机械设计-习题集答案讲解

1、第一章 绪论1- 1 机器的基本组成要素是什么？答：机械零件1- 2 什么是零件？什么是构件？什么是部件？试各举三个实例。 答：零件是组成机器的不可拆的基本单元，即制造的基本单元。如齿轮、轴、螺钉等。构件是组成机器的运动的单元，可以是单一整体也可以是由几个零件组成的刚性结构， 这些零件之间无相对运动。如内燃机的连杆、凸缘式联轴器、机械手的某一关节等。部件是由一组协同工作的零件所组成的独立制造或独立装配的组合体，如减速器、离 合器、联轴器。1- 3 什么是通用零件？什么是专用零件？ 答：通用零件在各种机器中经常都能用到的零件，如：齿轮、螺钉、轴等。在特定类型的机器中才能用到的零件，如：涡轮机的叶

2、片、内燃机曲轴、减速器的箱 体等。1- 4 机械设计课程研究的内容是什么？ 答：机械系统设计的基础知识和一般尺寸和参数的通用零件设计方法。 第二章 机械设计总论2- 1 答：一台完整的机器通常由原动机、 执行部分和传动部分三个基本部分组成。原动机是 驱动整部机器以完成预定功能的动力源；执行部分用来完成机器的预定功能；传动部分是 将原动机的运动形式、运动及动力参数转变为执行部分所需的运动形式、运动及动力参数。2- 2 答：设计机器应满足使用功能要求、经济性要求、劳动保护要求、可靠性要求及其它专 用要求。设计机械零件应满足避免在预定寿命期内失效的要求、结构工艺性要求、经济性要求、质 量小的要求和可

3、靠性要求。2- 3 答：机械零件常见的失效形式：整体断裂、过大的残余变形、零件的表面破坏以及破坏 正常工作条件引起的失效等。常用的计算准则主要有强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性准则和可靠性准则。2- 4 答：强度要求为确保零件不发生断裂破坏或过大的塑性变形。强度条件为提高机械零件的强度，可以采取： a、采用强度高的材料，使零件具有足够的截面尺寸；b、合理地设计零件的截面形状，增大截面的惯性矩；c、采用热处理和化学处理方法，提高材料的力学性能； d、提高运动零件的制造精度，降低工作时的动载荷；e、合理配置零件的位置，降低作用于零件上的载荷等。2-9 答：HT150：灰铸铁，抗拉强度为 1

4、50MPaZG230-450：铸钢，屈服强度为 230 MPa, 抗拉强度为 450 MPa65Mn：优质碳素结构钢，含碳量为 0.65%，含锰量 1.5% 45：优质碳素结构钢，含碳量为0.45%Q235：普通碳素结构钢，屈服强度为235 MPa40Cr ：中碳合金钢，含碳量为 0.40%，含铬量 1.5%20CrMnTi ：低碳合金钢，含碳量为 0.20%，含铬、锰、钛量 1.5%ZCuSn10Pb5：铸造锡青铜，含锡量为 10%，含铅量为 5%第三章 机械零件的强度3- 1 表面化学热处理、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、5 （ 1）3-7 答：当应力循环次数大于 N0 时，不管应力循环多少次， 材料破坏的极限应力变化不大， 视为恒定，所以将应力循环次数大于N0 以后的寿命段称为无限寿命区。所以只要施加在材料上的应力不超过循环基数所对应的极限应力，那么不管应力循环多少次，材料都不会发 生破坏，因此称循环基数对应的极限应力称为材料的疲劳极限。3-8 答：图（ a）中，为静应力， r=1 ；图（ b）中，为对称循环变应力， r=-1 ；图（ c）中， 为非对称循环变应力， 0r1 。3-9 答：弯曲疲劳极限的综合影响系数 K 是材料对称循环弯曲疲劳极限1与零件对称循环弯曲疲劳极限1e 的比值，不对称循环时，为材料与

6、零件的极限应力幅的比值。它与零件的尺寸及几何形状变化、加工质量及强化因素有关。它使得零件的疲劳极限相对于材料 的疲劳极限有所降低，对于静强度则没有影响。3-10 答：零件等寿命疲劳曲线的疲劳极限线是材料试件等寿命疲劳曲线的疲劳极限线按比 例 K 下移，而静强度极限线与材料试件等寿命疲劳曲线的静强度极限线相同。作业：1N1 1NNC0 180500 180 1.9947 359.05MPa1N 31N 2180 1.8016 324.30MPa1.2610 226.99MPa3-1 已知：1 180MPa ， N0 5 106，m 9， N1 7000， N 2 25000，N3 620000。

7、求 N1、N2、 N3的有限寿命弯曲疲劳极限。3-5 已知：圆轴轴肩尺寸为 D 54mm ， d 45mm ， r 3mm ；该轴肩材料的力学性 能为 s 260MPa ， 1 170MPa ， 0.2 ， B 420MPa ；危险截面上的平均 应力 m 20MPa ， a 30MPa 。按 m C 求该截面的计算安全系数 Sca。解：( 1)2 1 000 141.67MPa202 1 2 170 340 283.33MPa ，1 0.2 1.2 A (0,180) , D (141.67,141.67) , C(360,0)2）查附图 3-1 ，材料的敏性系数 q0.78；r d 345

8、0.067 ， D d 54 45 1.2查附表 3-2（ 弯曲，插值法 ） ，轴肩圆角处的理论应力集中系数 1.88 ；轴肩的弯曲有效应力集中系数 k 1 q 1 1 0.78 1.88 1 1.686查附图3-2 ，尺寸及截面形状系数0.75 ；查附图3-4 ，表面质量系数0.87 ；查附表由公式3-12 ），弯曲疲劳极限的综合影响系数系数k1111.686 11 1 1.199由公式0.75 0.873-8 ），零件的对称循环弯曲疲劳极限为1e170 142MPa 。1.1993-10 ，化学热处理的强化系数 q 2 （有应力集中） ；所以有A(0,142) , D(141.67,118

9、), C(360,0)3) m C在极限应力线图中标出点 M 和 M 的位置。所以 m 20MPaaOC2 2.6 52.9 137.54MPamax20 137.5420 303.15caammax3-20 一零件由 45 钢制成，材料的力学性能为： S 360MPa ， 1 300MPa ，材料常 数 0.2 。已知零件上的最大工作应力为 max 190MPa ，最小工作应力为min 110MPa ，应力变化规律为 r C ，弯曲疲劳极限的综合影响系数 K 2.0，试画 出零件的极限应力线图，在图上找出零件的工作应力点 M 和极限应力点 M ，并用图解法 确定该零件的计算安全系数 Sca

10、。300150MPa解：2 1 2 3001 1 0.2500MPa，00零件极限应力线图上的特殊点A（0， 1e ）、2 2KD（ S ，0）为 A（0，150）、C（250，125）、D（360，0），据此作出零件的极限应力线图max min190 110240MPamax min2190 1102150MPa在图上找出零件的工作应力点 M 和极限应力点 M ，由图中量得 mem 150MPa ， ae 134.5MPaScamax360150 40 1.895maxma第 5 章 螺纹连接和螺旋传动5-15-25-35-45-5大径 中径( P69 式 5-4 、5) 降低 3 升高 1

11、 升高 1 降低 2 过渡配合90%3螺纹根部5-64)F2 F0CbCm Cb小径3CF F1 F，F1 F0 CmCmCb FCbCm Cb F0 0.5F0普通螺栓连接的主要失效形式：螺栓杆螺纹部分拉断；设计准则：保证螺栓杆的5-10 答： 拉伸强度。 铰制孔用螺栓连接的主要失效形式：螺栓光杆被剪断和螺栓杆与孔壁的贴合面发生压溃； 设计准则：保证螺栓光杆的剪切强度和连接的挤压强度。5-13后的答：螺栓性能等级为 8.8 级，小数点前的 8代表该螺栓抗拉极限 B的 1/100 ，小数点8 表示该螺栓屈服极限 s 与抗拉极限 B 的比值的 10 倍。 sBCC5-15 答：螺栓所受的总拉力

12、F2 F0b F ，F1 F0Cm F ，当 F0 一定，2 0 Cm Cb1 0 Cm Cb轴向外载在 0F 之间变化时，由公式可看出：Cb， Cm， F2，连接的疲劳强度降低，连接的紧密性增加；与此相反， Cb， Cm， F2，连接的疲劳强度提高，连接的紧密性降低。5-16 答：保证连接紧密性和静强度要求的前提下，要提高疲劳强度，必须Cb， Cm，同时适当增加预紧力。5-21 如图所示一牵引钩用 2 个 M12(d1=10.106mm)的普通螺栓固定于机体上，已知：接合 面摩擦系数 f=0.2 ，防滑系数 Ks=1.2 ，螺栓力学性能等级为 6.8 级，安全系数 S=3，试计算 该螺栓组允

13、许的最大牵引力 F 。解：螺栓性能等级为6.8 级，许用应力 480 160MPaS3螺栓允许的预紧力d12F0 4 1.3210.1062 160 9872N5.2连接允许的牵曳力F zifF0Ks2 1 0.2 9872 3291N1.2联轴器材料为 HT200，试校核其连接强度。5-23 图示凸缘联轴器( GB/T5843-2003 )的型号为 YLD10，允许传递最大转矩 T 为 630Nm。 两半联轴器采用 4 个 M12的铰制孔用螺栓连接， 螺栓规格为 M1260(GB/T27-1988 )，螺纹 段长 22mm，螺栓的性能等级为 8.8 级，解：安全系数 S 2.5Shp 2.5

14、P87,表 5-10 )每个螺栓的横向载荷2T2TFTzDw /2 zDw 4 1302 630 1034 1302423.08N许用应力S S 640S 2.5 2.5256MPa ，PShhpphp 200 80MPa2.5 2.54 2423.082423.08i d02 /4 1 122 21.43MPa d0 12 (60 22 20) 11.13MPa P强度足够。5-24 受轴向载荷的紧螺栓连接，被连接钢板间采用橡胶垫片，螺栓的相对刚度为 0.9 。已 知预紧力 F0=1500N，当轴向工作载荷 F=1000N 时，求螺栓所受的总拉力及被连接件之间的 残余预紧力。解： F2 F0

15、C b F 1500 0.9 1000 2400N2 0 Cm CbF1 F2 F 2400 1000 1400N5-25 铰制孔用螺栓组连接的三种方案如图所示。已知L=300mm， a=60mm，试求螺栓连接的三个方案中，受力最大的螺栓所受的力各为多少？哪个方案最好？解：三个方案中都是把工作载荷 F 移动至螺栓组连接的形心上，这样将工作载荷转变为过 形心的横向载荷 F 和绕形心的转矩 T。在横向力 F 作用下，单个螺栓所受力为 FFF/3 。在转矩 T 作用下，单个螺栓所受力大小与三个方案螺栓布置方式有关。因此单个螺栓所受总载荷与各自的布置方式有关， 现分别讨论。方案 1：在转矩 T作用下，

16、 1、 3螺栓（ 2 螺栓不受转矩影响）所受力大小：FL300F5F /42r2a2 1203 螺栓受力最大，为Fmax1FF FTF /3 5F /4 19F /12方案 2：在转矩 T 作用下，1、3 螺栓（ 2 螺栓不受转矩影响）所受力大小：FT2r1、3 螺栓受力相同为Fmax2FL2a300F5F /42 120FF2 FT2-2FFFTcos902/9 25F 2 /16241F12方案 3：在转矩 T 作用下，单个螺栓所受力大小：FT3r2 螺栓受力最大，为Fmax3FL3a300F5F /63 120FT2-2FFFTcos150/9 25F2 /16-2F/3 5F/43/2

17、241 60 3对 3 个方案进行比较，发现12191.5831.31212241 60 3 137.080.981212，很明显，方案 3 较好。考虑：如果换成普通螺栓，结果会怎样？ 第 6 章 键、花键、无键连接和销连接 6-1 （ 4）6-2 工作面被压溃 工作面的过度磨损 6-3（4） 6-4 小径 齿形 作业题：6-1 为什么采用两个平键时， 一般布置在沿周向相隔 180的位置； 采用两个楔键时， 相隔90 120；而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？这是从尽量减小对轴的强度削弱考虑的，同时又考虑了各类键的特点。 两个平键相隔 180布置， 工作面上产生的挤压力的方向正好相反

18、，不会 产生附加应力，并且全部转化为扭转力矩，减少了轴受损的可能。 若两个平键相隔不为 180如图所示， F1 F2sin ，F2 cos0；工作面上产生的挤F1 F2 sin 20 ；这个力相当于轴上的附加力，对轴压力在轴上的合力 F 不为零，大小为的工作产生不利影响。采用两个楔键时，如果也相隔 180布置，则楔紧时只是两个楔键的顶面与轮毂键槽 的底面接触， 轴和轮毂不接触， 工作可靠性差。 两个楔键相隔 90 120则楔紧后轴和轮 毂也接触楔紧，增加了工作可靠性。由于轴上半圆键槽较深， 在同一截面处加工出两个键槽会大大削弱轴的强度， 所以采用 两个半圆键时应布置在轴的同一母线上。6-4 图

19、示的凸缘半联轴器及圆柱齿轮， 分别用键与减速器的低速轴相连接。 试选择两处键的 类型及尺寸，并校核联接的强度。已知轴的材料为45 钢，传递的转矩 T=1000N m，齿轮用锻钢制成，半联轴器用灰铸铁制成，工作时有轻微冲击。解：半联轴器轴颈处， p 55MPa ，选取 A 型普通平键，键宽 b 20mm ，键高h 12mm ，键长 L 110mm 。2T 103kld2 1000 1036 110 20 7053MPa p 齿轮轴颈处， p 110MPa，选取 A型普通平键，键宽 b 25mm 、键高 h 14mm 、键长 L 80mm 。2T 1032 1000 103pkld7 80 25

20、9057.7MPa p第八章 带传动8- 12）3）（3）8-3紧松边拉应力离心拉应力弯曲应力 1 c b1 紧边绕入小带轮处8-48-58-6 8-7 8-8 8-9 8-108-11 答：主要是考虑绕入主动轮处带内弯曲应力的影响，实验用带传动的主从动带轮齿数（2）预紧力 小轮包角 摩擦系数相同， b1 b2 ，所能传递的功率要比 b1b 2时要小，所以当 i 1时 b1 b2 ，这时所能传递的功率增大。8-12 8-13 8-14 8-158-16 方案 a），因为首先该题针对带传动而言， 所以从带传动角度出发分析增速要求。1 和方案 2 均减小传动比，可以起到增速的作用，但从减小带的最大

21、应力出发，采用方案 更合理。8-20 解：方案1i dd2400 2.86dd1 140查表 8-4a ， n1 1460， dd1 140，单根普通 V带的基本额定功率 P0 2.29kW查表 8-4b ，A型带， i 2.86 ， n1 1460，功率增量 P0 0.171kW小带轮包角 1 180 dd2 dd1 57.5 180 400 140 57.5 161.661 a 815查表 8-5 ， 1 161.66 ， K 0.953Ld 2add1 dd2dd2 dd1带的基准长度 24a2400 1402 815 140 400 2499mm2 4 815由表 8-2 ，普通 V带

22、基准长度取为 Ld 2500mm， KL 1.09由表 8-7 ，一天运转 8h，工作载荷变动较大， K A 1.2 P 4 P0P0 K KL4 2.29 0.171 0.953 1.09 8.521kWKA1.28- 28- 21 解：1确定计算功率 Pca查表 8-7，KA 1.2， Pca KAP 1.2 3.6 4.32kW2选取 V 带带型由图 8-11 ， n1 1440 ， Pca 4.32kW ，选取 A型 V带查表 8-4a ， n1 1440 ， dd1 90 ，单根普通 V 带的基本额定功率 P0 1.064kWdd2dd1250902.78查表 8-4b ，A型带，

23、i 2.78 ， n1 1440，功率增量 P0 0.169kW5计算主动轮包角1小带轮包角 1 180 dd 2 dd1 57.5 180 250 90 57.5 162.641 a 530查表 8-5 ， 1 162.64 ， K 0.9554确定 V 带基准长度dd2 dd1 Ld 2add1 dd2带的基准长度 2 4a2 530 90 2502250 904 5301606mm由表 8-2 ，普通 V 带基准长度取为 Ld 1600mm， KL 0.99 6计算 V 带根数 zPcaP0 P0 K K L4.321.064 0.169 0.955 0.993.71V 带根数 z 48

24、- 24 答：应逆时针转动较好，使松边在上。图 a 方案中应使张紧轮放在松边外侧，靠近小 轮，以增大小轮包角；图 b 方案中应使张紧轮放在松边内侧，避免带双向弯曲，并靠近大 轮。作业： 8-1 解：efve0.514.963，2F0 720N F1 F2 F1 599.3N ， F2 120.7N 。 Fe F1 F2 599.3 120.7 478.6NTmax Fe dd1 478.6 100 23930 Nmm8-2 解：Fe 1000P 1000 7.5 750N e v 10PTmaxn9550 10323930 1450 0.9539550 103 Fe F1 F2 750N ，

25、F1 2F2 ；223.45kW F1 1500N ， F2 750N1F0 F1 F2 1125N0 2 1 28- 4 解：1确定计算功率 Pca查表 8-6 ， KA 1.2， Pca KAP 1.2 7 8.4kW2选取 V 带带型由图 8-9 ，选取 B 型 V 带3确定带轮基准直径n1 960n2 3302.91；查表 8-3 ，取 dd1 140mm ， dd2 i dd1 2.91 140 407mm查表 8-7，取 dd2 400mmn2 n1 dd1 960 140 336r min从动轮转速dd2400336 330100% 1.8% 5%从动轮转速误差 330dd1n1

26、140 960v 7.07m s带速 60000600004确定 V 带基准长度和传动中心距根据 0.7 dd1 dd2 a 2dd1 dd2 ，初取 a0 700mmLd 2a0 2 dd1 dd2dd2 dd14a0400 1402 700 140 400 400 140 2272mm2 4 700由表 8-2 ， V 带基准长度取为 Ld 2240mm 由式（ 8-21 ）计算传动中心距a a0 Ld Ld 700 2240 2272 684mm25计算主动轮包角1 180dd 2 dd1a57.5 180 400 140 57.5 158 1206846计算 V 带根数查表 8-5a

27、、 b 得，P0 2.13kW ， P0 0.3kW ；，；查表 8-8 、表 8-2 得， K0.94， KL 1；由式（ 8-22 ）得PcaP0 P0 K KL8.42.13 0.3 0.94 13.7V带根数 z 4 。7计算预紧力 查表 8-4，B型V带 q 0.17kg m，由式（ 8-23 ）得F0 500 Pca 2.5 1 qv2 500 8.4 2.5 1 0.17 7.042 256N 0 vz K 7.04 4 0.948计算压轴力1 158FP 2zF0 sin 1 2 4 256sin 2010.4N 22第 9 章 链传动9- 1（3）9- 2 外链板与销轴 内链

28、板与套筒 滚子与套筒 套筒与销轴9- 3 套筒与销轴9- 4 越高 越大 越少9- 5 链板的疲劳破坏 铰链的磨损 铰链的胶合 链条的静力拉断 链板的疲劳破坏9-6 9-7 9-8 9-9 9-10 9-11 9-12 9-13 9-14 9-15 9-16 9-179-18 答：（1） 21，减小；（2）90，不变9-19 解：由图 9-11， n1 960r min ，08A 型链，额定功率 P0 4.1kW由图 9-13， Z1 21，查得小链轮齿数系数 Kz 1.23又因为 KA 1.2， Pca KAKz PKpK p K AK z P 1.2 1.23 8.5 3.24 ，因此至少

29、需要四排链。pPca4.19-20 解：由表 9-6 ， n1 600 r min ，16A 型链，额定功率 P0 20kW由图 9-13， Z1 21 ，查得小链轮齿数系数 Kz 1.23；单排链， Kp 1.0； KA 1.2链条可以传递的功率为K p PcaKAKZ1 201.2 1.2313.55kW作业9-1 答：图 a 和图 b 均逆时针方向回转，即紧边在上、松边在下合理。图c 垂直布置时，下垂量增大会减少下链轮有效啮合齿数，降低传动能力，为此应采用：a）中心距可调； b）设张紧装置； c）上下两轮错开，使两轮轴线不在同一铅垂面内。9-3 解： 查表 9-1 ， Flim 55.6

30、KN ，滚子链的链号应为 16A，节距 p 25.4mm 。由图 9-11 ， n1 850r min ，额定功率 Pca 28KW由图 9-13， Z1 21 ，查得小链轮齿数系数Kz 1.23；单排链， Kp 1； KA 1故链条可以传递的功率为9-4 解：1选择链轮齿数K pPcaKAKZ1 281 1.2322.76kW选取 z1 21 ， z2 iz1 3 21 63 。2计算功率Pca KA P 1.5 7.5 11.25kW3初定链条的节距 查图 9-11 ， n1 960r min ， Pca 11.25kW ，选链号为 12A 单排链， p 19.05mm4计算链条链节数Lp

31、2a0 z1 z2 p z2 z1 2 2 650 21 63 19.05 63 21 2 110节 p 2a0 2 19.05 2 650 25计算实际中心距p4z1 z2Lpz12z28 z2 z12219.05421 63110211021 63 2 8 63 21 222635mm6验算链速n1z1 p960 21 19.05v 6.4m s 60 1000 60000第十章 齿轮传动10- 1 1 7 3 4 5 8 10 2 6 910- 2 （ 2）10- 3 （1）10- 4 （3）10- 5 减小动载荷系数 减小齿向载荷分配不均匀系数10-6 制造安装精度和圆周速度10-7

32、（ 1）10-8 （2）10-9 1/100 脉动10-10 齿宽中点处10-13 15 16 17 1810-19 （ 1） 弯曲应力减小，接触应力不变 （ 2） 弯曲应力减小，接触应力减小 （ 3） 弯曲应力增大一倍，接触应力不变10-26 答：（ 1）rH 20， rF 21（2）z2 i200.8 ， n2n1 450 562.5z125 2i 0.8N2FN2H60n2 jLh 60562.5 1 2000 6.75 107作业：10-1 解：1)B 轮是惰轮，齿根弯曲应力是对称循环变应力。查图10-21d) ，接触疲劳极限应力H lim580MPa ，弯曲疲劳极限应力FE0.7 4

33、40 308MPa 。许用应力为： H KHN H lim 1 580 S580MPa ；KFN FE FFNS FE1 308 296MPa1.42) B轮是主动轮，齿根弯曲应力是脉动循环变应力。查图10-21d) ，接触疲劳极限应力H lim 580MPa ，弯曲疲劳极限应力 FE 440MPa 。许用应力为：KHN H limS1 5801580MPa ； F KFN FEFS440 314MPa1.410- 7 解：该齿轮传动的承载能力由齿面接触强度所限定。1计算按齿面接触强度所限定的转矩，由式(10-21 )得：d13 d u2K u 1zH zE1）小齿轮分度圆直径d1mnz1co

34、s6 24 145.95mm 。cos9 222）齿宽系数 dd1 14156.095 1.096。3）查图 10-26 ， 1 0.765 ， 2 0.925端面重合度 1 2 0.765 0.925 1.685。z 1084）齿数比 u 24.5 。z1 245）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数zE 189.8MPa12 。6）由图 10-30 查得区域系数 zH 2.455。7）小齿轮合金钢调质 260HBS，由图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳极限Hlim1 580MPa ；大齿轮碳钢调质 220HBS，由图 10-21d 查得大齿轮的接触疲劳极限H lim 2 520MPa

35、 。8）计算接触疲劳许用应力 H 由式（ 10-13 ）计算应力循环次数N1 60njLh 60 750 1 10 300 16 4.32 109 N2 4.32 109 4.5 9.6 108 。由图 10-19 查接触疲劳寿命系数 KHN1 0.89， KNH 2 0.92。取失效概率为 1%，安全系数 S 1，由式（ 10-12 ） H 1K HN1 lim 1 0.89 580568.4MPa ， H 2K HN 2 lim 2 0.92 520478.4MPa 。斜齿轮的接触疲劳许用应力11 H H 1 H 2568.4 478.4 523.4MPa 。H 2 H 1 H 2 29）

36、计算载荷系数 K按轻微冲击，由表 10-2 查得 KA 1.25。小齿轮圆周速度 vd1n1145.95 750 5.73m s，精度等级 8 级， 由60 1000 60000图 10-8 查得动载系数 Kv 1.2。KF查表 10-3 ，按 A t 100N mm ，齿间载荷分配系数 KH KF 1.2。b查表 10-4 ，接触疲劳齿向载荷分布系数23KH 1.15 0.18 d2 0.31 103 b1.15 0.18 1.0962 0.31 10 3 160 1.416 。齿高与齿宽之比 b h b 2.25mn 160 2.25 6 160 13.5 11.85， 从图10- 13

37、中查得弯曲强度齿向载荷分布系数KF 1.35。载荷系数 K K AKvKH KH 1.25 1.2 1.2 1.416 2.549。代入以上各项数值，计算出按齿面接触强度所限定的转矩为：T13145.953 1.096 1.685 4.52 2.549 5.52523.42.455 189.51166323Nmm2）计算该传动所能传递的功率圆周力2T1Ftd12 1166323145.9515983NK A Ft 1.25 15983A t 125N 100N ，符合假设。 b 160该齿轮传动能够传动的功率为T1n19.55 1061166323 7509.55 10691.72kW10-2

38、6 答：（ 1） rH 2 0， rF212) iz2z1N2FN2H第十一章 蜗杆传动11-1 （课本）答：11-14 答：（ 1）有错误， in1 z2 d21 2 2 ，因为 d 2 mz2 ，而 d1n2 z1 d1，其大小已标准化。2）错误，因为d111mz1，中心距应为 a 2(d1 d2) 2(q z2)m。3）错误， Ft2T2 /d2 2T1n1/(n2d2) 2T1 /(d2/i) 2T1 / d1 。11-23 图示为某起重设备的减速装置。已知各轮齿数z1=z2=20 ， z3=60， z4=2，z5=40，轮20 0.8 ，n2 n1 450 562.525 2 i 0

39、.860n2 jLh 60 562.5 1 2000 6.75 1071 转向如图所示，卷筒直径 D=136mm。试求： （1） 此时重物是上升还是下降 ?（2） 设系统效率=0.68 ，为使重物上升，施加在轮 1 上的驱动力矩 T1=10N m，问重物的重量是多少 ?n1Hn1 nHn1nHn1 nHz360 3解：（ 1） i13Hn3Hn3 nHn3nHnHz120n12nH ，行星架 H 的转向与中心轮 1 的转向相反，所以蜗杆 4 的转向标示为箭头向下，又因为蜗杆 4 为右旋，采用右手定则，所以蜗杆 4 轴向力向右，蜗轮 5 的圆周力向左， 因此蜗轮 4 顺时针方向旋转，重物下降。D

40、（2）W 2 T5， P1P5，T1n1T5n5 T5n4 /i45T5n4 z4 /z5T5nH z4 / z5 ，2 10 0.681362 20 4NW 2T5 / D 2T1n1z5D nH z411- 29 答：不合理，把链传动布置在带式运输机的输入侧。第 11 章作业题：11- 17 图示为简单手动起重装置。若按图示方向转动蜗杆，提升重物G，试确定：（ 1）蜗杆和蜗轮齿的旋向； （ 2）蜗轮所受作用力的方向； （ 3）当提升或将下重物时，蜗轮轮齿是单 侧受载还是双侧受载？ 答：11- 28 、件 1、5 为蜗杆，件 2、6 为蜗轮，件 3、4为斜齿圆柱齿轮，件 蜗杆 1 主动，要求

41、齿轮 8 的回转方向如图示。试标出： 1）各轴的回转方向。 2）考虑三根轴上所受轴向力能抵消一部分， 旋线方向。 3）各轮的轴向分力的方向。7、8 为直齿锥齿轮。定出各轮的螺11- 1 低 好 1 、2、4、611- 2 20Cr 或 40Cr 渗碳淬火 锡青铜11- 3 （ 4） 11-4 （ 3）11-5 油池润滑 喷油润滑 11-10 答： 蜗杆传动中， 为保证正确啮合， 用与蜗杆具有同样尺寸的蜗轮滚刀加工与其配对 的蜗轮。这样，一种尺寸的蜗杆对应一种尺寸的蜗轮滚刀。同一模数下，蜗杆的直径有很 多，蜗轮滚刀的数目也会很多。因此，为限制蜗轮滚刀的数目及便于滚刀标准化，每种模 数下规定了一定

42、数目的蜗杆分度圆直径，将其标准化。11-12 答：影响蜗杆传动效率的主要因素有啮合摩擦、轴承摩擦及溅油损耗。11-13 答：蜗轮材料的许用接触应力的确定方式主要由蜗轮材料的主要失效形式所决定的。 灰铸铁、高强青铜蜗轮（ B 300MP）主要失效形式为胶合，按接触强度进行条件性设计， 其 H与应力循环次数 N无关，按 Vs 大小查取。 锡青铜蜗轮（ BP2, 所以按轴承 1 的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。 补充： 某转轴两端各用一个 30204 轴承支撑，轴上载荷Fre=1000N， Fae=300N，轴转速为 1000r/min ，载荷系数 fp=1.2 ，常温下工作。求： 1）两 支

43、点反力； 2）两轴承的当量动载荷； 3）危险轴承的寿命。已知： 30204 轴承基本额定动载eFa/Fr eFa/Fr e0.35XYXY100.41.7荷 C=28.2KN，且有 Fd=Fr/ （ 2Y）， Y=1.7 。有关数据如下：因为解：正装，派生轴向力如图所示，左轴承为1 轴承，右轴承为 2 轴承。（1）两支点反力因为所以 2 被压紧， 1 被放松。2）两轴承的当量动载荷所以 X1=1， Y1=0；即有X2=0.4 ， Y2=1.73）危险轴承的寿命P1e时，X =0.41 且 Y=0.87 ）解：1）求支点反力因为所以 1 轴承压紧， 2 轴承被放松。所以 ，2）求额定动载荷因为所

44、以 X1=0.41 ， Y1=0.87 ； X2=1， Y2=0即有，按 P1 计算 C13-3 （ 4） （2） 13-4 单向制 0 负值 13-5 （ 1） 13-6 （ 4）1）调整端盖端面与外壳13-15 答：两端固定支承需要调整轴承游隙。可采用如下方式：（ 之间垫片的厚度；（ 2）调整轴承内圈或外圈的轴向位置。13-19 答：装配时，可通过增减套杯端面与外壳之间垫片的厚度，调整锥齿轮的轴向距离。13-27 答（ a）或b）或c)第 15 章 轴f)作业题： 15-4答： 1、无定位轴肩，作为轴左端所装配零件的右侧定位方式；2、轴承端盖孔和伸出轴间无间隙；3、轴承端盖孔和伸出轴间无毛

45、毡圈；4、键太长；5、轴承端盖和箱体间无调整垫片；6、无非定位轴肩，区分与轴承装配轴段和与端盖装配轴段；7、角接触球轴承应正装；8、定位套筒高度超过了轴承内圈高度；9、轴段长度与所配合齿轮的宽度相等，应小于2 3mm；10、轴承无左端定位方式； 补充作业 1 图示为起重机绞车的齿轮 1、卷筒 2 和轴 3 的三种连接方案。图(a) 为齿轮 1 与卷筒 2 分别用键固定在轴上，轴的两端通过轴承支承在机架上；图(b) 为齿轮 1 与卷筒 2 用螺栓连接成一体空套在轴上，轴的两端固定在机架上；图(c) 为齿轮 1 与卷筒 2 用螺栓连接成一体，并用键固定在轴上，轴的两端通过轴 承支承在机架上。若外载恒定，试分析确定三种方案中： (1) 轴上载荷的种类及轴的类型； (2) 轴上所受应力 及性质； (3) 若三种方案中轴的直径、 材料及热处理方法相同， 试比较三种方案中轴的强度。 15-7 两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴，尺寸和结构如图所示。已知：中间轴转速 n2=180r/min ，传递功率 P=5.5KW。有关的齿轮参数为： 齿轮 2： mn=3m，m n 20 ， 10 44 10.73 ， z2=112 ，右旋齿轮 3： mn=4m，m n 20 ， 9 22 9.37 ， z3=2