東北大學(xué)機械設(shè)計習(xí)題（ X頁）

1、第一章 機械設(shè)計根底知識思 考 題1-1 機械零件設(shè)計應(yīng)滿足哪些根本準(zhǔn)那么？1-2 什么叫機械零件的失效？機械零件主要的失效形式有哪些？1-3 提高機械零件強度的措施有哪些？1-4 在什么條件下要按剛度準(zhǔn)那么設(shè)計機械零件？提高零件的剛度有哪些措施？ 1-5 選用機械零件材料時主要考慮什么原那么？ 1-6 舉例說明什么叫靜載荷、變載荷、靜應(yīng)力和變應(yīng)力？1-7 什么是零件的工作應(yīng)力、計算應(yīng)力、極限應(yīng)力和許用應(yīng)力？1-8 影響材料的極限應(yīng)力的因素有那些？1-9 線性疲勞損傷累積方程Miner方程的意義是什么？1-10 影響材料疲勞強度的主要因素有哪些？原因是什么？這些因素對變應(yīng)力的哪一局部有影響？1

2、-11 什么是有效應(yīng)力集中系數(shù)？機械零件設(shè)計中，常見的應(yīng)力集中源有哪些？有三個形狀尺寸一樣，工作條件也相同，分別用鑄鐵、低強度鋼、高強度鋼制造的零件，哪個零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)最大？1-12 什么叫接觸應(yīng)力和接觸強度？影響接觸應(yīng)力大小的因素有哪些？1-13 舉例說明零件的結(jié)構(gòu)及工藝對被設(shè)計零件疲勞強度的影響。習(xí) 題 1-1 從手冊中查找下面各材料的名稱和性能數(shù)據(jù)，并填入表中：材料牌號材料名稱抗拉強度極限B/ MPa屈服強度極限s / MPa延伸率5 / %硬 度HB彈性模量E / MPaHT200ZG270-500Q23545調(diào)質(zhì)40CrQA19-41-2 min500 MPa，a = 300

3、 MPa，求 max，m，r,并畫出變應(yīng)力圖。1-3 圖示為一轉(zhuǎn)軸，在軸上作用有軸向力Fa3000 N和徑向力Fr6000N，支點間距L300 mm，軸的直徑d50mm，求力Fr 作用面上的max，min，m，a，r，并畫出變應(yīng)力圖。1-4 一合金結(jié)構(gòu)鋼的簡化疲勞極限線圖如下圖。等效系數(shù)0.43，假設(shè)零件工作應(yīng)力點M 恰在 OE 線上，其最大工作應(yīng)力max426 MPa，最小工作應(yīng)力min106 MPa，有效應(yīng)力集中系數(shù)k1.42，絕對尺寸系數(shù) 0.91，外表狀態(tài)系數(shù) 1，試求按簡單加載情況下零件的平安系數(shù)按無限壽命考慮。1-5 某鋼制零件承受非對稱循環(huán)循環(huán)特性 r-0.4的兩級應(yīng)力不穩(wěn)定變應(yīng)

4、力作用，第一級名義應(yīng)力最大值 1500 MPa，作用105次，第二級名義應(yīng)力最大值 2400 MPa，作用2105次，如該鋼材的標(biāo)準(zhǔn)平滑試件試驗得的 -1500 MPa，0 =800 MPa，循環(huán)基數(shù) N0 = 107次，材料常數(shù) m = 9，該零件的有效應(yīng)力集中系數(shù) k =1.62，絕對尺寸系數(shù) 0.83，外表狀態(tài)系數(shù) 0.95。試估算該零件的計算平安系數(shù)。例 題例1-1 某轉(zhuǎn)動心軸，其危險剖面上的平均應(yīng)力為 m = 20 MPa，應(yīng)力幅 a = 30 MPa，試求最大應(yīng)力 max 、最小應(yīng)力 min 和循環(huán)特性 r。 解 最大應(yīng)力為 max =m + a = 20 + 30 = 50 MP

5、a最小應(yīng)力為 min = m - a = 20 - 30 = -10 MPa循環(huán)特性為 該變應(yīng)力為非對稱循環(huán)變應(yīng)力。例1-2 某靜止構(gòu)件受彎曲應(yīng)力 b150 MPa，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 r50 MPa；材料為35鋼B540 MPa，s320 MPa。試分別用第一、三、四強度理論求計算應(yīng)力 ca，并校核靜強度是否平安？用哪個強度理論較為合理？ 解 1求材料的許用拉應(yīng)力由于 s/B = 3205400.593，按表用內(nèi)插法得許用拉應(yīng)力MPa2按第一、三、四強度理論求計算應(yīng)力 ca按第一強度理論得MPa按第三強度理論得 MPa按第四理論強度得 MPa3結(jié)論由于許用拉應(yīng)力 212 MPa 均大于按第一、三、四

6、強度理論所求得的計算應(yīng)力 ca，所以該構(gòu)件強度足夠，較為平安。但由于35鋼塑性較好，故用三、四強度理論較合理。例1-3 如下圖，某軸受彎矩 M 作用。：材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，其抗拉強度極限 B =600 MPa；D =60 mm；d =55 mm；r =1.5 mm；外表精車削加工外表粗糙度Ra =1.6 m；調(diào)質(zhì)處理。求過渡圓角處的有效應(yīng)力集中糸數(shù) k 、絕對尺寸系數(shù) 和外表狀態(tài)系數(shù) 。解 1有效應(yīng)力集中糸數(shù) k為求Dd/r = 3.33 及 r/d = 0.0273 參數(shù)下的 k 值，須先從附表1-2中查出Dd/r = 2 以及 r/d = 0.02 和0.03下的k值，然后通過插值計算才

7、可求得所要求的 k 值。計算步驟如下： 查附表1-2，在Dd/r =2 和 B = 600 MPa 條件下，r/d = 0.02 時，k = 1.47，r/d = 0.03 時，k = 1.67；通過內(nèi)插法可求得Dd/r = 2，r/d = 0.0273時的應(yīng)力集中糸數(shù)為再查附表1-2，在Dd/r = 4 和 B = 600 MPa 條件下，r/d = 0.02 時，k =1.86，r/d = 0.03時，k =1.88；通過內(nèi)插法可求得Dd/r = 4，r/d = 0.0273時的應(yīng)力集中糸數(shù)為最后再通過內(nèi)插法計算即可求得Dd/r 3.33 和 r/d = 0.0273 時的有效應(yīng)力集中糸數(shù)

8、為2絕對尺寸糸數(shù) 查查附表1-4，當(dāng) d55 mm，材料為碳素結(jié)構(gòu)鋼時， = 0.81。3外表狀態(tài)系數(shù) 查附表1-5，當(dāng)材料的 B600 MPa 及外表精車削加工Ra1.6 m田寸，0.95。在疲勞強度計算中，應(yīng)根據(jù)具體晴況選取 值。例如，零件外表只經(jīng)過切削加工或不加工時，那么應(yīng)按附表1-5選取 值；假設(shè)零件外表不僅機械加工而且經(jīng)過強化工藝處理，那么應(yīng)按附表1-6 選取 值。例1-4 一優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼零件，其B560 MPa，s280 MPa，-1250 MPa。承受工作變應(yīng)力 max155 MPa，min30 MPa。零件的有效應(yīng)力集中系數(shù) k = 1.65，絕對尺寸糸數(shù) = 0.81，外表

9、狀態(tài)糸數(shù) =0.95精車。如取許用平安系數(shù)S1.5。校核此零件的強度是否足夠。解 1計算應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 應(yīng)力幅 MPa平均應(yīng)力MPa2計算疲勞強度平安糸數(shù)椐表1.5查得等效糸數(shù)0.30拉壓應(yīng)力，車削外表。計算平安系數(shù)為3計算靜強度平安糸數(shù) 由上述計算結(jié)果可知，該零件的疲勞強度和靜強度平安系數(shù)均大于許用平安糸數(shù)S1.5，故零件強度足夠。 例1-5 一轉(zhuǎn)軸受規(guī)律性非穩(wěn)定非對稱循環(huán)變應(yīng)力作用，其各級變應(yīng)力的a和m初的名義值見下表的第二、第三列。各級變應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)見第四列。材料力45鋼調(diào)質(zhì)，-1250MPa，m9，N0107。k = 1.76， = 0.78，外表狀態(tài)糸數(shù) =0.95，0.34。許

10、用平安糸數(shù)S1.5。求該軸的計算平安糸數(shù)S。解 1計算各級變應(yīng)力的當(dāng)量應(yīng)力i根據(jù)式1-33 i 的計算結(jié)果見下表的第五列。例1-5表 MPa應(yīng)力級序號應(yīng)力幅a平均應(yīng)力m循環(huán)次數(shù)ni當(dāng)量應(yīng)力i12312011090202020310471044106292268220.62求當(dāng)量應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nv因 3 小干材料的-1，故對零件不會造成疲勞損傷，在求Nv時不計入。根據(jù)式1-39 3求壽命糸數(shù)KN根椐式1-404求計算平安糸數(shù)S根據(jù)式1-41結(jié)論：該轉(zhuǎn)軸疲勞強度足夠平安。第二章 螺紋聯(lián)接及軸轂聯(lián)接思 考 題2-1 常用螺紋有哪些類型？其中哪些用于聯(lián)接，哪些用于傳動，為什么？哪些是標(biāo)準(zhǔn)螺紋？2-2 螺

11、紋聯(lián)接預(yù)緊的目的是什么？如何控制預(yù)緊力？2-3 擰緊螺母時，螺栓和被聯(lián)接件各受什么載荷？擰緊力矩要克服哪些阻力矩？2-4 聯(lián)接螺紋能滿足自鎖條件，為什么在設(shè)計螺紋聯(lián)接時還要考慮防松問題？根據(jù)防松原理，防松分哪幾類？可拆卸的防松中哪類工作可靠，為什么？2-5 在受橫向載荷的螺紋聯(lián)接中，螺栓是否一定受剪切？為什么？2-6 為改善螺紋牙上載荷分配不均現(xiàn)象，常采用懸置螺母或內(nèi)斜螺母，試分析其原因。2-7 畫出題2-7圖中各螺紋聯(lián)接的正確結(jié)構(gòu)并選擇標(biāo)準(zhǔn)螺紋聯(lián)接件。2-8 平鍵的標(biāo)準(zhǔn)截面尺寸如何確定？鍵的長度如何確定？2-9 矩形花鍵和漸開線花鍵如何定心？ 2-10 過盈配合聯(lián)接中有哪幾種裝配方法？哪種方

12、法能獲得較高的聯(lián)接緊固性？為什么？2-11 影響過盈配合聯(lián)接承載能力的因素有哪些？為提高承載能力可采取什么措施？ 習(xí) 題2-1 用圖示的扳手擰緊M16的螺母，扳手有效長度L= 400 mm，求實現(xiàn)預(yù)緊力 QP =13500 N 的擰緊力F。2-2 圖示為普通螺栓組聯(lián)接，載荷R5000 N，L280 mm，l100 mm，接合面間的摩擦系數(shù) f0.3。試確定預(yù)緊力。2-3 如下圖，用六個M16的普通螺栓聯(lián)接的鋼制液壓油缸，螺栓8.8級，平安系數(shù)S3，缸內(nèi)油壓 p2.5 MPa，為保證緊密性要求，剩余預(yù)緊力Qp1.5F。求預(yù)緊力的取值范圍。缸蓋與油缸結(jié)合面處采用金屬墊片2-4 圖示減速器端蓋用四個

13、螺釘固定在鑄鐵箱體上，端蓋與箱體間采用金屬墊片。端蓋受軸向載荷F6000 N，試確定預(yù)緊力及螺釘直徑。2-5 在圖示的夾緊聯(lián)接中，柄部承受載荷P600 N，柄長L350 mm，軸直徑db60mm，螺栓個數(shù) z2，接合面摩擦系數(shù) f0.15，試確定螺栓直徑。2-6 在圖示的氣缸蓋聯(lián)接中，氣缸內(nèi)徑 D400 mm，螺栓個數(shù)z16，缸內(nèi)氣體壓力 p 在02 MPa之間變化，采用銅皮石棉墊片，試選擇螺栓直徑。2-7 圖示為GZ5剛性聯(lián)軸器，材料為ZG270500，用6個8.8級螺栓聯(lián)接。該聯(lián)軸器允許的最大轉(zhuǎn)矩為16000N.m，兩個半聯(lián)軸器間的摩擦系數(shù) f0.16，載荷平穩(wěn)。1采用普通螺栓，求螺栓直徑

14、；2假設(shè)改用鉸制孔用螺栓，計算螺栓直徑。2-8 圖示為兩塊邊板和一塊承重板焊接成的龍門起重機導(dǎo)軌托架。兩邊板各用四個螺栓與工字鋼立柱聯(lián)接，托架承受的最大載荷為R20 kN，問： 1此聯(lián)接采用普通螺栓還是鉸制孔螺栓為宜？2假設(shè)用鉸制孔用螺栓聯(lián)接，螺栓機械性能等級為8.8，試確定螺栓直徑。2-9 圖示的鑄鐵托架用四個普通螺栓固定在鋼立柱上，托架上的載荷 P = 5 kN，其作用線與鉛垂方向的夾角 = 45。托架材料的強度極限 B200 MPa，立柱材料的屈服強度極限 s235 MPa，結(jié)構(gòu)尺寸如下圖，試確定螺栓直徑。2-10 圖示減速器的低速軸與凸緣聯(lián)軸器及圓柱齒輪之間分別用鍵聯(lián)接。軸傳遞的功率P

15、 = 9 kW，轉(zhuǎn)速 n=100 r/min，軸和齒輪的材料均為鋼，聯(lián)軸器材料為鑄鐵，工作時有輕微沖擊。試選擇兩處鍵的類型和尺寸，并校核其聯(lián)接強度。2-11 圖示的雙聯(lián)滑移齒輪與軸用矩形花鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩T140 N.m，齒輪在空載下移動，工作情況良好，軸D34 mm，齒輪寬度L40 mm，軸和齒輪的材料均為鋼，花鍵齒面熱處理后硬度小于45HRC。試選擇花鍵、校核聯(lián)接強度，并寫出聯(lián)接的標(biāo)記代號。例 題 例2-1 如圖a所示的鑄鐵HT150支架，用一組螺栓固定在鋼制底座上，支架軸孔中心受一斜力P10000 N，P力與水平面的夾角30，軸孔中心高度 h250 mm，底板尺寸l1200 mm，l2

16、400 mm，l3150 mm，螺栓孔中心距 l320 mm。試求螺栓所受的最大軸向總載荷，并校核螺栓組聯(lián)接接合面的工作能力。 解 1螺栓受力分析 將斜力P 分解為水平分力Px 和垂直分力Pz；再將水平分力Px簡化到接合面上，得翻轉(zhuǎn)力矩M 和作用在接合面上的橫向力Px，見例2-1圖b。支架螺栓組共受以下諸力和力矩作用：軸向力作用干螺栓組形心，垂直向上 N橫向力作用于接合面，水平向右 N翻轉(zhuǎn)力矩繞O 軸，順時針方向 N.mm計算每個螺栓所需要的預(yù)緊力Qp。 Px 要使底板向右滑移，受到聯(lián)接接合面摩擦力的阻擋。預(yù)緊力Qp使接合面間產(chǎn)生摩擦力。Px 使預(yù)緊力減小。M 對摩擦力無影響，因在M作用下，底

17、板右部的壓力雖然增犬，但其左部的壓力卻以同樣程度減小。參照式2-9并考慮Pz 對預(yù)緊力的影響可得底扳不滑移條件為取Kf 1.2，f0.15表2-3，鑄鐵對枯燥加工外表，表2-5，無墊片，那么 N計算螺栓的工作拉力。在垂直拉力Pz作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式2-8知 N在翻轉(zhuǎn)力矩M作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式2-17知 N故總工作拉力為N計算螺栓總拉力。由式2-28得螺栓的總拉力為N2校核螺栓組聯(lián)接接含面的工作能力檢查受載時鑄鐵底板右邊緣處走否壓潰 參照式2-18得式中 接合面有效面積為mm2接合面的有效抗彎剖面模量為 mm3代入得 MPa查表2-4知鑄鐵HT150的許用擠壓應(yīng)力為M

18、Pa，由于pmax p，故接合面右邊緣處不致壓潰。檢查受載時底板左邊緣處走否出現(xiàn)間隙參照式2-19得故接合面左邊緣處不會產(chǎn)生間隙。例2-2 試選定蝸輪與軸的鍵聯(lián)接。：蝸輪為8級精度，蝸輪輪轂材料為HT200，軸的材料為45鋼，蝸輪與軸的配合直徑為50 mm，蝸輪輪轂長為80 mm，傳遞轉(zhuǎn)矩T480 Nm。載荷平穩(wěn)。蝸輪沿軸向固定。解 1選擇鍵聯(lián)接的類型及其尺寸由于蝸輪為8級精度要求有較高的對中性，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。又因是靜聯(lián)接，選圓頭普通平鍵，由手冊查得，當(dāng)d4450 mm 時，鍵的剖面尺寸為：寬 b14 mm，高 h9 mm。參考輪轂長度選鍵長L70 mm。鍵的材料選45鋼。2鍵聯(lián)接的強度計算

19、聯(lián)接的失效形式是軸、輪轂和鍵三個零件中較弱零件的壓潰和鍵的剪斷。由于蝸輪輪轂材料是鑄鐵，故應(yīng)按輪轂進行擠壓強度校核計算。鍵的工作長度lLb701456 mm，由表2-10查得聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力 p80 MPa因載荷平穩(wěn)，取大值。由式2-37得鍵聯(lián)接工作面上的擠壓應(yīng)力MPa由于 p minmm max結(jié)論：所選配合滿足要求。6計算裝拆力為了得到足夠的裝拆力，我們忽略裝配時擦平的影響。即按裝配時出現(xiàn)的最大過盈量計算壓強。MPa N選用250 kN壓力機即可。例2-4在圖示的夾緊聯(lián)接中，柄部承受載荷P600 N，柄長L350 mm，軸直徑db60mm，螺栓個數(shù) z2，接合面摩擦系數(shù) f0.15，試確

20、定螺栓直徑。按夾緊面受集中壓力R 考慮。 1求預(yù)緊力QP 取可靠性糸數(shù) Kf 1.2，根據(jù)平衡條件，那么fRdb，Kf PL所以 NN2確定螺栓直徑螺栓機械性能等級為8.8，那么屈服強度極限 s640 MP。查表2-8a，取S1.5，螺栓材料的許用應(yīng)力為MPa根據(jù)式2-25，螺栓的最小直徑為mm查粗牙普通螺紋根本尺寸標(biāo)準(zhǔn)GB19681，選用M10的螺拴，其小徑d18.3767.37 mm。第三章 帶 傳 動思 考 題3-1 帶傳動有何特點？在什么情況下宜采用帶傳動？ 3-2 在相同條件下，V 帶傳動與平帶傳動的傳動能力有何不同？為什么？3-3 常見V帶剖面結(jié)構(gòu)有幾種？它們由哪幾局部組成？各局部

21、的作用是什么？3-4 根據(jù)歐拉公式，用什么措施可使帶傳動能力提高？3-5 帶傳動彈性滑動是如何產(chǎn)生的？它和打滑有什么區(qū)別？對傳動產(chǎn)生什么影響？3-6 帶傳動的打滑經(jīng)常在什么情況下發(fā)生？打滑多發(fā)生在大輪上還是小輪上？3-7 分析帶傳動中應(yīng)力的分布情況，最大應(yīng)力發(fā)生在何處？它等于什么？3-8 帶傳動的失效形式是什么？設(shè)計計算準(zhǔn)那么是什么？ 3-9 普通V帶剖面夾角是40，為何帶輪輪槽角分別是32，34，36，38？3-10 帶傳動為何要有張緊裝置？常用張緊裝置有哪些？3-11 V帶輪輪槽與帶的安裝情況如下圖，其中哪種情況是正確的？為什么？ 3-12 帶傳動中包角的大小對傳動有何影響？如何增大包角？

22、3-13 影響帶壽命的因素是什么？如何保證帶具有足夠的壽命？3-14 為什么帶傳動一般放在高速級而不放在低速級？3-15 V帶傳動中，為什么要限制帶的根數(shù)？限制條件如何？3-16 某一帶傳動在使用中發(fā)現(xiàn)丟轉(zhuǎn)太多，分析其產(chǎn)生的原因并指出解決的方法？習(xí) 題3-1 V帶傳遞的實際功率P7 kW，帶速v10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的2倍，試求有效圓周力Fe和緊邊拉力F1。3-2 設(shè)單根V帶所能傳遞的最大功率P5 kW，主動輪直徑dd1140 mm，轉(zhuǎn)速n1460 r/min，包角 1140，帶與帶輪間的當(dāng)量摩擦系數(shù) fv0.5，求最大有效圓周力Fe和緊邊拉力F1。3-3 圖示為外圓磨床中的三級塔輪平

23、帶傳動，主動帶輪最小直徑 dd150 mm，主動軸轉(zhuǎn)速n1960 r/min，傳動中心距約a0250 mm，從動輪最低轉(zhuǎn)速 n2min240 r/min，最高轉(zhuǎn)速 n2max600 r/min，中間轉(zhuǎn)速n2m360 r/min, 試設(shè)計此傳動的平帶長度和各級帶輪的尺寸。3-4 有一A型普通V帶傳動，主動軸轉(zhuǎn)速n11480 r/min，從動軸轉(zhuǎn)速n2600 r/min，傳遞的最大功率P1.5kW，假設(shè)帶速v7.75 m/s，中心距 a800 mm，當(dāng)量摩擦系數(shù) fv0.5，求帶輪基準(zhǔn)直徑dd1，dd2；帶基準(zhǔn)長度 Ld 和初拉力F0。3-5 某車床的電動機和主軸箱之間采用普通V帶傳動，電動機額定

24、功率P7.5kW，轉(zhuǎn)速n11450 r/min，要求傳動比比 i2.1，取工況系數(shù) KA1.2，試設(shè)計此V 帶傳動，并畫大帶輪的結(jié)構(gòu)圖。3-6 一普通V帶傳動，用鼠籠式交流電機驅(qū)動，中心距a 800 mm，轉(zhuǎn)速n11460 r/min，n2650 r/min，主動輪基準(zhǔn)直徑dd1125 mm，B型帶三根，棉簾布結(jié)構(gòu)、載荷平穩(wěn)、兩班制工作。試求此V帶傳動所能傳遞的功率P。例 題例3-1 設(shè)計一帶式輸送機中的普通V帶傳動，裝于電動機與減速器之間。電動機為鼠籠式異步交流電機，輸出功率為 6kW，滿載轉(zhuǎn)速為1450 r/mim，從動軸轉(zhuǎn)速n2500 r/min，單班工作，傳動水平布置。解 按第四節(jié)所述

25、步驟進行。設(shè)計結(jié)果為：A型，z5，Ld1600 mm，dd1112 mm，dd2315 mm，a445 mmamax503 mm, amin431 mm，F(xiàn)0139 N，Q1352 N。設(shè)計過程如下：1確定設(shè)計功率Pc由表3-4查得工作情況系數(shù)KA1.1，故PcKA P1.166.6 kW2選取V帶型號 根椐Pc，nl 由圖3-12確定。因工作點處于A型區(qū),應(yīng)選A型。3確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1，dd2選擇小帶輪直徑dd1 由表3-5，表3-6確定，由于占用空間限制不嚴，取dd1ddmin對傳動有利，按表3-6取標(biāo)準(zhǔn)值。取dd1112 mm。 驗算帶速v m/s在525m/s，故符合要求。確定從動

26、輪基準(zhǔn)直徑dd2mm查表3-6取標(biāo)準(zhǔn)值 dd2315 mm。實際從動輪轉(zhuǎn)速 n2 和實際傳動比 i不計 影響，假設(shè)算得n2與預(yù)定轉(zhuǎn)速相差5%為允許。r/mim 誤差 3.2%4確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld 初定中心距a0 此題目沒有給定中心距，故按式3-25自定。取a0為500 mm。確定帶的計算基準(zhǔn)長度Lc 按式3-26mm取標(biāo)準(zhǔn) Ld 按表3-3取 Ld1600 mm。確定中心距a 按式3-27mma調(diào)整范圍：mmmm5驗算包角 按式3-28使 120符合要求6確定帶根救 z 按式3-29 由式3-19，單根 V帶所能傳遞的功率 kW由式3-20，得包角糸數(shù)Ka由表3-2查得rad/sL

27、01700 mm由式3-18由式3-21由式3-22那么 由式3-29，V帶的根數(shù) z 取 z = 5 7確定初拉力F0 按式3-30 N式中 q 由表3-1查得 q = 0.1 kg/m。 8計算壓軸力 Q 按式3-31N(9) 帶的結(jié)構(gòu)設(shè)計略例3-2 一普通V帶傳動，用鼠籠式交流電機驅(qū)動，中心距a 800 mm，轉(zhuǎn)速n11460 r/min，n2650 r/min，主動輪基準(zhǔn)直徑dd1125 mm，B型帶三根，棉簾布結(jié)構(gòu)、載荷平穩(wěn)、兩班制工作。試求此V帶傳動所能傳遞的功率P。解：由式3-29，式3-23和式3-19解得： 由表3-2查得： L02240 mm依題意：rad/smm，取 dd

28、2280 mm。mm取 Ld = 2240 mm由式3-19由式3-20由式3-18由式3-21 那么 查表 3-4 KA =1.10故此V帶所能傳遞的功率 kW第四章 鏈 傳 動 思 考 題4-1 與帶傳動、齒輪傳動相比，鏈傳動有何特點？ 4-2 為什么鏈節(jié)數(shù)一般采用偶數(shù)？而鏈輪齒數(shù)一般選用奇數(shù)？4-3 鏈傳動的平均傳動比是否也等于鏈輪節(jié)圓直徑反比？為什么？ 4-4 試分析鏈傳動產(chǎn)生動載荷的原因。何謂鏈傳動的多邊形效應(yīng)？它對鏈傳動有什么影響？4-5 滾子鏈的功率曲線是綜合考慮了哪幾種失效形式的影響而用實驗方法得到的？其主要的失效形式是什么？該曲線是在哪幾種特定條件下實驗得到的？4-6 鏈傳動

29、設(shè)計中，主、從動輪齒數(shù)的選擇要受到以下條件限制：最少齒數(shù) zmin9，最多齒數(shù)zmax120，為什么？4-7 鏈傳動設(shè)計中，其傳動比的選擇一般 i 6，i23.5，為什么？4-8 在高、中速鏈傳動設(shè)計中，推薦的鏈速一般為 0.612m/s 范圍，為什么？4-9 鏈傳動設(shè)計中，其中心距推薦范圍一般為 a3050p，最大取 amax80 p。為什么？4-10 鏈傳動設(shè)計時，節(jié)距 p選擇的原那么是什么？并分析其理由。4-11 鏈傳動和帶傳動在設(shè)計步驟上有何相類似的地方？在哪些步驟上是有區(qū)別的？4-12 圖示為鏈傳動與帶傳動組成的減速傳動裝置簡圖，試指出其存在問題，分析其原因，并提出改良的措施。習(xí) 題

30、4-1 某標(biāo)記為滾子鏈 16AGB1243.l83 的鏈條傳動，其主動鏈輪齒數(shù)z121，轉(zhuǎn)速n1730 r/min。試求該鏈傳動的平均速度v，瞬時最大鏈速 vmax 和最小鏈速 vmin。并畫圖表示鏈速的變化規(guī)律。4-2 標(biāo)記為滾子鏈 08A2 x120GB1243.183 的鏈傳動。小鏈輪齒數(shù) z123，大鏈輪齒數(shù) z269。水平傳動，原動機為電動機，工作機為鏈?zhǔn)竭\輸機。1假設(shè)主動輪轉(zhuǎn)速 n1960 r/min時，試求此鏈傳動能傳遞的額定功率；2假設(shè)主動輪轉(zhuǎn)速 n1330 r/min時，試求此鏈傳動能傳遞的額定功率。4-3 設(shè)計一驅(qū)動鼓風(fēng)機用滾子鏈傳動。傳遞功率 P6 kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速 n

31、1960 r/min，從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2320 r/min。要求中心距 a 500 mm。4-4 圖示為帶式運輸機的減速裝置，原動機為 Y系列三相交流異步電動機，通過蝸桿減速器及一單列滾子鏈傳動減速后，帶動一帶式運輸機。 n1105 r/min，n235 r/min，z121，z263，a40 p。傳遞功率 P1.3 kW，水平傳動。試設(shè)計此鏈傳動。 例 題 例4-1 設(shè)計一均勻加料膠帶輸送機用的滾子鏈傳動。條件為：傳動功率 P =7.5 kW，主動輪轉(zhuǎn)速 n1240 r/min，從動輪轉(zhuǎn)速n280 r/min。載荷平穩(wěn)，要求中心距 a 600 mm，環(huán)境溫度為 25 左右。 解 1確定鏈輪齒數(shù)

32、計算傳動比 設(shè)鏈鏈速v =3 8 m/s，由表4-5選取 z125，又 z2i z1 = 3 x25 =752選定鏈型號，確定鏈節(jié)距 p由式4-8 得kW式中 工況糸數(shù) KA 由表4-6查得KA1；小鏈輪齒數(shù)糸數(shù) Kz 由圖4-13查得 Kz = 0.74；多排鏈糸數(shù) Kp 按單排鏈由表4-7 查得 Kp1。根據(jù) P05.55 kW 及n1240 r/min，由圖4-11選定鏈型號為16A，由表4-1查其節(jié)距p25.4 mm。3驗算鏈速m/s鏈速適宜。4計算鏈節(jié)數(shù)與實際中心距按題目要求 a0 600 mm計算鏈節(jié)數(shù) 取 L p= 100確定實際中心距mm5確定潤滑方法及潤滑油品種根椐鏈速 v2

33、.54 m/s 及鏈號16A，由圖4-16選油浴潤滑。據(jù)表4-9用32號低黏節(jié)能通用齒輪油。6計算對軸的作用力取 KQ1.25 N7計算鏈輪主要幾何尺寸分度圓直徑 mm mm其他尺寸從略。 8繪制鏈輪零件工作圖從略。第五章 齒輪傳動思 考 題5-l 與帶傳動、鏈傳動相比，齒輪傳動有哪些主要優(yōu)、缺點？5-2 齒輪傳動的類型有哪些？各有何特點？5-3 齒輪傳動的主要失效形式有哪些？開式、閉式齒輪傳動的失效形式有什么不同？設(shè)計準(zhǔn)那么通常是按哪些失效形式制定的？5-4 圖示為混料碾子的傳動系統(tǒng)展開簡圖。其傳動由兩級圓柱齒輪減速器和開式直齒圓錐齒輪組成，各對齒輪的材料及硬度如表。試說明各對齒輪可能發(fā)生的

34、主要失效形式，并說明每對齒輪按什么強度設(shè)計，按什么強度校核公式不必寫出？ 齒輪副齒輪號材料齒面硬度一140Cr50HRC240Cr45HRC二345220HB445180HB三545220HB6HT200180HB 5-5 齒輪材料的選擇原那么是什么？常用齒輪材料和熱處理方法有哪些？5-6 什么是名義載荷？什么是計算載荷？載荷系數(shù) K 由幾局部組成？各考慮什么因素的影響？5-7 圖a，b分別表示二級減速器中齒輪的兩種不同布置方案，試問哪種方案較為合理？為什么？ 5-8 開式齒輪傳動應(yīng)按何種強度條件進行計算？為什么？怎樣考慮磨損問題？5-9 齒面接觸疲勞強度計算和齒根彎曲疲勞強度計算的理論依據(jù)各

35、是什么？公式是怎樣推導(dǎo)出來的？5-10 圖示單級標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪減速器圖a，因工作需要，擬參加一介輪惰輪3圖b來增大輸入軸和輸出軸間的中心距。假設(shè) z1 = z3 = 20，z24 z180，模數(shù)為 m，各齒輪材料和熱處理均相同，長期工作，1輪主動，單向回轉(zhuǎn)。試問：1 加介輪后，承載能力與原傳劫相比有無變化？2 按齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度列式表達加介輪后的承載能力是原傳動的幾倍？ 注 假定參加介輪前后Z 和Y變化不大，變化的值可忽略不計。 5-11 在如下圖的三個圓柱齒輪傳動中，假設(shè)1，3兩輪齒數(shù)相同，忽略摩擦損失，問：1在1輪主動或2輪主動這兩種情況下，2 輪齒面所受接觸應(yīng)力的性質(zhì)

36、分別是什么？齒根彎曲應(yīng)力的性質(zhì)分別是什么？2如按有限壽命考慮，哪種情況下2輪的接觸疲勞強度高？為什么？3如按無限壽命考慮，哪種情況下2輪的彎曲疲勞強度高？為什么？ 5-12 齒寬系數(shù)d和a的定義各是什么？有何用途？d和a有何關(guān)系？其值取大取小對設(shè)計結(jié)果將產(chǎn)生什么影響？5-13 設(shè)計圓柱齒輪傳動時，常取小齒輪的齒寬 bl 大于大齒輪的齒寬 b2，為什么？在強度計算公式中齒寬 b 代入 bl 還是 b2？5-14 直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪、直齒圓錐齒輪各取什么位置的模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值？為什么？5-15 直齒圓錐齒輪為什么以齒寬中點處的當(dāng)量齒輪來進行強度計算？ 5-16 選取齒輪毛坯時，什么情況下取1鍛

37、造齒輪；2鑄造齒輪；3焊接齒輪；4組裝式齒輪？5-17 圖示兩個傳動方案，哪個合理？說明理由。 5-18 圖示兩個傳動方案，哪個合理？為什么？ 習(xí) 題5-1 圖示的直齒圓柱齒輪減速器，長期工作，2 輪和3 輪輸出最大轉(zhuǎn)矩T2和T3相等不計摩擦損失；各齒輪參數(shù) z1 =20，z260，z3 =80，m5 mm，b80 mm，1輪為主動，單向回轉(zhuǎn)。如輪1，2，3均用45鋼調(diào)質(zhì)處理，8級精度，載荷平穩(wěn)，K1.3，試求主動軸 I允許輸入的最大轉(zhuǎn)矩T1。5-2 一對開式直齒圓柱齒輪傳動，齒輪在兩軸承間對稱布置。m6 mm，z1 =20，z280，20，齒寬 b272 mm，主動軸轉(zhuǎn)速n1330 r/mi

38、n，齒輪精度為9級，小齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪材料為HT250，單向傳動，長期工作，載荷稍有沖擊，試求所能傳遞的最大功率。5-3 圖示兩級開式標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動。要求長期工作。高速級齒輪傳動的尺寸及參數(shù)：a150 mm；b = 30 mm，z1 = 23，z297；低速級中心距 a2210 mm；n入1440 r/min，n出101.19 r/min；兩對齒輪的小齒輪均用45鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪均用45鋼正火，8級精度。效率略而不計，求能傳遞的功率；低速級齒輪傳動假設(shè)m3 mm，在滿足原中心距的條件下按等強度觀點設(shè)計低速級傳動，并算出主要幾何尺寸取載荷系數(shù)K1.3。 5-4 設(shè)計銑床的圓柱齒輪

39、傳動。Pl7.5 kW，n入1450 r/min，z1=26，z254，預(yù)期壽命 Lh12000 h，小齒輪為不對稱布置。提示：取7級精度，材抖為40Cr鋼高頻淬火，55HRC；dm0.2，閉式傳動，直齒。5-5 設(shè)計某廠自動送料輸送機的單級直齒圓柱齒輪減速器。輸出功率 P23.5 kW，輸出軸的轉(zhuǎn)速 n2100 r/min，傳動比 i4.25，忽略摩擦損失。工作年限6年，每日雙班制工作，有輕微振動。5-6 有一電動機驅(qū)動的閉式單級直齒圓柱齒輪傳動。主動軸的轉(zhuǎn)速 n750 r/min，從動軸的轉(zhuǎn)速 n2431.25 r/min。由于體積的限制，取 z1=23，m3.5 mm，要求中心距a112

40、 mm。假設(shè)精度等級為7級，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理230HB，大齒輪為45鋼，正火處理190HB，載荷有輕微沖擊，長期工作，雙向傳動，試設(shè)計這對齒輪傳動，并求其所能傳遞的最大功率。 5-7 圖示一兩級斜齒圓柱齒輪減速器，高速級齒輪參數(shù)為 mn2 mm，130010，z119，z257；低速級齒輪參數(shù)為及 mn3 mm，120605，z320，z468。齒輪4右旋，軸轉(zhuǎn)向如圖，轉(zhuǎn)速n95 r/min，傳遞功率5 kW，忽略摩擦損失。求：l為使軸軸承所受軸向力最小，各齒輪旋向； 2齒輪2，3所受各力的大小和方向用分力表示，標(biāo)在圖上。5-8 圖示兩級斜齒圓柱齒輪減速器。齒輪1的螺旋線方向和軸的

41、轉(zhuǎn)向，齒輪2的參數(shù) mn3 mm，z257，14，齒輪3的參數(shù)mn5 mm，z321。求：1 為使軸所受軸向力最小，齒輪3應(yīng)是何旋向？在b圖上標(biāo)出齒輪2和3輪齒的旋向；2 在b圖上標(biāo)出齒輪2和3所受各分力的方向； 3 如果使軸的軸承不受軸向力，那么齒輪3的螺旋角 3 應(yīng)取多大值忽略摩擦損失？ 5-9 內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動中，1輪為主動，右旋，轉(zhuǎn)向如圖。試在圖中畫出齒輪1和齒輪2的圓周力、徑向力和軸向力。5-10 標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪減速器的一齒輪傳動。：n1750 r/min，a400 mm，z124，z2108，80634，mn6 mm，b160 mm，8級精度，小齒輪材料為35SiMn調(diào)質(zhì)，大齒輪材

42、料為ZG340640常化，壽命20年每年300個工作日，每日兩班，小齒輪對稱布置，載荷平穩(wěn)，單向傳動，試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率。5-11 設(shè)計一由電動機驅(qū)動的斜齒圓柱齒輪減速器高速級齒輪傳動。：Pl12 kW， n1970 r/min，i4.25，8級精度，載荷有輕微沖擊，單向傳動，壽命8年，兩班制。5-12 設(shè)計一由電動機驅(qū)動的閉式單級斜齒圓柱齒輪傳動。主動輪功率 Pl54.28 kW，主動輪轉(zhuǎn)速 n1720 r/min，傳動比 i3.2，齒輪精度8級，工作總壽命 N4.67108 次，單向傳動，載荷平穩(wěn)。5-13 圖示圓錐 - 圓柱齒輪減速器，要求 4 輪轉(zhuǎn)向如圖。假設(shè)1輪主動，試畫

43、出：1 各軸轉(zhuǎn)向；2 3、4兩輪的螺旋線方向使軸兩輪所受軸向力方向相反； 3軸的空間受力圖注意力的作用點和方向。5-14 如題圖所示，由電動機驅(qū)動，功率 P19 kW，轉(zhuǎn)速 n1970 r/min，圓錐齒輪的傳動比 i2.8，三班制工作，單向傳動，載荷平穩(wěn)，預(yù)期壽命 8 年，試設(shè)計該直齒圓錐齒輪傳動。 5-15 試設(shè)計用于機床的一直齒圓錐齒輪傳動。：90，P10.72 kW；n1320 r/min，z120，z225，工作壽命為12000 h，小齒輪作懸臂布置。解 題 示 例 例 5-1 設(shè)計如下圖給料機用二級圓柱齒輪減速器中低速級的直齒圓柱齒輪傳動。低速級小齒輪傳遞的功率P17 kW，小齒輪

44、的轉(zhuǎn)速 n130 r/min，傳動比 i4，單向傳動，工作平穩(wěn)，每天工作8小時，每年工作300天，預(yù)期壽命10年。解 1選擇齒輪材料、確定精度等級及許用應(yīng)力 小齒輪材料選用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表5-1，硬度為241286HB，取250280HB。大齒輪材料選用ZG310570，正火處理，硬度為156217HB，取162185HB。選齒輪精度等級8級GB10095-88，查圖5-16b，得 Hlim1690 MPa；Hlim2440 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N，由式5-33N1=60n1jLh603001103008=4.32108查圖5-17，得 ZN11.05，ZN21.13允許有一定

45、量的點蝕取 ZW 1.0，SHmin1.0，ZLVR0.92接觸疲勞許用應(yīng)力式5-28MPaMPa2按接觸疲勞強度確定中心距 a由式5-18 mm式中 Nmm由于轉(zhuǎn)速不高，初取 KtZt21.0。取a=0.4。由表5-5，得 由式5-14計算得 初定中心距 atmm圓整取 a = 280 mm,一般取 m =(0.010.02) a = (0.010.02) x280=2.805.60 mm,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m = 4 mm齒數(shù) ，z2 = uz1= 4x28 =112齒輪分度圓直徑 mm mm齒輪頂圓直徑 mm mm齒輪基圓直徑 mm mm圓周速度 m/s由表5-6知，選取齒輪精度為8級是適宜的

46、。由表5-3知，電機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)取 KA =1.0 m/s按 ，8級精度，查圖5-49(a)得 Kv =1.05齒寬b=a a =0.4 x 280=112 mm按 b/d1 考慮低速級軸的剛度較大，齒輪相對軸承非對稱布置，查圖5-7a，得 K =1.09按8級精度，由表5-4，得 Ka =1.1由?機械原理?公式計算端面重合度 由式5-17 = 457.7 MPa H2 = 461.5 MPa 平安3校核齒根彎曲疲勞強度由式5-22 MPa按 z1=28，z2=112查圖5-14，得 YFa1 =2.60，YFa2 =2.20查圖5-19，得 YSa1 =1.62，YSa2 =1.82由式

47、5-23計算 彎曲疲勞許用應(yīng)力，由式5-31知 查圖5-16b，得 Flim1290 MPa，F(xiàn)lim2152 MPa查圖5-19，得 YN1 =1.0，YN2 =1.0由式5-32，m = 4 5 mm，YX1 =YX2 =1.0取 YST =2.0，SFmin=1.4 MPaMPa = 80.11 MPa F1 = 414 MPa 平安MPa F2 =217 MPa 平安(4) 齒輪主要幾何參數(shù) z1=28，z2=112，u = 4，m =4 mm mm mmmm mm mm mm mm取 b1=120 mm b2=112 mm例 5-2 設(shè)計如下圖球磨機用單級圓柱齒輪減速器的斜齒輪傳動。

48、小齒輪傳遞的功率 P175 kW，轉(zhuǎn)速 n1730 r/min，齒數(shù)比 u3.11，單向傳動，工作時有中等沖擊，每天工作8小時，每年工作300天，預(yù)期壽命15年。解 1選擇齒輪材料，確定精度等級及許用應(yīng)力球磨機使用的減速器傳遞功率較大，故大、小齒輪都選用硬齒面，由表5-1選得大、小齒輪材料均為42CrMo4V，經(jīng)調(diào)質(zhì)后外表淬火，齒面硬度為4856HRC。選齒輪精度等級6級GB10095-88查圖5-16(c)，得 Hlim1Hlim21180 MPa。由式5-33計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N， N1=60n1jLh607301153008=1.58108查圖5-17，得 ZN11.0，ZN21.0取

49、ZW 1.0，SHmin1.0由式(5-29)得 ZX1 = ZX2 = 1.0取 ZLVR1.0確定接觸疲勞許用應(yīng)力MPa2按接觸疲勞強度確定中心距 a由式5-39 mm式中 Nmm初選 KZ2 = KtZt21.15暫取 =12，由式5-42計算 取a=0.4由表5-5，得 由式5-41計算ZH端面壓力角 基圓螺旋角 由式5-39計算中心距 = 176.27 mm圓整取 a = 180 mm,一般取 m =(0.010.02) a = (0.010.02) x180=1.803.60 mm,取標(biāo)準(zhǔn)法面模數(shù) mn = 3.5 mm 考慮硬齒面，模數(shù)取大值齒數(shù)和 取 z = 101 圓整取 z

50、1 = 25 z2 = z - z1 = 101-25 = 76實際傳動比 傳動比誤差 在允許范圍內(nèi)。精確求 與暫取 =12 相近，ZH，Z 可不修正。 mmmm圓周速度 m/s由表5-3，電機驅(qū)動，中等沖擊，取 KA=1.6 按 ，6級精度查圖5-4b，得 Kv =1.03齒寬 b=a a =0.35 x 180=63 mm 按 b/d1，齒輪相對于軸承對稱布置。查圖5-7b，得 K =1.05按6級精度，由表5-4，得 Ka =1.1計算重合度 ，齒頂圓直徑 mm mm端面壓力角 齒輪基圓直徑 mm mm端面齒頂壓力角 由式5-43計算 由式5-38計算齒面接觸應(yīng)力 = 1126.95 M

51、Pa 1.0， 由式5-48計算 由式5-31 查圖5-16c，得 Flim1Flim2375 MPa查圖5-19，得 YN1 =YN2 =1.0由式5-32，m = 3.5 12 mm，YX1 =YX2 =1.0取 SFmin=1.4， YST =2.0 MPa = 522.52 MPa F1 = 535.71 MPa 平安 = 497.31 MPa F2 = 535.71 MPa 平安(4) 齒輪主要幾何參數(shù) z1=25，z2=76，u = 3.11，mn =3.5 mm， = mm mmmm mm mm mm mm取 b1=68 mm b2=63 mm例5-3 設(shè)計用于螺旋輸送機的直齒圓

52、錐齒輪傳動，傳遞功率P7.5 kW，小齒輪轉(zhuǎn)速 n1970 r/min，傳動比 i2.3，工作平穩(wěn)，單向回傳，每天工作8小時，每年1班，預(yù)期壽命12年，小齒輪懸臂布置。 解 1選擇齒輪材料及精度等級螺旋輸送機為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表5-1，查得硬度為217255HB，取硬度為235255HB。大齒輪材料選用45鋼，正火處理。硬度為162217HB，取硬度為190217HB。齒輪精度等級8級2按齒面面接觸疲勞強度設(shè)計由式5-54 mm式中 Nmm初選 Kt1.20由式5-14 由表5-5，得 取R = 0.3由式5-33 N1 = 60 n1 j Lh6097011230

53、016=3.35109查圖5-17，得 ZN11.0，ZN21.0取 ZW 1.0，SHmin1.0，ZLVR0.92查圖5-16，得 Hlim1590 MPa，Hlim2570 MPa由式5-28 MPaMPa = 83.35 mm取 z1 = 28，z2 = iz1= 2.3x28 =64.4，取 z2 = 65實際傳動比 ，與理論值 i = 2.3 相差很小，在允許范圍內(nèi)。 mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m = 3 mm mm mm m/s由表5-3，取 KA=1.0 查表5-4，得 Kv=1.10 mmb=RR = 0.3 x 106.16=31.85 mm 取 b=32 mm 查圖5-7，得 K=

54、1.14由式5-53 = 507 MPa H2 = 524 MPa 平安3校核齒根彎曲疲勞強度由式5-55 按 zv1，zv2查圖5-14，得 YFa1 =2.55，YFa2 =2.17查圖5-15，得 YSa1 =1.63，YSa2 =1.83查圖5-18 b，得 Flim1220 MPa，F(xiàn)lim2210 MPa查圖5-19，得 YN1 =1.0，YN2 =1.0由式5-32 YX =1.0取 YST =2.0，SFmin=1.4由式5-31 MPaMPa= 131.70 MPa F1 = 314 MPa 平安 = 125.82 MPa F2 = 300 MPa 平安(4) 齒輪主要參數(shù)及

55、幾何尺寸計算 z1=28，z2=65，u = 2.3，m =3 mm mm mmmm mm mm mm mm b=32 mm 例5-4 圖示滑移齒輪變速箱。各齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，除齒數(shù)不同外，其他參數(shù)及材料均相同。按無限壽命考慮，問當(dāng)功率不變時，應(yīng)按哪一對齒輪進行強度計算？說明理由。依題意可知各齒輪的許用應(yīng)力均相同。因此應(yīng)按接觸應(yīng)力大的那對齒輪進行接觸疲勞強度計算；按彎曲應(yīng)力大的那個齒輪進行彎曲疲勞強度計算。解此類問題時，應(yīng)根椐接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的有關(guān)計算公式，結(jié)合題給的條件分析由于齒數(shù)不同引起公式中哪些參數(shù)變化，進而找出受應(yīng)力最大的齒輪。1比擬各齒輪分度圓直徑的大小 這三對齒輪齒數(shù)和是

56、相等的，即36365220284472因為都是標(biāo)準(zhǔn)齒輪，中心距又相同，所以三對齒輪的模數(shù)相等。因此，各個齒輪的分度圓直徑與齒數(shù)成正比。2比擬三對齒輪傳動中作用力的大小因傳遞功率不變恒功率傳動，主功軸轉(zhuǎn)速不變，故主動軸上作用的轉(zhuǎn)矩不變。各對齒輪中的受力與主動輪直徑大小成反比，即Ft1:Ft 2:Ft 3 = 可以看出，以第對齒輪傳動受力為最大。3比擬三對齒輪接觸應(yīng)力的大小由式5-8 那么 式中 ZE 彈性糸數(shù)，；節(jié)點處的綜合曲率半徑，mm；可見，接觸應(yīng)力除與受力大小有關(guān)外，還與綜合曲率半徑有關(guān)。而 就每一個齒輪來說，接點處的曲率半徑與分度圓直徑成正比，即 因此，節(jié)點處的曲率半徑與齒數(shù)成正比。又這

57、三對齒輪每對的齒數(shù)和相等，所以其也是相等的。它們的綜合曲率比值為 Ft1: Ft 2: Ft 3 = 所以 可見第3對齒輪接觸應(yīng)力最大。應(yīng)按第3對齒輪z3 和 z3 嚙合計算接觸疲勞強度。4找出彎曲應(yīng)力最大的齒輪由彎曲應(yīng)力計算公式可知，彎曲應(yīng)力的大小取決干 F1 YFa YSa乘積，乘積最大者應(yīng)力最大。把相應(yīng)參數(shù)加以比擬，得知彎曲應(yīng)力最大的是 3 輪，因為它受力大且齒數(shù)較小，因而YFa YSa值也較大。齒數(shù)為 20 的2 輪雖然其 YFa YSa 的值稍大于3 輪，但其受力卻是3 輪的 z3 / z228 / 52倍。其彎曲應(yīng)力小于3 輪。故應(yīng)按 3 輪進行彎曲疲勞強度計算。例5-5 圖示兩級

58、斜齒圓柱齒輪減速器。齒輪1的螺旋線方向和軸的轉(zhuǎn)向，齒輪2的參數(shù) mn3 mm，z257，14，齒輪3的參數(shù)mn5 mm，z321。求：1 為使軸所受軸向力最小，齒輪3應(yīng)是何旋向？在b圖上標(biāo)出齒輪2和3輪齒的旋向；2 在b圖上標(biāo)出齒輪2和3所受各分力的方向；3 如果使軸的軸承不受軸向力，那么齒輪3的螺旋角 3 應(yīng)取多大值忽略摩擦損失？ 1根據(jù)軸轉(zhuǎn)向 n3，在圖中補出軸的轉(zhuǎn)向 n2 和軸的轉(zhuǎn)向 n1。而齒輪2的旋向應(yīng)和齒輪1 的旋向相反為右旋。根據(jù)主動輪左、右手定那么判斷齒輪1的軸向力Fa1向左，所以齒輪2的軸向力Fa2 的方向向右。為了使軸所受軸向力最小那么齒輪3的軸向力方向應(yīng)和Fa2 相反，F(xiàn)

59、a3 的方向向左。再根據(jù)軸的轉(zhuǎn)向和軸向力Fa3 的方向，用主動輪左、右手定那么可判斷齒輪3的旋向也是右旋。由此可以看出：當(dāng)一根軸上有兩個輪包括蝸桿在內(nèi)，且一輪為主動，另一輪為從動時，假設(shè)使軸向力抵消一郎分，那么兩輪旋向相同。2因為2輪是從動輪，3 輪是主動輪，根據(jù)從動輪的圓周力和轉(zhuǎn)向相同，主動輪的圓周力和轉(zhuǎn)向相反判斷圓周力的方向；根據(jù)徑向力指句各自的軸心的原那么判斷徑向力的方向。將各力的方向在嚙合點上畫出。3假設(shè)使軸軸承不受軸向力，那么 而 所以 略去摩擦損失，由轉(zhuǎn)矩平衡條件得所以 得 即為使軸軸承不受軸向力，那么齒輪3 的螺旋角 3 應(yīng)取。第六章 蝸桿傳動思 考 題6-1 蝸桿傳動與齒輪傳動

60、相比有哪些特點？ 6-2 蝸桿傳動可分為幾種類型？各有什么主要特點？6-3 阿基米德蝸桿傳動適用于什么條件？為什么宜用于大功率的連續(xù)傳動？6-4 確定蝸桿的頭數(shù) zl 和蝸輪的齒數(shù)z2 應(yīng)考慮哪些因素？6-5 蝸桿傳動的主要失效形式和齒輪傳動相比有什么異同？為什么？6-6 蝸桿傳動常用的材料組合有哪些？它們的特點及適用場合是什么？6-7 試解釋為什么蝸輪輪緣、傳動用螺母及滑動軸承的軸瓦等零件多用青銅來制造？6-8 蝸桿傳動中載荷系數(shù) K 的含義是什么？怎樣確定？6-9 為什么蝸桿傳動只計算蝸輪輪齒的強度，而不計算蝸桿齒的強度？6-10 為什么蝸桿傳動要進行蝸桿的剛度計算？6-11 蝸桿減速器在