 df1 = d1 -2(ham+ c)= 60.8mm ；分 度圓導程角丫 = 11力8'36"蝸桿軸向齒厚Sa =0.5兀m =12.567mm蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2 =47 ;變位系數(shù)X2 = -0.5驗算傳動比i=,>23.5,此時傳動比誤差、=2.17%,是允許的.蝸輪分度圓直徑 d2 = mz2 = 8 47 = 376mm蝸輪喉圓直徑 da2 = d2,2m h； , X2 = 376 , 2 8 1-0.5 = 384m蝸輪齒根圓直徑 df2 =d2 - 2hf2 =376 -2 8 1 -

42、0.5 0.2 = 364.8mm蝸輪咽喉母圓直徑"ajda21 C C _= 200376 = 12mm2(4)校核齒根彎曲疲勞強度1.53KT2、當量齒數(shù)Zv2 = Z3 =3 =49.85cos Y cos 11 *15'36"根據(jù)X2=-0.5,Zv2 =49.85,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)Yf2.75螺旋角系數(shù) 丫1-=1-1且 =0.9192140140許用彎曲應(yīng)力 * Lcf'Kfn從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的根本許用彎曲應(yīng)力I-of l = 56MPa壽命系數(shù)"47=.66.I OF I - I OF)K

43、fn -56 0.66 =36.958MPa校核齒根彎曲疲勞強度1.53 1.05 91520880 376 82.75 0.9192 =15.445 ;1昨彎曲強度是滿足的(5)驗算效率tan 丫刀=0.95 0.96 tan v丫=11 ©1836"% = arctan fv ； fv與相對滑動速度Va相關(guān)二dm _80 960 二60 1000 cos丫 - 60 1000 cos11 18'36"=4.099m. s從表11-18中用插值法查得fv =0.0238,中v =1.36338立=121'48",代入式得L0.8450.

44、854 ,大于原估計值,因此不用重算第十三章滾動軸承習題答案13-1試說明以下各軸承的內(nèi)徑有多大哪個軸承公差等級最高哪個允許的極 限轉(zhuǎn)速最高哪個承受徑向載荷水平最高哪個不能承受徑向載荷N307/P462073020751301解N307/P4、6207、30207 的內(nèi)徑均為 35mm, 51301 的內(nèi)徑為 5mm; N307/P4 的公差等級最高；6207承受徑向載荷水平最高；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叩勺兩個角接觸球軸承,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 = 1800 r/min ,已

45、 知兩軸承的徑向載荷分別為Fr1 =3390N , Fr2 =3390N ,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)求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于a = 25=的角接觸球軸承,按表13-7,軸承派生軸向力Fd=0.68Fr,e = 0.68. Fd1 =0.68Fr1 =0.68 3390 = 2305.2NFd2 =0.68Fr2 =0.68 1040 =707.2N兩軸計算軸向力Fa1 =max'：Fd1,Fae Fd2 ； = max：2305.2,870 707.2； = 2305.2NFa2 "max ：Fd2, F

46、d1 - Fae ；= max1707.2,2305.2 870 ； = 1435.2N(2)求軸承當量動載荷Pi和1P2Fa12305.2二 0.68 二 eFr13390Fr 21040由表13-5查得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為對軸承1Xi =1對軸承2X2 =0.41Y2 =0.87因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表 13-6,取fp=i.5,那么P = fP(X1Fr1 +YFa1 ) = 1.5 父(1父3390 +0父 2305.2 )=5085NP2 = fP X2Fr2 Y2Fa2 =1.5 0.41 1040 0.87 1435.2 =2512.536N3確定軸承壽命由于

47、題目中沒給出在軸承的具體代號,這里假設(shè)選用7207AC,查軸承手冊得根本額定載荷C=29000N,由于pP2,所以按軸承1的受力大小驗算Lh106 6 :10660nlP J 60 M1800229000、=1717.5h<5085 J13-6假設(shè)將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承,代號為 30207.其他條件同例題13-2,試驗算軸承的壽命.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 以下列圖b和水平面以下列圖a 兩個平面力系.其中：圖c中的Fte為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線;圖a中的Fae亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上上訴轉(zhuǎn)化仔圖 中

48、均未畫出.Fre200FteFae(Fdi)Re(a)由力分析可知:Fr1VFr 2VFr1HFr 2H320Fr2 V(b)Fr2VFriVRe(c)_ dFre 200 - Fae 2314900 200-400 -200 3205202- =225.38N=Fre - Fr1V = 900 - 225.38 = 674.62N200200 3202002200 =846.15N520Fte -FMh =2200 -846.15 -1353.85NFr1 二；/Fr1V2 Fr1H2225.382 846.152 -875.65NFr2Fr2V2 Fr2h2 = . 674.622 135

49、3.822 -1512.62N(2)求兩軸承的計算軸向力Fai和Fa查手冊的 30207 的 e = 0.37, Y =1.6 , C = 54200NFdiFr1875.65=273.64N2Y 2 1.6Fd2巳=3=472.69N2Y 2 1.6rFr1VFa1 =max'：Fd1,FaeFd2：'兩軸計算軸向力=max 1273.64,400 472.69872.69NFa2 =maxlFd2,Fd1 - Fae)= max'472.69,273.64 - 400)= 472.69 N(3)求軸承當量動載荷P1和P2FaiFri872.69875.65= 0.9

50、966 . eFa2472.691512.62= 0.3125e由表13-5查得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為對軸承 1X1 =0.4 Y =1.6對軸承2 X2 =1y2 =0因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表 13-6,取fp=1.5,那么F = fp X1Fr1 Fa1 =1.5 0.4 875.65 1.6 872.69 =2619.846NP2 = fp X2Fr2 Y2Fa2 )=1.5 1 1512.62 0 472.69 ,；-2268.93N(4)確定軸承壽命由于P1>P2,所以按軸承1的受力大小驗算106 C10654200Lh283802.342h Lh'6

51、0n P160 5202619.846故所選軸承滿足壽命要求.13-7某軸的一端支點上原采用6308軸承,其工作可靠性為90%,現(xiàn)需將該支點 軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠性提升到99%,試確定可能用來替換的軸承型號.解查手冊得6308軸承的根本額定動載荷C=40800N.查表13-9,得可靠性為90%時,4=1,可靠性為 99%時,4=0.21.可靠性為90%時L10 =皿性3 =以'邂0060n <P J60n < P J可靠性為99%時L1 =10包L必衛(wèi) ?。?0n <P J60n IP )3 3106 m1 f40800 ) 106 M0.21 fC )

52、-60n、P ! 660 n<P ；即 C = f800 =6 8 6 43 4 N 30.21查手冊,得6408軸承的根本額定動載荷C=65500N ,根本符合要求,故可用來替換的軸承型號為6408.第十五章軸習題答案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)計錯誤,并畫出改 正圖.解(1)處兩軸承應(yīng)當正裝.(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,軸的伸出局部應(yīng)加長.(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.改正圖見軸線下半局部.15-7兩極展開式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸 (見圖15-30a),尺寸和結(jié)構(gòu)見圖 15-30b所示.：中間軸轉(zhuǎn)速n2=180r/min ,傳動功率P = 5.5kW,有關(guān)的齒輪 參數(shù)見下表：mn/m