機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)部分答案

1、第四章 齒輪傳動(dòng) 4-2解：選擇齒輪材料及熱處理方法時(shí)應(yīng)考慮：輪齒表面要有足夠的硬度以提高齒面抗點(diǎn)蝕和抗磨損的能力；輪齒芯部要有足夠的強(qiáng)度和韌性，以保證有足夠的抗沖擊能力和抗折斷能力；對(duì)軟齒面，大小輪面要有一定的硬度差HBS1=HBS2+（2050），以提高其抗膠合能力。同時(shí)還應(yīng)考慮材料加工的工藝性和經(jīng)濟(jì)性等。常用材料：45鋼，40Cr等各種鋼材，其次是鑄鐵和鑄鋼，塑料齒輪的采用也增多。熱處理方式：以調(diào)質(zhì)，正火、表面淬火及低碳合金鋼的滲碳淬火最常見(jiàn)。軟硬齒面是以齒面硬度來(lái)分，當(dāng)HBS350時(shí)為軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，當(dāng)HBS350時(shí)為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)。4-3解：設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，齒數(shù)z，齒寬b應(yīng)圓整為整數(shù)；中心距a應(yīng)

2、通過(guò)調(diào)整齒數(shù)，使其為整數(shù)（斜齒傳動(dòng)中要求為0或5的整數(shù)）；模數(shù)應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值（直齒中端面模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，斜齒中法面模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)），d，da，df為嚙合尺寸應(yīng)精確到小數(shù)點(diǎn)后二位；b，d1，d2須精確到“秒”。4-9解：在齒輪強(qiáng)度計(jì)算中，齒數(shù)z1（小齒輪齒數(shù)）應(yīng)大于最小齒數(shù)，以免發(fā)生根切現(xiàn)象；一般閉式軟齒面z1取得多一些（z1=2540），閉式硬齒面少一些（z1=2025），開(kāi)式傳動(dòng)更少（z1=1720）。因?yàn)閐1=mz1，當(dāng)d1不變時(shí)，z1，m，彎曲強(qiáng)度，但重合度e，傳動(dòng)平穩(wěn)性，同時(shí)由于齒高降低，齒頂圓直徑減小，滑動(dòng)速度減小，有利于減小輪齒磨損，提高抗膠合能力，同時(shí)使加工工時(shí)減少，加工精度提高，故

3、在滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度的條件下，取較多的齒數(shù)和較小的模數(shù)為好。閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)按接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)，其彎曲強(qiáng)度很富裕，故可取較多的齒數(shù)；閉式硬齒面及開(kāi)式傳動(dòng)，應(yīng)保證足夠的彎曲強(qiáng)度，模數(shù)m是主要因素，故z1取得少一些，m取得大一些。齒寬系數(shù)fd=b/d1，fd（假設(shè)d1不變）則b，輪齒承載能力，但載荷沿齒寬分布的不均勻性，故fd應(yīng)按表9-10推薦的值選取。螺旋角b=825，螺旋角取得過(guò)小（b25）會(huì)產(chǎn)生較大的軸向力，從而對(duì)軸及軸承的設(shè)計(jì)提出較高的要求。4-12解：（1）一對(duì)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，當(dāng)z、b、材料、硬度、傳動(dòng)功率及轉(zhuǎn)速都不變時(shí)，增大模數(shù)，則可提高齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，由于d1增大，齒面接觸疲勞強(qiáng)度也相應(yīng)

4、提高。（2）當(dāng)m下降，z1及z1增大，但傳動(dòng)比不變，d1也不變時(shí)，因m下降，其齒根彎曲疲勞強(qiáng)度下降，因d1不變，齒面接觸疲勞強(qiáng)度不變。4-13解：該傳動(dòng)方案最不合理的是，因?yàn)檗D(zhuǎn)速不同，承載情況不同，使得兩對(duì)齒輪齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度是不等的。低速級(jí)齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩在忽略效率的情況下，大約為第一級(jí)的2.5倍（i=z2/z1=50/20=2.5），而兩對(duì)齒輪參數(shù)，材質(zhì)表面硬度等完全相同，那么如果滿(mǎn)足了第二級(jí)齒輪的強(qiáng)度，則低速級(jí)齒輪強(qiáng)度就不夠，反之，如果低速級(jí)齒輪強(qiáng)度夠了，則第二級(jí)齒輪傳動(dòng)就會(huì)過(guò)于富裕而尺寸太大，所以齒輪參數(shù)的確定是不合理。齒輪的參數(shù)z、m及齒寬b等對(duì)箱體內(nèi)的高速級(jí)或低速級(jí)應(yīng)有所不

5、同，高級(jí)速要求傳動(dòng)平穩(wěn)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩小，故z1取多一些，齒寬系數(shù)fd取小一些，低速級(jí)傳遞轉(zhuǎn)矩大，要求承載能力高，可取少一些的z1，使m大一些，齒寬系數(shù)fd也大一些。其次，齒輪相對(duì)軸承的布置也不合理。彎曲對(duì)軸產(chǎn)生的變形與扭矩對(duì)軸產(chǎn)生的變形產(chǎn)生疊加增加了載荷沿齒輪寬度的分布不均勻性，為緩和載荷在齒寬上的分布不均勻性，應(yīng)使齒輪離遠(yuǎn)扭矩輸入（輸出）端4-27解：(1) 低速級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)1. 選擇材料查表小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，HBS3=217255，大齒輪45鋼正火，HBS4=162217。計(jì)算時(shí)取HBS3=230，HBS4=190。(HBS3HBS4=230190=40，合適)2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)

6、度初步設(shè)計(jì)由式d31) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Nm2) 齒寬系數(shù)fd，由表知，軟齒面、非對(duì)稱(chēng)布置，取fd=0.83) 齒數(shù)比u，對(duì)減速傳動(dòng)，u=i=3.84) 載荷系數(shù)K，初選K=2 (直齒輪，非對(duì)稱(chēng)布置)5) 確定許用接觸應(yīng)力sH由式a. 接觸疲勞極限應(yīng)力sHlim由圖9-34c查得sHlim3=580MPa，由圖查得sHlim4=390MPa（按圖中MQ查值）b. 安全系數(shù)SH，由表查得，取SH=1c. 壽命系數(shù)ZN，由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60ant式中a=1，n2=970/4.8=202r/min，t=1025081=20000h查圖得ZN3=1.1，ZN4=1.17（均按曲線(xiàn)1查得）故MP

7、a故MPa6) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑d3d3mm7) 初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)，取z3=31 z4=uz1=3.831=118b. 計(jì)算模數(shù)mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=5mmc. 計(jì)算分度圓直徑d3=mz3=531=155mm152.47mm (合適)d4=mz4=5118=590mm d. 計(jì)算中心距mm為方便箱體加工及測(cè)量，取z2=119，則d2=5119=595mmmm傳動(dòng)比誤差 (35)%e. 計(jì)算齒寬mm取b=125mm3. 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式sH1) 彈性系數(shù)ZE，由表查得ZE=189.82) 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH，由圖查得ZH=2.53) 重合度系數(shù)Ze由ea1.883.2則4)

8、 載荷系數(shù)K=KAKvKHbKHaa. 使用系數(shù)KA，由表查得KA=1.25b. 動(dòng)載荷系數(shù)Kv，由查圖得Kv=1.12（初選8級(jí)精度）c. 齒向載荷分布系數(shù)KHb，由表按調(diào)質(zhì)齒輪，8級(jí)精度，非對(duì)稱(chēng)布置，裝配時(shí)不作檢驗(yàn)調(diào)整可得d. 齒間載荷分配系數(shù)KHa，由表9-8先求NN/mm100N/mm則故K=KAKvKHbKHa=1.251.121.471.3=2.685) 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度4. 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式st1) 由前可知Ft=6710N，b=125mm，m=5mm2) 載荷系數(shù)K=KAKvKFbKFaa. 使用系數(shù) KA同前，即KA=1.25b. 動(dòng)載荷系數(shù)Kv同前，即Kv=1.

9、12c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb由圖，當(dāng)KFb=1.47，b/h=125/2.25M=125/(2.255)=11.11時(shí)，查出KFb=1.4d. 齒間載荷分配系數(shù)KFa由KAFt/b=67.1N/mmsH2，但末超過(guò)5%，故可用。4. 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由式sF1) 由前已知：Ft=2461N，b=90mm，mn=2.5mm2) 載荷系數(shù)K=KAKvKFbKFaa. 使用系數(shù)KA同前，即KA=1.25b. 動(dòng)載系數(shù)Kv同前，即Kv=1.17c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb，由圖當(dāng)KHb=1.59，查出KFb=1.49d. 齒間載荷分布系數(shù)KFa由前可知ea=1.70，eb=2.98，則eg=e

10、a+eb=1.71+2.98=4.69由式則前面已求得KFa=1.821， 故計(jì)算時(shí)取eb=1及b=15.05294，得=0.877) 許用彎曲應(yīng)力sF，a. 彎曲疲勞極限應(yīng)力sFlim，同直齒，即sFlim1 =430Mpa，sFlim2 =320MPab. 安全系數(shù)SF，由表取SF=1.25c. 壽命系數(shù)YN，由N1=1.164109，N2=2.43108查，YN1=0.88，YN2=0.9d. 尺寸系數(shù)YX，由mn=2.5mm查圖，YX1=YX2=1則MPaMPa8) 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度故彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。5. 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸z1=34，z2=163，mn=2.5mm，b

11、=15.05294，a=255mm分度圓直徑mmmm齒頂圓直徑da1=d1+2mn=88.02+22.5=93.02mmda2=d2+2mn=421.98+22.5=426.98mm齒根圓直徑df1=d1-2.5mn=88.02-2.52.5=81.77mmdf2=d2-2.5mn=421.98-2.52.5=415.73mm齒寬b2=b=90mmb1=b2+(510)mm=90+(510)=(95100)mm取b1=100mm中心距 mm6. 確定齒輪制造精度小輪標(biāo)記為8GJ GB/T10095-1988，大輪標(biāo)記為8HK GB/T10095-1988。7. 確定齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸并繪制零件工作

12、圖(略)。第五章 蝸桿傳動(dòng)5-5解：在中間平面內(nèi)，阿基米德蝸桿傳動(dòng)就相當(dāng)于齒條與齒輪的嚙合傳動(dòng)，故在設(shè)計(jì)蝸桿傳動(dòng)時(shí)，均取中間平面上的參數(shù)（如模數(shù)、壓力角等）和尺寸（如齒頂圓、分度圓度等）為基準(zhǔn)，并沿用齒輪傳動(dòng)的計(jì)算關(guān)系，而中間平面對(duì)于蝸桿來(lái)說(shuō)是其軸面，所以軸向模數(shù)和壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值。阿基米德蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合條件是：mx1=mt2=m（標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)）ax1=at2=20g（導(dǎo)程角）=b（蝸輪螺旋角）且同旋向式中：mx1、ax1蝸桿的軸向模數(shù)，軸向壓力角；mt2、at2蝸輪的端面模數(shù)、端面壓力角。5-7解：（1）i=w1/w2=n1/n2=z2/z1d2/d1；因?yàn)槲仐U分度圓直徑d1=z1m/tang

13、，而不是d1=z1m。（2）同理：a=(d1+d2)/2m(z1+z2)/2；（3）Ft2=2000T2/d22000T1i/d2；因?yàn)槲仐U傳動(dòng)效率較低，在計(jì)算中，不能忽略不計(jì)，T2=ihT1。5-10解：當(dāng)蝸輪材料選得不同時(shí)，其失效形式不同，故其許用接觸應(yīng)力也不同。當(dāng)蝸輪材料為錫青銅時(shí)，其承載能力按不產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕來(lái)確定，因?yàn)殄a青銅抗膠合能力強(qiáng)，但強(qiáng)度低，失效形式為齒面點(diǎn)蝕，其許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕來(lái)確定。當(dāng)蝸輪材料為鑄鐵或無(wú)錫青銅時(shí)，其承載能力主要取決于齒面膠合強(qiáng)度，因這類(lèi)材料抗膠合能力差，失效形式為齒面膠合，通過(guò)限制齒面接觸應(yīng)力來(lái)防止齒面膠合，許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生膠合來(lái)確定。5-12

14、解：對(duì)于連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動(dòng)進(jìn)行熱平衡計(jì)算其目的是為了限制溫升、防止膠合。蝸桿傳動(dòng)由于效率低，工作時(shí)發(fā)熱量大，在閉式傳動(dòng)中，如果散熱不良溫升過(guò)高，會(huì)使?jié)櫥驼扯冉档?，減小潤(rùn)滑作用，導(dǎo)致齒面磨損加劇，以至引起齒面膠合，為使油溫保持在允許范圍內(nèi)，對(duì)連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動(dòng)要進(jìn)行熱平衡計(jì)算，如熱平衡不能滿(mǎn)足時(shí)可采用以下措施：增大散熱面積A：加散熱片，合理設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu)。增大散熱系數(shù)Ks：在蝸桿軸端加風(fēng)扇以加速空氣的流通；在箱體內(nèi)裝循環(huán)冷卻管道，采用壓力噴油循環(huán)潤(rùn)滑5-15解：（1）根據(jù)蝸桿與蝸輪的正確嚙合條件，可知蝸輪2與蝸桿1同旋向右旋。為使II軸上所受軸向力能抵消一部分，蝸桿3須與蝸輪2同旋向右旋

15、，故與之嚙合的蝸輪4也為右旋。（2）II軸和III軸的轉(zhuǎn)向見(jiàn)上圖。（3）5-16解：（1）蝸桿與蝸輪的旋向均為右旋（2）作用于蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T1為T(mén)1=200R=200200=40000Nmm蝸桿效率h（忽略軸承，攪油的效率）式中：tang=z1m/d1=15/50=0.1，則g=5.71由fv=0.14查表得rv=758作用于蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2T2=ihT1=(z2/z1)hT1=50*0.41*40/1=821.69Nm，故N（3）因?yàn)間=5.71，rv=7.97，gf，fv3f），故V帶傳遞的功率比平帶約高2倍，并且V帶為封閉的環(huán)狀，沒(méi)有接頭，傳動(dòng)更為平穩(wěn)。6-6解：因?yàn)閹У膹椥约袄Σ畹挠?/p>

16、響，使帶沿帶輪表面相對(duì)滑動(dòng)（在主動(dòng)輪上滯后，在從動(dòng)輪上超前）的現(xiàn)象叫帶的彈性滑動(dòng)。傳動(dòng)帶是彈性體，在拉力作用下會(huì)產(chǎn)生彈性伸長(zhǎng)，其伸長(zhǎng)量隨拉力的變化而變化，當(dāng)帶繞入主動(dòng)輪時(shí)，傳動(dòng)帶的速度v與主動(dòng)輪的圓周速度v1相同，但在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中，由緊邊變?yōu)樗蛇?。帶上的拉力逐漸減小，故帶的伸長(zhǎng)量相應(yīng)減小。帶一面隨主動(dòng)輪前進(jìn)，一面向后收縮，使帶速v低于主動(dòng)輪圓周速度v1（滯后）產(chǎn)生兩者的相對(duì)滑動(dòng)。在繞過(guò)從動(dòng)輪時(shí)，情況正好相反，拉力逐漸增大，彈性伸長(zhǎng)量逐漸增大，帶沿從動(dòng)輪一面繞進(jìn)，一面向前伸長(zhǎng)，帶速大于從動(dòng)輪的圓周速度v2，兩者之間同樣發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)。彈性滑動(dòng)就是這樣產(chǎn)生的。它是帶傳動(dòng)中無(wú)法避免的一種正常的物理現(xiàn)象。

17、 它使從動(dòng)輪的圓周速度低于主動(dòng)輪，并且它隨外載荷的變化而變化，使帶不能保證準(zhǔn)確的傳動(dòng)比。引起v2的波動(dòng)；它使帶加快磨損，產(chǎn)生摩擦發(fā)熱而使溫升增大，并且降低了傳動(dòng)效率。6-7解：帶傳動(dòng)過(guò)程中，帶上會(huì)產(chǎn)生：拉應(yīng)力s（緊邊拉應(yīng)力s1和松邊拉應(yīng)力s2），彎曲應(yīng)力sb及離心拉應(yīng)力sc。其應(yīng)力分布見(jiàn)其應(yīng)力分布圖（教材圖7-13）。因此帶在變應(yīng)力下工作，當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)達(dá)到一定數(shù)值后，帶將發(fā)生疲勞破壞：脫層、撕裂、拉斷。這是帶的一種失效形式，設(shè)計(jì)中應(yīng)考慮。帶上最大應(yīng)力發(fā)生在緊邊繞入主動(dòng)輪處，其值為smax=s1+sb1+sc6-8解：帶傳動(dòng)靠摩擦力傳動(dòng)，當(dāng)傳遞的圓周阻力超過(guò)帶和帶輪接觸面上所能產(chǎn)生的最大摩擦力

18、時(shí)，傳動(dòng)帶將在帶輪上產(chǎn)生打滑而使傳動(dòng)失效；另外帶在工作過(guò)程中由于受循環(huán)變應(yīng)力作用會(huì)產(chǎn)生疲勞損壞：脫層、撕裂、拉斷。這是帶傳動(dòng)的另一種失效形式。其設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是：即要在工作中充分發(fā)揮其工作能力而又不打滑，同時(shí)還要求帶有一定的使用壽命6-10解：帶上的彎曲應(yīng)力sb=2Ey0/d?？芍獛в?，帶輪直徑愈小，則帶上的彎曲應(yīng)力愈大，為避免過(guò)大的彎曲應(yīng)力，設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)對(duì)V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑dmin加以限制。6-11解：帶輪基準(zhǔn)直徑d太大，結(jié)構(gòu)不緊湊，過(guò)小的d會(huì)使彎曲應(yīng)力增大，影響帶的疲勞強(qiáng)度，同時(shí)在傳遞相同功率時(shí)，d小，則帶速v下降。使帶上的拉力增大。帶的受力不好，故對(duì)小帶輪的直徑加以限制，不能太小。由

19、P=Fv可知，在傳遞相同功率時(shí)，v增大，F(xiàn)減小?？蓽p少帶的根數(shù)，故帶傳動(dòng)宜布置在高速級(jí)上，但v太高離心力太大，使帶與輪面間的正壓力減小而降低了帶的工作能力。同時(shí)離心應(yīng)力增大，使帶的疲勞強(qiáng)度下降，故帶速在(525)m/s內(nèi)合適。中心距a取得小，結(jié)構(gòu)緊湊。但小輪包角減小，使帶的工作能力降低。同時(shí)在一定速度下，由于帶在單位時(shí)間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多，而使帶的使用壽命下降；但過(guò)大的中心距，使結(jié)構(gòu)尺寸不緊湊，且高速時(shí)易引起帶的顫動(dòng)。當(dāng)帶輪直徑一定時(shí)，帶長(zhǎng)Ld與a直接有關(guān)，故Ld對(duì)傳動(dòng)的影響同中心距a，帶的工作能力與Ld有關(guān)。由于Ld為標(biāo)準(zhǔn)長(zhǎng)度系列，常由它確定帶傳動(dòng)的實(shí)際中心距a。為使帶傳動(dòng)有一定的工作能力

20、，包角a11200，a1愈大，則帶傳遞的最大有效拉力愈大，但由于結(jié)構(gòu)受限a11800。初拉力F0直接影響帶傳動(dòng)的工作能力。F0愈大，其最大有效拉力也愈大，適當(dāng)?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動(dòng)正常工作的重要因數(shù)之一。但過(guò)大的F0會(huì)使帶的壽命降低，軸和軸承的壓軸力增大，也會(huì)使帶的彈性變形變成塑性變形，反而使帶松弛，而降低工作能力。帶與帶輪表面的摩擦系數(shù)f也影響帶傳動(dòng)的工作能力，增大f可提高帶與輪面之間的摩擦力，即最大有效拉力。但會(huì)因磨損加劇而大大降低帶的壽命。6-12解：由于傳動(dòng)帶不是完全彈性體，帶工作一段時(shí)間后會(huì)因伸長(zhǎng)變形而產(chǎn)生松弛現(xiàn)象，使初拉力降低，帶的工作能力也隨之下降。因此為保證必需的初拉力應(yīng)及時(shí)重新

21、張緊，故要有張緊裝置。常用的張緊方法是調(diào)整帶傳動(dòng)的中心距。如把裝有帶輪的電動(dòng)機(jī)安裝在滑道上，并用調(diào)整螺栓調(diào)整或擺動(dòng)電動(dòng)機(jī)底座并用調(diào)整螺栓使底座轉(zhuǎn)動(dòng)來(lái)調(diào)整中心距。如中心距不可調(diào)整時(shí)可采用張緊輪。張緊輪一般放置在帶的松邊上，壓在松邊的內(nèi)側(cè)并靠近大帶輪。這樣安裝可避免帶反向彎曲降低帶的壽命，且不使小帶輪的包角減小過(guò)多。6-13解：因?yàn)閱胃鵙帶的功率P1主要與帶的型號(hào)，小帶輪的直徑和轉(zhuǎn)速有關(guān)。轉(zhuǎn)速高，P1增大，則V帶根數(shù)將減?。▃=KAP/(P1+P1)KaKL），因此應(yīng)按轉(zhuǎn)速低的工作情況計(jì)算帶的根數(shù)，這樣高速時(shí)更能滿(mǎn)足。同時(shí)也因?yàn)镻=Fv，當(dāng)P不變時(shí)，v減小，則F增大，則需要的有效拉力大，帶的根數(shù)應(yīng)

22、增加。按300r/min設(shè)計(jì)的V帶傳動(dòng)，必然能滿(mǎn)足600r/min的要求，反之則不行。6-14解：當(dāng)d2由400mm減小為280mm時(shí)，滿(mǎn)足運(yùn)輸帶速度提高到0.42m/s的要求。但由于運(yùn)輸帶速度的提高，在運(yùn)輸機(jī)載荷F不變的條件下，因?yàn)镻=Fv。即輸出的功率增大，就V帶傳動(dòng)部分來(lái)說(shuō)，小輪轉(zhuǎn)速n1及d1不變，即帶速不變，而傳遞的功率要求增加，帶上有效拉力也必須增加，則V帶根數(shù)也要增加，故只改變d2是不行的?？梢栽黾覸帶的根數(shù)或重新選擇帶的型號(hào)來(lái)滿(mǎn)足輸出功率增大的要求。不過(guò)通常情況下，齒輪傳動(dòng)和帶傳動(dòng)是根據(jù)同一工作機(jī)要求的功率或電動(dòng)機(jī)的額定功率設(shè)計(jì)的。若齒輪傳動(dòng)和電動(dòng)機(jī)的承載能力足夠，帶傳動(dòng)的承載能

23、力也能夠，但d2的變化會(huì)導(dǎo)致帶傳動(dòng)的承載能力有所變化，是否可行，必須通過(guò)計(jì)算做出判斷。6-19解：因?yàn)閦=KAP/(P1+DP1)KaKL，所以P=z(P1+DP1)KaKL/KA查表得工況系數(shù)KA=1.1查表得B型帶的P1=4.39kW由i=n1/n2=d2/d1=650/180=3.6得DP1=0.46kW由a1=1800-(d2-d1)*57.30/a=1800-(650-180)*57.30/916=150.60查表得Ka=0.93由La=2a+p(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a=2*916+p(180+650)/2+(650-180)2/4*916=3195mm取Ld =3

24、150mm查表得KL=1.07由已知條件，得z=3故P=3*(4.39+0.46)*0.93*1.07/1.1=13.16kW6-20解：1）確定設(shè)計(jì)功率Pc查表得工況系數(shù)KA=1.2則Pc=KA*P=1.2*4=4.8kW2) 選擇V帶型號(hào)根據(jù)Pc=4.8kW，n1=1440r/min。查圖選用A型。3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑d1，d2查表A型V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑dmin=75mm查表并根據(jù)圖中A型帶推薦的d1范圍取d1=100mm則d2=i*d1=3.8*100=380mm查表基準(zhǔn)直徑系列取d2=375 mm傳動(dòng)比i=n1/n2=d2/d1=375/100=3.75傳動(dòng)比誤差為(3.75-3.8

25、)/3.8=-1.3%5%，允許4）驗(yàn)算帶的速度v=pd1n1/60*1000=p*100*1440/60*1000=7.54m/s5)確定中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld初取a0：0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+375)a02(100+375)332.5a0940取a0=500mm初算V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2a0+p(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2*500+p(100+375)/2+(375-100)2/4*500=1784mm查表選標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1800mm實(shí)際中心距a=a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1784)/2=508mm6)驗(yàn)算小帶輪

26、上包角a1a1=1800-(d2-d1)*57.30/a=1800-(375-100)*57.30/508=148.9801200，合適7）確定V帶根數(shù)由d1=100mm，n1=1440r/min，查表7-4A型帶的P1=1.32kW。DP1=0.17kW。查表得Ka=0.918，查表得KL=1.01。則zPc/P1=Pc/(P1+DP1)KaKL=4.8/(1.32+0.17)*0.918*1.01=3.47取z=4根。8）確定初拉力F0F0=500Pc(2.5/Ka)-1/zv+qv2查表A型帶q=0.10kg/mF0=500*4.8(2.5/0.918)-1/4*7.54+0.10*7.

27、542=143N9）確定作用在軸上的壓軸力FQFQ=2zF0(sin(a1/2)=2*4*143*(sin148.980/2)=1102N第七章 鏈傳動(dòng)7-5解：鏈傳動(dòng)在工作時(shí)，雖然主動(dòng)輪以勻速旋轉(zhuǎn)，但由于鏈條繞在鏈輪上呈多邊形。這種多邊形嚙合傳動(dòng)，使鏈的瞬時(shí)速度v=r1w1cosb產(chǎn)生周期性變化（b在f1/2之間變化）。從而使從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速也產(chǎn)生周期性變化，與此同時(shí)鏈條還要上下抖動(dòng)。這就使鏈傳動(dòng)產(chǎn)生了運(yùn)動(dòng)不均勻性。這是不可避免的。影響運(yùn)動(dòng)不均勻性的因素有小鏈輪（主動(dòng)鏈輪）轉(zhuǎn)速n1，鏈條節(jié)距p及鏈輪齒數(shù)z。采用較小的節(jié)距，較多的齒數(shù)并限制鏈輪的轉(zhuǎn)速，可減少運(yùn)動(dòng)的不均勻性。7-6解：z1不宜過(guò)小。因

28、為z1少會(huì)增加傳動(dòng)的不均勻性和附加動(dòng)載荷；其次增加鏈節(jié)間的相對(duì)轉(zhuǎn)角，而加速鉸鏈磨損；當(dāng)功率P一定時(shí)，鏈速v小（z1少，在n1一定時(shí)，v降低），則增大了鏈的拉力，使鏈條受力不好，加速了鏈和鏈輪的損壞。z2=iz1，z2不宜過(guò)多，因?yàn)殒溳喎侄葓A直徑d=p/sin(1800/z)，當(dāng)鏈節(jié)距p一定時(shí)，z增大，d增大。使傳動(dòng)尺寸和自重增大，并且鏈容易脫鏈，跳齒，其使用壽命縮短。從提高傳動(dòng)均勻性和減少動(dòng)載荷考慮，同時(shí)考慮限制大鏈輪齒數(shù)和減少傳動(dòng)尺寸，傳動(dòng)比大，鏈速較低的鏈傳動(dòng)。選取較少的鏈輪齒數(shù)，zmin=9，反之可選較多的齒數(shù)，但zmax120。由于鏈節(jié)數(shù)常是偶數(shù)，為考慮磨損部分，鏈輪齒數(shù)一般應(yīng)為奇數(shù)。

29、7-11解：傳動(dòng)裝置方案不合理。帶傳動(dòng)應(yīng)布置在高速級(jí)上，因?yàn)閹菑椥泽w，有減振、緩沖的作用。使傳動(dòng)平穩(wěn)；在傳遞功率P一定時(shí)，帶速高，帶上的作用力小，可減少帶的根數(shù)；摩擦傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸大，當(dāng)傳動(dòng)功率P一定時(shí)（T=9550P/n），轉(zhuǎn)速n高，傳遞的扭矩小，帶傳動(dòng)裝置的尺寸減小。所以帶傳動(dòng)應(yīng)布置在高速級(jí)上。而鏈傳動(dòng)由于運(yùn)動(dòng)的不均勻性，動(dòng)載荷大，高速時(shí)沖擊振動(dòng)就更大。故不宜用于高速的場(chǎng)合，應(yīng)布置在低速級(jí)上。第十章 軸的設(shè)計(jì)10-2解：軸為聯(lián)軸器中的浮動(dòng)軸，工作時(shí)主要受轉(zhuǎn)矩作用，由于安裝誤差產(chǎn)生的彎扭很小，故軸為傳動(dòng)軸。軸、軸、軸皆為齒輪箱中的齒輪軸，工作時(shí)既要傳遞扭矩，還要承受彎矩作用，故為轉(zhuǎn)軸。軸為支

30、承卷筒的卷筒軸，它用鍵與卷筒周向聯(lián)結(jié)與卷筒一齊轉(zhuǎn)動(dòng)，承受彎矩作用，為轉(zhuǎn)動(dòng)心軸。10-5解：利用公式dC，估算軸的直徑d是轉(zhuǎn)軸上受扭段的最小直徑，系數(shù)C由于軸的材料和承載情況的確定，根據(jù)軸的材料查表可確定C值的范圍，因?yàn)橛媒档驮S用應(yīng)力的方法來(lái)考慮彎矩的影響，所以當(dāng)彎矩相對(duì)于扭矩較小時(shí)或只受扭矩時(shí)，C取值較小值如減速箱中的低速軸可取較小值，反之取較大值，如高速軸取較大值。10-6解：進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)考慮：1）軸和軸上零件要有確定的軸向工作位置及恰當(dāng)?shù)妮S向固定，2）軸應(yīng)便于加工，軸上零件要易于裝拆，3）軸的受力要合理并盡量減小應(yīng)力集中等。10-9解：10-12解：a軸為轉(zhuǎn)動(dòng)心軸，承受彎矩產(chǎn)生的

31、彎曲應(yīng)力，但為變應(yīng)力。在結(jié)構(gòu)上，大齒輪與卷筒可用螺栓組固聯(lián)在一起，轉(zhuǎn)矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒，卷筒軸用鍵與大齒輪同向聯(lián)接。所以卷筒軸與大齒輪一道轉(zhuǎn)動(dòng)b軸為固定心軸，承受彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，但為靜應(yīng)力。在結(jié)構(gòu)上大齒輪與卷筒的聯(lián)接同前，不同的是卷筒軸與機(jī)架固聯(lián)，不隨齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)c軸為轉(zhuǎn)軸，承受彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭矩產(chǎn)生的切應(yīng)力的聯(lián)合作用。在結(jié)構(gòu)上大齒輪與卷筒分開(kāi)，卷筒軸分別用鍵與大齒輪和卷筒同向聯(lián)接，故隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，10-19解：1）求中間軸兩齒輪上的作用力圖a)同軸式與圖b) 展開(kāi)式兩減速器由于兩齒輪尺寸參數(shù)所受的扭矩相同，各力大小均相等。圓向力Ft2=2000T2/d2=2000500/490.54=

32、2039N徑向力Fr2=Ft2tanan/cosb2=2039tan20/cos922=752N軸向力Fa2=Ft2tanb=2039tan922=336N齒輪3圓周力Ft3=2000T2/d3=2000500/122.034=8194N徑向力Fr3=Ft3tanan/cosb=8194tan20/cos102831=3033N軸向力Fa3=Ft3tanb3=8194tan 102833=1515N2）中間軸的受力圖：a)同軸式 b)展開(kāi)式3）計(jì)算軸承反力同軸式減速器：RAH=Fr3(L2+L3)+Fr2L3+Ma3-Ma2/(L1+L2+L3)Ma2=Fa2d2/2=336490.54/2=

33、82411NmmMa3=Fa3d3/2=1515122.034/2=92441Nmm若RAH=(30332L+752L+92441-82411)/3L=2303NRBH=Fr3+Fr2-RAH=752+3033-2303=1482NRVH=(Ft32L-Ft2L)/3L=(81942L-2039L)/3L=4783NRBV=Ft3-Ft2-RAV=8194-2039-4783=1372NA軸承的反力FRA=5308NB軸承的反力FRB=2020N展開(kāi)式減速器RAH=(Fr3*2L+Ma2+Ma3-Fr2*L)/3L=30332L+92441+82411-752L/3L=2351NRBH=RAH

34、-Fr3+ Fr2=2354-3033+752=72NRAV=(Ft3*2L+ Fr2*L)/3L=(28194+2039)/3=6142NRBV= Ft3+Ft2-RAV=8194+2039-6142=4091NA軸承的反力FRA=6576NB軸承的反力FRB=4092N由以上計(jì)算可知道：展開(kāi)式減速器中間軸兩個(gè)軸承的反力均大于同軸式減速器的軸承第十二章 滾動(dòng)軸承12-3解：滾動(dòng)軸承的失效形式有：滾動(dòng)體或座圈工作表面產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕；軸承元件的工作表面發(fā)生塑性變形而出現(xiàn)凹坑；磨損。其設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是：一般工作條件的回轉(zhuǎn)軸承，針對(duì)疲勞點(diǎn)蝕，進(jìn)行疲勞強(qiáng)度（壽命）計(jì)算（按基本額定的載荷計(jì)算）；低速軸承或受沖擊

35、載荷，重載的軸承，針對(duì)塑性變形，進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算（按基本額定靜載荷計(jì)算）；高速軸承，針對(duì)磨損，燒傷等，須驗(yàn)算極限轉(zhuǎn)速。12-4解：基本額定壽命L10：一批同樣型號(hào)的軸承在同樣的條件下運(yùn)轉(zhuǎn)，其中90%的軸承能達(dá)到的壽命。可用壽命公式計(jì)算確定?；绢~定動(dòng)載荷C：當(dāng)軸承的基本額定壽命為106轉(zhuǎn)時(shí)，軸承所受的載荷值。當(dāng)軸承型號(hào)一定時(shí)，查軸承標(biāo)準(zhǔn)可確定?；绢~定靜載荷C0：受載最大的滾動(dòng)體和滾道接觸中心處的接觸應(yīng)力達(dá)到一定值（如球軸承為4200MPa調(diào)心球軸承為4600MPa，滾子軸承為4000MPa）的載荷。軸承型號(hào)已知時(shí)查標(biāo)準(zhǔn)可知。當(dāng)量動(dòng)載荷P：它為一假想載荷，在它作用下軸承的壽命與實(shí)際聯(lián)合載荷作用（

36、徑向載荷與軸向載荷聯(lián)合作用）下壽命相同，其一般計(jì)算公式為P=XFR+YFA式中：X、Y分別為徑向、軸向載荷系數(shù)其值查表14-7；FR、FA軸承所受的名義徑向載荷，軸向載荷（N）。12-5解：滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算公式：式中：C軸承的基本額定動(dòng)載荷（N）P軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷（N）e軸承的壽命指數(shù)。球軸承e=3，滾子軸承e=10/3L10軸承的基本額定壽命（106 r）當(dāng)軸承的工作轉(zhuǎn)速為n (r/min)，則：，（1）對(duì)于6207軸承轉(zhuǎn)速一定時(shí)，P增大為2P，壽命將下降為L(zhǎng)h/8（2）P一定，n增大為2n，壽命將下降為L(zhǎng)h/2（3）6207軸承的極限轉(zhuǎn)速高，N207軸承的Cr大，因?yàn)?207軸承的滾動(dòng)體

37、為球，而N207的滾動(dòng)體為滾子，球軸承與座圈為點(diǎn)接觸，摩擦因數(shù)小，摩擦阻力小，發(fā)熱量小，旋轉(zhuǎn)精度高，故極限轉(zhuǎn)速高但承載能力低，抗沖擊能力差，反之滾子與座圈為線(xiàn)接觸，承載能力高，但極限轉(zhuǎn)速低。12-8解：滾動(dòng)支承有三種基本結(jié)構(gòu)形式：兩端單向固定。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便，適用于工作溫度不高的短軸（跨距l(xiāng)400mm如齒輪軸；一端固定支承一端游動(dòng)支承。用于較長(zhǎng)的軸或工作溫度較高的軸，如蝸桿軸；兩端游動(dòng)支承。此種形式用得較少，用于某些特殊的情況如人字齒輪減速器的高速軸。12-11解：1）計(jì)算小齒輪受力的大小圓周力Ft=2920N，徑向力Fr=1110N，軸向力Fa=870N，查標(biāo)準(zhǔn)30206軸承：Cr=4

38、1.2KN，e=0.37，y=1.6。比較方案（小輪右旋，大輪左旋）及方案二（小輪左旋，大輪右旋） 方案一 方案二（1）方案一為例：軸承徑向力FR1=2200N，F(xiàn)R2=2210N內(nèi)部軸向力：軸承軸向力：當(dāng)量動(dòng)載荷：軸承壽命：，取ft=1，fp=1.2，e=10/3則兩方案計(jì)算結(jié)果比較如下：FR(N)S(N)FA(N)FA/FRXYP(N)Lh(h)方案一軸承I軸承II2200221068869115616910.71e0.31e0.411.603378221098724406110方案二軸承I軸承II1930193560360560314730.31e10.401.6193031316373

39、58127067結(jié)論：方案一的兩軸承壽命比較接近，應(yīng)比方案二合理。方案二中的軸承II壽命比方案一中的軸承II壽命短，故應(yīng)為方案一的軸承壽命較高。12-12解：1）求兩軸承支反力R1、R2R1(200+100)=F1100R2=F1-R1=1200-400=800N2）初選軸承型號(hào)為6306查標(biāo)準(zhǔn)可得：Cr=20.8103N，C0r=14.2103N3）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P由題可知：FA2=Fa=1000N，F(xiàn)A1=0計(jì)算f0FA2/C0r=14.71000/14.2103=1.035，查表得e=0.28因FA2/F2=1000/800=1.25e，查表得X2=0.56，Y2=1.55由式（14-8

40、）得：P2=X2FR2+Y2FA2=0.56800+1.551000=1998N軸承I受徑向載荷故P1=FR1=400N4）計(jì)算軸承應(yīng)具有的基本額動(dòng)載荷C(N)由于受載最大的是軸承II，故將P2代入下式：計(jì)算所得的比6306軸承的Cr稍小，故所選型號(hào)合適。12-13解：1）初選軸承型號(hào)為7308C，查標(biāo)準(zhǔn)可得：Cr=40.2KN，C0r=32.3KN，a=152）計(jì)算兩支承的軸向載荷對(duì)于7000C型軸承，軸承內(nèi)部軸向力S=eFR，其值查表，須由f0FA/C0r確定，現(xiàn)FA未知，故先初取e=0.4進(jìn)行計(jì)算。對(duì)于軸承IS2+Fa=800+480=1220NS1FA1=S2+Fa=1280N對(duì)于軸承

41、IIFAZ=S2=480N查表得e1=0.419查表得e2=0.384兩次計(jì)算的e值相差不大，確定：3) 計(jì)算兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷對(duì)于軸承IP1=X1FR1+Y1FA14）計(jì)算軸承應(yīng)具有的基本額定動(dòng)載荷（取P1與P2中的大值計(jì)算）查表得fp=1.5。查表14-4得ft=1，e=3則計(jì)算可得的，比7308C軸承的Cr稍小的所選型號(hào)合適。第十四章 螺紋連接14-1解：螺紋聯(lián)接的基本類(lèi)型有：螺栓聯(lián)接，雙頭螺柱聯(lián)接，螺釘聯(lián)接，緊定螺釘聯(lián)接。螺栓聯(lián)接按結(jié)構(gòu)不同分為普通螺栓聯(lián)接和鉸制孔螺栓聯(lián)接。普通螺栓廣泛應(yīng)用于被聯(lián)接件不太厚并需經(jīng)常拆卸，并能從聯(lián)接兩邊進(jìn)行裝配的場(chǎng)合。當(dāng)需要借助螺桿承受較大的橫向載荷或須精

42、確固定兩被聯(lián)接件的相對(duì)位置時(shí)，則采用鉸制孔螺栓聯(lián)接。雙頭螺柱聯(lián)接用于因結(jié)構(gòu)受限制不能用于螺栓聯(lián)接的地方如被聯(lián)接件之一很厚不便穿孔或希望結(jié)構(gòu)較緊湊且需經(jīng)常拆卸的場(chǎng)合。螺釘聯(lián)接應(yīng)用與雙頭螺柱聯(lián)接相似，但經(jīng)常拆卸易使螺孔損壞，故不宜用于經(jīng)常裝拆的場(chǎng)合。螺釘還可用以調(diào)整零件位置，如調(diào)節(jié)螺釘。緊定螺釘主要用來(lái)固定兩個(gè)零件的相對(duì)位置，可傳遞不大的力及轉(zhuǎn)矩，多用于軸與軸上零件的聯(lián)接。14-2解：螺紋聯(lián)接在變載荷，沖擊、振動(dòng)、及溫度變化較大的情況下，螺紋牙間和支承面間的摩擦力可能瞬時(shí)消失，而失去自鎖的能力，經(jīng)多次重復(fù)后，聯(lián)接可能松動(dòng)，甚至松脫失效，直接影響聯(lián)接的可靠性和緊密性，以至產(chǎn)生嚴(yán)重事故，故應(yīng)采取防松措

43、施。按防松原理，防松的方法分為摩擦防松，機(jī)械防松和永久止動(dòng)防松三類(lèi)。摩擦防松如彈簧墊圈，對(duì)頂螺母，金屬鎖緊螺母，尼龍鎖緊螺母等，機(jī)械防松如槽形螺母和開(kāi)口銷(xiāo)，圓螺母和止動(dòng)墊片，串聯(lián)金屬絲等；永久止動(dòng)如端面沖點(diǎn)法或電焊以及在螺紋副間涂金屬膠接劑等。14-3解：松螺栓裝配時(shí)不需擰緊，不受力。工作時(shí)才承受載荷，并且只能承受軸向外載荷，故只按拉伸強(qiáng)度計(jì)算。緊螺栓裝配時(shí)，由于擰緊而受預(yù)緊力和螺紋阻力矩的聯(lián)合作用，工作時(shí)可承受軸向外載荷，也可承受橫向載荷。強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，螺栓所受的拉應(yīng)力須增大30%來(lái)考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（螺紋阻力矩）的影響。14-5解：為提高螺紋聯(lián)接的疲勞強(qiáng)度，則要：1）改善螺紋牙間的載荷分配不均勻

44、的現(xiàn)象，可用懸置螺母，環(huán)槽螺母，內(nèi)斜螺母，鋼絲螺套等結(jié)構(gòu)。2）降低螺栓的應(yīng)力幅，可減少螺栓剛度或增大被聯(lián)接件剛度來(lái)達(dá)到這一目的。3）減少應(yīng)力集中，避免附加彎曲應(yīng)力以及在工藝上采用一些措施如滾壓螺紋及噴丸處理、冷礅螺栓頭部以及滲氮、碳氮共滲等表面熱處理以改善材料的力學(xué)性能，均能提高其疲勞強(qiáng)度。如圖所示，受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，當(dāng)c1，c2及F0不變時(shí)，只增大F，則螺栓聯(lián)接的應(yīng)力幅下降，故疲勞強(qiáng)度提高。14-7解：1）F=F-(1-Kc)F，工作中被聯(lián)接件接合面不出現(xiàn)縫隙，要求F0，而Kc=c1/(c1+c2)=c1/(c1+3c1)=1/4，即須F-(1-Kc)F0得：F(1-Kc)F=(1-1

45、/4)10=7.5KN 2）F=F-(1-Kc)F=10-(1-1/4)10=2.5KN3）F0=F+KcF=10+1/410=12.5KN拉力變幅：(F0-F)/2=DF/2=1.25KN拉力平均值：(F0+F)/2=(10+12.5)/2=11.25KN14-11解：1）用普通螺栓聯(lián)接傳遞的扭矩：T=9550P/n=95502.8/70=382Nm作用在螺栓中心圓上總的圓周力：R=2T/D0=2382103/180=4244N單個(gè)螺栓所需的預(yù)緊力：F=KfR/zmfc=1.24244/410.2=6366N確定普通螺栓直徑d(mm)：d1由表得s=ss/S，因?yàn)槁菟ǖ膹?qiáng)度級(jí)別為4.6。由表查得ss=240N/mm2。初估螺栓直徑d=14mm（查標(biāo)準(zhǔn)得d1=12.367mm）。查表，當(dāng)不控制預(yù)緊力時(shí)，S=3.2（用內(nèi)插法求得）故s=ss/S=240/3.2=75MPa則d1=11.856mm因11.856mm12.367mm故選用4個(gè)M14（GB5782-86）的六角頭螺栓。2）用鉸制孔螺栓聯(lián)接單個(gè)螺栓所受橫向工作剪力為：Fs=R/z=4244/4=1061N由表查得t=ss/2.5=240/2.5=96MPa sp=sb/2.5=220/2.5=88MPa（查