机械设计15章第八版课后习题答案

1、第三章 机械零件的强度习题答案3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限 1 180MPa ，取循环基数 N0 5 106， m 9，试求循环次数 N分别为 7 000、25 000、620 000 次时的有限寿命弯曲疲劳极限。 解 1N1180196373.6MPa1N211N319N0N3324.3MPa227.0MPas3-2 已知材料的力学性能为260MPa ，1 170MPa ， 0.2 ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解 A(0,170)C(260,0)2 1 0211 211 2 1701 0.2283.33MPa得D(283.332,283.332)，即 D(141.67,14

2、1.67)根据点 A(0,170) ， C(260,0) ，D(141.67,141.67) 按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示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 B=420MPa ， 精车，弯曲， q=1 ，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。D 54r3解 因1.2，0.067 ，查附表 3-2，插值得 1.88 ，查附图 3-1 得q 0.78 ，将d 45d 45所查值代入公式，即k 1q110.78 1.88 11.69查附图3-2，得 0.75；按精车加工工艺，查附图 3-4，得 0.91 ，已知 q 1，

3、则k111.69 11K112.35q0.75 0.911A 0,170 2.35 ,C 260,0 ,D141.67,141.672.35根据 A 0,72.34 ,C 260,0,D 141.67,60.29 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题 3-4 中危险截面上的平均应力m 20MPa ，应力幅 a 20MPa ，试分别按 r C mC，求出该截面的计算安全系数 Sca 。 解 由题 3-4 可知1) r C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-1K a m1702.35 30 0.2 202.282)mCSca-1K mK am工作应力点

4、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170 2.35 0.2 20 1.812.35 30 20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。 同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙。细牙螺纹升角 小，自锁性较好，搞剪强度高，但因牙细在耐磨，容易滑扣一般联接多用粗牙螺纹，细牙螺纹常 用于细小零件、薄壁管件或受冲击、 振动和变载荷的连接中，也可作为微 调机构的调

5、整螺纹用管螺纹牙型为等腰三角形，牙型角 55o，内外螺纹旋合后无径向 间隙，牙顶有较大的圆角管联接用细牙普通螺纹薄壁管件非螺纹密封的 55o 圆柱管螺纹管接关、旋塞、阀门及其他附件用螺纹密封的 55o 圆锥管螺纹管子、管接关、旋塞、阀门及其他螺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，对中性好最常用的传动螺纹锯齿形螺纹牙型不为等腰梯形， 工作面的牙侧角 3o，非工作面的牙侧角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

6、率高和梯形螺纹牙根旨度高的特点只能用于单向受力的螺纹联接或螺旋传动，如螺旋压力机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 F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

7、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 M640 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

8、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 M640 的许用切应力 由螺栓材料 Q215，性能等级 8.8 ，查表 5-8 ，可知s 640MPa ，查表 5-10，可知 S 3.5 5.0sS 6403.5 5.0182.86 128 MPapsSp栓上的分力为 Fj ，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即 r1502 cos 4575 2mmFiFj1F8FL120 2.5kN 83 20 300 10 38r5 2kN8 75 2 10640426.67MPa1.52）螺栓组受到剪力 F 和力矩（ T FL ），设剪力 F 分在各个螺栓上的力为 Fi ，转矩

9、T 分在各个螺由图可知，螺栓最大受力FmaxFi2 Fj2 2FiFj cos2.52 (5 2)2 2 2.5 5 2 cos45 9.015kNmax9.015 103326 10 3319 Fmax39.015 103d0Lmin6 10 3 11.4 10 3131.8 p故 M640 的剪切强度不满足要求，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

10、么？Fi，转矩 T分在各个螺栓上的分力为 Fjb）方案中Fi 16 F60 10kNFjmaxMrmax62rii1FLrmax62rii160 250 10 32125 1252 10 312522125 2 125210 624.39kN由（ b）图可知，螺栓受力最大为Fmaxi2 Fj2 2FiFj cos 102 (24.39)2 2 10 24.39 2 33.63kN由d04Fmax 可知采用（ a）布置形式所用的螺栓 直径较小5-7 图 5-52 所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷 计此联接。F=56KN, 载荷稳定，拉丁材料为 Q235 钢，试设 解 螺栓组受到剪力 F

11、和转矩，设剪力 F 分在各个螺栓上的力为a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r ，即 r=125mmFi1 F 1666010kNFjFL 6025010 36r 612510 3由（ a）图可知，最左的螺栓受力最大20kNFmax Fi Fj 10 20 30kN5-8 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 F10 000N 时，求螺栓

12、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=01MPa ，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。200mm,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

13、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， S4.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

14、=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

15、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

16、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6-16-26-3 在一直径 d 80mm 的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图） ，轮毂宽度 L 1.5d ，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。解 根据轴径 d 80mm ，查表得所用键的剖面尺寸为 b 22mm ， h 14mm 根据轮毂长度 L 1.5d 1.5 80 120mm 取键的公称长度L 90mm键的标记 键 22 90GB1096 - 79 键的工作长度为l L b 90 22 68mm键与轮毂键槽接触高度

17、为 k h2 根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，根据普通平键连接的强度条件公式 变形求得键连接传递的最大转矩为7mm取许用挤压应力 p 110MPa3 2T 103 p p kldpTmaxkldp20007 68 80 11020002094N m6-46-56-6第八章 带传动 p164习题答案8-1 V 带传动的 n1 1450r min ，带与带轮的当量摩擦系数fv 0.51 ，包角 12）若 dd1 100mm180 ，初拉力，其传递的最大转矩为多少？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？解 1Fec2F02T3P11efv 111efv 1110.51e

18、110.51360478.4NeFec d2d1 478.4-3100 10-323.92N mmFec? 1000 1000 60 1000 478.4 1450 3.14 1000.95Fecn1 dd13.451k0W00 60 1000F0 360N 。试问：（ 1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？（F2 ，试求紧8- 2 V 带传动传递效率 P 7.5kW ，带速 10m s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即 边拉力 F1、有效拉力 Fe 和初拉力 F0 。解PFe 10001000PFe1000 7.510750NFe F1 F2且 F1 2F2F12Fe27501500NFeF1

19、F0e2Fe750F0F115001125N228-38-4 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 n1 960r min ，减速器输入轴的转速 n2 330r min ，允许误差为 5%，运输装置工作时有轻度冲击， 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 K A 1.2，故Pca K AP 1.2 7 8.4kW（ 2）选择 V 带的带型 根据 Pca、 n1，由图 8-11选用 B 型。（3）确定带轮的基准直径 dd ，并验算带速 由表 8-6 和 8-8 ，取主动轮的基准直径

20、dd1 180mm 验算带速 9.0432 m sdd1n1180 96060 1000 60 1000 5m s 30m s 带速合适 计算从动轮的基准直径dd2dd1n1 1 n2180 960 1 0.05330497.45mm4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld由式 0.7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 ，初定中心距 a0 550mm 。计算带所需的基准长度Ld02a0d d1 dd 2d0 0 2 d1 d 2dd 2 dd14a02500 180 24 5502 550 180 5002 2214mm由表 8-2 选带的基准长度 Ld 2240mm实际中心距

21、aa a0Ld Ld0 550 2240 221422563mm中心距的变化范围为 550 630mm 。5）验算小带轮上的包角 157.357.31 180dd 2 dd1180 500 180 147 90a563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 dd1 180mm 和 n1 960 m s ，查表 8-4a 得 P03.25kW根据 n1 960 m s,i 960 2.9和B型带，查表得330P0 0.303kW查表 8-5 得 k 0.914 ，表 8-2 得 kL 1，于PrP0 P0k k L (3.25 0.303) 0.914 13.25kW

22、计算V 带的根数PcaPr38.245 2.58取 3 根。7）计算单根 V 带的初拉力的最小值F0min由表 8-3得 B 型带的单位长度质量018 kg m ，所以8）2.5 k PcaF0 min500 cakz计算压轴力2q5002.5 0.914 8.4 0.18 9.043220.914 3 9.0432283N3 283 sin2147 1628 N1F p 2 z F0 min sin 21 29）带轮结构设计（略）第九章 链传动 p184习题答案9- 2 某链传动传递的功率 P 1kW ，主动链轮转速 n148r min ，从动链轮转速 n2 14r min ，载荷平稳，定期

23、人工润滑，试设计此链传动。 解 （ 1）选择链轮齿数取小链轮齿数 z119，大链轮的齿数 z2 iz1n148n2 z1 1419 652）确定计算功率由表 9-6 查得 K A1.0，由图 9-13 查得 K z1.52 ，单排链，则计算功率为KAKzP1.01.52 1 1.52kW3）选择链条型号和节距根据 Pca 1.52kW 及n1 48r min ，查图9-11，可选 16A ，查表 9-1 ，链条节距 p 25.4mm4）计算链节数和中心距初选中心距 a0(3050)p (30 50)25.4762 1270mm 。取 a0 900mm ，相应的链长节数为Lp0 2a0p0p2

24、9002 25.4z1 z2219z2 z12652652p a0 19 225.4900114.3取链长节数 Lp 114节 。查表 9-7 得中心距计算系数f1 0.24457 ，则链传动的最大中心距为a f1p 2Lp z1 z20.24457 25.4 2 114 19 65 895mm0.386 m s5) 计算链速 ，确定润滑方式 n1z1p48 19 25.460 1000 60 1000由 0.386 m s和链号 16A ，查图 9-14 可知应采用定期人工润滑。6）计算压轴力 Fp有效圆周力为 Fe 1000 p 1000 1 2591N e 0.386链轮水平布置时的压轴

25、力系数 KFp 1.15 ，则压轴力为 Fp KFpFe 1.15 2591 2980N9-3 已知主动链轮转速 n1 850r min ，齿数 z1 21 ，从动链齿数 z2 99 ，中心距 a 900mm ，滚子链极限拉伸载荷为 55.6kN ，工作情况系数 KA 1，试求链条所能传递的功率。 解 由 Flim 55.6kW ，查表 9-1 得 p 25.4mm ，链型号 16A根据 p 25.4mm，n1 850r min ，查图 9-11 得额定功率 Pca 35kW由 z1 21查图 9-13 得 K z 1.45且 KA 1P Pca 35 24.14kWK AKz 1 1.456

26、4561zn/中心距筱尔az （0002 0 004）a si 29 2 58mm 实际中心距“aa-Atf 644 32* 643 03mm取a=44mm,近650册.符合題目更求 （3）验舜樋速.#=_1_=5 84靳心 60*1000与原假设相符.根据教材图914采用袖浴衣飞棚滑（4）压轴力1+M.有效E周力2? =1000-= 1283.3 iy-v技水平传动，取压轴力系数*榜=1 15则压轴力“片= 1476 3$-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：10 2解(1 )

27、齿轮A为匸动伦，灰伦B为”惰轮”，也就是说齿伦B既足工动伦 乂是从动轮。恤轮B与主动轮A瞅合时，I .作齿而是王侧.h苗轮lj从动轮 C啮合时,工作齿血是另侧。对于个轮齿来讲.是双齿前工作双齿面受载, 弯曲应力是对称循环，接触力是脉动循环，取SF = 15. =2査数材图】021 (d)得接慰换劳徑度极限应力 叽=60MPa 2杳教材图10-20 (c)得 j “50MP则其習曲技苏极限应力及许用应力分别为丿Qm QTcT 315M&片卜 _=210验ST(2) 齿轮B为主动轮.A和C同为从动轮吋齿轮B推为齿轮A和C的工作齿面 为同一齿解面，故码曲应力和接融应力均为豚动慵环仍取Sr = 5.S

28、ff =1门接患履芳程度极限仍为叽 6KIMFa理曲疲芳极限应力 =帀=450磁r *则其许用应力分别为= K*a = 6、QMPa尙*如二.二300 血A 910 3 帘 必而接触应力脉刈祁坏，歯根弯曲应力兄应称循坏二久作弯曲强度 计算时,应将IS屮査岀的极限应力值乘以0710-4答：般齿轮材料4箜选用锻钢(碳钢或个金钢)丄对十桔应箜求佼低的 齿轮,将齿轮毛坯经正火或调质处理后切齿即为成,这时粘度可达8级,耕切合 金钢主要是渗碳后淬火.最后进行滚齿筲韩加T.其精度可达人6级威或5级 对寸尺寸较大的齿轮,可适用铸钢或球眾铸铁。正火F沏齿也可达8级梢度包10-5补充题： 如图（ b），已知标准锥

29、齿轮 m 5,z1 20, z250,R 0.3,T 2 4105 N mm ，标准斜齿轮mn 6,z3 24 ，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。解 （1）齿轮 2 的轴向力：2T2Fa2 Ft 2 tan sin 2tan sin 2dm22T2tanm 1 0.5R z2sin2齿轮 3 的轴向力：Fa3 Ft 3 tan 2T3 tan d32T3tan mnz3 cosmnz3sin Fa 2 Fa3, 20 ,T2 T32T2tan sin 2m 1 0. 5R z23 sin mnz3即 sin mnz3 tan sin 2m10.5R

30、z2由 tanz2z150 2.520sin 20.928cos 20.371sinmnz3 tan sin 224 tan 200.92865 1 0.5 0.3 500.2289即13.2312）齿轮2 所受各力：Ft22T22T2241053.765103N3.765kNdm2 m 10.5R z251 0.50.3 50Fr2Ft2 tan cos2 3.765103tan 200.3710.508103N0.508kNFa2Ft 2 tan sin2 3.765103tan 200.9281.272103N1.272kNm 1 0. 5R z23Ft23.765 103Fn24kNc

31、os cos20齿轮 3 所受各力：Ft32T3d32T2mnz32T2cos mnz32 4 10 cos13.231 5.408 103N 5.408kN24Fr3Fa3Fn3cosFt3 tan ncos Ft 3 tan Ft35.408 103 tan20cos12.3212.022 103N2.022kN5.408 103 tan 5.4083103 tan20cos12.3211.272 103 N 1.272kN3.765 103cosn cos 5.889 103 N cos20 cos12.3215.889kN1450r min, z1 26,z2 54 ， 寿 命10-6

32、 设 计 铣 床 中 的 一 对 圆 柱 齿 轮 传 动 ， 已 知 P1 7.5kW , n1Lh 12000h ，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。 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d1t2.323 KTd1 uu12ZE 2H1 ）确定公式中的各计算值试选载荷系数 K t 1.

33、5 计算小齿轮传递的力矩95.5 105 P195.5 105 7.5 49397N mmn11450 小齿轮作不对称布置，查表 10-7 ，选取 d 1.01由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 2 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa 。齿数比 u 2 2.08 z1 26计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 1450 1 12000 1.044 109N2N1u91.044 1092.080.502 109由图 10-19 取接触疲劳寿命系数K HN1

34、0.98, K HN 2 1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S 1H1H 22）计算0.98 600588MPa11.03 550566.5MPa1K HN1H lim 1 SK HN 2 H lim 2 Sd1t ，代入 H 中较小值计算小齿轮分度圆直径d1t 2.323 dKT1 u 12ZE2.3231.5 49397 2.08 12.082189.8 2566.553.577mm计算圆周速度 d1tn13.1460 1000 计算尺宽 b53.577 1450 4.066m s60 1000b d d1t1 53.577 53.577 mm计算尺宽与齿高之比 b

35、 hmtd1t53.5772.061mmz126h2.25mt2.252.061 4.636mmb53.57711.56h4.636计算载荷系数根据 4. 066 m s，7级精度，查图 10-8 得动载荷系数 Kv 1.2直齿轮， KH K F 1由表 10-2 查得使用系数 K A 1.25 由表 10-4 用插值法查得 K H 1.420由 b 11.56 ， K H 1.420 ，查图 10-13得 KF 1.37 h故载荷系数 K K AKvKH KH 1.25 1.2 1 1.420 2.13 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径K2.13d1 d1t3 K 53.577 3 2.

36、13 60.22 K t1.5 计算模数 md1 60.22m 12. 32mmz126取 m 2.5 几何尺寸计算分度圆直径： d1 mz1 2.5 26 65mmd 2 mz2 2.5 54 135mm中心距：确定尺宽：d1 d2265 1352100mm22KT1 u 1 2.5Z E d 1uH2 2.13 49397 2.08 16522.0822.5 189.8 2566.551.74mm圆整后取 b2 52mm, b1 57mm 。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FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2 380MPa 。由

37、图 10-18 取弯曲疲劳寿命 K FN 10.89,K FN 2 0.93。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4F1F2K FN 1FE 1SK FN 2 FE 20.89 5001.40.93 500317.86MPaS计算载荷系数1.4252.43MPaK K AK K F K F1.25 1.21 1.37 2.055查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得 YFa1 2.6YFa 2 2.304Fa1Fa 2YSa11.595YSa21.712校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式2KT1bd1mF 进行校核F12KT1bd1mYFa1YSa1a1 a12 2.055 4

38、939752 65 2.52.6 1.59599.64MPaF1F22KT1 bd1mYFa2YSa22 2.055 4939752 65 2.52.3 1.71294.61MPaF2所以满足弯曲强度，所选参数合适。750r min ， 两 齿 轮 的 齿 数 为38SiMnMo （调质），10-7 某 齿 轮 减 速 器 的 斜 齿 轮 圆 柱 齿 轮 传 动 ， 已 知 n1z1 24,z2 108, 9 22,mn 6mm,b 160mm ，8 级精度，小齿轮材料为 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

39、计算该齿轮传动所能传递的功率。 解 （ 1）齿轮材料硬度查表 10-1，根据小齿轮材料为 38SiMnMo （调质），小齿轮硬度 217269HBS ，大齿轮材料为 45 钢（调质），大齿轮硬度 217255 HBS（2）按齿面接触疲劳硬度计算T1dd132Kuu12 H ZHZE计算小齿轮的分度圆直径d1z1mn24 6 145.95mmcos cos9 22计算齿宽系数b 160 d1 145.951.0961由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa 2，由图 10-30 选取区域系数 ZH 2.47 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim

40、 1 730MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 550MPa 。齿数比 u z2 108 4.5 z1 24计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 750 1 300 20 2 5.4 108N28N1 5.4 10881 1.2 104.5由图10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 1.04, K HN 2 1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S 1 1.04 730 759.2MPaH1K HN1H lim 1SK HN 2 H lim 2S11.1 550605MPa由图 10-26 查得 10.75,20.88, 则 1 2 1.63计算齿

41、轮的圆周速度 d1n13.14 145.9560 100075060 1000计算尺宽与齿高之比 bmntd1 cos 145.95 cos9 22z1262.25mnt 2.25 6 13.5mm160 11.8513.5h计算载荷系数根据 5.729m s，8 级精度，查图由表 10-3，查得 K H K F 1.4按轻微冲击，由表 10-2 查得使用系数由表 10-4 查得KH5.729 m s6mm10-8 得动载荷系数K A 1.251.380按d=1 查得Kv 1.22由 b 11.85 ， hK H1.380 ，查图 10-13 得1.33故载荷系数K AK vK H K H1.

42、251.221.41.380 2.946由接触强度确定的最大转矩T1d d13 u2K u 11.096 1.63 145.953min H 1, H 2ZHZE4.56052 2.9461284464.096N3）按弯曲强度计算4.5 12.47 189.812KYYFaYSa计算载荷系数K KAK K F KF1.25 1.221.4 1.33计算纵向重合度 0.318d z1 tan 0.3181.096 24由图 10-28 查得螺旋角影响系数Y0.92计算当量齿数z124zv 133 24.99cos cos9 22 3z2108zv 133 112.3cos cos9 22 3查取

43、齿形系数 YFa 及应力校正系数 YSa由表 10-5 查得YFa1 2.62YFa 22.172dd12 mnF2.840tan 9 22 1.380YSa1 1.59YSa2 1.80；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 520MPa FE 2 430MPa 。取弯曲疲劳安全系数S 1.4K FN 1FE 10.88 520F 1305.07MPaS1.5K FN 2 FE 20.90 430F 2258MPaS1.5计算大、小齿轮的F ，并加以比较由图 10-18 取弯曲疲劳寿命 KFN 1 0.88,KFN 2 0.90。 计算弯曲疲劳许用

44、应力F 1YFa1YSa1YFaYSa305.072.62 1.5973.23F 2YFa2YSa22582.17 1.8066.05取YFaYFSaF1F2minYFa1YSa1 YFa 2YSa266.05由弯曲强度确定的最大转矩dd12 mnF2KYYFaYSa21.096 1.63 145.952 62 2.840 0.9266.05 2885986.309Nmm4）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 T1 1284464.096 NT1n169.55 1061284464.096 75069.55 106100.87kW10-8躬选祥齿轮的材料和辅皮竽级，

45、根抑;教材反10-1选人小齿轮材料均为 20CrMnTi,渗碳淬火。小齿轮齿|加破披取62HRC,大齿轮齿面硬度収58HRC.世部 达 300IIBS.進精度第级为6级.(2)按齿根弯曲疲劳强度设计。1、小齿轮传递的转矩: = 9 55xl0 -=106658y.ww 2、初选裁荷系数：初选Kt二1.6：仁确定齿宽系教：小齿轮作臂布用，据教材S10-7选取仏初述螺旋角:=145、计算斜齿轮的十虽齿数：cos3 B= 79.96、确定齿形系数和应力集屮系類杳教材衣10-5得心-262/产 159,=2.22, = 1.77 7、呦定斜齿轮端而币含度：査教材图10-26铝珀=0 7&比j =0.8

46、& 勺=比2 = 1 66&确定弯曲毁度许用应力| 循环次数N、= 6Q 勿丛=7*13N厂60厶=2.2诃由教材图10-18 mi取安全系数SF-1.5由教材图10-20 (d)得6环=按刈称狐环变冋力确疋许用弯曲为叶卜%卜o 细如 = 434MPa9、由弯曲强度计算齿轮的模数。p/肋心汀加【%.,将齿轮1的参 数代入设计公式屮得耿标准伯心曲.10、荷系数：d】=小齿轮的分度恻TH令二】、 =47 4mmCCS J0= = 28 9w/s齿轮的网周速股 60*1000由教材图107含得：V假设匕川dOON/初，由教材裘0-3賁得 心七=1 齿宽由朝材衣 10-4 fxKfifi = 1 15

47、,山 10-13 介得= 1 12 弯阳强度裁荷系数切心心= 1.79II、校正模数：% = % ”灯 & =19 rntn 时以得出前面収标准fhw- = S合适,12、螺旋仍的确定：竺”叫=98.94切 叩心距：2 co$0a=99mln/n 7 球旋介arccos 旦色丛=14828、 2a13、斜齿伦的相关参数：w:对齿宽圆整 s b2=24mm.bl=28imn 齿面搂触强度校核。1、确定按触强度桟荷系数:心 K4j832、确定接触强度许用应力:査教材图10-21 (e)得叽产叽2二1刘。册牝查教材图10-19屮曲红2时/如! = 1.0,27 = L08取安个系数：511=1.0=1500MM=1620Mfh3、确定弄性影响系数：拯教材 1