機械設計答案全

機械設計第八版答案第三章3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限σ1180MPa，取循環(huán)基數(shù)N05106，m9，試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000、25000、620000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。[解]σ1Nσ19N018095106373.6MPa1N17103σ1N2N018095106324.3MPaσ192.5104N2σ1N3N018095106227.0MPaσ196.2105N33-2已知材料的力學性能為σs260MPa，σ1170MPa，Φσ0.2，試繪制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。[解]A'(0,170)C(260,0)Φσ2σ1σ0σ0σ2σ101Φσσ02σ12170283.33MPa1Φσ10.2得D'(283.332,283.332)，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，設其強度極限 σB=420MPa，精車，彎曲，βq=1，試繪制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。[解]因D541.2，r30.067，查附表3-2，插值得σ1.88，查附圖3-1得qσ0.78，d45d45將所查值代入公式，即kσ1qσσ110.781.8811.69查附圖3-2，得εσ0.75；按精車加工工藝，查附圖3-4，得βσ0.91，已知βq1，則Kσkσ1111.691112.35εσβσβq0.750.911A0,1702.35,C260,0,D141.67,141.672.35根據(jù)A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比例繪出該零件的極限應力線圖如下圖3-5如題3-4中危險截面上的平均應力σm20MPa，應力幅σa20MPa，試分別按①rC②σmC，求出該截面的計算安全系數(shù)Sca。-------------------------------------------------------我是分界線----------------------------------------------[解]由題3-4可知σ-1170MPa,σs260MPa,Φσ0.2,Kσ2.351）rC工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的循環(huán)特性不變公式，其計算安全系數(shù)σ170ScaKσΦσ2.282.35300.220σaσm（2）σ Cm工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的平均應力不變公式，其計算安全系數(shù)σKσΦσ1702.350.2σ20ScaKσσ2.3530201.81σam第五章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還是鉸制孔用螺栓連接為宜？為什么？Q215，若用M6×40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] 采用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(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移，而普通螺栓連接靠結合面產生的摩擦力矩來抵抗轉矩，連接不牢靠。（1）確定M6×40的許用切應力 [ ]由螺栓材料Q215，性能等級，查表5-8，可知[σs]640MPa，查表5-10，可知[S]3.5~5.0[σ]640[]s182.86~128MPa[S]3.5~5.0σ640[σp]s426.67MPaSp1.5（2）螺栓組受到剪力F和力矩（TFL），設剪力F分在各個螺栓上的力為Fi，轉矩T分在各個螺Fj150752mm栓上的分力為，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即r2cos45Fi1F1202.5kN88300103FjFL2052kN8r8752103由圖可知，螺栓最大受力Fmax Fi2 Fj2 2FiFjcosθ 2.52 (52)2 2 2.5 5 2 cos45 9.015kNFmax9.015103319[]d026103244σpFmax9.015103131.8[σp]10311.4103d0Lmin6故M6×40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(xiàn)有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設采用鉸制孔用螺栓連接，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和轉矩，設剪力F分在各個螺栓上的力為Fi，轉矩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FmaxFiFj102030kN（b）方案中Fi1F16010kN661252MrmaxFLrmax602501031252103Fjmax224.39kN62612521252226riri241251022i1i1由（b）圖可知，螺栓受力最大為FmaxFi2Fj22FiFjcosθ102(24.39)221024.39233.63kN5由d04Fmax可知采用（a）布置形式所用的螺栓直徑較小5-10第六章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(jù)軸徑d80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為b22mm，h14mm根據(jù)輪轂長度L'1.5d1.580120mm取鍵的公稱長度L90mm鍵的標記鍵2290GB1096-79鍵的工作長度為lLb902268mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為kh7mm2根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應力[σ]110MPap根據(jù)普通平鍵連接的強度條件公式σ2T103[σ]pkldp變形求得鍵連接傳遞的最大轉矩為kld[σ76880110Tmaxm200020002094N第八章帶傳動習題答案8-1V帶傳動的n11450rmin，帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)fv0.51，包角1180，初拉力F0360N。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若dd1100mm，其傳遞的最大轉矩為多少？（3）若傳動效率為，彈性滑動忽略不計，從動輪輸出效率為多少？1111efv1e0.51478.4N[解]1Fec2F023601111efv0.511e2TFecdd1478.410010-323.92Nmm223PFecν?ηFecn1dd1?η1000 1000 601000478.414503.141000.9510006010003.45kW8-2V帶傳動傳遞效率P7.5kW，帶速ν10ms，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]FeνP1000Fe1000P10007.5ν750N10FeF1F2且F12F2F12Fe27501500NF1F0Fe2F0F1F228-4有一帶式輸送裝置，其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，轉速n1960rmin，減速器輸入軸的轉速n2330rmin，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Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)KA1.2，故PcaKAP1.278.4kW（2）選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、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 ν①由表8-6和8-8，取主動輪的基準直徑 dd1 180mm②驗算帶速ννdd1n11809601000609.0432ms6010005ms ν30ms帶速合適③計算從動輪的基準直徑dd1n11ε18096010.05dd2n2330497.45mm（4）確定V帶的中心距a和基準長度Ld①由式0.7dd1dd2a02dd1dd2，初定中心距a0550mm。②計算帶所需的基準長度dd2dd12Ld02a0dd1dd24a0218022550180500500455022214mm由表8-2選帶的基準長度Ld2240mm③實際中心距aaa0LdLd05502240221422563mm中心距的變化范圍為550~630mm。（5）驗算小帶輪上的包角 α1α1180dd2dd157.318050018057.314790a563故包角合適。（6）計算帶的根數(shù)z①計算單根V帶的額定功率Pr由dd1180mm和n1960ms，查表8-4a得P03.25kW根據(jù)n1960ms,i9602.9和B型帶，查表得P00.303kW330查表8-5得kα0.914，表8-2得kL1，于是PrP0P0kαkL(3.250.303)0.91413.25kW②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型帶的單位長度質量q018kgm，所以F02.5kαPca25002.50.9148.49.04322283Nmin500qν0.9140.18kαzν39.0432（8）計算壓軸力Fp2zF0minsinα123283sin1471628N22（9）帶輪結構設計（略）第九章鏈傳動習題答案9-2 某鏈傳動傳遞的功率 P 1kW，主動鏈輪轉速 n1 48rmin，從動鏈輪轉速 n2 14rmin，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(shù)取小鏈輪齒數(shù)z119，大鏈輪的齒數(shù)z2iz1n1z1481965n214（2）確定計算功率由表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)距根據(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(30~50)p(30~50)25.4762~1270mm。取a0900mm，相應的鏈長節(jié)數(shù)為a0z1z2z22Lp02z1pp22a0900196565225.421925.422114.3900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ν，確定潤滑方式νn1z1p481925.40.386ms100060100060由ν0.386ms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Fp有效圓周力為Fe1000p100012591Nν0.386鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)KFp1.15，則壓軸力為FpKFpFe1.1525912980N9-3已知主動鏈輪轉速n1850rmin，齒數(shù)z121，從動鏈齒數(shù)z299，中心距a900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為，工作情況系數(shù)KA1，試求鏈條所能傳遞的功率。[解]由Flim55.6kW，查表9-1得p25.4mm，鏈型號16A根據(jù)p25.4mm，n1850rmin，查圖9-11得額定功率Pca35kW由z121查圖9-13得Kz1.45且KA1Pca35P24.14kWKAKz11.45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] 受力圖如下圖：補充題：如圖（b），已知標準錐齒輪m5,z120,z250,ΦR0.3,T24105Nmm，標準斜齒輪mn6,z324，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，β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：FFαδ2T2αδ2T2tanαsinδ2dm2m10.5ΦRz2齒輪3的軸向力：Fa3Ft3tanβ2T3tanβ2T3tanβ2T3sinβd3mnz3mnz3cosβFa2Fa3,α20,T2T32T2tanαsinδ22T3sinβm10.5ΦRz2mnz3即sinβmnz3tanαsinδ2m10.5ΦRz2由tanδz2502.5sinδ20.928cosδ20.3712z120mzαδ624tan200.928sinβn3tansin20.2289m10.5ΦRz2510.50.350即β13.2312）齒輪2所受各力：Ft22T2m12T2524105503.765103N3.765kNdm20.5ΦRz210.50.3FFtanαcosδ3.765103tan200.3710.508103N0.508kNr2t22FFtanαsinδ3.765103tan200.9281.272103N1.272kNa2t22Fn2Ft23.7651034kNcosαcos20齒輪3所受各力：Ft32T32T22T2cosβ24105cos13.2315.408103N5.408kNd3mnz3mnz3624cosβFr3Ft3tanαn5.408103tan202.022103N2.022kNcosβcos12.321Fa3Ft3tanβ5.408103tan5.408103tan201.272103N1.272kNcos12.321Fn3Ft33.7651035.889103N5.889kNcosαncosβcos20cos12.32110-6設計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知P17.5kW,n11450rmin,z126,z254，壽命Lh12000h，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①選用直齒圓柱齒輪傳動。②銑床為一般機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。③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40HBS。（2）按齒面接觸強度設計KT1u12d1tZE2.323uσHΦd）確定公式中的各計算值①試選載荷系數(shù)Kt1.5②計算小齒輪傳遞的力矩T195.5105P195.51057.549397Nmmn11450③小齒輪作不對稱布置，查表10-7，選取Φd1.01④由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ600MPa；大齒輪的接觸疲勞Hlim1強度極限σ550MPa。Hlim2⑥齒數(shù)比uz2542.08z126⑦計算應力循環(huán)次數(shù)N160njLh6014501120001.0441091N2N11.0441090.5029u2.0810⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.98,KHN21.0⑨計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S 1σ1KHN1σHlim10.98600588MPaHS1KHN2σ1.03550σHlim2566.5MPa2HS1）計算①計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入σ中較小值HKT1u1ZE22.3231.5493972.081189.82d1t2.32353.577mmΦduσH12.08566.5②計算圓周速度ννd1tn13.1453.57714506010006010004.066ms③計算尺寬bbΦdd1t153.57753.577mm④計算尺寬與齒高之比bhmtd1t53.5772.061mmz126h2.25mt2.252.0614.636mmb53.57711.56h4.636⑤計算載荷系數(shù)根據(jù)ν4.066ms，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)KA1.25由表10-4用插值法查得KHβ1.420由b11.56，KHβ1.420，查圖10-13得KFβ1.37h故載荷系數(shù)KKAKvKHKH1.251.211.4202.13⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d1d1t3K53.57732.1360.22Kt1.5⑦計算模數(shù)md160.22m262.32mmz1取m2.5⑧幾何尺寸計算分度圓直徑： d1 mz1 2.5 26 65mmd2 mz2 2.5 54 135mm中心距：ad1d265135100mm22確定尺寬：2KT1u12.5ZE2bd12uσH222.13493972.0812.5189.86522.08566.551.74mm圓整后取b252mm,b157mm。（3）按齒根彎曲疲勞強度校核①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1σ。FE2380MPa②由圖10-18取彎曲疲勞壽命KFN10.89,KFN20.93。③計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4σF1KFN1σFE10.89500317.86MPaS1.4KFN2σ0.93500σF2FE2252.43MPaS1.4④計算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.211.372.055⑤查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)由表10-5查得YF2.6YF2.304a1a2YSa11.595YSa21.712⑥校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式σ2KT1YYσ進行校核Fbd1mFaSaFσF12KT1YFa1YSa122.055493972.61.59599.64MPaσF1bd1m52652.5σF22KT1YFa2YSa222.055493972.31.71294.61MPaσF2bd1m52652.5所以滿足彎曲強度，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，已知n1750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為z124,z2108,β922',mn6mm,b160mm，8級精度，小齒輪材料為38SiMnMo（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(jù)小齒輪材料為38SiMnMo（調質），小齒輪硬度217~269HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），大齒輪硬度217~255HBS（2）按齒面接觸疲勞硬度計算Φdεd13u2T1σH2Ku1ZHZE①計算小齒輪的分度圓直徑z1mn246145.95mmd1cos922'cosβ②計算齒寬系數(shù)Φdb1601.096d1145.951③由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH2.47④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ730MPa；大齒輪的接觸疲Hlim1勞強度極限σ550MPa。Hlim2⑤齒數(shù)比uz21084.5z124⑥計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh6075013002025.4108N2N15.41081.2108u4.5⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN11.04,KHN21.1⑧計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S 1Kσ1.04730σHN1Hlim1759.2MPaH1S1KHN2σ1.1550σHlim2605MPaH2S1⑨由圖10-26查得ε10.75,ε20.88,則εε1ε21.63⑩計算齒輪的圓周速度νd1n13.14145.9575010006010005.729ms60b計算尺寬與齒高之比hmntd1cosβ145.95cos922'z16mm26h2.25mnt2.25613.5mmb160h11.8513.5計算載荷系數(shù)根據(jù)ν5.729ms，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按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)KA1.25由表10-4查得KHβ1.380{按Φd=1查得}由b11.85，KHβ1.380，查圖10-13得KFβ1.33h故載荷系數(shù)KKAKvKHKH1.251.221.41.3802.946由接觸強度確定的最大轉矩Φε3uminσH,σH212T1dd12Ku1ZHZE21.0961.63145.9534.560522.9464.512.47189.81284464.096N（3）按彎曲強度計算T1Φdεd12mnσF2KYβYFaYSa①計算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.221.41.332.840②計算縱向重合度ε0.318tanβ0.3181.09624tan922'1.380βd1③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ0.92④計算當量齒數(shù)z124zv1cos922'cos3βz2108zv1cos922'cos3β

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24.99112.3⑤查取齒形系數(shù)YFa及應力校正系數(shù)YSa由表10-5查得YFa12.62YFa22.17YSa11.59YSa21.80⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ520MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1σ430MPa。FE2⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命KFN10.88,KFN20.90。⑧計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4Kσ0.88520σF1FN1FE1305.07MPaS1.5KFN2σ430σF2FE20.90258MPaS1.5σ⑨計算大、小齒輪的F，并加以比較YFaYSaσ1305.07F73.23YFa1YSa12.621.59σ2258F66.05YFa2YSa22.171.80σFσ1σ取minF,F266.05YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2⑩由彎曲強度確定的最大轉矩T1Φdεd12mnσF1.0961.63145.952666.052885986.309Nmm2KYβYFaYSa22.8400.924）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T11284464.096NT1n11284464.096750100.87kWP1069.551069.55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設計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率P15.0kW,n1960rmin，傳動比i23，由電動機驅動，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr，滲碳淬火，硬度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/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲勞強度進行設計2ZEZPa 3KT2σH①確定作用蝸輪上的轉矩 T2按z2，估取效率η0.8，則1T29.55106P29.55106P1η9.5510650.8mmn2n2915208N960i23②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)

Kβ

1；由表

11-5

選取使用系數(shù)

KA

1；由于轉速不高，無沖擊，可取動載系數(shù) KV 1.05，則KKAKβKV111.051.051③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ZE160MPa2④確定接觸系數(shù)Zp假設d10.35，從圖11-18中可查得Zp2.9a⑤確定許用接觸應力σH由表11-7中查得蝸輪的基本許用應力σ'268MPaH應力循環(huán)系數(shù)N60n2jLh609601730084.2110723壽命系數(shù)KHN81070.83554.21107則σHKHNσH'0.8355268223.914MPa⑥計算中心距1602a31.052.9160.396mm915208223.914取中心距a200mm，因i23，故從表11-2中取模數(shù)m8mm，蝸桿分度圓直徑d180mm。此時d1800.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)Zp'2.74，因為Zp'Zp，a200因此以上計算結果可用。3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸①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df1d2h*mc60.8mm；分度圓導程角1aγ1118'36"；蝸桿軸向齒厚Sa0.5m12.567mm。②蝸輪蝸輪齒數(shù)z247；變位系數(shù)x20.5驗算傳動比z24723.5，此時傳動比誤差23.523，是允許的。i22.17%z123蝸輪分度圓直徑 d2 mz2 8 47 376mm蝸輪喉圓直徑da2d22*x23762810.5384mmha蝸輪齒根圓直徑df2d22hf23762810.50.2364.8mm蝸輪咽喉母圓直徑rg2a1da2200137612mm22（4）校核齒根彎曲疲勞強度σ1.53KT2YYσFd1d2mFa2βF①當量齒數(shù)zv2z24749.85cos3γcos31115'36"根據(jù)x20.5,zv249.85，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)Y2.75Fa2②螺旋角系數(shù)Yβ1γ111.310.9192140140③許用彎曲應力σFσF'KFN從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力σ'56MPaF壽命系數(shù)KFN91060.664.21107σFσF'KFN560.6636.958MPa④校核齒根彎曲疲勞強度σ1.531.059152082.750.919215.445σF803768F彎曲強度是滿足的。（5）驗算效率ηη0.95~0.96tanγtanγv已知γ1118'36";varctanfv；fv與相對滑動速度va相關vad1n1809604.099ms601000cosγ601000cos1118'36"從表11-18中用插值法查得fv0.0238，v1.36338121'48"，代入式得η0.845~0.854，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 試說明下列各軸承的內徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個允許的極限轉速最高？哪個承受徑向載荷能力最高？哪個不能承受徑向載荷？N307/P4 6207 30207 51301[解]N307/P4、6207、30207的內徑均為35mm，51301的內徑為5mm；N307/P4的公差等級最高；6207承受徑向載荷能力最高；N307/P4不能承受徑向載荷。13-5根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用α25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，試確定其工作壽命。[解]（1）求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2對于α25的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力Fd0.68Fr，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）求軸承當量動載荷 P1和1P2Fa12305.20.68eFr13390Fa21435.21.38eFr21040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1X11Y10對軸承2X20.41Y20.87因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp1.5，則PfpXFr1YF1.51339002305.25085N111a1P2fpX2Fr2Y2Fa21.50.4110400.871435.22512.536N（3）確定軸承壽命由于題目中沒給出在軸承的具體代號，這里假設選用 7207AC，查軸承手冊得基本額定載荷C29000N121的受力大小驗算，因為PP，所以按軸承1063106290003C1717.5hLhP1601800508560n13-6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）兩個平面力系。其中：圖c中的Fte為通過另加轉矩而平移到指向軸線；圖a中的Fae亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉化仔圖中均未畫出）。reFFteFaeaeF21(Fd1)(Fd2)200320Fr2Vr1VF(b)(a)Fr2VFr1VFte(c)由力分析可知：Fre200Faed900200400314Fr1V20032025202225.38NFr2VFreFr1V900225.38674.62NFr1H200Fte2002200846.15N200320520Fr2HFteFr1H2200846.151353.85NFr1Fr1V22225.382846.152875.65NFr1HFr2Fr2V2Fr2H2674.6221353.8221512.62N（2）求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2查手冊的30207的e0.37，Y1.6，C54200NFd1Fr1875.65273.64N2Y21.6Fd2Fr21512.622Y2472.69N1.6兩軸計算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max273.64,400472.69872.69NFa2maxFd2,Fd1Faemax472.69,273.64400472.69N（3）求軸承當量動載荷P1和P2Fa1872.690.9966eFr1875.65Fa2472.690.3125eFr21512.62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1X10.4Y11.6對軸承2X21Y20因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp1.5，則P1fpX1Fr1Y1Fa11.50.4875.651.6872.692619.846NP2fpX2Fr2Y2Fa21.511512.620472.692268.93N（4）確定軸承壽命因為PP1的受力大小驗算12，所以按軸承10631063LhC5420060nP160520283802.342hLh'2619.846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高到99%，試確定可能用來替換的軸承型號。[解]查手冊得6308軸承的基本額定動載荷C40800N。查表13-9，得可靠性為90%時，a11，可靠性為99%時，a10.21。106a1C33可靠性為90%時L1010614080060nP60nP106a131063可靠性為99%時L1C0.21C60nP60nPL10L1106131060.21340800C60nP60nP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構圖，試指出其設計錯誤，并畫出改正圖。[解] （1）處兩軸承應當正裝。2）處應有間隙并加密封圈。3）處應有軸間定位。4）處鍵不能伸入端蓋，軸的伸出部分應加長。5）處齒輪不能保證軸向固定。6）處應有軸間定位。7）處應加調整墊片。改正圖見軸線下半部分。77113235