機械設計第九版濮良貴課后習題答案

1、第三章機械零件的強度3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限=18(JMPa,取循環(huán)基數N°=5xl(幾心9,試求循環(huán)次數N分別為7 000、25 000、620 000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。"8叫冊373.6MP “= 180x9S=3243MP=,80xV=227 0MP3-2已知材料的力學性能為7、=26GMPa,=170MPa, (Pn =0.2,試繪制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解A (0J7Q)C(26Q0)5宀1+©% =上乩=竺LZ2 = 283.33M P1 + 0, 1 + 0.2得 0(2833%,2833%),即 D(141.67,141

2、.67)根據點A(0,17®, C(26Q0), D (141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應力圖如下圖所示3-3解 由于D/d=72/62=l. 16r/d=3/62=0.04 &所以.查教材附表31插值査教材附圖3.1,插值得0. 口 0.90則"&1+0。（匕1） = 2 3】"3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm, d=62mm, r=3mm如用題32 中的材料，設其強度極限GB=420MPa,精車，彎曲，幾=1,試繪制此 零件的簡化等壽命疲勞曲線。解因卅= 1.2, = - = 0.067 ,查附表3-2,插值得a嚴1.8

3、8,查附圖 a 45a 453-1得 ".78,將所查值代入公式,即=1 + （-0 = 1 + 0.78x（1.88-1） = 1.69查附圖32,得聽=0.75；按精車加工工藝，查附圖34,得A =0.91, 已知幾=i，則1.691+ 0.75 0.91/. A（0,1 % 35） C（26Q0），加 41.67,】43 J根據力（0,7234）,C（26Q0）,0（141.67,60.29）按比例繪出該零件的極限應力線圖如下圖3-5如題34中危險截面上的平均應力f7m=2（）MPa,應力幅fra=2OMPa, 試分別按f =C,求出該截面的計算安全系數幾。解 由題 3-4 可

4、知17（MPa/js = 26CMPa,竊=0.2, Ka = 235K (0. 72. 34)D'(141.67, 60. 29)(0, 30)0(20, 0)c* (260. 0) 6(1) r = C工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據變應力的循環(huán)特性不變公式,其計算安全系數1702.35x30+0.2x20= 2.28(2)ca匸作應力點在疲勞強度區(qū)，根據變應力的平均應力不變公式,其計算安全系數c =6+(島-代此 170+(2.35-02)x20 "K血+入)2.35x(30+20)*第五章螺紋連接和螺旋傳動5-1分析比較普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點，各舉一

5、例說明它們的應用螺紋類型特點應用普通螺紋牙形為等力三角形，牙型角60o,內外 螺紋旋合后留有徑向間隙，外螺紋牙根 允許有較大的圓角，以減少應力留集 中c同一公稱直徑按螺距人小，分為粗 牙和細牙。細牙螺紋升角小，自鎖性較 好，搞剪強度高，但因才細在耐磨，容 易滑扣一般聯(lián)接多用粗牙螺紋， 細牙螺紋常用于細小零 件、薄壁管件或受沖擊、 振動和變載荷的連接中， 也可作為微調機構的調 整螺紋用管螺紋牙型為等腰三角 形，牙型角55o,內 外螺紋旋合后無徑 向間隙，牙頂有較 大的圓角管聯(lián)接用細牙普通螺紋薄壁管件非螺紋密封的55o圓柱管螺紋管接關、旋塞、閥門及其他附件用螺紋密封的55o圓錐管螺紋管子、管接關、

6、旋塞、閥 門及其他螺紋連接的附 件米制錐螺紋氣體或液體管路系統(tǒng)依靠螺紋密封的聯(lián)接螺紋梯形螺紋牙型為等腰梯形，牙側角3o,內外螺紋 以錐面巾緊不易松動，工藝較好，牙根 強度高，對中性好最常用的傳動螺紋鋸齒形螺紋牙型不為等腰梯形，工作面的牙側角 3o,非工作面的牙側角30oo外螺紋牙 根有較人的圓介，以減少應力集中。內 外螺紋旋合后，大徑處無間隙，便于對 中C兼有矩形螺紋傳動效率高和梯形螺 紋牙根旨度高的特點只能用于單向受力的螺紋聯(lián)接或螺旋傳動，如螺旋壓力機5-2將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細些有什么好處?答：可以減小螺栓的剛度，從而提高螺栓聯(lián)接的強度。5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)

7、接螺栓在工作時的受力變化情況, 它的最大應力，最小應力如何得出？當氣缸內的最高壓 力提高時,它的最大應力，最小應力將如何變化?解:最大應力出現在壓縮到最小體積時，最小應力出現在膨脹到最大體積時。當汽缸內的最咼壓力提咼時，它的最大應力增大，最小應力不變。5-4圖5/9所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力FL作用在包含x軸并垂直 于底板接合面的平面內。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個 螺栓受力垠大？堡證聯(lián)接安金工作的必要條件有哪些？解：將尺力鋅效轉化到底板面上，可知底板受到軸問力色，橫向力心和傾覆 力矩M。-(1) 底板最左側的螺栓受力最大，應驗算該螺栓的拉伸強度，要求拉應力a<cr *(2)

8、應驗算底板右側邊緣的最大擠應力要求最大擠壓應力喚- 應驗算底板右側邊緣的最小擠應力要求最小擠壓應力 j» 0卩(4)應驗算底板在橫向力作用下是否會滑移，要求摩攥力 盼F“ 75-5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還是 較制孔用螺栓連接為宜？為什么？ Q215,若用M6X40較孔用螺栓連 接，已知螺栓機械性能等級為8. 8,校核螺栓連接強度。20kN解米用較制孔用螺栓連接為且因為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

9、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，以防止受載后被連接件間出現縫隙或發(fā)生相對滑移，而普通螺栓 連接靠結合面產牛的摩擦力矩來抵抗轉矩，連接不牢靠。（1）確定M6X40的許用切應力J由螺栓材料Q215,性能等級8.8,查表5-8,可知口 = 64（jmp“，查 表510,可知S= 3.55.O兀二 640SJ 3.5 - 5.0= (18286-128)MPa£ = 640 = 42667M 卩"Sp 15（2）螺栓組受到剪力F和力矩（T = FL）,設剪力F分在各個螺栓 上的力為£，轉矩卩分在各個螺栓上的分力為耳，各螺栓軸線到螺栓 組對稱中心的

10、距離為幾即r = 75V2mm2cos 45°"專F 專x20=2.5kN20x300x10- =5RN7 8r 8x75x/2xl(r3山圖可知，螺栓最大受力Finax =+F； +2F£cosO = y)2.52 + (52)2 + 2 x 2.5 x 52 xcos45° = 9.01 SkN.T = MWxlO3 = 3 w>k汚 x(6x!0-3)2F9.015x 1 (f：.(y= max = 卩4仏6xl0_3xl 1.4x10-313 X<l<T/，J故M6X40的剪切強度不滿足要求，不可靠。5-6已知一個托架的邊板用6

11、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?，F有如圖550所示的兩種螺栓布置形式，設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??？為什么?解螺栓組受到剪力F和轉矩，設剪力F分在各個螺栓上的力為療, 轉矩T分在各個螺栓上的分力為Fi(a)屮各螺栓軸線到螺栓組屮心的距離為門即r=125mm=20kN_ 竺 _ 60 x 250 x 10"_ 喬 _ 6 x 125 x 10'3由(a)圖可知，最左的螺栓受力最大仏干+巧= 10+20=30kN(b)方案中I存今 60H0KN二 M仏二 FLr喚/ma

12、x 一 6一 660x250xl()-3 x(字 +1252 xKK3= 24.39kN茁I,Jl 02 + (24.39尸 +2xl()x 24.39x r=l/=1由(b)圖可知,螺栓受力最大為= 33.63kN=JF + F/+2££cos° =.由d° '梯*町知采用)(布置形式所用猶燃犠5-7圖5-52所示為一拉桿螺紋聯(lián)接。已知拉丁所受的載荷F=56KN,載荷穩(wěn)定，拉丁材料為Q235鋼，試設計此聯(lián)接。解 該題屬于松螺栓聯(lián)接的題目。拉伸強度條件為a56xl03拉桿材料為Q235,其cr=95MPa. 2由 £ = I 56x1q

13、3 . = 27.42 2 Jx95xl06所以取螺栓選用的直徑d二30両.a5-8兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數f=03,螺栓預緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8 的中碳鋼制造，求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。解 螺栓數目為2,接合面數為1,取防滑系數為Ks-1.2,性能等級為48的碳鋼=320IPa,則螺栓所需預緊力F0為：FQ 竺“加得岀p s墜. = 112x1"“,1 ©5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采丿II橡膠墊片。已知螺 栓預緊力Fo=15000N,當受軸向工作載荷F=10 000N時，求螺栓所受 的總拉力及

14、被聯(lián)接件之間的殘余預緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內的工作壓力P=0lMPa,缸蓋與缸體均為鋼制，直徑Dl=350mm,D2=250mm上、 下凸緣厚均為25mm試設計此聯(lián)接。圖5-24受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接解 （1）確定螺栓數Z和直徑d"查教材5-5,蛭栓間距 Y 7幾取t0=6d,取z=12,則螺栓間距.島= 92ww a z螺栓直徑 d=t 0/6=92/6=15. 33mm,取 d二 16iraru a（2）選擇螺栓性能等級。選擇螺栓性能等級為8. 8級，査教材表5-8提CTp = 300MPafc = 640MPa 卩 計算螺栓上的載荷，作用在氣

15、缸上的最大壓力化和單個螺栓上的工作載荷F分別為= 73631NF 二二= 6136"取殘余預緊力F1二15£由教材公式Z（5-15）,螺栓的總載荷F2=F1+F=2. 5F=2. 5*6136=15340N（4）許用應力。按不控制預緊力確定安全系數.查教材表5-10,取S珂杏用拉應力。6=亠160冊“S（5）驗算螺栓的程度。查手冊，螺栓的大徑E6mm,小徑dl二13. 835im取螺栓公稱長度1=70.由教材公式（5-19）,螺栓的計算應力二字 = 132.7MFaYQ”滿足強度條件。螺栓的標記為GB/T 5782-86M16x70,螺栓數量z二125-11設計簡單千斤頂（

16、參見圖5-41）的螺桿和螺母的主要尺寸。起重量為40000N,起重高度為200mm，材料自選。田 541|(1) 選作材料。螺栓材料等選用45號鋼= 300M o螺母材料選用ZCuA19Mn2,查表確定需用壓強P=15MPa(2) 確定螺紋牙型。梯形螺紋的工藝性好，牙根強度高，對中性好，木 題釆川梯形螺紋。(3) 按耐磨性計算初選螺紋的中徑。因選用梯形螺紋且螺母兼作支承, 故取妙2.5,根據教材式(5-45)得(2 >0.8 J= 26.1按螺桿抗壓強度初選螺紋的內徑。根據第四強度理論，其強度條件為a=-V+3? <6T但對中小尺寸的螺桿，可認為所以上式可簡化為Og = .3a-=

17、13Qf A<a =辛A式中，A為螺桿螺紋段的危險截面面積，=;S為螺桿穩(wěn)定性安 全系數，對于傳力螺旋，S二3550;對于傳導螺旋，S=2.5-4.0;對于精 密螺桿或水平螺桿，S>4本題取值為5故(5) 綜合考慮，確定螺桿直徑。比較耐磨性計算和抗壓強度計算的結 果，可知本題螺桿直徑的選定應以抗壓強度計算的結果為準，按國家 標準GB/T5796-1986選定螺桿尺寸參數：螺紋外徑d=44mm,螺紋內徑 dl=36m叫螺紋中徑d2=40.5mm,螺紋線數n=l,螺距P=7mm.(6) 校核螺旋的自鎖能力。對傳力螺旋傳動來說，一般應確保自鎖性要 求，以避免事故。本題螺桿的材料為鋼，螺母

18、的材料為青銅，鋼對青 銅的摩擦系數f=0.09(查機械設計手冊)o因梯形螺紋牙型角 7Ta 7TCC 9 B 62 12,所以屮=arctan = 3*9'如2f .py = ar ct an = arctan= 519cos 0因"氣可以滿足自鎖要求。注意：若自鎖性不足，可增大螺桿直徑或減沾上螺距進行調整。(7)計算螺母高度H.因選殲Q所以日二地=101了榊,取為102mm螺 紋圈數計算：z=H/P=14.5螺紋圈數最好不要超過10圈，因此宜作調整。一般手段是在不影響自鎖性要求的前提下，可適當增大螺距P,而本題螺桿直徑的選定以抗壓強度計算的結果為準，耐磨性已相當富裕，所 以

19、可適當減低螺母高度?，F取螺母高度H=70nmi,則螺紋圈數卩10,滿 足要求。(8)螺紋牙的強度計算。由于螺桿材料強度一般遠大于螺母材料強度, 因此只需校核螺母螺紋的牙根強度。根據教材表5-13,對丁青銅螺母 刃=3040必&,這里取30MPa,由教材式(5-50)得螺紋牙危險截面的剪 切應力為QTrDbu= 636MPa<T滿足要求螺母螺紋根部一般不會彎曲折斷，通常可以不進行彎曲強度校核。(9)螺桿的穩(wěn)定性計算。當軸向壓力大于某一臨界值時，螺桿會發(fā)生 側向彎曲，喪失穩(wěn)定性。好圖所示，取B=70mm.則螺桿的工作長度 l=L+B+H/2=305mm螺桿危險面的慣性半徑i=dl/4

20、=9mm螺桿的長度：按一端自由，一段固定考慮，取口2 =竺=67 7螺桿的柔度：廠廠-，因此木題螺桿40Y4Y100,為中柔度壓桿。棋失 穩(wěn)時的臨界載荷按歐拉公式計算得Qo= 二 449.剜°亦d=Q011.2U.55.O 所以滿足穩(wěn)定性要求。第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接6-1兩平鍵相隔180。布置，對軸的削弱均勻，并且兩鍵的擠壓力對軸平衡，對軸不產生附加彎炬 受 力狀態(tài)好.兩楔鍵相隔90s -120=布置。若夾角過小，則對軸的局部肖喝貝過大；若夾角過大，則兩個楔鍵的總 承載能力下障.當夬角為180。時，兩個楔鍵的承裁能力大體上只相當于一個楔鍵的承載能力.因此， 兩個楔鍵間的夬角

21、既不能過大，也不能過小.布直在軸的同一橫截面上.故可將半圓鍵在軸上的鍵槽較深，對軸的肖U弱校大，不宜將兩個半I兩個半圓鍵布苴在軸的同一母線上.通常半圓鍵只用于傳遞載荷不大的場合，一股不采用兩個半圓漣.脹套串聯(lián)使用時，由于各脹套的脹緊程度有所不同，因此，承受裁荷時各個脹套的承載董是有區(qū)別 的.所以，計算時引入額定戟荷系數曲來考慮這一因素的影響.6-3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,工作時有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計算其允許傳遞的最大扭矩。解根據軸徑d = 80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為/? = 22mm , /i = 14mm

22、根據輪轂長度 L'= 1.5d = 1.5x80 = 120mm取鍵的公稱長度L = 90mm鍵的標記鍵22 x 90GB1096 - 79鍵的工作長度為 / = L-/? = 90-22 = 68mm 鍵與輪轂鍵槽接觸高度為=根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應力 訃 1 1 0M根據普通平鍵連接的強度條件公式 勺嚴瓷kid變形求得鍵連接傳遞的最大轉矩為 = 7x68x80xll0 = 2()94N m2000 20001. 確定聯(lián)軸器處鍵的趣和尺寸選A型平鍵，根據軸徑rf=70mm，查表61得鍵的tffi尺寸為：d = 20mm，A = 12mm，取鍵長Z = 110mm

23、,鍵的標記為：鍵 20X 110 GB T 1096-2003.2. 校核連接強度聯(lián)軸器的材料為鑄鐵，查表取% = 55MPa, k = 05 = 05xl2 = 6mm,心0 =110 20 = 90mm由公式（61）,擠壓應力20007c.=歹kid=2000x1000 =52 pyipa6x90x701 刃滿足強度條件.3. 確定齒輪處鍵的類型和尺寸。選A型平鍵，根據軸徑 = 90mm,查表61得鍵的截面尺寸為：b = 25mm,Z = 80mm,鍵的標記為：25X80 GB T1096-2003.4. 校核連接強度齒輪和軸的材料均為鋼，查表62,取9丿= 110IPa, k = 0.5

24、A = 0.5xl4 = ",mm , l = L-b = 80-25 = 55mm，由公式（61）,擠壓應力2000Tkid2000x10007x55x90= 57.7MPa<<7j滿足強度條件.6-51.軸所傳謹的轉矩丁片(1丿2500x250/ 2«187.5N m2. 確定楔鍵尺寸根據軸徑d= 45mm »查手冊得鉤頭楔鍵的截面尺寸為：b= 14mm »方= 9mm，取鍵長L = 70mm » 鍵的標記為：14X70GB/T1565-1979.3. 校驗連接強度帶輪的材料為鑄鐵，查表#2,取9丿= 55IPa,取/=0.15

25、, Z = Z-= 70-9 = 61mm ,由公式(6-3), 擠壓應力1200QTbb+6 問12000x187.514x61x04 + 6x0.15x45)=48.3MPa < ap滿定強度條件.第八章帶傳動8-1 V帶傳動的q=1450r/min,帶與帶輪的當量摩擦系數fv = ().51,包角 a,=l8CP,初拉力=360No試問：(1)該傳動所能傳遞的最大有效拉力 為多少？ (2)若ddl=10Qnm,其傳遞的最大轉矩為多少？ (3)若傳動 效率為0.95,彈性滑動忽略不計，從動輪輸出效率為多少？解()Fec = 2F.F0恥= 2x360x=47 &4N+旨紡譏警

26、47咖呼= 2392Nmme(3) P =- “ = I10001000x60x100047&4x1450x3.14x100 nnc=x 0.9 51000x60x1000=3.45k W8-2 V帶傳動傳遞效率P = 7.5kW ,帶速v = 10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F"，試求緊邊拉力斤、有效拉力巴和初拉力佗。1°°° 也"5N 10解10001000P巴耳且斥=2佗.f；=2F.=2x750=1500N.仇=斥一¥ = 1500-罟=1 1 2 58-3解 如工也(匕鬥.639 4如.査教林圖89取dc=6

27、39mm查教林衣83取LdM500mm4-(RT)g査教材農8-5c得P0=4 91KW袤5d得“厶0 59kw査袞86得KA=1 3査農8-8得Ka=0 96,查表8】0得K產】.09所以“P=885KW.8-4有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器Z間用普通V帶傳動，電動機功率P=7kW,轉速厲=96()伽in,減速器輸入軸的轉速 H2 =330r/min,允許誤差為±5%,運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工 作，試設計此帶傳動。解(1)確定計算功率心由表8-7查得工作情況系數心=1.2,故qa=K,P = 1.2x7 = &4kW(2)選擇V帶的帶型根據、W由圖81

28、1選用B型。(3) 確定帶輪的基準直徑心，并驗算帶速由表8-6和8-8,取主動輪的基準直徑=18Qnm 驗算帶速卩60x1000n x 180 x 96060x1 000= 9.0 4 3ii/s 計算從動輪的基準直徑“譬么W嘰97焙(4) 確定V帶的中心距。和基準長度乙 由式().7(島 +</2)<«0 <2(<n +dd2)，初定中心距% = 55(hm。 計算帶所需的基準長度Ldo = 2% +弓伉+心2)+('" "“J24如= 2x550+(180+500)+色上皿24x550=2214mm由表8-2選帶的基準長度_=2

29、24Qnm 實際中心距° a = a。+ Ld Ld0 = 550 + 2240-2214 = 563min0 2 2中心距的變化范圍為550 630mm。(5) 驗算小帶輪上的包角舛57 7°57 3°q = 180。- (dd 2 - ddl)- = 180°-(500 -180)- »147° >90° a563故包角合適。(6) 計算帶的根數込 計算單根V帶的額定功率匕由=185価q =960m/s ,查表 8-4a 得 C嚴3.25kW=960m/s,/= =查表得仇=0.3 0 3 k3 3 0查表85得k

30、a =0.914,表8-2得kt =1 ,于是 /=(*+*) k“ k, = (3.25+0.303)x0.914x1 = 3.25kW 計算V帶的根數乙z = - = = 2.58 Pr 3.25取3根。(7) 計算單根V帶的初拉力的最小值伉鳥由表83得B型帶的單位長度質量g = 018kg/m,所以5但護 +店5。蠱豐：）爲；+。用9.04/2環(huán)（8）計算壓軸力巧,=2z（E）m 慮 i ¥ = 2x3x2 8 2s i6 2N?（9）帶輪結構設計（略）第九章鏈傳動解圖（G , （b）所示布置屮鏈輪按逆時針方向旋轉合理。陶輪軸線機具胃金同王鉛垂面內卜垂吊捕大,卜鏈輪的有效嚙合齒

31、數減少,降低了傳動能力.應采?。?、調號 屮心距：2、加張緊輪：3、兩輪偏置等措施。9-1:9-2某鏈傳動傳遞的功率P = lkW,主動鏈輪轉速zz1=48r/min,從動鏈輪 轉速n2=14r/min,載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，試設計此鏈傳動。解（1）選擇鏈輪齒數取小鏈輪齒數© =19,大鏈輪的齒數z2= Zj = xl9 = 65n2 14（2）確定計算功率由表96查得=1.0,由圖913查得K-1.52,單排鏈，則計算 功率為Pca = KaK:P = 1 .Ox 1,52x 1 = 1.52kW(3) 選擇鏈條型號和節(jié)距根據 = 1.52kWib, =48r/m i ,查圖 9

32、-11,可選 16A,查表 91, 鏈條節(jié)距p = 25.4mm(4) 計算鏈節(jié)數和中心距初選中心距q = (3050)p = (3050)x25.4 = 762 1270nm。取a()= 90Qnm, 相應的鏈長節(jié)數為L0 = 2a° + Z,+Z2+fZ2_Z,>| PPP2I 2兀丿= 2x 900 + 19+65 /65-19Y 25.4wH4325.42l 2兀丿 900取鏈長節(jié)數厶,=114節(jié)。查表9-7得中心距計算系數/, =0.24457,則鏈傳動的最大中心距為a = /詞2£, -(© + Z2)=().24457k 25.4x 2x114

33、(19+65) = 895nm(5) 計算鏈速，確定潤滑方式v = _ = 48x19 x 25.4%()3860x1 (XX) 6()x1 0 0 0由-0.3 8S和鏈號16A,查圖9-14可知應采用定期人工潤 滑。(6) 計算壓軸力©有效圓周力為=100 = 10025鏈輪水平布置時的壓軸力系數心=1.15,則壓軸力為F產陷 £,=1.15x2592 298(N9-3已知主動鏈輪轉速q=850r/min,齒數z,=21,從動鏈齒數z2=99,中 心距« = 9(X)mm ,滾子鏈極限拉伸載荷為556kN, T作情況系數K,=l, 試求鏈條所能傳遞的功率。解由

34、倫嚴55.6kW,查表91得p = 25.4mm,鏈型號16A根據 p = 25.4mm, nA =850r/min ,查圖 9-11 得額定功率 P(l =35kW由 z, =21 查圖 9-13 得 K: = 1.45且匕=1P<-=35= 24.14kWKaK: 1x1.45解(1)選擇徒輪齒數假定14謹口38皿由教材衣98取主動縫輪齒婁zl=23從動fit輪齒數 z2=4zl=69>確定僥節(jié)距P計尊功奉Pca=KAP=11 25KW林由教材圖913按小犍輪轉速工作在額定功率曲線頂點的左側。査教材表9-10得= 123初選中心距a=40p貝心34,取Lp-128根據教材我9-

35、10律選取單排鏈.由教材衰911得斑>=】所蕎傳遞的功率為8 55K,根醬PO8 55KW和nl=960r/mm.由教材圖913詵侏號為10A的單桝饑 同時也 怔實頂估計璉工作左額定功率曲線的頂點的左備是正確的.由數材稅9.1査得徒 節(jié)距 p=15 875mm (3)確定鏈長L及中心距""M = （0 002 0 004） a “ 29 2 58w» 實際中心距a ara « 644 32643.03ww取a=644mm接近650冊符合題目5?求（3）驗鼻儀速 “毗H=5842m/“ 60*1000與原假設相符根據釵材圖914釆用油浴衣飛林滑（4）

36、壓軸力計尊.有效圓周力“=1000- = 1283.8iyv按水平傳動.取壓軸力系數=1 15J?|J壓軸力3竹= 1476 38"“第十章齒輪傳動10-1試分析圖1047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)。(a). (b)解受力圖如下圖：(a)(b)|Fa310 2 M (1)齒輪A為上動輪,齒輪B為"惰輪”,也就是說肉輪B Bt是上動輪 又是從動輪。沖齒輪B f j左動輪A嚙合時,匸作齒何是王側,半齒輪B與從動輪 CI®合時.工作齒面是另側。對于_個輪齒來無，塵雙齒作雙齒面受載, 彎曲應力是對稱循環(huán)，接觸力是脈動循環(huán)，取査教材圖

37、10-21 (d)得接儺疚勞徑度板限應力= t0MPa 査教材圖 10-20 (c)得 a =450MPa則其彎曲疲勞極限應力及許用應力分別為，CFm 0 35MPa2小=Kim = eWMPa &Sjy巧卜如互L = 210WaSy(2)齒輪B為主劫輪.A和C同為從動輪時，齒輪B推動齒輪A和C的工作齒面 為同一齒廓面.故理曲應力和接儺應力均為脈動循環(huán)仍取Sy = 15.接融技勞強度極限仍為嘰-60MPa宵曲痰勞極限應力= Ofg = 450MPa 則其許用應力分別為a= 60MPa如二冬輕1l = 300MRio-3 n：肉而接觸應力足脈動循環(huán)，齒根彎山應力足對稱循環(huán)。/|：作彎曲強

38、度 計算時應將圖屮査岀的極限網力值乘以0. 7.10-4答：般齒輪材料4妥選川鍛鋼(屣鋼或金金鋼)對十桔度要求較低的 齒輪,將苗輪毛坯經正火或調質處理后切齒即為成,這時蒂度可達8級,蒂切合 金鋼主芟是漳碳后淬火，最后辻行滾齒等精加丁，兀精度可達7, 6級戌或5級' 對丁尺寸較大的齒輪,可適用鑄鋼或球嵬鑄鐵,正火后切齒也可達8級梢度。10-5提高輪齒抗彎疲勞強度的措施冇:增大齒根過渡冏角、r徑,消除加工刀痕，可降 低齒根應力集?。辉鋈溯S和支禾的則度，可減小寅面財部受軋 采取合適的熱處 理方法使倫UL部貝冇足夠的韌性；在齒根部進行噴丸、滾床等良而強度，降低齒 輪表面粗糙度,齒輪采用正變位等

39、。炎隔齒面扛點蝕陡力的措施仃：炎崗齒面硬慢：降低衣面粗糙度：增人潤滑油 粘皮：提高加工、發(fā)裝粘度以減小動袋荷：在許可范圍內采戚大變位系數正 傳動，町增大齒輪傳動的綜合曲率半徐補充題： 如圖 (b ), 已知標準錐齒輪 fn = 5,z =20,22=50,0 =0.3,7'2 = 4xltf Nmm,材：準斜齒輪叫=6分24,若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消,0應為多少？并 計算2、3齒輪各分力大小。解(1)齒輪2的軸向力：27；2T>Fp = t a(ns i =1 a as i 心=了r t a das idni,- O.50r )z2齒輪3的軸向力：F嚴舁=孕 I a0

40、=泮斗 a = 2ZLsi4叫Z3 I叫5、c og丿-F(l2 = F(l31a = 2(r,T2=T.2%7(1 - 05叭)t ana sin =盔 sin"®Z3即 sin 0 =mnz3 tanasinm(l-O.50)z2由也皆斜牛2.5sin J2 =0.928cosA =0.371mnz3 tanasinJ2 _ 6x 24x ian2(f x0.928/n(l-O.50jz2 - 5x(1-0.5x03)x50= 0.2289艮卩 =13.231。（2）齒輪2所受各力:27； _27；_2x4x105d J 加(1 一 O.50r)z25x(1-0.5x

41、0.3)x 5 0= 3.765xltfN = 3 765Frl = Ft21anacos<52 = 3.765x 1 x tan2QPx0.371 = 0.508x 1 tf N = 0 5 0 EFa2 =耳 2 tana sin 爲=3.765x 1 tf xtan2(Tx 0.928= 1.272x 10N = 1.272kNFt2 _ 3.765x103cosa cos20°= 4kN齒輪3所受各力:2X4X1056x24cosl 3.231° = 5.408x1 O'N = 5.40&N= 2.022x1 ON = 2.022kN_ 斥3

42、tan匕 _ 54()8x 1 (F x “n20°cos”cosl 2321°“ gn"5.40 W.272x叭 “SNcosan cosp= 5.889xl0,N = 5.889kN3.765x1 (fcos20° cosl 2321°10-6設計銃床中的一對圓柱齒輪傳動，已知 片=7.5kW,羽=145（k/min,z產26,= 54,壽命厶=12005,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。 銃床為般機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）o

43、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為 280HBS,大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBSo（2）按齒面接觸強度設計1）確定公式中的各計算值 試選載荷系數/C, =1.5 計算小齒輪傳遞的力矩=竺竺必=竺沁型“939Nnw 1450 小齒輪作不對稱布置，查表10-7,選取0,=1.0 由表10-6查得材料的彈性影響系數Z£ = 189.8M P； 由圖10-21d按齒面碾度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限認廠60CM P ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 i2n=5 5M P o 齒數比«= = = 2.08z, 26

44、計算應力循環(huán)次數N嚴 65 J厶=60x1450k 1 xl 20001,044x 1 (f1.044x10-=0502x1()92 u 2.08 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 陥=0.9&K加=10 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數Si=A：/W1a/Iiml = 0.98x6 00 5 8MPi=s嘰2 = 103x5 5 9.5 6 .6M Pl Hh S12)計算計算小齒輪分度圓直徑心，代入阮中較小值 u + 1S丿>2.321.5x49397 2.08+1xx1 2.08"1898、<5665；=53.577mm 計算圓周速度卩v =

45、_nd_ = 3.14x53.577 x 1450 = 4 Q 6 60x1000“° 八 計算尺寬b60x1 0 0 0b = d>tldh =1x53.577= 53.577mm計算尺寬與齒高之比彳51577 = 2 06hBm26h = 2.25/?ir = 2.25x 2.061= 4.636mmb 53.577.= 11.56h 4.636計算載荷系數根據u = 40 6s, 7級精度，查圖10-8得動載荷系數Kv =1.2直齒輪，KHa=KFoL=由表10-2查得使用系數KQ.25由表10-4用插值法查得心 =1.420山£ = 11.56, =1.420

46、,查圖 10-13 得 0=1.37故載荷系數 K = KaKvKHuK =1.25x1.2x1x1.420= 2.13按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑= 53.577x3/=60.221.5計算模數加加旦=聖空=2.32mm取 m = 2.5 兒何尺寸計算分度圓直徑：d=m° =2.5x26= 65mmd2 =mg =2.5x54= 135mm中心恥"警=警"皿確定尺寬：2K7 u + 2.5Z£ 丫du2x2.13x49.、b”丿397 2.08+1xzwf2.5x189.8652XX2.08< 5665b>=5 1.74mm圓整后取

47、 $ =52mm =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I=5 0MP;大 齒輪的彎曲疲勞強度極限*£2 =3&M P O 由圖10-18取彎曲疲勞壽命K砂=()$9,Kfn2=0.93。 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S-1.4匕=Kffex = Q-89x50° =317.86M PL AJ1 S1.4=KfMfe2 = ° 93x5OO = 252.43M PL Eh S1.4 計算載荷系數K = KAKvKFaK =1.25x1.2x1x1.37 = 2.0 5 查取齒形系數及應力校

48、止系數由表 10-5 查得 Yf =2.6Yf = 2.304 4t| 4t3E =1.5 9 K =1.712 校核彎曲強度根據彎曲強度條件公式 5二欝丫心進行校核 bdm a a2x2.055x4939752x65x2.5x2.6xl.595=99.64M2x2.055x4939752x65x2.5x2.3x 1.712=94.6 IM P%"所以滿足彎曲強度，所選參數合適。10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，已知q=750r/min,兩齒輪 的齒數為z, =24,z2 =10S = 9°22,mn =6mm = /60mn, 8級精度，小齒輪材料 為38SiMn

49、Mo （調質），大齒輪材料為45鋼（調質），壽命20年（設每 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,根據小齒輪材料為38SiMnMo （調質），小齒輪硬度 217269HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），大齒輪硬度217255 HBS（2）按齒面接觸疲勞硬度計算 t 三 0曲;”_hJ_Y，_ 2K « + 1 ZHZE） 計算小齒輪的分度圓直徑6/1= = = 14595mm 計算齒寬系數b = 160石一 145.95= 1.096 由表10-6查得材料的彈性影響系數 Z£ =1

50、89.8MPa2 ,由圖10-30選取區(qū)域系數Z =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 iimi=73CMPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限血=550MPao 齒數比w=A = 12? = 4.5Z 24 計算應力循環(huán)次數N、=60nJLh =60x 750x1x300x20x2 = 5.4 x10sw 4.52626由圖10-19取接觸疲勞壽命系數K加=1.04,K宓2=1計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數S = l26也=心皿唄=104x7 37 5 QM PS1b" = 2<7/lim2 = 11x550 = 605M P、 1由圖

51、10-26 查得 =0.75,5 =0.8&貝喊=為+42 = 163計算齒輪的圓周速度v = _kJ = 3.14x145.95x750 =5 ? ?60x100060x10 0 0計算尺寬與齒高之比彳=145.95xcos9Q22=6mmh = 2.23% = 2.25x6 = 13.5mmb 二 160A=11.852626他計算載荷系數26根據V = 5.729m/s , 8級精度，查圖10-8得動載荷系數K嚴1.22 由表 10-3,查得 Kfia = KFa = 1.4按輕微沖擊，由表102查得使用系數=1.25由表10-4查得心=1.380按。產1查得由 y = 11.8

52、5 , K“ =1.3 8,查圖 10-13 得心=1.33故載荷系數K = KAKvKHaK = 1.25x 1.22x 1.4x 1.3 8 0 2.9 4由接觸強度確定的最大轉矩T_±_ (，_ 2K ” + 1 IZHZ£ 丿L096xl.63xl45.9534.5(605 丫2x2.9464.5 + 1(2.47x189.8丿= 1284464096N(3)按彎曲強度計算t < 0屁盜叫1 _ 2KY“ Y/sa 計算載荷系數 K = KaKvKFuK = 1.25x 1.22x 1.4x 133 = 2.8 4 計 算 縱 向 重 合 度切=().31 曲

53、憶| tan" = ().318x 1.096x 24x tan9°22= 1.38() 由圖10-28查得螺旋角影響系數 勺=0.92 計算當量齒數Z. _24cos-osZ)3=24.99乙108cos3" - (cos9°227= 1123 查取齒形系數N及應力校正系數7由表 10-5 查得 £=2.62$2=2.17& =1592 = 1.8()由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限尬嚴52CMP;大 齒輪的彎曲疲勞強度極限2 =4 3M Po 由圖10-18取彎曲疲勞壽命Km=（）.8&Kfn2=（）.9（）。

54、計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S = I4=KfnSe = 0&X520 = 305.07M P 7 S1.5Pf 2 =kfn2fe2 = 0-90 x 430 = 258m p ；S1.5計算大、小齒輪的昆1,并加以比較Y/sa0" 一 305.07 _73 23 怙靄 2.62x1.59取抿嚴= 66.05由彎曲強度確定的最大轉矩< 經如上=1.096x1.63x145.952x6 *= 2885986309N mm2KY卩YFaYSa 2x2.840x0.92（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矩中的最小值即 7； =128446O96Np二 皿9.55 xlO61284464.096x7509.55 x 106= 100.87kW10-R解（1）選擇齒輪的材料和精度等級。根據教材農10-1選人小齒輪材料均為 20CrMnTi,滲碳淬火。小齒輪齒而硬度取621IRC,大齒輪齒面硬度取