西工大版機(jī)械設(shè)計(jì)答案(第八版)-王

. .. .. .第三章 機(jī)械零件的強(qiáng)度習(xí)題答案3-1某材料的對(duì)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(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。6[解]σ1N1σ19N018095103373.6MPaN1710σ1N2σ19N018095106324.3MPaN22.5104σ1N3σ19N018095106227.0MPaN36.21053-2已知材料的力學(xué)性能為σ260MPa，σ1170MPa，Φσ0.2，試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命s壽命曲線。[解]A'(0,170)C(260,0)σ1σΦσ20σ0σ02σ11Φσσ2σ12170283.33MPa01Φσ10.2得D'(283.332,283.332)，即D'(141.67,141.67)根據(jù)點(diǎn)A'(0,170)，C(260,0)，D'(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示.下載可編輯.. .. .. .3-4 圓軸軸肩處的尺寸為 ：D=54mm，d=45mm ，r=3mm。如用題 3-2 中的材料 ，設(shè)其強(qiáng)度極限σ，精車，彎曲，βq=1，試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線。B=420MPa[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β1，則qKσkσ1111.69112.35εσβσβq0.750.9111A0,1702.35,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(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σm20MPa，應(yīng)力幅σa20MPa，試分別按①rC②σmC，求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)Sca。[解]由題3-4可知σ-1170MPa,σs260MPa,Φσ0.2,Kσ2.351）rC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).下載可編輯.. .. .. .Scaσ-11702.28KσΦσ2.35300.220σaσm（2）σmC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)σKσΦσ1702.350.2σ20Sca-1σm1.81Kσσ2.353020σam.下載可編輯.. .. .. .第五章螺紋連接和螺旋傳動(dòng)習(xí)題答案5-5 圖5-50是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機(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：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)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。（1）確定M6×40的許用切應(yīng)力[](螺栓受到切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力，p87)由螺栓材料Q215，性能等級(jí)8.8，查表5-8，可知[σ640MPa，查表5-10，可知s][S]3.5~5.0.下載可編輯.......[σ640[]s]182.86~128MPa[S]3.5~5.0σ640[σp]s426.67MPaSp1.5（2）螺栓組受到剪力F和力矩（TFL，普通螺栓），設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為Fi，轉(zhuǎn)矩TFj150752mm分在各個(gè)螺栓上的分力為，各螺栓軸線到螺栓組對(duì)稱中心的距離為r,即r2cos45Fi1F1202.5kN88300103FjFL2052kN8r8752103由圖可知，螺栓最大受力FmaxFi2Fj22FiFjcosθ2.52(52)222.552cos459.015kNFmax9.015103319[]210324d046σpFmax9.015103131.8[σp]d0Lmin610311.4103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)稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖5-51所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最?。繛槭裁?？[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 Fi，轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)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=125mm.下載可編輯.......Fi1F16010kN66FjFL602501036r612510320kN由（a）圖可知，最左的螺栓受力最大 Fmax Fi Fj 10 20 30kN（b）方案中Fi1F16010kN661252Mrmax602501031252103FjmaxFLrmax224.39kN626212521252riri41252106i1i1222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。P85思路：5-10.圖5-19 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.下載可編輯.. .. .. .D1=350mm,D2=250mm. 上、下凸緣厚均為 25mm。試設(shè)計(jì)此聯(lián)接。受軸向載荷的普通螺栓 。失效為螺栓的斷裂 。P83,F1=(1.5-1.8)F.下載可編輯.. .. .. .第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接習(xí)題答案6-3在一直徑d80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度L1.5d，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(biāo)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(yīng)力[σ]110MPap根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式2T103[σσpkldp]變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為.下載可編輯.......kldσ]76880110Tmax2094Nm20002000.下載可編輯.. .. .. .（了解）第八章帶傳動(dòng)習(xí)題答案8-1V帶傳動(dòng)的n11450rmin，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)fv0.51，包角1180，初拉力F0360N。試問：（1）該傳動(dòng)所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若dd1100mm，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？1111efv1e0.51[解]1Fec2F0123601478.4N11efv10.51e2TFecdd1478.410010-323.92Nmm223PFecνFecn1dd1?η?η1000 1000 601000478.414503.14100 0.9510006010003.45kW8-2 V帶傳動(dòng)傳遞效率 P 7.5kW，帶速ν10ms，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍 ，即F1 F2，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。[解]FeνP10001000P10007.5750NFe10ν.下載可編輯.. .. .. .FeF1F2且F12F2F12Fe27501500NF1F0Fe2F0F1F228-4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n1960rmin，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n2330rmin，允許誤差為5%，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(zhǔn)直徑 dd，并驗(yàn)算帶速ν①由表8-6和8-8，取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd1180mm②驗(yàn)算帶速ννdd1n11809609.0432ms6010006010005ms ν30ms帶速合適③計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd1n11ε18096010.05dd2330497.45mmn2（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld①由式0.7dd1dd2a02dd1dd2，初定中心距a0550mm。②計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度.下載可編輯.......dd2dd12Ld02a0dd12dd24a018022550180500500245502214mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld2240mm③實(shí)際中心距aaa0LdLd02240221425502563mm中心距的變化范圍為550~630mm。（5）驗(yàn)算小帶輪上的包角α1α1180dd2dd157.318050018057.314790a563故包角合適。6）計(jì)算帶的根數(shù)z計(jì)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,i960P00.303kW2.9和B型帶，查表得330查表8-5得kα0.914，表8-2得kL1，于是PrP0P0kαkL(3.250.303)0.91413.25kW②計(jì)算V帶的根數(shù) zPca8.42.58z3.25Pr取3根。（7）計(jì)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F0min2.5kαPca22.50.9148.49.04322283N500qν5000.18kαzν0.91439.0432.下載可編輯.......（8）計(jì)算壓軸力Fp2zF0minsinα123283sin1471628N22（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （略）.下載可編輯.. .. .. .第九章鏈傳動(dòng)習(xí)題答案9-2 某鏈傳動(dòng)傳遞的功率 P 1kW，主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n1 48rmin，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n2 14rmin，載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，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) z1 19，大鏈輪的齒數(shù) z2 iz1 n1z1481965n2 14（2）確定計(jì)算功率由表9-6查得KA 1.0，由圖9-13查得Kz 1.52，單排鏈，則計(jì)算功率為Pca KAKzP 1.0 1.52 1 1.52kW（3）選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距根據(jù)Pca 1.52kW及n1 48rmin，查圖9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)距p 25.4mm（4）計(jì)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(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為2a02Lp0z1z2z2z1pp22a0900196565225.4219114.325.422900取鏈長節(jié)數(shù)Lp114節(jié)。查表9-7得中心距計(jì)算系數(shù)f10.24457，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為af1p2Lpz1z20.2445725.421141965895mm（5）計(jì)算鏈速ν，確定潤滑方式νn1z1p481925.40.386ms601000601000由ν0.386ms和鏈號(hào)16A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑。.下載可編輯.......（6）計(jì)算壓軸力FpFep10001有效圓周力為10002591Nν0.386鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)KFp1.15，則壓軸力為FpKFpFe1.1525912980N9-3已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n1850rmin，齒數(shù)z121，從動(dòng)鏈齒數(shù)z299，中心距a900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為 55.6kN，工作情況系數(shù) KA 1，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(hào)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KA1PPca35KAKz124.14kW1.45.下載可編輯.. .. .. .第十章 齒輪傳動(dòng)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 m 5,z1 20,z2 50,ΦR 0.3,T2 4 105Nmm，標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪.下載可編輯.......mn6,z324，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，β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：FFαδ2T2αδ2T2tanαsinδ2a2t2tansin2dm2tansin2m10.5ΦRz2齒輪3的軸向力：Fa3Ft3tanβ2T3tanβ2T3tanβ2T3sinβd3mnz3mnz3cosβFa2Fa3,α20,T2T32T2tanαsinδ22T3sinβm10.5ΦRz2mnz3即sinβmnz3tanαsinδ2m10.5ΦRz2由tanδz2502.5δ0.928cosδ0.3712z120sin22mzαδ624tan200.928sinβm10.5ΦRz2510.50.3500.2289即β13.2312）齒輪2所受各力：Ft22T2m12T25241053.765103N3.765kNdm20.5ΦRz210.50.350Fr2Ft2tancosδ23.765103tan200.3710.508103N0.508kNαFa2Ft2tanαsinδ23.765103tan200.9281.272103N1.272kNFn2Ft23.765103cosα4kNcos20齒輪3所受各力：.下載可編輯.. .. .. .Ft32T32T22T2cosβ24105cos13.2315.408103N5.408kNd3mnz3mnz3624cosβFr3Ft3tanαn5.408103tan202.022103N2.022kNcosβcos12.321Fa3Ft3tanβ5.408103tan5.408103tan201.272103N1.272kNcos12.321Fn3Ft33.7651035.889103N5.889kNcosαncosβcos20cos12.32110-6設(shè)計(jì)銑床中的一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)，已知P17.5kW,n11450rmin,z126,z254，壽命Lh12000h，小齒輪相對(duì)其軸的支承為不對(duì)稱布置，并畫出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。[解](1)選擇齒輪類型、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。（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)2d1t2.323KT1u1ZEΦuσdH1）確定公式中的各計(jì)算值①試選載荷系數(shù)Kt1.5②計(jì)算小齒輪傳遞的力矩T195.5105P195.51057.5n1145049397Nmm③小齒輪作不對(duì)稱布置，查表10-7，選取Φd1.0.下載可編輯.......1④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(qiáng)度極限σHlim1600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2550MPa。⑥齒數(shù)比uz2542.08z126⑦計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh6014501120001.044109N2N11.0441090.502109u2.08⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.98,KHN21.0⑨計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S1KHN1σ0.98600σHHlim11S1588MPaKσσ1.03550566.5MPa2HN2Hlim2HS12）計(jì)算①計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，代入σH中較小值KT1u1ZE21.5493972.0812d1t2.323189.8ΦduσH2.3232.0853.577mm1566.5②計(jì)算圓周速度ννd1tn13.1453.57714506010006010004.066ms③計(jì)算尺寬bbΦdd1t153.57753.577mmb④計(jì)算尺寬與齒高之比hmt d1t53.5772.061mmz1 26.下載可編輯.......h2.25mt2.252.0614.636mmb53.57711.56h4.636⑤計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)ν4.066ms，7級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)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(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d1d1t3K53.57732.1360.22Kt1.5⑦計(jì)算模數(shù)mmd160.222.32mmz126取m2.5⑧幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑：d1mz12.52665mmd2mz22.554135mm中心距：ad1d26513522100mm確定尺寬：2KT1u12b2.5ZE2σd1uH222.13493972.0812.5189.86522.0851.74mm566.5.下載可編輯.. .. .. .圓整后取b2 52mm,b1 57mm。（3）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 σ 500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1σ 380MPa。FE2②由圖10-18取彎曲疲勞壽命 KFN1 0.89,KFN2 0.93。③計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4σKFN1σFE10.89500317.86MPaF1S1.4KFN2σ0.93500σFE2252.43MPaF2S1.4④計(jì)算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.211.372.055⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YFa12.6YFa22.304YSa11.595YSa21.712⑥校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式σF2KT1YFaYSaσF進(jìn)行校核bd1mσF1σF2

2KT1YFa1YSa1bd1m2KT1YFa2YSa2bd1m

22.055493972.61.59599.64MPaσF152652.522.055493972.31.71294.61MPaσ252652.5F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n1 750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為.下載可編輯.. .. .. .z1 24,z2 108,β 922',mn 6mm,b 160mm，8級(jí)精度，小齒輪材料為38SiMnMo（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 38SiMnMo（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217~269HBS，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217~255HBS2）按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算32σΦdεd1uT1u1ZHZE2K①計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d1z1mn246145.95mmcosβcos922'②計(jì)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(qiáng)度極限σHlim1730MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2550MPa。⑤齒數(shù)比uz2108z14.524⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh6075013002025.4108N2N15.4108108u1.24.5.下載可編輯.......⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN11.04,KHN21.1⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S1Kσ1.04730σHN1Hlim11759.2MPaHS1Kσ1.1550σ2605MPaHS1⑨由圖10-26查得ε10.75,ε20.88,則εε1ε21.63⑩計(jì)算齒輪的圓周速度νd1n13.14145.957505.729ms100060100060計(jì)算尺寬與齒高之比bhmntd1cosβ145.95cos922'6mmz126h 2.25mnt 2.25 6 13.5mmb160h11.8513.5計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)ν5.729ms，8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)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(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩.下載可編輯.......3minσσ2Φdεd1u21,HT1u1ZHZE2K21.0961.63145.9534.560522.9464.512.47189.81284464.096N（3）按彎曲強(qiáng)度計(jì)算2σΦdεd1mnFT1YFaYSa2KYβ①計(jì)算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.221.41.332.840②計(jì)算縱向重合度εβ0.318Φdz1tanβ0.3181.09624tan922'1.380③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ0.92④計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)z124zv1cos922'cos3βz2108zv1cos922'cos3β

33

24.99112.3⑤查取齒形系數(shù)YFa及應(yīng)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(qiáng)度極限σFE1520MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ 430MPa。FE2⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命 KFN1 0.88,KFN2 0.90。⑧計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4Kσ0.88520305.07MPaσFN1FE1F1S1.5KFN2σ0.90430σFE2258MPaF2S1.5.下載可編輯.. .. .. .σ⑨計(jì)算大、小齒輪的F，并加以比較YFaYSaσ305.07F173.23YFa1YSa12.621.59σ258F266.05YFa2YSa22.171.80取σminσ,σ66.05FF1F2YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2⑩由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩Φεd2mσ1.0961.63145.9526T1YFaYSa22.8400.9266.052885986.309Nmm2KYβ（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T11284464.096NT1n11284464.096750100.87kWP1069.551069.55.下載可編輯.. .. .. .第十一章 蝸桿傳動(dòng)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P15.0kW,n1960rmin，傳動(dòng)比i23，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58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P18h，要求工作壽命為7年（每年按300工作日計(jì)）。，金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作[解]（1）選擇蝸桿傳動(dòng)類型.下載可編輯.. .. .. .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(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)2ZEZPa 3KT2σH①確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 T2按z12，估取效率η0.8，則29.55106P29.55106P1η9.5510650.8915208NmmTn2n2960i23②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)Kβ1；由表11-5選取使用系數(shù)KA1；由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動(dòng)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(shè)d10.35，從圖11-18中可查得Zp2.9a⑤確定許用接觸應(yīng)力σH由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力σH'268MPa應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N60n2jLh609601730084.2110723壽命系數(shù)KHN81070.83554.21107σHKHNσH'268223.914MPa則0.8355⑥計(jì)算中心距1602.92a160.396mm31.05915208223.914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.下載可編輯.......d180mm。此時(shí)d1800.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)Zp'2.74，因?yàn)閍200Zp'Zp，因此以上計(jì)算結(jié)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d*96mm；齒根圓直徑df1d12*c60.8mm；分度圓導(dǎo)程角a11ad2hmhamγ1118'36"；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(yàn)算傳動(dòng)比iz24723.5，此時(shí)傳動(dòng)比誤差23.5232.17%，是允許的。z1223蝸輪分度圓直徑 d2 mz2 8 47 376mm蝸輪喉圓直徑da2d22mha*x23762810.5384m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(qiáng)度σF1.53KT2YFYβσFd1d2ma2①當(dāng)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)YFa22.75②螺旋角系數(shù)Yβ1γ111.310.9192140140③許用彎曲應(yīng)力σσ'KFNFF從表11-8中查得由ZCuSn10P1σF'56MPa制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力.下載可編輯.......壽命系數(shù)KFN91060.664.21107σFσF'KFN560.6636.958MPa④校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度σ1.531.059152082.750.919215.445σF803768F彎曲強(qiáng)度是滿足的 。（5）驗(yàn)算效率ηη0.95~0.96tanγtanγv已知γ1118'36";varctanfv；fv與相對(duì)滑動(dòng)速度va相關(guān)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(jì)值，因此不用重算。.下載可編輯.. .. .. .第十三章 滾動(dòng)軸承習(xí)題答案13-1 試說明下列各軸承的內(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 α25的兩個(gè)角接觸球軸承 ，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑d 35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n 1800rmin，已知兩軸承的徑向載荷分別為Fr1 3390N，F(xiàn)r2 3390N，外加軸向載荷 Fae 870N，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 Fa1和Fa2對(duì)于α25的角接觸球軸承 ，按表13-7，軸承派生軸向力 Fd 0.68Fr，e 0.68Fd1 0.68Fr1 0.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040 707.2N兩軸計(jì)算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max2305.2,870707.22305.2NFa2maxFd2,Fd1Faemax707.2,2305.28701435.2N（2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P1和1P2Fa12305.2eFr10.683390.下載可編輯.......Fa21435.2eFr21.381040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1X11Y10對(duì)軸承2X20.41Y20.87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)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(hào)，這里假設(shè)選用7207AC，查軸承手冊(cè)得基本額定載荷C29000N，因?yàn)镻1P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算1063106290003C1717.5hLhP1601800508560n13-6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 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(gè)平面力系 。其中：圖c中的Fte為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線 ；圖a中的Fae亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫出 ）。.下載可編輯.......FreFteFaeae2F1)(Fd2)(Fd1200320Fr1Vr2V(b)(a)FFr1Vr2VFte(c)由力分析可知 ：Fre200Faed900200400314Fr1V20032025202225.38NFr2VFreFr1V900225.38674.62N200200846.15NFr1H200320Fte2200520Fr2HFteFr1H2200846.151353.85NFr122225.382846.152875.65NFr1VFr1HFr2Fr2V22674.6221353.8221512.62NFr2H（2）求兩軸承的計(jì)算軸向力 Fa1和Fa2查手冊(cè)的30207的e0.37，Y1.6，C54200NFd1Fr1875.65273.64N2Y21.6Fd2Fr21512.62472.69N2Y21.6兩軸計(jì)算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max273.64,400472.69872.69N.下載可編輯.......Fa2maxFd2,Fd1Faemax472.69,273.64400472.69N（3）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1和P2Fa1872.690.9966eFr1875.65Fa2472.690.3125eFr21512.62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1X10.4Y11.6對(duì)軸承2X21Y20因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp1.5，則PfpXFr1YFa11.50.4875.651.6872.692619.846N111P2fpX2Fr2Y2Fa21.511512.620472.692268.93N（4）確定軸承壽命因?yàn)镻P12，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算1063542003LhC106283802.342hLh'60nP1605202619.846故所選軸承滿足壽命要求。13-7某軸的一端支點(diǎn)上原采用6308軸承，其工作可靠性為90%，現(xiàn)需將該支點(diǎn)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(hào)。[解]查手冊(cè)得6308軸承的基本額定動(dòng)載荷C40800N。查表13-9，得可靠性為90%時(shí)，a11，可靠性為99%時(shí)，a10.21。106a131063可靠性為90%時(shí)L10C14080060nP60nP106a131060.21C3可靠性為99%時(shí)L1C60nP60nP.下載可編輯.. .. .. .L10 L110614080030.21C310660nP60nP即C4080068641.547N30.21查手冊(cè)，得6408軸承的基本額定動(dòng)載荷C65500N，基本符合要求，故可用來替換的軸承型號(hào)為6408。.下載可編輯.. .. .. .第十五章 軸習(xí)題答案15-4 圖15-28所示為某減速器輸出軸的結(jié)構(gòu)圖 ，試指出其設(shè)計(jì)錯(cuò)誤 ，并畫出改正圖。[解]（1）處兩軸承應(yīng)當(dāng)正裝 。2）處應(yīng)有間隙并加密封圈。3）處應(yīng)有軸間定位。4）處鍵不能伸入端蓋，軸的伸出部分應(yīng)加長。5）處齒輪不能保證軸向固定。6）處應(yīng)有軸間定位。7）處應(yīng)加調(diào)整墊片。改正圖見軸線下半部分 。771132356415-7 兩極展開式斜齒圓柱