機械設(shè)計第九版課后答案

1、第三章機械零件的強度習(xí)題答案3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限b=180MPa，取循環(huán)基數(shù)N0 =5 106, m=9，試求循環(huán)次數(shù) N 分別為7 000、25 000、620 000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。N0 =180 9 5 103 =373.6MPaN17 103(TJN25 10642.5 10= 324.3MPa5 1062 a§ :1a283.33MPa1 0.2N° = 180 95 =227.0MPaH6.2X1053-2已知材料的力學(xué)性能為匹=260MPa ,君=170MPa ,。二0.2，試繪制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解A'(0,17

2、0)C(260,0)00(T得 d'(283.3%, 283.3%)，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(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)其強度極限a B=420MPa精車，彎曲，卩q=1,試繪制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。D54r30.78,解因-=1.2 , -3=0.067，查附表3-2，插值得-.產(chǎn)1.88，查附圖3-1得q 。d45d45將所查值代入公式，即k 廠 1 q.

3、。一 1 =1 0.781.88-1 =1.69查附圖3-2，得J = 0.75 ；按精車加工工藝，查附圖3-4，得卩廠0.91，已知爲=1，則1.691075 0.91-2.35二 A0,17%.35)C(260,0 )D(141.67,141.6%.35)根據(jù)A 0,72.34 ,C 260,0 , D 141.67,60.29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中危險截面上的平均應(yīng)力怖=20MPa，應(yīng)力幅 樂=20MPa ,試分別按Om =C，求出該截面的計算安全系數(shù)Sca。解K o- °a o" °m1702.35 30 0.2 20-2.

4、28( r =C 工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計算安全系數(shù))0m =C工作應(yīng)力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計算安全系數(shù)ca1.8101 K。om1702.35 -0.2 ° 20K o o om2.35 30 20第五章螺紋連接和螺旋傳動習(xí)題答案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(dǎo)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M6X 40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機械性能等級為8.8，校核螺栓

5、連接強度。I;|e解米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(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M6X 40的許用切應(yīng)力.由螺栓材料Q215,性能等級8.8，查表5-8，可知切=640MPa，查表5-10，可知S . =3.55.0空 640182.86 128 MPaSJ 3.5 5.0%=衛(wèi) 二640 = 426.67MPaP Sp 1.5（2）螺栓組受到剪力 F和力矩（T = FL ）,設(shè)剪力F分在各個

6、螺栓上的力為 Fi，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為Fj，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即2mm2cos45°Fi8Fj且j 8r120 二 2.5kN8j=20 300 108 75、2 10“=5. 2kN由圖可知，螺栓最大受力Fmax = J'Fi2 Fj2 2FiFj cos 9 = . 2.52 (5 2)2 2 2.5 5 2 cos45 -9.015kNmaxH . 24d09.015 103-6 10；4= 319FmaxdoLmin9.015 1036 10J 11.4 10131.8 ：廊故M6X 40的剪切強度不滿足要求，不可靠。5-6已知一個托架的

7、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(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??？為什么？3解螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為Fi，轉(zhuǎn)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 =125mm1 1FiF60 二 10kN66FjFL6T6025010612510二 20kN由（a）圖可知，最左的螺栓受力最大Fmax 二 Fj Fj =10 20 =30kN(b)方案中1 1Fj =丄 F =丄 6

8、0 =10kN 6 6FjmaxMr maxFLrmaxo f125 i 236025010 7 I +125 "0認2丿ri*+4 伯+12訃。=24.39kNFi2 Fj2 2Fi Fj cos 0 二由（b）圖可知，螺栓受力最大為 2 +(24.39)2 + 21024.39咒走=33.63kN由 d° -4Fmax可知采用（a）布置形式所用的螺栓 直徑較小5-10解 1確定螺栓數(shù)工和直徑d.査教材5-5,螺栓間距命Y 7化取tQ=6取z=12,則螺栓間距" fc =如=Z螺栓直徑 d=t0/6=92/&=15. 33盹 取 cklCiun. 選擇螺

9、栓性能零級"選擇螺栓性能等級8.8級，查教材表5弋提Q 礙=- 64()MPa "(3) 計草饉栓上的載荷.作州在氣缸上的最大壓力代和單個螺栓上的工作載荷卩分別対* ttLPF =p =736311 4 .FF = -=636N取殘余預(yù)緊力F1-1.5F,由教材公式25-15)螺栓的總載荷-驅(qū)耳1+阻2.麗藝.5*6136X5別Q麗(4) 許用應(yīng)力"按不扌空制預(yù)緊力確定安全系數(shù)，查教材表5-10P取S=£許用拉應(yīng)力*0=玉=160213 4S(5) 驗算螺栓的強度*査手冊.螺栓的大徑皿小徑d口3川亦噸取螺栓公稱長度l=70im由教材公式 OlO 螺柱的計

10、算應(yīng)力二匸簽=1迫功遲iY 打滿足程度條件°螺栓的標記為GBC 5732-8&M16x70f螺栓數(shù)量滬12川第六章 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d =80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為 b = 22mm， h = 14mm 根據(jù)輪轂長度L' = 1.5d=1.5 8 120mm取鍵的公稱長度L = 90mm鍵的標記 鍵22 90GB1096-79鍵的工作長度為I二L-b=90-22 = 68mm鍵

11、與輪轂鍵槽接觸高度為k =7mm2根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力勺=110MPa根據(jù)普通平鍵連接的強度條件公式°p 二2T 103kld-%變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為maxkld %20007 68 80 1102000=2094N m第八章帶傳動習(xí)題答案8-1 V 帶傳動的 山=1450r. min，帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)f 0.51，包角 宀=180，初拉力F0 =360N。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？ （2）若dd1 = 100mm，其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？ （ 3）若傳動效率為0.95，彈性滑動忽略不計，從動輪輸出效率為多少?1 11

12、 1 -fv r0.51-解1 Fee =2F°葺2 360 葺478.4N11+5efv je_32T 二 Fec也=478.4 100 1023.92N mmFecn1 /：-dd12 23 P nn10001000 漢 60X000478.4 1450 3.14 100 門“0.95 1000x60X000二 3.45kW8-2 V帶傳動傳遞效率 P =7.5kW，帶速 v 10m s，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F F2，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。解 P -10001000PFe :1000 了5 =750N10Fe 二 F1 -F2且F1 =2F2.R =

13、2Fe =2 750 =1500Nh =F° 牛2.F0 = F1 -空=1500 -空=1125N2 28-4 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(zhuǎn)速n1 =960n min ,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速 n? =330r min ,允許誤差為一5% ,運輸裝置工作時有輕度沖擊， 兩班制工作，試設(shè)計此帶傳動。解（1 ）確定計算功率Pea由表8-7查得工作情況系數(shù)KA =1.2，故Pea =KAP =1.2 7 =8.4kW（2）選擇V帶的帶型根據(jù)Pea、ni，由圖8-11選用B型。(3) 確定帶輪的基準直徑 dd，并驗算帶速V由表8-6和8-

14、8，取主動輪的基準直徑dd1 =180mm驗算帶速VTdl niV =60 1000二 180 96060 1000=9.0432 m. s5m s : v ： 30m s.帶速合適計算從動輪的基準直徑dd2dd1 口1 1 - £180 9601 -0.05330二 497.45mm(4)確定V帶的中心距a和基準長度Ld 由式0.7 dd1 dd2乞a。乞2 d d1 ' dd2 )，初定中心距 a° = 550mm。 計算帶所需的基準長度dd2 -dd1Ld0 2a0dd1 dd2"24a°叭、(500180 f=2 550180 50024

15、 漢 550:2214mm由表8-2選帶的基準長度 Ld = 2240mm實際中心距a2240 -2214二 550 -2二 563mm中心距的變化范圍為 550 630mm。(5)驗算小帶輪上的包角a,57 357 3a =180 - dd2 -dd1 =180 - 500 -180 : 147 -90 a563故包角合適。(6)計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率Pr由 dd1 = 180mm 和山=960 m s，查表 8-4a 得 P0 ： 3.25kW根據(jù) n = 960m s,i 二960 =2.9和B型帶，查表得P0 = 0.303kW330查表8-5得k a= 0.914，表8

16、-2得kL=1，于是r = p0,p0 k a 心=(3.25 0.303) 0.914 1 = 3.25kW計算V帶的根數(shù)zPcaZ =Pr8.43.25= 2.58取3根。(7)計算單根V帶的初拉力的最小值Fo min由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量 q = 018 kg m，所以Fo min =500仝 kPca q v2 -500 空 0914 84 0.18 9.04322 =283N k azv0.914 3 9.0432(8) 計算壓軸力”a147Fp =2z F0 min sin 1=2 3 283 sin1628N2 2(9) 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(略)第九章鏈傳動習(xí)題答案9-2某鏈

17、傳動傳遞的功率 P =1kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速 山=48r.min，從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2 =14r min，載荷平 穩(wěn)，定期人工潤滑，試設(shè)計此鏈傳動。解(1)選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù) 乙=19，大鏈輪的齒數(shù)z248 19=65n214(2)確定計算功率由表9-6查得Ka =1.0，由圖9-13查得Kz =1.52，單排鏈，則計算功率為巳=KAKzP =1.0 1.52 1=1.52kW(3) 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù) Pca =1.52kW及n48r min，查圖 9-11，可選 16A，查表 9-1，鏈條節(jié)距 p = 25.4mm(4) 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距 a0 = (30 50) p =

18、(30 50) 25.4 = 762 1270mm。取 a0 = 900mm，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為/ 、2L p0a。N +Z2' Z2 乙)p=2 + I p2i 2兀丿 a。290019 +6565-1925.4=2 漢+ I x拓 114.325.42 I 2兀丿 900取鏈長節(jié)數(shù)Lp =114節(jié)。查表9-7得中心距計算系數(shù)f, =0.24457，則鏈傳動的最大中心距為ahphLp-N z-0.24457 25.42 114 - 19 65 丨：895mm(5) 計算鏈速v,確定潤滑方式60 100048 19 滋仁 0.386 ms60 1000由v 口0.386 m s和鏈號16

19、A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑。(6) 計算壓軸力Fp有效圓周力為F1000-v=100010.386:2591N鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)KFp=1.15，則壓軸力為 Fp 生 KFpFe =1.15漢 2591 給 2980N9-3已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速 =850r min，齒數(shù)乙=21，從動鏈齒數(shù)z2 = 99，中心距a = 900mm，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 Fim =55.6kW，查表 9-1 得 p =25.4mm ,鏈型號 16A根據(jù)p =25.4mm，=850r min，查圖9-11得額定功率Pca =35

20、kW 由乙=21查圖9-13得Kz =1.45且 K A =1P=35=24.14kWKAKz1 x 1.45第十章齒輪傳動習(xí)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:Fr4< 34X加Fa；iF46“ f尸P'廠 C3 £丿3F.ii主動主動5補充題：如圖（b）,已知標準錐齒輪 m=5,z, =20,z2 =50，r =0.3,T2 = 4"05N mm，標準斜齒輪mn =6,z3 =24，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，B應(yīng)為多少？并計算2、3齒輪各分力大小。解（1）齒輪2的軸向力：

21、2T22T2Fa2 二 Ft2tan asin &tan asin 爲tan osindm2m（10.5%p齒輪3的軸向力:Fa3 = Ft3 tanX 2T3tan 廿 d32Toc2T3 . qtan X ；- sin XmnZ3 -mnZ32T2m 1 -0.5r Z2tan asin $2T3mnZ3sin X即 sin X= mnZ3tan asin $ m(1 -0.5r Z由 tan $ =竺二50 =2.5z120sin=0.928cos= 0.371sin X 二叫乙潮訶n $ = 6 24 tan20°.928 二 0.2289m(1 0.5R Z25x(

22、10.5x0.3)<50即 X= 13.231(2)齒輪2所受各力:F2T22T2Ft 2 _dm2m(10.5%Z22x4"055 1 -0.5 0.3 50= 3.765 103N=3.765kNFr2 二 Ft2ta n a cos $ =3.765 1 03 ta n200.371 =0.508 103N = 0.508kNFa2 二 Ft2ta n as in $ =3.765 103 ta n20 0.928 =1.272 103N =1.272kNFn233.765 10 =4kNcos a cos 20齒輪3所受各力:Ft32T32T22T2d3mnZ3、- c

23、os X= 4°cos13.231*=5.408"03N =5.408kN mnZ36 24cos XFr3Ft3tan o 5.408 1 03 tan20= 2.022 103N =2.022kNFa3Fn3cos XFt3cos 12.321=5.408 103 tan5.408 103 tan 203.765 103= 1.272 103N=1.272kNcos12.321cos Oi cos X cos20 cos12.321= 5.889 103N=5.889kNcos Xj10-6 設(shè)計銃床中的一對圓柱齒輪傳動，已知R =7.5kW，m =1450r mi n

24、,乙=26, z2 = 54 ,壽命Lh =12000h，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(gòu)圖。解（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動。 銃床為一般機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 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）按齒面接觸強度設(shè)計1）確定公式中的各計算值試選載荷系數(shù) Kt =1.5 計算小齒輪傳遞的力矩95.5O05R95.5 105 7.51450= 49397N mm 小齒輪作不對稱布置，查表10-7

25、，選取 d =1.01 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8MPa'由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限o-HHm600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限（rHlim550MPa。54齒數(shù)比54 =2.08z126計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)叫=6 0n 小山=60 1450 1 12000 =1.044 109N2= 1.044 109u 2.08= 0.502 109由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KhN1 =°.98, KhN2=1.0計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S二1| K HN1 OH lim1 0.98 600 =588

26、MPaS1KHN2OHlim2 二 1.03 550 = 566.5MPa2）計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入 1中較小值dit - 2.323KT1 u 1Ze=2.3231.5 49397 2.08 1Xx2.08匸2189.8、53.577mm566.5 計算圓周速度 V:d1tn13.14 53.577 1450V =60 100060 1000二 4.066 m s 計算尺寬bb = Odd1t = 1 53.577 = 53.577 mm 計算尺寬與齒高之比 -hmt旦Z153.577 = 2.061mm26h =2.25mt =2.25 2.061 = 4.636mm=11

27、.56b 53.577h 4.636 計算載荷系數(shù)根據(jù) v 4.066 m s, 7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv =1.2直齒輪，心廣心廠1由表10-2查得使用系數(shù) KA =1.25由表10-4用插值法查得KHb二1.420K由=11.56 , KHb 二 1.420，查圖 10-13 得 Kf廠 1.37 h故載荷系數(shù)K =KaKvKh ：Kh2 = 1.25 1.2 1 1.420 =2.13 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d1=d” 惟=53.577 彳器=6022 計算模數(shù)m60.22=2.32mm26取 m = 2.5幾何尺寸計算分度圓直徑：d1 =mz<)=2.

28、5 26 = 65mmd2 = mz2 = 2.5： 54 = 135mm中心距：確定尺寬:a=y5135"00mm2,2KTi u +12.5Ze淪 Tdi u I 1%丿2x2.13493972.08+12.5x189.8、，=2江匯I = 51.74mm65 漢 2 055 匯 49397r 1 四5939- 2.6 1.595 =99.64MPa1 52 65 2.52.08< 566.5 丿圓整后取 b2 = 52mm, 6 = 57mm。1fE1 =500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限(3)按齒根彎曲疲勞強度校核由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限(tf

29、E2 = 380MPa。由圖10-18取彎曲疲勞壽命 KFN1 =°.89,Kfn2 =0.93。 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4K FN1 %E1S0.89 5001.4= 317.86MPaKFN2 OFEZ_ S0.93 500 = 252.43MPa1.4 計算載荷系數(shù)K 二 KaK、Kf：.Kf，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 =2.3041a 2丫務(wù)=1.595Ysa2 =1.712 校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式2KT1bd1mYFaYSa蘭%進行校核2KT1Y 丫Fa1

30、 Sa1bd1m2KTbd1mYFa2YSa22 2.055 4939752 65 2.52.3 1.712 =94.61MPa_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m =750min ,兩齒輪的齒數(shù)為Z = 24,z2 =108,9 22',mn = 6mm, b = 160mm , 8 級精度，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 38SiMn

31、Mo （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 HBS（2）按齒面接觸疲勞硬度計算2K u 1 ZhZe計算小齒輪的分度圓直徑d1z1m _ 24 6 cos B cos9 22'二 145.95mm計算齒寬系數(shù)b 160d1 - 145.95= 1.096由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1Ze =189.8MPa"，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Z 2.47由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限o-Hlim730MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 lim2 =550MPa 。齒數(shù)比 u = -2 = 08

32、= 4.5z-i24計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60n 1 jLh =60 750 1 300 20 2 =5.4 1088N28= 1.2 10N15.4 10u 4.5由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 =1.04,KhN2 =1.1 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1K HN1 葉 lim 1S1.04 7301= 759.2MPaK HN 2 °H lim 2S1.1 5501= 605MPa由圖 10-26 查得 引=0.75, £：2 -0.88,則£：1 - £2 -1.63計算齒輪的圓周速度:di niv=60 100

33、03.14 145.95 75060如0005.729 m s計算尺寬與齒高之比 bhmntd1 cos 卩 145.95 cos9 22' z1"26=6mmh =2.25mnt =2.25 6 =13.5mmb 160= 11.85h 13.5'計算載荷系數(shù)根據(jù)5.729 m s , 8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv - 1.22由表10-3，查得心一.二心一.=1.4按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)KA =1.25由表10-4查得 = 1.380按d=1查得由 b = 11.85 , hKhb = 1.380，查圖 10-13 得 Kfb = 1.33

34、K 二 KaKvKh：.Kh，1.25 1.22 1.4 1.380 =2.946 宀；由接觸強度確定的最大轉(zhuǎn)矩故載荷系數(shù)T12K1.096 1.63 145.95'min I, A2 2.946 = 1284464.096N(3 )按彎曲強度計算ZhZe34.5-X X4.5 16052.47 189.8T 蘭d £©2 mni 2KYb計算載荷系數(shù)K 二 KaK、,Kf：.Kf1.25 1.22 1.4 1.33 = 2.840計算縱向重合度即=0.318d4 tan p = 0.318x 1.096x 24x tan9°22' = 1.380

35、YFaYsa 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù).二0.92 計算當量齒數(shù)乙1 =3 = 24.99cos 卩（cos9°22'3= 112.3z21083=3cos B （cos9 乞2'）查取齒形系數(shù)YFa及應(yīng)力校正系數(shù)Ysa由表 10-5 查得 Ypai = 262Yf&2 =2.17Ysai =1.59Ysa2 -1.80由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限o-FE 520MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限（E2=430MPa。由圖10-18 取彎曲疲勞壽命 Kfn 1 = 0.88, KfN2 = 0.90。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系

36、數(shù)S =1.4SK FN 2 °Fe 2= 0.88520 =305.07MPa1.50.90 430丫 Fa 1Y Sa1迤73.232.62 1.59=66.052.17 1.80取丄"YFaYSa= min *YFa1YSa1YFa2YSa2=66.05由彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩T .” d £02 mn2KYbAlYFaYSa°96 佃 佃952 * * 6 66.05 = 2885986.309N mm2 2.840 0.92(4 )齒輪傳動的功率取由接觸強度和彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即=1284464.096 NP69.55101284

37、464.°96沢 75°=100.87kw69.55 10第十一章蝸桿傳動習(xí)題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉(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)計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率R =5.0kW，m =960rmin ,傳動比i = 23，由電動機驅(qū)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

38、年按300工作日計）。解（1）選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI ）。（2 ）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按N =2，估取效率n 0.8，則-9.55 1 06 p2-9.55 106n2P n= 9.55 1065 0.896023= 915208N mm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)K b = 1 ;由表11-5選取使用系數(shù)Ka =1 ;由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)Kv =1.05，則K = K a K pK v =1 1 1.05= 1.051 確定彈性影響系數(shù) ZE 蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相

39、配，故ZE =160MPa2 確定接觸系數(shù)Zp假設(shè)5 =0.35，從圖11-18中可查得Zp =2.9a 確定許用接觸應(yīng)力1由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 I =268MPa應(yīng)力循環(huán)系數(shù)960#、7N =60nzjLh =6017 300 8 二 4.21 1023壽命系數(shù)Khn 二8107 =0.83554.21 107貝U I - Khn 味：=0.8355 268=223.914MPa 計算中心距2a 糾-1.05 漢 915208 漢 ”60*2,9 =160.396mm<223.914 丿取中心距 a = 200mm，因i = 23，故從表11-2中取模數(shù) m = 8mm

40、，蝸桿分度圓直徑d1 =80mm。此時蟲80-0.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)Zp= 2.74，因為Zp< Zp,a200pp p因此以上計算結(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)Z"i = 2 ,軸向齒距pa =二m = 8二=25.133 ;直徑系數(shù)q = 10 ;齒頂圓直徑da1 = d1 2ham 二 96mm ；齒根圓直徑 df1 = d12 ham c 二 60.8mm ；分度圓導(dǎo)程角Y11 18'36"；蝸桿軸向齒厚 Sa = 0.5二m = 12.567mm。蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2 =47 ；變位系數(shù)X2二-0.5z 4723

41、 5 _ 23驗算傳動比i二仝二47 =23.5，此時傳動比誤差 出 23 =2.17%，是允許的。乙 223蝸輪分度圓直徑d2 = mz2 = 8 47 = 376mm蝸輪喉圓直徑da2 二 d2 2m ha x2 二 376 2 81 - 0.5 = 384m蝸輪齒根圓直徑df2 = d2-2hf2 = 376 -2 81 -0.5 0.2 = 364.8mm蝸輪咽喉母圓直徑1 1rg2 = ada2 = 200376 =12mmg 2 2(4)校核齒根彎曲疲勞強度YFa2 丫卩作1.53KT2ddmZ2當量齒數(shù)亠廠二一Jcos Y COS 111536"= 49.85根據(jù)x2二

42、-0.5,乙2 =49.85，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa2 =2.75Y11 31 ° 螺旋角系數(shù) Y®二1 丄 日=0.9192140°140° 許用彎曲應(yīng)力 I -喀'kfn從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力咎'=56MPa壽命系數(shù)Kfn邛1067 =0.664.21 107二cp 】=of ' Kfn = 56 汶 0.66 = 36.958MPa校核齒根彎曲疲勞強度1.53 1.05 915208Iof2.75 0.9192 =15.445 ： Of80 376 8彎曲強度是滿足的

43、。(5 )驗算效率n二 0.95 0.96tan 丫tan 丫 v已知丫二11 18'36" v -arctan化;fv與相對滑動速度 v相關(guān)Va=4.099m s叱1山80況960兀 1000cos y" 60 1000cos11 1836,從表 11-18 中用插值法查得 fv =0.0238 , v =1.36338 =1 21'48"，代入式得 n = 0.845 0.854 ,大于原估計值，因此不用重算。第十三章滾動軸承習(xí)題答案13-1試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個承受徑 向載荷能力最高？

44、哪個不能承受徑向載荷？N307/P4620730207 51301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 = 1800 r min ,已知兩軸承的徑向載荷分別為F“二3390N ,Fr2 =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)求兩軸承的計算軸向力Fa1

45、和Fa2對于 a25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 =068Fr1 =0.68 3390 = 2305.2NFd2 =068Fr2 =0.68 1040 =707.2N兩軸計算軸向力Fa 1 = max "、Fd1, Fae ' Fd2p' max 2305.2,870 707.2=2305.2 NFa2 =max*d2, Fd1 - Fae1 - max 1707.2,2305.2 -8701 - 1435.2N(2)求軸承當量動載荷 P和1F2Fa1F r 12305.23390a2Fr21435.2

46、1040=1.38 e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1X1 =1Y, =0對軸承 2X2 =0.41Y2 =0.87因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp =1.5，貝yp =+YFa1 ）=1.5 漢（1 漢 3390 +0 漢 2305.2）=5085NF2=fPX2Fr2 Y2Fa2 =1.50.41 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，這里假設(shè)選用7207AC,查軸承手冊得基本額定載荷C =29000N，因為R >P2，所以按軸承1的受力大小驗算13-6若將圖13-34a中的

47、兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為 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（下圖圖C中的Fte為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線;30207。其他條件同例題13-2，試驗算軸承的b）和水平面（下圖 a）兩個平面力系。其中:圖a中的Fae亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于Fte2(Fd2) 一200320(Fd1)Fr2VrFr1V(b)軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫出）(a)Fr2VFr1V1LFe(c)由力分析可知：d314Fre 200 -Fae 900 200 -400 -Fr1V2乙二 225.38N200 320520Fr2V =Fre -Fr1V

48、=900 - 225.38 =674.62NFr1H200200320f 嘅 220 846NFr2H 二 Fte -Fr1H =2200 -846.15 “353.85NFr1Fr1V2 Fr1H2 二.225.382 846.152 =875.65NF2 二 Fr2V2 Fr2H2 二 674.622 1353.822 "512.62N(2)求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa22Y-2Y '兩軸計算軸向力查手冊的 30207 的 e = 0.37, Y =1.6, C = 54200N -Fr1875=273.64N2 1.6Fd21512.62 =472.69N2 1.6

49、Fa1 = max：Fd1, Fae Fd2Fa2 =maxFd2，F(xiàn)d1 _Fae； = maxf472.69,273.64 _400.；=472.69N(3)求軸承當量動載荷 R和P2Fa1F r1872.69875.65= 0.9966 eFa2Fr2472.690.3125 : e1512.62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1X1 = 0.4Y2 =0對軸承2因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp =1.5，則P =+£Fa1 尸1.5叫0.4>875.65 十 1.6X872.69 =2619.846NF2 =fp X2Fr2 Y2F

50、a2 1=1.511512.620 472.69= 2268.93N(4) 確定軸承壽命因為PP2，所以按軸承1的受力大小驗算10660n= 283802.342h106 疋 54200(60 5202619.846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 C =40800N。查表13-9，得可靠性為90%寸，印=1，可靠性為 99%寸， =0.21。6363可靠性為9。寸匚0=10旦色=3佟型60n （P 丿 60n

51、 i P 丿可靠性為 99%寸 L1 旦 C） =10 ”0.21 l，C i60n f 丿 60n（P 丿L10 二 L1106 燈'40800 j _ 106 X0.21C j60n i P 丿-60nP J408003 0.21= 68641.547 N6408。查手冊，得6408軸承的基本額定動載荷 C = 65500N，基本符合要求，故可用來替換的軸承型號為第十五章軸習(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)計錯誤，并畫出改正圖。 解（1）處兩軸承應(yīng)當正裝。（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。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：中解（1）求出軸上轉(zhuǎn)矩6 p65 5T =9.55 109.55 10291805.56N mmn180(2) 求作用在齒輪上的力d2 二衛(wèi)至二 3 112341.98mmcos 念 cos10 44'damnZa