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第三章 机械零件的强度 3 1 表面化学热处理 高频表面淬火 表面硬化加工 3 2 3 3 3 截面形状突变 增大 3 4 1 1 3 5 1 3 6 答 零件上的应力接近屈服极限 疲劳破坏发生在应力循环次数在 103 104范围内 零件破坏断口处 有塑性变形的特征 这种疲劳破坏称为低周疲劳破坏 例如飞机起落架 火箭发射架中的零件 零件上的应力远低于屈服极限 疲劳破坏发生在应力循环次数大于 104时 零件破坏断口处无塑性 变形的特征 这种疲劳破坏称为高周疲劳破坏 例如一般机械上的齿轮 轴承 螺栓等通用零件 3 7 答 材料的持久疲劳极限 r 所对应的循环次数为 d n 不同的材料有不同的 d n值 有时 d n很大 为 了便于材料的疲劳试验 人为地规定一个循环次数 0 n 称为循环基数 所对应的极限应力 r 称为材料 的疲劳极限 r 和 d n为材料所固有的性质 通常是不知道的 在设计计算时 当 0 nn 时 则取 rrn 3 8 答 图 a 中a点为静应力 1 r 图 b 中a点为对称循环变应力 1 r 图 c 中a点为不对称循环变 应力 11 n时 在一定的应力变化规律下 如果极限应力点落在极限应力线图中的屈服曲线gc上时 也 应按静强度条件计算 如果极限应力点落在极限应力线图中的疲劳曲线ag上时 则应按疲劳强度条件 计算 3 12 答 在单向稳定变应力下工作的零件 应当在零件的极限应力线图中 根据零件的应力变化规律 由计 算的方法或由作图的方法确定其极限应力 1 3 13 答 该假说认为零件在每次循环变应力作用下 造成的损伤程度是可以累加的 应力循环次数增加 损 伤程度也增加 两者满足线性关系 当损伤达到 100 时 零件发生疲劳破坏 疲劳损伤线性累积假说 的数学表达式为 ni ni 1 3 14 答 首先求出在单向应力状态下的计算安全系数 即求出只承受法向应力时的计算安全系数 s 和只承 受切向应力时的计算安全系数 s 然后由公式 3 35 求出在双向应力状态下的计算安全系数 sca 要求 sca s 设计安全系数 3 15 答 影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小 零件的尺寸 零件的表面质量以及零件 的强化方式 提高的措施是 1 降低零件应力集中的影响 2 提高零件的表面质量 3 对零件进行 热处理和强化处理 4 选用疲劳强度高的材料 5 尽可能地减少或消除零件表面的初始裂纹等 3 16 答 结构内部裂纹和缺陷的存在是导致低应力断裂的内在原因 3 17 答 应力强度因子 i k表征裂纹顶端附近应力场的强弱 平面应变断裂韧度 ic k表征材料阻止裂纹失稳 扩展的能力 若 i k ic k 则裂纹不会失稳扩散 若 i k ic k 则裂纹将失稳扩展 3 18 解 已知mpa750 b mpa550 s mpa350 1 由公式 3 3 各对应循环次数下的疲劳极限 分别为 s m n n n mpa8 583 105 105 350 4 6 9 1 0 111 因此 取 sn mpa550 11 mpa452 105 105 350 5 6 9 2 0 121 n n m n 1 7 6 9 3 0 131 mpa271 105 105 350 n n m n 因此 取 131 mpa350 n 3 19 解 1 确定有效应力集中系数 尺寸系数和表面质量系数 查附表 3 2 由2 140 48 dd 075 040 3 dr 用线性插值法计算 和 82 1 04 010 0 09 262 1 04 0075 0 09 2 47 1 04 010 0 66 133 1 04 0075 0 66 1 查附图 3 1 由mpa650 b mm3 r 查得84 0 q 86 0 q 由公式 附 3 4 有效应 力集中系数 69 1 182 1 84 01 1 1 qk 40 1 147 1 86 01 1 1 qk 查附图 3 2 取77 0 查附图 3 3 取86 0 查附图 3 4 取86 0 零件不 强化处理 则1 q 2 计算综合影响系数 2 3 由公式 3 12 和 3 14b 综合影响系数 36 2 1 1 1 86 0 1 77 0 69 1 1 1 1 q k k 79 1 1 1 1 86 0 1 86 0 40 1 1 1 1 q k k 3 20 解 1 计算法 已知mpa190 max mpa110 min m 和 a 分别为 mpa150 2 110190 2 minmax m mpa40 2 110190 2 minmax a 由公式 3 21 计算安全系数 5 1 40150 0 2 150 2 00 2 300 1 am m ca k k s 2 图解法 由公式 3 6 知 脉动循环的疲劳极限 0 为 mpa500 2 01 3002 1 2 1 0 mpa150 0 2 300 1 k mpa125 0 22 500 2 0 k 根据点a 0 150 点d 250 125 和点c 360 0 绘出零件的极限应力线图 过工作应力 点m 150 40 作垂线交ag线于 m 点 则计算安全系数 5 1 40150 135150 am am mm mm sca 题解 3 20 图 3 21 解 1 求计算安全系数 ca s 由公式 3 31 由于 13 对材料的寿命无影响 故略去 计算应力 mpa5 275 4001050010 105 11 9594 6 9 1 0 z i m ii m ca n n 由公式 3 33 试件的计算安全系数 27 1 5 275 350 1 ca ca s 2 求试件破坏前的循环次数n 由公式 3 1 a 各疲劳极限 rn 所对应的循环次数n分别为 201768 500 350 105 96 1 1 01 m nn 1503289 400 350 105 96 2 1 02 m nn 520799 450 350 105 961 0 m nn 由公式 3 28 试件破坏前的循环次数 5 54 2 2 1 1 106 4460343520799 1503289 10 201768 10 1 1 n n n n n n 3 22 解 1 计算平均应力和应力幅 材料的弯曲应力和扭转切应力分别为 mpa88 46 401 0 10300 1 0 3 3 3 d m w m b mpa5 62 402 0 10800 2 0 3 3 3 d t w t t 弯曲应力为对称循环变应力 故0 m mpa88 46 ba 扭转切应力为脉动循环变应力 故mpa25 315 625 05 0 am 2 求计算安全系数 由公式 3 17 零件承受单向应力时的计算安全系数 44 3 02 088 462 2 355 1 ma k s 37 3 25 311 025 318 1 200 1 ma k s 由公式 3 35 零件承受双向应力时的计算安全系数 41 2 37 344 3 37 344 3 2222 ss ss sca 3 23 答 由式 3 44 可靠性系数 为 5 1 3040 525600 2222 sr sr 由附表 3 12 查得对应的可靠度 r 1 5 0 93319 4 第四章 摩擦 磨损及润滑概述 4 1 略 4 2 答 膜厚比 是指两滑动表面间的最小公称油膜厚度与两表面轮廓的均方根偏差的比值 边界摩擦状态 时 1 流体摩擦状态时 3 混合摩擦状态时 1 3 4 3 略 4 4 答 润滑剂的极性分子吸附在金属表面上形成的分子膜称为边界膜 边界膜按其形成机理的不同分为吸 附膜和反应膜 吸附膜是由润滑剂的极性分子力 或分子的化学键和力 吸附于金属表面形成的膜 反 应膜是由润滑剂中的元素与金属起化学反应形成的薄膜 在润滑剂中加入适量的油性添加剂或极压添加剂 都能提高边界膜强度 4 5 答 零件的磨损过程大致分为三个阶段 即磨合阶段 稳定磨损阶段以及剧烈磨损阶段 磨合阶段使接触轮廓峰压碎或塑性变形 形成稳定的最佳粗糙面 磨合是磨损的不稳定阶段 在零 件的整个工作时间内所占比率很小 稳定磨损阶段磨损缓慢 这一阶段的长短代表了零件使用寿命的长 短 剧烈磨损阶段零件的运动副间隙增大 动载荷增大 噪声和振动增大 需更换零件 4 6 答 根据磨损机理的不同 磨损分为粘附磨损 磨粒磨损 疲劳磨损 冲蚀磨损 腐蚀磨损和微动磨损 等 主要特点略 4 7 答 润滑油的粘度即为润滑油的流动阻力 润滑油的粘性定律 在液体中任何点处的切应力均与该处流 体的速度梯度成正比 即yu 在摩擦学中 把凡是服从粘性定律的流体都称为牛顿液体 4 8 答 粘度通常分为以下几种 动力粘度 运动粘度 条件粘度 按国际单位制 动力粘度的单位为 pa s 帕 秒 运动粘度的单位为 m2 s 在我国条件粘度的 单位为 et 恩氏度 运动粘度 t与条件粘度 e的换算关系见式 4 5 动力粘度 与运动粘度 t 的关系见式 4 4 4 9 答 润滑油的主要性能指标有 粘度 润滑性 极压性 闪点 凝点 氧化稳定性 润滑脂的主要性能 指标有 锥入度 稠度 滴点 4 10 答 在润滑油和润滑脂中加入添加剂的作用如下 1 提高润滑油的油性 极压性和在极端工作条件下更有效工作的能力 2 推迟润滑剂的老化变质 延长润滑剂的正常使用寿命 3 改善润滑剂的物理性能 例如降低凝点 消除泡沫 提高粘度 改善其粘 温特性等 4 11 答 流体动力润滑是利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润滑 流体静力润滑是从外部将加压的油送入摩擦面间 强迫形成承载油膜的润滑 流体静力润滑的承载能力不依赖于流体粘度 故能用低粘度的润滑油 使摩擦副既有高的承载能力 又有低的摩擦力矩 流体静力润滑能在各种转速情况下建立稳定的承载油膜 4 12 答 5 流体动力润滑通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题 弹性流体动力润滑是研究在相互滚动 或伴有滑动的滚动 条件下 两弹性体之间的润滑问题 流体动力润滑把零件摩擦表面视为刚体 并认为润滑剂的粘度不随压力而改变 弹性流体动力润滑 考虑到零件摩擦表面的弹性变形对润滑的影响 并考虑到润滑剂的粘度随压力变化对润滑的影响 第五章 螺纹连接和螺旋传动 5 1 大径 中径 小径 5 2 3 1 1 3 5 3 2 5 4 90 螺纹根部 5 5 3 5 6 4 5 7 答 常用螺纹有普通螺纹 管螺纹 梯形螺纹 矩形螺纹和锯齿形螺纹等 前两种螺纹主要用于连接 后三种螺纹主要用于传动 对连接螺纹的要求是自锁性好 有足够的连接强度 对传动螺纹的要求是传动精度高 效率高 以 及具有足够的强度和耐磨性 5 8 答 螺纹的余留长度越长 则螺栓杆的刚度 b c越低 这对提高螺栓连接的疲劳强度有利 因此 承受 变载荷和冲击载荷的螺栓连接 要求有较长的余留长度 5 9 略 5 10 答 普通螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆螺纹部分断裂 设计准则是保证螺栓的静力拉伸强度或疲劳 拉伸强度 铰制孔用螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆和孔壁被压溃或螺栓杆被剪断 设计准则是保证连接的 挤压强度和螺栓的剪切强度 5 11 答 螺栓头 螺母和螺纹牙的结构尺寸是根据与螺杆的等强度条件及使用经验规定的 实践中很少发生 失效 因此 通常不需要进行强度计算 5 12 答 普通紧螺栓连接所受轴向工作载荷为脉动循环时 螺栓上的总载荷为不变号的不对称循环变载荷 10 r 所受横向工作载荷为脉动循环时 螺栓上的总载荷为静载荷 1 r 5 13 答 螺栓的性能等级为 8 8 级 与其相配的螺母的性能等级为 8 级 大直径时为 9 级 性能等级小数 点前的数字代表材料抗拉强度极限的 1 100 b 100 小数点后面的数字代表材料的屈服极限与抗拉 强度极限之比值的 10 倍 10 s b 5 14 答 在不控制预紧力的情况下 螺栓连接的安全系数与螺栓直径有关 螺栓直径越小 则安全系数取得 越大 这是因为扳手的长度随螺栓直径减小而线性减短 而螺栓的承载能力随螺栓直径减小而平方性降 低 因此 用扳手拧紧螺栓时 螺栓直径越细越易过拧紧 造成螺栓过载断裂 所以小直径的螺栓应取 较大的安全系数 5 15 答 降低螺栓的刚度或增大被连接件的刚度 将会提高螺栓连接的疲劳强度 降低连接的紧密性 反之 则降低螺栓连接的疲劳强度 提高连接的紧密性 5 16 答 6 第八章 带转动 8 1 2 8 2 3 3 8 3 拉应力 离心拉应力 弯曲应力 cb 11 带的紧边开始绕上小带轮 8 4 2 8 5 预紧力 f0 包角 和摩擦系数 f 8 6 略 8 7 答 p0随小带轮转速增大而增大 当转速超过一定值后 p0随小带轮转速的进一步增大而下降 这是 因为 p fev 在带传动能力允许的范围内 随着小带轮转速的增大 带速 v 增大 带传递的功率增大 然而当转速超过一定值后 由于离心力的影响 使得带所能传递的有效拉力 fe下降 因此 小带轮转 速进一步增大时 带的传动能力 p0下降 8 8 略 8 9 答 v 带绕在带轮上 顶胶变窄 底胶变宽 宽度不改变处称为带的节宽 bp 把 v 带套在规定尺寸的 测量带轮上 在规定的张紧力下 沿 v 带的节宽巡行一周的长度即为 v 带的基准长度 ld v 带轮的基 准直径是指带轮槽宽尺寸等于带的节宽尺寸处的带轮直径 8 10 答 若大带轮上的负载为恒功率负载 则转速高时带轮上的有效拉力小 转速低时有效拉力大 因此 应当按转速为 500r min 来设计带传动 若大带轮上的负载为恒转矩负载 则转速高时输出功率大 转速低时输出功率小 因此 应当按转 速为 1000r min 来设计带传动 8 11 答 因为单根普通 v 带的基本额定功率 p0是在 i 1 主 从动带轮都是小带轮 的条件下实验得到的 当 i 1 时 大带轮上带的弯曲应力小 对带的损伤减少 在相同的使用寿命情况下 允许带传递更大 一些的功率 因此引入额定功率增量 p0 8 12 答 摩擦系数f增大 则带的传动能力增大 反之则减小 这样做不合理 因为若带轮工作面加工得 粗糙 则带的磨损加剧 带的寿命缩短 8 13 答 在带传动中 带的弹性滑动是因为带的弹性变形以及传递动力时松 紧边的拉力差造成的 是带在 轮上的局部滑动 弹性滑动是带传动所固有的 是不可避免的 弹性滑动使带传动的传动比增大 当带传动的负载过大 超过带与轮间的最大摩擦力时 将发生打滑 打滑时带在轮上全面滑动 打 滑是带传动的一种失效形式 是可以避免的 打滑首先发生在小带轮上 因为小带轮上带的包角小 带 与轮间所能产生的最大摩擦力较小 8 14 答 小带轮的基准直径过小 将使 v 带在小带轮上的弯曲应力过大 使带的使用寿命下降 小带轮的 基准直径过小 也使得带传递的功率过小 带的传动能力没有得到充分利用 是一种不合理的设计 带速 v 过小 带所能传递的功率也过小 因为 p fv 带的传动能力没有得到充分利用 带速 v 过大 离心力使得带的传动能力下降过大 带传动在不利条件下工作 应当避免 8 15 答 带传动的中心距 a 过小 会减小小带轮的包角 使得带所能传递的功率下降 中心距 a 过小也使得带的 长度过小 在同样的使用寿命条件下 单根带所能传递的功率下降 中心距小的好处是带传动的 15 结构尺寸紧凑 带传动中心距 a 过大的优缺点则相反 且中心距过大使得带传动时松边抖动过大 传动不平稳 初拉力 f0过小 带的传动能力过小 带的传动能力没有得到充分利用 初拉力 f0大 则带的传动 能力大 但是 初拉力过大将使的带的寿命显著下降 也是不合适的 带的根数 z 过少 例如 z 1 这有可能是由于将带的型号选得过大而造成的 这使得带传动的结 构尺寸偏大而不合适 如果带传动传递的功率确实很小 只需要一根小型号的带就可以了 这时使用 z 1 完全合适 带的根数 z 过多 将会造成带轮过宽 而且各根带的受力不均匀 带长偏差造成 每 根带的能力得不到充分利用 应当改换带的型号重新进行设计 8 16 答 输送机的f不变 v提高 30 左右 则输出功率增大 30 左右 三种方案都可以使输送带的速度v 提高 但 v 带传动的工作能力却是不同的 1 2d d减小 v 带传动的工作能力没有提高 0 p l k a k 0 p 基本不变 传递功率增大 30 将使小带轮打滑 故该方案不合理 2 1d d增大 v 带传动的工作能力提高 0 p增大 30 左右 l k a k 0 p 基本不变 故该方 案合理 3 d增大不会改变 v 带传动的工作能力 故该方案不合理 8 17 答 应全部更换 因为带工作一段时间后带长会增大 新 旧带的长度相差很大 这样会加剧载荷在各 带上分配不均现象 影响传动能力 8 18 答 带在使用过程中会伸长变形 造成带对轮的张紧力下降 将中心距设计成可调节的 可方便的调 节带中的张紧力大小 对于中心距不可调节的带传动 只能采用张紧轮来调节带中的张紧力 对于 v 带传动 张紧轮应当布置在松边靠近大带轮处 并且从内向外张紧 8 19 略 8 20 解 由公式 8 22 带的基准长度 mm2499 8154 140400 400140 2 8152 4 2 2 2 2 12 21 0 a dd ddal dd ddd 查表 8 2 mm2500 d l 由公式 8 7 小带轮的包角 7 1615 57 815 140400 1805 57180 12 1 a dd dd 查表 8 5 95 0 k 查表 8 2 09 1 l k 查表 8 4a kw28 2 0 p 查表 8 4b kw17 0 0 p 查表 8 7 取2 1 a k 带的计算功率pkp aca 由公式 8 26 带所允许传递的功率 kw46 8 2 1 09 195 0 17 028 2 4 00 a l k kkppz p 8 21 解 查表 8 7 取2 1 a k 带传动的计算功率 kw32 46 32 1 pkp aca 查图 8 11 由kw32 4 ca p r min1440 1 n 选取 a 型普通 v 带 由公式 8 22 带的基准长 度 16 mm1606 5304 90250 25090 2 5302 4 2 2 2 0 2 12 2100 a dd ddal dd ddd 查表 8 2 mm1600 d l 0 aa 由公式 8 7 小带轮的包角 6 1625 57 530 90250 1805 57180 12 1 a dd dd 查表 8 5 取955 0 k 查表 8 2 取99 0 l k 查表 8 4a 取kw07 1 0 p 查表 8 4b 取 kw17 0 0 p 由公式 8 26 带的根数 68 3 99 0955 0 17 007 1 32 4 00 l ca kkpp p z 取4 z 型号为 a 型 8 22 解 由公式 8 4 带传动的有效拉力 n750 10 5 7 10001000 v p fe 由公式 8 3 有效拉力 22221 2ffffffe 因此 带的松边拉力和紧边拉力分别为 n750 2 e ff n15002 21 ff 由公式 8 1 带的初拉力 n1125 7501500 2 1 2 1 210 fff 8 23 略 8 24 答 图 a 为平带传动 张紧轮应布置在松边 从外向内张紧 张紧轮靠近小带轮 可增大小带轮的 包角 图 b 为 v 带传动 张紧轮应布置在松边 从内向外张紧 张紧轮靠近大带轮 以免减少小带 轮的包角 8 25 解 题解 8 25 图 17 第九章 链转动 9 1 3 9 2 内链板与套筒 外链板与销轴 滚子与套筒 套筒与销轴 9 3 销轴与套筒 9 4 越高 越大 越少 9 5 链条疲劳破坏 链条铰链的磨损 链条铰链的胶合 链条静力破坏 链条的疲劳强度 9 6 略 9 7 答 由于链条制造精度的影响 链条的排数过多 将使得各排链承受的载荷不易均匀 9 8 答 对链轮材料的基本要求是具有足够的耐磨性和强度 由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮的多 小链轮轮齿受到链条的冲击也较大 故小链轮应采用较好的材料 并具有较高的硬度 9 9 答 与滚子链相比 齿形链传动平稳 噪声小 承受冲击性能好 效率高 工作可靠 故常用于高速 大传动比和小中心距等工作条件较为严酷的场合 但是齿形链比滚子链结构复杂 难于制造 价格较高 滚子链用于一般工作场合 9 10 答 国家标准 gb t1243 1997 中没有规定具体的链轮齿形 仅规定了最小和最大齿槽形状及其极限参 数 实际齿槽形状位于最小与最大齿槽形状之间 都是合适的滚子链齿形 9 11 答 链传动为链轮和链条的啮合传动 平均传动比 1212 zzi 为常数 由于链传动的多边形效应 瞬时 传动比 s i是变化的 9 12 答 链传动的额定功率曲线的实验条件和修正项目见教材 176 177 页 9 13 答 若只考虑链条铰链的磨损 脱链通常发生在大链轮上 因为由公式 z d 180 sinp 可知 当d 一 定时 齿数z越多 允许的节距增长量p 就越小 故大链轮上容易发生脱链 9 14 答 小链轮的齿数 z1过小 运动不均匀性和动载荷增大 在转速和功率给定的情况下 z1过小使得链 条上的有效圆周力增大 加速了链条和小链轮的磨损 小链轮齿数 z1过大将使的大链轮齿数 z2过大 既增大了链传动的结构尺寸和重量 又造成链条在 大链轮上易于跳齿和脱链 降低了链条的使用寿命 9 15 答 链的节距越大 则链条的承载能力就越大 动载荷也越大 周期性速度波动的幅值也越大 在高速 重载工况下 应选择小节距多排链 9 16 答 链传动的中心距一般取为 a0 30 50 p p 为链节距 中心距过小 单位时间内链条的绕转次数增 多 链条的磨损和疲劳加剧 链的使用寿命下降 中心距过小则链条在小链轮上的包角变小 链轮齿上 的载荷增大 中心距过大 则链条松边的垂度过大 链条上下抖动加剧 且链传动的结构尺寸过大 9 17 答 链传动的润滑方式有 定期人工润滑 滴油润滑 油池润滑或油盘飞溅润滑 压力供油润滑 确 定润滑方式时是根据链条速度 v 大小以及链号 即链节距 大小 由润滑范围选择图 9 14 选取润滑方 式 18 9 18 答 1 从动轮齿数不变 则主动小链轮齿数变为 8 20900 25075 122121 nnzizz z 取21 1 z 小链轮的齿数从 25 减少到 21 齿数系数 kz增大 根据公式 9 15 在相同的计算功 率 pca的情况下 链传动所能传递的功率 p 下降 2 主动轮齿数不变 则从动大链轮齿数变为 90250 90025 2111212 nnzizz 大链轮的齿数从 75 增加到 90 其他参数不变 由公式 9 15 可知 在相同的计算功率 pca的情况下 链传动所能传递的功率 p 不变 9 19 解 由公式 9 2 大链轮的齿数 09 61 330 21960 2 11 1 n zn z 取61 2 z 由公式 9 16 链节数 3 136 600 7 12 2 2161 2 6121 7 12 6002 2 2 2 2 0 212210 0 a pzzzz p a lp 取136 p l 查图 9 13 由 z1 21 查的齿数系数 z k 1 2 根据r min960 1 n mm7 12 p 08a 查图 9 11 得 08a 型链所能传递的最大计算功率 kw2 4 ca p 由公式 9 15 多排链系数 23 2 2 4 5 62 12 1 ca za p p pkk k 取 3 排链 5 2 p k满足要求 9 20 解 由公式 9 16 链节数 6 139 910 4 25 2 21105 2 10521 4 25 9102 2 2 2 2 0 212210 0 a pzzzz p a lp 取140 p l 查图 9 13 由 z1 21 查的齿数系数 z k 1 2 根据r min600 1 n mm4 25 p 16a 查图 9 11 得 16a 型链所能传递的最大计算功率 kw20 ca p 由公式 9 15 链传动所允许传递的功率 9 13 2 12 1 201 za cap kk pk p kw 9 21 略 第十章 齿轮传动 10 1 1 7 4 5 2 3 6 8 9 10 10 2 2 10 3 1 10 4 3 10 5 为了减小动载荷 为了改善载荷沿齿向的分布不均 10 6 齿轮的圆周速度大小和精度高低 10 7 1 19 10 8 2 10 9 1 脉动 10 10 齿宽中点处 10 11 答 减小齿根处的应力集中 增大轴和轴承处的支承刚度 采用合适的热处理方法 使齿面具有足够 硬度 而齿芯具有足够的韧性 对齿根表面进行喷丸 滚压等强化处理 10 12 答 在节线附近通常为单对齿啮合 齿面的接触应力大 在节线附近齿面相对滑动速度小 不易形成 承载油膜 润滑条件差 因此易出现点蚀 在开式齿轮传动中 由于齿面磨损较快 在点蚀发生之前 表层材料已被磨去 因此 很少在开 式齿轮传动中发现点蚀 提高齿面硬度可以有效地提高齿面抗点蚀的能力 润滑油可以减少摩擦 减缓点蚀 10 13 答 高速重载的齿轮传动易出现热胶合 有些低速重载的齿轮传动会发生冷胶合 胶合破坏通常发生 在轮齿相对滑动速度大的齿顶和齿根部位 采用抗胶合能力强的润滑油 在润滑油中加入极压添加剂 均可防止或减轻齿面的胶合 10 14 答 闭式齿轮传动的主要失效形式为轮齿折断 点蚀和胶合 设计准则为保证齿面接触疲劳强度和保 证齿根弯曲疲劳强度 采用合适的润滑方式和采用抗胶合能力强的润滑油来考虑胶合的影响 开式齿轮传动的主要失效形式为齿面磨损和轮齿折断 设计准则为保证齿根弯曲疲劳强度 采用 适当增大齿轮的模数来考虑齿面磨损对轮齿抗弯能力的影响 10 15 答 软齿面齿轮的齿面硬度 350hbs 硬齿面齿轮的齿面硬度 350hbs 软齿面齿轮毛坯经正火或调质处理之后进行切齿加工 加工方便 经济性好 硬齿面齿轮的齿面硬度高 不能采用常规刀具切削加工 通常是先对正火或退火状态的毛坯进行 切齿粗加工 留有一定的磨削余量 然后对齿面进行硬化处理 采用淬火或渗碳淬火等方法 最后进 行磨齿精加工 加工工序多 费用高 适用于高速 重载以及精密机器的齿轮传动 10 16 答 轴 轴承以及支座的支承刚度不足 以及制造 装配误差等都会导致载荷沿轮齿接触线分布不均 另一方面轴承相对于齿轮不对称布置 也会加大载荷在接触线上分布不均的程度 改进措施有 增大轴 轴承以及支座的刚度 对称布置轴承 尽量避免将齿轮悬臂布置 适当限 制齿轮的宽度 提高齿轮的制造和安装精度等 10 17 答 齿轮上的公称载荷 fn是在平稳和理想条件下得来的 而在实际工作中 还应当考虑到原动机及工 作机的不平稳对齿轮传动的影响 以及齿轮制造和安装误差等造成的影响 这些影响用引入载荷系数 k 来考虑 k kakvk k ka为使用系数 用于考虑原动机和工作机对齿轮传动的影响 kv为动载系数 用于考虑齿轮的精 度和速度对动载荷大小的影响 k 为齿间载荷分配系数 用于考虑载荷在两对 或多对 齿上分配不 均的影响 k 为齿向载荷分布系数 用于考虑载荷沿轮齿接触线长度方向上分布不均的影响 10 18 答 齿面接触疲劳强度计算公式是按齿轮在节点啮合时的受力情况推导出来的 选择节点作为计算点 可以使计算公式得以简化 同时节点处的接触应力值与齿面最大接触应力值 位于单对齿啮合极限点 相差很小 因此 通常以节点啮合进行齿面的接触疲劳强度计算 10 19 答 1 1 z增大则 1 d增大 在 1 t不变的条件下 n f将减小 对于接触应力 1 d增大和 n f减小都使得 h 减小 对于弯曲应力 n f减小使得 f 减小 1 z增加使得 fa y sa y减小 也同样使 f 减小 20 2 m增大则 1 d增大 在 1 t不变的条件下 n f将减小 对于接触应力 1 d增大和 n f减小都使得 h 减小 对于弯曲应力 n f减小和m增大都使得 f 减小 3 1 z增加一倍 m减小一半 则 1 d不变 fn也不变 对于接触应力 1 d不变则 h 不变 对于 弯曲应力 1 z增大使得 f 少量减小 而m减小则使得 f 大量增大 因此 f 增大 10 20 答 在任何情况下 大 小齿轮的接触应力都相等 若大 小齿轮的材料和热处理情况相同 许用接触 应力不一定相等 这与两齿轮的接触疲劳寿命系数 hn k是否相等有关 如果 21hnhn kk 则两者的许 用接触应力相等 反之则不相等 10 21 答 当相互啮合的两齿轮之一为软齿面齿轮时 或两齿轮均为软齿面齿轮时 较硬齿面的齿轮将会对 较软齿面的齿轮的齿面造成冷作硬化效应 从而使较软齿面的齿面硬度得以提高 即提高了较软齿面齿 轮的疲劳极限 10 22 答 在进行齿轮尺寸的设计计算时 齿轮的分度圆直径 d1和齿宽 b 都是待求参数 而使用弯曲疲劳强 度或接触疲劳强度设计计算时 只能将其中的分度圆直径 d1作为设计值 而将齿宽 b 转化为与 d1成比 例的齿宽系数 d 设计时 d由表查取 齿宽系数的大小主要与支承方式以及齿面硬度有关 10 23 答 在直齿 斜齿圆柱齿轮传动中 轴系零件和支承箱体存在加工和装配偏差 使得两齿轮轴向错位而 减少了轮齿的接触宽度 为此将小齿轮设计得比大齿轮宽一些 这样即使有少量轴向错位 也能保证轮 齿的接触宽度为大齿轮宽度 在人字齿轮传动中 一齿轮为双向固定支承 另一齿轮为游动支承 靠齿 形定位 大 小齿轮两端面平齐 没有轴向错位 故两齿轮应设计成相同宽度 在圆锥齿轮传动中 两 齿轮的锥顶应当重合 大端面应当对齐 故两齿轮的齿宽应当设计成相同尺寸 10 24 解 题解 10 24 图 10 25 解 题解 10 25 图 21 10 26 答 1 将齿轮 2 轮齿的两个工作面分别称为a面和b面 齿轮 1 为主动轮 若齿轮 1 推动a面使齿轮 2 转动 则齿轮 2 靠b面推动齿轮 3 转动 因此 轮齿的弯曲应力为对称循环 1 r 齿面接触应力 总是脉动循环 0 r 2 在齿轮 2 上 轮齿的a面和b面接触应力具有相同的循环次数 7 21122 1075 620 252000145060 6060 zzjlnjlnn hhh 齿轮 2 转动一圈 轮齿的a面受力一次 b面受力一次 弯曲应力为一次对称循环 因此 弯曲 应力的循环次数 7 22 1075 6 hf nn 10 27 答 一对齿轮传动 大小齿轮的许用接触应力分别为 h 1和 h 2 在直齿轮传动中 用于设计 公式的许用应力 h min h 1 h 2 在斜齿轮传动中 用于设计公式的许用应力 h min h 1 h 2 2 1 23 h 2 10 28 答 对齿轮进行正变位修正 轮齿的抗弯能力有所提高 对齿轮进行负变位修正 轮齿的抗弯能力有 所降低 10 29 答 对于开式或半开式齿轮传动 或速度较低的闭式齿轮传动 通常采用人工定期加油润滑 对于闭 式齿轮传动 当齿轮的圆周速度 v 12m s 时 采用浸油润滑 当齿轮的圆周速度 v 12m s 时 采用喷 油润滑 润滑油的粘度与齿轮传动载荷大小和圆周速度有关 载荷小时或圆周速度高时选择粘度低的润滑 油 反之则选择粘度高的润滑油 10 30 略 10 31 解 小齿轮的分度圆直径 1 d 圆周速度v 齿宽系数 d 齿高h和比值hb 分别计算如下 mm68 92 82 13cos 330 cos 1 1 n mz d m s7 100060 144068 92 100060 11 nd v 86 068 92 80 1 db d mm75 6325 225 2 n mh 85 1175 6 80 hb 由表 10 2 查得0 1 a k 由图 10 8 按第 公差组 7 级精度查得17 1 v k 对于软齿面齿轮 假设 n mm100 故蜗杆传动不自锁 2 确定工人加在链上的作用力 传动系统的总效率 26 6 092 0 71 531 11tan 31 11tan 92 0 tan tan 21 v 蜗杆的传动比202 40 12 zzi 考虑传动效率的影响 由输入功与输出功的关系得到 22 2 2 2 df i d f 故 2 176 6 0203502 148100010 2 id fd f n 11 25 略 11 26 解 由表 11 2 查得mm40 1 d 638111 由公式 11 22 滑动速度 m s08 3 638111cos100060 144040 cos100060 11 nd vs 根据m s08 3 s v 由表 11 18 查得631 v 由公式 11 21 啮合效率 87 0 631638111tan 638111tan tan tan 1 v 11 27 略 11 28 解 题解 11 28 图 11 29 解 图中的传递方案不合理 应将带传动布置在高速级 而将链传动布置在低速级 可采用以下几 种常用的传动方案 题解 11 29 图 27 第十二章 滑动轴承 12 1 3 12 2 2 12 3 防止轴承过度磨损 防止轴承胶合破坏 12 4 增大 减小 12 5 2 12 6 答 从摩擦状态可分为液体润滑轴承 不完全液体润滑轴承 从油膜形成的原理可分为液体动力润滑 轴承和液体静力润滑轴承 从润滑介质不同可分为油润滑轴承 脂润滑轴承和固体介质润滑轴承 12 7 答 滑动轴承分成轴承座和轴瓦 一方面是为了节省轴承材料 另一方面是当滑动轴承磨损后 可调整 或更换轴瓦 而不必更换轴承座 轴瓦上敷一层轴承衬主要是为了节省贵重金属 并使轴承具有良好的 摩擦顺应性和抗胶合能力 12 8 答 油孔和油槽应开在轴承的非承载区 轴向油槽在轴承宽度方向上不能开通 以免漏油 剖分式轴 承的油槽通常开在轴瓦的剖分面处 当载荷方向变动范围超过 180 时 应采用环形油槽 且布置在轴 承宽度中部 12 9 答 一般轴承的宽径比 b d 在 0 3 1 5 范围内 若宽径比过大 则润滑油不易从轴承中泄出 造成轴 颈与轴承间的油温升高 油的粘度下降 使得轴承的承载能力下降 若宽径比过小 则润滑油从轴承侧 面的泄出量大 轴承的承载能力过低 12 10 答 可采用多油楔油承 工作时各油楔同时产生油膜压力 使轴的运动稳定性提高 当载荷增大 轴心 下移时 下部油楔的油膜压力增大 上部油楔的油膜压力减小 在此差动力的作用下 轴心的移动量减 少 故油膜刚度提高 适当减小轴承的直径间隙 适当增大油的粘度 也可提高滑动轴承的运动稳定性 和油膜刚度 12 11 答 扇形可倾轴瓦的支承点不在扇形块的中部 而是沿圆周偏向轴颈旋转方向的一边 因此 轴只允许 单向转动 12 12 略 12 13 答 对滑动轴承材料的性能有以下几方面的要求 1 良好的减摩性 耐磨性和抗咬粘性 2 良好的摩擦顺应性 嵌入性和磨合性 3 足够的强度 和抗腐蚀能力 4 良好的导热性 工艺性和经济性等 12 14 答 不能采用钢制轴颈和钢制轴瓦配对 因为 在具有大的相对滑动速度的场合 好的耐磨副材料应当 是一软一硬材料配对使用的 12 15 答 滑动轴承速度高时 油的温升高 为了降低油的温升 设计时相对间隙 应取得大一些 速度低 时则取得小一些 这也有利于提高承载能力 滑动轴承的承载能力f与相对间隙 的平方成反比 因此载荷大时 相对间隙 应取得小一些 载荷小时则取得大一些 这也有利于降低油温 12 16 答 由 p 3 4mpa v 2 5m s 可知 pv 7 5 10mpa m s 可选的轴承材料有多种 例如锡青铜 28 zcusn5pb5zn5 p 8mpa v 3m s pv 15 mpa m s 合适 而铅基轴承合金 zpbsb15sn5cu3cd2 p 5mpa v 8m s pv 5mpa m s 不合适 12 17 答 液体动力润滑轴承在起动时仍处于不完全润滑状态 因此 仍对轴瓦材料有要求 仍应进行压力 p 速度 v 和压力与速度的乘积 pv 的验算 12 18 答 液体润滑轴承与不完全液体润滑轴承的区别在于前者有一套连续供油系统 保证轴承间隙中充满 润滑油 液体润滑轴承用于重要轴承 不完全液体润滑轴承没有连续供油的系统 不能保证连续供油 不完全润滑轴承用于一般轴承 12 19 答 形成动压油膜的必要条件是 相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙 被油膜分开的 两表面必须有足够的相对滑动速度 润滑油必须有一定的粘度 供油要充分 12 20 答 液体动力润滑径向滑动轴承的承载能力可通过公式 12 21 和 12 24 分析 1 转速n提高 则承载能力f提高 2 宽径比db 减小 则承载能力f降低 3 润滑油的粘度 提高 则承载能力f提高 4 表面粗糙度值减小 则允许的最小油膜厚度减小 偏心率x增大 因此 承载能力提高 12 21 答 1 当最小油膜厚度 min h的计算值小于许用油膜厚度 h时 说明轴承的承载能力不够 可考虑采 用以下方法进行改进 如增大 d b db 或减小 等 2 可考虑改选材料 增大b等来提高承载能力 3 当入口温度 i t的计算值偏低时 说明轴承的温升过高 承载量过大 可考虑增大d b等来 提高承载能力 12 22 答 基本依据是满足以下条件 40 35 min i thhpppp 12 23 答 液体润滑轴承的润滑油除了起润滑作用外 还起到带走摩擦面间热量的作用 不完全润滑轴承的 润滑油主要起润滑作用 12 24 答 润滑剂分为润滑脂 润滑油和固体润滑剂 润滑脂用于要求不高 难于经常供油 或者低速重载以及做摆动运动的轴承中 固体润滑剂只用 于一些有特殊要求的场合 其他情况下均可采用润滑油 12 25 解 1 选宽径比db 取宽径比1 db 轴承宽度mm90 db 2 选轴瓦材料 轴承的压力p 速度 及 p分别为 mpa3 12 9090 10100 3 db f p m s42 0 100060 9090 100060 dn m smpa2 542 03 12 p 29 查表 12 2 选锡青铜 zcusn10p1 m s15mpa 10m s mpa15 pp 符合要求 3 选润滑剂 查表 12 4 根据 0 42m s mpa3 12 p 没有合适的润滑油 改查表 12 3 选 3 号钙基脂或 1 号钙钠基脂 12 26 解 查表 12 2 铝青铜 zcua110fe3 mpa15 p m s4 m smpa12 p 由公式 12 1 径向载荷 kn75015250200 pdbf 由公式 12 2 径向载荷 kn 600 12250200 pdbf 因此 轴承允许的最大径向载荷 kn 600 750min f 1 当r min60 n时 m s63 0 100060 60200 100060 dn kn 75063 0 600 750min f 2 当r min100 n时 m s05 1 100060 100200 100060 dn kn 57105 1 600 750min f 3 当min 500rn 时 m s24 5 100060 500200 100060 dn 滑动速度过高 轴承工作不可靠 应改换材料 12 27 解 轴承的滑动速度 m s7 15 100060 1500200 100060 dn 由公式 12 24 轴承的承载量系数 742 1 102008 07 150 0182 0015 01070 2 3 232 b f cp 由db 0 8 p c 1 742 查表 12 6 插值求得x 0 724 由公式 12 25 最小油膜厚度 724 01 0015 0100 1 min xrh m4 41mm0414 0 12 28 略 第十三章 滚动轴承 13 1 1 n316 p6 51316 2 51316 n316 p6 3 6306 p5 51316 4 6306 p5 5 30306 13 2 1 13 3 4 2 13 4 单向制 0 负值 13 5 1 13 6 4 13 7 轴承内部空间容积的 1 3 2 3 13 8 略 30 13 9 答 因为 30000 型和 70000 型轴承只能承受单方向的轴向载荷 成对安装时才能承受双向轴向载荷 正 装和反装是对轴的两个支承点而言 两支承点上的轴承大口相对为正装 小口相对为反装 面对面 和 背靠背 安装是对轴的一个支承点而言 一个支承点上的两个轴承大口相对为 面对面 安装 小 口相对为 背靠背 安装 正装使得轴的支承跨距减小 适合于载荷作用于支承跨距之间的简支梁 反装使得轴的支承跨距增 大 适合于载荷作用于支承跨距之外的悬臂梁 13 10 答 轴承的内圈 外圈和滚动体的材料一般为高碳铬钢或渗碳轴承钢 采用淬火 渗碳淬火 并低温 回火 保持架的材料一般为低碳钢 铜合金 铝合金或塑料等 13 11 答 c的含义见教材 当cp 时 轴承是否出现点蚀要具体分析 当所要求的工作寿命等于 pc 时 出现点蚀的概率为 10 大于 pc时 概率 10 小于 pc时 概率 10 总有点蚀 出现的可能性 仅概率大小不同 13 12 答 对于球轴承 当pp2 l p c p c l 8 1 8 1 2 33 对于滚子轴承 当 pp2 l p c p c l 1 10 1 1 10 1 2 310310 13 13 答 中速和高速工作条件下的滚动轴承的常见失效形式为点蚀 低速或摆动工作条件下的滚动轴承的 常见失效形式为塑性变形 公式 l c p 是针对点蚀失效建立的 计算出的 l 是循环次数 单位为 106 转 13 14 答 29000 30000 n0000 nu0000 nj0000 na0000 型轴承的内外圈是可分离的 推力轴承 51000 和 52000 型轴承的轴圈和座圈是可分离的 13 15 答 29000 30000 70000 51000 52000 型轴承的游隙大小是可变的 安装时应根据使用要求进行调 整 其它轴承都有规定的游隙系列 使用时通常不调整游隙 游隙的大小可通过垫片 调整螺母等方法 进行调整 调整结构见教材 13 16 答 两支点各单向固定的支承方式用于工作温度变化较小且支承跨度不大的短轴 一支点双向固定 另 一支点游动的支承方式用于支承跨度较大或工作温度变化较大的轴 两支点游动的支承方式用于人字齿 轮传动的游动齿轮轴 13 17 答 为了提高轴承的旋转精度 提高轴承装置的刚度 减少轴的振动 常采用具有预紧结构的轴承装 置 预紧的方法见教材图 13 25 13 18 答 当轴承上的工作载荷方向不变时 转动圈应比不动圈有更紧一些的配合 这是因为转动圈承受旋 转的载荷 而不动圈承受局部载荷 常选用的配合略 轴承外圈和座孔的配合与圆柱公差标准中相同配 合的松紧程度一样 轴承内圈和轴的配合与圆柱公差标准中相同配合的松紧程度不一样 轴承内圈和轴 的配合紧一些 这是因为轴承内圈基准孔的公差带在零线以下 13 19 答 31 小锥齿轮轴通常采用悬臂支承方式 将轴和轴承支承在套杯里 这种结构可以通过两组调整垫片 方便地调整小锥齿轮的轴向位置以及轴承游隙的大小 13 20 答 滚动轴承的常用润滑方式有油润滑和脂润