濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后學(xué)習(xí)習(xí)題

濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后學(xué)習(xí)習(xí)題濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后學(xué)習(xí)習(xí)題/濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后學(xué)習(xí)習(xí)題第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度習(xí)題答案3-1某資料的對稱循環(huán)曲折疲備極限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)的有限壽命曲折疲備極限。[解]σ1Nσ19N018095106373.6MPa1N17103σ1N2σ19N018095106324.3MPaN22.5104σ1N3σ19N0180951065227.0MPaN36.2103-2已知資料的力學(xué)性能為σs260MPa，σ1170MPa，Φσ0.2，試?yán)L制此資料的簡化的等壽命壽命曲線。[解]

A'(0,170)C(260,0)σ1σΦσ20σ0σ02σ11Φσσ2σ12170283.33MPa1Φσ10.2得D'(283.332,283.332)，即D'(141.67,141.67)依據(jù)點(diǎn)A'(0,170)，C(260,0)，D'(141.67,141.67)按比率繪制該資料的極限應(yīng)力爭以以以下圖所示3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的資料，設(shè)其強(qiáng)度極限σB=420MPa，精車，曲折，βq=1，試?yán)L制此零件的簡化等壽命疲備曲線。[解]因D541.2，r30.067，查附表3-2，插值得σ1.88，查附圖3-1d45d45得qσ0.78，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βq1，則Kσkσ1111.691112.35εσβσβq0.750.911A0,1702.35,C260,0,D141.67,141.672.35依據(jù)A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比率繪出該零件的極限應(yīng)力線圖以下圖3-5如題3-4中危險(xiǎn)截面上的均勻應(yīng)力σm20MPa，應(yīng)力幅σa20MPa，試分別按①rC②mC，求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)Sca。σ[解]由題3-4可知σ-1170MPa,σs260MPa,Φσ0.2,Kσ2.351）rC工作應(yīng)力點(diǎn)在疲備強(qiáng)度區(qū)，依據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特色不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)σ170Sca-1KσΦσ2.282.35300.220σaσm（2）σCm工作應(yīng)力點(diǎn)在疲備強(qiáng)度區(qū)，依據(jù)變應(yīng)力的均勻應(yīng)力不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)Scaσ-1KσΦσσm1702.350.2σ20Kσσ2.3530201.81σam第五章螺紋連結(jié)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(jī)導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個(gè)螺栓與立柱相連結(jié)，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大的變動。試問：此螺栓連結(jié)采納一般螺栓連結(jié)還是鉸制孔用螺栓連結(jié)為宜？為何？Q215，若用M6×40鉸孔用螺栓連結(jié)，已知螺栓機(jī)械性能等級為，校核螺栓連結(jié)強(qiáng)度。[解]采納鉸制孔用螺栓連結(jié)為宜因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大改動，鉸制孔用螺栓連結(jié)能精準(zhǔn)固定被連結(jié)件的相對地點(diǎn)，并能承受橫向載荷，加強(qiáng)連結(jié)的靠譜性和親近性，以防范受載后被連結(jié)件間出現(xiàn)空隙或發(fā)生相對滑移，而一般螺栓連結(jié)靠聯(lián)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來抵擋轉(zhuǎn)矩，連結(jié)不牢靠。（1）確立M6×40的許用切應(yīng)力[]由螺栓資料Q215，性能等級，查表5-8，可知[σs]640MPa，查表5-10，可知[S]3.5~5.0[σ]640[][S]182.86~128MPa3.5~5.0σ640σ426.67MPaSp1.5（2）螺栓組遇到剪力F和力矩（TFL），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，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即r150752mm2cos45Fi1F1202.5kN88300103FjFL2052kN8r8752103由圖可知，螺栓最大受力FmaxFi2Fj22FiFjcosθ2.52(52)222.552cos459.015kNFmax9.015103319[]d024610324σpFmax9.015103131.8[σp]d0Lmin610311.4103故M6×40的剪切強(qiáng)度不滿足要求，不可以靠。5-6已知一個(gè)托架的邊板用6個(gè)螺栓與相鄰的機(jī)架相連結(jié)。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。現(xiàn)好像圖5-50所示的兩種螺栓部署形式，設(shè)采納鉸制孔用螺栓連結(jié)，試問哪一種部署形式所用的螺栓直徑最??？為何？[解]螺栓組遇到剪力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=125mmFi1F16010kN66FjFL6025010320kN6r6125103由（a）圖可知，最左的螺栓受力最大FmaxFiFj102030kN（b）方案中11FiF6010kN661252MrmaxFLrmax602501031252103Fjmax224.39kN66222212512526riri2412510i1i122由（b）圖可知，螺栓受力最大為FmaxFi2Fj22FiFjcosθ102(24.39)221024.39233.63kN5由d04Fmax可知采納（a）部署形式所用的螺栓直徑較小5-10第六章鍵、花鍵、無鍵連結(jié)和銷連結(jié)習(xí)題答案6-3在向來徑d80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（以以以下圖），輪轂寬度1.5d，工作時(shí)有稍微沖擊。試確立平鍵的尺寸，并計(jì)算其贊成傳達(dá)的最大扭矩。[解]依據(jù)軸徑d80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為b22mm，h14mm依據(jù)輪轂長度L'1.5d1.580120mm取鍵的公稱長度L90mm鍵的標(biāo)志鍵2290GB1096-79鍵的工作長度為lLb902268mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為kh7mm2依據(jù)齒輪資料為鋼，載荷有稍微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力[σp]110MPa依據(jù)一般平鍵連結(jié)的強(qiáng)度條件公式2T103[σp]σpkld變形求得鍵連結(jié)傳達(dá)的最大轉(zhuǎn)矩為kld[σ]76880110Tmaxp2094Nm20002000第八章帶傳動習(xí)題答案8-1V帶傳動的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）該傳動所能傳達(dá)的最大有效拉力為多少？（2）若dd1100mm，其傳達(dá)的最大轉(zhuǎn)矩為多少？（3）若傳動效率為，彈性滑動忽視不計(jì)，從動輪輸出效率為多少？[解]

1111ecefv1e0.51478.4N023601F2F1111efv0.511e2TFecdd1478.410010-323.92Nmm223PFecνFecn1dd1?η?η478.414503.141000.9510006010003.45kW8-2V帶傳動傳達(dá)效率P7.5kW，帶速ν10ms，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F1F2，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。[解]PFeν1000Fe1000P10007.5750Nν10FeF1F2且F12F2F12Fe27501500NF1FeF02F0Fe1500750F11125N228-4有一帶式輸送裝置，其異步電動機(jī)與齒輪減速器之間用一般V帶傳動，電動機(jī)功率P=7kW，轉(zhuǎn)速n1960rmin，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n2330rmin，贊成誤差為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。[解]（1）確立計(jì)算功率Pca由表8-7查得工作狀況系數(shù)KA1.2，故PcaKAP1.278.4kW（2）選擇V帶的帶型依據(jù)Pca、n1，由圖8-11采納B型。（3）確立帶輪的基準(zhǔn)直徑dd，并驗(yàn)算帶速ν①由表8-6和8-8，取主動輪的基準(zhǔn)直徑dd1180mm②驗(yàn)算帶速ννdd1n11809601000609.0432ms6010005msν30ms帶速適合③計(jì)算從動輪的基準(zhǔn)直徑dd1n11ε18096010.05dd2n2330497.45mm（4）確立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dd22Ld02a0dd1dd1dd24a0222550180500500180245502214mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld2240mm③實(shí)質(zhì)中心距aLdLd022402214aa0550563mm22中心距的變化范圍為550~630mm。（5）驗(yàn)算小帶輪上的包角α1α118057.318050018057.3dd2dd114790a563故包角適合。（6）計(jì)算帶的根數(shù)z①計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由dd1180mm和n1960ms，查表8-4a得P03.25kW依據(jù)n1960ms,i9600.303kW2.9和B型帶，查表得P0330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)zPca8.4z2.58Pr3.25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F0min2.5kαPca22.50.9148.42283N500kαzνqν5000.9140.189.043239.0432（8）計(jì)算壓軸力Fp2zF0minsinα123283sin1471628N22（9）帶輪構(gòu)造設(shè)計(jì)（略）第九章鏈傳動習(xí)題答案9-2某鏈傳動傳達(dá)的功率P1kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速n148rmin，從動鏈輪轉(zhuǎn)速n214rmin，載荷安穩(wěn)，按期人工潤滑，試設(shè)計(jì)此鏈傳動。[解]（1）選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)z119，大鏈輪的齒數(shù)z2iz1n1z1481965n214（2）確立計(jì)算功率由表9-6查得KA1.0，由圖9-13查得Kz1.52，單排鏈，則計(jì)算功率為PcaKAKzP1.01.5211.52kW（3）選擇鏈條型號和節(jié)距依據(jù)Pca1.52kW及n148rmin，查圖9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)距p25.4mm4）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a0z1z2z2z12pLp0222a0p900196565225.419222114.325.4900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，則鏈傳動的最大中心距為af1p2Lpz1z20.2445725.421141965895mm（5）計(jì)算鏈速ν，確立潤滑方式n1z1p481925.4ν1000600.386ms601000由ν0.386ms和鏈號16A，查圖9-14可知應(yīng)采納按期人工潤滑。（6）計(jì)算壓軸力Fp有效圓周力為Fe1000p100012591Nν0.386鏈輪水平部署時(shí)的壓軸力系數(shù)KFp1.15，則壓軸力為Fp

KFpFe

1.152591

2980N9-3

已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速

n1

850rmin

，齒數(shù)

z1

21，從動鏈齒數(shù)

z2

99，中心距900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為，工作狀況系數(shù)KA1，試求鏈條所能傳達(dá)的功率。[解]由Flim55.6kW，查表9-1得p25.4mm，鏈型號16A依據(jù)p25.4mm，n1850rmin，查圖9-11得額定功率Pca35kW由z121查圖9-13得Kz1.45且KA1PPca35KAKz24.14kW11.45第十章齒輪傳動習(xí)題答案10-1試解析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力爭表示各力的作用地點(diǎn)及方向）。[解]受力爭以以以下圖：增補(bǔ)題：如圖（b），已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪m5,z120,z250,ΦR0.3,T24105Nmm，標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪mn6,z324，若中間軸上兩齒輪所受軸向力相互抵消，應(yīng)為多少？并計(jì)算2、β齒輪各分力大小。[解]（1）齒輪2的軸向力：Fa2Ft2tanαsinδ22T2tanαsinδ22T2tanαsinδ2dm2m10.5ΦRz2齒輪3的軸向力：Fa3Ft3tanβ2T3tanβ2T3tanβ2T3sinβd3mnz3mnz3cosβFa2Fa3,α20,T2T32T2tanαδ2T3sinβsin2mnz3m10.5ΦRz2即sinβmnz3tanαsinδ2m10.5ΦRz2由tanδ2z2502.5sinδ20.928cosδ20.371z120mzαδ624tan200.928sinβm10.5ΦRz2510.50.30.228950即β13.2312）齒輪2所受各力：Ft22T22T25241053.765103N3.765kNdm2m10.5ΦRz210.50.350Fr2Ft2tanαcosδ3.765103tan200.3710.508103N0.508kN2Fa2Ft2tanαsinδ23.765103tan200.9281.272103N1.272kNFn2Ft23.765103cosα4kNcos20齒輪3所受各力：Ft32T32T22T2cosβ24105cos13.2315.408103N5.408kNd3mnz3mnz3624cosβFr3Ft3tanαn5.408103tan202.022103N2.022kNcosβcos12.321Fa3Ft3tanβ5.4081035.408103tan201.272103N1.272kNtancos12.321Fn3Ft33.7651035.889103N5.889kNcosαncosβcos20cos12.32110-6設(shè)計(jì)銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知1112，壽命Lh12000h，小齒輪相對其軸的支承為P7.5kW,n1450rmin,z26,z54不對稱部署，并畫出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。[解](1)選擇齒輪種類、精度等級、資料①采納直齒圓柱齒輪傳動。②銑床為一般機(jī)器，速度不高，應(yīng)采納7級精度（GB10095-88）。③資料選擇。由表10-1選擇小齒輪資料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪資料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩者資料硬度差為40HBS。（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)2d1tKT1u1ZE2.323uσHΦd）確立公式中的各計(jì)算值①試選載荷系數(shù)Kt1.5②計(jì)算小齒輪傳達(dá)的力矩T195.5105P195.51057.549397Nmmn11450③小齒輪作不對稱部署，查表10-7，采納Φd1.01④由表10-6查得資料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲備強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲備強(qiáng)度極限σ550MPa。Hlim2⑥齒數(shù)比uz2542.08z126⑦計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160njLh6014501120001.0441091N2N11.0441090.502109u2.08⑧由圖10-19取接觸疲備壽命系數(shù)KHN10.98,KHN21.0⑨計(jì)算接觸疲備許用應(yīng)力取無效概率為1%，安全系數(shù)S1KHN1σ0.98600588MPaσH1Hlim1S1

σ600MPa；Hlim1KHN2σ1.03550σHlim2566.5MPaS12）計(jì)算①計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，代入σ中較小值H2.323KT1u22.3231.52d1t1ZE493972.081189.853.577mmΦduσH12.08566.5②計(jì)算圓周速度ννd1tn13.1453.57714501000604.066ms601000③計(jì)算尺寬bbΦdd1t153.57753.577mm④計(jì)算尺寬與齒高之比bhmtd1t53.577z12.061mm26h2.25mt2.252.0614.636mmb53.577h4.63611.56⑤計(jì)算載荷系數(shù)依據(jù)ν4.066ms，7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv1.2直齒輪，KHKF1由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法查得

KA1.25KHβ1.420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)質(zhì)的載荷系數(shù)校訂所算的分度圓直徑d1d1t3K53.57732.1360.22Kt1.5⑦計(jì)算模數(shù)md160.22m2.32mmz126取m2.5⑧幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑：d1mz12.52665mmd2mz22.554135mm中心距：ad1d265135100mm22確立尺寬：2KT1u12.5ZE2b2σd1uH222.13493972.0812.5189.86522.0851.74mm566.5圓整后取b52mm,b57mm。21（3）按齒根曲折疲備強(qiáng)度校核①由圖10-20c查得小齒輪的曲折疲備強(qiáng)度極限σFE1500MPa；大齒輪的曲折疲備強(qiáng)度極限σ380MPa。FE2②由圖10-18取曲折疲備壽命KFN10.89,KFN20.93。③計(jì)算曲折疲備許用應(yīng)力取曲折疲備安全系數(shù)S1.4σFKFN1σFE10.895001S317.86MPaK1.4FN2σ0.93500σFFE22S252.43MPa1.4④計(jì)算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.211.372.055⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校訂系數(shù)由表10-5查得YFa12.6YFa22.304YS1.595YS1.712a1a2⑥校核曲折強(qiáng)度依據(jù)曲折強(qiáng)度條件公式σ2KT1YYσ進(jìn)行校核Fbd1mFaSaFσ2KT1YY22.055493972.61.59599.64MPaσF1Fa1Sa152652.5F1bd1mσF22KT1YFa2YSa222.055493972.31.71294.61MPaσF2bd1m52652.5所以滿足曲折強(qiáng)度，所選參數(shù)適合。10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，已知n1750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為z124,z2108,β922',mn6mm,b160mm，8級精度，小齒輪資料為38SiMnMo（調(diào)質(zhì)），大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），壽命20年（設(shè)每年300工作日），每天兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對稱部署，試計(jì)算該齒輪傳動所能傳達(dá)的功率。[解]（1）齒輪資料硬度查表10-1，依據(jù)小齒輪資料為38SiMnMo（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217~269HBS，大齒輪資料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217~255HBS（2）按齒面接觸疲備硬度計(jì)算Φdεd13u2σHT1u1ZHZE2K①計(jì)算小齒輪的分度圓直徑z1mn246145.95mmd1cos922'cosβ②計(jì)算齒寬系數(shù)b1601.096Φd145.95d1③由表10-6查得資料的彈性影響系數(shù)1ZE189.8MPa2，由圖10-30采納地區(qū)系數(shù)ZH2.47④由圖σHlim1

10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲備強(qiáng)度極限730MPa；大齒輪的接觸疲備強(qiáng)度極限σ550MPa。Hlim2⑤齒數(shù)比z21084.5u24z1⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160njLh6075013002025.41081N2N15.41081.2108u4.5⑦由圖10-19取接觸疲備壽命系數(shù)

KHN11.04,KHN21.1⑧計(jì)算接觸疲備許用應(yīng)力取無效概率為1%，安全系數(shù)S1Kσ1.04730759.2MPaσHN1Hlim1H1S1KHN2σ1.1550σH2Hlim2605MPaS1⑨由圖10-26查得ε10.75,ε20.88,則εε1ε21.63⑩計(jì)算齒輪的圓周速度νd1n13.14145.9575010006010005.729ms60計(jì)算尺寬與齒高之比bhmntd1cosβ145.95cos922'z16mm26h2.25mnt2.25613.5mmb160h11.8513.5計(jì)算載荷系數(shù)依據(jù)ν5.729ms，8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv1.22由表10-3，查得KHKF1.4按稍微沖擊，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)度確立的最大轉(zhuǎn)矩Φε3uminσH,σH212T1u1ZHZE2K21.0961.63145.9534.560522.9464.512.47189.81284464.096N（3）按曲折強(qiáng)度計(jì)算Φdεd12mnσFT12KYβYFaYSa①計(jì)算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.221.41.332.840②計(jì)算縱向重合度εΦztanβ0.3181.09624tan922'1.380β0.318d1③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)zv1z124cos3βcos922'zv1z2108cos3βcos922'

33

24.99112.3⑤查取齒形系數(shù)YFa及應(yīng)力校訂系數(shù)YSa由表10-5查得YFa12.62YFa22.17YSa11.59YSa21.80⑥由圖10-20c查得小齒輪的曲折疲備強(qiáng)度極限σFE1520MPa；大齒輪的曲折疲備強(qiáng)度極限σ430MPa。FE2⑦由圖10-18取曲折疲備壽命KFN10.88,KFN20.90。⑧計(jì)算曲折疲備許用應(yīng)力取曲折疲備安全系數(shù)S1.4KFN1σ0.88520σFFE11S305.07MPaK1.5FN2σ0.90430σ2258MPaS1.5σ⑨計(jì)算大、小齒輪的F，并加以比較YFaYSaσ1305.07YFa1YSa12.6273.231.59σ2258F66.05YFa2YSa22.171.80取σminσ,σ66.05FF1F2YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2⑩由曲折強(qiáng)度確立的最大轉(zhuǎn)矩T1Φdεd12mnσF1.0961.63145.95262KYβYFaYSa266.052885986.309Nmm2.8400.924）齒輪傳動的功率取由接觸強(qiáng)度和曲折強(qiáng)度確立的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即T11284464.096NT1n11284464.096750100.87kWP1069.551069.55第十一章蝸桿傳動習(xí)題答案11-1試解析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的輾轉(zhuǎn)方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用地點(diǎn)及方向。[

解]

各軸的輾轉(zhuǎn)方向以以以下圖所示，蝸輪2、4桿、蝸輪所受各力的作用地點(diǎn)及方向以以以下圖

的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸11-3設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的一般圓柱蝸桿傳動，傳達(dá)效率11，傳動比i23，由電動機(jī)驅(qū)動，載荷安穩(wěn)。蝸桿資料為20Cr，P5.0kW,n960rmin滲碳淬火，硬度58HRC。蝸輪資料為ZCuSn10P1，金屬模鍛造。蝸桿減速器每天工作8h，要求工作壽命為7年（每年按300工作日計(jì)）。[解]（1）選擇蝸桿傳動種類依據(jù)GB/T10085-1988的介紹，采納漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲備強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)2a3KT2ZEZPσH①確立作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按z12，估取效率η0.8，則T29.55106P29.5510619.5510650.8n2Pη915208Nmmn2960i23②確立載荷系數(shù)K因工作載荷安穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)Kβ1；由表11-5采納使用系數(shù)KA1；因?yàn)檗D(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)KV1.05，則KKAKβKV111.051.05③確立彈性影響系數(shù)ZE蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相當(dāng)，故1ZE160MPa2④確立接觸系數(shù)Zp假定d10.35，從圖11-18中可查得Zp2.9a⑤確立許用接觸應(yīng)力σH由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力σ'268MPaH應(yīng)力循環(huán)系數(shù)壽命系數(shù)

N60n2jLh609601730084.2110723KHN81070.83554.21107則σHKHNσH'0.8355268223.914MPa⑥計(jì)算中心距1602a32.9160.396mm1.05915208223.914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d180mm。此時(shí)d1800.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)a200Zp'2.74，因?yàn)閆p'Zp，所以以上計(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da1d12ha*m96mm；齒根圓直徑df1d12ha*mc60.8mm；分度圓導(dǎo)程角γ1118'36"；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)算傳動比iz24723.5，此時(shí)傳動比偏差23.5232.17%，是允z1223許的。蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑

d2mz2847376mmda2d22mha*x23762810.5384m蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓直徑

df2d22hf23762810.50.2364.8mmrg2a1da2200137612mm22（4）校核齒根曲折疲備強(qiáng)度σ1.53KT2YYσFd1d2mFa2βF①當(dāng)量齒數(shù)zv2z24749.85cos3γcos31115'36"依據(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)Yβ1γ11.310.91921140140③許用曲折應(yīng)力σFσF'KFN從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用曲折應(yīng)力σF'56MPa壽命系數(shù)KFN91060.664.21107σFσF'KFN560.6636.958MPa④校核齒根曲折疲備強(qiáng)度σ1.531.059152082.750.919215.445σF803768F曲折強(qiáng)度是滿足的。（5）驗(yàn)算效率ηηtanγ0.95~0.96tanγv已知γ1118'36";varctanfv；fv與相對滑動速度va有關(guān)vad1n1809604.099ms601000cosγ601000cos1118'36"從表11-18頂用插值法查得fv0.0238，v1.36338121'48"，代入式得0.845~0.854，大于原預(yù)計(jì)值，所以不用重算。第十三章轉(zhuǎn)動軸承習(xí)題答案13-1試說明以下各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級最高？哪個(gè)贊成的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)不可以承受徑向載荷？N307/P462073020751301[

解]

N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑均為

35mm，51301的內(nèi)徑為

5mm；N307/P4的公差等級最高；

6207

承受徑向載荷能力最高；

N307/P4

不可以承受徑向載荷。13-5

依據(jù)工作條件，決定在軸的兩頭用α25的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑d35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n1800rmin，已知兩軸承的徑向載荷分別為

Fr1

3390N

，

Fr2

3390N

，外加軸向載荷Fae

870N

，作用方向指向軸承

1，試確立其工作壽命。[

解]

（1）求兩軸承的計(jì)算軸向力

Fa1和

Fa2關(guān)于α

25的角接觸球軸承，按表

13-7，軸承派生軸向力

Fd

0.68Fr，e0.68Fd1

0.68Fr1

0.683390

2305.2NFd2

0.68Fr2

0.681040

707.2N兩軸計(jì)算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max2305.2,870707.22305.2NFa2maxFd2,Fd1Faemax707.2,2305.28701435.2N（2）求軸擔(dān)當(dāng)量動載荷P1和1P2Fa12305.2eFr10.683390Fa21435.2eFr21.381040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1對軸承2

X11Y10X20.41Y20.87因軸承運(yùn)行中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp1.5，則P1fpX1Fr1Y1Fa11.51339002305.25085NP2fpX2Fr2Y2Fa21.50.4110400.871435.22512.536N（3）確立軸承壽命因?yàn)轭}目中沒給出在軸承的詳細(xì)代號，這里假定采納7207AC，查軸承手冊得基本額定載荷C29000N，因?yàn)镻1P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算10631063LhC2900060nP16018001717.5h508513-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其余條件同例題13-2，試驗(yàn)算軸承的壽命。[解]（1）求兩軸承遇到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件遇到的空間力系分解為鉛垂面（以以下圖b）和水平面（以以下圖a）兩個(gè)平面力系。此中：圖c中的Fte為經(jīng)過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的Fae亦應(yīng)經(jīng)過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)變仔圖中均未畫出）。FreFteFaeae2F1(Fd2)(Fd1)200320Fr1Vr2V(b)(a)FFr1Vr2VFte(c)由力解析可知：Fre200Faed900200400314Fr1V20032025202225.38NFr2VFreFr1V900225.38674.62NFr1H200Fte2002200846.15N200320520Fr2HFteFr1H2200846.151353.85NFr122225.382846.152875.65NFr1VFr1HFr2Fr2V22674.6221353.8221512.62NFr2H（2）求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2查手冊的30207的e0.37，Y1.6，C54200NFr1875.65Fd12273.64N2Y1.6Fr21512.62472.69NFd221.62Y兩軸計(jì)算軸向力Fa1maxFd1,FaeFd2max273.64,400472.69872.69NFa2maxFd2,Fd1Faemax472.69,273.64400472.69N（3）求軸擔(dān)當(dāng)量動載荷P1和P2Fa1872.69eFr10.9966875.65Fa2472.69eFr20.31251512.62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1對軸承2

X10.4Y11.6X21Y20因軸承運(yùn)行中有中等沖擊載荷，按表13-6，取fp1.5，則P1fpX1Fr1Y1Fa11.50.4875.651.6872.692619.846NP2fpX2Fr2Y2Fa21.511512.620472.692268.93N（4）確立軸承壽命因?yàn)镻1P2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算10631063C54200LhP160520283802.342hLh'60n2619.846故所選軸承滿足壽命要求。13-7某軸的一端支點(diǎn)上原采納6308軸承，其工作靠譜性為90%，現(xiàn)需將該支點(diǎn)軸承在壽命不降低的條件下將工作靠譜性提升到99%，試確立可能用來取代的軸承型號。[解]查手冊得6308軸承的基本額定動載荷C40800N。查表13-9，得靠譜性為90%時(shí)，a11，靠譜性為99%時(shí)，a10.21。靠譜性為90%時(shí)靠譜性為99%時(shí)

106a1310613L10C4080060nP60nP106a131063L1C0.21C60nP60nPL10L1106131060.21340800C60nP60nP即C4080068641.547N30.21查手冊，得6408軸承的基本額定動載荷C65500N，基本吻合要求，故可用來取代的軸承型號為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構(gòu)造圖，試指出其設(shè)計(jì)錯誤，并畫出改正圖。[解]（1）處兩軸承應(yīng)該正裝。（2）處應(yīng)有空隙并加密封圈。（3）處應(yīng)有軸間定位。（4）處鍵不可以伸入端蓋，軸的伸出部分應(yīng)加長。（5）處齒輪不可以保證軸向固定。（6）處應(yīng)有軸間定位。（7）處應(yīng)加調(diào)整墊片。更正圖見軸線下半部分。771132356415-7兩極張開式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸（見圖15-30a），尺寸和構(gòu)造見圖15-30b所示。已知：中間軸轉(zhuǎn)速