機(jī)械設(shè)計(jì)作業(yè)答案

1、帶傳動(dòng)作業(yè)4.1 解：由題意得： ， 所以  4.3 解：一、確定計(jì)算功率由表4.6（P69）取KA=1.1 , 則 二、選擇帶的型號(hào)根據(jù)Pca 、n1 由圖4.11（P71）選A型V帶。三、確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1. 確定小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1由表4.4（P61）及圖4.11（P71）取dd1 = 90 mm 2. 驗(yàn)算帶速 合適3.計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2 由表4.4（P61）取dd2 =400 mm 。4. 驗(yàn)算實(shí)際傳動(dòng)比 合適四、確定中心距及帶的基準(zhǔn)長度1.初選中心距 取 2. 確定帶的基準(zhǔn)長度由表4.2（P60）取Ld = 2000 mm3. 計(jì)算實(shí)際中心距五、驗(yàn)算包角 合適六

2、、確定帶的根數(shù)由表4.5（P68）得P0 =0.95 , 由表4.7（P72）得P0 =0.165,由表4.8（P73）得K =0.92, 由表4.2（P60）得KL =1.07,則 取 七、確定有效拉力 八、求對(duì)軸的壓力 鏈傳動(dòng)作業(yè)5.1 解： 1. 選擇鏈輪齒數(shù) 1）根據(jù)查表5.5（P92）取z1 = 23 ；2）則z2 = i z1 =2.9×23 = 66.7，取z1 = 682. 確定計(jì)算功率由表5.6（P93）得 KA=1.0 ，則Pca = KA P =1.0×7=7 kw3. 初定中心距由題意取 a0 = 40p 4. 計(jì)算鏈條的節(jié)數(shù)取 L p =

3、 128 節(jié)5. 選擇鏈條的型號(hào)和確定鏈條的節(jié)距由表5.7（P94）得KZ =1.23；由表5.8 (P94) 得KL=1.06；由表5.9 (P94) 得Km =1則 根據(jù)所求出的功率P0和小鏈輪轉(zhuǎn)速n1由圖5.10(P91)查得鏈號(hào)為12A,再根據(jù)鏈號(hào)由表5.1(P85)得到鏈條節(jié)距為p =19.05 mm 。6. 驗(yàn)算鏈速 合適7. 確定鏈傳動(dòng)的實(shí)際中心距8. 鏈傳動(dòng)作用在軸上的力即壓軸力FQ= 1.2Fe=1.2×998.57=1198.29 N 5.3 解： 1. 選擇鏈輪齒數(shù) 1）根據(jù)i查表5.5（P92）取z1 = 23 ；2）則z2 = i z1 =3

4、15;23 = 69 2. 確定計(jì)算功率由表5.6（P93）得 KA=1.4 ，則Pca = KA P =1.4×22=30.8 kw3. 初定中心距由題意取 a0 = 40p 4. 計(jì)算鏈條的節(jié)數(shù)取 L p = 128 節(jié)5. 選擇鏈條的型號(hào)和確定鏈條的節(jié)距由表5.7（P94）得KZ =1.23；由表5.8 (P94) 得KL=1.06；由表5.9 (P94) 得Km =1則 根據(jù)所求出的功率P0和小鏈輪轉(zhuǎn)速n1由圖5.10(P91)查得鏈號(hào)為12A,再根據(jù)鏈號(hào)由表5.1(P85)得到鏈條節(jié)距為p =19.05 mm 。6. 驗(yàn)算鏈速 合適7. 確定鏈傳動(dòng)的實(shí)際中心距 合適。8.

5、鏈傳動(dòng)作用在軸上的力即壓軸力FQ= 1.2Fe=1.2×3806.2=4567.5 N 5.4 解： 全為順時(shí)針轉(zhuǎn)。 齒輪傳動(dòng)作業(yè)6.1 解：一、確定大齒輪齒面硬度及齒輪許用應(yīng)力1. 由表6.1(P106)選：大齒輪45鋼調(diào)質(zhì) HBS=210 。2. 由圖6.8b(P110)得：Hlin1 = 600 N/mm2 , Hlin2 = 560 N/mm2。3. N1 = 60n1 j L h = 60×1460×1×10000 = 8.76×108 ；i =z2 /z1 =108 / 32 =3.375N2 = N1 / i

6、= 8.76×108/ 3.375=2.6×108 ；由圖6.8(P108)得：KHN1=1 , KHN2=1.05 。4. 取SH=1 , 則： H1= 600 N/mm2H2= 560× 1.05 = 588 N/mm25. 計(jì)算K1) 由表6.2(P112)得：KA =12) 計(jì)算 mm , d1= z1 m = 32×3= 96 mmv=d1 n1 /6×104=×96×1460/6×104=7.34m/s ，由圖6.10(P114)得：K v =1.233) 取K =1.04) , 由圖6.13a(P11

7、5)得：K =1.025) K= KA K v KK =1×1.23×1.0×1.02=1.25二、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算1.由表6.3(P117)得：ZE =189.8 ，取ZH =2.4452.由 ；得：3. 由 ，得：6.2 解：一、選擇齒輪材料、精度及許用應(yīng)力1.由表6.1(P106)選：小齒輪45鋼調(diào)質(zhì) HBS=260 ，大齒輪45鋼調(diào)質(zhì) HBS=220 。2. 取7級(jí)精度。3. 3. 由圖6.9b(P111)得：Flin1 =230 N/mm2 , Flin2 = 210 N/mm2 ； 由圖6.8b(P110)得：Hlin1 = 600 N/mm

8、2 , Hlin2 = 560 N/mm2 。4. N1 = 60n1 j L h = 60×1440×1×5×16×300 = 2.07×109 ；N2 = N1 / i = 2.107×109/2.08 =9.97×108 ；5. 由圖6.7(P109)得：KFN1= KFN2=1 ；由圖6.8(P108)得：KHN1=1 , KHN2=1 。6. 取SH=1 ，SF=1.4 ,則： F1= 230×0.7/1.4=115 N/mm2 ,F2= 210×0.7/1.4=105 N/mm2H1

9、=600 N/mm2 , H2= 560 N/mm2二、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算1. 試選 K t = 1.3 2. 3. 由表6.5(P121)取 d =1.1 (不對(duì)稱布置)4. 由表6.3(P117)得：ZE =189.8 , 且ZH =2.55. 計(jì)算： 6. 求K1) 由表6.2(P112)得：KA =12) v=d1 n1 /6×104=×50×1440/6×104=3.77 m/s ，由圖6.10(P114)得：K v =1.13) 取K =1.24) 由圖6.13a(P115)得：K =1.15) K= KA K v KK =1

10、5;1.1×1.2×1.1=1.4527. 修正 三、幾何尺寸計(jì)算1. ， 取 2., 3. ,4. 取 b1 =65 mm , b2 =60 mm四、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核1. 由表6.4(P120)得：YFa1 =2.60 , YSa1 =1.595 ,YFa2 =2.3 , YSa2 =1.712. 所以強(qiáng)度足夠。五、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（略） 6.4 解：其螺旋線方向和各受力方向如圖所示。6.5 解：一、求螺旋角1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 二、其各受力方向如圖所示。 蝸桿傳動(dòng)作業(yè)7.1 解：各受力方向如圖所示。7.3 解：一、確定許用應(yīng)力及計(jì)算

11、參數(shù) 查表7.10(P161)得0H=200 N/mm2 ,N = 60n2 j L h = 60×46×1×15000 = 4.14×107H=ZN0H=0.84×200=168 N/mm2查表7.9(P160)得ZE=155,查表7.8(P160)得K=1.1取z1=2 ，則二、求傳遞的扭矩和功率，由表7.5(P154)得 ，則取則所以 滾動(dòng)軸承作業(yè)8.2 解：1.求軸承所受載荷由軸承手冊(cè)得, Cr = 97.8 KN ,C0r = 74.5 KN 由表8.10(P196)得 由表8.11(P197)得所以，F(xiàn)ae+Fs1= 65

12、0+1621.62=2271.62 N > Fs2=742.24 N 所以 Fa1=Fs1= 1621.62 N , Fa2= Fae+Fs1=2271.62 N2.求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷由表8.10(P196)得 而 ，由表8.10(P196)得X1=1 , Y1= 0X2=0.4 , Y2=1.48由表8.7(P194)得 f P =1.3 P1= f P (X1Fr1+Y1Fa1) =1.3(1×4800+0×1621.62)=6240 NP2= f P (X2Fr2+Y2Fa2) =1.3(0.4×2200+1.48×2271.62)=5514

13、.6 N因?yàn)镻1>P2 ，所以取P =P1=6240 N3. 求軸承的額定動(dòng)載荷而C= 47.54 KN < Cr = 97.8 KN 故該對(duì)軸承合適。 8.3 解：1.求軸承所受的徑向載荷 2.求軸承所受的派生軸向力由表8.11(P197)得 Fs = 0.68Fr Fsc=0.68Frc=0.68×933.3=634.64 N Fsd=0.68Frd=0.68×1866.7=1269.36 N3.求軸承所受的軸向載荷Fae+Fsd = 750+1269.36=2019.36 N > Fsc =634.64 N 所以 Fac = Fae+Fsd

14、 = 2019.36 N , Fad = Fsd = 1269.36 N 8.4 解：1.將作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)化到軸上 則 2. 求軸承所受的徑向載荷3.求軸承所受的派生軸向力初選軸承型號(hào)為30207，由軸承手冊(cè)得, Cr = 51.5 KN ,C0r = 37.2 KN 由表8.10(P196)得 由表8.11(P197)得所以， 4.求軸承所受的軸向載荷Fae+Fs2= 960+47.27=1034.27 N > Fs1=772.61 N 所以 Fa1= Fae+Fs2=1034.27 N , Fa2= Fs2= 74.27 N5.求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷由表8.10(P196)

15、得 而 ，由表8.10(P196)得X1=0.4 , Y1=1.6 , X2=1 , Y2=0由表8.7(P194)得 f P =1.2 P1= f P (X1Fr1+Y1Fa1) =1.2(0.4×2472.35+1.6×1034.27)=3172.53 NP2= f P (X2Fr2+Y2Fa2) =1.2(1×237.65+0×74.27)=285.18 N因?yàn)镻1>P2 ，所以取P =P1=3172.53 N3. 求軸承的額定動(dòng)載荷而C=24.47 KN < Cr = 51.5 KN 故該對(duì)軸承合適。所以軸承型號(hào)為30207。

16、0;滑動(dòng)軸承作業(yè)9.2 解：1. 驗(yàn)算軸承的工作能力 由表9.2(P221)得，所以軸承的工作能力不夠。2. 計(jì)算軸的允許轉(zhuǎn)速 根據(jù) 得 根據(jù) 得 所以軸承允許的轉(zhuǎn)速n為477.5 r/min 。3. 計(jì)算軸承能承受的最大載荷根據(jù) 得 根據(jù) 得 所以軸承能承受的最大載荷Fr為 19100 N 。4. 計(jì)算軸所允許的最大轉(zhuǎn)速根據(jù) 得 根據(jù) 得 根據(jù) 得 所以軸所允許的最大轉(zhuǎn)速nmax為596.88 r/min 。9.3 解：選擇軸承材料為ZcuPb5Sn5Zn5 , 則由表9.8(P236)得：，根據(jù) 得 所以該軸承所能承受的最大軸向載荷Fa為63617.25 N。 軸作業(yè)11.2 解

17、：其軸系的正確結(jié)構(gòu)如下圖所示。11.4 解：一、求軸上的載荷 1. 計(jì)算齒輪上的力 齒輪的分度圓： 圓周力： 徑向力： 軸向力：軸向力對(duì)軸產(chǎn)生的彎矩：2. 求軸的支反力 （如上圖所示）軸左、右端水平的支反力：軸左端垂直的支反力：軸右端垂直的支反力：軸左端的支反力：軸右端的支反力： 二、繪制軸的彎矩圖和扭矩圖（如上圖所示） 截面處C處水平彎矩： 截面處C處垂直彎矩： 截面處C初合成彎矩： 軸的扭矩： 取聯(lián)軸器效率為：，滾動(dòng)軸承效率為：，齒輪效率為：，則總效率為：所以三、彎扭合成強(qiáng)度校核 考慮啟動(dòng)、停機(jī)影響，扭矩為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，則取， 截面處C處計(jì)算彎矩：由表11.2(P288)得：由 得截面處

18、C處的直徑為： 考慮鍵槽的影響則截面處C處的直徑為：11.5 解：一、求軸上的載荷 1. 計(jì)算齒輪上的力 齒輪的分度圓： 圓周力： 徑向力： 軸向力：圓周力：徑向力：軸向力：軸向力對(duì)軸產(chǎn)生的彎矩：2. 求軸的支反力 （如上圖所示）軸左端水平的支反力：軸右端水平的支反力：軸左端垂直的支反力：軸右端垂直的支反力：軸左端的支反力：軸右端的支反力：二、繪制軸的彎矩圖和扭矩圖（如下圖所示） 截面處處水平彎矩： 截面處處水平彎矩： 截面處處垂直彎矩：截面處處垂直彎矩： 截面處初合成彎矩： 軸的扭矩： 三、彎扭合成強(qiáng)度校核 考慮啟動(dòng)、停機(jī)影響，扭矩為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，則取， 各截面處處計(jì)算彎矩：由表11.2(P288)得：截面處的強(qiáng)度： 截面處的強(qiáng)度： 所以截面、處強(qiáng)度足夠。 軸轂聯(lián)接12.1 解： 1. 確定鍵的類型和尺寸 兩處都采用平鍵聯(lián)接，由手冊(cè)得：b1×h1×L1 =25×14×80, k1=h1t =149=5 mm b2×h2×L2 =20×12×125 , k2=h2t =127.5=4.5 mm , 2. 確定許用應(yīng)力 由表12.1(P325)得：， 3. 校核其連接強(qiáng)度 在半聯(lián)軸器處采用C型鍵聯(lián)接，故其聯(lián)接強(qiáng)度為： 所以兩處平鍵連接的強(qiáng)度都足夠。 螺紋連