合工大機械設計作業(yè)參考答案緒論

緒論

1、【答】機械系統(tǒng)總是由一些機構組成，每個機構又是由許多零件組成。所以，機器的基本組成

要素就是機械零件。

2、【答】在各種機器中經(jīng)常能用到的零件稱為通用零件。如螺釘、齒輪、彈簧、鏈輪等。

在特定類型的機器中才能用到的零件稱為專用零件。如汽輪機的葉片、內燃機的活塞、曲軸

等。

3、【答】本課程的主要任務是培養(yǎng)學生

1）有正確的設計思想并勇于探索創(chuàng)新；

2）掌握通用零件的設計原理、方法和機械設計的一般規(guī)律，進而具有綜合運用所學的知識,

研究改進或開發(fā)新的基礎件及設計簡單機械的能力；

3）具有運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱有關技術資料的能力；

4）掌握典型機械零件的試驗方法，獲得實驗技能的基本訓練；

5）了解國家當前的有關技術經(jīng)濟政策，并對機械設計的新發(fā)展有所了解。

機械設計總論

1、【答】機器的三個基本組成部分是：原動機部分、執(zhí)行部分和傳動部分。

傳動裝置的作用：介于機器的原動機和執(zhí)行部分之間，改變原動機提供的運動和動力參數(shù)，

以滿足執(zhí)行部分的要求。

2、【答】機械零件由于某種原因喪失工作能力或達不到設計要求的性能稱為失效。

機械零件的主要失效形式有

1）整體斷裂；

2）過大的殘余變形（塑性變形）；

3）零件的表面破壞，主要是腐蝕、磨損和接觸疲勞；

4）破壞正常工作條件引起的失效：有些零件只有在一定的工作條件下才能正常工作，如果

破壞了這些必要的條件，則將發(fā)生不同類型的失效，如帶傳動的打滑，高速轉子由于共振而引起

斷裂，滑動軸承由于過熱而引起的膠合等。

3、【答】機械零件的設計準則是指機械零件設計計算時應遵循的原則。

機械零件的主要設計準則有：強度準則、剛度準則、壽命準則、振動穩(wěn)定性準則、可靠性準

則

4、【答】浴盆曲線是失效率曲線的形象化

稱呼，表示了零件或部件的失效率與時間的關

系，一般用實驗方法求得。

浴盆曲線分為三段：第I段代表早期失效

階段，失效率由開始時很高的數(shù)值急劇地下降

到某一穩(wěn)定的數(shù)值；第II段代表正常使用階

段，失效率數(shù)值緩慢增長；第in段代表損壞階

段，失效率數(shù)值由穩(wěn)定的數(shù)值逐漸急劇上升。

5、【答】機械零件的基本設計要求有：避免在預定壽命期內失效的要求；結構工藝性要求；經(jīng)濟

性要求；質量小要求；可靠性要求。

6、【答】機械零件的一般設計步驟是：

（1）選擇零件的類型和結構；（2）計算作用載荷；（3）選擇材料；（4）確定基本尺寸；

（5）結構設計；（6）校核計算；（7）繪圖和編寫技術文件。

7、【答】機械零件的常規(guī)設計方法有：

（1）理論設計：根據(jù)長期總結出來的設計理論和實驗數(shù)據(jù)所進行的設計稱為理論設計。理

論設計中常采用的處理方法有設計計算和校核計算兩種=前者是指由公式直接算出所需的零件尺

寸，后者是指對初步選定的零件尺寸進行校核計算；

（2）經(jīng)驗設計：根據(jù)從某類零件已有的設計與使用實踐中歸納出的經(jīng)驗關系式，或根據(jù)設

計者本人的工作經(jīng)驗用類比的辦法所進行的設計；

（3）模型實驗設計：對于一些尺寸巨大而且結構又很復雜的重要零件件，尤其是一些重型

整體機械零件，為了提高設計質量，可采用模型實驗設計的方法。

計算機輔助設計、可靠性設計、優(yōu)化設計、并行設計屬于現(xiàn)代設計方法。

8、【答】機械零件金屬材料的在選用時主要考慮下列因素：

1、載荷、應力及其分布狀況；

2、零件的工作情況；

3、零件的尺寸及質量；

4、零件結構的復雜程度及材料的加工可能性；

5、材料的經(jīng)濟性；

6、材料的供應狀況。

9、【答】零件的標準化就是對零件的尺寸、結構要素、材料性能、檢驗方法、制圖要求等制定出

各種各樣大家共同遵守的標準。

標準化的意義主要表現(xiàn)為：

1）能以最先進的方法在專門化工廠中對那些用途最廣的零件進行大量、集中的制造，以提

高質量、降低成本；

2)統(tǒng)一了材料和零件的性能指標，使其能夠進行比較，提高了零件性能的可靠性；

3)采用了標準結構及零、部件，可以簡化設計工作，縮短設計周期，提高設計質量，同時

也簡化了機器的維修工作。

機械零件的強度

1、【答】影響機械零件疲勞強度的主要因素有零件幾何形狀、尺寸大小、加工質量及強化因素。

零件設計時，可以采用如下的措施來提高機械零件的疲勞強度：

1)盡可能降低零件上應力集中的影響是提高零件疲勞強度的首要措施。應盡量減少零件結

構形狀和尺寸的突變或使其變化盡可能地平滑和均勻。在不可避免地要產生較大的應力集中的結

構處，可采用減荷槽來降低應力集中的作用；

2)選用疲勞強度大的材料和規(guī)定能夠提高材料疲勞強度的熱處理方法及強化工藝；

3)提高零件的表面質量；

4)盡可能地減小或消除零件表面可能發(fā)生的初始裂紋的尺寸，對于延長零件的疲勞壽命有

著比提高材料性能更為顯著的作用。

2、【解】由公式*N得

M=7000時

N2=25000時

N3=620000時

_2。100

3、【解】由公式3-63--得

u0

2(712x170

----------=283.33MPa

1+0.2

簡化極限應力線圖上各點的坐標分別為

A'(0,170)；D'(141.7,141.7)；C(260,0)

按比例繪制的簡化極限應力線圖如圖所示。

4、【解】

1）繪制零件的簡化極限應力線圖

零件極限應力線圖上各點的坐標分別為:

A(0,—)=(0,141.7)；DQ41.7,^-)=(141.7,118.1),C(260,0)

r=C時

s--I1______1Z2___425

0aK凡+…1.2x30+0.2x20-

%=C時

：*+(儲九)%,170+(1.202)x20

恒一麓(/+%,)-1.2(30+20)

摩擦、磨損及潤滑概述

1、【答】膜厚比（7）用來大致估計兩滑動表面所處的摩擦（潤滑）狀態(tài)。

；_____"min_____

一（―嚴

式中，〃min為兩滑動粗糙表面間的最小公稱油膜厚度，81、尺以分別為兩表面輪廓的均方

根偏差。

膜厚比iq時，為邊界摩擦（潤滑）狀態(tài)；當丸=1?3時，為混合摩擦（潤滑）狀態(tài)；當丸＞3

時為流體摩擦（潤滑）狀態(tài)。

2、【答】試驗結果表明，機械零件的一般磨損過程大致分為三個階段，即磨合階段、穩(wěn)定磨損階

段及劇烈磨損階段。

1）磨合階段：新的摩擦副表面較粗糙，在一定載荷的作用下，摩擦表面逐漸被磨平，實

際接觸面積逐漸增大，磨損速度開始很快，然后減慢；

2）穩(wěn)定磨損階段：經(jīng)過磨合，摩擦表面加工硬化，微觀幾何形狀改變，從而建立了彈性

接觸的條件，磨損速度緩慢，處于穩(wěn)定狀態(tài)；

3）劇烈磨損階段：經(jīng)過較長時間的穩(wěn)定磨損后，因零件表面遭到破化，濕摩擦條件發(fā)生

加大的變化（如溫度的急劇升高，金屬組織的變化等），磨損速度急劇增加，這時機械

效率下降，精度降低，出現(xiàn)異常的噪聲及振動，最后導致零件失效。

3、【答】油性（潤滑性）是指潤滑油中極性分子濕潤或吸附于摩擦表面形成邊界油膜的性能，是

影響邊界油膜性能好壞的重要指標。油性越好，吸附能力越強。對于那些低速、重載或潤滑

不充分的場合，潤滑性具有特別重要的意義。

極壓性是潤滑油中加入含硫、氯、磷的有機極性化合物后，油中極性分子在金屬表面生成抗

磨、耐高壓的化學反應邊界膜的性能。它在重載、高速、高溫條件下，可改善邊界潤滑性能。

4、【答】潤滑油的主要質量指標有：粘度、潤滑性（油性）、極壓性、閃點、凝點和氧化穩(wěn)定性。

潤滑脂的主要質量指標有：錐（針）入度（或稠度）和滴點。

5、【答】粘度是指潤滑油抵抗剪切變形的能力，標志著油液內部產生相對運動運動時內摩擦阻力

的大小，可定性地定義為它的流動阻力。粘度越大，內摩擦阻力越大，流動性越差。粘度是

潤滑油最重要的性能指標，也是選用潤滑油的主要依據(jù)。

粘度的常用單位有尸。（國際單位制），dyns/cm-（P泊，cP厘泊），St（斯），cSt（厘斯），

（恩氏度），SUS（賽氏通用秒），R（雷氏秒）等。

6、【答】流體動力潤滑是借助于相對速度而產生的粘性流體膜將兩摩擦表面完全隔開，由流體膜

產生的壓力來平衡外載荷，具有一定粘性的流體流入楔形收斂間隙產生壓力效應而形成。

流體靜力潤滑是靠液壓泵（或其它壓力流體源），將加壓后的流體送入兩摩擦表面之間，利

用流體靜壓力來平衡外載荷。

螺紋連接和螺旋傳動

1、【答】普通螺紋：牙型為等邊三角形，牙型角60度，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，以減小應力集中。同一公稱直徑按螺距大小，分為粗牙和細牙，細

牙螺紋升角小，自鎖性好，抗剪切強度高，但因牙細不耐磨，容易滑扣。應用：一般連接多

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。

矩形螺紋：牙型為正方形，牙型角a=0°,傳動效率較其它螺紋高，但牙根強度弱，螺旋副

磨損后，間隙難以修復和補償，傳動精度降低。

梯形螺紋：牙型為等腰梯形，牙型角為30度，內外螺紋以錐面貼緊不易松動，工藝較好，

牙根強度高，對中性好。主要用于傳動螺紋。

鋸齒型螺紋：牙型為不等腰梯形，工作面的牙側角3度，非工作面牙側角30度。外螺紋牙

根有較大的圓角，以減小應力集中，內外螺紋旋合后，大徑無間隙便于對中，兼有矩形螺紋傳動

效率高和梯形螺紋牙型螺紋牙根強度高的特點。用于單向受力的傳動螺紋。

普通螺紋適合用于連接，矩形螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋適合用于傳動。

普通螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋已經(jīng)標準化。

2、將承受軸向變載荷連接螺栓的光桿部分做的細些有什么好處？

【答】可以減小螺栓的剛度，從而提高螺栓連接的強度。

3、【答】

連接用螺紋緊固件一般都能滿足自鎖條件，并且擰緊后，螺母、螺栓頭部等承壓面處的摩擦

也都有防松作用，因此在承受靜載荷和工作溫度變化不大時，螺紋連接一般都不會自動松脫。但

在沖擊、振動、變載荷及溫度變化較大的情況下，連接有可能松動，甚至松開，造成連接失效，

引起機器損壞，甚至導致嚴重的人身事故等。所以在設計螺紋連接時，必須考慮防松問題。

螺紋連接防松的根本問題在于防止螺旋副相對轉動。具體的防松裝置或方法很多，按工作原

理可分為摩擦防松、機械防松和其它方法，如端面沖點法防松、粘合法防松，防松效果良好，但

僅適用于很少拆開或不拆的連接。

4、【答】螺紋聯(lián)接的主要類型有螺栓聯(lián)接、螺釘聯(lián)接、雙頭螺柱聯(lián)接和緊定螺釘聯(lián)接四種。主要

特點是：

1）螺栓聯(lián)接：有普通螺栓聯(lián)接和錢制孔螺栓聯(lián)接兩種。普通螺栓聯(lián)接被聯(lián)接件的通孔與螺

栓桿之間有間隙，所以孔的加工精度可以低些，不需在被聯(lián)接件上切制螺紋，同時結構簡單、裝

拆方便，所以應用最廣。較制孔螺栓聯(lián)接螺栓桿與孔之間沒有間隙，能確定被聯(lián)接件的相對位置,

并能承受橫向載荷。

2）螺釘聯(lián)接：螺釘直接旋入被聯(lián)接件的螺紋孔中。適用于被聯(lián)接件之一較厚，或另一端不

能裝螺母的場合。由于不用螺母，所以易于實現(xiàn)外觀平整、結構緊湊；但要在被聯(lián)接件上切制螺

紋，因而其結構比螺栓聯(lián)接復雜一些。不適用于經(jīng)常拆裝的場合。如經(jīng)常拆裝，會使螺紋孔磨

損，導致被聯(lián)接件過早失效。

3）雙頭螺柱聯(lián)接：使用兩端均有螺紋的螺柱，一端旋入并緊定在較厚被聯(lián)接件的螺紋孔中，

另一端穿過較薄被聯(lián)接件的通孔，加上墊片，旋上螺母并擰緊，即成為雙頭螺柱聯(lián)接。這種聯(lián)接

在結構上較前兩種復雜，但兼有前兩者的特點，即便于拆裝，又可用于有較厚被聯(lián)接件或要求結

構緊湊的場合。

4）緊定螺釘聯(lián)接：將緊定螺釘擰入一零件的螺紋孔中，其末端頂住另一零件的表面，或頂

入相應的凹坑中，以固定兩個零件的相對位置，并可傳遞不大的力或扭矩,多用于固定軸上零件

的相對位置。

5、【答】墊圈的主要作用是增加被聯(lián)接件的支承面積或避免擰緊螺母時擦傷被聯(lián)接件的表面。常

用的是平墊圈。當被聯(lián)接件表面有斜度時，應使用斜墊圈，特殊情況下可使用球面墊圈。

6、【答】1)降低表面粗造度，保證連接的緊密性；2)避免螺栓承受偏心載荷；3)減少加工面,

降低加工成本。

7、【解】

將尸￡等效轉化到底板面上，可知底板受到軸向

力/“，橫向力廠口和傾覆力矩

(1)底板最左側螺栓受力最大，為防止螺栓拉斷,

應驗算該螺栓的拉伸強度，要求拉應力

(2)為防止底板右側壓碎，應驗算底板右側邊緣

的最大擠壓應力，要求最大擠壓應力

°pmax碼。］；

(3)為防止底板左側出現(xiàn)間隙，應驗算底板左側

邊緣的最小擠壓應力，要求最小擠壓應力

*in>°；

(4)為防止底板向右滑移，應驗算底板在橫向力作用下是否會滑動，要求摩擦力尸,＞區(qū)一

8、【解】

1、M12的螺紋小徑為4=10.106mm；

2、確定螺栓的預緊力

性能等級4.8的碳鋼q=320MPa，由題意，預緊力為

兀42題5圖

Fo=0.7%4=0.7g

3、由公式feiF0*,區(qū)

z=2,7=1,/=0.3,取K,=1.2

因此，該連接能傳遞的最大橫向載荷為

fziF.0.3x2x1兀x10.1062

一=---=———x0.7x320x---------=8983.93N

K1.24

（注意：圖書館借的《機械設計學習輔導》書給出的答案有問題，其解法為：螺栓數(shù)目為2,

接合面數(shù)為1,取防滑系數(shù)為K,=1.2,性能等級為4.8的碳鋼?=320MPa。螺栓所需預緊

力F。為

F4

°fzi

因此，所能傳遞的最大載荷為

FJzi0.7x320x1(36x03x2x1

R=-------------------------------=1.12x108N)

工K.1.2

9、【解】采用橡膠墊片密封，取螺栓的相對剛度a=0.9

°b十°m

由教材公式（5-18）,螺栓總拉力

Cb

F?=Fn+——--F=1500+0.9x10000=24000N

cb+cm

由教材公式（5.15）,殘余預緊力為Fx=F2F=2400010000=14000N

鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接

1、【答】平鍵連接的工作面是兩側面，上表面與輪轂槽底之間留有間隙，工作時，靠鍵與鍵槽的

互壓傳遞轉矩，但不能實現(xiàn)軸上零件的軸向定位，所以也不能承受軸向力。具有制造簡單、

裝拆方便、定心性較好等優(yōu)點，應用廣泛。

楔鍵連接的工作面是上下面，其上表面和輪轂鍵槽底面均有1:100的斜度，裝配時需打緊，

靠楔緊后上下面產生的摩擦力傳遞轉矩，并能實現(xiàn)軸上零件的軸向固定和承受單向軸向力。由于

楔緊后使軸和輪轂產生偏心，故多用于定心精度要求不高、載荷平穩(wěn)和低速的場合。

2、【答】平鍵連接的主要失效形式是較弱零件（通常為輪轂）的工作面被壓潰（靜連接）或磨損

（動連接，特別是在載荷作用下移動時），除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。

鍵的截面尺寸bxh應根據(jù)軸徑d從鍵的標準中選取。

鍵的長度工可參照輪轂長度從標準中選取。

為了保證輪轂軸向定位可靠，鍵的長度工值應略短于輪轂長度。

3、【答】兩個平鍵連接，一般沿周向相隔180。布置，對軸的削弱均勻，并且兩鍵的擠壓力對軸

平衡，對軸不產生附加彎矩，受力狀態(tài)好。

采用兩個楔鍵時，相隔90。?120。布置。若夾角過小，則對軸的局部削弱過大。若夾角過大,

則兩個楔鍵的總承載能力下降。當夾角為180。時，兩個楔鍵的承載能力大體上只相當于一個楔

鍵的承載能力。

采用兩個半圓鍵時，在軸的同一母線上布置。半圓鍵對軸的削弱較大，兩個半圓鍵不能放在

同一橫截面上。只能放在同一母線上。

4、【解】（1）確定聯(lián)軸器段的鍵

根據(jù)結構特點，選A型平鍵。由軸徑

d=70mm,查手冊得鍵的截面尺寸為

b=20mm,h=12mm,取鍵的公稱長度

L=110mmo

鍵的標記：鍵20x110GB/T1069-1979

鍵的工作長度為

1=L6=11020=90相機，鍵與輪轂鍵槽接

觸高度為左=〃/2=6相加，根據(jù)聯(lián)軸器材料鑄

鐵，載荷有輕微沖擊，查教材表6-1,取許用擠

壓應力]=55MPa,則其擠壓強度

2Txi()32x1000x1000

6=--------=529IMPa且5MPa=[%]

Pkid6x90x70

滿足強度要求。

（注：（1）該鍵也可以選擇長度￡=125mm；（2）由于在軸端部，因此也可以選用單圓頭

普通平鍵。）

（2）確定齒輪段的鍵

根據(jù)結構特點，選A型平鍵。由軸徑4=90mm,查手冊得鍵的截面尺寸為6=25mm,

/?=14mm,取鍵的公稱長度￡=80mm。

鍵的標記：鍵25x80GB/T1069-1979

鍵的工作長度為/=￡6=8025=55mm,鍵與輪轂鍵槽接觸高度為

左=〃/2=7mm,根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查教材表6-1,取許用擠壓應力

[%J=110MPa,則其擠壓強度

2Txi()32x1000x1()3

%=57.72MPa口今]=110MPa

kid7x55x90

滿足強度要求。

帶傳動

1\!efa

1、【答】由公式(8-7)尸“=2F°KM

影響帶傳動工作能力的因素有：

(1)預緊力：預緊力越大，工作能力越強，但應適度，以避免過大拉應力；

(2)包角：包角越大越好，一般不小于120度；

(3)摩擦系數(shù)：摩擦系數(shù)越大越好。

2、【答】由公式/=吟可知，為避免過大的離心應力，帶速不宜太高；

A

1)由公式(8-3)和(8-4)可知，緊邊拉力

FP

片=居+廣e瑞+10001

2V

因此，為避免緊邊過大的拉應力力=g,帶速不宜太低。

3、【答】帶傳動中的彈性滑動是由于帶松邊和緊邊拉力不同，導致帶的彈性變形并引起帶與帶輪

之間發(fā)生相對微小滑動產生的，是帶傳動固有的物理現(xiàn)象。

帶傳動中由于工作載荷超過臨界值并進一步增大時，帶與帶輪間將產生顯著的相對滑動，這

種現(xiàn)象稱為打滑。打滑將使帶的磨損加劇，從動輪轉速急劇降低，甚至使傳動失效，這種情況應

當避免。

4、【答】帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞。

帶傳動的設計準則是在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。

1l/efa1l/e”阮

5、【解】(1)Fe,=2F。17T=2x360x]+]//阮=478.35N

(2)傳遞的最大扭矩

d100

T=F法dX=478.35乂？=23917.5—mm

ePCc22

(3)輸出功率

FvFx?,7rc/

p=—erxO95=——e-c——!~~r-fl-x095

1000-60x1000x1000,

478.35x1450義/100

=———…，…—x0.95=3.63kW

60x1000x1000

6、V帶傳動傳遞的功率q=7.5kW,帶速。=10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即

K=2F2,試求緊邊拉力耳、有效拉力Fe和預緊力F。。

Fv

【解】由尸=而e左沙，得

1000P1000x7.5

乙=丁=1^=750N

由￡=6尸2,又片=2耳，得

K=2工=2x750=1500^

由片=尸0+g，得

Fe750

Fo=FXy=1500—=1125N

入【解】1）確定計算功率由表8-7查得=1.2,計算功率為

匕“=K/尸=1.2x7=8.4kW

2）選取V帶型號根據(jù)吃=8.4kW,%=960r/min,由圖8-11選用B型帶。

3）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速

⑴確定小帶輪基準直徑由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑4n=150mm

⑵驗算帶速按式8-13

兀心名TTX150x960

v=-----------=----------------=7.54m/s

60x100060x1000

由于5m/s<0<30m/s,故帶速合適。

⑶確定大帶輪基準直徑

n960

傳動比/=,}===2.91,根據(jù)式8-15a,有

n2330

ddlMddi=2.91x150=436.5

根據(jù)表8-8,圓整為北2=450mm。

(4)驗算帶速誤差由式8-14,從動輪實際轉速

氏四?！?150x960x(10.02)…/,.

n,，=--------------=--------------------------=313.6r/min

血2450

n?n?，330313.6

帶速誤差△='_J=———X100%=4.97%<5%,滿足要求。

內330

4)確定V帶的中心距和基準長度

(1)確定小帶輪基準直徑根據(jù)式8-20

0.7(41+4"2)=420v4<2(d八+dd2)=1200,初定中心距a。=600mm,

⑵計算帶的基準長度按式8-22

7TZi)2

Ld0=2a。+萬(應】+/2)+4a

兀(450150)2

=2x600+-(150+450)+-------------—=2180mm

2''4x600

由表8-2選帶的基準長度％=2240mm

⑶計算實際中心距由式8-23

LL22402180

a心4H----d------d-0=600H-----------------=630mm

022

由式8-24,中心距的變化范圍為

amin=a0.015Lrf=6000.015x2240=566.4mm

amax=a+0.03Ld=600+0.03x2240=667.2mm

5)驗算小帶輪上的包角a

dd450150

?=180°—d2_-diX57.3°=180°———x57.3°=152.7°>120°

a630

包角合適。

6）計算帶的根數(shù)

⑴計算單根V帶的額定計算功率

由4n=150mm和〃]=960r/min,查表8-4a得乙=2.60kW

查表8-4b得=0.30kW

查表8-5得Ka=0.92,查表8-2得K,=1.0,根據(jù)式8-26

P8.4

z=-------------c-a-----------=---------------------------------=315

（凡+軌）KaKL（2.60+0.30）x0.92xl.O,

取4根。

7）計算單根V帶的最小初拉力（心口正

由表8-3得B型帶的單位長度質量q=0.18kg/m

（2.5KJP,（2.50.92）x8.4,

（R）.=500-----------^-c^a+qv2=500---------------------+0.18^7.542=249.4N

'Kazv"0.92x4x7.54

8）計算壓軸力&壓軸力的最小值為

a.152.7°

=2z（F0）minsin^--2x4x249.4xsin=1938.85N

9）帶輪結構設計（略）

鏈傳動

1、【答】與屬于摩擦傳動的帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，因而能保證準確的平均

傳動比，傳動效率較高；又因鏈條不需要像帶那樣張得很，所以作用于軸上的徑向壓力較小;

在同樣的條件下，鏈傳動結構較為緊湊。同時鏈傳動能在高溫和低溫的情況下工作。

2、【答】鏈傳動運動中由于鏈條圍繞在鏈輪上形成了正多邊形，造成了運動的不均勻性，稱為鏈

傳動的多邊形效應。這是鏈傳動固有的特性。

減輕鏈傳動多邊形效應的主要措施有：

1）減小鏈條節(jié)距；

2）增加鏈輪齒數(shù)；

3）降低鏈速。

3、【答】滾子鏈傳動的主要失效形式和原因如下：

1）鏈的疲勞破壞：鏈在工作時，周而復始地由松邊到緊邊不斷運動著，因而它的各個元件

都是在變應力作用下工作，經(jīng)過一定循環(huán)次數(shù)后，鏈板將會出現(xiàn)疲勞斷裂，或者套筒、滾子表面

將會出現(xiàn)疲勞點蝕（多邊形效應引起的沖擊疲勞）。

2）鏈條較鏈的磨損：鏈條在工作過程中，由于錢鏈的銷軸與套筒間承受較大的壓力，傳動

時彼此又產生相對轉動,導致較鏈磨損，使鏈條總長伸長，從而使鏈的松邊垂度變化，增大動載荷，發(fā)

生振動，引起跳齒，加大噪聲以及其它破壞，如銷軸因磨損削弱而斷裂等。

3）鏈條較鏈的膠合：當鏈輪轉速高達一定數(shù)值時，鏈節(jié)嚙入時受到的沖擊能量增大，銷軸

和套筒間潤滑油被破壞，使兩者的工作表面在很高的溫度和壓力下直接接觸，從而導致膠合。因

此，膠合在一定程度上限制了鏈的傳動的極限轉速。

4）鏈條靜力拉斷：低速（o<0.6m/s）的鏈條過載，并超過了鏈條靜力強度的情況下，鏈

條就會被拉斷。

十十二

十

題4圖

【答】

a）和b）按逆時針方向旋轉合理。

c）兩輪軸線布置在同一鉛垂面內下垂量增大，下鏈輪的有效嚙合齒數(shù)減少，降低了傳動能

力，應采?。?）調整中心距（2）加張緊輪（3）兩輪偏置等措施。

5、【解】（1）選擇鏈輪齒數(shù)為/2。假定鏈速v=3?8掰/s,由教材表9-8取主動鏈輪齒數(shù)

ZI=23,則從動鏈輪齒數(shù)z2=氏=3*23=69。

（2）確定鏈節(jié)距p。計算功率

Pca=KAP=1.5x7.5=ll.25kW

由教材圖9-13按小鏈輪轉速估計鏈工作在額定功率曲線頂點的左側。查教材表9-10得

初選中心距a=40p則

2a+Z1+z2+產z?=

Lp

P2-2

2x4026923,p

+(----------->x-^―=127.34

P227r40/7

取=128,根據(jù)教材表9-10得

L1OO

K.=—嚴6=(一嚴=107

'hooloo

選取單排鏈，由教材表9-11得K,=1,所需傳遞的功率為

Pca11.25

R0=-------------=--~——-=8.55左沙

KZKLKP1.23X1.07X1

根據(jù)％=8.55左少和々=960r/min,由教材圖9-13選鏈號為10A的單排鏈。同時也證實原

估計鏈工作在額定功率曲線頂點的左側是正確的。由教材表9-1查得鏈節(jié)距p=15.875mm。

(3)確定鏈長L及中心距。。

LP128x15.875

L=-^p―=-------=2.03機

10001000

*)+"「2]+Z)、Z>Z[0

15.87523+6923+6926923

-^―x(128-~)+?128---------)8(---------)2=645.61mm

227r

中心距減小量

△a=(0.002?0,004)?=

(0.002?0.004)x645.61=1.29?258mm

實際中心距

△a=645.61(1.29?2,58)=644.32?643.03mm

取a=644加加，接近650?W7,符合題目要求。

(4)驗算鏈速。

z.pn,23x15.875x960

v=-----------=----------------------=5.482m/s

60x100060x1000

與原假設相符。根據(jù)教材圖9-14采用油浴或飛濺潤滑。

（5）壓軸力計算。有效圓周力

P75

￡=1000—=1000x--=1283.81N

,v5.482

按水平傳動，取壓軸力系數(shù)K=1.15,則壓軸力

FP

Fp=1.15x1283.81=1476.38^

齒輪傳動

1、【答】齒輪傳動常見的失效形式有以下幾種：（1）輪齒折斷；（2）齒面點蝕；（3）齒面磨損；

（4）齒面膠合；（5）塑性變形。

閉式硬齒面的設計以保證齒根彎曲疲勞強度為主；閉式軟齒面的設計通常以保證齒面接觸疲

勞強度為主；開式齒輪傳動的設計目前僅以保證齒根彎曲疲勞強度作為設計準則。

2、【答】齒輪輪齒修緣是為了減小齒輪傳動過程中由于各種原因引起的動載荷。做成鼓形是為了

改善載荷沿接觸線分布不均的程度。

3、【答】金屬制的軟齒面齒輪配對的兩輪齒中，小齒輪齒根強度較弱，且小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)

較多，當大小齒輪有較大硬度差時，較硬的小齒輪會對較軟的大齒輪齒面產生冷作硬化的作

用，可提高大齒輪的接觸疲勞強度。所以要求小齒輪齒面硬度比大齒輪大30?50HBS。

4、【解】

題5圖

5、【解】

（1）由于中間軸上兩齒輪分別為主動和從動輪，且旋轉方向相同，因此為使軸向力方向相

反，必須使齒輪3的螺旋方向與齒輪2的相同。齒輪2為左旋，故齒輪3必須左旋，齒輪4右旋。

（2）使中間軸上輪2和輪3的軸向力互相完全抵消，需要滿足心2=乜3。

￡2=%tan心，%=%tan華

d,d,

因齒輪2和齒輪3傳遞的轉矩相同7二G2寸=月3寸，且

ZmC0S

d2=Z2mn2/COS02,4=3n3/四

整理后可得

tanFt2d3z3mw3cos^2

tanF[3d2z2mn2cos^3

z.m.5x17

因此sin",=^^sin￡,=-----sinl50=0.1438

z2mn2~3x51

A=8.27°=8°16'2"

6、【答】將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎上人為地加寬5?10mm,以防止大小齒輪因裝配誤差產

生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的工作載荷。

7、【答】齒面接觸應力是脈動循環(huán)，齒根彎曲應力是對稱循環(huán)。

在作彎曲強度計算時應將圖中查出的極限應力值乘以0.7。

8、【解】1）選擇齒輪的材料和精度等級

根據(jù)教材表10-1選大小齒輪材料均為20CrMnTi滲碳淬火。小齒輪齒面硬度取62HRC,大齒

輪齒面硬度取38HRC,芯部300HBS。選精度等級為6級。

2）按齒根彎曲疲勞強度設計

①小齒輪傳遞的轉矩

6Pl,130

T.=9.55xlO6—=9.55%106x-----=106658N.mm

1名11640

②初選載荷系數(shù)：K,=1.6

③確定齒寬系數(shù)：小齒輪作懸臂布置，據(jù)教材表10-7選取力=0.5

④初選螺旋角：￡=14°

⑤計算斜齒輪的當量齒數(shù)：

Z]23z?73

z=---；-=------；----------=25.2,z=---；-=-------；----------=19.9

vlcos30cos314°v7cos30cos314°

⑥確定齒形系數(shù)和應力集中系數(shù)：

查教材表10-5得YFaX=2.62,YSaX=1.59,YFa2=2.22,YSal=1.77

⑦確定斜齒輪端面重合度：

查教材圖10-26得￡“=0.78,￡a2=0.88,ea=eal+ea2=0.78+0.88=1.66

⑧確定彎曲強度許用應力：

循環(huán)次數(shù)

*==60x11640x1x100=7.0x107

7

N2=60nJLh=60x11640x23/73x1x100=2.2x10

由教材圖查得

10-18KFNl=KFN2=1

取安全系數(shù)SF=1.5

由教材圖10-20(d)得(rFm=aFN2=930MPa

按對稱循環(huán)變應力確定許用彎曲應力為

KFNWFNI1義930

［%］=［仁2］=0-7X弋FNI=0.7X--=434MPa

?尸1.3

⑨由彎曲強度計算齒輪的模數(shù)：

YY

因FaiSal＞心2為“2，］=［。尸2］，將齒輪1的參數(shù)代入設計公式中得

2KT儲cos?BYFaYSa

m

nt》A2

d句〃

X1.6X106658x0.89xcos?14°.2.62-L59

V0.5x232xl.66*~434=1.84mm

取標準值mn=2mm。

⑩驗算載荷系數(shù)：

Z1加“23x2

小齒輪的分度圓直徑d=------=-----=47.4mm

xcospcos14

7idn3.141x47.4x116470

齒輪的圓周速度V=xA-------------------------=28.9rn/s

60x100060x1000

由教材圖10-8查得:Ku=1.16

假設KAFt/b^00N/mm,由教材圖10-3查得

KFa=KHa=11

齒寬b=(pddx=0.5x47.4=23.7mm

b23.7

齒寬與齒高比b/h=----=——~-=5.3

x

2.25mlt2.252

由教材表10-4查得K班=1.15,由教材圖10-13查得K邛=1.12

彎曲強度載荷系數(shù)

K=KAKvKFaKFfi=1.25x1.16x1.1x1.12=1.79

?修正模數(shù)：

mn=mnt⑷K/Kf=1.84xVl.79/1.6=1.91mm

因此取標準值相〃=2mm合適。

。確定螺旋角：

Z1+Z2%23+732

中心距-----------------X-----------------=98.94mm

2cos§2cos14°

圓整中心距a=99mm后，螺旋角

P—。s心產(23+73)x2

arccos-；---=14°8'28"

2a2x99

◎斜齒輪的相關參數(shù)

zm23x2

d、=--x-n=------------=47.437mm

1cos夕COS1408'28”

zm73x2

=--2---n=------------=150.562mm

2cos夕COS14°8'28”

b=(pddx=0.5x47.437=23.7mm

對齒寬圓整：b2=24mm,bx=28mm

3）齒面接觸強度校核

①確定接觸強度載荷系數(shù)K=K，KvKFaK邛=1.25x1.16x1.1x1.15=1.83

②確定接觸強度許用應力：

查教材圖10-21（e）得=。m向2=1500MP。

查教材圖10-19中曲線2得=1.0,K.2=L08

取安全系數(shù)SH=1.0

KHNl°Hliml1.OK1500

[小--------=1500MPa

SH1.0

見J=^*°°=162。MPa

HI1

SH1.0

③確定彈性影響系數(shù)：據(jù)教材表10-6查得Z￡=189.8VMPa-

④確定區(qū)域載荷系數(shù)：據(jù)教材圖10-30查得ZH=2.43

⑤校核接觸強度

_I2KTX~^+T

0H-Z-Z42~~

Vbd]2au

2x1.83x1066583.17+1

189.8x2.43x=1140MPa<[(J]

24x47.4373xl.663.17H

滿足接觸強度要求，以上所選參數(shù)合適。

蝸桿傳動

1、【答】蝸桿傳動的主要特點有：（1）傳動比大，零件數(shù)目少，結構緊湊；（2）沖擊載荷小、傳

動平穩(wěn)，噪聲低；（3）當蝸桿的螺旋升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動具有自鎖性;

（4）摩擦損失較大，效率低；當傳動具有自鎖性時，效率僅為0。4左右；（5）由于摩擦與

磨損嚴重，常需耗用有色金屬制造蝸輪（或輪圈），以便與鋼制蝸桿配對組成減摩性良好的滑

動摩擦副。

蝸桿傳動通常用于空間兩軸線交錯，要求結構緊湊，傳動比大的減速裝置，也有少數(shù)機器用

作增速裝置。

2、【答】蝸桿直徑系數(shù)是蝸桿分度圓直徑和模數(shù)的比值。

d1

q=一m

引入蝸桿直徑系數(shù)是為了限制蝸輪滾刀的數(shù)目及便于滾刀的標準化。

3、【答】1）在中間平面上，普通圓柱蝸桿傳動就相當于齒條與齒輪的嚙合傳動。所以在設計蝸

桿傳動時，均取中間平面上的參數(shù)（如模數(shù)、壓力角等）和尺寸（如齒頂圓、分度圓等）為

基準，并沿用齒輪傳動的計算關系。對于蝸輪來說，端面模數(shù)等于中間平面上的模數(shù)。

2）蝸桿傳動的正確嚙合條件是：蝸桿的軸向模數(shù)等于蝸輪的端面模數(shù)，蝸桿的軸向壓力角

等于蝸輪的端面壓力角，蝸桿中圓柱上螺旋線的導程角等于蝸輪分度圓上的螺旋角，且螺旋線方

向相同。即

加“1=mr2=m；aal=ar2；y=/3

4、【答】蝸桿傳動的失效形式主要有齒面點蝕、齒根折斷、齒面膠合及過度磨損等。

在開式傳動中多發(fā)生齒面磨損和輪齒折斷，因此應以保證齒根彎曲疲勞強度作為開式傳動的

主要設計準則。

在閉式傳動中，蝸桿副多因齒面膠合或點蝕而失效。因此，通常是按齒面接觸疲勞強度進行

設計，而按齒根彎曲疲勞強度進行校核。

對于閉式傳動，由于散熱較為困難，還應作熱平衡核算。

5、【解】1）各軸的回轉方向如圖所示；

2）蝸輪輪齒的螺旋方向：

由于兩個蝸桿均為右旋，因此兩個蝸輪也必為右旋。

3）蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置和方向如圖所示

6、【解】

滑動軸承

1、【答】滑動軸承的失效形式有：磨粒磨損、刮傷、咬合（膠合）、疲勞剝落和腐蝕，還可能出

現(xiàn)氣蝕、流體侵蝕、電侵蝕和微動磨損等損傷。

2、【答】滑動軸承材料性能應具有以下性能：（1）良好的減摩性、耐磨性和抗咬粘性。（2）良好

的摩擦順應性、嵌入性和磨合性。（3）足夠的強度和抗腐蝕能力。（4）良好的導熱性、工藝

性、經(jīng)濟性等。

不存在一種軸承材料能夠同時滿足以上這些性能。

3、【答】非液體潤滑軸承常以維持邊界油膜不遭破壞作為設計的最低要求。

限制p的目的是保證潤滑油不被過大的壓力擠出，間接保證軸瓦不致過度磨損。

軸承的發(fā)熱量與其單位面積上的摩擦功耗力。成正比，限制夕。的目的就是限制軸承的溫

升，防止吸附在金屬表面的油膜發(fā)生破裂。

4、【答】

形成流體動力潤滑（即形成動壓油膜）的必要條件是：

1）相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；

2）被油膜分開的兩表面必須有足夠的相對滑動速度（亦即滑動表面帶油時要有足夠的油層

最大速度），其運動方向必須使?jié)櫥陀纱罂诹鬟M，從小口流出；

3）潤滑油必須有一定的粘度，供油要充分。

向心滑動軸承形成動壓油膜的基本過程為：

1）軸頸靜止時，軸頸處于軸承孔的最低位置，并與軸瓦接觸，兩表面間自然形成一收斂的

楔形空間；

2）軸頸開始轉動時，速度極低，帶入軸承間隙中的油量較少，這時軸瓦對軸頸摩擦力的方

向與軸頸表面圓周速度方向相反，迫使軸頸在摩擦力的作用下沿孔壁爬升;

3）隨著轉速的增大，軸頸表面的圓周速度增大，帶入楔形空間的油量也逐漸增多。這時楔

形油膜產生了一定的動壓力，將軸頸浮起。當軸頸達到穩(wěn)定運轉時，軸頸便穩(wěn)定在一定的偏

心位置上。這時，軸承處于流體動力潤滑狀態(tài)，油膜產生的動壓力與外載荷相平衡。由于軸

承內的摩擦阻力僅為液體的內阻力，故摩擦系數(shù)達到最小值。

5、【解】

軸瓦的材料為ZCuA110Fe3,查其許用應力[r]=15MPa,許用[?o]=12MPam/s

1）軸承的平均壓力應滿足式（12-1）,據(jù)此可得

F^p]dB=15x200x200=6x105