机械设计-习题集答案

...wd......wd......wd...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构造，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：机械系统设计的根基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、执行局部和传动局部三个基本局部组成。原动机是驱动整部机器以完成预定功能的动力源；执行局部用来完成机器的预定功能；传动局部是将原动机的运动形式、运动及动力参数转变为执行局部所需的运动形式、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防止在预定寿命期内失效的要求、构造工艺性要求、经济性要求、质量小的要求和可靠性要求。2-3答：机械零件常见的失效形式：整体断裂、过大的剩余变形、零件的外表破坏以及破坏正常工作条件引起的失效等。常用的计算准那么主要有强度准那么、刚度准那么、寿命准那么、振动稳定性准那么和可靠性准那么。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150MPaZG230-450：铸钢，屈服强度为230MPa,抗拉强度为450MPa65Mn：优质碳素构造钢，含碳量为0.65%，含锰量<1.5%45：优质碳素构造钢，含碳量为0.45%Q235：普通碳素构造钢，屈服强度为235MPa40Cr：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外表化学热处理、外表淬火、外表硬化加工3-2〔3〕3-3截面形状突变增大3-4〔1〕〔1〕3-5〔1〕3-7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，0<r<1。3-9答：弯曲疲劳极限的综合影响系数是材料对称循环弯曲疲劳极限与零件对称循环弯曲疲劳极限的比值，不对称循环时，为材料与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，对于静强度那么没有影响。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一样。作业：3-1：，，，，，。求N1、N2、N3的有限寿命弯曲疲劳极限。解：∵，<NC=,∴3-5：圆轴轴肩尺寸为，，；该轴肩材料的力学性能为，，，；不安全截面上的平均应力，。按求该截面的计算安全系数Sca。解：〔1〕∵∴，∴,,〔2〕查附图3-1，材料的敏性系数；，查附表3-2(弯曲，插值法)，轴肩圆角处的理论应力集中系数；轴肩的弯曲有效应力集中系数查附图3-2，尺寸及截面形状系数；查附图3-4，外表质量系数；查附表3-10，化学热处理的强化系数〔有应力集中〕；由公式〔3-12〕，弯曲疲劳极限的综合影响系数系数由公式〔3-8〕，零件的对称循环弯曲疲劳极限为。所以有,,〔3〕在极限应力线图中标出点和的位置。所以∴3-20一零件由45钢制成，材料的力学性能为：，，材料常数。零件上的最大工作应力为，最小工作应力为，应力变化规律为，弯曲疲劳极限的综合影响系数，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和极限应力点，并用图解法确定该零件的计算安全系数。解：，∵，∴零件极限应力线图上的特殊点A〔0，〕、、D〔，0〕为A〔0，150〕、C〔250，125〕、D〔360，0〕，据此作出零件的极限应力线图，在图上找出零件的工作应力点和极限应力点，由图中量得，第5章螺纹连接和螺旋传动5-1大径中径〔P69式5-4、5〕小径5-2降低3升高1升高1降低35-32过渡配合5-490%螺纹根部5-535-6〔4〕，5-10答：普通螺栓连接的主要失效形式：螺栓杆螺纹局部拉断；设计准那么：保证螺栓杆的拉伸强度。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；设计准那么：保证螺栓光杆的剪切强度和连接的挤压强度。5-13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的1/100，小数点后的8表示该螺栓屈服极限与抗拉极限的比值的10倍。5-15答：螺栓所受的总拉力，，当F0一定，轴向外载在0～F之间变化时，由公式可看出：Cb↑，Cm↓，F2↑，连接的疲劳强度降低，连接的严密性增加；与此相反，Cb↓，Cm↑，F2↓，连接的疲劳强度提高，连接的严密性降低。5-16答：保证连接严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如以下列图一牵引钩用2个M12〔d1=10.106mm〕的普通螺栓固定于机体上，：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，试计算该螺栓组允许的最大牵引力F。解：螺栓性能等级为6.8级，许用应力螺栓允许的预紧力连接允许的牵曳力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M12×60〔GB/T27-1988〕，螺纹段长22mm，，螺栓的性能等级为8.8级，联轴器材料为HT200，试校核其连接强度。解：安全系数，〔P87,表5-10〕每个螺栓的横向载荷许用应力，∴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。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剩余预紧力。解：5-25铰制孔用螺栓组连接的三种方案如以下列图。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。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，1、3螺栓〔2螺栓不受转矩影响〕所受力大小：3螺栓受力最大，为方案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：1、3螺栓受力一样为方案3：在转矩T作用下，单个螺栓所受力大小：2螺栓受力最大，为对3个方案进展比较，发现，，，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，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。假设两个平键相隔不为180°如以下列图，，；工作面上产生的挤压力在轴上的合力不为零，大小为；这个力相当于轴上的附加力，对轴的工作产生不利影响。采用两个楔键时，如果也相隔180°布置，那么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°那么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。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，，选取A型普通平键，键宽，键高，键长。。齿轮轴颈处，，选取A型普通平键，键宽、键高、键长。第八章带传动8-1〔2〕8-2〔3〕〔3〕8-3紧松边拉应力离心拉应力弯曲应力紧边绕入小带轮处8-4〔2〕8-5预紧力小轮包角摩擦系数8-68-78-88-98-108-11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一样，，所能传递的功率要比时要小，所以当时，这时所能传递的功率增大。8-128-138-148-158-16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。方案1和方案2均减小传动比，可以起到增速的作用，但从减小带的最大应力出发，采用方案1更合理。8-20解：查表8-4a，，，单根普通V带的基本额定功率查表8-4b，A型带，，，功率增量小带轮包角查表8-5，，带的基准长度由表8-2，普通V带基准长度取为，由表8-7，一天运转8h，工作载荷变动较大，∴8-21解：1．确定计算功率查表8-7，，∴2．选取V带带型由图8-11，，，选取A型V带查表8-4a，，，单根普通V带的基本额定功率查表8-4b，A型带，，，功率增量5．计算主动轮包角小带轮包角查表8-5，，4．确定V带基准长度带的基准长度由表8-2，普通V带基准长度取为，6．计算V带根数，∴V带根数8-24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，防止带双向弯曲，并靠近大轮。作业：8-1解：，∴，。。8-2解：∵，；∴，8-4解：1．确定计算功率查表8-6，，∴2．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；查表8-3，取，∴查表8-7，取从动轮转速从动轮转速误差带速4．确定V带基准长度和传动中心距根据，初取由表8-2，V带基准长度取为由式〔8-21〕计算传动中心距。5．计算主动轮包角。6．计算V带根数查表8-5a、b得，，；查表8-8、表8-2得，，；由式〔8-22〕得，∴V带根数。7．计算预紧力查表8-4，B型V带，由式〔8-23〕得。8．计算压轴力第9章链传动9-1〔3〕9-2外链板与销轴内链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9-69-79-89-99-109-119-129-139-149-159-169-179-18答：〔1〕21，减小；〔2〕90，不变9-19解：由图9-11，，08A型链，∴额定功率由图9-13，，查得小链轮齿数系数又因为，，因此至少需要四排链。9-20解：由表9-6，，16A型链，额定功率由图9-13，，查得小链轮齿数系数；单排链，；链条可以传递的功率为作业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，∵，∴滚子链的链号应为16A，节距。由图9-11，∵，∴额定功率由图9-13，，查得小链轮齿数系数；单排链，；故链条可以传递的功率为9-4解：1．选择链轮齿数选取，。2．计算功率3．初定链条的节距查图9-11，，，选链号为单排链，4．计算链条链节数5．计算实际中心距6．验算链速第十章齿轮传动10-11734581026910-2〔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〔1〕10-8(2)10-91/100脉动10-10齿宽中点处10-131516171810-19〔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〕，〔2〕，作业：10-1解：10-2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，弯曲疲劳极限应力。许用应力为：；〔2〕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，弯曲疲劳极限应力。许用应力为：；10-7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：1〕小齿轮分度圆直径。2〕齿宽系数。3〕查图10-26，，端面重合度。4〕齿数比。5〕由表10-6查得材料的弹性影响系数。6〕由图10-30查得区域系数。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；大齿轮碳钢调质220HBS，由图10-21d查得大齿轮的接触疲劳极限。8〕计算接触疲劳许用应力由式〔10-13〕计算应力循环次数。由图10-19查接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数，由式〔10-12〕，。斜齿轮的接触疲劳许用应力。9〕计算载荷系数按轻微冲击，由表10-2查得。小齿轮圆周速度，精度等级8级，由图10-8查得动载系数。查表10-3，按，齿间载荷分配系数。查表10-4，接触疲劳齿向载荷分布系数。齿高与齿宽之比，从图10-13中查得弯曲强度齿向载荷分布系数。载荷系数。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：2〕计算该传动所能传递的功率圆周力，符合假设。该齿轮传动能够传动的功率为10-26答：〔1〕，〔2〕，第十一章蜗杆传动11-1〔课本〕答：11-14答：〔1〕有错误，，因为，而，其大小已标准化。〔2〕错误，因为，中心距应为。〔3〕错误，。11-23图示为某起重设备的减速装置。各轮齿数z1=z2=20，z3=60，z4=2，z5=40，轮1转向如以下列图，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η=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?解：〔1〕，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，采用右手定那么，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。〔2〕，，，11-29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。假设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：Ft2Ft2Fr2Ft2Fa1G11-28、件1、5为蜗杆，件2、6为蜗轮，件3、4为斜齿圆柱齿轮，件7、8为直齿锥齿轮。蜗杆1主动，要求齿轮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局部，定出各轮的螺旋线方向。3〕各轮的轴向分力的方向。11-1低好1、2、4、611-220Cr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确实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〔σB≥300MP〕主要失效形式为胶合，按接触强度进展条件性设计，其[σH]与应力循环次数N无关，按Vs大小查取。锡青铜蜗轮〔σB＜300MP〕主要为点蚀失效，为接触疲劳问题，所以[σH]与应力循环次数N有关。第十二章滑动轴承12-3限制压力过大挤出润滑油使轴瓦产生磨损限制轴承的温升12-29补充1试分析图12-29所示四种摩擦副，在摩擦面间哪些摩擦副不能形成油膜压力，为什么〔为相对运动速度，油有一定的粘度。〕图12-29答：题12-29图中的四种摩擦副，只有图c能形成油膜压力，其他三种摩擦副均不能形成油膜压力。这是因为图a的摩擦副没有楔形间隙；图b的摩擦副不是沿边运动方向呈从大到小的楔形间隙；图d的摩擦副两平面间没有相对运动速度。12-30补充2当油的动力粘度及速度v足够大时，试判断题12—30图所示的滑块建设动压油膜的可能性。A.可能B.不可能C.不一定图12-3012-31动压润滑滑动轴承能建设油压的条件中，不必要的条件是D。A.轴颈和轴承间构成楔形间隙B.充分供应润滑油C.轴颈和轴承外表之间有相对滑动D.润滑油温度不超过5012-32形成液体动力润滑的必要条件1、2、3，而充分条件是。答：12-1〔3〕12-2〔2〕12-4增大减小12-5〔2〕12-19答：第十三章滚动轴承13-1〔1〕N316/P651316〔2〕51316N316/P6〔3〕6306/P551316〔4〕6306/P5〔5〕3030613-2〔1〕13-9答：一个30000或70000型轴承只能承受单向轴向力，所以该类型轴承只能成对使用。正装指轴承的外圈窄边相对，轴承的支撑反力作用点的跨距较小，派生轴向力相对；反装指轴承的外圈宽边相对，轴承支撑反力作用点的跨距较大，派生轴向力相背。面对面安装即正装，背对背即反装。13-13答：常见的失效形式为点蚀、磨损、胶合、断裂等，寿命公式是针对点蚀失效形式建设起来的，L是基本额定动载荷为C的轴承所受当量动载荷为P时的寿命。作业题13-1答：N307/P4、6207、30207的内径为35mm，51301的内径为12mm。N307/P4公差等级最高，6207允许的极限转速最高，N307/P4承受径向能力最强，51301不能承受径向载荷。13-6解：圆锥滚子轴承反装，查手册知30207的基本额定动载荷为54200N，e=0.37，Y=1.6。〔1〕两轴承的径向载荷Fr1和Fr2Fr1=875.65N，Fr2=1512.62N〔2〕两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2因为所以1被压紧，2被放松。 ，〔3〕两轴承的当量动载荷因为 ，所以X1=0.4，Y1=1.6； X2=1，Y2=0即有〔4〕验算轴承的寿命因为P1>P2,所以按轴承1的受力大小验算eFa/Fr≤eFa/Fr>e0.35XYXY100.41.7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〕两支点反力；2〕两轴承的当量动载荷；3〕不安全轴承的寿命。：30204轴承基本额定动载荷C=28.2KN，且有Fd=Fr/〔2Y〕，Y=1.7。有关数据如下：解：正装，派生轴向力如以下列图，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因为 ，所以X1=1，Y1=0； X2=0.4，Y2=1.7即有3〕不安全轴承的寿命P1<P2,所以2轴承为不安全轴承，其寿命为补充习题1：一轴由两个角接触球轴承〔Fd=0.68Fr〕，F1=10KN，F2=5KN，a=100mm，b=300mm，c=50mm，轴转速n=100r/min，冲击载荷系数fa=1.2，预期使用寿命[Lh]=5000h。求轴承额定动载荷为多少〔注：e=0.68。Fa/Fr≤e时，X=1且Y=0；Fa/Fr>e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〕13-15答：两端固定支承需要调整轴承游隙。可采用如下方式：〔1〕调整端盖端面与外壳之间垫片的厚度；〔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〕〔d〕〔e〕或〔f〕第15章轴作业题：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。假设外载恒定，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)假设三种方案中轴的直径、材料及热处理方法一样，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，尺寸和构造如以下列图。：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=3mm，，，z2=112，右旋齿轮3：mn=4mm，，，z3=23，右旋解：1)2)求各齿轮的受力齿轮2：，,齿轮3：，,3)两支点的反力在垂直平面内：在水平平面内：4〕求弯矩、扭矩及当量弯矩图48.6105.648.6105.6153.76.6263.2469.111151.36+220054.81=231206.17=480.8Nm23623.69+220054.81=243678.5=493.6Nm43.56+69274.24=69317.8=263.32361.96+69274.24=267.6493.6493.6263.3480.8267.6291.8291.8523.7523.7316.2267.615-18试指出图示小圆锥齿轮轴系中的错误构造，并画出正确构造图。15-19试指出图示斜齿圆柱齿轮轴系中的错误构造，并画出正确构造图。强度计算：应力≤许用应力和越接近，强度越低，越远离，强度越高。上课讲例题10-1、2：今有两对标准直齿圆柱齿轮，传递功率一样，其齿轮材料热处理方法、精度等级和齿宽均对应相等，齿轮的模数和齿数分别为：第一对m=4mm，Z1=20，Z2=40；第二对m=2mm，Z1=40，Z2=80。在同样工况条件下工作时，求两对齿轮弯曲应力的比值σF/σF`和接触应力的比值σH/σH`，比较两对齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度。提示：，解：〔1〕弯曲应力比和弯曲疲劳强度由表10-5查得：Z=20，YFa=2.80，Ysa=1.55。Z=40，YFa=2.40,Ysa=1.67。Z=80，YFa=2.22,Ysa=1.77。计算各齿轮的弯曲应力第一对齿轮：，。第二对齿轮：，两对齿轮的应力比，。第二对齿轮比第一对齿轮的弯曲应力大，因为许用弯