機械設計課后習題濮良貴

1、機械設計課后習題答案濮良貴機械設計課后習題答案濮良貴58/58機械設計課后習題答案濮良貴第三章機械部件的強度p45習題答案3-1某資料的對稱循環(huán)曲折疲憊極限1180MPa，取循環(huán)基數(shù)N05106，9，試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000、25000、620000次時的有限壽命曲折疲憊極限。解9N018095106373.6MPa1N11N171031N219N0180951064324.3MPaN22.5101N319N0180951065227.0MPaN36.2103-2已知資料的力學性能為260MPa，170MPa，0.2，試繪制此s1資料的簡化的等壽命壽命曲線。解A(0,170)C(260,0

2、)21002101212170283.33MPa0110.2得D(283.332,283.332)，即D(141.67,141.67)依據(jù)點A(0,170)，C(260,0)，D(141.67,141.67)按比率繪制該資料的極限應力爭以以下圖所示3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的資料，設其強度極限B=420MPa，精車，曲折，q=1，試繪制此部件的簡化等壽命疲憊曲線。解因D541.2，r30.067，查附表3-2，插值得1.88，查附圖d45d453-1得q0.78，將所查值代入公式，即k1q110.781.8811.69查附圖3-2，得0.7

3、5；按精車加工工藝，查附圖3-4，得0.91，已知q1，則Kk111.69111q0.750.9112.351A0,1702.35,C260,0,D141.67,141.672.35依據(jù)A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比率繪出該部件的極限應力線圖以以下圖3-5如題3-4中危險截面上的均勻應力m20MPa，應力幅a20MPa，試分別按rCmC，求出該截面的計算安全系數(shù)Sca。解由題3-4可知-1170MPa,260MPa,0.2,K2.35s1）rC工作應力點在疲憊強度區(qū)，依據(jù)變應力的循環(huán)特征不變公式，其計算安全系數(shù)170Sca-1K2.282.35300.220am

4、（2）Cm工作應力點在疲憊強度區(qū)，依據(jù)變應力的均勻應力不變公式，其計算安全系數(shù)K1702.350.220-1mScaKam2.3530201.81第五章螺紋連接和螺旋傳動p101習題答案5-1分析比較一般螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特色，各舉一例說明它們的應用螺紋特色應用種類普通牙形為等力三角形，牙型角60o，內(nèi)外一般聯(lián)接多用粗牙螺紋，螺紋螺紋旋合后留有徑向縫隙，外螺紋牙根細牙螺紋常用于渺小零同意有較大的圓角，以減少應力留集件、薄壁管件或受沖擊、中。同一公稱直徑按螺距大小，分為粗振動和變載荷的連接中，牙和細牙。細牙螺紋升角小，自鎖性較也可作為微調(diào)機構(gòu)的調(diào)好，搞剪強度高，但因牙細在耐磨，

5、容整螺紋用易滑扣管螺牙型為等腰三角管聯(lián)接用細牙一般薄壁管件紋形，牙型角55o，內(nèi)螺紋外螺紋旋合后無徑非螺紋密封的55o管接關(guān)、旋塞、閥門及其向縫隙，牙頂有較圓柱管螺紋他附件大的圓角用螺紋密封的55o管子、管接關(guān)、旋塞、閥圓錐管螺紋門及其余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)接螺紋梯形牙型為等腰梯形，牙側(cè)角3o，內(nèi)外螺紋最常用的傳動螺紋螺紋以錐面巾緊不易松動，工藝較好，牙根強度高，對中性好鋸齒牙型不為等腰梯形，工作面的牙側(cè)角只好用于單向受力的螺形螺3o，非工作面的牙側(cè)角30o。外螺紋牙紋聯(lián)接或螺旋傳動，如螺紋根有較大的圓角，以減少應力集中。內(nèi)旋壓力機外螺紋旋合后，大徑處無縫

6、隙，便于對中。兼有矩形螺紋傳動效率高和梯形螺紋牙根旨度高的特色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，從而提升螺栓聯(lián)接的強度。5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時的受力變化狀況，它的最大應力，最小應力如何得出當氣缸內(nèi)的最高壓的最大應力，最小應力將如何變化力提升時，它解：最大應力出此刻壓縮到最小體積時，最小應力出此刻膨脹到最大體積時。當汽缸內(nèi)的最高壓力提升時，它的最大應力增大，最小應力不變。5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力F作用在包括x軸并垂直于底板接合面的平面內(nèi)。試分析底板螺栓組的受力狀況，并判斷哪個螺栓受力最大堡證聯(lián)接安全工作的

7、必需條件有哪些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：此螺栓連接采納一般螺栓連接還是鉸制孔用螺栓連接為宜為何Q215，若用M640鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機械性能等級為，校核螺栓連接強度。解采納鉸制孔用螺栓連接為宜因為托架所受的載荷有較大變動，鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對地址，并能承受橫向載荷，加強連接的靠譜性和緊密性，以防范受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移，而一般螺栓連接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。（1）確立M640的許用切應力由螺栓資料Q2

8、15，性能等級，查表5-8，可知s640MPa，查表5-10，可知S3.55.0640s182.86128MPaS3.55.0640psSp426.67MPa1.5（2）螺栓組遇到剪力F和力矩（TFL），設剪力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，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即r150752mm2cos45Fi1F1202.5kN88300103FjFL2052kN8r8752103由圖可知，螺栓最大受力FmaxFi2Fj22FiFjcos2.52(52)222.552cos459.015kNFmax9.015103319d024610324pFmax9.01

9、5103131.8pd0Lmin610311.4103故M640的剪切強度不滿足要求，不行靠。5-6已知一個托架的邊板用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的載荷作用?，F(xiàn)猶如圖5-50所示的兩種螺栓部署形式，、大小為60kN設采納鉸制孔用螺栓連接，試問哪一種部署形式所用的螺栓直徑最小為何解螺栓組遇到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設剪力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心的距離為r，即r=125mmFi1F16010kN66FjFL6025010320kN6r6125103由（a）圖可知，最左的螺栓受力最大F

10、maxFiFj102030kN（b）方案中Fi1F16010kN661252MrmaxFLrmax602501031252103224.39kNFjmax6622ri2ri2212541251252106i1i122由（b）圖可知，螺栓受力最大為FmaxFi2Fj22FiFjcos102(24.39)221024.39233.63kN5由d04Fmax可知采納（a）部署形式所用的螺栓直徑較小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)固，拉丁資料為Q235鋼，試設計此聯(lián)接。5-8兩塊金屬板用兩個M12的一般螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù)f=,螺栓預緊力控制在其敬佩

11、極限的70%。螺栓用性能等級為的中碳鋼制造，求此聯(lián)接所能傳達的橫向載荷。5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采納橡膠墊片。已知螺栓預緊力Fo=15000N,當受軸向工作載荷F10000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的節(jié)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(nèi)的工作壓力P=01MPa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm,D2=250mm.上、下凸緣厚均為25mm.試設計此聯(lián)接。5-11設計簡單千斤頂（拜見圖5-41）的螺桿和螺母的主要尺寸。起重量為40000N，起重高度為200mm,資料自選。(1)選作資料。螺栓資料等采納45號鋼。螺母資料采納ZCuA

12、19Mn2,查表確立需用壓強P=15MPa.(2)確立螺紋牙型。梯形螺紋的工藝性好，牙根強度高，對中性好，本題采納梯形螺紋。（3）按耐磨性計算初選螺紋的中徑。因采納梯形螺紋且螺母兼作支承，故取，依據(jù)教材式（5-45）得按螺桿抗壓強度初選螺紋的內(nèi)徑。依據(jù)第四強度理論，其強度條件為但對中小尺寸的螺桿，可以為，所以上式可簡化為式中，A為螺桿螺紋段的危險截面面積，全系數(shù)，對于傳力螺旋，S=對于傳導螺旋，桿，S4.本題取值為5.故;S為螺桿穩(wěn)固性安S=對于精良螺桿或水平螺5）綜合考慮，確立螺桿直徑。比較耐磨性計算和抗壓強度計算的結(jié)果，可知本題螺桿直徑的選定應以抗壓強度計算的結(jié)果為準，按國家標準GB/T5

13、796-1986選定螺桿尺寸參數(shù)：螺紋外徑d=44mm,螺紋內(nèi)徑d1=36mm,螺紋中徑d2=,螺紋線數(shù)n=1,螺距P=7mm.(6)校核螺旋的自鎖能力。對傳力螺旋傳動來說，一般應保證自鎖性要求，以防范事故。本題螺桿的資料為鋼，螺母的資料為青銅，鋼對青銅的摩擦系數(shù)f=(查機械設計手冊)。因梯形螺紋牙型角,所以因,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(diào)整。（7）計算螺母高度H.因選所以H=,取為102mm.螺紋圈數(shù)計算：z=H/P=螺紋圈數(shù)最好不要超出10圈，所以宜作調(diào)整。一般手段是在不影響自鎖性要求的前提下，可適合增大螺距P,而本題螺桿直徑的選定以抗壓強度計算的

14、結(jié)果為準，耐磨性已相當豐饒，所以可適合減低螺母高度?，F(xiàn)取螺母高度H=70mm,則螺紋圈數(shù)z=10,滿足要求。family:TimesNewRomanPS）螺紋牙的強度計算。因為-螺BoldMT;桿資料強度一般遠大于螺母資料強度，所以只需校核螺母螺紋的牙根強度。依據(jù)教材表5-13，對于青銅螺母,這里取30MPa,由教材式（5-50）得螺紋牙危險截面的剪切應力為滿足要求螺母螺紋根部一般不會曲折折斷，平?？梢圆贿M行曲折強度校核。9）螺桿的穩(wěn)固性計算。當軸向壓力大于某一臨界值時，螺桿會發(fā)生側(cè)向曲折，喪失穩(wěn)固性。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

15、i=d1/4=9mm螺桿的長度：按一端自由，一段固定考慮，取螺桿的柔度：,所以本題螺桿,為中柔度壓桿。棋失穩(wěn)時的臨界載荷按歐拉公式計算得所以滿足穩(wěn)固性要求。第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接p115習題答案6-16-26-3在向來徑d80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（以以下圖），輪轂寬度L1.5d，工作時有稍微沖擊。試確立平鍵的尺寸，并計算其同意傳達的最大扭矩。解依據(jù)軸徑d80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為b22mm，h14mm依據(jù)輪轂長度L1.5d1.580120mm取鍵的公稱長度L90mm鍵的標志鍵2290GB1096-79鍵的工作長度為lLb902268mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為kh

16、7mm2依據(jù)齒輪資料為鋼，載荷有稍微沖擊，取許用擠壓應力p110MPa依據(jù)一般平鍵連接的強度條件公式2T103ppkld變形求得鍵連接傳達的最大轉(zhuǎn)矩為kldp768801102094NmTmax200020006-46-56-6第八章帶傳動p164習題答案8-1V帶傳動的n11450rmin，帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)fv0.51，包角180，初拉力F0360N。試問：（1）該傳動所能傳達的最大有效拉力為多少（2）若dd1100mm，其傳達的最大轉(zhuǎn)矩為多少（3）若傳動效率為，彈性滑動忽視不計，從動輪輸出效率為多少1111解efv1e0.511Fec2F02360478.4N1111efv0.511

17、e2TFecdd1478.410010-323.92Nmm223PFecFecn1dd1?10006010001000478.414503.141000.9510006010003.45kW8-2V帶傳動傳達效率P7.5kW，帶速10ms，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F1F2，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。解PFe1000Fe1000P10007.5750N10FeF1F2且F12F2F12Fe27501500NF1F0Fe2F0F1F228-38-4有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器之間用一般V帶傳動，電動機功率P=7kW，轉(zhuǎn)速n1960rmi

18、n，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n2330rmin，同意偏差為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）確立計算功率Pca由表8-7查得工作狀況系數(shù)KA1.2，故PcaKAP1.278.4kW（2）選擇V帶的帶型依據(jù)Pca、n1，由圖8-11采納B型。（3）確立帶輪的基準直徑dd，并驗算帶速由表8-6和8-8，取主動輪的基準直徑dd1180mm驗算帶速dd1n11809601000609.0432ms6010005ms30ms帶速適合計算從動輪的基準直徑dd1n1118096010.05dd2497.45mmn2330（4）確立V帶的中心距a和基準長度Ld由式0.7dd1dd2

19、a02dd1dd2，初定中心距a0550mm。計算帶所需的基準長度dd2dd12Ld02a0dd1dd224a018022550180500500245502214mm由表8-2選帶的基準長度Ld2240mm實質(zhì)中心距aaLdLd055022402214a02563mm2中心距的變化范圍為550630mm。（5）驗算小帶輪上的包角11180dd2dd157.318050018057.314790a563故包角適合。（6）計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率Pr由dd1180mm和n1960ms，查表8-4a得P03.25kW依據(jù)n1960ms,i9600.303kW2.9和B型帶，查表得P03

20、30查表8-5得k0.914，表8-2得kL1，于是PrP0P0kkL(3.250.303)0.91413.25kW計算V帶的根數(shù)zPca8.4z2.58Pr3.25取3根。（7）計算單根V帶的初拉力的最小值F0min由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q018kgm，所以F0min2.5kPca22.50.9148.42283N500q5000.9140.189.0432kz39.0432（8）計算壓軸力Fp2zF0minsin123283sin1471628N22（9）帶輪結(jié)構(gòu)設計（略）第九章鏈傳動p184習題答案9-2某鏈傳動傳達的功率P1kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速n148rmin，從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2

21、14rmin，載荷安穩(wěn)，按期人工潤滑，試設計此鏈傳動。解（1）選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)z119，大鏈輪的齒數(shù)z2iz1n1z1481965n214（2）確立計算功率由表9-6查得KA1.0，由圖9-13查得Kz1.52，單排鏈，則計算功率為PcaKAKzP1.01.5211.52kW（3）選擇鏈條型號和節(jié)距依據(jù)Pca1.52kW及n148rmin，查圖9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)距p25.4mm（4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a0(3050)p(3050)25.47621270mm。取a0900mm，相應的鏈長節(jié)數(shù)為2Lp02a0z1z2z2z1pp22a029001965651

22、925.4222114.325.4900取鏈長節(jié)數(shù)Lp114節(jié)。查表9-7得中心距計算系數(shù)f10.24457，則鏈傳動的最大中心距為af1p2Lpz1z20.2445725.421141965895mm（5）計算鏈速，確立潤滑方式n1z1p481925.4601000600.386ms1000由0.386ms和鏈號16A，查圖9-14可知應采納按期人工潤滑。（6）計算壓軸力Fp有效圓周力為Fe1000p100012591N0.386鏈輪水平部署時的壓軸力系數(shù)KFp1.15，則壓軸力為FpKFpFe1.1525912980N9-3已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1850rmin，齒數(shù)z121，從動鏈齒數(shù)z29

23、9，中心距a900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為，工作狀況系數(shù)KA1，試求鏈條所能傳達的功率。解由Flim55.6kW，查表9-1得p25.4mm，鏈型號16A依據(jù)p25.4mm，n1850rmin，查圖9-11得額定功率Pca35kW由且z121查圖9-13得Kz1.45KA1PPca35KAKz24.14kW11.45第十章齒輪傳動p236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各力的作用地址及方向）。（用受力爭表示解受力爭以以下圖：增補題：如圖（b），已知標準錐齒輪m5,z120,z250,R0.3,T24105Nmm，標準斜齒輪mn6,z324，若中間軸上兩齒輪所受軸

24、向力相互抵消，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：Fa2Ft2tansin22T2tansin22T2tansin2dm2m10.5Rz2齒輪3的軸向力：Fa3Ft3tan2T3tan2T3tan2T3sind3mnz3mnz3cosFa2Fa3,20,T2T32T22T3sintansin2mnz3m10.5Rz2即sinmnz3tansin2m10.5Rz2由tanz2502.5sin0.9280.3712z1202cos2mz624tan200.928sinn3tansin20.2289m10.5Rz2510.50.350即13.2312）齒輪2所受各力：Ft22

25、T22T2241053.76533.765kNdm2m10.5Rz2510.50.35010NFFtancos3.765103tan200.3710.508103N0.508kNr2t22Fa2Ft2tansin23.765103tan200.9281.272103N1.272kNFn2Ft23.765103cos4kNcos20齒輪3所受各力：Ft32T32T22T2cos24105cos13.2315.408103N5.408kNd3mnz3mnz3624cosFr3Ft3tann5.408103tan202.022103N2.022kNcoscos12.321Fa3Ft3tan5.408

26、103tan5.408103tan201.272103N1.272kNcos12.321Fn3Ft33.7651035.889103N5.889kNcosncoscos20cos12.32110-6設計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知111254，壽命Lh12000h，小齒輪相對其軸的支P7.5kW,n1450rmin,z26,z承為不對稱部署，并畫出大齒輪的機構(gòu)圖。解(1)選擇齒輪種類、精度等級、資料采納直齒圓柱齒輪傳動。銑床為一般機器，速度不高，應采納7級精度（GB10095-88）。資料選擇。由表10-1選擇小齒輪資料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪資料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度

27、為240HBS，兩者資料硬度差為40HBS。（2）按齒面接觸強度設計2d1tKT1u1ZE2.323uHd1）確立公式中的各計算值試選載荷系數(shù)Kt1.5計算小齒輪傳達的力矩95.5105P195.51057.549397NmmT11450n1小齒輪作不對稱部署，查表10-7，采納d1.01由表10-6查得資料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲憊強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的接觸疲憊強度極限Hlim2550MPa。齒數(shù)比uz2542.08z126計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh6014501120001.044109N2N11.04410

28、90.502109u2.08由圖10-19取接觸疲憊壽命系數(shù)計算接觸疲憊許用應力KHN10.98,KHN21.0取無效概率為1%，安全系數(shù)S1KHN10.98600Hlim1588MPa1HS1K1.035502HN2Hlim2566.5MPaHS12）計算計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t2.323KT122.3231.5493972u1ZE2.081189.853.577mmu12.08566.5dH計算圓周速度d1tn13.1453.57714501000604.066ms601000計算尺寬bbdd1t153.57753.577mm計算尺寬與齒高之比bhmtd1t53.5

29、772.061mmz126h2.25mt2.252.0614.636mmb53.577h4.63611.56計算載荷系數(shù)依據(jù)4.066ms，7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv1.2直齒輪，KHKF1由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得KA1.25KH1.420由b11.56，KH1.420，查圖10-13得KF1.37h故載荷系數(shù)KKAKvKHKH1.251.211.4202.13按實質(zhì)的載荷系數(shù)校訂所算的分度圓直徑d1d1t3K53.57732.1360.22Kt1.5計算模數(shù)md160.22m2.32mmz126取m2.5幾何尺寸計算分度圓直徑：中心距：確立尺寬：d1mz1

30、2.52665mmd2mz22.554135mmad1d2651352100mm222KT1u12.5ZEb2d1uH222.13493972.0812.5189.86522.0851.74mm566.5圓整后取b252mm,b157mm。（3）按齒根曲折疲憊強度校核由圖10-20c查得小齒輪的曲折疲憊強度極限FE1500MPa；大齒輪的曲折疲憊強度極限FE2380MPa。由圖10-18取曲折疲憊壽命KFN10.89,KFN20.93。計算曲折疲憊許用應力取曲折疲憊安全系數(shù)S1.4FKFN1FE10.895001S317.86MPaK1.4FN20.93500FFE22S252.43MPa1.

31、4計算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.211.372.055查取齒形系數(shù)及應力校訂系數(shù)由表10-5查得YFa12.6YFa22.304YSa11.595YSa21.712校核曲折強度依據(jù)曲折強度條件公式2KT1YY進行校核Fbd1mFaSaFF2KT1YFYS22.055493972.61.59599.64MPaF11bd1ma1a152652.52KT1YY22.055493971.71294.61MPaF2bd1mFa2Sa252652.52.3F2所以滿足曲折強度，所選參數(shù)適合。10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，已知n1750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為z124,z2108,92

32、2,mn6mm,b160mm，8級精度，小齒輪資料為38SiMnMo（調(diào)質(zhì)），大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），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部署，試計算該齒輪傳動所能傳達的功率。解（1）齒輪資料硬度查表10-1，依據(jù)小齒輪資料為38SiMnMo（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217269HBS，大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217255HBS（2）按齒面接觸疲憊硬度計算dd13u2HT1u1ZHZE2K計算小齒輪的分度圓直徑d1z1mn246145.95mmcoscos922計算齒寬系數(shù)b1601.096d145.95d11由表10-6查得資料的彈性影響系數(shù)Z

33、E189.8MPa2，由圖10-30采納地域系數(shù)ZH2.47由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲憊強度極限Hlim1730MPa；大齒輪的接觸疲憊強度極限Hlim2550MPa。齒數(shù)比uz21084.5z124計算應力循環(huán)次數(shù)N60njLh6075013002025.410811N2N15.41081.2108u4.5由圖10-19取接觸疲憊壽命系數(shù)計算接觸疲憊許用應力KHN11.04,KHN21.1取無效概率為1%，安全系數(shù)S1K1.04730HN1Hlim11759.2MPaHS1K1.1550H2HN2Hlim2S1605MPa由圖10-26查得10.75,20.88,則121.

34、63計算齒輪的圓周速度d1n13.14145.95750601000605.729ms1000計算尺寬與齒高之比bhmntd1cos145.95cos922z16mm26h2.25mnt2.25613.5mmb160h11.8513.5計算載荷系數(shù)依據(jù)5.729ms，8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv1.22由表10-3，查得KHKF1.4按稍微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)KA1.25由表10-4查得KH1.380按d=1查得由b11.85，KH1.380，查圖10-13得KF1.33h故載荷系數(shù)KKAKvKHKH1.251.221.41.3802.946由接觸強度確立的最大轉(zhuǎn)矩dd13

35、uminH1,H22T12Ku1ZHZE21.0961.63145.9534.560522.9464.512.47189.81284464.096N（3）按曲折強度計算T1dd12mnF2KYYFaYSa計算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.221.41.332.840計算縱向重合度0.318ztan0.3181.09624tan9221.380d1由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y0.92計算當量齒數(shù)z124zv1cos922cos3z2108zv1cos922cos33324.99112.3查取齒形系數(shù)YFa及應力校訂系數(shù)YSa由表10-5查得YFa12.62YFa22.17YSa11.

36、59YSa21.80由圖10-20c查得小齒輪的曲折疲憊強度極限520MPa；大FE1齒輪的曲折疲憊強度極限430MPa。FE2由圖10-18取曲折疲憊壽命KFN10.88,KFN20.90。計算曲折疲憊許用應力取曲折疲憊安全系數(shù)S1.4K0.88520FN1FE1305.07MPa1FS1.5KFN2FE20.90430258MPa2FS1.5計算大、小齒輪的，并加以比較FYFaYSa1305.07FYFa1YSa12.6273.231.592258FYFa2YSa22.1766.051.80取min66.05FF1,F2YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2由曲折強度確立的最大轉(zhuǎn)矩T

37、1dd12mnF1.0961.63145.952666.052885986.309Nmm2KYYFaYSa22.8400.92（4）齒輪傳動的功率取由接觸強度和曲折強度確立的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即T11284464.096NT1n11284464.096750100.87kWP1069.551069.55第十一章蝸桿傳動p272習題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的輾轉(zhuǎn)方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用地址及方向。解各軸的輾轉(zhuǎn)方向以以下圖所示，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地址及方向以以下圖11-3設計用于帶式輸送機的一般圓柱蝸桿傳動

38、，傳達效率P5.0kW,n960rmin，傳動比i23，由電動機驅(qū)動，載荷安穩(wěn)。蝸桿材11料為20Cr，滲碳淬火，硬度58HRC。蝸輪資料為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）選擇蝸桿傳動種類依據(jù)GB/T10085-1988的介紹，采納漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲憊強度進行設計2ZEZPa3KT2H確立作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按z12，估取效率0.8，則T29.55106P29.55106P19.5510650.8915208Nmmn2n2960i23確立載荷系數(shù)K因工作載荷安穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)K1；由表11

39、-5采納使用系數(shù)KA1；因為轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)KV1.05，則KKAKKV111.051.05確立彈性影響系數(shù)ZE蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相當，1故ZE160MPa2確立接觸系數(shù)Zp假設d10.35，從圖11-18中可查得Zp2.9a確立許用接觸應力H由表11-7中查得蝸輪的基本許用應力268MPaH應力循環(huán)系數(shù)壽命系數(shù)則計算中心距N60n2jLh609601730084.2110723KHN81070.835574.2110HKHNH0.8355268223.914MPa1602a1.052.93915208160.396mm223.914取中心距a200mm，因i23，故從表1

40、1-2中取模數(shù)m8mm，蝸桿分度圓直徑d180mm。此時d1800.4，從圖11-18中查a200取接觸系數(shù)Zp2.74，因為ZpZp，所以以上計算結(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pam825.133；直徑系數(shù)q10；齒頂圓直徑da1d12ha*m96mm；齒根圓直徑df1d12ha*mc60.8mm；分度圓導程角111836；蝸桿軸向齒厚Sa0.5m12.567mm。蝸輪蝸輪齒數(shù)z247；變位系數(shù)x20.5驗算傳動比iz247，此時傳動比偏差23.523，z123.52.17%223是同意的。蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓直徑d

41、2mz2847376mmda2d22mha*x23762810.5384mdf2d22hf23762810.50.2364.8mmrg2a1da2200137612mm22（4）校核齒根曲折疲憊強度1.53KT2YYFd1d2mFa2F當量齒數(shù)zv2z24749.8533coscos111536依據(jù)x20.5,zv249.85，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa22.75螺旋角系數(shù)111.31Y10.9192140140許用曲折應力FFFNK從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用曲折應力56MPaF壽命系數(shù)KFN910670.664.2110FFKFN560.6636.9

42、58MPa校核齒根曲折疲憊強度1.531.059152082.750.919215.445F803768F曲折強度是滿足的。（5）驗算效率tan0.950.96tanv已知111836;varctanfv；fv與相對滑動速度va相關(guān)vad1n1809604.099ms601000cos601000cos111836從表11-18頂用插值法查得fv0.0238，v1.3633812148，代入式得0.8450.854，大于原預計值，所以不用重算。第十三章轉(zhuǎn)動軸承p342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能力最高哪個不可以承受徑向

43、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承受徑向載荷能力最高；N307/P4不可以承受徑向載荷。13-5依據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用25的兩個角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑d35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n1800rmin，已知兩軸承的徑向載荷分別為Fr13390N，F(xiàn)r23390N，外加軸向載荷Fae870N，作用方向指向軸承1，試確立其工作壽命。解（1）求兩軸承的計算軸向力FFa2a1和對于25的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力Fd

44、0.68Fr，e0.68Fd10.68Fr10.6833902305.2NFd20.68Fr20.681040707.2N兩軸計算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max2305.2,870707.22305.2NFa2maxFd2,Fd1Faemax707.2,2305.28701435.2N（2）求軸擔當量動載荷P1和1P2Fa12305.2eFr10.683390Fa21435.2eFr21.381040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1對軸承2X11Y10X20.41Y20.87因軸承運行中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp1.5，則P1fpX1Fr1Y1F

45、a11.51339002305.25085NP2fpX2Fr2Y2Fa21.50.4110400.871435.22512.536N3）確立軸承壽命因為題目中沒給出在軸承的詳盡代號，這里假設采納7207AC，查軸承手冊得基本額定載荷C29000N，因為P1P2，所以按軸承1的受力大小驗算106C3310629000LhP16018001717.5h60n508513-6若將圖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）求兩軸承遇到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件遇到的空間力系分解為鉛垂面（以下圖b）和水平面（以下圖a）兩個平面力

46、系。此中：圖c中的Fte為經(jīng)過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的Fae亦應經(jīng)過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)變仔圖中均未畫出）。FreFteFaeae2F1(Fd2)(Fd1)200320Fr1Vr2V(b)(a)FFr1Vr2VFte(c)由力分析可知：Fre200Faed900200400314Fr1V20032025202225.38NFr2VFreFr1V900225.38674.62NFr1H200Fte2002200846.15N200320520Fr2HFteFr1H2200846.151353.85NFr122225.382846.152875.65NFr1VFr1HFr

47、222674.6221353.8221512.62NFr2VFr2H（2）求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2查手冊的30207的e0.37，Y1.6，C54200NFd1Fr1875.652Y2273.64N1.6Fd2Fr21512.62472.69N2Y21.6兩軸計算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max273.64,400472.69872.69NFa2maxFd2,Fd1Faemax472.69,273.64400472.69N（3）求軸擔當量動載荷P1和P2Fa1872.69eFr10.9966875.65Fa2472.69eFr20.31251512.62由表13-5查得徑

48、向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為對軸承1對軸承2X10.4Y11.6X21Y20因軸承運行中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp1.5，則P1fpX1Fr1Y1Fa11.50.4875.651.6872.692619.846NP2fpX2Fr2Y2Fa21.511512.620472.692268.93N（4）確立軸承壽命因為PP，所以按軸承1的受力大小驗算121063106542003C283802.342hLhLhP1605202619.84660n故所選軸承滿足壽命要求。13-7某軸的一端支點上原采納6308軸承，其工作靠譜性為90%，現(xiàn)需將該支點軸承在壽命不降低的條件下將工作靠譜性提升到99%，試確立可能用來替代的軸承型號。解查手冊得6308軸承的基本額定動載荷C40800N。查表13-9，得靠譜性為90%時，a11，靠譜性為99%時，a10.21?？孔V性為90%時靠譜性為99%時106a131063L10C14080060nP60nPL1106a131063C0.21C60nP60nPL10L1106131060.21340800C60nP60nP即C4080068641.547N30.21查手冊，得6408軸承的基本額定動載荷C65500N，基本符合要求，故可用來替代的軸承型號為6408。第十五章