1、第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度習(xí)題答案3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限Oj =180MPa，取循環(huán)基數(shù)N。=5 106 ,尸9 ,試求循環(huán)次數(shù)N分別為7 000、25 000V 620 000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。解3沖cfJN2=I oU ,七N2=373.6MPa5 1037 1039 5 1。6 八324.3MPa2.5 104，八 T80TA*0MPa。八JN3叩3-2已知材料的力學(xué)性能為O =260MPa，知二170MPa ,人0. 2，試?yán)L制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解A(0, 170) C (260,0) ° 021a2o V 2 170 -283.33MPa1 。1

2、 0.2得 D，(283 . 332, 283 . 332),即 D-(141.67, 141,67)根據(jù)點(diǎn)A (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3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm, d=62mm, r=3mmo如用題3-2中的材料，設(shè)其強(qiáng)度極限o=420MPa,精車，彎曲，B=1 ,試?yán)L制此零件的簡化等壽命疲勞曲 線。54解因-=1,2, JL=2=0. 067 ,查附表 3-2，插值得：1.88，查附圖 3-1 d 45 d 45得q 0.78 ,將所查值代入公式，即k a = 1 qo ： 01 1T

3、0. 78 1.88-11=1.69查附圖3-2,得 十0.75 ;按精車加工工藝，查附圖3-4,得B =0.91，已知（3=1,= 2.351、 /141二 Aa 7%35)C(260, 0 )D141.67,. 6%35)根據(jù)A 0, 72. 34 ,C 260.0 ,D 141.67, 60. 29按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下OA 1 (Of 72.完美DOC格式整理3-5如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力on =20MPa,應(yīng)力幅。=20MPa,試分別按r -C。n =C ,求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)Sea解、由題 3-4 可知 ( =170MPa,備=260MPa,0= 02K,

4、= 2.35(D工作應(yīng)力點(diǎn)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(jì)算安全系數(shù)K q Oa (T) a °n170=2.282.35 30 0.2 20(2) On = C工作應(yīng)力點(diǎn)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(jì)算安完美DoC格式整理1702.35 -0.2o20.=1.812.35 30 20全系數(shù)a Ko1 .Ca LZ。 n專業(yè)資料分享第五章螺紋連接和螺旋傳動(dòng)習(xí)題答案5一5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)螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN,載荷有較大的變動(dòng)。試問：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是

5、鉉制孔用螺栓連接為宜？為什么？ Q215,若用M6X40較孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級為8. 8,校核螺栓連接 強(qiáng)度。11.41 一- i- L -I n 一 1r20解采用較制孔用螺栓連接為宜因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng)，較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)縫隙或發(fā)生相對滑移，而普通螺栓連接靠結(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M6X 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。=640MPa ,查表5-10,可 知S 1 =3. 5 5. 0182.86

6、128 MPaS 3. 55. 0。瓷罟67M aP螺栓組受到剪力F和力矩(T二FL),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)螺栓上的分力為匕，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離口 n 15。為 r,即 r75'. 2mm2 cos 45°1 1Fi F 20 = 2. 5kN 88'_8吐75202300%5 環(huán)由圖可知,螺栓最大受力F maX 二 jF jFmaX-dO- 4Fj2 2Fi Fj cos e =. 2 . 52 (5 2)2 2 2 . 5 5 2 cos45 =9. 015kN9.015 103 =319 -6 10J32 4 v9015

7、 10Op maxA =131.8 ： ： a ppdo Uin 6 10:11.4 10'P故M6X 40的剪切強(qiáng)度不滿足要求，不可 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)架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為250mmx大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如 圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用較制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最?。繛槭裁?專業(yè)資料分享解螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為F一轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為F(a)中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r,即r=125mm匕二千二| 60 二 IOkN6 6匚FL

8、60 25010)r.u =.20kNJ b 612510A由Q)圖可知，最左的螺栓受力最大FmaXFi Fj =10 20 = 30kN(b)方案中11Fi= F=浜 60=1 OkN 660 250 10J32312510FjmaXM maX FLTmaX6J26J2A025 Y (了 125 丫 2Xii -l-IPRI 2 I 2 /24.39kN1 vin由(b)圖可知，螺栓受力最大為FmaxYW+2FiFjC°S0=+(2439)2+2，,n439A=33A4F由 do -F 丁雙可知采用(a)布置形式所用的螺栓 直徑較小5-10解(1 )確定螺栓數(shù)工和直徑d.查教材5-

9、5,螺栓間距命Y 7化取tQ=6%取ZFI乙則螺栓間距”% 二如二5 Swm z螺栓直徑 d=t 6 /6=93/15. 33= n / ckl6= V(1)選擇螺栓性能零級”選擇螺栓性能等級八8. 8級，查教材表5弋提Q礙二SoOjl'a, a j = 64()MPa *計(jì)草螺栓上的載荷.作用在氣缸上的最大壓力代和單個(gè)螺栓上的工作載荷F分別為*JrZ?3F = p=73631 人 Z14 *FF = -八二6 T36N取殘余預(yù)緊力H = 1.5Fr由教材公式Z (5-15)t螺栓的總載荷-F 三二F1+F二2.卞二三.5*6136二 15340M"(4)許埔應(yīng)力按不才空制預(yù)

10、緊力確定安全系數(shù)，查教材表57 0f取三二4許用拉應(yīng)力*二玉二16023 4 S(5)驗(yàn)算螺栓的強(qiáng)度”查手冊.螺栓的大徑d二16三Ab B din3f835三f取螺栓處稱長度I =70Im由教材公式01。螺柱的計(jì)算應(yīng)力。小二"-= 32. 1 MPa 7<7 y滿足蛋度條件Q螺栓的標(biāo)記為GB/5732-8&M16x70f螺栓數(shù)量滬IN “專業(yè)資料分享第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接習(xí)題答案6-3在一直徑d =80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度L=d.5d ,工作時(shí)有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計(jì)算其允許傳遞的最大扭矩。L完美DoC格式整理h

11、=14mm根據(jù)輪轂長度解根據(jù)軸徑d =80mm,查表得所用鍵的剖面尺寸為b =22mm,LI 5d斗 5 80 = 120mm取鍵的公稱長度L = 90mm鍵的標(biāo)記 鍵22 90GB1096 -79鍵的工作長度為I=L -b=90 -22 =68mm鍵與輪拿殳鍵槽接觸高度為二7mm2根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力opH 1 1 0 M P根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式。產(chǎn)紅衛(wèi)V 。pkid變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為二三。L 一皿“二2094N 2000I max2000第八章帶傳動(dòng)習(xí)題答案8-1 V帶傳動(dòng)的m =1450r min，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)f" 0

12、. 51,包角=180 ,初拉力右360N。試問：（1）該傳動(dòng)所能傳遞的最大有效拉力為多少？（ 2）若的= loomm,其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？ （ 3）若傳動(dòng)效率為0.95,彈性滑動(dòng)忽略不計(jì)，從動(dòng)輪輸出效率為多少?10 5T%I Fee= 2Foe-2 360 =478. 4N,1051+f.：,#- 1 1 解d2 T 二 Fee =478 4 a23. 92N mm2n _F ec 1 dd11000478.41000 >E 60>d0001450 3. 14 100 CC0.95 1000 60 10008-2V帶傳三配等速效率P =7. 5kW，帶速V 10m S ,緊邊

13、拉力是松邊拉力的兩倍, 即 '方,試求緊邊拉力Fix有效拉力Fe和初拉力Fo 0解p v10001000 P 1000 7.5 . Fe750NFe= Fi -F2 Fi =2F210Fi =2Fe =2 750 =150oNFi 二 F。e2Fe750.Fo =Fi e =15001 1 2 5N8-4有一帶式輸送裝餐，其異步電動(dòng)機(jī)與齒輪減速器之間用普通V帶傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率劫機(jī)W,轉(zhuǎn)速口960rmin ,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速330r min ,允許 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(dòng)。解(1)確定計(jì)算功率為由表8-7查得工作情況系數(shù)Ka =1.2 ,故P

14、/KaP =1- 2 7=8. 4kW選擇V帶的帶型根據(jù)巳、TL ,由圖8T1選用B型。確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd,并驗(yàn)算帶速V由表8-6和8-8,取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd180mm 驗(yàn)算帶速VV他殳 °"0 43ms60 1000 60 1 0 0 05ms : : V ：.帶速合適計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd2ddim 1I 180 96005l=I J-97 45mm02 330(4) 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld由式0. 7 ddi , dd2乞a0乞2 d點(diǎn),dd2 , 初定中心距ao = 550mm o計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度LdQ : 2ao ddi dd2 '

15、電2Jr r-2 550 180 5002:2214mm4a口2(500180)4X550由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=2240mm實(shí)際中心距aa : ao L M= 5503產(chǎn)4 = 563mm2中心距的變化范圍為550 630mm。(5)驗(yàn)算小帶輪上的包角aQ -180 - dd2 -ddi故包角合適。(6)計(jì)算帶的根數(shù)z57 3 *180 - 500-180 a57 3°147 -90563計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由 ddi =180mm 和 m =960m S,查表 8-4a 得 Po : 3. 25kW960根據(jù)Q =960m. s, i工 =2. 9和B型帶，查表得Po

16、=0. 303kW330查表8-5得k a=0. 914 ,表8-2得"I ,于是Pm Fok . "3.25 0. 303) 0.914 1-3. 25kW計(jì)算V帶的根數(shù)Zz二Pa二空二2. 58 Fr 3.25取3根。計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值Fomin由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q = 018kg m,所以25 k F0.914= 283NFomin= 500。Ca q =500 勺0. 18 9. 04322k ,z v0.914 3 9. 0432(8)計(jì)算壓軸力 AA ® FP=2z Fomin sin ； =2 3 283 Si nfA=162

17、8N(9)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(略)專業(yè)資料分享第九章鏈傳動(dòng)習(xí)題答案9-2某鏈傳動(dòng)傳遞的功率P JkW ,主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n, =48r min ,從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速Tl2=14r min ,載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，試設(shè)計(jì)此鏈傳動(dòng)。解(1)選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)2 =19,大鏈輪的齒數(shù)E2 = iz"TTZi / 19=65r214(2)確定計(jì)算功率由表9-6查得Ka =1.0，由圖973查得IC 1.52，單排鏈，則計(jì)算功率為Pea二KaKzP =1.0 1.52 1 =1.52kW(3)選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)Pea =1.52kW及m=48rmi n ,查圖9T1 ,可選16A,查表9-1,鏈條

18、節(jié)總巨 p = 25. 4mm(4)計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距 ao = (30 50) p = (30 50) 25,4 = 762 1270mm o 取 a八二900mm,相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為Z A, 2Lpo oao JL Zi +Z2 JL Z2 zP二 2H 十 I -P 2 2 JL J ao 26519 Y114.3900 JL 19 + 65 JL "25.490025.42 I 2 兀 J取鏈長節(jié)數(shù)Lp=114節(jié)專業(yè)資料分享查表9-7得中心距計(jì)算系數(shù)F=0. 24457,則鏈傳動(dòng)的最大中心距為a=fip2LP-Zi Z2l 0. 24457 25. 4 2 114 -

19、 19 65 | 895mm(5)計(jì)算鏈速V ,確定潤滑方式 由V 0. 386m S和鏈號16A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑。mZP %磴§60 1000(6)計(jì)算壓軸力Fp有效周力為Fe= IQQ-P =10 02 5 9N0. 3 8 6完美DoC格式整理鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)K、=1.15,則壓軸力為Fp.KfI. 15x2591 jt2980N9-3已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速m =850r min,齒數(shù)乙=21,從動(dòng)鏈齒數(shù)z? =99,中心距a-900mm,滾子鏈極限拉伸載荷為55. 6kN,工作情況系數(shù)Ka =1,試求鏈條所 能傳遞的功 率。解由 Fiim =55. 6

20、kW,查表 9-1 得 P= 25.4mm,鏈型號 16A根據(jù)p =25, 4mm, m =850r min,查圖971得額定功率PC八35kW由z八21查圖9-13得Kz =1.45且 Ka-IPea.P3524. 14kWKaKz 1 X 1.45專業(yè)資料分享第十章齒輪傳動(dòng)習(xí)題答案10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)各齒輪所受的力(用受力圖表示各力的作用位置及方向)(Q)(b)解受力圖如下圖：&F12 .J補(bǔ)充題：如圖(b),已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪m=5, Z1 =20, z2 =50, 5=0. 3, T2二4漢IO5N,專業(yè)資料分享完美DoC格式整理mm,標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪mn =62=2

21、4 ,若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，0應(yīng)為多少？并計(jì)算2、3齒輪各分力大小°解(1)齒輪2的軸向力:2T2Fa2 = Ft2 tan asin 6 tan OCSin 6 川2T2tan asin 6齒輪3的軸向力:FaFtsI arp-t arp ch1 a|3 si npmnZ3! mnZa(CO$ JFa2 = Fa3, U = 20 , 丁2= T32T2tan asin 6WSinmnZ30. 5 r Z2由tan ft _齊25Zi.Sin 6 = 0.928COS 1= 0.371Sin$= m%0,，5m(1 -0.5r6 240 323 72289Z25 1

22、-0.5 0.350即 13.231(2)齒輪2所受各力:2T22T22 4 1053.765 103N=3.765kNdm2 m1-0.5RZ25 1 -0.5 0.3 50Fr2 = Ft2ta n acosS =3.765 103 ta n20 0.371 =0.508 103N=0.5 08 kFa2 = Ft2tan USin 6=3.765 103 tan20 0.928 =1.272 103N=1.272kN3.765 103Fn24kNCOS a cos 20專業(yè)資料分享齒輪3所受各力:2.08完美DoC格式整理Ft3ch2T2m I nZ3 cosp2T2 cos p 二 2

23、/人痔。cos13-231° = 5.408x103N =5.408kN mnZa6 24Fr33Rstan a 5.408 10 tan20t3COS p2.022 10 N = 2.022kN335.408 x10 x tan2003Fa3 = Ft3 tan p= 5.408 103 tan1.272 103N=1.272kNcos 12.321Ft33.765 103女 cos On cos p cos20 cos12.3215.88910dN=5.889kN10-6設(shè)計(jì)銃床中的一對圓柱齒輪傳動(dòng)，已知R =7.5kW, m =1450r/min, zi =26, z? =54

24、，壽命 Ll2000h，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。解(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。銃床為一般機(jī)器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。材料選擇。由表10T選擇小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs大齒輪材料為45剛(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)E u+1 2.3231-V R U)確定公式中的各計(jì)算值試選載荷系數(shù)(二1.5計(jì)算小齒輪傳遞的力矩95.5 IO5R95.5 IO5 7.51450=49397N mm小齒輪作不對稱布置，查表10-7 ,選取融F.O1由

25、表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189. 8MPa2O I mi = 600MPa ;由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限2二550Mpa o齒數(shù)比八z J2"一08計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Ni = 60nijLrl =60 1450 1 12000 = 1.044 109Ni1.044 109 9N2 10.502 102.08由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.98, Khn2=1.0計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)s =10-H / =陰= =588MPaOh 2 =K皿“但0665M Pa2）計(jì)算 計(jì)算小齒輪

26、分度圓直徑代入0中較小值Bt - 2.323Ku+1 1zedU j叫=2.3231 匚 49397 02 o8 1I = 53. 577mmI566.5 J計(jì)算周速度V“20 89.8"3.14 53.577 1450=4 Q 6 6n s60 100060 1 0 0 0計(jì)算尺寬bb= Oddit =1 53. 577 = 53. 577mm專業(yè)資料分享計(jì)算尺寬與齒高之比-hd(t 53. 577mt2.061mmzi 26h =2. 25恤=2. 25 2. 061 = 4. 636mm53571 =1.564.636計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)V4.066m s ，7級精度,查圖10-8

27、得動(dòng)載荷系數(shù)K、,2直齒輪，Ka =隊(duì)=1由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.25由表10-4用插值法查得Kh廠1.420由一 11.56， Kh廠 1.420，查圖 10-13 得 Kf 1.37 h 故載荷系數(shù) K=KaKvKh： Kh, 1.25 1.2 1 1.420 = 2.13按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑J K2 13di =dit3 =53.577 &國一 =60.221； Kt1.5m=dl=60A= 2.32mmZl 26取 m = 2.5幾何尺寸計(jì)分度圓直徑：'=mz =2.576= 65mm ch =mz2.5 54 = 135mm22完美DoC格

28、式整理中心距:di d2 a65 135100mm確定尺寬:專業(yè)資料分享2KTi u+1 (2.5Zedi2 UCH2 2.13 49397 2.08 1XX2.082r 2.5x189.8、, I = 51.74mm圓整后取 b2 =52mm,b | =57mm o(3)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限»fei =500MPa ;彎曲疲勞強(qiáng)度極限g二380MPa。由圖10-18取彎曲疲勞壽命Kfni =0-89, Kfn2 =0.93。大齒輪的計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4K 冊其Fei 0.89 500SKfN 2 OFE 23

29、17.86M Pa1.4斗"二二252 .43M P a1.4計(jì)算載荷系數(shù)K =KaK、Kf： .Kf1-25 1.2 1 1.37 =2.055完美DoC格式整理查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得 Yf. =2.6丫蔻=2.304Y _ 1.595SalY ”712Sa2校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式2KTbdim1YfYs 【咎】進(jìn)行校核女口 Maibdim22希4939752 65 2.52.6 1.595 =99.64MPaOFbdim2 案置 2.352 -Of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柱齒輪傳動(dòng)，已知ni =750r min,兩齒

30、輪的齒數(shù)為ZF 24, z2 =108 （3 9 22r,mn = 6mm, b = 160mm , 8 級精度,小齒輪材料為 38SiMnMo （調(diào) 質(zhì)），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(jì)算該齒輪傳動(dòng)所能傳遞的功率。解（1）齒輪材料硬度查表10T,根據(jù)小齒輪材料為38SiM nM。（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217269HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217255 HBS（2）按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算2K U計(jì)算小齒輪的分度圓直徑=145.95mmZm 24 6c I 1CoS P cos9 22'計(jì)

31、算齒寬系數(shù)d 145.951 由表10-6查得材料的彈性影響系Ze=189,8MP*由圖1030選取數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。iimi =730MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。Him2 =550MPa齒數(shù)比U=Zg=108 =4.5 Zi 24計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Ni =60n JU =60 750 1 300 20 2 = 5. 4 108Ni 5.4 108N2 =1.2 104.5Khni= I - 04, Khn2 1 1由圖10T9取接觸疲勞壽命系數(shù)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)sn K HN1 . lim 1 14 730 =759

32、.2MPa1口1-1 550 =605M p aUI由圖 10-26 查得 £=0-75,&2=0-88廁 8 = 8.1 82=1.63計(jì)算齒輪的圓周速度rdi ni 3.14 145.95 750 c.c=5.7 2 9AS60 1000 60 1 0 00酎計(jì)算尺寬與齒高之比b hdi cos 0 145.95 cos9 22' Zimnt =6mm26h = 2.25mnt = 2.25 6 = 13.5mm16013.5=11.85計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)V5.729 ms, 8級精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)lC 1.22由表 10-3,查得 K H : =z K

33、 F : =- 4按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.25由表10-4查得.380 按5=1查得 b由=11.85, Kh 1.380 ,查圖 10T3 得 Kf 二 1.33 h故載荷系數(shù)K=KaKvKh :,（汗1.25 1.22 1.41.380 2. 946由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩Tr/mu '3 zmi n a 1, o 1 2 21 - 2K u+1 I ZhZe21.096 1.63 145.95 :4.56052X X 2 2.9464.5 12.47 189.8=1284464.096N(3)按彎曲強(qiáng)度計(jì)算T .ed e -di2 nin a 12KY P

34、YFaYsa計(jì)算載荷系數(shù) K=KaK. Kf： Kf, 1- 25 1.22 1.4 1.33 = 2. 840計(jì)算縱向重合度 E = 0.318 dZitan 0 0. 318 1.096 24 tan9 22=1.380由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)丫廠0. 92計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z24Zvi 33 -24. 99CoS B (cos9 0 22, 37 Z2 108ZV1=3 = 112.3COS3 COS9 221查取齒形系數(shù)詐a及應(yīng)力校正系數(shù)YSa由表10-5查得 菲a1二2. 62菲a2 =2. 17Ysa1 = 1 . 59 Ysa2 = 1 . 80由圖10-20C查得小齒輪的彎曲

35、疲勞強(qiáng)度極限ofe 520MPa ;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限ofe2 =430MPa o由圖10-18取彎曲疲勞壽命Kfni=O. 88, Kfn2 =0. 90o計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S二1.。= K FN1 ()FE1S1 K FN 2 °FE 24 2 二0. 88 5201.5O 90 4301.5=305.07MPa=258M P as(9)計(jì)算大、小齒輪的按,并加以比較O 1305.07Y.Ys3 2. 62 1.59總YFa2Ysa2258=66.052.17 1.80取一 J=min * y gyy ICFK -66.05Y FaY SaFai Sal

36、 Fa 2Ysa2 ”由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩Tj 中d&2mn_L二 1 096 1 63 1459526 66.05 = 2885986.309N2KYp YFaYsa 2 2.840 0.92(4)齒輪傳動(dòng)的功率mm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 T, =1284464096N9.55 1061284464. 096 7509.55 106100. 87kW第十一章蝸桿傳動(dòng)習(xí)題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動(dòng)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右旋期肝（主動(dòng)）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

37、右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖Fr?11-3設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通柱蝸桿傳動(dòng)，傳遞效率R =5. OkW, ni =9 6rz0m i P傳動(dòng)比i =23,由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr,滲碳淬火，硬度一58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模鑄造。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(jì)）。解(1)選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)GB/T 10085T988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(jì)確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按乙=2 ,估取效率n = 0.8 ,則6 P" _ Q ，A R 刀 6 5 匯 0. 8

38、丁2 =9.55 10 112 =38 lu-= 9.55 10 915208N mm 02/ 960/1 23確定載荷系數(shù)K因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)K廠1;由表11-5選取使用系數(shù)心二1 ;由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05，則K 二 KaK K =1 1 1.05 = 1.05確定彈性影響系數(shù)Ze蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，1ZE =160M Pa確定接觸系數(shù)Zp假設(shè)0. 35，從圖11-18中可查得Zp =2. 9 a確定許用接觸應(yīng)力a.由表11 -7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力'-0H 1 -268MPa應(yīng)力循環(huán)系數(shù) N =60 n2jLh =60 %

39、0 1 7 3 0 0 8 = 4. 21 107 23、10壽命系數(shù)Khn=87 =0. 8 3 5 5V 4. 21 "07貝 Sa Khn a = 0. 8355八 268 = 223. 914MPa計(jì)算中心距c 3 4 nc Q-iconQ 160x2. 9 a_ 1.05 915208| n 60. 396mm<223.914 )8mm ,蝸桿分度取中心距a = 200mm ,因23 ,故從表11-2中取模數(shù)m =徑di =80mmo此時(shí)S二竺二0.4 ,從圖11-18中查取接觸系數(shù) a 200Zp= 2. 74 ,因?yàn)閆p : : : Zp ,因此以上計(jì)算結(jié)果可用。

40、(3)蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿二10 ;齒頂蝸桿頭數(shù)乙二2 ,軸向齒距Pa=二m =8二=25. 133 ;直徑系數(shù)q96mm ;齒根圓直徑dfi=di - 2 C = 60. 8mm ;度圓導(dǎo)程角Y 11 18,36"蝸桿軸向齒厚Sa =0.5 m =12. 567mm蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2=47 ;變位系數(shù)展二-0. 5驗(yàn)算傳動(dòng)比i :Zi=23.5 ,此時(shí)傳動(dòng)比誤差235 23 = 2.17%，是允23許的蝸輪分度圓直徑d2 = mzA = 8 47 = 376mm蝸輪喉圓直徑da2 =d2 2m h、X2 =3 7 62 8 1 -0.5 =3 8m蝸輪齒根圓直徑dt2

41、= d2 - 2ht2 =376-2 81 -0.5 0.2 = 364.8mm蝸輪咽喉母圓直徑WJ2。*376_12mm(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度471.53KTgY yA a did2m Fa2當(dāng)量齒數(shù)Zvacos3/cos311 1536“=49.85根據(jù)X2=-。5,乙2 =49. 85，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)Y"2. 7547專業(yè)資料分享 螺旋角系數(shù) YB= I- Y =1_11-31 =0.9192140o140°許用彎曲應(yīng)力 O二。,Kfn從表11-8中查得由ZCUSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力of ' =56MP a; 106壽命系

42、數(shù)KL=J =0. 66t 4. 21 燈 07O I O ' Kfn = 56 0. 66 = 36. 958MPa校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.53 1.05 9152082.75 0.9192昨80 376 8彎曲強(qiáng)度是滿足的(5)驗(yàn)算效率T門 一tan Y口 - 0.95 0.96tan 丫 已知Y = 11 18'36" V= arctanfv ;尸與相對滑動(dòng)速度Va相關(guān)Jidi ni60 10OOcosy80 X 960 兀=4.099m S60 1000cos11 18'36"完美DoC格式整理專業(yè)資料分享從表11T8中用插值法查得 化=0.

43、0238 , 1.36338 =1 2148 ,代入式得T|二0.845 0.854 ,大于原估計(jì)值，因此不用重算。第十三章滾動(dòng)軸承習(xí)題答案13-1試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級最高？哪個(gè)允許的極 限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)不能承受徑向載荷？N307/P462073020751301解N307/P4、6207、30207 的內(nèi)徑均為 35rren, 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不能承受徑向載 荷。13-5根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用° 25的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖1373

44、b所示 正裝。軸頸直徑d =35mm,工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n =180or min,已知兩軸承的 徑向載荷分別為F“二 3390N, F/ 3390N,外加軸向載荷Fae=870N，作用方向指向軸承 1,試確定其工作壽命。解(1)求兩軸承的計(jì)算軸向力和F,2對于“25的角接觸球軸承，按表13-7,軸承派生軸向力Fd=0.68Fr,e =0. 68.Fdi =0- 68Fn =0. 68 3390 = 2305. 2NFd2 二。68Fr2 =0- 68 1040 = 707. 2N兩軸計(jì)算軸向力Fa'aX/di, Fae Fd2 ;二 max2305. 2, 870 7072; =

45、2305. 2N專業(yè)資料分享Fa2 = max%d2, Fdi - FJ = maX707. 2, 2305. 870 二 1435. 2N（2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和R完美DoC格式整理F ai23058 =G工 3390Fa2 14352FA1040由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對軸承1X1 =1Y.=0對軸承 2*2: 0. 41丫八二 0. 87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6,取。=1.5 ,則R =fp (XTh +YFal ) =1.5x (1x3390+0x2305.2 ) =5085NP2 =fP X2Fr2 Y2Fa21 =1.50.41 1040

46、0. 87 1435. 2R2512. 536N(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C=29000N ,因?yàn)镽AP2 ,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算106 Cf 支 ,29000 Y1 - 1717 5h60n P 60 1800<5085 j 一，ZIZ-°n13-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為302070其他條件同例題13-2,試驗(yàn)算軸承的壽命。解(1)求兩軸承受到的徑向載荷F“和口將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(下圖b)和水平面(下圖a)兩個(gè)平面力系。其中：圖C中的已為通過另加轉(zhuǎn)

47、矩而平移到指向軸線；圖a中的Fae亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上(上訴轉(zhuǎn)化仔圖 中均未畫出)。FteT -41|Re-42(Fd2)二 211(%)200 .一320Fr2VFr1V(a)r2VJ-斤1V(C(b)由力分析可知:Pl520FrIVFre 200 - FaeF r2v = F re -Friv 二200FriH 二200 320314900 200-400 - A=225. 38N900 - 225.38 = 674. 62N200Re 二2200 =846. 15N520F r2H =F te-F riH 2200-846. 15 = 1353. 85NFr 1 Vw2

48、FriH2 hJ225-382846. 15875. 65NFrFr2v2 1 Fr2H2 二”674 622 T353. 822 二 1512.62N求兩軸承的計(jì)算軸向力匕和口查手冊的 30207 的 e=0. 37, Y =1,6, C = 54200N2Y %2Y1.61512. 62二 47? AQN2 1.6專業(yè)資料分享兩軸計(jì)算軸向力Fai = maxTdi, Fae Fd2 JL max 273. 64, 400 472. 69 = 872. 69N完美DoC格式整理專業(yè)資料分享Fa2 =max9d2, Fdi -Fae ；二 max 472. 69, 273. 64 -400?=

49、 472. 69NJ求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷R和P2Fa, 872.69T 0. 9966 e“875.65Fa2F472.691512.62= 0.3125 ：由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對軸承1Xi =0.4Yi =1.6對軸承2X2= 1丫 2=0因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6,取fp =1.5 ,則R =f p (XiFri +Y"Fa1 ) =1.5X0. 4X875. 65+1.6X872. 69) = 2619. 846NP2 = fp X2Fr2 Y2Fa2 1=1.5 1 1512. 62 0 472. 6942268. 93N(4)確定軸承壽命因?yàn)镽>P2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算106 C 一 支過 j 54200 360n Pi - 60 5202619. 846= 283802.342h L。故所選軸承滿足壽命要求