濮良參考資料貴機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后習(xí)題答案

1、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 心=180MPa，取循環(huán)基數(shù)N=5 106 , m=9 , 試求循環(huán)次數(shù)N分別為7 000、25 000、620 000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。 二 T19 -180 9 5 103 =373.6MPa V7X103 cfJN2 =(Tj9 5 106 1N：80 9 2.5 104 .3MPa (TJN3 =也9 N3 =1809.6.210 6 5 10 5 = 227.0MPa 13 3-2已知材料的力學(xué)性能為t =260MPa ,170MPa ,廠0.2，試?yán)L制此材料的 簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線。 解A(0,170)C

2、(260,0) (T C0 2 -T0 0 2t 二 2 170 1t10.2 -283.33MPa 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 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0B=420MPa,精車，彎曲，站=1，試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲 勞曲線。 解因-54 =1.2，丄=2=0.067，查附表3-2，插值得-二1.88，查附圖3-1 d 45d 45 得

3、q0.78，將所查值代入公式，即 k。二 1 qj 氣-1 1=1 0.78 1.88-11=1.69 查附圖3-2,得0.75 ;按精車加工工藝，查附圖3-4,得B廠0.91，已知 1 , (T k *1 % 你 1.69+ 1 = 52mm, b| = 57mm。 (3) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限oFEi=500MPa ;大齒輪的 彎曲疲勞強(qiáng)度極限 呢2二380MPa。 由圖10-18取彎曲疲勞壽命Kfn1 =0.89, Kfn2 =0.93。 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 _ K FN1 OFE1 _ S 0.89 500

4、 1.4 = 317.86M P a KfN 2 PFE2 _ S 0.93 500 1.4 = 252.43M Pa 計(jì)算載荷系數(shù) K =KaK、Kf：.Kf 尸 1.25 1.2 1 1.37 =2.055 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10-5 查得Yf =2.6Yf =2.304 1a2 YS =1.595隹-1.712 Sa1Sa2 校核彎曲強(qiáng)度 根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式 =也丫尸Ys of】進(jìn)行校核 bd1m bd1m Yf” 2 2.055 49397 52 65 2.5 2.6 1.595 =99.64M of =2KT1Yf Ys X2.0549392.1.7194.61M

5、Pa 2bdM52 65 2.5 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 m =750r min，兩齒輪的齒數(shù)為 乙=24,z2 =108 B = 9 22,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38SiM nMo （調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度 217269HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217255

6、 HBS （2）按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算 3 蛀丄 2K u 計(jì)算小齒輪的分度圓直徑 d1 zm 24 6 cos B cos9 22 =145.95mm 計(jì)算齒寬系數(shù) d1 145.95 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 區(qū)域系數(shù)Zh =2.47 1 Ze =189.8MPa，由圖 10-30 選取 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 殆訕1 =730MPa ;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限0Hlim2 =550MPa 齒數(shù)比口二空二108 z124 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) M =6On 1 jLh =60 750 1 300 20 2 = 5.4 108 N2 Ni 8 5.4 1

7、0 4.5 8 =1.2 10 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni =1.04,Khn2 =1.1 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)s =1 K HN1 m lim 1 1.04 730 1 = 759.2MPa 二 605M P a K HN 2 lim 21.1 550 s -1 由圖 10-26 查得 由表11-5選取使用 系數(shù)心=1 ；由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05，則 K 二 KaK Kv =1 1 1.05 = 1.05 確定彈性影響系數(shù)Ze蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配, 1 ZE =160M P268=223.914MPa 計(jì)算中心距 2

8、a _3 1.05 915208 160 x2.9、 I = 160.396 mm 223.914 丿 取中心距a = 200mm，因i = 23，故從表11-2中取模數(shù)m = 8mm，蝸桿分 度圓直徑d1 =80mm。此時(shí)5二竺=0.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù) a 200 Zp =2.74，因?yàn)閆p :：: 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 蝸桿 蝸桿頭數(shù)乙=2，軸向齒距pa二二m =8二二25.133 ；直徑系數(shù)q =10 ；齒頂 圓直徑 da1 = d1 2h；m 二 96mm ；齒根圓直徑 df1 = d1 - 2 Rm - c = 60.8m

9、m ；分 度圓導(dǎo)程角 y 11 1836；蝸桿軸向齒厚Sa =0.5 m = 12.567mm。 蝸輪 蝸輪齒數(shù)Z2 =47 ；變位系數(shù)X2=-0.5 許的 驗(yàn)算傳動(dòng)比 Z2 i Z1 47 = 23.5，此時(shí)傳動(dòng)比誤差 235 23 二 2.17%，是允 23 蝸輪分度圓直徑 d2 二 mz = 8 47 二 376mm 蝸輪喉圓直徑 da2 二 d2 2m 爪 x2 =3 7 62 81 -0.5 =3 8m 蝸輪齒根圓直徑 df2 二 d22hf2 =376 2 81 -0.5 0.2 = 364.8mm 蝸輪咽喉母圓直徑 葉亡仆200 * 376 =12亦 (4) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

10、 1.53KT2 d1d2m YFa2YB J Z2 當(dāng)量齒數(shù)Zv cos3 丫 cos311 1536 二 49.85 47 31 根據(jù)X2 =-0.5,乙2 =49.85，從圖11-19中可查得齒形系數(shù) 冗=2.75 螺旋角系數(shù) Y 1 - 丫 =1一11.31 =0.9192 140。140 許用彎曲應(yīng)力 前二卡Kfn 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力 of =56MP a 106 壽命系數(shù)Kfn =勺 =0.66 t 4.21燈07 O I 0F Kfn 二 56 0.66 二 36.958MPa 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 2.75 0.9192 二 15

11、.445 ： 0 】 1.53 1.05 915208 80 376 8 彎曲強(qiáng)度是滿足的 (5) 驗(yàn)算效率n n = 0.95 0.96 tan 丫 tan 丫 47 已知丫二11 1836; 二arctanfv ； f與相對(duì)滑動(dòng)速度Va相關(guān) 二 4.099 m s 80960兀 60 1000cos y 60 1000cos11 1836 從表11-18中用插值法查得 化=0.0238 , 1.36338 =1 2148，代入式得 n二0.845 0.854，大于原估計(jì)值，因此不用重算。 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

12、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 a 25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 =1800r min，已 知兩軸承的徑向載荷分別為Fm =3390N , Fd -3390N ,外加軸向載荷 Fae=870N，作用方向指向軸承1,試確定其

13、工作壽命。 解(1)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2 對(duì)于25的角接觸球軸承，按表13-7,軸承派生軸向力Fd=0.68Fr , e =0.68 .Fd1 =0.68F1 =0.68 3390 = 2305.2N Fd2 =0.68Fr2 =0.68 1040 = 707.2N 兩軸計(jì)算軸向力 Fa1 =maxFd1,Fae Fd2 ； = max2305.2,870 7072； = 2305.2N Fa2 二 maxFd2, Fd1 - Fae 丄 max 1707.2,2305.2 -870 二 1435.2N (2)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和1P2 Fa1 Fr 1 23058 =e 339

14、0 Fa2 1435.2 1040 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1X1 =1Y）=0 對(duì)軸承 2X2 二 0.41 場(chǎng)二 0.87 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp =1.5，則 P =+YFa1 ）=1.5匯（1x3390 +Ox 2305.2 ）=5085N F2 =fp X2Fr2 YFa? A1.5 0.41 1040 0.87 1435.2= 2512.536N （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C=29000N，因?yàn)镽AP?，所以按軸承1的受力 大小驗(yàn)算 = 1717

15、.5h 106 C _106x 29000 丫 60n lR 丿-60800P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算 60n R 54200 T 6052012619.846 丿 = 283802.342h Lh 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C=40800N。查表13-9，得可靠性為 90%時(shí)，6=1，可靠性為99%時(shí)，6=0.21 可靠性為90%時(shí) dcl也透3 60n f 丿 60n i P 丿 6,

16、363 可靠性為99%時(shí)L仁10旦=10 x0.21 i 60n F丿60n JP 丿 Lio = Li 106 (40800 j 106 漢 0.21 jC 3 60n i P 丿-60nVP J 40800 即 C = 3686W14N V0.21 查手冊(cè)，得6408軸承的基本額定動(dòng)載荷C=65500N，基本符合要求，故可用 來替換的軸承型號(hào)為6408。 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。 （

17、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。 15-7兩極展開式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸（見圖15-30a）,尺寸和結(jié)構(gòu)見圖 15-30b所示。已知：中間軸轉(zhuǎn)速 n =180r min，傳動(dòng)功率P = 5.5kW，有關(guān)的齒輪 參數(shù)見下表： (b) (a) 解(1)求出軸上轉(zhuǎn)矩 T =9.55 106P =9.55 106 竺=291805.56N mm n180 (2)求作用在齒輪上的力 cos念 cos10 44 mnZ3 _ 3 23_( cos念 cos9 22 2T 2 291805.56 d2 341.98 2T 2 291805.56 93.24

18、d3 d3 341.98mm = 6259.24N Fr2 氏瓷二57 cOSf=632.2N Fr3 Ft3 tana1 =1706.57 tan20 2308.96N cos 窗cos9 22 Fa2 二 Ft2 tan 直=1706.57 tan10 44二 323.49N Fa3 二甩 tan 鳥二 6259.24 tan9 22 = 1032.47N （3）求軸上載荷 作軸的空間受力分析，如圖（a） 作垂直受力圖、彎矩圖，如圖（b） F NHA Ft3 BD Ft2 CD ,259.24 21 176.57 80 =4680.54N AD310 Fnhd 二 Ft2Ft3Fnha =

19、1706.57 6259.24 - 4680.54 = 3285.27N Mhb 二 Fnha AB = 4680.54 100 = 468054N mm = 468.05N m Mhc 二 Fnhd CD = 3285.27 80 = 262821.6N mm = 262.822N m 作水平受力圖、彎矩圖，如圖（C） d3d2 -Fr3 BD F r2 AC Fa3Fa2 F NVA F NVD 22 - AD 93.24341.99 一2308.96 210632.2 80 1032.47323.49 =1067.28 N =2 2 - 310 d3d2 Fr3 AB Fr2 AC Fa3 -Fa2丄 22 AD i93.24341.99 2308.96 100 -632.2 230 1032.47323.49 =609.48N 2 2 310 Mvb 二 Fnva AB = -1067.28 100 二-106.728N m d393.24 MvbFnva AB-Fa3- -1067.28 100 -1032.47- 154.86N m 2 2 M VC =-Fnhd CD609.48 80 = 48.76N m M vc 二 Fa2- Fnhd CD 二 323.49 34199 一 609.48 80 = 6.555N m 2 2