机械设计作业参考答案-机械设计总论

绪论

1、机械系统总是由一些机构组成，每个机构又是由许多零件组成。所以，机器的基本组成要素

就是机械零件。

2、在各种机器中经常能用到的零件称为通用零件。如螺钉、齿轮、弹簧、链轮等。

在特定类型的机器中才能用到的零件称为专用零件。如汽轮机的叶片、内燃机的活塞、曲轴等。

3、本课程的主要任务是培养学生

1）有正确的设计思想并勇于探索创新；

2）掌握通用零件的设计原理、方法和机械设计的一般规律，进而具有综合运用所学的知识,

研究改进或开发新的基础件及设计简单机械的能力；

3）具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力；

4）掌握典型机械零件的试验方法，获得实验技能的基本训练；

5）了解国家当前的有关技术经济政策，并对机械设计的新发展有所了解。

机械设计总论

1.机器的三个基本组成部分是：原动机部分、执行部分和传动部分。

传动装置的作用：介于机器的原动机和执行部分之间，改变原动机提供的运动和动力参数，

以满足执行部分的要求。

2、机械零件由于某种原因丧失工作能力或达不到设计要求的性能称为失效。

机械零件的主要失效形式有

1）整体断裂；

2）过大的残余变形（塑性变形）；

3）零件的表面破坏，主要是腐蚀、磨损和接触疲劳；

4）破坏正常工作条件引起的失效：有些零件只有在一定的工作条件下才能正常工作，如果

破坏了这些必要的条件，则将发生不同类型的失效，如带传动的打滑，高速转子由于共振而引起

断裂，滑动轴承由于过热而引起的胶合等。

3、【答】

机械零件的设计准则是指机械零件设计计算时应遵循的原则。

机械零件的主要设计准则有：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性准则、可靠性准

则

4、【答】

浴盆曲线是失效率曲线的形象化称呼，表示了

零件或部件的失效率与时间的关系，一般用实

验方法求得。

浴盆曲线分为三段：第I段代表早期失效

阶段，失效率由开始时很高的数值急剧地下降

到某一稳定的数值；第n段代表正常使用阶

段，失效率数值缓慢增长；第iii段代表损坏阶

段，失效率数值由稳定的数值逐渐急剧上升。

5、【答】

机械零件的基本设计要求有：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；质量小要求；可靠性要求。

6、【答】

机械零件的一般设计步骤是：

(1)选择零件的类型和结构；(2)计算作用载荷；

(3)选择材料；(4)确定基本尺寸；

(5)结构设计；(6)校核计算；

(7)绘图和编写技术文件。

7、【答】机械零件的常规设计方法有：

(1)理论设计：根据长期总结出来的设计理论和实验数据所进行的设计称为理论设计。理

论设计中常采用的处理方法有设计计算和校核计算两种。前者是指由公式直接算出所需的零件尺

寸，后者是指对初步选定的零件尺寸进行校核计算；

(2)经验设计：根据从某类零件已有的设计与使用实践中归纳出的经验关系式，或根据设

计者本人的工作经验用类比的办法所进行的设计；

(3)模型实验设计：对于一些尺寸巨大而且结构又很复杂的重要零件件，尤其是一些重型

整体机械零件，为了提高设计质量，可采用模型实验设计的方法。

计算机辅助设计、可靠性设计、优化设计、并行设计属于现代设计方法。

8、【答】机械零件金属材料的在选用时主要考虑下列因素：

1、载荷、应力及其分布状况；

2、零件的工作情况；

3、零件的尺寸及质量；

4、零件结构的复杂程度及材料的加工可能性；

5、材料的经济性；

6、材料的供应状况。

9、零件的标准化就是对零件的尺寸、结构要素、材料性能、检验方法、制图要求等制定出各种

各样大家共同遵守的标准。

标准化的意义主要表现为：

1）能以最先进的方法在专门化工厂中对那些用途最广的零件进行大量、集中的制造，以提

高质量、降低成本；

2）统一了材料和零件的性能指标，使其能够进行比较，提高了零件性能的可靠性；

3）采用了标准结构及零、部件，可以简化设计工作，缩短设计周期，提高设计质量，同时

也简化了机器的维修工作。

机械零件的强度

【答】

影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件几何形状、尺寸大小、加工质量及强化因素。

零件设计时，可以采用如下的措施来提高机械零件的疲劳强度：

1）尽可能降低零件上应力集中的影响是提高零件疲劳强度的首要措施。应尽量减少零件结

构形状和尺寸的突变或使其变化尽可能地平滑和均匀。在不可避免地要产生较大的应力集中的结

构处，可采用减荷槽来降低应力集中的作用；

2）选用疲劳强度大的材料和规定能够提高材料疲劳强度的热处理方法及强化工艺；

3）提高零件的表面质量；

4）尽可能地减小或消除零件表面可能发生的初始裂纹的尺寸，对于延长零件的疲劳寿命有

着比提高材料性能更为显著的作用。

2、【解】由公式*N得

Ni=7000时

N=25000时a

2-lN2

N=620000时a

3-lN3

、由公式〃。二主」

33-6得

2cri2x170=283.33MPa

1+1+0.2

A'(0,170)；D'(141.7,141.7)；C

按比例绘制的简化极限应力线图如图所示。

4、1)绘制零件的简化极限应力线图

零件极限应力线图上各点的坐标分别为：

1701417

A(0喘)=(0,141.7)；D(141.7,^^)=(141.7,118.1),C(260,0)

工作点M坐标为9cbm)=(30,20)

2)标出极限应力点Si和S2

r=C和%“=C时在零件的简化极限应力线

图上的极限应力点S1和S2如图所示。

3)按r=C和%“=C求该截面的计算安全系数

Sca

显然，两种情况可能的失效形式均为疲劳失效。

故安全系数分别为：

r=C时

S="_WO.25

恒KQa+1/ZQm1.2x30+0.2X20,

=c时

\.—-J--i-+---g-----w---M---=-1-7-0--+-(-1--.2--0-.-2-)-x-2--0=

KbG+bm)1.2(30+20)

摩擦、磨损及润滑概述

1、膜厚比(％)用来大致估计两滑动表面所处的摩擦(润滑)状态。

h

0_______"min_____

一伊/+艰产

式中，3in为两滑动粗糙表面间的最小公称油膜厚度，Rql、42分别为两表面轮廓的均方

根偏差。

膜厚比241时，为边界摩擦(润滑)状态；当2=1〜3时，为混合摩擦(润滑)状态；当X>3

时为流体摩擦(润滑)状态。

2、试验结果表明，机械零件的一般磨损过程大致分为三个阶段，即磨合阶段、稳定磨损阶段及

剧烈磨损阶段。

1)磨合阶段：新的摩擦副表面较粗糙，在一定载荷的作用下，摩擦表面逐渐被磨平，实

际接触面积逐渐增大，磨损速度开始很快，然后减慢；

2)稳定磨损阶段：经过磨合，摩擦表面加工硬化，微观几何形状改变，从而建立了弹性

接触的条件，磨损速度缓慢，处于稳定状态；

3)剧烈磨损阶段：经过较长时间的稳定磨损后，因零件表面遭到破化，湿摩擦条件发生

加大的变化(如温度的急剧升高，金属组织的变化等)，磨损速度急剧增加，这时机械

效率下降，精度降低，出现异常的噪声及振动，最后导致零件失效。

3、油性（润滑性）是指润滑油中极性分子湿润或吸附于摩擦表面形成边界油膜的性能，是影响

边界油膜性能好坏的重要指标。油性越好，吸附能力越强。对于那些低速、重载或润滑不充分的

场合，润滑性具有特别重要的意义。

极压性是润滑油中加入含硫、氯、磷的有机极性化合物后，油中极性分子在金属表面生成抗

磨、耐高压的化学反应边界膜的性能。它在重载、高速、高温条件下，可改善边界润滑性能。

4、润滑油的主要质量指标有：粘度、润滑性（油性）、极压性、闪点、凝点和氧化稳定性。

润滑脂的主要质量指标有：锥（针）入度（或稠度）和滴点。

5、粘度是指润滑油抵抗剪切变形的能力，标志着油液内部产生相对运动运动时内摩擦阻力的大

小，可定性地定义为它的流动阻力。粘度越大，内摩擦阻力越大，流动性越差。粘度是润滑油最

重要的性能指标，也是选用润滑油的主要依据。

粘度的常用单位有尸（国际单位制），2出泊，cP厘泊），St（斯），cSt（厘斯），

（恩氏度），SUS（赛氏通用秒），R（雷氏秒）等。

6、流体动力润滑是借助于相对速度而产生的粘性流体膜将两摩擦表面完全隔开，由流体膜产生

的压力来平衡外载荷，具有一定粘性的流体流入楔形收敛间隙产生压力效应而形成。

流体静力润滑是靠液压泵（或其它压力流体源），将加压后的流体送入两摩擦表面之间，利

用流体静压力来平衡外载荷。

螺纹连接和螺旋传动

1、普通螺纹：牙型为等边三角形，牙型角60度，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，以减小应力集中。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，自锁性好，抗剪切强度高，但因牙细不耐磨，容易滑扣。应用：一般连接多用粗牙

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

机构的调整螺纹用。

矩形螺纹：牙型为正方形，牙型角々=0°,传动效率较其它螺纹高，但牙根强度弱，螺旋副

磨损后，间隙难以修复和补偿，传动精度降低。

梯形螺纹：牙型为等腰梯形，牙型角为30度，内外螺纹以锥面贴紧不易松动，工艺较好，

牙根强度高，对中性好。主要用于传动螺纹。

锯齿型螺纹：牙型为不等腰梯形，工作面的牙侧角3度，非工作面牙侧角30度。外螺纹牙

根有较大的圆角，以减小应力集中，内外螺纹旋合后，大径无间隙便于对中，兼有矩形螺纹传动

效率高和梯形螺纹牙型螺纹牙根强度高的特点。用于单向受力的传动螺纹。

普通螺纹适合用于连接，矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹适合用于传动。

普通螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹已经标准化。

2、将承受轴向变载荷连接螺栓的光杆部分做的细些有什么好处？

可以减小螺栓的刚度，从而提高螺栓连接的强度。

3、连接用螺纹紧固件一般都能满足自锁条件，并且拧紧后，螺母、螺栓头部等承压面处的摩擦

也都有防松作用，因此在承受静载荷和工作温度变化不大时，螺纹连接一般都不会自动松脱。但

在冲击、振动、变载荷及温度变化较大的情况下，连接有可能松动，甚至松开，造成连接失效，

引起机器损坏，甚至导致严重的人身事故等。所以在设计螺纹连接时，必须考虑防松问题。

螺纹连接防松的根本问题在于防止螺旋副相对转动。具体的防松装置或方法很多，按工作原

理可分为摩擦防松、机械防松和其它方法，如端面冲点法防松、粘合法防松，防松效果良好，但

仅适用于很少拆开或不拆的连接。

4、螺纹联接的主要类型有螺栓联接、螺钉联接、双头螺柱联接和紧定螺钉联接四种。主要特点

是：

1）螺栓联接：有普通螺栓联接和钱制孔螺栓联接两种。普通螺栓联接被联接件的通孔与螺

栓杆之间有间隙，所以孔的加工精度可以低些，不需在被联接件上切制螺纹，同时结构简单、装

拆方便，所以应用最广。钱制孔螺栓联接螺栓杆与孔之间没有间隙，能确定被联接件的相对位置,

并能承受横向载荷。

2）螺钉联接：螺钉直接旋入被联接件的螺纹孔中。适用于被联接件之一较厚，或另一端不

能装螺母的场合。由于不用螺母，所以易于实现外观平整、结构紧凑；但要在被联接件上切制螺

纹，因而其结构比螺栓联接复杂一些。不适用于经常拆装的场合。如经常拆装，会使螺纹孔磨

损，导致被联接件过早失效。

3）双头螺柱联接：使用两端均有螺纹的螺柱，一端旋入并紧定在较厚被联接件的螺纹孔中，

另一端穿过较薄被联接件的通孔，加上垫片，旋上螺母并拧紧，即成为双头螺柱联接。这种联接

在结构上较前两种复杂，但兼有前两者的特点，即便于拆装，又可用于有较厚被联接件或要求结

构紧凑的场合。

4）紧定螺钉联接：将紧定螺钉拧入一零件的螺纹孔中，其末端顶住另一零件的表面，或顶

入相应的凹坑中，以固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或扭矩,多用于固定轴上零件

的相对位置。

5、垫圈的主要作用是增加被联接件的支承面积或避

免拧紧螺母时擦伤被联接件的表面。常用的是平垫

圈。当被联接件表面有斜度时，应使用斜垫圈，特殊

情况下可使用球面垫圈。

6、1）降低表面粗造度，保证连接的紧密性；2）避

免螺栓承受偏心载荷；3）减少加工面，降低加工成

本。

7、将厂工等效转化到底板面上，可知底板受到轴向力

题4图

FYy,横向力和倾覆力矩”。

（1）底板最左侧螺栓受力最大，为防止螺栓拉断，应验算该螺栓的拉伸强度，要求拉应力

cr<［cr］；

（2）为防止底板右侧压碎，应验算底板右侧边缘的最大挤压应力，要求最大挤压应力

bpmax—匕］;

（3）为防止底板左侧出现间隙，应验算底板左侧边缘的最小挤压应力，要求最小挤压应力

bpmin>°；

（4）为防止底板向右滑移，应验算底板在横向力作用下是否会滑动，要求摩擦力“〉心工。

1、M12的螺纹小径为4=10.106mm；

2、确定螺栓的预紧力

性能等级4.8的碳钢?=320MPa,由题意，预紧力为

线=07%4=0.7%岩-

3、由公式fziF>KF

0SY题5图

z=2,i=l,f=0.3,取=1.2

因此，该连接能传递的最大横向载荷为

Fmax=在生='-mix0,7x320x-=8983.93N

Ks1.24

（注意：图书馆借的《机械设计学习辅导》书给出的答案有问题，其解法为：螺栓数目为2,

接合面数为1,取防滑系数为储=1.2,性能等级为4.8的碳钢q=320MPa。螺栓所需预紧

力F。为

F>

ofzi

因此，所能传递的最大载荷为

小爷『卬

9、采用橡胶垫片密封，取螺栓的相对刚度一^—=0.9

Cb+Cm

由教材公式（5-18）,螺栓总拉力

工=叫+—%—F=1500+0.9x10000=24000N

Q+g

由教材公式（5.15）,残余预紧力为

F1=F,-F=24000-10000=14000N

键、花键、无键连接和销连接

1、平键连接的工作面是两侧面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙，工作时，靠键与键槽的互压

传递转矩，但不能实现轴上零件的轴向定位，所以也不能承受轴向力。具有制造简单、装拆

方便、定心性较好等优点，应用广泛。

楔键连接的工作面是上下面，其上表面和轮毂键槽底面均有1:100的斜度，装配时需打紧，

靠楔紧后上下面产生的摩擦力传递转矩，并能实现轴上零件的轴向固定和承受单向轴向力。由于

楔紧后使轴和轮毂产生偏心，故多用于定心精度要求不高、载荷平稳和低速的场合。

2、平键连接的主要失效形式是较弱零件（通常为轮毂）的工作面被压溃（静连接）或磨损（动

连接，特别是在载荷作用下移动时），除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。

键的截面尺寸6x〃应根据轴径d从键的标准中选取。

键的长度L可参照轮毂长度从标准中选取，L值应略短于轮毂长度。

3、两个平键连接，一般沿周向相隔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。

采用两个楔键时，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。时，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔

键盘的承载能力。

采用两个半圆键时，在轴的同一母线上布置。半圆键对轴的削弱较大，两个半圆键不能放在

同一横截面上。只能放在同一母线上。

4、（1）确定联轴器段的键

根据结构特点，选A型平键。由轴径

d=lQmm,查手册得键的截面尺寸为

b=20mm,h=12mm,取键的公称长度

L—110mmo

键的标记：键20x110GB/T1069-1979

键的工作长度为

/=L-/,=110-20=90mm,键与轮毂键槽接触

高度为k=h/2=6mm，根据联轴器材料铸铁，

载荷有轻微冲击，查教材表6-1,取许用挤压应力[bp]=55MPa,则其挤压强度

2rxio32x1000x1000

=52.9IMPa<55MPa=®]

kid6x90x70

满足强度要求。

（注：（1）该键也可以选择长度L=125mm；（2）由于在轴端部，因此也可以选用单圆头

普通平键。）

（2）确定齿轮段的键

根据结构特点，选A型平键。由轴径d=90mm,查手册得键的截面尺寸为b=25mm,

h=14mm,取键的公称长度L=80mm。

键的标记：键25x80GB/T1069-1979

键的工作长度为/=£-&=80-25=55mm,键与轮毂键槽接触高度为k=h/2=lmm,

根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查教材表6-1,取许用挤压应力[%,]=110MPa,则其

挤压强度

2Txi()32xl000xl03

(J=--------=57.72MPa<[o-p]=110MPa

Pkid7x55x90

满足强度要求。

带传动

1、由公式（8-7）

1-1/efa

F「2F。

1+1/efa

影响带传动工作能力的因素有：

（1）预紧力：预紧力越大，工作能力越强，但应适度，以避免过大拉应力;

（2）包角：包角越大越好，一般不小于120度；

（3）摩擦系数：摩擦系数越大越好。

2、

2

1）由公式可知，为避免过大的离心应力，带速不宜太高；

cA

2）由公式（8-3）和（8-4）可知，紧边拉力

FP

耳=4+十="+1000—

2u

因此，为避免紧边过大的拉应力带速不宜太低。

3、带传动中的弹性滑动是由于带松边和紧边拉力不同，导致带的弹性变形并引起带与带轮之间

发生相对微小滑动产生的，是带传动固有的物理现象。

带传动中由于工作载荷超过临界值并进一步增大时，带与带轮间将产生显著的相对滑动，这

种现象称为打滑。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速急剧降低，甚至使传动失效，这种情况应

当避免。

4、带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。

带传动的设计准则是在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。

l-1/e的

5、(1)F=2F------------=2x360x----------=478.35N

8ec°01+1//1+1/产

(2)传递的最大扭矩

T=工，•"=478.35X—=23917.5N.mm

"22

⑶输出功率

FvFxn,^rdj,

P=x0.95=—箜-—x0.95

100060x1000x1000

478.35x1450x»xl00

x0.95=3.63kW

60x1000x1000

6、V带传动传递的功率尸=7.5kW,带速°=10m/s,紧边拉力是松边拉力的两倍，即Fx=2F2,

试求紧边拉力耳、有效拉力工和预紧力外。

【解】

由尸=,得

1000

1000P1000x7.5

Fe=750N

v10

由工=耳一尸2,又耳=2%，得

F[=2F2=2X750=1500N

F

由Fi=F0+寸，得

Fo=F,-^=1500--=1125^

°122

7、1)确定计算功率由表8-7查得KA=1.2,计算功率为

Pca=K/=1.2x7=8.4kW

2）选取V带型号根据匕&=8.4kW,%=960r/min,由图8-11选用B型带。

3）确定带轮的基准直径，并验算带速

⑴确定小带轮基准直径由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径41=150mm

⑵验算带速按式8-13

叫_乃x150x960

v==7.54m/s

60x100060x1000

由于5m/s<<30m/s,故带速合适。

⑶确定大带轮基准直径

传动比">箸=2",根据式8,，有

dd2xiddi=2.91x150=436.5

根据表8-8,圆整为dd2=450mmo

(4)验算带速误差由式8-14,从动轮实际转速

九%(1—£)150x960x(1-0.02).

riy=---------------=----------------------------=313.6r/min

dd2450

带速误差△="2-"2,=330-313g-1。。％=497%<5%,满足要求。

n2330

4)确定V带的中心距和基准长度

⑴确定小带轮基准直径根据式8-20

0.7+dd2)=420<aQ<2(ddi+dd2)=1200,初定中心距旬=600mm,

⑵计算带的基准长度按式8-22

Ldo=2Q()+[41+D

24。

=2x600+—(150+450)+&SOTO)=2180mm

24x600

由表8-2选带的基准长度Ld=2240机机

⑶计算实际中心距由式8-23

L—2240-2180

”即+U_=600+--———=630mm

°22

由式8-24,中心距的变化范围为

〃

min-ci-0.015Ld=600-0.015x2240=566.4mm

L%m人dx二。+0.03Lu,=600+0.03x2240=667.2mm

5)验算小带轮上的包角a

a=180。-九-％―57.3°=180°-450-I%57.3°=152.7°>120°

a630

包角合适。

6)计算带的根数

(1)计算单根V带的额定计算功率

由ddl=150mm和nx=960r/min,查表8-4a得Po=2.60kW

查表8-4b得APo=0.30kW

查表8-5得Ka=0.92,查表8-2得=1.0,根据式8-26

z=-----------------=--------------.................=315

(P0+AP0)KaKL(2.60+0.30)x0.92x1.0

取4根。

7)计算单根V带的最小初拉力(Fo)min

由表8-3得B型带的单位长度质量g=0.18kg/m

(…5。。3…5。。(25-。9"4

+0.18x7.542=249.4N

°Kazv0.92x4x7.54

8)计算压轴力心压轴力的最小值为

(工)min=2"。)"吟=2x4x249.4xsin"|二=1938.85N

9)带轮结构设计(略)

链传动

1、与属于摩擦传动的带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保证准确的平均传动

比，传动效率较高；又因链条不需要像带那样张得很，所以作用于轴上的径向压力较小；在

同样的条件下，链传动结构较为紧凑。同时链传动能在高温和低温的情况下工作。

2、链传动运动中由于链条围绕在链轮上形成了正多边形，造成了运动的不均匀性，称为链传动

的多边形效应。这是链传动固有的特性。

减轻链传动多边形效应的主要措施有：

1)减小链条节距；

2)增加链轮齿数；

3）降低链速。

3、滚子链传动的主要失效形式和原因如下：

1）链的疲劳破坏：链在工作时，周而复始地由松边到紧边不断运动着，因而它的各个元件

都是在变应力作用下工作，经过一定循环次数后，链板将会出现疲劳断裂，或者套筒、滚子表面

将会出现疲劳点蚀（多边形效应引起的冲击疲劳）。

2）链条较链的磨损：链条在工作过程中，由于钱链的销轴与套筒间承受较大的压力，传动

时彼此又产生相对转动,导致较链磨损，使链条总长伸长，从而使链的松边垂度变化，增大动载荷，发

生振动，引起跳齿，加大噪声以及其它破坏，如销轴因磨损削弱而断裂等。

3）链条较链的胶合：当链轮转速高达一定数值时，链节啮入时受到的冲击能量增大，销轴

和套筒间润滑油被破坏，使两者的工作表面在很高的温度和压力下直接接触，从而导致胶合。因

此，胶合在一定程度上限制了链的传动的极限转速。

4）链条静力拉断：低速（O<0.6m/s）的链条过载，并超过了链条静力强度的情况下，链

条就会被拉断。

4、

a）和b）按逆时针方向旋转合理。

c）两轮轴线布置在同一铅垂面内下垂量增大，下链轮的有效啮合齿数减少，降低了传动能

力，应采取（1）调整中心距（2）加张紧轮（3）两轮偏置等措施。

5、（1）选择链轮齿数Zi，Z2。假定链速v=3~8w/s,由教材表9-8取主动链轮齿数zi=23,则

从动链轮齿数z2=%=3x23=69。

（2）确定链节距p。计算功率

Pca=KAP=1.5xl.5=11.25kW

由教材图9-13按小链轮转速估计链工作在额定功率曲线顶点的左侧。查教材表9-10得

108108

Kz=（^）=（||）=1.23

初选中心距〃=40p则

_%+Zi+Z2+产-幻)2P_

Lp

一丁212n；~2~

2x40p23+69.69-232

+丁+(.•)x上=127.34

P2%40P

取4=128,根据教材表9-10得

0.26=1280.26=L07

100

选取单排链，由教材表9-11得Kp=l,所需传递的功率为

1125

po=——=8.55kW

KZKLKP1.23X1.07X1

根据尸o=8.55左W和4=960"min,由教材图9-13选链号为10A的单排链。同时也证实原

估计链工作在额定功率曲线顶点的左侧是正确的。由教材表9-1查得链节距p=15.875机加o

(3)确定链长L及中心距

八皿二型15.875-

10001000

Zi+Z2Zi+Z2

。令P

222万

15.87523+6923+6969-23

---------X(128-)+、(128-•)2—8(I=645.61mm

4222万

中心距减小量

△a—(0.002〜0.004)。=

(0.002〜0.004)x645.61=1.29〜2.58mm

实际中心距

。一=645.61—(1.29〜2.58)=644.32〜643.03mm

取。=644mm，接近650mm，符合题目要求。

(4)验算链速。

HP"123x15.875x960一。。,

V=---------------二5.482m/s

60x100060x1000

与原假设相符。根据教材图9-14采用油浴或飞溅润滑。

(5)压轴力计算。有效圆周力

p75

F=1000—=1000x=1283.812V

,v5.482

按水平传动，取压轴力系数=1.15,则压轴力

KFp

Fp=1.15x1283.81=1476.38^

齿轮传动

1、齿轮传动常见的失效形式有以下几种：（1）轮齿折断；（2）齿面点蚀；（3）齿面磨损；（4）

齿面胶合；（5）塑性变形。

闭式硬齿面的设计以保证齿根弯曲疲劳强度为主；闭式软齿面的设计通常以保证齿面接触疲

劳强度为主；开式齿轮传动的设计目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。

2、齿轮轮齿修缘是为了减小齿轮传动过程中由于各种原因引起的动载荷。做成鼓形是为了改善

载荷沿接触线分布不均的程度。

3、金属制的软齿面齿轮配对的两轮齿中，小齿轮齿根强度较弱，且小齿轮的应力循环次数较多,

当大小齿轮有较大硬度差时，较硬的小齿轮会对较软的大齿轮齿面产生冷作硬化的作用，可提高

大齿轮的接触疲劳强度。所以要求小齿轮齿面硬度比大齿轮大30~50HBSo

4、【解】

题5图

5、（1）由于中间轴上两齿轮分别为主动和从动轮，且旋转方向相同，因此为使轴向力方向相反,

必须使齿轮3的螺旋方向与齿轮2的相同。齿轮2为左旋，故齿轮3必须左旋，齿轮4右旋。

（2）使中间轴上轮2和轮3的轴向力互相完全抵消，需要满足42=F/。

Fa2=耳2tan夕2，%=耳3tan昆

因齿轮2和齿轮3传递的转矩相同丁="22=!?，且

d2=z2mn2/cos/32,d3=z3mn3/cos

整理后可得

tan-3_工2/3「Z3〃z“3cos62

tan，2耳3d222m“2COS瓦

因此sin63=包马虫sin尸，=9^Zsinl5°=0.1438

z2m„2~3x51

网=8.27°=8°16'2"

6、将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为地加宽5Tomm,以防止大小齿轮因装配误差产生轴

向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的工作载荷。

7、齿面接触应力是脉动循环，齿根弯曲应力是对称循环。

在作弯曲强度计算时应将图中查出的极限应力值乘以0.7。

8、1）选择齿轮的材料和精度等级

根据教材表10-1选大小齿轮材料均为20CrMnTi渗碳淬火。小齿轮齿面硬度取62HRC,大齿

轮齿面硬度取38HRC,芯部300HBS。选精度等级为6级。

2）按齿根弯曲疲劳强度设计

①小齿轮传递的转矩

p13f）

T,=9.55xIO。」=9.55x1。6x--------=106658N.mm

11640

②初选载荷系数：K,=1.6

③确定齿宽系数：小齿轮作悬臂布置，据教材表10-7选取猴=0.5

④初选螺旋角：，=14°

⑤计算斜齿轮的当量齿数：

7=—£1—=—=2527=_5_=口=199

•_cos3_COS3140",'"2一3-

PcospCOS314O--

⑥确定齿形系数和应力集中系数：

查教材表10-5得YFal=2.62,YSal=1.59,YFa2=2.22,YSa2=1.77

⑦确定斜齿轮端面重合度：

查教材图10-26得久i=0.78,sa2=0.88,sa=£ai+sa2=0.78+0.88=1.66

⑧确定弯曲强度许用应力：

循环次数

M=60/=60x11640xlx100=7.0x107

7

N2=60n2jLh=60X11640X23/73X1X100=2,2x10

由教材图10-18查得KFNl=KFN2=l

取安全系数SF=1.5

由教材图10-20(d)得crFNl=CTFN2=930MPa

按对称循环变应力确定许用弯曲应力为

[crfl]=[crF2]=0.7x*与%1=07x=434MPa

⑨由弯曲强度计算齿轮的模数：

因/〃心瓶，/血匕0[<TF1]=[cTf2],将齿轮1的参数代入设计公式中得

A3pKT*尸cos?尸_卜x1.6x106658x0.89xcos?14°.22.62x1.59

，一\%.Z;久⑸]-V0.5x232x1.66'-

取标准值"2“=2mm0

⑩验算载荷系数：

小齿轮的分度圆直径心=曳"=①二=47.4mm

cos/7cos14°

血M3.141x47.4x116470

齿轮的圆周速度

60x1000

由教材图10-8查得:

假设KAFt/b>100N/mm,由教材图10-3查得

齿宽b=(|>ddx=0.5x47.4=23.7mm

由教材表10-4查得K班=1.15,由教材图10-13查得七夕=1.12

弯曲强度载荷系数

K=KAKvKFaKF^=1.25x1.16x1.1x1.12=1.79

⑪修正模数:

mn=mntljK/Kt=1.84x31.79/1.6=1.91mm

因此取标准值机〃=2mm合适。

。确定螺旋角:

中心距”十个=言三京厂98.94mm

圆整中心距a=99mm后，螺旋角

/3=arccos⑵+“2加"=arccos⑵+，3)x2=@828“

2a2x99

⑬斜齿轮的相关参数

zm23x2

=--}---n-=----------------=47.437mm

cos/?cosl4°8'28”

b=</>dd1-0.5x47.437=23.1mm

对齿宽圆整：b2=24mm,bx=2Smm

3)齿面接触强度校核

①确定接触强度载荷系数K=KAKvKFaKF/3=1.25x1.16x1.1x1.15=1.83

②确定接触强度许用应力:

查教材图10-21(e)得liml=b”lim2=150°MP〃

查教材图10-19中曲线2得K//NI=1,0，KHN2=L08

取安全系数SH=1.0

「-1KHNQHliml1°X150°=1500MPa

6HJ=-------------

1.0

K"N2b”iim2二=1620Mpa

[册2]=

SH1.0

③确定弹性影响系数：据教材表10-6查得ZF=189.8VMP^

④确定区域载荷系数：据教材图10-30查得ZH=2.43

⑤校核接触强度

2KT]3=189.8x2.43x2x1.83x1066583.17+1rn

.ZH----------------x=1140MPa<⑸

㈣2%u24x47.4373xl,66----3.17

满足接触强度要求，以上所选参数合适。

蜗杆传动

1、蜗杆传动的主要特点有：（1）传动比大，零件数目少，结构紧凑；（2）冲击载荷小、传动平

稳，噪声低；（3）当蜗杆的螺旋升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动具有自锁性；（4）

摩擦损失较大，效率低；当传动具有自锁性时，效率仅为0。4左右；（5）由于摩擦与磨损严

重，常需耗用有色金属制造蜗轮（或轮圈），以便与钢制蜗杆配对组成减摩性良好的滑动摩擦

副。

蜗杆传动通常用于空间两轴线交错，要求结构紧凑，传动比大的减速装置，也有少数机器用

作增速装置。

2、蜗杆直径系数是蜗杆分度圆直径和模数的比值。

q用

m

引入蜗杆直径系数是为了限制蜗轮滚刀的数目及便于滚刀的标准化。

3、1）在中间平面上，普通圆柱蜗杆传动就相当于齿条与齿轮的啮合传动。所以在设计蜗杆传动

时，均取中间平面上的参数（如模数、压力角等）和尺寸（如齿顶圆、分度圆等）为基准，并沿

用齿轮传动的计算关系。对于蜗轮来说，端面模数等于中间平面上的模数。

2）蜗杆传动的正确啮合条件是：蜗杆的轴向模数等于蜗轮的端面模数，蜗杆的轴向压力角

等于蜗轮的端面压力角，蜗杆中圆柱上螺旋线的导程角等于蜗轮分度圆上的螺旋角，且螺旋线方

向相同。即

rna\="42=m；=%2；Y=B

4、蜗杆传动的失效形式主要有齿面点蚀、齿根折断、齿面胶合及过度磨损等。

在开式传动中多发生齿面磨损和轮齿折断，因此应以保证齿根弯曲疲劳强度作为开式传动的

主要设计准则。

在闭式传动中，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀而失效。因此，通常是按齿面接触疲劳强度进行

设计，而按齿根弯曲疲劳强度进行校核。

对于闭式传动，由于散热较为困难，还应作热平衡核算。

5、1）各轴的回转方向如图所示；

2）蜗轮轮齿的螺旋方向：

由于两个蜗杆均为右旋，因此两个蜗轮也必为右旋。

3）蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置和方向如图所示

滑动轴承

1、滑动轴承的失效形式有：磨粒磨损、刮伤、咬合（胶合）、疲劳剥落和腐蚀，还可能出现气蚀、

流体侵蚀、电侵蚀和微动磨损等损伤。

2、滑动轴承材料性能应具有以下性能：（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、经济

性等。

不存在一种轴承材料能够同时满足以上这些性能。

3、非液体润滑轴承常以维持边界油膜不遭破坏作为设计的最低要求。

限制p的目的是保证润滑油不被过大的压力挤出，间接保证轴瓦不致过度磨损。

轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗力。成正比，限制pu的目的就是限制轴承的温

升，防止吸附在金属表面的油膜发生破裂。

4、形成流体动力润滑（即形成动压油膜）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（亦即滑动表面带油时要有足够的油层

最大速度），其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出;

3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。

向心滑动轴承形成动压油膜的基本过程为：

1）轴颈静止时，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触，两表面间自然形成一收敛的

楔形空间；

2）轴颈开始转动时，速度极低，带入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方

向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力的作用下沿孔壁爬升；

3）随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐增多。这时楔

形油膜产生了一定的动压力，将轴颈浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏

心位置上。这时，轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与外载荷相平衡。由于轴

承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。

5、轴瓦的材料为ZCuA110Fe3,查其许用应力[p]=15MPa,许用[p。]=12MPa-m/s

1）轴承的平均压力应满足式（12-1）,据此可得

F<[p]dB=15x200x200=6x105N

2）轴承的pu应满足式12-2,据此可得

F<[^]x19100B=12x19100x200=1526x1q5n

n300

综合考虑（1）和（2）,可知最大径向载荷为1.528x105N0

6、按50°查L-AN32的运动粘度，查得匕o=22cSr,换算出L-AN3250°时的动力粘度：

-6

=pv5QX10=900x22x10^=0.0198P。-s

轴径转速

2mInx1000

承受最大载荷时，考虑到表面几何形状误差和轴径挠曲变形。选安全系数为S=2,据式12-9

和12-10得：

r(p(l-x)=S(Rzl+42)

S(J+&2),2x0,0048

-----------------=1-----------------

由3/d=l.ll及2=0.808,查教材表12-8得有限宽轴承的承载量系数C