第九版机械设计濮良贵课后习题答案

第九版机械设计濮良贵课后习 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 答案 八年级地理上册填图题岩土工程勘察试题省略号的作用及举例应急救援安全知识车间5s试题及答案 第三章 机械 零件的强度p45 习题答案 6m,93-1某材料的对称循环弯曲疲劳 极限，取循环基数，，试求循环次数 Nζ,180MPaN,5，10,10分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。 6N5，10099ζζ,,180，,373.6MPa[解] ,N,1131N7，101 6N5，10099ζζ,,180，,324.3MPa ,N,1142N2.5，102 6N5，10099ζζ,,180，,227.0MPa ,N,1153N6.2，103 3-2已知材料的力学 性能为，，，试绘制此材料的简化的等寿命ζ,260MPaΦ,0.2ζ,170MPasζ,1 寿命曲线。 '[解] C(260,0)A(0,170) 2ζ,ζ10, ？Φ,ζζ0 2ζ,1 ？ζ, 01，Φζ ζ22，170,1ζ ？,,,283.33MPa0Φ1，1，0.2ζ ''283.33283.33D(,) 得，即 D(141.67,141.67)22 '' 根据点，，按比例绘制该材料的极限应力图 如下图所示 C(260,0)A(0,170)D(141.67,141.67) 3-4 圆轴轴肩处的 尺寸为:D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用题3-2中的材料，设其强度极限σ=420MPa，B精车，弯曲，β=1，试绘制此零件的简化等 寿命疲劳曲线。 q r3D54[解] 因,,1.2，,,0.067，查附表3-2，插值得，查附图3-1得，将,,1.88q,0.78ζζd45d45 所查值代入公式，即 ，，，，k,1，q,,1,1，0.78，1.88,1,1.69ζζζ 查附图3-2，得;按精车加工 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 ，查附图3-4，得，已知，则 β,1ε,0.75β,0.91qζζ ,,k111.6911,,ζ,,K,，,1,，,1，,2.35 ,,ζ,,εββ0.750.911,,ζζq,, 170141.67？A0,,C260,0,D141.67,，，，，，， 2.352.35 按比例 绘出该零件的极限应力线图如下图 根据，，，，，，A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29 r,Cζ,20MPa3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力，应力幅，试分别按??，ζ,20MPaζ,Camm S求出该截 面的计算安全系数。 ca ζ,170MPa,ζ,260MPa,Φ,0.2,K,2.35[解] 由题3-4可知 -1sζζ r,C (1) 工作应力点在疲劳 强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数 ζ170-1 S,,,2.28caKζ，Φζ2.35，30，0.2，20ζaζm (2) ζ,Cm 工作应力点在疲劳强度区，根据变应力 的平均应力不变公式，其计算安全系数 ζKΦζ，,170，2.35,0.2，20，，，，-1mζζζ S,,,1.81ca，，，，Kζζ，2.35，30，20amζ 第五章 螺纹连 接和螺旋传动p101 习题答案 5-1 分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺 纹和锯齿形螺纹的特点，各举一例说明它们的应用 螺纹类型 特点 应用 普通螺纹 一般联接多用粗牙螺纹，细牙螺纹常牙形为等力三角形，牙型角60o，内外螺纹旋合后留有径向 间隙，外螺纹牙根允许有较大的圆角，以减少应力留集中。用于细小零件、薄壁管件或受冲击、 同一公称直径按螺 距大小，分为粗牙和细牙。细牙螺纹升振动和变载荷的连接中，也可作为微 角小，自锁性较好，搞剪强度高，但因牙细在耐磨，容易滑调机构的调整螺纹用 扣 管螺纹 牙型为等腰三角形，牙型角管联接 用细牙普通螺纹 薄壁管件 55o，内外螺纹旋合后无径向管接关、旋塞、阀门及其他附件 非螺纹密封的55o圆柱管螺纹 间隙，牙顶有较大的圆角 管子、管接关、旋塞、阀门及其他螺用螺纹密封的55o圆锥管螺 纹 纹连接的附件 米制锥螺纹 气体或液体管路系统依靠螺纹密封的 联接螺纹 梯形螺纹 最常用的传动螺纹 牙型为等腰梯形，牙侧角3o，内外螺纹以锥面巾紧不 易松 动，工艺较好，牙根强度高，对中性好 锯齿形螺只能用于单向受力的螺纹联接或螺旋牙型不为等腰梯形，工作面的牙侧角3o，非工作面的牙侧角 纹 传动，如螺旋压力机 30o。外螺纹牙根有较大的圆角，以减少应力集中。内外螺 纹旋合后，大径处 无间隙，便于对中。兼有矩形螺纹传动 效率高和梯形螺纹牙根旨度高的特点 5-2 将承受轴向变载荷的联 接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处, 答:可以减小螺栓的刚度，从而提高螺栓联接的强度。 5-3 分析活塞式空气 压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力 如何得出,当气缸内的最高压 力提高时，它的最大应力，最小应力将如何变化, 解: 最大应力出现在压缩到 最小体积时，最小应力出现在膨胀到最大体积时。当汽缸内的最高压力 提高时，它的最大应力增大，最小应力不变。 5-4 图5-49所示的底板螺 栓组联接受外力FΣ作用在包含x轴并垂直于底板接合面的平面内。试 分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大,堡证联接安 全工作的必要条件有哪些, 5-5 图5-49是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大的变动。试问:此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜,为什么,Q215，若用M6×40铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8，校核螺栓连接强度。 [解] 采用铰制孔用螺栓连接为宜 因为托架所受的载荷有较大变动，铰制孔用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。 (1)确定M6×40的许用切应力[] , ，查表5-8，可知，查表5-10，可知 由螺栓材料Q215，性能等级8.8[ζ],640MPa[S],3.5~5.0s, ζ[]640s ，，？[,],,,182.86~128MPaS[]3.5~5.0, ζ640sζ[],,,426.67MPa pS1.5p T,FL(2)螺栓组受到剪力F和力矩()，设剪力F分在各个螺栓上的力为F，转矩T分在各个i 150r,,752mmF螺栓上的分力为，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即 j2cos45: 11FF？,,，20,2.5kNi88 ,3FL20，300，10F ,,,52kNj,3r88，752，10 由图可知，螺栓最大受力 2222 F,F，F，2FFcosθ,2.5，(52)，2，2.5，52，cos45:,9.015kNijijmax 3F9.015，10max？,,,,319,[,] 2,,2,3d，，，6，10044 3F9.015，10max？ζ,,,131.8,[ζ] pp,3,3dL6，10，11.4，100min 故M6×40的剪切强度不满足 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 ，不可靠。 5-6 已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250mm、大小为60kN的载荷作用。现有如图5-50所示的两种螺栓布置形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小,为什么, [解] 螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为，转矩T分在各个螺栓上的分力为 FFji (a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即r=125mm 11FF？,,，60,10kNi66 ,3FL60，250，10F ,,,20kNj,3r66，125，10 由(a)图可知，最左的螺栓受力最大F,F，F,10，20,30kN maxij (b) 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 中 11F,F,，60,10kN i66 2125,,,32,360，250，10，，125，10,,2MrFLr,,maxmaxF,,,,24.39kN jmax6622，，22,,125125,,,,2,6rr,,,,ii2，，4，，125，10,,,,,,,,ii,1,122,,,,,,,,，， 由(b)图可知，螺栓受力最大为 22222 F,F，F，2FFcosθ,10，(24.39)，2，10，24.39，,33.63kNijijmax5 F4max ？由d,可知采用(a)布置形式所用的螺栓直径较小0,,,, 5-7 图5-52所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷F=56KN,载荷稳定，拉丁材料为Q235钢，试设计此联接。 5-8 两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。若接合面的摩擦系数f=0.3,螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%。螺栓用性能等级为4.8的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。 5-9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力Fo=15000N,当受轴向工作载荷F,10 000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。 5-10图5-24所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力P=0~1MPa，缸盖与缸体均为钢制，直径D1=350mm,D2=250mm.上、下凸缘厚均为25mm.试设计此联接。 5-11 设计简单千斤顶(参见图5-41)的螺杆和螺母的主要尺寸。起重量为40000N，起重高度为200mm, 材料自选。 (1) 选作材料。螺栓材料等选用45号钢。螺母材料选用ZCuA19Mn2,查表确定需用压强[P]=15MPa. (2)确定螺纹牙型。梯形螺纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好，本题采用梯形螺纹。 (3)按耐磨性计算初选螺纹的中径。因选用梯形螺纹且螺母兼作支承，故取，根据教材式(5-45)得 按螺杆抗压强度初选螺纹的内径。根据第四强度理论，其强度条件为 但对中小尺寸的螺杆，可认为，所以上式可简化为 式中，A为螺杆螺纹段的危险截面面积，;S为螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋，S=3.5-5.0;对于传导螺旋，S=2.5-4.0;对于精密螺杆或水平螺杆，S>4.本题取值为5.故 (5)综合考虑，确定螺杆直径。比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果，可知本题螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准，按国家标准GB/T5796-1986选定螺杆尺寸参数:螺纹外径d=44mm,螺纹内径d1=36mm,螺纹中径d2=40.5mm,螺纹线数n=1,螺距P=7mm. (6)校核螺旋的自锁能力。对传力螺旋传动来说，一般应确保自锁性要求，以避免事故。本题螺杆的材料为钢，螺母的材料为青铜，钢对青铜的摩擦系数f=0.09(查《机械设计手册》)。因梯形螺纹牙型角 ,所以 因,可以满足自锁要求。 注意:若自锁性不足，可增大螺杆直径或减沾上螺距进行调整。 (7)计算螺母高度H.因选所以H=,取为102mm.螺纹圈数计算:z=H/P=14.5 螺纹圈数最好不要超过10圈，因此宜作调整。 一般手段是在不影响自锁性要求的前提下，可适当增大螺距P,而本题螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准，耐磨性已相当富裕，所以可适当减低螺母高度。现取螺母高度H=70mm,则螺纹圈数z=10,满足要求。 (8)螺纹牙的强度计算。由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度，因此只需校核螺母螺纹的牙根强度。根据教材表5-13，对于青铜螺母,这里取30MPa,由教材式(5-50)得螺纹牙危险截面的剪切应力为 满足要求 螺母螺纹根部一般不会弯曲折断，通常可以不进行弯曲强度校核。 (9)螺杆的稳定性计算。当轴向压力大于某一临界值时，螺杆会发生侧向弯曲，丧失稳定性。好图所示，取B=70mm.则螺杆的工作长度 l=L+B+H/2=305mm 螺杆危险面的惯性半径i=d1/4=9mm 螺杆的长度:按一端自由，一段固定考虑，取 螺杆的柔度:,因此本题螺杆,为中柔度压杆。棋失稳时的临界载荷按欧拉公式计算得 所以满足稳定性要求。 第六章 键、花键、无键连接和销连接p115 习题答案 6-1 6-2 d,80mmL,1.5d6-3 在一直径的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮(如下图)，轮毂宽度，工作时有轻 微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。 d,80mmb,22mmh,14mm[解] 根据轴径，查表得所用键的剖面尺寸为， L',1.5d,1.5，80,120mm根据轮毂长度 L,90mm取键的公称长度 22，90GB1096-79键的标记 键 l,L,b,90,22,68mm键的工作长度为 hk,,7mm键与轮毂键槽接触高度为 2 [ζ],110MPa根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力 p 32T，10ζ,,[ζ]根据普通平键连接的强度条件公式 ppkld 变形求得键连接传递的最大转矩为 []kldζ7，68，80，110p ,,,2094N,mTmax200020006-4 6-5 6-6 第八章 带传动p164 习题答案 8-1 V带传动的，带与带轮的当量摩擦系数，包角，初拉力f,0.51n,1450rmin,,180:v11 。试问:(1)该传动所能传递的最大有效拉力为多少,(2)若，其传递的最大F,360Nd,100mm0d1转矩为多少,(3)若传动效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少, 111,1,f,0.51,v1eeFF[解] ，，1,2,2，360，,478.4Nec0111，1，0.51,f,v1ee -3d100，10d1 ，，2T,F,478.4，,23.92N,mmec22 FνFn,decec1d13P,,η,,η，，10001000，60，1000478.4，1450，3.14，100,，0.95 1000，60，1000,3.45kW P,7.5kW8-2 V带传动传递效率，带速，紧边拉力是松边拉力的两倍，即，试求紧ν,10msF,F12边拉力、有效拉力和初拉力。 FFFe01 FνeP？,[解] 1000 1000P1000，7.5？F,,,750N eν10 ？F,F,F且F,2F e1212 ？F,2F,2，750,1500N 1e Fe？F,F， 102 750Fe？,,,1500,,1125NFF 0122 8-3 8-4 有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V带传动，电动机功率P=7kW，转速 ,5%，减速器输入轴的转速，允许误差为，运输装置工作时有轻度冲击，n,960rminn,330rmin12两班制工作，试设计此带传动。 [解] (1)确定计算功率 Pca 由表8-7查得工作情况系数，故 K,1.2A P,KP,1.2，7,8.4kWcaA (2)选择V带的带型 根据、，由图8-11选用B型。 Pnca1 (3)确定带轮的基准直径d，并验算带速 νd ?由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径d,180mm d1 ?验算带速ν ,dn,，180，960d11ν,,,9.0432ms 60，100060，1000 ？5ms,ν,30ms ？带速合适 ?计算从动轮的基准直径 dn1,ε180，960，1,0.05，，，，11dd,,,497.45mm 2dn3302 La (4)确定V带的中心距和基准长度 d ，，，，0.7d，d,a,2d，da,550mm ?由式，初定中心距。 d1d20d1d20 ?计算带所需的基准长度 2d,d,，，d2d1，，L,2a，d，d，ddd001224a02，，,500,180，， ,2，550，180，500， 24，550,2214mm 由表8-2选带的基准长度 L,2240mmd ?实际中心距 a ,2240,2214LLdd0 ,，,550，,563mmaa022 550~630mm 中心距的变化范围为。 (5)验算小带轮上的包角 α1 57.3:57.3:αdd，，，， ,180:,,,180:,500,180,147:,90: 1d2d1a563 故包角合适。 (6)计算带的根数 z ?计算单根V带的额定功率 Pr 由，查表8-4a得 d,180mm和 n,960msP,3.25kWd110 960 n,960ms,i,,2.9和B型带，查表得,P,0.303kW 根据10330 查表8-5得，表8-2得，于是 k,0.914k,1αL ，， P,P，,P,k,k,(3.25，0.303)，0.914，1,3.25kWr00αL ?计算V带的根数 z P8.4caz ,,,2.58P3.25r 取3根。 ，， (7)计算单根V带的初拉力的最小值F 0min 由表8-3得B型带的单位长度质量q,018kgm，所以 2.5,kP2.5,0.914，8.4，，，，22αca，，F,500，qν,500，，0.18，9.0432,283N 0minkzν0.914，3，9.0432α (8)计算压轴力 α147:1，，F,2zFsin,2，3，283，sin,1628N p0min22 (9)带轮结构设计(略) 第九章 链传动p184 习题答案 P,1kW9-2 某链传动传递的功率，主动链轮转速，从动链轮转速，载荷平n,48rminn,14rmin12 稳，定期人工润滑，试设计此链传动。 [解] (1)选择链轮齿数 n481 取小链轮齿数，大链轮的齿数 z,iz,z,，19,65z,192111n142(2)确定计算功率 由表9-6查得，由图9-13查得，单排链，则计算功率为 K,1.0K,1.52Az P,KKP,1.0，1.52，1,1.52kWcaAz (3)选择链条型号和节距 根据，查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距 P,1.52kW及n,48rminp,25.4mmca1 (4)计算链节数和中心距 初选中心距。取，相应的链a,(30~50)p,(30~50)，25.4,762~1270mma,900mm00 长节数为 2az，zz,zp,,01221L,2，，,,0pp22,a,,0 290019，6565,1925.4,,,2，，，，,114.3,,25.422,900,, L,114节 取链长节数。 p -7得中心距计算系数 查表9f,0.24457，则链传动的最大中心距为 1 ,,，，，，,,a,fp2L,z，z,0.24457，25.4，2，114,19，65,895mm 1p12 ν (5)计算链速，确定润滑方式 nzp48，19，25.411ν,,,0.386ms 60，100060，1000 ν,0.386ms 由和链号16A，查图9-14可知应采用定期人工润滑。 F (6)计算压轴力 p p1 有效圆周力为 F,1000,1000，,2591Neν0.386 链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为 K,1.15F,KF,1.15，2591,2980NFpFepp a,900mm9-3 已知主动链轮转速，齿数，从动链齿数，中心距，滚子n,850rminz,21z,99112链极限拉伸载荷为55.6kN，工作情况系数，试求链条所能传递的功率。 K,1A [解] 由，查表9-1得，链型号16A F,55.6kWp,25.4mmlim 根据，查图9-11得额定功率 P,35kWp,25.4mm，n,850rminca1 由查图9-13得 z,21K,1.451z 且 K,1A P35caP ？,,,24.14kWKK1，1.45Az 第十章 齿轮传动p236 习题答案 10-1 试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力(用受力图表示各力的作用位置及方向)。 [解] 受力图如下图: 5补充题:如图(b)，已知标准锥齿轮，标准斜齿轮 m,5,z,20,z,50,Φ,0.3,T2,4，10N,mmR12 ，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，应为多少,并计算2、3齿轮各分力大小。 m,6,z,24βn3 [解] (1)齿轮2的轴向力: 2T2T22,,, FFtanαsinδtanαsinδtanαsinδat22222，，,dmm10.5ΦzR22 齿轮3的轴向力: 2T2T2T333 F,Ftanβ,tanβ,tanβ,sinβa3t3dmz,,mz3n3n3,,,,cosβ,, ？F,F,α,20:,T,Ta2a323 2T2T32 ？tanαsinδ,sinβ2，，m1,0.5ΦzmzR2n3 mztanαsinδn32sinβ,即 ，，m1,0.5ΦzR2 z502由？tanδ,,,2.5 ？sinδ,0.928cosδ,0.371222z201 mztanαsinδ6，24，tan20:，0.928n32？sinβ,,,0.2289 ，，，，m1,0.5Φz5，1,0.5，0.3，50R2 即 β,13.231: (2)齿轮2所受各力: 52T2T2，4，10322F,,,,3.765，10N,3.765kN t2，，，，dmm1,0.5Φz5，1,0.5，0.3，50R22 33 F,Ftanαcosδ,3.765，10，tan20:，0.371,0.508，10N,0.508kN rt222 33 F,Ftanαsinδ,3.765，10，tan20:，0.928,1.272，10N,1.272kN at222 3F3.765，10t2 F,,,4kNn2cosαcos20: 齿轮3所受各力: 52T2T2T2，4，103322 F,,,cosβ,cos13.231:,5.408，10N,5.408kNt3dmz6，24,,mzn33n3,,,,cosβ,, 3Ftanα5.408，10，tan20:3t3n F,,,2.022，10N,2.022kNr3cosβcos12.321: 35.408，10，tan20:33 F,Ftanβ,5.408，10，tan,1.272，10N,1.272kNat33cos12.321: 3F3.765，103t3 F,,,5.889，10N,5.889kNn3cosαcosβcos20:cos12.321:n 10-6 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知，寿命P,7.5kW,n,1450rmin,z,26,z,541112 ，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。 L,12000hh [解] (1) 选择齿轮类型、精度等级、材料 ?选用直齿圆柱齿轮传动。 ?铣床为一般机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。 ?材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚(调 质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 (2)按齿面接触强度设计 2,,KTZu，1E13,, d,2.32,,1t,,,,ΦuζdH,, 1)确定公式中的各计算值 ?试选载荷系数K,1.5 t ?计算小齿轮传递的力矩 5595.5，10P95.5，10，7.51 T,,,49397N,mm 1n14501 Φ,1.0 ?小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取 d 1 2?由表10-6查得材料的弹性影响系数 Z,189.8MPaE ζ,600MPa?由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳Hlim1 ζ,550MPa强度极限。 Hlim2 z542?齿数比 u,,,2.08z261 ?计算应力循环次数 9 N,60njL,60，1450，1，12000,1.044，10h11 9N1.044，1091 N,,,0.502，102u2.08 ?由图10-19取接触疲劳寿命系数 K,0.98,K,1.0HN1HN2 ?计算接触疲劳许用应力 1%S,1 取失效概率为，安全系数 Kζ0.98，600HN1Hlim1 ,,ζ,,,588MPa H1S1 Kζ1.03，550HN2Hlim2,, ζ,,,566.5MPa H2S1 2)计算 ?计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 d,,ζ1tH 22,,KTuZ，11.5，493972.08，1189.8,,E133,, d,2.32,,,2.32，，,53.577mm,,1t,,Φu,,ζ12.08566.5,,dH,,?计算圆周速度 ν ,dn3.14，53.577，14501t1ν,,,4.066ms 60，100060，1000 b?计算尺宽 b,Φd,1，53.577,53.577mm d1t b?计算尺宽与齿高之比 h d53.5771t m,,,2.061mm tz261 h,2.25m,2.25，2.061,4.636mm t b53.577,,11.56 h4.636 ?计算载荷系数 K,1.2ν,4.066ms 根据，7级精度，查图10-8得动载荷系数 v K,K,1 直齿轮， H,F, K,1.25 由表10-2查得使用系数 A K,1.420 由表10-4用插值法查得 Hβ b 由，，查图10-13得 ,11.56K,1.420K,1.37HβFβh 故载荷系数 K,KKKK,1.25，1.2，1，1.420,2.13AvH,H,?按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 K2.1333 ,,53.577，,60.22dd11tK1.5t ?计算模数 m d60.221 m,,,2.32mmz261 m,2.5 取 ?几何尺寸计算 分度圆直径: d,mz,2.5，26,65mm11 d,mz,2.5，54,135mm22 d，d65，13512a,,,100mm 中心距: 22 确定尺宽: 2,,22.5KTZ，1u1E,,,,,b2,,u,,ζd,H,1 22，2.13，493972.08，12.5，189.8,,,，，,51.74mm,,22.08566.565,, 圆整后取。 b,52mm,b,57mm21 (3)按齿根弯曲疲劳强度校核 ?由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限ζ,500MPaFE1 。 ζ,380MPaFE2 K,0.89,K,0.93?由图10-18取弯曲疲劳寿命。 FN1FN2 ?计算弯曲疲劳许用应力 S,1.4 取弯曲疲劳安全系数 Kζ0.89，500FN1FE1,,ζ,,,317.86MPa F1S1.4 Kζ0.93，500FN2FE2,,ζ,,,252.43MPa F2S1.4?计算载荷系数 K,KKKK,1.25，1.2，1，1.37,2.055 A,F,F, ?查取齿形系数及应力校正系数 Y,2.6Y,2.304 由表10-5查得 FFa1a2 Y,1.595Y,1.712SSa1a2 ?校核弯曲强度 KT21 根据弯曲强度条件公式 进行校核 ,,ζ,YY,ζFFSFaabdm1 2KT2，2.055，493971 ,,ζ,YY,，2.6，1.595,99.64MPa,ζFFSF11a1a1bdm52，65，2.51 2KT2，2.055，493971 ,,ζ,YY,，2.3，1.712,94.61MPa,ζFFSF22a2a2bdm52，65，2.51 所以满足弯曲强度，所选参数合适。 10-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知，两齿轮的齿数为n,750rmin1 38SiMnMo，8级精度，小齿轮材料为(调质)，z,24,z,108,β,9:22',m,6mm,b,160mm12n 大齿轮材料为45钢(调质)，寿命20年(设每年300工作日)，每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对 称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。 [解] (1)齿轮材料硬度 38SiMnMo 查表10-1，根据小齿轮材料为(调质)，小齿轮硬度217~269HBS，大齿轮材料为45 钢(调质)，大齿轮硬度217~255 HBS (2)按齿面接触疲劳硬度计算 23,,Φεduζ,,d,H1,,T,,, 1,,2Ku，1ZZ,,HE ?计算小齿轮的分度圆直径 zm24，61n d,,,145.95mm1cosβcos9:22' ?计算齿宽系数 b160 Φ,,,1.096 dd145.951 1 2?由表10-6查得材料的弹性影响系数 ，由图10-30选取区域系数Z,2.47 Z,189.8MPaHE ?由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζ,730MPa;大齿轮的接触疲Hlim1 ζ,550MPa劳强度极限。 Hlim2 z1082u,,,4.5?齿数比 z241 ?计算应力循环次数 8 N,60njL,60，750，1，300，20，2,5.4，10 h11 8N5.4，1081 N,,,1.2，102u4.5 ?由图10-19取接触疲劳寿命系数 K,1.04,K,1.1HN1HN2?计算接触疲劳许用应力 1%S,1 取失效概率为，安全系数 Kζ1.04，730HN1Hlim1 ,,ζ,,,759.2MPaH1S1 Kζ1.1，550HN2Hlim2 ,,ζ,,,605MPa H2S1 ?由图10-26查得 ε,0.75,ε,0.88,则ε,ε，ε,1.63,1,2,,1,2?计算齿轮的圆周速度 ,dn3.14，145.95，75011 ν,,,5.729ms 60，100060，1000 b 计算尺宽与齿高之比 h dcosβ145.95，cos9:22'1 m,,,6mmntz261 h,2.25m,2.25，6,13.5mmnt b160,,11.85 h13.5 计算载荷系数 根据，8级精度，查图10-8得动载荷系数 K,1.22ν,5.729msv 由表10-3，查得K,K,1.4 H,F, 按轻微冲击，由表10-2查得使用系数 K,1.25A K,1.380 由表10-4查得Φ {按=1查得} Hβd b,11.85K,1.380K,1.33 由，，查图10-13得 HβFβh K,KKKK,1.25，1.22，1.4，1.380,2.946故载荷系数 AvH,H, 由接触强度确定的最大转矩 23,,min,ζζ,,,,,,ΦεduHH112d,,,,,,T1,,2，1KuZZ,,HE231.096，1.63，145.954.5605,,,，，,, 2，2.9464.5，12.47，189.8,, ,1284464.096N (3)按弯曲强度计算 2Φεdmζ,,dnF,1 T,,12KYYYβFaSa ?计算载荷系数 K,KKKK,1.25，1.22，1.4，1.33,2.840A,F,F,?计算纵向重合度 ε,0.318Φztanβ,0.318，1.096，24，tan9:22',1.380βd1?由图10-28查得螺旋角影响系数 Y,0.92β?计算当量齿数 z241 z,,,24.99v133cosβ，，cos9:22' z1082 z,,,112.3v133cosβ，，cos9:22' ?查取齿形系数及应力校正系数 YYFaSa 由表10-5查得 Y,2.62Y,2.17FaFa12 Y,1.59Y,1.80SaSa12?由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限ζ,520MPaFE1 。 ζ,430MPaFE2 ?由图10-18取弯曲疲劳寿命。 K,0.88,K,0.90FN1FN2 ?计算弯曲疲劳许用应力 S,1.4 取弯曲疲劳安全系数 Kζ0.88，520FN1FE1,,ζ,,,305.07MPa F1S1.5 Kζ0.90，430FN2FE2,,ζ,,,258MPa F2S1.5 ,,ζF?计算大、小齿轮的，并加以比较 YYFaSa ζ,,305.07F1,,73.23 YY2.62，1.59Fa1Sa1 ζ,,258F2,,66.05 YY2.17，1.80Fa2Sa2 ,,ζζζ,,,,,,FFF12,min,,66.05 取 ,,YYYYYYFaSaFa1Sa1Fa2Sa2,, ?由弯曲强度确定的最大转矩 22Φεdmζ1.096，1.63，145.95，6,,d,nF1 T ,,,，66.05,2885986.309N,mm1KYYY22，2.840，0.92βFaSa (4)齿轮传动的功率 取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值 即T,1284464.096N 1 Tn1284464.096，75011 ？P,,,100.87kW669.55，109.55，10 第十一章 蜗杆传动p272 习题答案 11-1 试分析图11-26所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。 [解] 各轴的回转方向如下图所示，蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位 置及方向如下图 i,23P,5.0kW,n,960rmin11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率，传动比，11 ,58HRCZCuSn10P1由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为20Cr，渗碳淬火，硬度。蜗轮材料为，金 属模铸造。蜗杆减速器每日工作8h，要求工作寿命为7年(每年按300工作日计)。 [解] (1)选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。 (2)按齿面接触疲劳强度进行设计 2,,ZZEP3 ,, aKT,2,,,,ζH,, ?确定作用蜗轮上的转矩T2 按，估取效率，则 z,2η,0.81 PPη5，0.866621 T,9.55，10,9.55，10,9.55，10，,915208N,mm2n960n2223i ?确定载荷系数K 因工作载荷平稳，故取载荷分布不均匀系数;由表11-5选取使用系数;由于转K,1K,1βA 速不高，无冲击，可取动载系数，则 K,1.05V K,KKK,1，1，1.05,1.05AβV 1 2?确定弹性影响系数 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故 ZZ,160MPaEE ?确定接触系数Z p d1,0.35 假设Z,2.9，从图11-18中可查得 pa ?确定许用接触应力 ,,ζH ' 由表11-7中查得蜗轮的基本许用应力 ,,ζ,268MPaH 9607，，N,60njL,60，，1，7，300，8,4.21，10 应力循环系数 h223 7108K,,0.8355 寿命系数 HN74.21，10 ' 则,,,, ζ,Kζ,0.8355，268,223.914MPaHHHN ?计算中心距 2160，2.9,,3a,1.05，915208，,160.396mm ,,223.914,, a,200mmi,23m,8mm 取中心距，因，故从表11-2中取模数，蜗杆分度圆直径 d80''1,,0.4Z,2.74Z,Zd,80mm。此时，从图11-18中查取接触系数，因为，ppp1a200 因此以上计算结果可用。 (3)蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 ?蜗杆 蜗杆头数，轴向齿距;直径系数;齿顶圆直径p,,m,8,,25.133z,2q,10a1 **;齿根圆直径;分度圆导程角，，d,d,2hm，c,60.8mmd,d，2hm,96mmfaaa1111 ;蜗杆轴向齿厚。 S,0.5,m,12.567mmγ,11:18'36"a?蜗轮 蜗轮齿数;变位系数 z,47x,,0.522 23.5,23z472 验算传动比，此时传动比误差,2.17%，是允许的。 i,,,23.523z21 蜗轮分度圆直径 d,mz,8，47,376mm22 * 蜗轮喉圆直径 ，，，，d,d，2mh，x,376，2，8，1,0.5,384ma22a2 蜗轮齿根圆直径 ，，d,d,2h,376,2，8，1,0.5，0.2,364.8mmf22f2 11r,a,d,200,，376,12mm 蜗轮咽喉母圆直径 g2a222 (4)校核齿根弯曲疲劳强度 KT1.532 ,,ζ,YY,ζFFβFa2ddm12 z472 ?当量齿数 z,,,49.85v233cosγcos11:15'36" Y,2.75 根据x,,0.5,z,49.85，从图11-19中可查得齿形系数 F2v2a2 γ11.31:Y,1,,1,,0.9192?螺旋角系数 β140:140: ,,,,?许用弯曲应力 ζ,ζ',K FFFN ZCuSn10P1 从表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力,, ζ',56MPaF 6109K,,0.66 寿命系数 FN74.21，10 ,,,,？ζ,ζ',K,56，0.66,36.958MPa FFFN ?校核齿根弯曲疲劳强度 1.53，1.05，915208ζ,，2.75，0.9192,15.445,,,ζ FF80，376，8 弯曲强度是满足的。 η(5)验算效率 tanγη,0.95~0.96，， ，，tanγ，,v 已知;与相对滑动速度相关 γ,11:18'36";,,arctanffvvavv ,dn80，960,11 v,,,4.099msa60，1000cosγ60，1000cos11:18'36" 从表11-18中用插值法查得，，代入式得，,,1.36338:,1:21'48"η,0.845~0.854f,0.0238vv 大于原估计值，因此不用重算。 第十三章 滚动轴承p342 习题答案 13-1 试说明下列各轴承的内径有多大,哪个轴承公差等级最高,哪个允许的极限转速最高,哪个承受径向载荷能力最高,哪个不能承受径向载荷, N307/P4 6207 30207 51301 [解] N307/P4、6207、30207的内径均为35mm，51301的内径为5mm;N307/P4的公差等级最高;6207 承受径向载荷能力最高;N307/P4不能承受径向载荷。 α,25:13-5 根据工作条件，决定在轴的两端用的两个角接触球轴承，如图13-13b所示正装。轴颈直径 d,35mm，工作中有中等冲击，转速，已知两轴承的径向载荷分别为，n,1800rminF,3390Nr1 ，外加轴向载荷，作用方向指向轴承1，试确定其工作寿命。 F,870NF,3390Naer2 [解] (1)求两轴承的计算轴向力和 FFa2a1 α,25:e,0.68 对于的角接触球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力， F,0.68Fdr ？F,0.68F,0.68，3390,2305.2Nd1r1 F,0.68F,0.68，1040,707.2Nd2r2 两轴计算轴向力 ,,,, F,maxF,F，F,max2305.2,870，707.2,2305.2Na1d1aed2 ,,,, F,maxF,F,F,max707.2,2305.2,870,1435.2Na2d2d1ae (2)求轴承当量动载荷和 PP112 F2305.2a1 ,,0.68,e F3390r1 F1435.2a2 ,,1.38,e F1040r2 由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为 对轴承1 X,1 Y,0 11 X,0.41Y,0.87 对轴承2 22 f,1.5 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取，则 p ，，，，P,fXF，YF,1.5，1，3390，0，2305.2,5085N 1p1r11a1 ，，，，P,fXF，YF,1.5，0.41，1040，0.87，1435.2,2512.536N2p2r22a2 (3)确定轴承寿命 由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用7207AC，查轴承手册得基本额定载荷 C,29000N，因为，所以按轴承1的受力大小验算 P,P12 3366,,10C1029000,,,,L,,，,1717.5h ,,h,,60nP60，18005085,,,,1 13-6 若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题13-2，试验算轴承的 寿命。 [解] (1)求两轴承受到的径向载荷和 FFr1r2 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面(下图b)和水平面(下图a)两个平面力系。其中: 图c中的为通过另加转矩而平移到指向轴线;图a中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于FFteae 轴线上(上诉转化仔图中均未画出)。 reF FaeFteFae 21(Fd2)(Fd1) 320Fr2VFr1V200 (b) (a) r1VFr2VF Fte (c) 由力分析可知: d314F，200,F，900，200,400，reae22 F,,,225.38N1Vr200，320520 F,F,F,900,225.38,674.62N r2Vrer1V 200200F,F,，2200,846.15N r1Hte200，320520 F,F,F,2200,846.15,1353.85N r2Hter1H 2222F,F，F,225.38，846.15,875.65N rrr11V1H 2222F,F，F,674.62，1353.82,1512.62N rrr22V2H (2)求两轴承的计算轴向力和 FFa2a1 e,0.37Y,1.6C,54200N 查手册的30207的，， F875.65r1 ？F,,,273.64Nd12Y2，1.6 F1512.62r2 F,,,472.69N d22Y2，1.6 两轴计算轴向力 ,,,,F,maxF,F，F,max273.64,400，472.69,872.69Na1d1aed2 ,,,,F,maxF,F,F,max472.69,273.64,400,472.69Na2d2d1ae (3)求轴承当量动载荷和 PP12 F872.69a1 ,,0.9966,eF875.65r1 F472.69a2 ,,0.3125,eF1512.62r2 由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为 对轴承1 X,0.4Y,1.611 对轴承2 X,1Y,022 f,1.5 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取，则 p ，，，，P,fXF，YF,1.5，0.4，875.65，1.6，872.69,2619.846N 1p1r11a1 ，，，，P,fXF，YF,1.5，1，1512.62，0，472.69,2268.93N 2p2r22a2 (4)确定轴承寿命 因为P,P，所以按轴承1的受力大小验算 12 3366,,10C1054200,,,,L,,，,283802.342h,L' ,,hh,,60nP60，5202619.846,,,,1 故所选轴承满足寿命要求。 13-7 某轴的一端支点上原采用6308轴承，其工作可靠性为90%，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件 下将工作可靠性提高到99%，试确定可能用来替换的轴承型号。 C,40800Na,1[解] 查手册得6308轴承的基本额定动载荷。查表13-9，得可靠性为90%时，，可靠1 性为99%时，。 a,0.211 336610aC10，140800,,,,1 可靠性为90%时 L,,,,,,1060nP60nP,,,, 336610aC10，0.21C,,,,1 可靠性为99%时 L1,,,,,,60nP60nP,,,, ？L,L101 336610，14080010，0.21C,,,, ？,,,,,60nP60nP,,,, 40800 即 C,,68641.547N30.21 C,65500N 查手册，得6408轴承的基本额定动载荷，基本符合要求，故可用来替换的轴承型号为6408。 第十五章 轴p383 习题答案 15-4 图15-28所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。 [解] (1)处两轴承应当正装。 (2)处应有间隙并加密封圈。 (3)处应有轴间定位。 (4)处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。 (5)处齿轮不能保证轴向固定。 (6)处应有轴间定位。 (7)处应加调整垫片。 改正图见轴线下半部分。 77 11 52336 4 15-7 两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴(见图15-30a)，尺寸和结构见图15-30b所示。已知:中 P,5.5kW间轴转速，传动功率，有关的齿轮参数见下表: n,180rmin2 βz 旋向 mmmα nn 右 10:44'齿轮2 3 20? 112 右 9:22'齿轮3 4 20? 23 (a) (b) [解] (1)求出轴上转矩 P5.566 T,9.55，10,9.55，10，,291805.56N,mmn180(2)求作用在齿轮上的力 mz3，1122n d,,,341.98mm2cosβcos10:44'2 mz3，233n d,,,93.24mm3cosβcos9:22'3 2T2，291805.56 ？F,,,1706.57Nt2d341.982 2T2，291805.56 F,,,6259.24Nt3d93.243 tanαtan20:n F,F,1706.57，,632.2Nr2t2cosβcos10:44'2 tanαtan20:n F,F,1706.57，,2308.96Nr3t3cosβcos9:22'3 F,Ftanβ,1706.57，tan10:44',323.49Na2t22 F,Ftanβ,6259.24，tan9:22',1032.47Na3t33 (3)求轴上载荷 作轴的空间受力分析，如图(a)。 作垂直受力图、弯矩图，如图(b)。 F,BD，F,CD6259.24，210，1706.57，80t3t2F,,,4680.54N NHAAD310 F,F，F，F,1706.57，6259.24,4680.54,3285.27N NHDt2t3NHA M,F,AB,4680.54，100,468054N,mm,468.05N,m HBNHA M,F,CD,3285.27，80,262821.6N,mm,262.822N,m HCNHD 作水平受力图、弯矩图，如图(c)。 dd32,F,BD，F,AC，F,，F,r3r2a3a222F,NVA AD93.24341.99,2308.96，210，632.2，80，1032.47，，323.49，22,,,1067.28N310 dd32F,AB,F,AC，F,，F,r3r2a3a222F,NVD AD 93.24341.992308.96，100,632.2，230，1032.47，，323.49，22,,609.48N310 M,F,AB,,1067.28，100,,106.728N,mVBNVA d93.243 M',F,AB,F,,,1067.28，100,1032.47，,,154.86N,mVBNVAa322 M,,F,CD,,609.48，80,,48.76N,mVCNHD d341.992 M',F,,F,CD,323.49，,609.48，80,6.555N,mVCNHDa222 作合成弯矩图，如图(d) 2222，，M,M，M,468.05，,106.728,480.068N,m BHBVB 2222，，M',M，M',468.05，,154.86,493.007N,m BHBVB 2222，，M,M，M,262.822，,48.76,267.307N,m CHCVC 2222，，M',M，M',262.822，6.555,262.804N,m CHCVC 作扭矩图，如图(e)。 T,291805.56N,mm 作当量弯矩力，如图(f)。 α,0.6 转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取。 ，， M,M,480.068N,mT,0 caBB 2222，，，，，，M',M'，αT,493.007，0.6，291.80556,523.173N,m BcaB M,M,267.307N,m caCC 2222，，，，，，M',M'，αT,262.904，0.6，291.80556,315.868N,m CcaC (4)按弯矩合成应力校核轴的强度，校核截面B、C B截面 333 W,0.1d,0.1，50,12500mmB M'523.173caBζ ,,,41.85MPa caB,9W12500，10B C截面 333 W,0.1d,0.1，45,9112.5mmC M'315.868caCζ,,,34.66MPa caC,9W9112.5，10C ,,HBS,200,ζ,560MPa,ζ,51MPa 轴的材料为45号钢正火， B,1 ,,ζ,ζ,ζ ，故安全。 caCcaB,1