機(jī)械設(shè)計課后習(xí)題答案

第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度p45習(xí)題答案σ180MPa510m，試求循環(huán)次數(shù)96，3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，取循環(huán)基數(shù)NN分別為107000、25000、620000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。N5106373.6MPa7103σσ1901809[解]1NN113-2已知材料的力學(xué)性能為σ260MPasσ170MPaΦ0.2，，試?yán)L制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。σ，1A(0,170)C(260,0)[解]'283.33,283.33D'(得)2D(141.67,141.67)，即'2A(0,170)，C(260,0)，D(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示根據(jù)點''σ3-4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B=420MPa，精車，彎曲，β=1，試?yán)L制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。qD54r3，1.20.0671.88q0.78σ[解]因，查附表3-2，插值得，查附圖3-1得，將所查d45d45σ值代入公式，即ε0.75β0.91β1q查附圖3-2，得；按精車加工工藝，查附圖3-4，得，已知，則σσA0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖根據(jù)σ20MPaσ20MPa，試分別按①rC②σC，求am3-5如題3-4中危險截面上的平均應(yīng)力，應(yīng)力幅m出該截面的計算安全系數(shù)S。caσ170MPa,σ260MPa,Φ0.2,K2.35[解]由題3-4可知-1sσσ（1）rC工作應(yīng)力點在疲勞強(qiáng)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)（2）σCm工作應(yīng)力點在疲勞強(qiáng)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)第五章螺紋連接和螺旋傳動p101習(xí)題答案5-1分析比較普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點，各舉一例說明它們的應(yīng)用螺紋類型特點應(yīng)用普通螺紋牙形為等力三角形，牙型角60o，內(nèi)外螺紋旋合后留有徑向一般聯(lián)接多用粗牙螺紋，細(xì)牙螺紋常間隙，外螺紋牙根允許有較大的圓角，以減少應(yīng)力留集中。用于細(xì)小零件、薄壁管件或受沖擊、同一公稱直徑按螺距大小，分為粗牙和細(xì)牙。細(xì)牙螺紋升角振動和變載荷的連接中，也可作為微小，自鎖性較好，搞剪強(qiáng)度高，但因牙細(xì)在耐磨，容易滑扣調(diào)機(jī)構(gòu)的調(diào)整螺紋用管螺紋牙型為等腰三角形，牙型角管聯(lián)接用細(xì)牙普通螺紋薄壁管件55o，內(nèi)外螺紋旋合后無徑向非螺紋密的封55o圓柱管螺紋管接關(guān)、旋塞、閥門及其他附件間隙，牙頂有較大的圓角用螺紋密的封55o圓錐管螺紋管子、管接關(guān)、旋塞、閥門及其他螺紋連接的附件米制錐螺紋氣體或液體管路系統(tǒng)依靠螺紋密封的聯(lián)接螺紋梯形螺紋牙型為等腰梯形，牙側(cè)角3o，內(nèi)外螺紋以錐面巾緊不易松動，最常用的傳動螺紋工藝較好，牙根強(qiáng)度高，對中性好鋸齒形螺牙型不為等腰梯形，工作面的牙側(cè)角3o，非工作面的牙側(cè)角只能用于單向受力的螺紋聯(lián)接或螺旋紋30o。外螺紋牙根有較大的圓角，以減少應(yīng)力集中。內(nèi)外螺傳動，如螺旋壓力機(jī)紋旋合后，大徑處無間隙，便于對中。兼有矩形螺紋傳動效率高和梯形螺紋牙根旨度高的特點5-2將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細(xì)些有什么好處？答：可以減小螺栓的剛度，從而提高螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度。5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時的受力變化情況，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力如何得出？當(dāng)氣缸內(nèi)的最高壓力提高時，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力將如何變化？解：最大應(yīng)力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時，最小應(yīng)力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時。當(dāng)汽缸內(nèi)的最高壓力提高時，它的最大應(yīng)力增大，最小應(yīng)力不變。5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力FΣ作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內(nèi)。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個螺栓受力最大？堡證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些？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M6×40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級為8.8，校核螺栓連接強(qiáng)度。[解]采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，并能承受橫縫隙或發(fā)生相對滑移，而普通螺栓連向載荷，增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)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M6×40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[σ]640MPa，查表5-10，可知[S]3.5~5.0s（2）螺栓組受到剪力F和力矩（TFL），設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為F，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺i1502cos45752mm栓上的分力為F，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為jr,即r由圖可知，螺栓最大受力故M6×40的剪切強(qiáng)度不滿足要求，不可靠。5-6已知一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機(jī)架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖5-50所示的?。繛槭裁?？距離為250mm、大兩種螺栓布置形式，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[解]螺栓組受到剪力F分在各個螺栓上的力為F，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為Fij（a）中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r，即r=125mmF和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力FFF102030kN左的螺栓受力最大max由（a）圖可知，最ij（b）方案中由（b）圖可知，螺栓受力最大為5-7圖5-52所示為拉桿所受的載荷F=56KN,載荷穩(wěn)定，拉桿材料為Q235鋼，試設(shè)一拉桿螺紋聯(lián)接。已知計此聯(lián)接。5-8兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預(yù)緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼制造，求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。5-9受軸向載荷的聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片荷F＝10000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋汽缸內(nèi)的工作壓力P=0~1MPa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm,D2=250mm.上、下凸緣厚均為25mm.試設(shè)計此聯(lián)接。5-11設(shè)計簡單千斤頂（參見圖5-41）的螺母的主要尺寸。起重量為40000N，起重高度為200mm,緊螺栓。已知螺栓預(yù)緊力Fo=15000N,當(dāng)受軸向工作載螺栓組聯(lián)接。已知桿和螺材料自選。(1)選作材料。螺栓材料等選用45號鋼。螺母材料選用ZCuA19Mn2,查表確定需用壓強(qiáng)[P]=15MPa.(2)確定螺紋牙型。梯形螺紋的工藝性好，牙根強(qiáng)度高，對中性好，本題采用梯形螺紋。（3）按耐磨性計算初選螺紋的中徑。因選用梯形螺紋且螺母兼作支承，故取，根據(jù)教材式（5-45）得按螺桿抗壓強(qiáng)度初選螺紋的內(nèi)徑。根據(jù)第四強(qiáng)度理論，其強(qiáng)度條件為但對中小尺寸的螺桿，可認(rèn)為，所以上式可簡化為式中，A為螺桿螺紋段的危險截面面積，;S為螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳力螺旋，S=3.5-5.0;對于傳導(dǎo)螺旋，S=2.5-4.0;對于精密螺桿或水平螺桿，S>4.本題取值為5.故（5）綜合考慮，確定螺桿直徑按國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T5796-1986選定螺桿d2=40.5mm,螺紋線數(shù)n=1,螺距P=7mm.。比較耐磨性計算和抗壓強(qiáng)度計算的結(jié)果，可知本題螺桿直徑的選定應(yīng)以抗壓強(qiáng)度計算的結(jié)果為準(zhǔn)，尺寸參數(shù)：螺紋外徑d=44mm,螺紋內(nèi)徑d1=36mm,螺紋中徑(6)校核螺旋傳動來說，一般應(yīng)確保自鎖性要求，以避免事故。本題螺桿的材料為鋼，螺母的材料為青銅，鋼對青銅的摩擦系數(shù)f=0.09查(《機(jī)械設(shè)計手冊》)。因梯形螺紋牙型角旋的自鎖能力。對傳力螺,所以因,可以滿足自鎖要求。注意：若自鎖性不足，可增大螺桿直徑或減沾上螺距進(jìn)行調(diào)整。（7）計算螺母高度H.因選,取為102mm.螺紋圈數(shù)計算：z=H/P=14.5螺紋圈數(shù)最好不要超過10圈，一般手段是在不影自響鎖性要求的前提下，可適當(dāng)增大螺所以H=因此宜作調(diào)整。距P,而本題螺桿直徑的選定以抗壓強(qiáng)度計算的結(jié)果為準(zhǔn)，耐磨性已相當(dāng)富裕，所以可適當(dāng)減低螺母高度。現(xiàn)取螺母高度H=70mm,則螺紋圈數(shù)z=10,滿足要求。（8）螺紋牙的強(qiáng)度計算。由于螺桿材料強(qiáng)度一般遠(yuǎn)大于螺母材料強(qiáng)度，因此只需校核螺母螺紋的牙根強(qiáng)度。根據(jù)教材表5-13，對于青銅螺面的剪切應(yīng)力為母,這里取30MPa,由教材式（5-50）得螺紋牙危險截滿足要求螺母螺紋根部一般不會彎曲折斷，通常可以不進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。會發(fā)生側(cè)向彎曲，喪失穩(wěn)定性。好圖所示，（9）螺桿的穩(wěn)定性計算。當(dāng)軸向壓力大于某一臨界值時，螺桿取B=70mm.則螺桿的工作長度l=L+B+H/2=305mm螺桿危險面的慣性半徑i=d1/4=9mm螺桿的長度：按一端自由，一段固定考慮，取螺桿的柔度：,因此本題螺桿,為中柔度壓桿。棋失穩(wěn)時的臨界載荷按歐拉公式計算得所以滿足穩(wěn)定性要求。第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接p115習(xí)題答案6-16-26-3在一直徑d80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度L1.5d，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d80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為b22mm，h14mm根據(jù)輪轂長度L'1.5d1.580120mmL90mm取鍵的公稱長度鍵的標(biāo)記鍵2290GB1096-79lLb902268mm鍵的工作長度為kh7mm2鍵與輪轂鍵槽接觸高度為[σ]110MPap根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力σ2T103[σ]根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式kldpp變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為6-46-56-6第八章帶傳動p164習(xí)題答案8-1V帶傳動的n1450rmin，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)f0.51，包角180，初拉力1v1F360N。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若d100mm，其傳遞的最大0d1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？11111F2Fefv12360e0.51478.4N[解]11011ecefve0.5118-2V帶傳動傳遞效率P7.5kW，帶速ν10ms，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即FF，試求緊12邊拉力F、有效拉力F和初拉力F。01eFν[解]Pe10008-38-4有一帶式輸送裝置，其異步電動機(jī)與齒輪減速器之間用普通V帶傳動，電動機(jī)功率P=7kW，轉(zhuǎn)速5%n960rmin，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n330rmin，允許誤差為，運(yùn)輸裝置工作時有輕度沖擊，12兩班制工作，試設(shè)計此帶傳動。[解]（1）確定計算功率PcaK1.2，故由表8-7查得工作情況系數(shù)A（2）選擇V帶的帶型根據(jù)caP、n，由圖8-11選用B型。1（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d，并驗算帶速νdd180mm①由表8-6和8-8，取主動輪的基準(zhǔn)直徑d1ν②驗算帶速③計算從動輪的基準(zhǔn)直徑（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld0.7dda2dd，初定中心距a550mm。①由式d1d20d1d20②計算帶所需的基準(zhǔn)長度L2240mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度d③實際中心距a中心距的變化范圍為550~630mm。α小帶輪上的包角1（5）驗算故包角合適。（6）計算帶的根數(shù)z①計算單根V帶的額定功率Prd180mm和n960ms，查表8-4a得P3.25kW由d110960330n960ms,i2.9和B型帶，查表得P0.303kW0根據(jù)1k0.914k1L查表8-5得，表8-2得，于是α②計算V帶的根數(shù)z取3根。V帶的初拉力的最小值F0min（7）計算單根單位長度質(zhì)量q018kgm，所以由表8-3得B型帶的（8）計算壓軸力（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）第九章鏈傳動p184習(xí)題答案P1kW，主動鏈輪轉(zhuǎn)速n48rmin，從動鏈輪轉(zhuǎn)速n14rmin，載荷平9-2某鏈傳動傳遞的功率12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)z19，大鏈輪的齒數(shù)zizz481965n取小鏈輪齒數(shù)111421n12（2）確定計算功率由表9-6查得K1.0，由圖9-13查得K1.52，單排鏈，則計算功率為Az（3）選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)P1.52kW及n48rmin，查圖9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)距p25.4mmca1（4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a(30~50)p(30~50)25.4762~1270mm。取a900mm，相應(yīng)的鏈00長節(jié)數(shù)為取鏈長節(jié)數(shù)L114節(jié)。p查表9-7得中心距計算系數(shù)f0.24457，則鏈傳動的最大中心距為1ν（5）計算鏈速，確定潤滑方式由ν0.386ms和鏈號16A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑。（6）計算壓軸力FpF1000νp100012591N有效圓周力為0.386e鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)K1.15，則壓軸力為FKF1.1525912980NFpFeppn850rmin，齒數(shù)z21，從動鏈齒數(shù)z99，中心距a900mm，滾子9-3已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速112鏈極限拉伸載荷為55.6kN，工作情況系數(shù)K1，試求鏈條所能傳遞的功率。A[解]由F55.6kW，查表9-1得p25.4mm，鏈型號16Alim根據(jù)p25.4mm，n850rmin，查圖9-11得額定功率P35kWca1z21查圖9-13得K1.45由1z且K1A第十章齒輪傳動p236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：m5,z20,z50,Φ0.3,T24105Nmm，標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪b），已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪1補(bǔ)充題：如圖（2Rm6,z24，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，β應(yīng)為多少？并計算2、3齒輪各分力大小。n3[解]（1）齒輪2的軸向力：齒輪3的軸向力：mzsinβtanαsinδ即n32m10.5ΦzR2z50由tanδ2.5sinδ0.9282cosδ0.37122z2012即β13.231（2）齒輪2所受各力：齒輪3所受各力：P7.5kW,n1450rmin,z26,z54，壽命10-6設(shè)計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知1112L12000h，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。h[解](1)選擇齒輪類型、精度等級、材料①選用直齒圓柱齒輪傳動。②銑床為一般機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。③材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（質(zhì)），硬度為240HBS，差為40HBS。（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計確定公式中的各計算值調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)二者材料硬度1）①試選載荷系數(shù)K1.5t②計算小齒輪傳遞的力矩Φ1.0查表10-7，選取d③小齒輪作不對稱布置，1④由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z189.8MPa2Eσ600MPa；大齒輪的接觸疲勞⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1σ550MPa。強(qiáng)度極限Hlim2z54⑥齒數(shù)比u2.082z261⑦計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)K0.98,K1.0HN2⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)HN1⑨計算接觸疲勞許用應(yīng)力1%S1取失效概率為，安全系數(shù)2）計算σ小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值1tH①計算②計算圓周速度ν③計算尺寬bbh④計算尺寬與齒高之比⑤計算載荷系數(shù)根據(jù)ν4.066ms，7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)K1.2vKK1直齒輪，HF由表10-2查得使用系數(shù)K1.25A由表10-4用插值法查得K1.420Hβb由11.56K1.420，查圖10-13得K1.37，HβhFβ故載荷系數(shù)KKKKK1.251.211.4202.13AvHH⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑⑦計算模數(shù)m取m2.5⑧幾何尺寸計算分度圓直徑：dmz2.52665mm11add65135100mm中心距：1222確定尺寬：b52mm,b57mm。圓整后取21（3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1σ380MPa。FE2K0.89,K0.93。②由圖10-18取彎曲疲勞壽命FN1FN2③計算彎曲疲勞許用應(yīng)力S1.4取彎曲疲勞安全系數(shù)④計算載荷系數(shù)⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得Y2.6Y2.304FFa1a2⑥校核彎曲強(qiáng)度YYσ進(jìn)行校核σ2KT根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式1bdmFFaSFa1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，已知n750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為1z24,z108,β922',m6mm,b160mm，8級精度，小齒輪材料為38SiMnMo（調(diào)質(zhì)），12n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38SiMnMo查表10-1，根據(jù)小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217~269HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217~255HBS（2）按齒面接觸疲勞硬度計算①計算小齒輪的分度圓直徑②計算齒寬系數(shù)1Z189.8MPa2，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)彈性影響系數(shù)Z2.47③由表10-6查得材料的EHσ④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1730MPa；大齒輪的接觸疲σ勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa。z1084.5⑤齒數(shù)比u2z241⑥計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)K1.04,K1.1⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)HN1HN2⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力1%S1取失效率概為，安全系數(shù)ε0.75,ε0.88,則εεε1.63⑨由圖10-26查得1212⑩計算齒輪的圓周速度bh計算尺寬與齒高之比計算載荷系數(shù)根據(jù)ν5.729ms，8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)K1.22vKK1.4由表10-3，查得HFK1.25使用系數(shù)A按輕微沖擊，由表10-2查得K1.380Φd由表10-4查得{按=1查得}Hβb由，11.85K1.380K1.33，查圖10-13得hββHF故載荷系數(shù)KKKKK1.251.221.41.3802.946AvHH由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩（3）按彎曲強(qiáng)度計算KKKKK1.251.221.41.332.840①計算載荷系數(shù)AFFε0.318Φztanβ0.3181.09624tan922'1.380縱向重合度β②計算d1Y0.92③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)β④計算當(dāng)量齒數(shù)⑤查取齒形系數(shù)Y及應(yīng)力校正系數(shù)YFaSaY2.62Y2.17Fa2由表10-5查得Fa1σ520MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1σ430MPa。FE2⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命K0.88,K0.90。FN1FN2⑧計算彎曲疲勞許用應(yīng)力S1.4疲勞安全系數(shù)取彎曲σ、小齒輪的，并加以比較FYY⑨計算大FaSaσFYYσ1266.05σ,min取FFYYYYFaSaFa1Sa1Fa2Sa2⑩由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩（4）齒輪傳動的功率取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即T1284464.096N1第十一章蝸桿傳動p272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(jī)的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率P5.0kW,n960rmin，傳動比i23，1158HRCZCuSn10P1，金由電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr，滲碳淬火，硬度。蝸輪材料為屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h，要求工作壽命為7年（每年按300工作日計）。[解]（1）選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計①確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2z2，估取效率η0.8，則按1②確定載荷系數(shù)K布不均勻系數(shù)K1；由表11-5選取使用系數(shù)K1；由于轉(zhuǎn)因工作載荷平穩(wěn)，取故載荷分βAK1.05，則速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)V12Z160MPa蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故E③確定彈性影響系數(shù)ZE④確定接觸系數(shù)Zpd0.35Z2.9p假設(shè)，從圖11-18中可查得1aσ應(yīng)力H⑤確定許用接觸σ268MPa由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力'H1730084.21107960N60njL60h應(yīng)力循環(huán)系數(shù)23210784.21107KHN0.8355壽命系數(shù)'0.8355268223.914MPaHσKσ則HHN⑥計算中心距取中心距a200mm，因i23，故從表11-2中取模數(shù)m8mm，蝸桿分度圓直徑d80mm。此時1800.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)Z2.74，因為Z，Z'ppd'a2001p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①蝸桿z2，軸向齒距pm825.133；直徑系數(shù)q10；齒頂圓直徑蝸桿頭數(shù)1add2h*m96mm；齒根圓直徑dd2hmc60.8mm；分度圓導(dǎo)程角*a11af11aγ1118'36"；蝸桿軸向齒厚S0.5m12.567mm。a②蝸輪z47；變位系數(shù)x0.5蝸輪齒數(shù)22z4723.523i23.5，此時傳動比誤差2.17%，是允許的。驗算傳動比2z2123dmz847376mm蝸輪分度圓直徑22dd2mhx3762810.5384m蝸輪喉圓直徑a2*2a2蝸輪齒根圓直徑dd2h3762810.50.2364.8mmf22f2ra12d200137612mm蝸輪咽喉母圓直徑g22a2（4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度z247zcos3γcos31115'36"49.85①當(dāng)量齒數(shù)v2x0.5,z49.85，從圖11-19中可查得齒Y2.75形系數(shù)Fa2根據(jù)2v2γ140111.310.9192Y1②螺旋角系數(shù)140β③許用彎曲應(yīng)力σσ'KFNFFσ'56MPa用彎曲應(yīng)力從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許F10694.21107KFN0.66壽命系數(shù)④校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度彎曲強(qiáng)度是η滿足的。（5）驗算效率已知γ1118'36";arctanf；與相對滑動速度相關(guān)fvvvva從表11-18中用插值法查得f0.0238，1.36338121'48"，代入式得η0.845~0.854，vv大于原估計值，因此不用重算。第十三章滾動軸承p342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？哪個不能承受徑向載荷？N307/P462073020751301[解]N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑均為35mm，51301的內(nèi)徑；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α25的兩個為5mm；N307/P4的公差等級最高；6207承受徑向載荷能力最高。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F3390N，r1F3390N，外加軸向載荷F870N，作用方向指向軸承1，試確定其工作壽命。aer2[解]（1）求兩軸承的計算軸向力F和Fa1a2對于α25的角接觸球軸承，按表13-7，軸承F0.68Fe0.68派生軸向力，dr兩軸計算軸向力（2）求軸承當(dāng)量動載荷P和P由表13-5查得徑向動載荷112系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為X11Y01對軸承1X0.41Y0.87對軸承222因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取f1.5，則p（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C29000N，因為PP，所以按軸承1的受力大小驗算1213-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為