机械设计基础第二版习题答案刘江南郭克希主编

例61解该齿轮传动为标准直齿圆柱齿轮传动，按表63所列公式利用EXCEL软件进行计算例63试设计某带式输送机单级减速器的斜齿轮传动。已知输入功率P144KW，小齿轮转速N14565R/MIN，传动比I335,两班制每年工作300天，工作寿命8年。带式输送机运转平稳，单向输送。解（1）选定齿轮材料、热处理方式、精度等级据题意，选闭式斜齿圆柱齿轮传动。此减速器的功率较大，大、小齿轮均选硬齿面，齿轮材料均选用20CR，渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC。齿轮精度初选7级。（2）初步选取主要参数取Z120，Z2IZ13352067，取A04，则D05I1A0534104088，符合表69范围。（3）初选螺旋角12。（4）按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计计算按式（634）计算法面模数213NF2D1F2COS,KTMYZSY确定公式内各参数计算值载荷系数K查表66，取K12；小齿轮的名义转矩T16611144955109551030125104565PTN3NMM；复合齿形系数YFS由1133202137COSCOS12VZZ，2233677159COSCOS12VZZ，查图621得，,FS1434YFS2396Y；重合度系数Y由T12111118832COS18832COS121642067ZZ得T0750750250250709164Y；螺旋角影响系数Y由1ND1DCOSZMBD及式（627）可得D1NTANSIN08820TAN121191ZBM，取1计算，1211120120Y09；许用应力查图622B，FLIM1FLIM2460MPA，查表67，取SF125，则FLIMF1F2F460368125SMPA；计算大、小齿轮的FSFY并进行比较因为F1F2，故FS1FS2YYFS1FS2F1F2YY，于是213NF2D1F12COSKTMYZSY32322123012510COS1243407090924508820368MM。（5）按齿面接触疲劳强度设计计算按式（632）计算小齿轮分度圆直径EH2131DH21ZZZZKTUDU确定公式中各参数值材料弹性影响系数ZE查表68,E1898MPAZ；由图633选取区域系数H245Z；重合度系数TT41107813164Z；螺旋角影响系数99012COSCOSZ；许用应力查图619B，HLIM1HLIM21500MPA查表67,取SH1，则HLIMH1H2H15001501SMPA于是EH2131DH21ZZZZKTUDU32321230125103351189824507810990883351500（）MM3943，1N1COS3943COS12192820DMZMM。（6）几何尺寸计算MNMAX245,1928245MM，；确定中心距根据设计准则，按表61圆整为标准值，取MN3MMN123206713342MZZMM，圆整取2COS2COS12AA135MM；确定螺旋角1232067ARCCOSARCCO22135NMZZA；N113206207COSCOS148351MZDMM；N2236720793COSCOS148351MZDMM；D108862075462BDMM；MM，取MM，取255B10521BB160BMM。（7）验算初选精度等级是否合适圆周速度11DNV62074565148601000601000M/S，V20M/S且富余较大，可参考表65有关条件将精度等级定为8级。（8）结构设计及绘制齿轮零件图（略）。习题101螺纹主要类型有哪几种说明它们的特点和用途。102在螺纹联接中，为什么要采用防松装置试列举几种最典型的防松装置，绘出其结构简图，说明其工作原理和结构特点。103螺旋传动按使用持点的不同，可分为哪几类7试举例说明其应用场合。104半圆键联接与普通平键联接相比较，有什么优缺点适用于什么场合105焊缝有哪些类型各适用什么场所106铆接、焊接和粘接各有什么特点分别适用于什么情况107如图所示为一拉杆螺纹联接。已知拉杆受的载荷F50KN载荷稳定，拉杆材料为Q235，拉杆螺栓性能等级选46级。试计算此拉杆螺栓的直径。108如图所示凸缘联轴器用分布在直径为D。250MM的圆上的6个性能等级为56级的普通螺拴，将两半联轴器紧固在一起，需传递的转矩T1000NM。试计算螺栓的直径。109如图所示的螺栓联接中，横向载荷FS2500N，螺栓M27的材料为Q235，两被联接件间摩擦系数F102，试计算联接所需的预紧力F，并验算螺栓的强度。若装配时用标准扳手扳手长度L15D，D为螺栓的公称直径拧紧，螺栓和螺母螺纹的当量摩擦系数FV016，螺母支承端面和被联接件间的摩擦系数F2018。则施加在扳手上的作用力为多少1010在一直径D80MM的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮如图示，轮毂宽度B15D，试选择键的尺寸，并计算其能传递的最大转矩。题107图题108图题109图题1010图习题解答101解螺栓联接螺栓联接的结构特点是被联接件的孔中不加工螺纹，装拆方便。螺栓联接有两种类型普通螺栓联接和铰制孔用螺栓联接。普通螺栓联接，螺栓与孔之间有间隙。这种联接的优点是加工简便，成本低故应用最广。铰制孔用螺栓联接，其螺杆外径与螺栓孔的内径具有同一基本尺寸，它适用于承受垂直于螺栓轴线的横向载荷。螺钉联接螺钉直接旋人被联接件的螺纹孔中，省去了螺母，因此结构上比较简单、但这种联接不宜经常装拆，以免被联接件的螺纹孔因磨损而修复困难。双头螺柱联接双头螺柱多用于较厚的被联接件或为了结构紧凑而采用盲孔的联接。装配时将双头螺柱的一端拧入被联接件的螺纹孔中，另一端穿过另一被联接件的通孔，再拧上螺母。双头螺柱联接允许多次装拆而不损坏被联接零件。紧定螺钉联接紧定螺钉联接常用来固定两零件的相对位置，并可传送不大的力或转矩。104解键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递转矩。有些类型的键还可实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙。这种键定心性较好、装拆方便。双键布置时，沿周向1800布置。半圆键也是以两侧面为工作面，它与平键一样具有定心较好的优点。半圆键能在槽中摆动以适应毂槽底面，装配方便。它的缺点是键槽对轴的削弱较大，只适用于轻载联接。双键布置时，布置在同一条母线上。习题111滑动轴承的轴瓦材料应具有什么性能试举几种常用的轴瓦材料。112滑动轴承为什么常开设油孔及油槽油孔及油槽应设在什么位置为什么油槽一般有哪些结构设计时应注意什么问题113校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F28000N,转速40R/MIN，两端轴颈的直径D80MM，轴瓦宽径比B/D14，材料为锡青铜ZCUSN10P1，润滑脂润滑。N114有一非液体摩擦向心滑动轴承，B/D15，轴承材料的5MPA,10MPAM/S，轴颈直径100MM，轴的转速1000R/MIN，试问它允许承受多大的径向载荷PPVDN115试设计一起重机卷筒上的非液体摩擦向心滑动轴承。已知轴颈直径90MM，轴的转速9R/MIN，轴颈的径向载荷100000N，轴承材料采用锡青铜。DNRF116一向心滑动轴承，轴颈角速度为，直径为，相对间隙为D（D，为直径间隙）。假定工作时轴颈与轴承同心，间隙内充满油，油的粘度为，轴瓦宽度为B。试证明油作用在轴颈上的阻力矩为22BDTF习题参考答案111滑动轴承的轴瓦材料应具有什么性能试举几种常用的轴瓦材料。解滑动轴承的轴瓦材料应具有的性能是1低摩擦系数，有良好的耐磨性、耐腐蚀性、抗胶合能力强；（2）热膨胀系数小，有良好的导热性；（3）有足够的机械强度和可塑性。常用的轴瓦材料有轴承合金、铜合金、粉末合金、铸铁、塑料和橡胶等。112滑动轴承为什么常开设油孔及油槽油孔及油槽应设在什么位置为什么油槽一般有哪些结构设计时应注意什么问题113校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F28000N,转速40R/MIN，两端轴颈的直径D80MM，轴瓦宽径比B/D14，材料为锡青铜ZCUSN10P1，润滑脂润滑。N112校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F18000N,转速40R/MIN，两端轴N颈的直径D120MM，轴瓦宽径比DB12，材料为锡青铜ZCUSN10P1，润滑脂润滑。解（1）求滑动轴承上的径向载荷RF铸件清理滚筒装载后，一开动，载荷即自行均布。所以，两端滑动轴承上受力相等，为280001400022RWFN（2）宽径比/1BD4，则1480112BMM（3）按非液体摩擦计算验算压强P，由（114）得1400015611280RFPBDMPA验算压强，由（117）得PVMPAM/S14000314804002611280601000P轴瓦材料为锡青铜ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。因此所选材料足够，两轴承采用润滑脂润滑。114有一非液体摩擦向心滑动轴承，B/D15，轴承材料的5MPA,10MPAM/S，轴颈直径100MM，轴的转速1000R/MIN，试问它允许承受多大的径向载荷PPVDN解（1）求滑动轴承的宽度B15100150MM（2）非液体摩擦向心滑动轴承应满足压强P要求，由（114）得PBDFR150100575000N（3）非液体摩擦向心滑动轴承应满足要求，由（117）得PVDNPVBDFR/10006060100015010010/314100100028662N4由以上可知，该轴承允许承受最大的径向载荷为28662N。115试设计一起重机卷筒上的非液体摩擦向心滑动轴承。已知轴颈直径90MM，轴的转速9R/MIN，轴颈的径向载荷100000N，轴承材料采用锡青铜。DNRF解（1）取宽径比，则21/DB1089021BMM（2）选择轴承结构并按非液体摩擦计算轴承采用整体式滑动轴承，轴瓦选用锡青铜ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。验算压强，由（114）得PMPAPFSFSYY计算重合度系数Y68860711750250750250AY设计计算MMYYZKTM65723FSFD6886000920247010985312232511211将模数圆整为标准值，取M3MM（4）几何尺寸计算MM7224311MZD252843MZDMM2216284A2423221ZZMMM45072701DBD502BMM,取MM605510521BBMM,取601BMM（5）校核齿面接触疲劳强度UUT11BDKZZZHEH221式中MPAZE818952HZ8703711434AZ351004531537250109835128705289112KH25211UUBDTZZZHEHH接触疲劳强度足够。轮的实际圆周速度（6）齿VV合适3579664612531518000由式917得（6）确定带的根数KKPPPZLC00由表94查得P0219KW,由表96查得P00459KW572565145021NNI由表97查得KA096由表93查得KL0989753912190459096098Z取4根。7）计算轴上的压力由表91查得Q017KG/M,故由式918得初拉力F020ZV152500QVKPFC2500105251017949221861531237179494096N由式919得作用在轴上的压力FQ010162882SIN2423717SIN18762222QFZFN95解（参考例题）解（1）选择普通V带型号由表95查得KA14，由式910得AP1475105KW（2）由表92取DPCK由图97选用A型V带确定带轮基准直径D1和D2190MM,由式96得35226565/0201901450/12112NDNDMM由表，但其误差小于5，故允许）（3）验算带速由式912得92取D2224MM（虽使N2略有增加11100060NDV836601000901450介于，合适。（4）确定带长和中心距A由式913得初定中心距A0450MM。由式914带长525M/S范围内27021021DDADD22490222490700A62882190A所以有得0212DDDD2100422AALMM140344224902450250902242400MM，由式915得实际中心距00由表93选用LD154482/140314004502/LLAADMM（5）验算小带轮上的包角1得由式91601201180ADD357,120881623575448902241800000合适（6）确定带的根数由式917得KKPPPZLC00由表表96查得P00169KW94查得P0107KW,由572565145021NNI由表97查得KA096由表93查得KL0961999609601690071510取10根。Z7）计算轴上的压力由表91查得Q01KG/M,故由式918得初拉力F020ZV152500QVKPFC97127836101960525105002N10836由式919得作用在轴上的压力FQ892530288F162SIN109712722SIN2010ZFQN由图97选用B型V带（2）确定带轮基准直径D1和D2式96得带的根数太多，选B型带。由表92取D1125MM,由1251450/1211238314565/0201NDNDMM由表但其误差小于5，故允许）（3）验算带速由式912得92取D2315MM（虽使N2略有减少，11100060NDV4996010001251450介于，合适。（4）确定带长和中心距A由式913得初定中心距A0600MM。由式914带长525M/S范围内27021021DDADD3151252315125700A所以有8803080A得0212DDDD2100422AALMM1919066004125315315125600222由表93选用LD2000MM，由式915得实际中心距00966462/19190620006002/LLAAD1MM（5）验算小带轮上的包角由式916得01201180ADD357,12088162357966461253151800000合适（6）确定带的根数由式917得KKPPPZLC00由表表96查得P00459KW94查得P0219KW,由572565145021NNI由表97查得KA096由表93查得KL0982149809604590192510取5根。Z7）计算轴上的压力由表91查得Q017KG/M,故由式918得初拉力F020ZV152500QVKPFC81924991701960525105002N5499由式919得作用在轴上的压力FQ521906288162SIN5819222SIN2010FZFQN97解（1）离心拉力FC由表99得08A链条的每米长质量Q06KG/M，节距P127MM，则1117127150054/601000601000ZPNS拉力FY水平布置，则垂度系数KY6。中心距VM22060540175NCFQV2垂度4040127508APMM058M。则垂度拉力FYN6069805081792YYFKQGA3链的紧边和松边拉力圆周力1000100015/054277778FPVN边拉力紧212777781790175279588YCFFFFN98解解（1）确定链轮齿数假定/S，由表910取小链轮齿数Z123，故Z2IZ1N1Z1/N297023/320692）确定链条节数松边拉力217920175181YCFFF（参考例题）V38M（初定中心距A050P由式922得2122102ZZPZZAL022APP147223696357122692371263522取链条节数LP148（3）确定由式924得链节距PTZACKKKPKP由表911查得KA13图918所示的左侧，由表912得估计此链传动工作于231192319Z0810811ZK111100148100260260PLLK选用双排链,由表913查得KP17，故3554212311117CPKW由图918查得，选用08A链条，节距P127MM。（4）中心距中心距，可取因中心距可以调节，不必计算实际AA050P50127635MM由式920得（5）验算链速SMPNZV7249707122311/100060100060符合原应采用油浴或飞溅润滑。（7）作用在轴上的压力假定（6）选择润滑方式由图919查得1375100010002060472AKPFNV取F13F13Q13FFQ20602678N例112某工程机械传动装置中轴承的配置形式如图1110所示，暂定轴承型号为7207AC。已知轴承载荷1000N，2100N，900N，转速970R/MIN，运转中受中等冲击，常温下工作，预期寿命3000H，试问所选轴承型号是否恰当。1RF/HL2RFAFN解（1）先计算轴承1、2的轴向力、1AF2AF由表119查得轴承的内部轴向力为N（方向见图所示）110680681000680RFFN（方向见图所示）2206806821001428RFF因为N214289002328AFF1F所以轴承1为压紧端N；122328AAFFF而轴承2为放松端N221428AFF图1110例112的轴承装置（2）计算轴承1、2的当量动载荷由表118查得E068，而11232823280681000ARFF；2214280682100ARFEF由表118可得041、087；1、0。故当量动载荷为1X1Y2X2Y11111ARFYFXP0411000087232824354N22222ARFYFXP12100014282100N（3）计算所需的径向基本额定动载荷/RC因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今，故应以轴承1的径向当量动载荷为计算依据。因常温下工作，查表115得1；受中等冲击载荷，查表116得1P2P1PTFDF15。所以1/31/3/116660152435460970300020417510110DRHTFPNCLFN（4）查滚动轴承样本或机械设计手册，得7207AC轴承的径向基本额定动载荷29000N。因为，故所选7207AC轴承适用。RC/1RCRCFNF习题111滑动轴承的轴瓦材料应具有什么性能试举几种常用的轴瓦材料。112滑动轴承为什么常开设油孔及油槽油孔及油槽应设在什么位置为什么油槽一般有哪些结构设计时应注意什么问题113校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F28000N,转速40R/MIN，两端轴颈的直径D80MM，轴瓦宽径比B/D14，材料为锡青铜ZCUSN10P1，润滑脂润滑。N114有一非液体摩擦向心滑动轴承，B/D15，轴承材料的5MPA,10MPAM/S，轴颈直径100MM，轴的转速1000R/MIN，试问它允许承受多大的径向载荷PPVDN115试设计一起重机卷筒上的非液体摩擦向心滑动轴承。已知轴颈直径90MM，轴的转速9R/MIN，轴颈的径向载荷100000N，轴承材料采用锡青铜。DNRF116一向心滑动轴承，轴颈角速度为，直径为，相对间隙为D（D，为直径间隙）。假定工作时轴颈与轴承同心，间隙内充满油，油的粘度为，轴瓦宽度为B。试证明油作用在轴颈上的阻力矩为22BDTF习题参考答案111滑动轴承的轴瓦材料应具有什么性能试举几种常用的轴瓦材料。解滑动轴承的轴瓦材料应具有的性能是1低摩擦系数，有良好的耐磨性、耐腐蚀性、抗胶合能力强；（2）热膨胀系数小，有良好的导热性；（3）有足够的机械强度和可塑性。常用的轴瓦材料有轴承合金、铜合金、粉末合金、铸铁、塑料和橡胶等。112滑动轴承为什么常开设油孔及油槽油孔及油槽应设在什么位置为什么油槽一般有哪些结构设计时应注意什么问题113校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F28000N,转速40R/MIN，两端轴颈的直径D80MM，轴瓦宽径比B/D14，材料为锡青铜ZCUSN10P1，润滑脂润滑。N112校核铸件清理滚筒上的一对滑动轴承。已知装载量加自重F18000N,转速40R/MIN，两端轴N颈的直径D120MM，轴瓦宽径比DB12，材料为锡青铜ZCUSN10P1，润滑脂润滑。解（1）求滑动轴承上的径向载荷RF铸件清理滚筒装载后，一开动，载荷即自行均布。所以，两端滑动轴承上受力相等，为280001400022RWFN（2）宽径比/1BD4，则1480112BMM（3）按非液体摩擦计算验算压强P，由（114）得1400015611280RFPBDMPA验算压强，由（117）得PVMPAM/S14000314804002611280601000P轴瓦材料为锡青铜ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。因此所选材料足够，两轴承采用润滑脂润滑。114有一非液体摩擦向心滑动轴承，B/D15，轴承材料的5MPA,10MPAM/S，轴颈直径100MM，轴的转速1000R/MIN，试问它允许承受多大的径向载荷PPVDN解（1）求滑动轴承的宽度B15100150MM（2）非液体摩擦向心滑动轴承应满足压强P要求，由（114）得PBDFR150100575000N（3）非液体摩擦向心滑动轴承应满足要求，由（117）得PVDNPVBDFR/10006060100015010010/314100100028662N4由以上可知，该轴承允许承受最大的径向载荷为28662N。115试设计一起重机卷筒上的非液体摩擦向心滑动轴承。已知轴颈直径90MM，轴的转速9R/MIN，轴颈的径向载荷100000N，轴承材料采用锡青铜。DNRF解（1）取宽径比，则21/DB1089021BMM（2）选择轴承结构并按非液体摩擦计算轴承采用整体式滑动轴承，轴瓦选用锡青铜ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。验算压强，由（114）得PMPAP合适。（6）确定带的根数Z由式917得00LCPZPPKK，由表94查得P0377KW,由表96查得P003KW由表97查得KA096由表92查得KL103，4740319603077318Z，取5根。（7）计算轴上的压力F0由表91查得Q017KG/M,故由式918得初拉力F02C0500251PFQVZVK75301161017019605216105185002N，由式（919）得作用在轴上的压力FQ01Q0162842SIN2530175SIN29837322FZFN。（8）带轮结构设计及绘制零件图（略）设计后带传动实际传动比IV带425/200212521，使轴转速N略有降低，误差小于5。若保持斜齿轮传动比I齿轮3386，则输送带速度下降幅度在允许范围内；也可在保证总传动比不变的前提下重新分配传动比，则输送带速度满足25M/S。本章采用后者IV2125，斜齿轮传动比I齿轮711/2125335，此时，重新计算轴的输入转速和转矩（其他参数不变）NN电机/IV带970/21254565R/MIN，T955106P/N955106144/456530125103NMM。五、斜齿轮传动设计计算见例63P87例63改为例63试设计某带式输送机单级减速器的斜齿轮传动。已知输入功率P144KW，小齿轮转速N14565R/MIN，传动比I335,两班制每年工作300天，工作寿命8年。带式输送机运转平稳，单向输送。解（1）选定齿轮材料、热处理方式、精度等级据题意，选闭式斜齿圆柱齿轮传动。此减速器的功率较大，大、小齿轮均选硬齿面，齿轮材料均选用20CR，渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC。齿轮精度初选7级。（2）初步选取主要参数取Z120，Z2IZ13352067，取A04，则D05I1A0534104088，符合表69范围。（3）初选螺旋角12。（4）按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计计算按式（634）计算法面模数213NF2D1F2COS,KTMYZSY确定公式内各参数计算值载荷系数K查表66，取K12；小齿轮的名义转矩T16611144955109551030125104565PTN3NMM；复合齿形系数YFS由1133202137COSCOS12VZZ，2233677159COSCOS12VZZ，查图621得，,FS1434YFS2396Y；重合度系数Y由T12111118832COS18832COS121642067ZZ得T0750750250250709164Y；螺旋角影响系数Y由1ND1DCOSZMBD及式（627）可得D1NTANSIN08820TAN121191ZBM，取1计算，1211120120Y09；许用应力查图622B，460MPA，FLIM1FLIM2查表67，取SF125，则FLIMF1F2F460368125SMPA；计算大、小齿轮的FSFY并进行比较因为F1F2，故FS1FS2YYFS1FS2F1F2YY，于是213NF2D1F12COSKTMYZSY32322123012510COS1243407090924508820368MM。（5）按齿面接触疲劳强度设计计算按式（632）计算小齿轮分度圆直径EH2131DH21ZZZZKTUDU确定公式中各参数值材料弹性影响系数ZE查表68,E1898MPAZ；由图633选取区域系数H245Z；重合度系数TT41107813164Z；螺旋角影响系数99012COSCOSZ；许用应力查图619B，HLIM1HLIM21500MPA查表67,取SH1，则HLIMH1H2H15001501SMPA于是EH2131DH21ZZZZKTUDU32321230125103351189824507810990883351500（）MM3943，1N1COS3943COS12192820DMZMM。（6）几何尺寸计算MNMAX245,1928245MM，；确定中心距根据设计准则，按表61圆整为标准值，取MN3MMN123206713342MZZMM，圆整取2COS2COS12AA135MM；确定螺旋角1232067ARCCOSARCCO22135NMZZA；N1132062COSCOS148351MZDMM；N22367208COSCOS148351MZDMM；D1088625456BDMM；MM，取取10MM，255B521BB160BMM。（7）验算初选精度等级是否合适圆周速度11DNV624565148601000601000M/S，V20M/S且富余较大，可参考表65有关条件将精度等级定为8级。（8）结、轴的设计计算见例141。构设计及绘制齿轮零件图（略）。六低速轴设计计算P206131改为示单级齿轮减速器，已知高速轴的输入功率P1144KW，转速N14565R/MIN；齿轮定轴上零件的装配方案（见1441节）6）P2P1121440990971383KW1为高速轴滚动轴承的效例例141如图145所传动主要参数法向模数MN3MM，传动比I335，小齿轮齿数Z120，分度圆的螺旋角14506，小齿轮分度圆直径D162MM，大齿轮分度圆直径D2208MM，中心矩A135MM，齿宽B160MM，B255MM。要求设计低速轴。解（1）拟（2）确定轴上零件的定位和固定方式（见图14（3）按扭转强度估算轴的直径选45号钢，低速轴的输入功率率，2为齿轮啮合效率；输出功率P2P2313830991369KW3为低速轴滚动轴承的效率；低速轴的转速N2N1/I4565/3351363R/MIN。可得2313P3MIN69103126478858571363DCNNULLNULLMM（4）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径,轴径应增加5，取55MM，根据计算转矩从联轴器向左取第一段，由于联轴器处有一键槽66629551095510136910PNMM，CAA21413431363ATKTKN查标准GB/T50142003，选用LX4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为L184MM,轴段长L180MM；L2轴承端盖内壁间80MM、径为80MM，长度为L58MM；其直径应，长度L725MM。（5）06P2/N29551061383/1363969103NMM右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求，取该轴段直径为标准系列值的63MM，轴段长度长度端盖端面与联轴器端面间距。轴承端盖尺寸按轴承外径大小、连接螺栓尺寸来确定，根据便于轴承端盖的装拆及对轴承添加润滑脂的要求，再结合箱体设计时轴承座结构尺寸要求，取该轴段长L250MM；右起第三段，该段装滚动轴承，取该轴段直径为65MM，轴段长度L3轴承宽轴承端面与箱体距箱体内壁与齿轮端面间距。因为轴承有轴向力和径向力，暂选用角接触球轴承7213C，其尺寸为DDB65MM120MM23MM，支反力作用点距轴承外端面242MM。根据系统结构设计中齿轮端面离箱体内壁应大于箱体壁厚、轴承端面距箱体内壁约为315MM（脂润滑取大值）等要求，取该轴段长L352MM；右起第四段，该段装有齿轮，直径取70MM，根据键连接强度计算（见例题112），齿轮轮毂长键长63MM。为了保证定位的可靠性，取轴的长度为L478MM；右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，需有定位轴肩，取轴肩直右起第六段，该段为滚动轴承的定位轴肩因本齿轮传动的圆周速度很小，可不考虑安装挡油环，小于滚动轴承内圈外径，取74MM，长度L617MM；右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径65MM求齿轮上作用力的大小、方向作用在齿轮上的转矩为T29551圆周力3TN2T22969109317420822FD径向力T2R2“TAN93173TAN2035082COSCOS14506FFOON轴向力FA2FT2TAN93174TAN145062468NFT2,、（6）作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如图1417所示的力学模型原图尺寸“87N；FR2、FA2的方向如图所示。轴承的径向支反力根据轴承支反力的62”改为“64”、“106”改为“116”。水平面的径向支反力FHAFHBFT2/2465垂直面的径向支反力FVAFA2D2/2FR264/1282468208/23508264/12/37592N；容尚未修改）210382512N，FVBFA2D2/2FR2641282468208/23508264/128（7）画弯矩图（图上内剖面C处的弯矩水平面的弯矩MHCFHA64298NMM；垂直面的弯矩MVC1FVA64161103NMM，MVC2FVA64FA2D2/22406103NMM。合成弯矩2222C1129821612986MMMNM，HCVC2222C2HCVC2298224063832MMMN（8）画转矩图TFT2D2/2969NM。为脉动循环，06，M。（9）画当量弯矩图因轴是单向回转，转矩剖面C处的当量弯矩2222EC2C23832069696963MMTNM。（10）判断危险截面并验算强度直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。轴的材料为45钢，剖面C右侧当量弯矩最大，而其调处理，由表141查得许用弯曲应力160MPA。EME/WME/（01D3）6963103/（01703）203MPA轴承B为压紧端ABAA31725246856405FFFN；而轴承A为放松端AAA31725FFN（2）计算轴承A、B的当量动载荷由表129查得E068，而AARA3172506846655FEF；ABRB56405094259862FEF由表129可得AX1、0；AYBX041、087。故当量动载荷为BYAARAAAPXFYFA14665503172546655NBBRBBAPXFYFB041598620875640573616N（3）计算所需的径向基本额定动载荷/RC因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为，故应以轴承B的径向当量动载荷为计算依据。BPAPBP两班制工作，一年按300个工作日计算，则LH16300314400H，因常温下工作，查表126得1；受冲击载荷较小，查表127得TFDF11，所以1/31/3DBRBH66T6011736166013631440039691711010FPNCLFN（4）查表125得7213AC轴承的径向基本额定动载荷66500N。因为，故所选7213AC轴承安全。RC/RBCRC八、平键连接的选择和计算大齿轮与轴的键连接设计计算见例112。图1210例123的轴承装置P165例102改为例112如图1125A所示，齿轮轮毂与轴采用普通平键连接。己知轴径D70MM，初定轮毂长度等于齿宽55MM，传递转矩T969103NMM，有轻微冲击，轮毂材料为40CR，轴的材料45钢。试确定平键的连接尺寸，并校核连接强度。若连接强度不足，可采取什么措施解（1）选取平键尺寸选取A型普通平键，根据轴的直径D70MM，查表116知平键的截面尺寸宽度B20MM，高H12MM，当轮毂长度为55MM时，取键长L50MM。（2）校核键的连接强度查表117，得P100120MPA。由式（1122）得3PP4449691070125020TTDHLDHLB158MPAP。（3）改进措施由于校核后平键的强度不够，需采取改进措施。方法之一是增大轮毂长度，根据计算，取轮毂长80MM、键长63MM是合适的。此外，（接原版）可采用双键。九、联轴器的选择计算见例141十、箱体及其附件设计计算例91试设计某带式输送机传动系统的V带传动，已知三相异步电动机的额定功率P15KW,转速N970R/MIN，传动比I21，两班制工作。解（1）求求计计算算功功率率PC由式（910）得PCKAP，查表95工况系数KA12，得PC121518KW。（2）选择普通V带型号根据PC18KW和N1970R/MIN查图97知应选B型V带。（3）确定带轮基准直径D1、D2查表92知B型V带轮的最小基准直径为125MM，又从图97中查出D1建议值为160220MM，故暂取D1200MM。则由式（96）得大带轮的基准直径为2112120010024116DIDMM，按表92取D2425MM。（4）验算带速由式（912）得112009701016601000601000DNM/S，介于525M/S范围之内，合适。（5）确定基准长度LD和实际中心距A由式913得27021021DDADD，即，0072004252200425A所以有043751250,A初定中心距MM，0800A由式914得带长为2210120222442520028002004252425976MMDDDDDLADA80由表93选用基准长度LD2500MM，由式915得实际中心距0250025976800751222DDLLAAMM。中心距的变动范围为AMINA0015LD7512001525007137MM，AMAXA003LD751200325008262MM。（6）验算小带轮包角1由式（916）得211425200180573180573162841207512DDA,合适。（7）确定V带根数Z由式（917）得C00PZPPKKL，由表94查得P0377KW，由表96查得P003KW；由表97查得K096；由表93查得KL103，则1844737703096103Z，取Z5根。（8）求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由式（918）得2C0500251PFQZK，查表91知Q017KG/M，得2050018251017101630175510160965FN，由式（919）得10162842SIN2530175SIN29837322QFZFN结果选用5根B2500GB/T115441997的V带，A773MM，D1200MM，D2400MM。（9）带轮结构设计及绘制零件图（略）注意设计过程中（特别是靠前面的步骤）参数的选择范围较大，如小带轮的最小基准直径D1可为160220MM，选择余地大，不同取值会使设计结果产生较大的差异，比如可能导致V带的根数达到6、7根之多。所以，在对参数取值时应对结果的趋势有所预见，如结果不合理，可适当调整所取参数值重新设计。习题解答1摇杆返回摆角必须大于棘轮上一个齿所对应的圆心角（否则下一个推程无效），360/409S（P/360）0075MM2为了避免刚性冲击，拨盘圆销入槽时速度应沿槽轮的半径方向，于是为使槽轮完成一次转动，拨盘转角21必须大于而小于2，所以内槽轮机构的圆销数只能有一个，即N1。又槽轮每次转动角度222/Z，运动系数3124（见教材各节末段总结）ZZZ222221ZZTTD22221132ZZ或221323/2123/2JDDTTT236121121NNNZN例112如图1125A所示，齿轮轮毂与轴采用普通平键连接。己知轴径D70MM，初定轮毂长度等于齿宽55MM，传递转矩T969103NMM，有轻微冲击，轮毂材料为40CR，轴的材料45钢。试确定平键的连接尺寸，并校核连接强度。若连接强度不足，可采取什么措施解（1）选取平键尺寸选取A型普通平键，根据轴的直径D70MM，查表116知平键的截面尺寸宽度B20MM，高H12MM，当轮毂长度为55MM时，取键长L50MM。2校核键的连接强度查表117，得P100120MPA。由式（1122）得3PP4449691070125020TTDHLDHLB158MPAP。3改进措施由于校核后平键的强度不够，需采取改进措施。方法之一是增大轮毂长度，根据计算，取轮毂长80MM、键长63MM是合适的。此外，（接原版）可采用双键。习题解答1连接轴与轴以传递运动和转矩；用来操纵机器传动系统的断续以便进行变速及转向等。2由于外齿的齿顶制成椭球面，且保证与内齿啮合后具有适当的顶隙和侧隙，故在传动时，套筒可有轴向和径向位移以及角位移。3从动，操纵机构使其作轴向移动4当所需制动力矩小，制动器体积小，重量轻且对安装可靠性要求不高时，制动器通常安装在传动系统的高速轴上；反之安装在低速轴上。5（1）类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。（2）载荷计算公称转矩MNMNNPT48999601095509550，由表141查得22，故得计算转矩AKMNMNTKTACA86218489922（3）型号选择由GB432384中查得TL6型弹性套柱销联轴器的许用转矩为250NM，许用最大转速3800R/MIN，轴径为3242MM之间，故满足要求。其它计算从略。171解由题图可知，传动系统是一个空间定轴轮系，可分为两个并联支系12AB、3456789。传动比计算包括转动方向判断和传动比大小计算，题目要求判断滚刀的轮齿旋向、计算齿数比Z5/Z7。在图上用画箭头的方法判断轮1、2、A、B、8、9等各空间交叉轴之间的转向关系，滚刀切蜗轮相当于蜗杆传动，轮坯B与轮9、轮1与轮3分别同轴，转速一致。轮3、4、5、6、7各轴互相平行，为平面定轴轮系，其转向关系既可采用画箭头的方法也可采用（1）K的方法。经过画箭头判断，单头滚刀轮齿的旋向应为左旋。（图上不应有旋向线，下次印刷去掉）传动比大小的计算I1B错误未定义书签。错误未定义书签。错误未定义书签。1BNN212864179215115BAZZZZI3733467777356553571153NZZZZZNZZZZ错误未定义书签。I89错误未定义书签。899840401NZNZ于是由N1N3、N7N8、NBN9可求得齿数比572532ZZ72解由题图可知，传动系统是一个串联的空间定轴轮系，已知输入参数求输出参数。在图上用画箭头的方法判断各轮轴之间的转向关系，可判断出齿条6的速度方向水平向右。传动比大小计算22311331225405120202ZZNINZZ；3434434035NZINZ；54455460302ZNINZ；655555520480MM/MINVNDZMNNN，于是由N3N3、N4N4、N5N5可求得61466MM/MIN244M/SV73解由题图可知，传动系统是一个串联的平面定轴轮系。1根据轮1和轮3同心，由中心距条件可得123222MMZZZZ2即22060ZZ解得220Z，同理得420Z2轮2、轮4为惰轮，则223515213601920ZZIZZ74解由题图可知，钟表传动机构是一个混联的平面定轴轮系，N12（M、3、9）串联2个并联分支3456（S）78E、9101112（H）。之后又有2536064160SNZZISM6488M21012MH911242411286MHZZNINZZ75解由题图可知，轮1、3均为太阳轮，传动系统是一个差动轮系。当轮1和轮3的转动方向关系不同时，系杆H的速度将不同。利用其转化轮系的传动比进行计算12311331220151160306HHHZZNNINNZZ；A同向，即21,NN6115050HHNN，解得，方向与相同。90R/MINHN31,NNB反向，即31,NN6115050HHNN，解得，方向与相同。30R/MINHN2N76解由题图可知，手动葫芦工作时，轮3为固定轮，传动系统是一个行星轮系。利用其转换轮系计算传动比，则有123331215543130182HSHSHNNZZINNZZ252523103HSSHHSHSNNINNNNNQ77解由题图可知，轮1为固定轮，传动系统是一个行星轮系。利用其转换轮系计算传动比，则有011122121HHHHH2ZNNNIZNNN即11015151351215ZZ78解由题图可知，轮3为固定轮，传动系统是一个行星轮系。利用其转换轮系计算传动比，则有2132133211HHHZZNNIZZNN