机械设计作业集答案

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 ；33截面形状突变 ；增大 ；4 1） 1）；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

所对应的循环次数为NN

，不同的材料有不同的ND

值，有时ND

很大。为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循环次数N0

，称为循环基数，所对应的极限应力r

称为材料的疲劳极限。 和N0r D0

为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当NN

时，则取 。rN r3—8答：aA点为静应力，r1。图bA点为对称循环变应力，r1。图cA点为不对称循环变r1。3—9答：KKK与零件的有效应力集中系数k和强化系数qK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：m 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。在相同的应力变化规律下，两者的失效形式通常是相同的，如图中和 。但两者的失效形式也有m 1 21 能不同，如图中nnK1 3—11答：

题解3—10图承受循环变应力的机械零件，当应力循环次数N103时，应按静强度条件计算；当应力循环次数N103GC上时，也AG计算；3－12答：算的方法或由作图的方法确定其极限应力。3－13答：n的数学表达式为∑/＝ni i3－14答：S和只承σ受切向应力时的计算安全系数S，然后由公式S，τ caS＞S（设计安全系数。ca3－15答：对零件进行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I IC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。I IC I IC3—18解：已知B分别为

，s

550MPa，1

35MPa，由公式3-3，各对应循环次数下的疲劳极限m 1N1 1

9N0NN0N1

583.8MPa551065104因此，取

1N1

sN0N5N0N510651051N2

1

3502

452MPam 1N3 1

9N0NN0N3

271MPa51051065107因此，取 350MPa 。1N3 3—19解：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D/d48/401.2，r/d3/400.075，用线性插值法计算和。2.091.66

(0.0750.04)(1.622.09)1.820.100.04(0.0750.04)(1.331.66)1.470.100.04查附图3，由B65MPa，rmm，查得.84，86，由公式（附3，有效应力集中系数k1q(1)10.84(1.821)1.69k1q(1)10.86(1.471)1.403—2，取3—3，取0.863—4，取。零件不强化处理，则q1。计算综合影响系数由公式（3-1）和3-14，综合影响系数K (k 1

1)

(1.69

1 1)12.36

0.77 0.86 1qK (k

1)

(1.40

1)11.793—20解：计算法

0.86 0.86 1q已知

max

190MPa，

min

110MPa 和ama

分别为 max

190110

150MPam 2 2 max

min

190

40MPaa 2 2由公式（3-2，计算安全系数S (K

300(2.00.2)150

1.5图解法

ca K m

) 2.040)a由公式（3-6）知，脉动循环的疲劳极限02

2300

500MPa0 1 10.2 300

； 0

500 125MPa1K

2.0

2K 22.0根据点A（，150、点D（25，125）和点C（36，0）绘出零件的极限应力线图。过工作应力点M（150，4，作垂线交AG线于M点，则计算安全系数MMS ca Mm

MaMaa

15013515040

1.53—21解：求计算安全系数Sca

题解3—20图由公式（3-3，由于3

，对材料的寿命无影响，故略去。计算应力1N0Z1N0Zi1nmii151065004910400)59 ca

275.5MPa由公式3，试件的计算安全系数求试件破坏前的循环次数

S caca

350275.5

1.27由公式（3—1a）各疲劳极限9rN9

所对应的循环次数N分别为N N1 0

(1)

510

(350) 500N N

1() 5

(350) 15032891 2 02

6 9400350NN( 1)m5106( )

5207990 450由公式2，试件破坏前的循环次数n n 104 105n1 2)N )5207993—22解：

N N 20176815032891 2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 M M

300103

46.88MPab W 0.1d3 0.1403 T T

800103

62.5MPaWT 0.2d3

0.2403弯曲应力为对称循环变应力，故m

0，

46.88MPa。扭转切应力为脉动循环变应力，b故 m

0.50.562.531.25MPa。a求计算安全系数a由公式1，零件承受单向应力时的计算安全系数S

355 3.44 Kam 2.246.880.20S

200 3.37K am 1.831.250.131.25由公式3，零件承受双向应力时的计算安全系数S S 3.443.37 S2S S2S2 3.4423.372

2.413－23答：由式4β为rsσ2σ2βrsσ2σ2

402302 402302

1.5r s由附表3－12查得对应的可靠度R=φ(1.5)=0.93319第四章摩擦、磨损及润滑概述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时λ≤1λ≤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（或分子的化学键和力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。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体的速度梯度成正比（－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。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P（帕·秒，运动粘度的单位为/单位为E（恩氏度νtηE的换算关系见式5ηνt的关系见式－。4－9答：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：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。推迟润滑剂的老化变质，延长润滑剂的正常使用寿命。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：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 ；；（1）；（1）；（3）；5—3（2） ；5—4 90 ；螺纹根部 ； （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。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Cb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：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，0r1；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，r1。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1/10σ/10强度极限之比值的10倍1σσ。5－14答：较大的安全系数。5－15答：则降低螺栓连接的疲劳强度，提高连接的紧密性。5－16答：降低螺栓的刚度，提高被连接件的刚度和提高预紧力，其受力变形线图参见教材图5－28c。5－17答：在螺纹连接中，约有1/3的载荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此采用螺纹牙圈数过多的加厚螺母，并不能提高螺纹连接的强度。采用悬置螺母，环槽螺母，内斜螺母以及钢丝螺套，可以使各圈螺纹牙上的载荷分布趋于均匀。5－18答：磨性条件确定的。5－19（略）5—20答：z8z4。d螺纹由d 9.7mm圆整为 10mm错误，应当根据小径d 9.7mm，由螺纹标准中查取螺纹大d1 1径d。5—21解：s 6.8级螺栓的屈服极σ =480MPa，许用应力/s＝480/3＝160MPa由式（2s 1F ］d216010.10629872 N10 1.34 1.34由式（9，最大横向力5—22（略）5—23解：

FfziF 0Ks

98720.221.2

3291 N计算单个螺栓的工作剪力确定许用应力联轴器的材料为铸铁HT200，

2630103 zD 4130200MPa，设联轴器工作时受变载荷，查表5-10，取SB

3。螺8.8级，

640MPa，查表5-10，取S5，许用应力s 200 640s] B 66.7MPa ； ] s 128MPap Sp验算连接强度

3 S 5查手册，铰制孔用螺栓GB/T27-88M12×60，光杆部分的直径d013mm，光杆部分的长度为60

min

18mm，由公式5-35，接合面的挤压应力 F

10.35MPa]p dL0

min

1318 p由公式（5-3，螺栓杆的剪切应力4F20

4242318.25MPa[]132满足强度条件。5—24解：b采用橡胶垫片密封，螺栓的相对刚度 C b

09，由公式5-32，螺栓的总拉力C Cb mCF F b F15000.910002400NC2由公式（5-2

0 C Cb m5—25解：

FF1

F240010001400N螺栓组受到剪力F和转矩T(TFL)，设剪力F分在各螺栓上的力为Fi

，转矩T分在各螺栓上的力FFFj i

分别为

F1F； Fi 3

2a

300 5FF2F由图a可知，螺栓3受力最大，所受力1 5 17F FF3 i j

F F3 2

F2.83F6计算方案二中螺栓的受力Fi

1F，F3

5F，由图b可知，螺栓1和3受力最大，所受力(1(1F)2(5F)232F2F2FF2F21 3 i j

2.52F计算方案三中螺栓的受力Fi

1F； F3

3003

5F F53(1F(1F)2(5F)22(1F)(5F)cos1503333F2FF2F22FFcos150iji j2

1.96F比较三个方案可以看出，方案三较好。5—26解：

题解5—25图将F力等效转化到底板面上，可知底板受到轴向力Fe 1

，横向力F2

和倾覆力矩M。。

P

。p

Pmin

0。应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力Ff

F。25—27答：

题解5—26图a)参见教材图5-3b；b）参见教材图5-3a；c）参见教材图5-2b，螺栓应当反装，可以增L ；mind)参见教材图5-4；e)参见教材图5-6；f）参见教材图5-3b，螺钉上方空间应增大，以便装拆螺钉。改正图从略。第六章键、花键、无键连接和销连接6—1（4）；6—2接合面的挤压破坏 ；接合面的过度磨损 ；6—3（4） ；6—4小径；齿形 ；6－6答：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，空心轴以及一些径向尺寸受限制的场合。6－7答：上键槽较深，对轴的强度削弱较大。一般用于轻载静连接中。6—8答：两平键相隔180°布置，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，受力状态好。两楔键相隔90~120布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为180两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6－9答：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：6－11答：接按式计算，动连接按式计算。6—12答：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：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。6－14答：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。6—15答：1．键的工作长度l18022158mm错误，应当为l13022/25114mm。2．许用挤压应力]110MPa错误，应当为[P]40MPa。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d70mm，查表6-1得键的截面尺寸为：b20mm，h12mm，取键长L110mm，键的标记为：键20×110GB/T1096-2003。2．校核连接强度p联轴器的材料为铸铁，查表6-2，取]55MPa，k0.5h0.5126mm，lLbp1102090mm，由公式6-，挤压应力

2000100052.9MPa[]满足强度条件。

p kld 69070 p3．确定齿轮处键的类型和尺寸。选A型平键，根据轴径d90mm，查表6-1得键的截面尺寸为：b25mm，h14mm，取键长L80mm，键的标记为：键25×80GB/T1096-2003。4．校核连接强度p齿轮和轴的材料均为钢，查表6-2，取]110MPa，k0.5h0.5147mm，lLbp80255mm，由公式6-，挤压应力

2000100057.7MPa[]满足强度条件。6—17解：轴所传递的转矩

p kld 75590 p确定楔键尺寸

TFde d

/21500250/2187.5Nm根据轴径d45mm，查手册得钩头楔键的截面尺寸为：b14mm，h9mm，取键长L70mm，键的标记为：键14×70GB/T1565-1979。校验连接强度带轮的材料为铸铁查表6-取 ]55MPa取f15lLh7096mm由公6-，p挤压应力

12000187.5 ]满足强度条件。

p bl(b6fd) 146160.15p6—18解：计算普通平键连接传递的转矩查表6-1Bb28mmh1mmL14mmk0.5h.516mm，lL14mm，由公式（6-，平键连接所允许传递的转矩Tkld1 2000

]81401021005712Nmp 2000计算花键连接传递的转矩dDB1092102140.6mm0.75150mm，d D

1029297mm，h

D

C102922.6mm，由公式6-5，花键连接所允许传m 2 2 2 2递的转矩6—19解：

T 12

m

]1 0.75103.81509710020734Nmp 2000根据轴径d100mm，查手册得Z2型胀套的尺寸为：d100mm，D145mm，单个胀套的额定转矩9.6kNm，额定轴向力[F192kN，Z2型胀套的标记为：Z2-100×145GB/T。a查表6-4，额定载荷系数m1.8，总额定转矩和总额定轴向力分别为]]1.89.617.28kNmn[F ]m[F]1.8192345.6kNan aFF2()2adF R连接的承载能力足够。6—20答：

260kN[F ]10021002(200012)21006-1a；b）两楔键之间的夹角为90~120；c)6-5；轮毂无法装e)半圆键上方应有间隙；f)6-18b略。6—21解：题解6—21图第七章铆接、焊接、胶接和过盈连接7—1 （3）；7—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—4（4）；7—5；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，应校核被铆件的拉伸强度条件，校核被铆件孔壁的挤压强度条件，以及校核铆钉的剪切强度条件，见教材中式（72－3。7－8答：夹角45时，焊缝的强度将不低于母板的强度。7－9答：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，应该采用不对称侧面焊缝，两侧焊缝的长度按式（7－5）计算。略）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，可减少或避免损伤配合表面，因此紧固性好。7－13答：方法等共同决定的。7－14答：接件中的应力；②增大包容件和被包容件的厚度，可提高连接强度；③改用高强度的材料面的摩擦系数，从而减小过盈量。7—15解：确定许用应力被铆件的材料为Q2357-1，取]210MPa，[7-1，取[]180MPa。验算被铆件的强度

]420MPa。铆钉的材料为Q215，查表p被铆件上的拉伸应力可由下式简化计算。其中d221020mm。 F

200103

166.7MPa]被铆件上的挤压应力

(b3d320)10 F

200103

142.9MPa]满足强度条件。

p dz 20107 p验算铆钉的剪切强度满足强度条件。7—16解：确定许用应力

4F2

42001032027

90.9MPa[]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[]180MPa，[]140MPa。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Fb[]17012180367200N1焊缝所能承受的总载荷

F 0.7b[]0.7801214094080N2 1F FF36720094080461280N1 2焊缝所受到的工作载荷F400kNF，满足强度条件。7—17解：计算最小过盈量min过盈连接的配合为H7/s6，查手册得孔公差为2500.046。轴公差为2500.169，最小有效过盈量min

1404694m。查表7-6，表面粗糙度Ra

00.8m对应于Rz

0.140.2m。由公式（7-1，采用压入法和胀缩法装配得到的最小过盈量分别为 压入法： min

min

2

min

0.8(Rz1

R )z2940.8(3.23.2)88.9m胀缩法： min

min

94m

min包容件的材料为铸锡磷青铜，查得E2

1.13105MPa，2

0.35。被包容件的材料为铸钢，查得E 2105MPa，1

0.3。两者的刚度系数分别为d2dc 11 d2d1

1

2502210225022102

0.35.49d2d2c 2

28022502

0.359.212 d22

d

2 28022502由公式（7-1，采用两种方法装配，配合面间的最小径向压力分别为压入法：

pmin

cd(1E1

minc2E2

)103

250(5.492105

88.9 9.211.13105

)103

3.26MPa 94 p

3.45MPa胀缩法：

min

250(5.492105

9.211.13105

)103计算允许传递的最大转矩T由公式（7-，两种装配方法允许传递的最大转矩分别为压入法： T

Pmin

2

3.262502600.11920Nm2 2胀缩法： T3.452502600.12032Nm27—18（略）7—19解：计算切向键连接传递的转矩根据轴径d100mm9mmc0.7mmf0.15150mm，由公式（6-4）普通切向键连接所允许传递的转矩T1 (0.5f0.45)dl(t]1 1000 p11000

(0.50.150.45)100150(90.7)1006536Nm计算渐开线花键连接传递的转矩渐开线花键的参数为：z19，hm，l150mm，d mz51995mm，取0.75。m由公式6-，渐开线花键连接所允许传递的转矩T 12 2000

zhld m

]1p 2000

0.751951509510050766NmZ2型胀套连接传递的转矩根据轴径d100mm，查手册得Z2型胀套的额定转矩[T]9.6kNm，查表6-4，两个Z2型胀套串联使用时的额定载荷系数m1.8，总额定转矩]]1.89.610317280Nmn7—20解：计算螺栓连接传递的转矩8.85-8，s

640MPa。按螺栓连接受静载荷，不控制预紧力，查表5-10s5]s螺栓连接的预紧力

/s640/5128MPad1

6647mm5-2，d2[]F 10 1.34

6.64721281.34

3416.7N取f15，K .2，由公式5-1，螺栓连接所允许传递的转矩sFfzr0 i

FfzD

/2 3416.70.15490T i1 0 0 K K 1.22s s76876Nmm76.9Nm计算平键连接传递的转矩根据轴径d30mm，查表6-1，得A型平键的尺寸为：b8mm，h7mm，取L50mm，lLb50842mmk0.5h0.573.5mm取[

]7MPa，由公式6-1，平键连接所允许传递的转矩pT kld2000

]3.5423075165Nmp 2000由以上的计算结果可知，此联轴器允许传递的最大静转矩T76.9Nm。第八章 带转动812） 82） 3） ；拉应力，离心拉应力，弯曲应力 ；1b1c ；带的紧边开始绕上小带轮 ；8—4（2）；8—5 预紧力、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bPV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。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：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。8－14答：小带轮的基准直径过小，将使V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=F，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：aa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=1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=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：Fv30%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）dd2

（P0

，K ，KL

，P0

基本不变30%将使小带轮打滑。故该方案不合理。（2）dd1案合理。

增大，V带传动的工作能力提高（P0

增大30%左右，K ，KL a

，0

基本不变，故该方（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8-2，带的基准长度 (d d )2L 2a (dd0 2 d

d )d2

d2 d14a2815

(140400)

(400140)

2499mm2 4815查表8-，L 2500mm，由公式8-，小带轮的包角dd d

400140 1801

d2 d157.5180a

815

57.5161.78-5，K

0.95，查表8-2KL

1.098-4aP0

2.28kW8-4bP0

0.17kW，查表8-7，取KA

1.2。带的计算功率Pca

K P，由公式8-2，带所允许传递的功率APz(P0P0)KKL 4(2.280.17)0.951.09 8.46kWKA8—21解：

1.2查表8-7，取K 1.2。带传动的计算功率AP Kca

P1.23.64.32kWA查图8-11，由Pca度

4.32kW，n1

1440r/min，选取A型普通V带。由公式8-2，带的基准长L 2ad0

(d2 d

d )d2

(d d )2d2 d14a2530

(90250)

0(25090)2

1606mm8-2Ld

，aa0

2 4530，由公式（8-，小带轮的包角d d 180 d2 d

2509057.5180 57.5162.61 a 530查表8-5K

0.955，查表8-2，取KL

0.99，查表8-4a，取P0

1.07kW。查表8-4b，取P17kW，由公式（8-2，带的根数0P

4.32zz4A8—22解：

ca(P P0 0

)KKL

(1.070.17)0.9550.99

3.68由公式（8-，带传动的有效拉力F1000P10007.5750Ne v 10由公式（8-，有效拉力Fe

FF1

2FF2

F。因此，带的松边拉力和紧边拉力分别为2F2由公式（8-，带的初拉力

F 750N；Fe 1

2F2

1500NF 1(FF)1750)1125N0 2 1 2 28—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：9－10答：国家标准GB/T1243-1997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i12

z /z2

为常数。由于链传动的多边形效应，瞬时传动比is

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pdsin180z

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：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（即链节距式。9－18答：1、从动轮齿数不变，则主动小链轮齿数变为z/i1 z 12

zn/n22

75250/90020.8z取z21。小链轮的齿数从25减少到2，齿数系数K增大，根据公式1，在相同的计算功z1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z＝z/i2 1 12

zn/n11

25900/2509075Pca的情况下，链传动所能传递的功率P不变。9—19解：由公式（9-，大链轮的齿数z z 11 n2取z 61，由公式9-16，链节数2

9602161.09330a2aL 0

zz 1

z (2

1)2pp0 p 2 a02600 2161 6121 12.7 12.7

2 (

)2

600

136.31取L 136，查图9－13，由z＝21查的齿数系数K ＝1.2。1p z根据n1

96r/min，p1.7mm（08A，查图9－11，得08A型链所能传递的最大计算功率caP 4.2kW，由公式（－15，多排链系数caKKP 1.21.26.5K A z 2.23取3排链，KP

P Pca2.5满足要求。

4.29—20解：由公式（16，链节数2a

zz

z z pL 0 1 2(2 1)2p0 p 2 a02910 21105 105

25.4 (25.4 2

)2

910

139.61取L 140，查图9－13，由z＝21查的齿数系数K1p

＝1.2。根据n1

60r/min，p254mm（16A，查图9－11，得16A型链所能传递的最大计算功率P 20kW，由公式（－15，链传动所允许传递的功率kWca KP 120kWP Pca 13.99－21（略）

KK 1.2A Z第十章 齿轮传动1—17）4）6910）1022）；13）；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；10—8（2） 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（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：n齿轮上的公称载荷F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n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KKKK。Av α βvKA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vα均的影响；Kβ

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）z1

增大则d1

增大，在T1

不变的条件下，Fn

1

增大和Fn

减小都使得H减小。对于弯曲应力，Fn

减小使得F

减小，z1

增加使得YFa

Y 减小，也同样使sa

减小。（2）m增大则d1

增大，在T1

不变的条件下，Fn

将减小。对于接触应力，d1

增大和Fn

减小都使得H减小。对于弯曲应力，Fn

减小和m增大都使得F

减小。（3）zn1n

增加一倍，m减小一半，则d1

不变，F

也不变。对于接触应力，d1

不变则H

不变。对于弯曲应力，z增大使得 少量减小，而m减小则使得 大量增大。因此， 增大。1 F F F10—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，许用接应力不一定相等这与两齿轮的接触疲劳寿命系数K 是否相等有关，如果K K ，则两者的许HN HN1 HN2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轮的疲劳极限。10－22答：d1和齿宽b都是待求参数，而使用弯曲疲劳强1度或接触疲劳强度设计计算时，只能将其中的分度圆直径d1bd成比1例的齿宽系数φd，设计时φd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：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：10—25解：

题解10—24图题解10—25图10—26答：2轮齿的两个工作面分别称为AB1为主动轮，若齿轮1A面使齿轮22B3转动。因此，轮齿的弯曲应力为对称循环，r1r0。2AB面接触应力具有相同的循环次数NH2

60 jLn2hn2

60n1n

jLz/zh1 z

604501200025/206.751072转动一圈，轮齿的AB应力的循环次数10－27答：

NF2NH2

6.75107。一对齿轮传动，大小齿轮的许用接触应力分别为〔σ公式的许用应力

〕和〔 〕，在直齿轮传动中，用于设计σH 1 H 2σσ =miσ 〕,σ 〕｝H H 1 H 2在斜齿轮传动中，用于设计公式的许用应力H〔σ 〕=〔H10－28答：

〕+〔 〕)/2，1.23〔 〕。σ σ 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d1

，圆周速度v，齿宽系数d

，齿高h和比值b/h分别计算如下：zm 303 d 1 n 92.68mm1 cos cos13.82d92.6814407m/sv 1 1601000 601000 b/d 80/d 1h2.253nb/h80/6.7511.85由表10-2查得K 1.0，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A vK F/b100N/mm10-37级精度查得A t

HK

F1.4，由表10-4按第Ⅲ公差组7级精度插值查得KH1.27，由图10-13查得KF1.25。接触载荷系数弯曲载荷系数10—32解：

KKAKVKHKH1.01.171.41.272.08KKAKVKFKF1.01.171.41.252.05齿轮的寿命L 82505，大、小齿轮的应力循环次数hN 60njL1 1 h

6014401100008.64108

N Nz/z 8.6430/932.791082 11 210-19查得（1查）

HN1

1.01，

HN

1.09。查取极限应力时，按材料的平均硬度，MQ10-21d查得轮的许用接触应力分别为

Hlim1

580MPa10-21c查得

Hlim

390MPa，取SH

1.0，两齿K 1.01580586MPa]H1

HN1S

Hlim11H

]H2

K HN2 HlimSH

1.091

425MPa

FN1

KFN

110-20c查得

Flim1

420MPa，由图10-20b查得

Flim

320MPa，取SF

1.4，两齿轮的许用弯曲应力分别为]

K 1420FN1 Flim1 300MPaF1 SF

1.4K 132010—33解：

]F2

FN2S

Flim2F

1.4

229MPa齿轮传递的转矩T1

Ft

2T1

/d代入公式10-8，得分度圆直径12KT u2KT u12.5Z1 Ebu ]1H齿轮传动的中心距2KT u12.5Z1 2KT u12.5Z1 Ebu ]a d2

d) (1i)d2 2

i) 2 ]H HA为不变量（K的少量变化略去不计。设改动后的中心距为a，许用应力为H

]，则a A]

]

600 H ； aa H 100 150mm10—34解：

a A] H

] 400计算弯曲强度允许的输出转矩10-5查得

Fa1

2.80，

sa1

1.55，

Fa

2.28，

sa2

1.73。传动比iz /z2 1

60/203，将TT1

/i，d

b/d1

代入公式10-5，得大齿轮的输出转矩biz

m2 ] ]T 1 F1

F2 }2 2K

YFa1

sa1

YFa2Ysa24032042

min{

340

, 280 }21.85 2.801.55 2.281.73736727Nmm737Nm计算接触强度允许的输出转矩将F2T/dt 1

2T2

/di代入公式10-8，得大齿轮的输出转矩1biz2m2 u

40320242 3 430T ( H )

( )22 2K u12.5ZE

21.40 31 2.5189.8168939Nmm169Nm大齿轮允许的输出转矩T2169Nm略）略）略）10—38答：题解10—38图第十一章 蜗杆传动低 ；好 ；12、4、6 20Cr ；渗碳淬火 ；铸锡青铜 ；（4） ；油池 ；喷油 ；略）略）11－8答：普通圆柱蜗杆主要有：阿基米德蜗杆，法向直廓蜗杆，渐开线蜗杆和锥面包络圆柱蜗杆。其中前两种蜗杆不便于磨削，精度较低；后两种蜗杆可以通过磨削的方法提高精度。11－9答：3时，用双刀加工。这可采用相同的刀具前角和后角，使两侧齿面切削质量相同。11－10答：蜗轮滚刀与对应的蜗杆具有相同的分度圆直径，因此，只要有一种分度圆直径的蜗杆，为了加工化，故将蜗杆的分度圆直径标准化，并与标准模数对应。11－11答：中，蜗杆的尺寸不进行变位修正（否则需要制作变位蜗轮滚刀，只对蜗轮的尺寸进行变位修正。对蜗轮的变位修正有以下两种方法，方法之一是：变位前后蜗轮齿数不变，蜗杆传动的中心距发生改变。方法之二是：变位前后蜗杆传动的中心距不变，蜗轮齿数发生变化。11－12答：λ较低，所以通常不用于传递大功率。11－13答：

。由于普通圆柱蜗杆传动的效率比v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，具合的许用应力大小与齿面相对滑动速度大小有关，而与齿面应力循环次数无关。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N滑动速度大小无关。答：（1）i/1 2

n/n1

z /z2

d /d。2 1（2）a(dd/2m(qz/2m(zz/2。1 2 2 1 2Ft2

/d2

2Ti/d1

2Ti/d1

（因为蜗杆传动效率低。解：答：

题解11—15图11—17答：蜗杆和蜗轮均为右旋，蜗轮轮齿的受力方向如图所示。反转手柄使重物下降时，重力为驱动力，蜗轮和蜗杆的工作齿面没有改变，与提升重物时的工作齿面相同。因此蜗轮轮齿是单側受载。11—17答：蜗杆和蜗轮均为右旋，蜗轮轮齿的受力方向如图所示。反转手柄使重物下降时，重力为驱动力，蜗轮和蜗杆的工作齿面没有改变，与提升重物时的工作齿面相同。因此蜗轮轮齿是单側受载。答：

题解11—17图在动力蜗杆传动中，蜗轮的齿数范围为28＜z2≤80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。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。11－21答：行刚度校核，蜗杆轴的刚度计算见式1－15。11—22答：11—23解：计算轮系的传动比nnn nii

nn z 60iz解得 i 4iz14 1H

H 1 H13 n3H3

1 H 30n 20H 1i45

z5z

40220i14i4542080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。计算重物的重量WTi

210800.68

8000N解：确定蜗杆传动的自锁性

115

D 136蜗杆的直径系数q、导程角和当量摩擦角

分别为vqd1m63/6.310arctanz1

2arctan

11.31q 10可知v

，故蜗杆传动不自锁。

arctanfv

arctan0.15.71传动系统的总效率

tan

0.92

tan

0.920.61 2 tan(v

) 5.71)蜗杆的传动比iz /z2 1

40/220，考虑传动效率的影响，由输入功与输出功的关系得到D' F' iD' F2 22故 F' FD 101000148 176.2N2D'i 2350200.611－25（略）11—26解：由表11-2查得d1

40mm，11836，由公式（11-2，滑动速度11v n 401440 3.08m/s11s 601000cos 601000cos111836根据v 3.08m/s，由表11-18查得 136，由公式11-2，啮合效率s v tan

tan111836

0.8711—27（略）11—28解：

1 tan(v

) tan(111836136)11—29解：

题解11—28图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图第十二章滑动轴承12－112－4（3）增大；12－2（2） 防止轴承过度磨损防止轴承胶合破坏减小 ；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：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：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，造成轴面的泄出量大，轴承的承载能力过低。12－10答：和油膜刚度。12－11答：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：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。F与相对间隙的平方成反比。因此载荷大时，相对间隙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（ZCuSn5Pb5Zn5〔p〕=8MPa,〔v〕=3m/s,〔pv〕=15 MPa·m/s）合适，而铅基轴承合金ZPbSb15Sn5Cu3Cdp=5MPav〕=8m/pv=5MPm/）不合适。12－17答：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：①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。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。转速n提高，则承载能力F提高。宽径比B/d减小，则承载能力F降低。提高，则承载能力F提高。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：当最小油膜厚度

min

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，B/d，，或减小等。可考虑改选材料，增大B等来提高承载能力。当入口温度ti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dB提高承载能力。12－22答：基本依据是满足以下条件：p[p],p[p],], 12－23答：

min

[h],ti

35~40℃。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B/d取宽径比B/d1，轴承宽度Bd90mm选轴瓦材料p，速度分别为p＝F

100103

12.3MPadB 9090 601000

9090601000p12.30.425.2MPam/s12－2，选锡青铜p,[10m/s,p15MPam/s，符合要求。选润滑剂查表12－4，根据＝0.42m/s，p12.3MPa，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1－2铝青铜ZCuA110Fe[p]1MPa ]m/s[1MPam/s由公（12－，径向载荷由公式12－2

FdB[p]20025015750kNFdB[p]/20025012/600/kN因此，轴承允许的最大径向载荷n60r/min时

Fmin750,600/kN dn 200

0.63m/s601000 601000n100r/min时

Fmin750,600/0.63750kN 2001001.05m/s601000 601000n/min

Fmin750,600/1.05571kN 2005005.24m/s]601000 601000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 601000由公式12－24，轴承的承载量系数

2001500601000

15.7m/sF2C＝ ＝

701030.00152

＝1.742P 2B 20.01815.70.820010－3B/d＝0.812－28（略）

＝1.742，查表1－，插值求得x=0.72，由公式（125，最小油膜厚度Ph rx)1000.0015(10.724)0.0414mm41.4mmin第十三章滚动轴承13－1（N31／P65131651316N316／P6；（）630／P5；51316）630／P5530306；13－2 （） ；1－3 （；（）；1－4 单向制 0；负值 ；13－5 ；13－6 ；13－7轴承内部空间容积的1／3~2／3；13－8（略）13－9答：3000070000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PC时，轴承是否出现点蚀要具体分析。当所要求的工作寿命等（C／时，出现点蚀的概率为10%>10%时，概率＜10%出现的可能性，仅概率大小不同。13－12答：对于球轴承，当P2P，L＝（C

1 C 13＝ L）＝（2P 8 P 8C 1 C 1对于滚子轴承，当P2P，L＝（13－13答：

1＝ （ 1＝ L2P 10.1 P 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=()是针对点蚀失效建立的，计算出的L是循环次数，单位为转。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：2900030000700005100052000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进行调整，调整结构见教材。13－16答：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13－19答：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滑两种，采用哪种润滑方式一般由轴承的dn值（d为滚动轴承的内径，n为轴承转速）确定，dn值小时采用脂润滑，dn值大时采用油润滑。13－21答：v＜4～5m/s或表面抛光；唇型密封圈用于v10m/s或v＜15m/（轴颈磨光；密封环用于100m/s的场合。13－22答：唇型密封圈的密封唇方向与密封要求有关，如果主要是为了防止润滑剂外泄，密封唇应向里对着轴承；如果主要是为了防止外物进入轴承室，则密封唇应向外背对着轴承。13－23解：计算轴承的径向载荷200F Fr1 500 re

500

2300920N

F Fr2

F 23009201380Nr1F 0.68Fd1 F d2 r

0.68920625.6N0.681380F Fae d1

600938.41538.4N因此 Fa1

F Fae dF F

1538.4N938.4N计算轴承的当量动载荷

a2 d2F /Fa1 r1

1538.4/9201.67＞eF /F 938.4/13800.68＝ea2 r2可知，X1

0.41，Y1

0.87，X2

1，Y2

0，当量动载荷Pf

(XF

Y

)1.5(0.419200.871538.4)2573.4N1计算轴承寿命

P 1Pf2

r1 1(XF2 r

a1YF2 a

)1.5113802070N由公式（13-，轴承的寿命106 fC 106 122500L (t ) ( )3h1 60n P 60750 1106 fC 106 1