机械设计作业集答案-第四版-西北工大版

精品文档《机械设计作业集》（第四版）解题指南西北工业大学机电学院2012.71欢迎下载。精品言文档本书是高等教育出版社出版、西北工业大学濮良贵、纪名刚主编《机械设感谢阅读计》（第八版）和李育锡主编《机械设计作业集》（第三版）的配套教学参考书，感谢阅读其编写目的是为了帮助青年教师使用好上述两本教材，并为教师批改作业提供精品文档放心下载方便。本书是机械设计课程教师的教学参考书，也可供自学机械设计课程的读者和谢谢阅读考研学生参考。《机械设计作业集》已经使用多年，希望广大教师将使用中发现的问题和错精品文档放心下载误、希望增加或删去的作业题、以及对《机械设计作业集》的改进建议告知编精品文档放心下载者（电子信箱：liyuxi05@126.com），我们会认真参考，努力改进。感谢阅读本书由李育锡编写，由于编者水平所限，误漏之处在所难免，敬请广大使用精品文档放心下载者批评指正。编者2012.72欢迎下载。精品文档目录第三章机械零件的强度„„„„„„„„„„„„„„„（1）精品文档放心下载摩擦、磨损及润滑概述„„„„„„„„„„„„（）谢谢阅读螺纹连接和螺旋传动„„„„„„„„„„„„„（）精品文档放心下载键、花键、无键连接和销连接„„„„„„„„„（）精品文档放心下载第七章铆接、焊接、胶接和过盈连接„„„„„„„„„（）谢谢阅读第八章带传动„„„„„„„„„„„„„„„„„„„（）精品文档放心下载链传动„„„„„„„„„„„„„„„„„„„（）感谢阅读齿轮传动„„„„„„„„„„„„„„„„„„（）感谢阅读蜗杆传动„„„„„„„„„„„„„„„„„（）谢谢阅读滑动轴承„„„„„„„„„„„„„„„„„（）感谢阅读滚动轴承„„„„„„„„„„„„„„„„„（）感谢阅读联轴器和离合器„„„„„„„„„„„„„„（）精品文档放心下载轴„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„（）感谢阅读弹簧„„„„„„„„„„„„„„„„„„„（）精品文档放心下载机械设计自测试题„„„„„„„„„„„„„„„„„„（43）感谢阅读3欢迎下载。精品文档第三章3—1表面化学热处理；高频表面淬火；表面硬化加工32（3）；谢谢阅读3—3；3—4（）；（1）；3—5（）；感谢阅读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～10范围内，零件破坏断口处感谢阅读34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。感谢阅读10谢谢阅读4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。谢谢阅读3－7答：ζ∞NNN很大。为谢谢阅读rDDDN，称为循环基数，所对应的极限应力ζ0r的疲劳极限。ζ∞和N为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当N>N时，则取谢谢阅读rD0ζ=ζ。r—8答：图a中A点为静应力，r=1。图b中A点为对称循环变应力，r=1。图c中A点为不对称谢谢阅读循环变应力，1<r<1。

3—9答：在对称循环时，Kζ的比值；在不对称循环时，Kζ极限应力幅的比值。ζ与零件的有效应力集中系数kζ是试件的与零件的疲劳极限是试件的与零件的、尺寸系数εζ、表面质量系数βζ和强化系数βq有关。ζ对零件的疲劳强度有影响，对零件的静强度没有影响。

3—10答：谢谢阅读区别在于零件的等寿命疲劳曲线相对于试件的等寿命疲劳曲线下移了一段距离（不是平行下移）。感谢阅读在相同的应力变化规律下，两者的失效形式通常是相同的，如图中m′和m′。但两者的失效形式也有可精品文档放心下载12能不同，如图中n′和n′。这是由于K的影响，使得在极限应力线图中零件发生疲劳破坏的范围增谢谢阅读大。12ζ题解310图3—11答：承受循环变应力的机械零件，当应力循环次数N≤10时，应按静强度条件计算；当应力循环次数谢谢阅读3N>10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，也感谢阅读3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上时，则应按疲劳强度条件谢谢阅读计算；4欢迎下载。3－12精品文档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，由计谢谢阅读算的方法或由作图的方法确定其极限应力。5欢迎下载。精品文档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，损谢谢阅读谢谢阅读的数学表达式为∑nN1。ii3－14答：S和只承

σS受切向应力时的计算安全系数，然后由公τS，式（335）求出在双向应力状态下的计算安全系数谢谢阅读要求S（设计安全系数）。caca3－15答：精品文档放心下载

的强化方式。提高的措施是：）降低零件应力集中的影响；）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。谢谢阅读感谢阅读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。精品文档放心下载3－17答：应力强度因子K表征裂纹顶端附近应力场的强弱，平面应变断裂韧度K表征材料阻止裂纹失稳谢谢阅读IIC扩展的能力。若K＜K，则裂纹不会失稳扩散；若K≥K，则裂纹将失稳扩展。精品文档放心下载IICIIC3—18解：已知ζ=750MPa，ζ=550MPa，ζ350MPa，由公式（3-3谢谢阅读Bs−1分别为mN96=583MPa>ζ

=350×ζζ0×5=−−1N11N×4s因此，取ζ−1==5sζ9

6ζζ=××=4520

51N=N2350510−1N2−m×510ζ=ζN=××=271<ζ90N−13因此，取ζ==ζ1。N−133—19解：−1N33505×5−11．确定有效应力集中系数、尺寸系数和表面质量系数查附表—2D/d=/=，r/d=3/40=，用线性插值法计算αζ和αη。

−)×−)精品文档放心下载精品文档放心下载α==2.09+0.10−0.04ζ(0−0)×(1.33α==1.471.66+η−1)0.10−0查附图—ζ=，r=，查得q=，qη=0.86，由公式（附—ζB4），有效应力集中系数6欢迎下载。精品文档ζ=1+q(α−1)=1+0.84×(1.821)=1.69谢谢阅读ζζη=1α−=1+0.86×(1.47−1)=1.40感谢阅读(+qηη查附图—2ε0.77。查附图3—，取ε。查附图3，取β=β0.86。零件不谢谢阅读ζηζη强化处理，则β=1。q2．计算综合影响系数7欢迎下载。精品文档由公式（3-12）和（3-14b），综合影响系数ζ=(kζ+1−1)=(+11−×=εζβζβq0.7713—20解：1．计算法Kη=(k11−1)×=1.790.860.861η+11)=(.40+11εηβηβq已知ζ=，ζ=，ζ和ζ分别为谢谢阅读maxminmaζ+ζ110ζ=m+150MPamin==22ζ−ζζ=min=−2a由公式（3-21），计算安全系数=2ζ+=+−)ζmS=(K×=ca−1ζζ×+40)ζζ2．图解法Kζ(+)ma由公式（）知，脉动循环的疲劳极限ζ为ζ02−12ζζ=+ψ10×=1+0.2500MPa=ζ500==300−1ζ.02；2=2×2.=125MPa0K0ζ根据点A，150）、点D250，125）和点C360，0）绘出零件的极限应力线图。过工作应力感谢阅读点M150），作垂线交AG线于M′点，则计算安全系数精品文档放心下载ζ′+′=MMζ=+Scam+MMa150135+=1501.5ζζ3—21解：1．求计算安全系数Sca8。精品文档题解320图由公式（3-31），由于ζ<ζ−1，对材料的寿命无影响，故略去。计算应力3m191ζζ=Z∑×=9caN0=1nmii=×5(10×500+10×)39欢迎下载。精品文档由公式（—33），试件的计算安全系数ζ2．求试件破坏前的循环次数nSζca=−1==350ca由公式（1）各疲劳极限ζ所对应的循环次数N分别为精品文档放心下载ζ×350=69N=Nζ(=5×500)−m(1ζ×=

N=Nζ2()=510(400)1503289−1m2ζN=Nζ6×=9(=5×−1)m

由公式（—28），试件破坏前的循环次数

nn45−10−10×512n=(1−−NN)N=)×460343≈4.63—22解：

121．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ζ=bMM=W0.1d3=××33=30010TT0.1403×η=W=0.23=T×d0.2403=弯曲应力为对称循环变应力，故ζ=0，ζ=ζ=。扭转切应力为脉动循环变应力，谢谢阅读mab故η=η=0.5η=0.5×=。

ma2．求计算安全系数谢谢阅读由公式（—17），零件承受单向应力时的计算安全系数谢谢阅读ζS===−1ζζ+ψζ×Km2.2×+ζaζSη=η=0=−10ηψη1.8×+0.1×mK+ηaη由公式（—35），零件承受双向应力时的计算安全系数谢谢阅读S=caSSζη22=3.44×3.372=3－23答：10欢迎下载。由式（344），可靠性系数β为+SSζη精品文档3.44+3.37−β=μμ=rs+22σσrs−22+=1.5由附表－12查得对应的可靠度R=υ(1.5)=0.93319精品文档放心下载4欢迎下载。精品文档第四章4－1（略）

4－2答：膜厚比λ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，边界摩擦状态精品文档放心下载时λ≤1，流体摩擦状态时λ3，混合摩擦状态时1≤λ。感谢阅读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感谢阅读精品文档放心下载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。感谢阅读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。谢谢阅读精品文档放心下载感谢阅读短。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。谢谢阅读4－6答：谢谢阅读等，主要特点略。4－7答：感谢阅读体的速度梯度成正比（即η=－∂u）。η∂y在摩擦学中，把凡是服从粘性定律的流体都称为牛顿液体。感谢阅读4－8答：谢谢阅读按国际单位制，动力粘度的单位为Pa²s，运动粘度的单（帕²\u31186X）位为m/s，在我国条件粘度的单位为E（恩氏度）。运动粘度ν与条件粘度η的换算关系见式（4－5）；动力粘度η与运动粘度ν的关系见式（4）。tttE4－9答：精品文档放心下载感谢阅读指标有：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：谢谢阅读谢谢阅读精品文档放心下载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。谢谢阅读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。精品文档放心下载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，感谢阅读又有低的摩擦力矩。流体静力润滑能在各种转速情况下建立稳定的承载油膜。精品文档放心下载12欢迎下载。4－12精品文档513欢迎下载。精品文档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感谢阅读（或伴有滑动的滚动）条件下，两弹性体之间的润滑问题。谢谢阅读谢谢阅读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。感谢阅读第五章5—1大径；中径；小径；52（）；（1）；（）；（3）；5—3（2）；5490；螺纹根部；55（3）；—6感谢阅读（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，感谢阅读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，以谢谢阅读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C越低，这对提高螺栓连接的疲劳强度有利。因此，承受精品文档放心下载b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精品文档放心下载拉伸强度。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谢谢阅读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，实践中很少发生精品文档放心下载失效，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，感谢阅读0<r<1；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，r=1。

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），性能等级小数感谢阅读点前的数字代表材料抗拉强度极限的1/100（σ/100），小数点后面的数字代表材料的屈服极限与抗拉谢谢阅读B强度极限之比值的10倍（10σ/σ）。SB5－14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，则安全系数取得谢谢阅读越大。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感谢阅读低，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精品文档放心下载较大的安全系数。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；反之精品文档放心下载则降低螺栓连接的疲劳强度，提高连接的紧密性。5－16答：14欢迎下载。精品文档615欢迎下载。精品文档5－28c。

5－答：谢谢阅读精品文档放心下载精品文档放心下载精品文档放心下载5－答：精品文档放心下载5－195—1z=8z=4。精品文档放心下载2d≥圆整为d=10mmd≥感谢阅读11径d。5—解：级螺栓的屈服极限σ=480MPa，许用应力［σ］＝σ/s＝480/3160MPa。感谢阅读ss由式（－28ζ160××N22［］πdπF≤×1=×=9872041.34由式（－1.3Ffzi9872×0.2×2F≤=3291N0K1s5—225—解：1.2×=1．计算单个螺栓的工作剪力F=2T2×630×10=3=zD×24，ζ=，取S=3。螺谢谢阅读pζ=，查表5-10S感谢阅读η5=ζζ200Bηζs=66.7MPa；[]===[]==精品文档放心下载3S5pη3GB/TM1260d=0－22＝L=18mm，由公式（谢谢阅读感谢阅读minFζζ==pdL=<[]0min×p强4由公式（5-36度4F条=解件：η=π。5—满2足-0200dCb16。精品文档×4π132=ηa<[]=0.9，由公式（5-32+bmCC717欢迎下载。精品文档F02C=+0.9==F+F

+bbm

由公式（5-29），残余预紧力

F=F−F=2400−=5—25解：121．计算方案一中螺栓的受力螺栓组受到剪力FT(T=)，设剪力F分在各螺栓上的力为F，转矩T分在各螺栓上的力谢谢阅读为F，则F和F分别为jij1FL=5FFF=F；Fji==×32a22由图a可知，螺栓3受力最大，所受精品文档放心下载力15F=FF+=F+F=6F=2.83F3ij322．计算方案二中螺栓的受力i螺栓上的=，15FFF=F，由图b可知，螺栓1和3受力最大，所受力精品文档放心下载i3

j215==+=(2+=2FFF2F2)(F)2.52F3213ij3．计算方案三中螺栓的受力1FL=F；F3iF=a×=j3=53FF3由图c可知，螺栓2受力最大，所受力15(+×15F=22F+F−2FF=ijij3F)2(3F)2−23)cosFF(3=F比较三个方案可以看出，方案三较好。题解525图5—26解：将F力等效转化到底板面上，可知底板受到轴向力F，横向力F和倾覆力矩M。谢谢阅读e1218欢迎下载。精品文档1）底板最左侧的螺栓受力最大，应验算该螺栓的拉伸强度，要求拉应力ζ≤[ζ]。精品文档放心下载2）应验算底板右侧边缘的最大挤压应力，要求最大挤压应力ζmax≤[ζ]。Pp3）应验算底板左侧边缘的最小挤压应力，要求最小挤压应力ζ>0。Pmin4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力F>F。f2819欢迎下载。精品文档题解526图5—27答：a)参见教材图5-3b；）参见教材图5-3a；）参见教材图5-2b，螺栓应当反装，可以增大精品文档放心下载L；mind)参见教材图；e)参见教材图；f）参见教材图5-3b，螺钉上方空间应增大，以便装拆螺钉。改感谢阅读正图从略。第六章6—1（4）；—2接合面的挤压破坏；接合面的过度磨损；

6—3（4）；—4小径；齿形；65（4）；

6－6答：感谢阅读感谢阅读薄型平键的高度约为普通平键的60％～70％，传递转矩的能力比普通平键低，常用于薄壁结构，谢谢阅读空心轴以及一些径向尺寸受限制的场合。6－7答：半圆键的主要优点是加工工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的链接。主要缺点是轴精品文档放心下载上键槽较深，对轴的强度削弱较大。一般用于轻载静连接中。感谢阅读6—8答：两平键相隔180°\u24067X置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附加弯矩，精品文档放心下载受力状态好。两楔键相隔90~布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若夹角过大，则两个楔键的总感谢阅读承载能力下降。当夹角为180°\u26102X，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因感谢阅读此，两个楔键间的夹角既不能过大，也不能过小。半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置在轴的同一横截面上。故可将精品文档放心下载两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。精品文档放心下载6－9答：轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以感谢阅读由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花方法加工。6－10答：因为动连接的失效形式为过度磨损，而磨损的速度快慢主要与压力有关。压力的大小首先应满足静谢谢阅读强度条件，即小于许用挤压应力，然后，为了使动连接具有一定的使用寿命，特意将许用压力值定得较感谢阅读低。如果动连接的相对滑动表面经过淬火处理，其耐磨性得到很大的提高，可相应地提高其许用压力值。谢谢阅读6－11答：20欢迎下载。精品文档静连接花键的主要失效形式是工作面被压溃，动连接花键的主要失效形式是工作面过度磨损，静连精品文档放心下载接按式（－）计算，动连接按式（6）计算。921欢迎下载。精品文档6—12答：胀套串联使用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷时各个胀套的承载量是有区别感谢阅读的。所以，计算时引入额定载荷系数m来考虑这一因素的影响。

6－13答：感谢阅读销的类型和应用场合略，销连接的失效形式为销和孔壁的挤压破坏以及销的剪断。精品文档放心下载6－14答：定位用销的尺寸按连接结构确定，不做强度计算。连接用销的尺寸根据连接的结构特点按经验或规感谢阅读范确定，必要时校核其剪切强度和挤压强度。安全销的直径按过载时被剪断的条件确定。感谢阅读6—15答：1．键的工作长度l=−=158mm错误，应当为l=−/2−5=。感谢阅读2．许用挤压应力[ζ]=错误，应当为[]=。谢谢阅读p6—16解：1．确定联轴器处键的类型和尺寸选A型平键，根据轴径d=，查表6-1得键的截面尺寸为：b=20mm，h=12mm，取键长谢谢阅读L=110mm，键的标记为：键20110GB/T。谢谢阅读2．校核连接强度联轴器的材料为铸铁，查表6-2，取ζ]=，k=0.5×=6mm，l=L−b=谢谢阅读p0.5h=−20=90mm，由公式（6-1），挤压应力谢谢阅读×ζ=2000Tζ

=×=<[]pp满足强度条件。kld6×3．确定齿轮处键的类型和尺寸。选A型平键，根据轴径d=，查表6-1得键的截面尺寸为：b=25mm，h=14mm，取键长谢谢阅读L=80mm，键的标记为：键³80GB/T。精品文档放心下载4．校核连接强度齿轮和轴的材料均为钢，查表6-2，取ζ]=，k=0.5h=0.5=，l=L−bp=80=55mm，由公式（6-1），挤压应力谢谢阅读×ζ2000Tζ===<[]×p7×55满足强度条件。6—17解：1．轴所传递的转矩精品文档放心下载T=Fd/2=1500×/2=感谢阅读2．确定楔键尺寸med根据轴径d=45mm，查手册得钩头楔键的截面尺寸为：b=，h=，取键长L=，精品文档放心下载键的标记为：键14³70GB/T。谢谢阅读3．校验连接强度带轮的材料为铸铁，查表6-2，取[ζ]=f=0.15l=L−h=−9=61mm，由公式谢谢阅读p（6-3），挤压应力22欢迎下载。满足强度条件。ζ=p精品文档12000T=12000×fd14×61+6×(b+0.1545)6)=ζ<[]p1023欢迎下载。精品文档6—18解：1．计算普通平键连接传递的转矩查表，B型平键的截面尺寸为：b=28mmh=，取键长L=140mm，=8mm，谢谢阅读k=0.5h=l=L=140mm，由公式（6-1），平键连接所允许传递的转矩精品文档放心下载=8××=

≤kld⋅×mT[]2．计算花键连接传递的转矩p1查手册，中系列矩形花键的尺寸为：z×d××B=10×92102，C=，ψ=l=

150mm，感谢阅读10292，D97mmd=+d+292m==22h=−d−C=D递的转矩21ζ=1×[]2000T≤2ψzhld6—19pm解：−−2×0.6=3.8mm，由公式（6-5），花键连接所允许传2×=0.7510×3.8150×100⋅m根据轴径d=100mm，查手册得Z2型胀套的尺寸为：d=，D=145mm，单个胀套的额定转感谢阅读T=⋅，额定轴向力F]=，Z2型胀套的标记为：Z2-100³145GB/T5876-86。感谢阅读a矩[]9.6kNm查表，额定载荷系数m=1.8，总额定转矩和总额定轴向力分别为精品文档放心下载传递的联合作用力[T]=[T]=⋅n=345.6kN[F]=F]=1.8ana=FR连接的承载能力足够。6—20答：T=2+(Fda2=×2+=2100()F<[]ana)参见教材图6-1a；）两楔键之间的夹角为~；c)参见教材图6-5；d）轮毂无法谢谢阅读装拆，应当改用钩头楔键，增长轴上的键槽；e)半圆键上方应有间隙；f)参见教材图6-18b。改正图从精品文档放心下载略。6—21解：24欢迎下载。精品文档题解621图25欢迎下载。精品文档第七章7—1）；—2对接焊缝；角焊缝；同一平面内；不同平面内；

7—3剪切；拉伸；7—44）；7—5（3）；精品文档放心下载感谢阅读7－6答：按铆缝性能的不同分为强固铆缝，强密铆缝和紧密铆缝。强固铆缝用于以铆接强度为基本要求的谢谢阅读铆缝；强密铆缝用于不但要求具有足够的强度，而且要求保证良好的紧密性的铆缝；紧密铆缝用于仅以精品文档放心下载紧密性为基本要求的铆缝。7－7答：铆钉连接的破坏形式为铆钉被剪断，被铆板挤压、剪切、拉伸等破坏。校核铆钉连接时，应校核谢谢阅读精品文档放心下载（7－1）、（2）、（7－）。7－8答：感谢阅读夹角α≤时，焊缝的强度将不低于母板的强度。

7－9答：精品文档放心下载当焊接结构中有角钢等构件时，因为角钢截面的形心在角钢宽度方向上是不对称的，应该采用不精品文档放心下载对称侧面焊缝，两侧焊缝的长度按式（75）计算。7－10（略）

7－11（略）

7－12答：过盈连接的装配方法有压入法和胀缩法，在过盈量相同的情况下，采用胀缩法装配的过盈连接，精品文档放心下载可减少或避免损伤配合表面，因此紧固性好。7－13答：谢谢阅读方法等共同决定的。7－14答：①谢谢阅读③④感谢阅读面的摩擦系数，从而减小过盈量。7—15解：1．确定许用应力被铆件的材料为Q235，查表，取[ζ]=[ζ]=。铆钉的材料为Q215，查表感谢阅读p7-1，取[]=。

2．验算被铆件的强度被铆件上的拉伸应力可由下式简化计算。其中d=2δ=2=20mm。精品文档放心下载F×3ζ=dδ=20010×=ζ166.7MPa<[]被铆件上的挤压应力(b3)(180−3×20)10满足强度条件。103ζ===ζpF×<[]δ×dz10726欢迎下载。12p精品文档27欢迎下载。精品文档1．验算铆钉的剪切强度4F×3η=π2=4×10=满足强度条件。dzπ2××7—解：71．确定许用应力η<[]被焊件的材料为Q235，采用普通方法检查焊缝质量，查表7-3，取[ζ]=，[η]=谢谢阅读。2．校核焊缝强度对接焊缝和搭接焊缝所能承受的载荷分别为焊缝所能承受的总载荷F≤δ[ζ]=170×12180=1F≤bδη]=0.7×=21FF+F=+=≈461kN=Σ焊缝所受到的工作载荷F=<F，满足强度条件。感谢阅读Σ7—17解：感谢阅读1．计算最小过盈量Δmin169过盈连接的配合为，查手册得孔公差为Φ250。轴公差为Φ2500.140，最小有效过盈量感谢阅读δ=140−=94μm。查表，表面粗糙度R=0.8μm对应于R=3.2μm。由公式（7-12），采用压精品文档放心下载0+入法和胀缩法装配得到的最小过盈量分别为minazδμδ=−=−+压入法：Δ20.8(RminminR)z12=94−0.8×+μ胀缩法：m3.2)=Δ=δ=94mminmin2．计算配合面间的最小径向压力pmin包容件的材料为铸锡磷青铜，查得E=1.13，μ=。被包容件的材料为铸钢，查得精品文档放心下载522E=2×，μ=0.3。两者的刚度系数分别为感谢阅读5112+2+2=ddμ阅读c1−=−0.3=1−212−2dd122+2+2c=ddμ+=2+=222222−−dd2由公式（7-11），采用两种方法装配，配合面间的最小径向压力分别为谢谢阅读压入法：Δ88.9p=cc9.21==3.26MPamin3×5.49+×3min(1+×2EE)10250(×5×5)1胀缩法：p=min28欢迎下载。×250(2945.49+×59.21×5精品文档2.1×310)103

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Pa2101.133．计算允许传递的最大转矩T由公式（），两种装配方法允许传递的最大转矩分别为感谢阅读1329欢迎下载。精品文档π2压入法：T≤Pπdlf==⋅7—18（略）7—19解：3.26××250×60×m2min2π2T≤3.45××250×60×=⋅2m21．计算切向键连接传递的转矩根据轴径d=100mm，查手册得普通切向键的尺寸为：t=，取c=，f=，l=感谢阅读150mm，由公式（）普通切向键连接所允许传递的转矩1T≤1f+ζ0.45)(t−)[p]=1×(0.5×+0.45)×150×−10000.7)=⋅m2．计算渐开线花键连接传递的转矩渐开线花键的参数为：z=，h=m=5mm，l=，d=mz=5=，取ψ=。谢谢阅读由公式（），渐开线花键连接所允许传递的转矩mT≤11×⋅ψζ0.75××5×95=[]=感谢阅读2zhldpm3．计算Z2型胀套连接传递的转矩根据轴径d=100mm，查手册得Z2型胀套的额定转矩[T]=⋅m，查表6-4，两个Z2感谢阅读套串联使用时的额定载荷系数m=，总额定转矩感谢阅读7—20解：1．计算螺栓连接传递的转矩[T]=[T]=1.8×9.610⋅3n×=m螺栓的性能等级为8.8级，查表5-8ζ=。按螺栓连接受静载荷，不控制预紧力，查表谢谢阅读s5-10，取s=5，则许用应力[ζ]=ζ/s=640/5=。查手册，M8螺栓d=，由公式感谢阅读s1（5-28），螺栓连接的预紧力2πdζπ2×]×[6.647128=1=×F≤×440取f=0.15，K=，由公式（5-10），螺栓连接所允许传递的转矩感谢阅读sz∑FfrT≤0=1=×FfzD/2K3416.7××4=0K0×ss30欢迎下载。2=2．计算平键连接传递的转矩精品文档⋅≈⋅mmm根据轴径d=30mm，查表6-1，得A型平键的尺寸为：b=8mm，h=，取L=50mm，感谢阅读l=L−b=−8=，k=0.5h=0.5×7=，按键连接受静载荷，联轴器材料为铸铁，查表

6-2，感谢阅读取[ζ]=，由公式（6-1），平键连接所允许传递的转矩感谢阅读pT≤kld[ζ]=.5×42×=⋅3mp00由以上的计算结果可知，此联轴器允许传递的最大静转矩T=76.9N⋅。谢谢阅读m1431欢迎下载。精品文档第八章8—1（2）；—2（3）；（3）；8—3拉应力，离心拉应力，弯曲应力；ζ+ζ+ζ；带的紧边开始绕上小带轮；谢谢阅读11bc8—4（2）；8—5预紧力0、包角α和摩擦系数；8－6（略）感谢阅读8－7答：P随小带轮转速增大而增大，当转速超过一定值后，P随小带轮转速的进一步增大而下降。这是精品文档放心下载因为=Fv，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。精品文档放心下载00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Fee下降，因此，小带轮转速进一步增大时，带的传动能力P下降。08－8（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b。把V带套在规定尺寸的感谢阅读P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L。V带轮的基感谢阅读d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。精品文档放心下载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，谢谢阅读应当按转速为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，应当按转感谢阅读速为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P是在（主、从动带轮都是小带轮）的条件下实验得到的。精品文档放心下载0当＞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，允许带传递更大感谢阅读一些的功率，因此引入额定功率增量△P。08—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感谢阅读粗糙，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，是带在精品文档放心下载轮上的局部滑动，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。感谢阅读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，打精品文档放心下载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，带感谢阅读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。小带轮的谢谢阅读基准直径过小，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。感谢阅读带速v过小，带所能传递的功率也过小（因为=），带的传动能力没有得到充分利用；带速v谢谢阅读过大，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。感谢阅读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过小也使得带的感谢阅读长度过小，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感谢阅读32欢迎下载。精品文档1533欢迎下载。精品文档结构尺寸紧凑。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，谢谢阅读传动不平稳。初拉力F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F大，则带的传动精品文档放心下载00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。精品文档放心下载带的根数z过少（例如=1），这有可能是由于将带的型号选得过大而造成的，这使得带传动的结感谢阅读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，这时使用精品文档放心下载=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），每精品文档放心下载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。谢谢阅读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谢谢阅读提高，但V带传动的工作能力却是不同的。（1）d2减小，V带传动的工作能力没有提高（P，KK，ΔP基本不变），传递功率增大30%感谢阅读d0La0将使小带轮打滑。故该方案不合理。（2）d1增大，V带传动的工作能力提高（P增大30%左右，K，K，ΔP基本不变），故该方d0La0感谢阅读案合理。（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：精品文档放心下载应全部更换。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感谢阅读带上分配不均现象，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，可方便的调感谢阅读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感谢阅读带传动，张紧轮应当布置在松边靠近大带轮处，并且从内向外张紧。感谢阅读8－19（略）8—20解：由公式（8-22），带的基准长度πd−L=2a++)+d2d1)2=mmd(ddd024ad1d2π=×++−)228152+)×4815查表，L=，由公式（8-7），小带轮的包角谢谢阅读dd−d−1d2d1×=−400×=α=−a精品文档放心下载557查表，，K0.95，查表，K=1.09。查表8-4a，P=。查表8-4b，P=αL00查表，取K=1.2。带的计算功率P=KP，由公式（8-26），带所允许传递的功率精品文档放心下载AcaAz+4×(2+0)×

P=L==8.46kW

(PΔP)K感谢阅读K0×1α0K018—21解：A查表，取K=1.2。带传动的计算功率AP=KP=1.2×3.6=4.32kWcaA34欢迎下载。精品文档放心下载度精品文档查图8-11，由P=4.32kW，n=1440r/min，选取A型普通V带。由公式（8-22），带的基准长ca11635欢迎下载。精品文档L=2a+d00πd−d)(d+d)+d22d24a1d1d2π02=×++)+250−90)=2(2×4查表，L=，a≈a，由公式（），小带轮的包角精品文档放心下载d0d−dα=180−d2×=90=162.6250d1精品文档放心下载−×1a，查表8-2，取K=0.99，查表查表8-5，取KLα4a，取8-P=1.07kW。查表8-4b，取0ΔP=0.17kW，由公式（8-26），带的根数谢谢阅读0P4z=(P==3.68ca+ΔPKK+0)×0×00)αL取z=4，型号为A型。8—22解：由公式（），带传动的有效拉力F=ePv=×=由公式（），有效拉力F=F=F。因此，带的松边拉力和紧边拉力分别为谢谢阅读F=2F=eF−=2F−F21222F=F=；12由公式（），带的初拉2e力118—23（略）8－24答：F=2(+F)2(150+00=F21=36欢迎下载。精品文档图（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，可增大小带轮的精品文档放心下载包角。图（b）为V精品文档放心下载轮的包角。8—25解第九章9—1（3）；—2内链板与套筒；外链板与销轴；滚子与套筒；精品文档放心下载套筒与销轴；9—3销轴与套筒；—4；越大；越少；感谢阅读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；谢谢阅读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。精品文档放心下载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，精品文档放心下载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。谢谢阅读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、感谢阅读精品文档放心下载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感谢阅读数，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。精品文档放心下载9—11答：链传动为链轮和链条的啮合传动，平均传动比i=z/z为常数。由于链传动的多边形效应，瞬时谢谢阅读传动比i是变化的。1221s9－12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：谢谢阅读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p=dsin可知，当d一精品文档放心下载z式定时，齿数z越多，允许的节距增长量Δp就越小，故大链轮上容易发生脱链。

9－14答：谢谢阅读小链轮的齿数z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，z过小使得链感谢阅读11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z过大将使的大链轮齿数z过大，既增大了链传动的结构尺寸和重量，又造成链条在精品文档放心下载12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、谢谢阅读重载工况下，应选择小节距多排链。9－16答：37欢迎下载。精品文档链传动的中心距一般取为a=(30～50)(p)。中心距过小，单位时间内链条的绕转次数增谢谢阅读0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，链轮齿上感谢阅读的载荷增大。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。谢谢阅读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。确谢谢阅读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选取润滑方谢谢阅读式。38欢迎下载。精品文档9－答：1′=z＝ziznn=1//75×250/=精品文档放心下载12221取z＝K增大，根据公式（－z率PPca2′/=＝zizn22/n==25×900/90，其他参数不变，由公式（9－caP谢谢阅读9—解：由公式（9-2z=z×12==取z=，由公式（），链节数12n2ap=+zL−+p+01(2zzz2120p2π)a20212==×60021+61−×++(61222π取L=，查图9－13，由zK＝1.2。谢谢阅读p1z根据n=，p=（08A9－11，得08A感谢阅读1算功率P=4.2kW，由公式（9－KKP=ca.2×1.2×6.5=K=A取3排链，K=2.5PzPP9—解：ca由公式（－16Lp2a−+++=zzz0p1)0p22(22πa212−×25==++(×+105222π取L=，查图9－13，由zK＝1.2。精品文档放心下载p1z根据n=，p=（16A9－11，得16A感谢阅读1算功率P=，由公式（－精品文档放心下载ca39欢迎下载。P=精品文档KP=×201Pca=1kW3.9－21KK1.2×AZ9第十章10—1（）（7）；（4）（）；（2）（）（6）（8）（9）（10）；精品文档放心下载10—2（）；10—3（）；10—4（）；10—5；精品文档放心下载10—6；10—7（）；精品文档放心下载1940欢迎下载。精品文档10—8（）；10—9；脉动；10；

10－答：谢谢阅读感谢阅读精品文档放心下载10－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，不易形成精品文档放心下载在开式齿轮传动中，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，很少在开精品文档放心下载精品文档放心下载10－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。胶合破坏通常发生感谢阅读10－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谢谢阅读谢谢阅读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。采用感谢阅读精品文档放心下载10－答：软齿面齿轮的齿面硬度≤350HBS，硬齿面齿轮的齿面硬度＞350HBS。谢谢阅读谢谢阅读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精品文档放心下载谢谢阅读谢谢阅读10－答：谢谢阅读精品文档放心下载感谢阅读10－答：F谢谢阅读nK

来考虑，=KKK。精品文档放心下载KαβAvK为使用系数，用于考虑原动机和工作机对齿轮传动的影响；K谢谢阅读Av度和速度对动载荷大小的影响；K谢谢阅读α均的影响；K感谢阅读β10－答：精品文档放心下载感谢阅读精品文档放心下载10—（）z增大则dT不变的条件下，F将减小。对于接触应力，dFζ111n1nHF减小使得ζ减小，zYY减小，也同样使ζ减小。nF1FasaF感谢阅读41欢迎下载。精品文档2042欢迎下载。精品文档（2）m增大则d增大，在T不变的条件下，F将减小。对于接触应力，d增大和F减小都使得ζ阅读11n1nH减小。对于弯曲应力，F减小和m增大都使得ζ减小。谢谢阅读nF（3）z增加一倍，m减小一半，则d不变，F也不变。对于接触应力，d不变则ζ不变。对于谢谢阅读11n1H弯曲应力，z增大使得ζ少量减小，而m减小则使得ζ大量增大。因此，ζ增大。精品文档放心下载1FFF10—20谢谢阅读KK1K2感谢阅读=用接触应力相等，反之则不相等。10－21答：HNHNHN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谢谢阅读谢谢阅读轮的疲劳极限。10－22答：d和齿宽b感谢阅读1dbd成比精品文档放心下载11例的齿宽系数υ，设计时υ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。谢谢阅读dd10—23精品文档放心下载精品文档放心下载感谢阅读谢谢阅读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。精品文档放心下载10—24题解1024图10—25解：题解1025图43欢迎下载。精品文档2144欢迎下载。精品文档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面使齿感谢阅读轮22靠B3r=−总是脉动循环，r=0。感谢阅读（2）在齿轮2上，轮齿的AB面接触应力具有相同的循环次数谢谢阅读N=×7=60njL=jLz/z2hnh1260×450×1×2000×/=2谢谢阅读1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，弯曲谢谢阅读应力的循环次数10－27答：N2N=FH2=6.75×10。7一对齿轮传动，大小齿轮的许用接触应力分别为〔σ〕和〔σ〕，在直齿轮传动中，用于设计谢谢阅读H1H2公式的许用应力〔σ=min｛〔σ〕,〔σ〕｝HH1H2在斜齿轮传动中，用于设计公式的许用应力10－28答：〔σ=min｛〔σ〕〔σ〕)/2，1.23〔σ〕｝。谢谢阅读HH1H2H2精品文档放心下载所降低。10－29答：感谢阅读＜感谢阅读油润滑。精品文档放心下载油。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d，圆周速度v，齿宽系数Φ，齿高h和比值b/h分别计算如下：谢谢阅读1d13zdm=×n=βπ=1πnd=××=11×v=×Φ=b/d=80/=谢谢阅读d1h=2.25m=2.25×3=感谢阅读nb/h=/=由表10-2查得K=，由图10-8按第Ⅱ公差组7级精度查得K=1.17。对于软齿面齿轮，假设感谢阅读AvKF/b<，由表10-3按第Ⅱ公差组7级精度查得KαKα1.4，由表10-4按第Ⅲ公差组精品文档放心下载==AtHF7级精度插值查得Kβ=，由图10-13查得Kβ=。谢谢阅读HF接触载荷系数弯曲载荷系数45欢迎下载。精品文档==1.0×1.17×1.4×1.27=10—32解：KKKKαKβ==1.0×5=2.051．计算应力循环次谢谢阅读AVHH数KKKKKαβAVFF感谢阅读2246欢迎下载。精品文档齿轮的寿命L=8×250×5=，大、小齿轮的应力循环谢谢阅读h×次数8N==N=njL60×11440×1=8.6410hz=×182．计算许用接触应力21128.64×30/=谢谢阅读Nz由图10-19查得（按曲线1查）K，K。查取极限应力时，按材料的平均硬度，感谢阅读12HNHN查MQ线。由图10-21d查得ζ，由图10-21cζ，取S=，两齿lim1lim2谢谢阅读HHH轮的许用接触应力分别为3．计算许用弯曲应力K1Hζ===×[]1SH11.09390=ζ2H21Kζ==[HN×S2]HH查图10-18，从安全可靠考虑，取K=K=。由图10-20c查得ζ，由图10-120bFNFNF12查得ζ=，取S=，两齿轮的许用弯曲应力分别为谢谢阅读FFζ=Kζ1F1420精品文档放心下载FN==[1]FS2FFlim1320ζ=2==[×10—33F2]KζFNSF齿轮传递的转矩T不变，将F=2T/d代入公式（10-8a），得分度圆直径精品文档放心下载1t11d≥2KTu+12.5Z1Ebuζ1[]H齿轮传动的中心距1112KTu12.5Z+a=+=+id=+(dd)i1E=ζA2122(1)2)bu1[ζ][]HH式中A为不变量（K的少量变化略去不计）。设改动后的中心距为′，许用应力为ζ′]，则Hζ；ζ=100600=150mma

=′A/[][H]aζ′H10—34′=aA/[]Hζ′H[]1．计算弯曲强度允许的输出转矩TT/i，1==Φ=b由表10-5查得Y，Y1.55，Y2.28，Y1.73精品文档放心下载1222dFasaFasa47欢迎下载。精品文档/d代入公式（10-5a），得大齿轮的输出转矩1bizm=，将2i=z/z=/20321T2≤2Kmin{ζ,ζ}1[][]FFYYYY11FasaFa22×2=40×280}3×204,3402×2.28=×1.55⋅⋅mm≈m2．计算接触强度允许的输出转矩谢谢阅读将F=T/d=2T/di代入公式（10-8a），得大齿轮的输出转矩谢谢阅读t11212348欢迎下载。精品文档22ζ22×bizmu[]2≤(H2=40×3×43(2T2KuZ2×感谢阅读×

×+12.5×=E⋅3⋅mm≈169NmT=⋅m210—10—10—10—答：题解1038图11—1低；好；、、、6；11—2；精品文档放心下载11—3（）；11—4（）；115油池；感谢阅读11－611－711－8答：感谢阅读精品文档放心下载11－9答：γ≤3时，用单刀加工；当导程角＞3感谢阅读是因为随着导程角的增大，单刀左侧刀刃的前角和后角与右侧刀刃的前角和后角的差值增大，两处刀刃谢谢阅读谢谢阅读感谢阅读11－答：谢谢阅读感谢阅读11－答：感谢阅读精品文档放心下载49欢迎下载。精品文档2450欢迎下载。精品文档谢谢阅读感谢阅读11－答：影响蜗杆传动效率的主要因素有蜗杆导程角λ和当量摩擦角υ。由于普通圆柱蜗杆传动的效率比感谢阅读11－答：不同的蜗杆材料的抗点蚀破坏和胶合破坏的承载能力是不同的。例如，铸铝青铜的硬度较高，具感谢阅读有较强的抗点蚀破坏能力，而抗胶合破坏的承载能力则较低。因此，该材料易发生胶合破坏。材料抗胶精品文档放心下载谢谢阅读而铸锡青铜的硬度较低，具有较强的抗胶合破坏能力，但是抗点蚀破坏能力较弱。因此，该材料谢谢阅读N感谢阅读11—（）i=ω/ω=n/n=z/z≠d/d。谢谢阅读12122121（）a=(+d=+≠m+z。)/2(qzd2)/2z

2/2η)（）F=t122T/d=2Ti/id2/d2212≠T211—解：1题解1115图11—答：谢谢阅读蜗杆为主动件。在蜗杆传动中，蜗杆头数少时通常反行程具有自锁性，这时蜗轮不能作为主动件；当蜗精品文档放心下载精品文档放心下载精品文档放心下载11—答：谢谢阅读感谢阅读题解1117图11－答：51欢迎下载。精品文档52欢迎下载。精品文档在动力蜗杆传动中，蜗轮的齿数范围为28＜z80，蜗轮齿数过少会造成啮合区域显著减小，将感谢阅读2影响传动的平稳性。蜗轮齿数过多将使得蜗轮尺寸增大，与其相啮合的蜗杆的支承跨距加长，这将降低谢谢阅读蜗杆的弯曲刚度，影响轮齿的正确啮合。11－19答：蜗杆和蜗轮的材料不仅要求具有足够的强度，更重要的是要具有良好的磨合和耐磨性能。蜗杆一谢谢阅读般是用碳钢或合金钢制成，常用的蜗轮材料为铸造锡青铜、铸造铝铁青铜以及灰铸铁。谢谢阅读11－20答：因为蜗杆传动效率低、发热量大，易发生胶合失效，因此应特别重视发热问题。通过计算单位时谢谢阅读谢谢阅读精品文档放心下载杆轴端加装风扇以加速空气的流通，在箱内加装循环冷却管路来降低润滑油的温度。感谢阅读11－21答：感谢阅读行刚度校核，蜗杆轴的刚度计算见式（－1511—22答：因为在蜗杆与蜗轮的配对材料中，蜗轮材料的强度比较低，所以蜗杆传动的承载能力主要取决于蜗精品文档放心下载轮轮齿的强度。在蜗杆传动中，啮合齿面具有很大的相对滑动速度，为了减少磨损，提高抗胶合的能力，谢谢阅读要求配对轮齿材料具有良好的减磨性、磨合性和耐磨性。碳钢或合金钢制造的蜗轮虽然强度高，但与碳谢谢阅读钢蜗杆配对时减磨性和磨合性差。因此两者配对啮合传动时并不耐磨，同时抗胶合能力差。精品文档放心下载11—23解：1．计算轮系的传动比i−H=nn=1Hnn1H−z=−=−3解得i=iH4=13−nn3H0−nzH1z141

5i===45z24i=ii=4×=151445轮1按图示转动时，蜗杆的转向与轮1相同，蜗轮为逆时针转动，故此时重物上升。

2．计算重物的重量精品文档放心下载11—24解：280×2==×Wiη=T15D11．确定蜗杆传动的自锁性蜗杆的直径系数q、导程角γ和当量摩擦角ϕ分别为谢谢阅读vq=dm=/=1012γ=arctan1==11.31z10

qarctan传动系统的总效率可知γ>ϕ，故蜗杆传动不自锁。v2．确定工人加在链上的作用力53欢迎下载。精品文档=arctanf=arctan0.1=5.71vv感谢阅读54欢迎下载。26精品文档ηtanγ⋅0.92=tan×0.92=0.6η谢谢阅读=η⋅=+11.315.7tan(λϕ)tan(11.31)12v1+蜗杆的传动i=z/z==，考虑传动效率的影响，由输入功与输出功的关系得到比40/220'FD精品文档放心下载212'22πη=2π2FD×故F==

Dη=2×350×20×211－25（略）'1N

7611—26解：.2由表11-2查得d=40mmγ=111836′，由公式（11-22），滑动速度感谢阅读1πnπ××d1==v=s601×1000×γ

1836′根据v=，由表11-18ϕ=136′，由公式（11-21），啮合效率谢谢阅读svtanγtan111836′

η===0.871tan(+)′tan(111836′+136)

11—27（略）λϕv11—28解：题解1128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，可采用以下几谢谢阅读种常用的传动方案。55欢迎下载。精品文档题解1129图56欢迎下载。精品文档12－1（）；12－2（）；12－3；；感谢阅读12－4；减小；12－5（）；

12－6答：感谢阅读精品文档放心下载12－7精品文档放心下载精品文档放心下载12－8答：感谢阅读180°\u26102X感谢阅读承宽度中部。12－9答：d在0.3～1.5精品文档放心下载谢谢阅读12－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，轴心精品文档放心下载谢谢阅读谢谢阅读和油膜刚度。12－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，轴只允许谢谢阅读12－12－答：1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性；）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性；和抗腐蚀能力；精品文档放心下载12－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感谢阅读12－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ψ谢谢阅读F与相对间隙ψ的平方成反比。因此载荷大时，相对间隙ψ谢谢阅读12－答：由=3～，=2.5m/s=7.5～10MPa²m/s谢谢阅读2857欢迎下载。精品文档（ZCuSn5Pb5Zn5〔p〕=8MPa,〔v〕=3m/s,〔pv〕=15MPa²m/s）合适，而铅基谢谢阅读轴承合金（ZPbSb15Sn5Cu3Cd2〔=5MPa,〔=8m/s〕=5MPa²m/s）不合适。精品文档放心下载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，精品文档放心下载速度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感谢阅读润滑油，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，感谢阅读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；②被油膜分开的

两表面必须有足够的相对滑动速度；③润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。感谢阅读谢谢阅读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（1221）和（1224）分析。

（1）转速n提高，则承载能力F提高。精品文档放心下载（2）宽径比B/d减小，则承载能力F降低。感谢阅读（3）润滑油的粘度η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：感谢阅读（1）当最小油膜厚度h的计算值小于许用油膜厚度[]时，说明轴承的承载能力不够。可考虑采谢谢阅读min用以下方法进行改进，如增大,B，B/dη，或减小ψ（2）可考虑改选材料，增大B等来提高承载能力。感谢阅读（3）当入口温度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等来谢谢阅读提高承载能力。i12－22答：基本依据是满足以下条件：≤ν≤ν>>℃。谢谢阅读p[[νν≤hmin[],~12－23答：谢谢阅读p[],hti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；不完全润滑轴承的谢谢阅读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。感谢阅读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B/d取宽径比B/d=1，轴承宽度B=d=．选轴瓦材料轴承的压力p，速度ν及ν分别为谢谢阅读3F×＝=dBπ=ν×dn×58欢迎下载。精品文档=π××=×pν=12.3×=m/精品文档放心下载59欢迎下载。查表122，选锡青铜，[]=,[ν]=[ν]=15MPa⋅，符合要求。精品文档放心下载精品文档3．选润滑剂查表124ν＝0.42m/s，p=，没有合适的润滑油，改查表12－，选3号钙基脂或感谢阅读1号钙钠基脂。12－26解：查表122，铝青铜ZCuA110Fe3[]=，[ν]=，[ν＝⋅，由公式精品文档放心下载（12－1），径向载荷F≤[]=200×250×=由公式（12－），径向载荷精品文档放心下载F≤[ν]/ν=×/ν=600/νkN谢谢阅读因此，轴承允许的最大径向载荷F≤min,/ν}kN（1）当n=时πdnν=π××=×=×{}F=,/=kN（2）当n=时ππdnν××===××{}（3）当n=500r/时F=,600/=kNπdnπν=×=×=××ν>[]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πdnν=π××=×=×由公式（12），轴承的承载量系数ψ70×10×0.00152＝1.74232×＝ηνB＝－32×0.01815×0.8×200由B/d＝0.8，C＝1.742，查表12－，插值求得x=0.724，由公式（12），最小油膜厚度感谢阅读Ph=ψ−)=×0.0015×−=μmin12－28（略）=精品文档放心下载m60欢迎下载。精品文档13－1（1）N316／P6；51316；（）51316；N316P6；感谢阅读（3）6306／P5；51316；（46306P5；（）30306；谢谢阅读13－2）；133（）；（2）；13－4单向制；0；；精品文档放心下载13－5）；136（）；13