機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后復(fù)習(xí)題答案

..第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度p45習(xí)題答案3-1某材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲疲勞極限,取循環(huán)基數(shù),,試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000、25000、620000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。[解]3-2已知材料的力學(xué)性能為,,,試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線。[解]得,即根據(jù)點(diǎn),,按比例繪制該材料的極限應(yīng)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(shè)其強(qiáng)度極限σB=420MPa,精車(chē),彎曲,βq=1,試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線。[解]因,,查附表3-2,插值得,查附圖3-1得,將所查值代入公式,即查附圖3-2,得；按精車(chē)加工工藝,查附圖3-4,得,已知,則根據(jù)按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖3-5如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力,應(yīng)力幅,試分別按①②,求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)。[解]由題3-4可知〔1工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū),根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式,其計(jì)算安全系數(shù)〔2工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū),根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式,其計(jì)算安全系數(shù)..第五章螺紋連接和螺旋傳動(dòng)p101習(xí)題答案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(diǎn),各舉一例說(shuō)明它們的應(yīng)用螺紋類(lèi)型特點(diǎn)應(yīng)用普通螺紋牙形為等力三角形,牙型角60o,內(nèi)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(yīng)力留集中。同一公稱(chēng)直徑按螺距大小,分為粗牙和細(xì)牙。細(xì)牙螺紋升角小,自鎖性較好,搞剪強(qiáng)度高,但因牙細(xì)在耐磨,容易滑扣一般聯(lián)接多用粗牙螺紋,細(xì)牙螺紋常用于細(xì)小零件、薄壁管件或受沖擊、振動(dòng)和變載荷的連接中,也可作為微調(diào)機(jī)構(gòu)的調(diào)整螺紋用管螺紋牙型為等腰三角形,牙型角55o,內(nèi)外螺紋旋合后無(wú)徑向間隙,牙頂有較大的圓角管聯(lián)接用細(xì)牙普通螺紋薄壁管件非螺紋密封的55o圓柱管螺紋管接關(guān)、旋塞、閥門(mén)及其他附件用螺紋密封的55o圓錐管螺紋管子、管接關(guān)、旋塞、閥門(mén)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(cè)角3o,內(nèi)外螺紋以錐面巾緊不易松動(dòng),工藝較好,牙根強(qiáng)度高,對(duì)中性好最常用的傳動(dòng)螺紋鋸齒形螺紋牙型不為等腰梯形,工作面的牙側(cè)角3o,非工作面的牙側(cè)角30o。外螺紋牙根有較大的圓角,以減少應(yīng)力集中。內(nèi)外螺紋旋合后,大徑處無(wú)間隙,便于對(duì)中。兼有矩形螺紋傳動(dòng)效率高和梯形螺紋牙根旨度高的特點(diǎn)只能用于單向受力的螺紋聯(lián)接或螺旋傳動(dòng),如螺旋壓力機(jī)5-2將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細(xì)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(qiáng)度。5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時(shí)的受力變化情況,它的最大應(yīng)力,最小應(yīng)力如何得出？當(dāng)氣缸內(nèi)的最高壓

力提高時(shí),它的最大應(yīng)力,最小應(yīng)力將如何變化？解：最大應(yīng)力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時(shí),最小應(yīng)力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時(shí)。當(dāng)汽缸內(nèi)的最高壓力提高時(shí),它的最大應(yīng)力增大,最小應(yīng)力不變。5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力FΣ作用在包含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情況,并判斷哪個(gè)螺栓受力最大？堡證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些？5-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門(mén)起重機(jī)導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個(gè)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(dòng)。試問(wèn)：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(jī)械性能等級(jí)為8.8,校核螺栓連接強(qiáng)度。[解]采用鉸制孔用螺栓連接為宜因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng),鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對(duì)位置,并能承受橫向載荷,增強(qiáng)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(duì)滑移,而普通螺栓連接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩,連接不牢靠?！?確定M6×40的許用切應(yīng)力[]由螺栓材料Q215,性能等級(jí)8.8,查表5-8,可知,查表5-10,可知〔2螺栓組受到剪力F和力矩〔,設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為,轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為,各螺栓軸線到螺栓組對(duì)稱(chēng)中心的距離為r,即由圖可知,螺栓最大受力故M6×40的剪切強(qiáng)度不滿足要求,不可靠。5-6已知一個(gè)托架的邊板用6個(gè)螺栓與相鄰的機(jī)架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對(duì)稱(chēng)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(shè)采用鉸制孔用螺栓連接,試問(wèn)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(zhuǎn)矩,設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為,轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為〔a中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r,即r=125mm由〔a圖可知,最左的螺栓受力最大〔b方案中由〔b圖可知,螺栓受力最大為5-7圖5-52所示為一拉桿螺紋聯(lián)接。已知拉桿所受的載荷F=56KN,載荷穩(wěn)定,拉桿材料為Q235鋼,試設(shè)計(jì)此聯(lián)接。5-8兩塊金屬板用兩個(gè)M12的普通螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預(yù)緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級(jí)為4.8的中碳鋼制造,求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接,被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預(yù)緊力Fo=15000N,當(dāng)受軸向工作載荷F＝10000N時(shí),求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)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=0~1MPa,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(shè)計(jì)此聯(lián)接。5-11設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單千斤頂〔參見(jiàn)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。<1>選作材料。螺栓材料等選用45號(hào)鋼。螺母材料選用ZCuA19Mn2,查表確定需用壓強(qiáng)[P]=15MPa.

<2>確定螺紋牙型。梯形螺紋的工藝性好,牙根強(qiáng)度高,對(duì)中性好,本題采用梯形螺紋。

〔3按耐磨性計(jì)算初選螺紋的中徑。因選用梯形螺紋且螺母兼作支承,故取,根據(jù)教材式〔5-45得

按螺桿抗壓強(qiáng)度初選螺紋的內(nèi)徑。根據(jù)第四強(qiáng)度理論,其強(qiáng)度條件為

但對(duì)中小尺寸的螺桿,可認(rèn)為,所以上式可簡(jiǎn)化為

式中,A為螺桿螺紋段的危險(xiǎn)截面面積,;S為螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù),對(duì)于傳力螺旋,S=3.5-5.0;對(duì)于傳導(dǎo)螺旋,S=2.5-4.0;對(duì)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(jì)算和抗壓強(qiáng)度計(jì)算的結(jié)果,可知本題螺桿直徑的選定應(yīng)以抗壓強(qiáng)度計(jì)算的結(jié)果為準(zhǔn),按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T5796-1986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=40.5mm,螺紋線數(shù)n=1,螺距P=7mm.

<6>校核螺旋的自鎖能力。對(duì)傳力螺旋傳動(dòng)來(lái)說(shuō),一般應(yīng)確保自鎖性要求,以避免事故。本題螺桿的材料為鋼,螺母的材料為青銅,鋼對(duì)青銅的摩擦系數(shù)f=0.09<查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》>。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(jìn)行調(diào)整。

〔7計(jì)算螺母高度H.因選所以H=,取為102mm.螺紋圈數(shù)計(jì)算：z=H/P=14.5

螺紋圈數(shù)最好不要超過(guò)10圈,因此宜作調(diào)整。

一般手段是在不影響自鎖性要求的前提下,可適當(dāng)增大螺距P,而本題螺桿直徑的選定以抗壓強(qiáng)度計(jì)算的結(jié)果為準(zhǔn),耐磨性已相當(dāng)富裕,所以可適當(dāng)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。

〔8螺紋牙的強(qiáng)度計(jì)算。由于螺桿材料強(qiáng)度一般遠(yuǎn)大于螺母材料強(qiáng)度,因此只需校核螺母螺紋的牙根強(qiáng)度。根據(jù)教材表5-13,對(duì)于青銅螺母,這里取30MPa,由教材式〔5-50得螺紋牙危險(xiǎn)截面的剪切應(yīng)力為

滿足要求

螺母螺紋根部一般不會(huì)彎曲折斷,通?？梢圆贿M(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。

〔9螺桿的穩(wěn)定性計(jì)算。當(dāng)軸向壓力大于某一臨界值時(shí),螺桿會(huì)發(fā)生側(cè)向彎曲,喪失穩(wěn)定性。好圖所示,取B=70mm.則螺桿的工作長(zhǎng)度

l=L+B+H/2=305mm

螺桿危險(xiǎn)面的慣性半徑i=d1/4=9mm螺桿的長(zhǎng)度：按一端自由,一段固定考慮,取

螺桿的柔度：,因此本題螺桿,為中柔度壓桿。棋失穩(wěn)時(shí)的臨界載荷按歐拉公式計(jì)算得

所以滿足穩(wěn)定性要求。第六章鍵、花鍵、無(wú)鍵連接和銷(xiāo)連接p115習(xí)題答案6-16-26-3在一直徑的軸端,安裝一鋼制直齒圓柱齒輪〔如下圖,輪轂寬度,工作時(shí)有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸,并計(jì)算其允許傳遞的最大扭矩。[解]根據(jù)軸徑,查表得所用鍵的剖面尺寸為,根據(jù)輪轂長(zhǎng)度取鍵的公稱(chēng)長(zhǎng)度鍵的標(biāo)記鍵鍵的工作長(zhǎng)度為鍵與輪轂鍵槽接觸高度為根據(jù)齒輪材料為鋼,載荷有輕微沖擊,取許用擠壓應(yīng)力根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為6-46-56-6第八章帶傳動(dòng)p164習(xí)題答案8-1V帶傳動(dòng)的,帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù),包角,初拉力。試問(wèn)：〔1該傳動(dòng)所能傳遞的最大有效拉力為多少？〔2若,其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？〔3若傳動(dòng)效率為0.95,彈性滑動(dòng)忽略不計(jì),從動(dòng)輪輸出效率為多少？[解]8-2V帶傳動(dòng)傳遞效率,帶速,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍,即,試求緊邊拉力、有效拉力和初拉力。[解]8-38-4有一帶式輸送裝置,其異步電動(dòng)機(jī)與齒輪減速器之間用普通V帶傳動(dòng),電動(dòng)機(jī)功率P=7kW,轉(zhuǎn)速,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速,允許誤差為,運(yùn)輸裝置工作時(shí)有輕度沖擊,兩班制工作,試設(shè)計(jì)此帶傳動(dòng)。[解]〔1確定計(jì)算功率由表8-7查得工作情況系數(shù),故〔2選擇V帶的帶型根據(jù)、,由圖8-11選用B型。〔3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑,并驗(yàn)算帶速①由表8-6和8-8,取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑②驗(yàn)算帶速③計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑〔4確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度①由式,初定中心距。②計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度③實(shí)際中心距中心距的變化范圍為?！?驗(yàn)算小帶輪上的包角故包角合適?！?計(jì)算帶的根數(shù)①計(jì)算單根V帶的額定功率由,查表8-4a得根據(jù)查表8-5得,表8-2得,于是②計(jì)算V帶的根數(shù)取3根?！?計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量,所以〔8計(jì)算壓軸力〔9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)〔略..第九章鏈傳動(dòng)p184習(xí)題答案9-2某鏈傳動(dòng)傳遞的功率,主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速,從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速,載荷平穩(wěn),定期人工潤(rùn)滑,試設(shè)計(jì)此鏈傳動(dòng)。[解]〔1選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù),大鏈輪的齒數(shù)〔2確定計(jì)算功率由表9-6查得,由圖9-13查得,單排鏈,則計(jì)算功率為〔3選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距根據(jù),查圖9-11,可選16A,查表9-1,鏈條節(jié)距〔4計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取,相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)。查表9-7得中心距計(jì)算系數(shù),則鏈傳動(dòng)的最大中心距為〔5計(jì)算鏈速,確定潤(rùn)滑方式由和鏈號(hào)16A,查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤(rùn)滑?！?計(jì)算壓軸力有效圓周力為鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù),則壓軸力為9-3已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速,齒數(shù),從動(dòng)鏈齒數(shù),中心距,滾子鏈極限拉伸載荷為55.6kN,工作情況系數(shù),試求鏈條所能傳遞的功率。[解]由,查表9-1得,鏈型號(hào)16A根據(jù),查圖9-11得額定功率由查圖9-13得且..第十章齒輪傳動(dòng)p236習(xí)題答案10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)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(bǔ)充題：如圖〔b,已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪,標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪,若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消,應(yīng)為多少？并計(jì)算2、3齒輪各分力大小。[解]〔1齒輪2的軸向力：齒輪3的軸向力：即由即〔2齒輪2所受各力：齒輪3所受各力：10-6設(shè)計(jì)銑床中的一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng),已知,壽命,小齒輪相對(duì)其軸的支承為不對(duì)稱(chēng)布置,并畫(huà)出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。[解]<1>選擇齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料①選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。②銑床為一般機(jī)器,速度不高,故選用7級(jí)精度〔GB10095-88。③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?！?按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1確定公式中的各計(jì)算值①試選載荷系數(shù)②計(jì)算小齒輪傳遞的力矩③小齒輪作不對(duì)稱(chēng)布置,查表10-7,選取④由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。⑥齒數(shù)比⑦計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)⑨計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為,安全系數(shù)2計(jì)算①計(jì)算小齒輪分度圓直徑,代入中較小值②計(jì)算圓周速度③計(jì)算尺寬④計(jì)算尺寬與齒高之比⑤計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)直齒輪,由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得由,,查圖10-13得故載荷系數(shù)⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑⑦計(jì)算模數(shù)?、鄮缀纬叽缬?jì)算分度圓直徑：中心距：確定尺寬：圓整后取?！?按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。②由圖10-18取彎曲疲勞壽命。③計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)④計(jì)算載荷系數(shù)⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得⑥校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式進(jìn)行校核所以滿足彎曲強(qiáng)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(dòng),已知,兩齒輪的齒數(shù)為,8級(jí)精度,小齒輪材料為〔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(duì)其軸的支承為對(duì)稱(chēng)布置,試計(jì)算該齒輪傳動(dòng)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〔調(diào)質(zhì),小齒輪硬度217~269HBS,大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì),大齒輪硬度217~255HBS〔2按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算①計(jì)算小齒輪的分度圓直徑②計(jì)算齒寬系數(shù)③由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù),由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。⑤齒數(shù)比⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為,安全系數(shù)⑨由圖10-26查得⑩計(jì)算齒輪的圓周速度計(jì)算尺寬與齒高之比計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù),8級(jí)精度,查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)由表10-3,查得按輕微沖擊,由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4查得{按=1查得}由,,查圖10-13得故載荷系數(shù)由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩〔3按彎曲強(qiáng)度計(jì)算①計(jì)算載荷系數(shù)②計(jì)算縱向重合度③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)④計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命。⑧計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)⑨計(jì)算大、小齒輪的,并加以比較?、庥蓮澢鷱?qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩〔4齒輪傳動(dòng)的功率取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即..第十一章蝸桿傳動(dòng)p272習(xí)題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動(dòng)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(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng),傳遞效率,傳動(dòng)比,由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng),載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr,滲碳淬火,硬度。蝸輪材料為,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(jì)。[解]〔1選擇蝸桿傳動(dòng)類(lèi)型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦,采用漸開(kāi)線蝸桿〔ZI?！?按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)①確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按,估取效率,則②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)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高,無(wú)沖擊,可取動(dòng)載系數(shù),則③確定彈性影響系數(shù)蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配,故④確定接觸系數(shù)假設(shè),從圖11-18中可查得⑤確定許用接觸應(yīng)力由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)系數(shù)壽命系數(shù)則⑥計(jì)算中心距取中心距,因,故從表11-2中取模數(shù),蝸桿分度圓直徑。此時(shí),從圖11-18中查取接觸系數(shù),因?yàn)?因此以上計(jì)算結(jié)果可用?！?蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸①蝸桿蝸桿頭數(shù),軸向齒距；直徑系數(shù)；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚。②蝸輪蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)驗(yàn)算傳動(dòng)比,此時(shí)傳動(dòng)比誤差,是允許的。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〔4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度①當(dāng)量齒數(shù)根據(jù),從圖11-19中可查得齒形系數(shù)②螺旋角系數(shù)③許用彎曲應(yīng)力從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力壽命系數(shù)④校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度彎曲強(qiáng)度是滿足的。〔5驗(yàn)算效率已知；與相對(duì)滑動(dòng)速度相關(guān)從表11-18中用插值法查得,,代入式得,大于原估計(jì)值,因此不用重算。..第十三章滾動(dòng)軸承p342習(xí)題答案13-1試說(shuō)明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級(jí)最高？哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)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(jí)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,決定在軸的兩端用的兩個(gè)角接觸球軸承,如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑,工作中有中等沖擊,轉(zhuǎn)速,已知兩軸承的徑向載荷分別為,,外加軸向載荷,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(jì)算軸向力和對(duì)于的角接觸球軸承,按表13-7,軸承派生軸向力,兩軸計(jì)算軸向力〔2求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1對(duì)軸承2因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6,取,則〔3確定軸承壽命由于題目中沒(méi)給出在軸承的具體代號(hào),這里假設(shè)選用7207AC,查軸承手冊(cè)得基本額定載荷,因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算13-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承,代號(hào)為30207。其他條件同例題13-2,試驗(yàn)算軸承的壽命。[解]〔1求兩軸承受到的徑向載荷和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(gè)平面力系。其中：圖c中的為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的亦應(yīng)通過(guò)另加彎矩而平移到作用于軸線上〔上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫(huà)出。由力分析可知：〔2求兩軸承的計(jì)算軸向力和查手冊(cè)的30207的,,兩軸計(jì)算軸向力〔3求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和由表13-5