机械设计基础(同济版)课后习题答案

PAGEPAGE55《机械设计基础》答案第1章机械设计概述一、填空题1.构件；2.传递，转换；3.运动，制造；4.确定，有用；5.断裂，表面失效，过量变形；6.标准化，系列化；7.干摩擦，边界摩擦，液体摩擦；8.磨粒，腐蚀；9.液体，半固体。二、判断题1-5：×√√××；6-9：×√××。三、单项选择题1-5：BCACC四、综合题1.机械零件设计主要内容和过程是什么？答：1)设计阶段：根据社会需求进行市场调研，在对相关产品进行可行性分析并对有关技术资料进行研究的基础上，确定设计对象的主要性能指标和主要设计参数，编制设计任务书。2)方案设计阶段：根据设计对象所要达到的主要性能指标和主要设计参数，确定机器的工作原理，拟定总体方案。3)技术设计阶段：将设计方案具体化，使其成为机器及其零件的合理结构，完成总装配图、部件装配图和零件图。4)改进设计阶段：包括样机试制、测试、综合评价及改进等环节。根据设计任务书的要求，对样机进行测试，发现产品在设计、制造、装配及运行中出现的问题，并加以改进、完善，形成最终的技术文件。2.何谓磨损？并任举出三种不同机理的磨损。答：1)磨损：指运动副之间的摩擦将导致零件表面材料的逐渐损失的现象，单位时间内材料的磨损量称为磨损率，磨损量可以用体积、质量或厚度来衡量。1)磨损机理：(1)磨粒磨损：由于摩擦表面上的硬质突出物或从外部进入摩擦表面的硬质颗粒，对摩擦表面起到切削或刮擦作用，从而引起表层材料脱落的现象。(2)粘着磨损：当摩擦副受到较大正压力作用时，由于表面不平，其顶峰接触点受到高压力作用而产生弹、塑性变形，附在摩擦表面的吸附膜破裂、温升后使金属的顶峰塑性面牢固地粘着并熔焊在一起，形成冷焊结点。在两摩擦表面相对滑动时，材料便从一个表面转移到另一个表面，成为表面凸起，促使摩擦表面进一步磨损。这种由于粘着作用引起的磨损，称为粘着磨损。(3)疲劳磨损：两摩擦表面为点或线接触时，由于局部的弹性变形形成了小的接触区。这些小的接触区形成的摩擦副如果受变化接触应力的作用，则在其反复作用下，表层将产生裂纹。随着裂纹的扩展与相互连接，表层金属脱落，形成许多月牙形的浅坑，这种现象称为疲劳磨损，也称点蚀。(4)腐蚀磨损：在摩擦过程中，摩擦面与周围介质发生化学或电化学反应而产生物质损失的现象，称为腐蚀磨损。3.标准化、系列化及通用化的含义和重要意义各是什么？答：1)“三化“的含义：(1)标准化：通过对零件的尺寸、结构要素、材料性能、检验方法、设计方法、制图要求等，制定出大家共同遵守的标准。(2)系列化：对于同一产品，为了满足不同的使用条件，在同一基本结构或基本尺寸条件下，规定出若干个辅助尺寸不同的产品，形成系列产品。(3)通用化：系列内部或跨系列的产品之间尽量采用同一结构和尺寸的零件，比较少的规格品种满足生产上的广泛需求。2)“三化”的意义：(1)可以简化设计，减少设计工作量，缩短设计周期，提高设计质量，使设计人员把主要精力用在关键零件的设计上。(2)可以采用最新先进技术在专门化工厂中进行大规模集中生产标准零件，以提高质量，降低成本。(3)可以集中成功经验，减少设计和制造过程中技术过失的重复出现。(4)扩大零件的互换性，方便维修。4.润滑油的润滑方法有哪些？答：根据是否连续提供润滑剂把润滑方法分为不连续润滑和连续润滑两大类。1)不连续润滑：指用手工注油或涂抹润滑脂，只用于小型、低速或间歇运动的零件。2)连续润滑：(1)滴油润滑：利用油杯按一定的速度连续供油的方式，一般用于低速场合。(2)浸油润滑：把零件的一部分浸在油中达到润滑效果的方式。这种方法不适于高速场合，因为在工作过程中会产生搅油损耗，造成很大的能量损耗，降低效率，一般只用于低速场合。(3)甩油润滑：把油杯或甩油盘浸在油中，当轴转动时带动油环或甩油盘转动，通过离心力的作用甩出油液对其它零件进行润滑的方式。(4)飞溅润滑：将转动零件或曲轴的曲柄的一部分浸在油池内，依靠它们的旋转运动将油池中的油溅散，使油面上部的零件得到润滑的方式。(5)油雾润滑：将润滑油在油雾发生器中变成油雾，油雾随压缩空气一起送到润滑表面的润滑方式。其温度比液体润滑油的温度低，可起到很好的冷却作用。一般用于线速度很高的轴承润滑。(6)压力喷油润滑：用油泵进行压力供油，把润滑油送到各润滑部位后又回流到油箱再循环使用，以保证供油充分，并带走摩擦产生的热量。一般用于高速、重载、要求润滑可靠的零件上，如轴承、齿轮等。5.接触式密封和非接触式密封各是如何实现密封的？答：1)接触式密封，两密封结合面相互接触，并做相对运动或填料与结合面间作相对运动；2)非接触式密封，两密封结合面间有一定间隙，并作相对运动。

第2章平面机构的自由度和速度分析一、填空题1.直接，几何联接；2.接触；3.点，线；4.面；5.点，线；6.绕，给定；7.回转，移动，高。二、判断题1-5：√××√×；6-10：×√√××；11-14××√×。三、单项选择题1-5：ACDBC;6-10:AADDD四、综合题1.图示油泵机构中，1为曲柄，2为活塞杆，3为转块，4为泵体。试绘制该机构的机构运动简图，并计算其自由度。解：2.图示为冲床刀架机构，当偏心轮1绕固定中心A转动时，构件2绕活动中心C摆动，同时带动刀架3上下移动。B点为偏心轮的几何中心，构件4为机架。试绘制该机构的机构运动简图，并计算其自由度。解：分析与思考：图中构件2与刀架3组成什么运动副？答：转动副。3.计算图2-5到图2-8所示机构的自由度(若有复合铰链，局部自由度或虚约束应明确指出)。图2-5解：滚子D为局部自由度，E、F之一为虚约束。F=3n–2PL–Ph=3×4–2×5–1=1图2-6解：A处为复合铰链F=3n–2PL–Ph=3×5–2×6–1=2分析与思考：当机构的自由度2、而原动件数为1时，机构能有确定的运动吗？答：没有。图2-7解：滚子C为局部自由度，E处为复合铰链。F=3n–2PL–Ph=3×8–2×11–1=1。图2-8解：齿轮I、J之一为虚约束，A处为复合铰链F=3n–2PL–Ph=3×8–2×10–2=2。4.计算图2-9到图2-11所示机构的自由度(若有复合铰链，局部自由度或虚约束应明确指出)，并判断机构的运动是否确定，图中画有箭头的构件为原动件。图2-9解：A、B、C处为复合铰链F=3n–2PL–Ph=3×7–2×8–3=2，有确定运动。图2-10解：滚子E为局部自由度，滑块H、I之一为虚约束F=3n–2PL–Ph=3×6–2×8–1=1，有确定运动。图2-11解：滚子C为局部自由度，滑块K为虚约束F=3n–2PL–Ph=3×9–2×12–2=1，有确定运动。第3章平面连杆机构一、填空1.转动，移动，平面；2.连续转动，连架杆，往复摆动，连架杆；3.曲柄，摇杆，曲柄，摇杆；4.曲柄摇杆，双曲柄，双摇杆；5.小于或等于，机架，曲柄；6.最短，最短；7.主动，从动，旋转；8.从动，主动，往复摆动；9.极位夹角，大于1；10．曲柄；11.卡死；12．压力角，传力。二、判断题答案1-5：×√√×6-10：√√√√×11-15：××√√√16-20：√×√×√21-25：√×√√√26-30:√××××三、选择题答案1、D，C；2、B.D.E；3、A,C；4、B；5、C；6-10：CCABC;11-15：ADBDA;16-20：CACDA;21、A;22、A，D；23、C；24、B。四、综合题1.图3-1所示的四杆机构中，各杆长度为a=25mm，b=90mm，c=75mm，d=100mm，试求：1)若杆AB是机构的主动件，AD为机架，机构是什么类型的机构？2)若杆BC是机构的主动件，AB为机架，机构是什么类型的机构？3)若杆BC是机构的主动件，CD为机架，机构是什么类型的机构？图3-1图3-21.解答：1）若杆AB是机构的主动件，AD为机架，因为lAB+lAD=(25+100)mm=125mm<lBC+lCD=(90+75)mm=165mm满足杆长之和条件，主动件AB为最短构件，AD为机架将得到曲柄摇杆机构；2）同上，机构满足杆长之和条件；AB为最短构件为机架，与其相连的构件BC为主动件将得到双曲柄机构；3）若杆BC是机构的主动件，CD为机架，将得到双摇杆机构。2.如图3-2所示铰链机构中，一直摇杆长lCD=75mm，行程速度变化系数K=1.5，机架长lAD=100mm，摇杆CD的一个极限位置与机架间的夹角ψ=45°，试求曲柄长lAB及连杆长lBC。2.解答：根据题意∠C1DA=45°，AD=100mm，C1D=75mm，由余弦定理可得AC1=AD2+C1D2取合适的作图比例系数,由已知数据作出△ADC1,然后作∠C1AC2=36°，令AC2与C1D为半径，D为圆心的圆弧相交于点C2，分别测量出AC1和AC2，代入方程AC1=BC-AB,AC2=BC+AB,即可求得AB和BC的长度。3.某四杆机构各构件的长度分别为lAB=240mm，lBC=600mm，lCD=400mm，lAD=500mm，试确定：(1)该机构是否存在曲柄？(2)如何使该机构成为曲柄摇杆机构、双曲柄机构或双摇杆机构？3.解答：1）lAB+lBC=(240+600)mm=840mm<lCD+lAD=(400+500)mm=900mm满足杆长之和条件，取合适的杆件为机架，该机构存在曲柄；2）若杆AD或者BC为机架，为曲柄摇杆机构；若杆AB为机架，为双曲柄机构；若杆CD为机架，为双摇杆机构。4.设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长lCD=80mm，摆角ψ=40°，摇杆的行程速度变化系数K=1，且要求摇杆CD的一个极限位置与机架的夹角∠CDA=90°，试用图解法确定其余三杆的长度。解答：取合适的比例系数，根据题意绘图如上，由于K=1,所以极位夹角θ=0，曲柄和连杆两次共线的位置是重合的，此时∠ADC1=90°，摇杆在两个极限位置的摆角∠C1DC2=40°，摇杆C1D=C2D=80mm，∠C1C2D=∠C2C1D=70°，∠C1AD=20°，分别量取AC1和AC2的长度，代入方程AC1=AB+BC,AC2=BC-AB，AB和BC可求,AD的长度可以直接量取。（解析法如下：AD=C1D*tan∠C2C1D=80*tan70°=220mm，AC1=C1D÷cos∠C2C1D=80÷cos70°=234mm，由余弦定理得C1C2=C2D2+C1D2-2C2D×C1D×cos∠C第4章凸轮机构一、填空题1.等速运动规律；等加速、等减速运动规律、余弦加速度运动规律；正弦加速度运动规律、五次多项式运动规律；2.凸轮回转中心；凸轮理论廓线；3零；4凸轮,从动杆,固定机架；5尖顶,滚子,平底；6位移,转角；7一致,有效,垂直,有害；8越大,越小,越大。二、判断题1-5:√√√√√；6-10:√×√×√；11-15:××××√；16-20:××√√√。三、单项选择题1-5:BACDB；6-10:AAACB；11-15:ABABC；16-20:AAACB。四、综合题1.如图4-1，已知凸轮的实际廓线为一圆，R=40mm，凸轮逆时针转动，lOA=25mm，滚子半径rT=8mm，试确定：1)凸轮的理论廓线；2)凸轮的r0解答：1）凸轮的理论廓线如图所示，也是一个圆周，以点A为圆心，半径为48mm2）凸轮的基圆半径r0=40-25=15mm,从动件的行程h=R+lOA-r0=40+25-15=50mm2.分别画出图4-2所示的各凸轮机构中b、c点的压力角。(a)(b)(c)解答：各凸轮机构中b、c点的压力角作图如上图所示。第5章齿轮机构一、填空题。1．节；2．无，定 ；3．模数、齿数、压力角；4．模数、压力角、法向、压力角、螺旋、大端、压力角、锥距；5．范成，仿形；6．轮齿，平稳，大；7．变尖，变厚；8．相同，弯曲，平直；9．不相等，越大，零；10．20°，标准值；11．外啮合，内啮合；12．旋转，直线；13．重合度大于1；14．齿厚，齿槽宽，齿顶高；15．中，分度；16.齿面磨损，齿面疲劳点蚀；17.接触，弯曲，分度圆直径：d1、d2；18.齿面胶合；19.齿面节线附近的齿根部分；20.齿面疲劳点蚀，轮齿弯曲疲劳折断；21.相反，相同；22.点蚀，接触，弯曲疲劳，弯曲；23.1.0；24.大于；25.提高，提高；26.齿数z，变位系数x，模数m；27.分度圆直径d1，齿宽b，齿轮材料的种类，热处理方式；28.分度圆直径d1或中心距；29.铸造；30.1，；31.z/cosδ，大；32.1628N，539N，246N；33.z，zv=z/cosβ3，zv=z/cosδ；34.斜齿圆柱齿轮，直齿锥齿轮；35.较硬；较韧。二、判断题。1-5：××××√；6-10：√×√×√；11-15：√√三、选择题。1.C;2.B,D;3.B,D;4.A;5.A,A;6-10：ACBCA;16-20：ACCAC;21-25：BCBDC;26-30：ADACC31-35：BBBDB;36-40：CBDBB;41-46:DCDBBC四、综合题1.齿距、模数和压力角之间有何关系？分度圆上的模数和压力角为什么要标准化？模数相同的标准齿轮有哪些尺寸相同？解答：齿距p=π*m,为了测量、计算和加工方便，分度圆上的模数和压力角要标准化。模数相同的标准齿轮齿厚、齿槽宽、顶隙、齿顶高、齿根高、全齿高和分度圆齿距相同。2.试述一对直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮与直齿锥齿轮的正确啮合条件。解答：直齿圆柱齿轮：两轮的模数和压力角分别相等；斜齿圆柱齿轮：两轮的模数和压力角分别相等，两轮的螺旋角相等，方向相反；直齿锥齿轮：两轮大端模数、压力角和锥距分别相等。3.已知一对外啮合标准直齿圆柱齿轮的标准中心距a=160mm，齿数z1=20，z2=60，其模数和齿轮分度圆直径。解答:模数m=2a/(z1+z2)=320/(20+60)=4mm;小齿轮分度圆直径d1=m*z1=4*20=80mm;大齿轮分度圆直径d2=m*z2=4*60=240mm。4.用变位齿轮传动的目的是不是就是为了避免根切？除了避免根切以外，变位齿轮传动还有哪些应用？解答：不是，变位齿轮可以用来切制出齿数少于17而不根切的齿轮，还能增大齿厚，提高轮齿的抗弯强度以及实现非标准中心距传动的要求；而且加工时所使用的刀具和机床同切制标准齿轮完全一样，无需专门制作。5.一正变位齿轮，m=3、z=18、x=0.25，试求其d、db、α、s、e、da及df。 解答：d=mz=54mm;d=dcosα=50.7mm;α=20°;s=πm/2+2xmtanα=5mm;e=πm/2-2xmtanα=4mm;da=d+2(ha*+x)m=61.5mm;df=d-2(ha*+c*-x)m=48mm.6.试设计一对外啮合圆柱齿轮，已知z1=21，z2=32，mn=2mm，实际中心距为55mm，问：1)能否采用标准直齿圆柱齿轮传动？为什么？2)若采用标准斜齿圆柱齿轮传动来满足中心距要求，其分度圆螺旋角β、分度圆直径d1和d2各为多少？解答：（1）不能采用标准直齿圆柱齿轮传动，因为实际中心距不是标准中心距；（2）因为d1+d而d7.为什么轮齿的弯曲疲劳裂纹首先发生在齿根受拉伸一侧？解题要点：（1）齿根弯曲疲劳强度计算时，将轮齿视为悬臂梁，受载荷后齿根处产生的弯曲应力最大。（2）齿根过渡圆角处尺寸发生急剧变化，又由于沿齿宽方向留下加工刀痕产生应力集中。（3）在反复变应力的作用下，由于齿轮材料对拉应力敏感，故疲劳裂纹首先发生在齿根受拉伸一侧。8.有一闭式齿轮传动，满载工作几个月后，发现硬度为200~240HBS的齿轮工作表面上出现小的凹坑。试问：1)这是什么现象？2)如何判断该齿轮是否可以继续使用？3)应采取什么措施？解题要点：（1）已开始产生齿面疲劳点蚀，但因“出现小的凹坑”，故属于早期点蚀。（2）若早期点蚀不再发展成破坏性点蚀，该齿轮仍可继续使用。（3）采用高粘度的润滑油或加极压添加剂于没中，均可提高齿轮的抗疲劳点蚀的能力。9.有两对斜齿圆柱齿轮传动，主动轴传递的功率P1=13kW，n1=200r/min，齿轮法面模数mn=4mm，齿数z1=60均相同，螺旋角分别为9°与18°。试求各对齿轮传动轴向力大小？解题要点：（1）因两对齿轮传递的P1和n1相等，故主动轴上的转矩也应相等，即620750（2）计算β=9°的齿轮传动的轴向力：=[2×620750×cos9°/（4×6）]=5109NFa1=Ft1tanβ=5109×tan9°N=809N=Fa2（3）计算β=18°的齿轮传动的轴向力：N10.某传动装置采用一对闭式软齿面标准直齿圆柱齿轮，齿轮参数z1=20，z2=54，m=4mm。加工时误将箱体孔距镗大为a´=150mm。齿轮尚未加工，应采取解题要点：标准直齿圆柱齿轮的中心距为mm，故可补救。（1）将齿轮改为斜齿轮，使中心距等于mm通过调整β角，中心距达到150mm，用斜齿代替直齿，新方案不仅强度有所提高，而且传动性能也有所改善。（2）或者采用正确度变位齿轮，同样可使而仍用直齿轮，选用合适的变位系数x1与x2值，同样可达到mm。此时，减少，接触疲劳强度可提高。

第6章蜗杆传动一、填空题1.低，好，1、2和4，增大，升高；2.880N，1800N；3.胶合，点蚀，磨损，断齿，胶合、磨损；4.轮齿啮合损耗，轴承转动损耗，搅油阻力损耗；5.轴面，端面，导程角，螺旋角。二、判断题1-5：√×××√。三、单项选择题1-5：BAAAA；6-10：AACCD。四、综合题1.有一阿基米德蜗杆传动，已知比i=18，蜗杆头数z1=2，直径系数q=10，蜗杆分度圆直径d1=80mm。试求：1)模数m、蜗杆分度圆柱导程角γ、蜗轮齿数z2及分度圆柱螺旋角β；2)蜗轮的分度圆直径d2和蜗杆传动中心距a。解：1)确定蜗杆传动基本参数：m=d1/q=80/10=8mmz2=iz1=18×2=36β==2)求d2和中心距a：d2=z2m=36×2=288mma=m(q+z2)/2=8×(10+36)/2=184=184mm2.题图6.1中蜗杆主动，试标出未注明的蜗杆(或蜗轮)的螺旋线方向及转向，并在图中绘出蜗杆、蜗轮啮合点处圆周力Ft、径向力Fr、轴向力Fa的方向。(a)(b)题6.1图解：根据蜗杆传动啮合条件之一：和螺旋传动原理标出未注明的蜗杆(或蜗轮)的螺旋线方向及转向；再根据蜗杆(主动)与蜗轮啮合点处各作用力的方向确定方法，定出各力方向如题解图所示。3.一单头蜗杆传动，已知蜗轮的齿数z2=40，蜗杆直径系数q=10，蜗轮分度圆直径d2=200mm。试求：1)模数m、轴向齿距pa1，蜗杆分度圆直径d1，中心距a及传动i12；2)若当量摩擦系数fv=0.08，求蜗杆、蜗轮分别为主动件时的效率η及η'；3)若改用双头蜗杆，其η、η'又为多少？4)从效率η与η'的计算中可得出什么结论？解：1)模数：mm；齿距：mm；蜗杆分度圆直径：mm；传动比：；中心距α=mm。2)单头蜗杆传动时，计算效率：，蜗杆为主动时：蜗轮为主动时：3)改用双头蜗杆传动时，计算效率；蜗杆为主动时：蜗轮为主动时：4)得出结论通过对不同头数的蜗杆主动或是蜗轮主动时的效率计算，可知：(1)双头蜗杆的效率比单头蜗杆高；(2)相同条件下蜗杆主动的效率比蜗轮主动时的效率高。4.手动绞车采用圆柱蜗杆传动，如题6.4图，已知m=8mm，z1=1、d1=80mm、z2=40，卷筒直径D=200mm。试问：1)欲使重物W上升1m，蜗杆因转多少转？2)蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数fv=0.18，该机构能否自锁？3)若重物W=5kN，手摇时施加的力F=100N，手柄转臂l应取多少？解：1)重物W上升1m，卷筒转的圈数为：1πD=13.14×0.2=1.591.59i=1.59z22)该蜗杆传动的蜗杆的导程角为：γ=arctanz而当量摩擦角为：ρv=arctanfv=arctan0.18=10.2°；比较可见：ρv>γ，因此该机构能自锁。3)手摇转臂做了输入功，等于输出功和摩擦损耗功二者之和。输出功：A1=Wh=5000×1=5000J；依题意本题摩擦损耗就是蜗轮蜗杆啮合损耗，因此啮合时的传动效率：η=则输入功应为：A=A1/η=5000/0.3508=14253.14J；由于蜗杆转了63.6转，因此应有：A=2πFl×63.6=14253.14J，可得：l=1425314/(63.6×100×2×3.14)=356.9mm。5.题图6.5所示传动系统中，1、5为蜗杆，2、6为蜗轮，3、4为斜齿圆柱齿轮，件7、8为直齿锥齿轮。已知蜗杆1为主动，要求输出齿轮8的回转方向如题图6.5示。试确定：1)各轴的回转方向(画在图上)；2)若考虑轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ上所受轴向力能抵消一部分，定出各轮的螺旋线方向(画在图上)；3)画出各轮的轴向力的方向。题6.4图题6.5图解：1)依据轮系传动方向的判定，各轴回转方向如图；2)要Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ上所受轴向力能抵消一部分，则轴上零件产生的轴向力方向需相反，则可确定各轮螺旋线的方向；3)依据各轮转向和螺旋线方向，可画出各轮轴向力的方向。题6.5图解第7章轮系一、填空题。1.定轴、周转；2.行星轮、中心轮、机架；3.传动比数值、转动；4.从动、主动、传动比；5.行星、差动。二、判断题。1-5：××××√；6-8：√×√。三、单项选择题。1-5：ABCBC。四、综合题1.在题7.1图所示的双级蜗杆传动中，蜗杆1的转向和蜗轮2的旋向如图，试用画箭头法判断蜗轮2和3的转向。解：题7.1图题7.1图解2.在题7.2图所示钟表传动示意图中，E为擒纵轮，E为发条盘，S、M、H分别为秒针、分钟、时针。已知：z1=72，z2=12，z3=64，z4=8，z5=60，z6=8，z7=60，z8=6，z9=8，z10=24，z11=6和z12=24，试求iSM、iMH和iSH。题7.2图解：1)秒针到分针的传递路线为：6→5→4→3，齿轮3上带着分针，齿轮6上带着秒针，因此有：i2)分针到时针的传递路线为：9→10→11→12，齿轮9上带着分针，齿轮12上带着时针，因此有：i3.已知蜗杆1为双头蜗杆，转向如题7.3图，蜗轮2的齿数为z2=50，蜗杆2′为单头右旋蜗杆，蜗轮3的齿数为z3=40，其余各轮的齿数为z3′=30，z4=20，z4′=26，z5=18，z5′=28，z6=16，z7=18。试求传动比i17及n7的方向。解：1)该轮系为空间定轴轮系，只能用画箭头方法标出各轮转向，最后得n7的转动向上，见题7.3图解。题7.3图解。2)计算传动比i17，且齿轮6为惰轮：i17=4.已知轮1转向n1如图题7.4图所示。各轮的齿数为z1=20，z2=40，z3=15，z4=60，z5=z6=18，z7=1，z8=40，z9=20，若n1=1000r/min，齿轮9的模数m=3mm。试求齿条10的速度v10及其移动方向。题7.3图题7.4图解：1)该轮系为空间定轴轮系，只能用画箭头方法标出各轮转向，最后得到齿条10的移动方向应为向上，见图题7.4图解。题7.4图解2)计算齿条10的移动速度v10：齿条10由齿轮9带动，蜗轮8和齿轮9为同一构件，具有相同的转速，同时齿轮1到蜗轮8之间的各构件作回转运动，可计算传动比i18，即：i得：n9=n8=n又：v5.在题7.5图所示的行星减速器装置中，已知z1=z2=17，z3=51。试求当手柄转过90°时，转盘H转过多少角度？解：从图上分析这是一个周转轮系，其中齿轮1、3为中心轮，齿轮2为行星轮，构件H为行星架，则有：i又n3=0，得：n1nH=1+3=4，当手柄转过90°，即n1nH=90°/4=22.5°，方向与手柄方向相同。6.题7.6图示为锥齿轮组成的周转轮系，各轮转向如图。已知z1=z2=17，z2'=30，z3=45，若1轮转速n1=200r/min。1)试求系杆转速nH；2)请思考用转化轮系法能否求出双联齿轮2-2'的转速？7.题7.7图所示为一小型起重机构。一般工作情况下，单头蜗杆5不转，动力由电机M输入，带动卷筒N转动。当电机发生故障或需慢速吊重时，电机定转并刹住，用蜗杆传动。已知z1=53，z1'=44，z2=48，z2'=53，z3=58，z3'=44，z4=87。试求一般工作情况下的传动比iH4和慢速吊重时的传动比i54。解：1)这个起重机系统可以分解为3个轮系：由齿轮3′、4组成的定轴轮系；由蜗轮蜗杆1′和5组成的定轴轮系；以及由齿轮1、2、2′、3和构件H组成的周转轮系，其中齿轮1、3是中心轮，齿轮4、2′为行星轮，构件H是行星架。一般工作情况时由于蜗杆5不动，因此蜗轮也不动，即n1=0，又在周转轮系中：i在定轴齿轮轮系中：i又因为：n1=n1′，联立式可解得：iH4=220.1882。2)当慢速吊重时，电机刹住，即n1=0，此时为平面定轴轮系，故有：i题7.5图题7.6图题7.7图8.在题7.8图中，各轮是模数和压力角均相同的标准齿轮，各轮齿数为z1=23，z2=51，z3=92，z3'=40，z4=40，z4'=17，z5=33，n1=1500r/min，转向如图。试求齿轮2'的齿数及nA的大小和方向。解：1)齿轮1，2啮合的中心距等于齿轮，3啮合的中心距，所以得：，得：2)组成差动轮系，组成行星轮系，有：，r/min，负号表明nH转向与n1相反。9.在题7.9图所示轮系中，左旋蜗杆z1=1，蜗轮z2=40，齿轮z2'=z2ʺ=20，z3=15，z3'=30，z4=z4'=z5=40，z5'=20。试求传动比iAB和轴B的转向。解：1)2''-3-3'-4-H为差动轮系，1-2为定轴轮系，1-2-2'-5-5'-4'为定轴轮系。2)①②③3)联立式①、②、③得4)代入式①得：，B(H)和轮2同向，均为方向。题7.8图题7.9图10.在题7.10图所示轮系中，转速n1为19r/min，已知各轮的齿数为z1=90，z2=60，z2'=z3=30，z3'=24，z4=18，z5=15，z5'=30，z6=105，z7=32，z8=35。试求转速n7。题7.10图解：1)122'3定轴轮系，3'455'6H行星轮系，87定轴轮系。2），3)4)r/min，n7和n1同方向。第8章间歇运动机构一、填空题1.连续，时动时停；2.棘轮，棘爪，往复摆动；3.槽轮、拔销、匀速圆周；4.冲击；5.1/4。二、判断题1-5：√××××；6-9：×××××。三、单项选择题1-5：BAACD；6-10：AABBC四、综合题1.已知一棘轮机构，棘轮模数m=5mm，齿数z=12，试确定机构的主要几何尺寸，并画出棘轮的齿形。解：1)计算主要几何尺寸顶圆直径：D=mz=5×12=60mm；齿高：h=0.75m=0.75×5=3.75mm；齿顶厚：a=m=5mm；齿槽夹角：θ=60°；棘爪长度：L=2πm=2×3.14×5=31.4mm。2)画棘轮的齿形2.槽轮机构的运动特性系数τ的物理意义是什么？为什么运动特性系数τ必须大于零而小于1？答：1)槽轮机械的运动系数τ的物理意义是指在一个运动循环内，槽轮的运动时间与拔销的运动时间之比。2)槽轮的运动是间歇运动，因此运动系数必须大于零而小于1。3.有一外槽轮机构，已知槽轮的槽数z=6，槽轮停歇时间为每转1s，槽轮运动时间为每转2s。试求该槽轮机构的运动特性系数τ和所需的圆销数K。解：1)槽轮的运动系数τ：槽轮所需的圆销数K：××√√√√

第9章带传动和链传动一、判断题1-5：√××√√；6-11：×√√××√。二、单项选择题1-5：ACAAC；6-10：ABBCC；11-15：BCCDC；16-20：AABCC；21-25：BBDCD；26-30：AACDC；30-33：BCC三、填空题1.拉应力，离心拉应力，弯曲应力，σ1+σc+σb，带的紧边开始绕上小带轮，疲劳；2.带与带轮之间发生显著的相对滑动，小，F1/F2=efa；3.小带轮包角过小；4.有效拉力小、易打滑，带的磨损加剧、轴受力大。四、简答题1.带传动是如何工作的？有哪几种类型？带传动为什么要定期张紧？有哪些张紧方法？答：带以一定的预紧力紧套在两个带轮上，由于预紧力的作用，带和带轮的接触面上就产生了正压力。主动轮和带产生的摩擦力驱使带运动，带和从动轮相对运动，产生摩擦力，带作用在从动轮上的摩擦力带动从动轮运动。在带传动中，常用的有平带传动，V带传动，多嘁带传动和同步带传动等。各种材质的带都不是完全的弹性体，在变应力的作用下，经过一定的时间的运转后，就会由于弹性变形而松弛，使传动能力降低。为了保证带传动的能力，应定期检查，如果发现不足时，必须张紧，才能正常工作。2.平皮带与V形带在条件相同时？哪个传递动力大？为什么？答：V带大，当量摩擦系数大。3.何谓带传动的弹性滑动？带绕过主动轮时，带速是落后还是超前轮速？答：由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为带传动的弹性滑动，弹性滑动是带传动的固有现象。落后。4.计算带的许用功率时，为什么要对基本额定功率进行修正？答：考虑到传动比不等于1时，带在大带轮的弯曲应力较小，故在寿命相同条件下，可增大传递的功率。5.对小带轮的包角有何限制？可采取哪些措施可增大包角？答：带轮的包角一般大于等于120度，至少大于90度。增大包角有两种方法：1)增大中心距；2)在带的松边外侧加张紧轮。6.链传动的主要参数是什么？为什么链条的节数最好取偶数，而链轮齿数最好取奇数？答：节距、链轮齿数、转速、滚子外径、内链节、内宽、排距。当链节数为偶数时，接头处可用开口销或弹簧卡片来固定，一般前者用于大节距，后者用于小节距；当节数为奇数时，需采用过渡连节。过渡连节要受到附加弯矩的作用，所以在一般情况下最好不用奇数节。7.链传动的布置原则如何？答：链传动一般应布置在铅垂平面内。如确有需要，则应考虑加托板或张紧轮等装置，并且设计较紧的中心距。

第10章联接一、单项选择题1-5：AABAA；6-10：DBDCC；11-15：BAAAC；16-19：BBAA二、填空题1.60度，联接，30度；2.螺纹升角小于等于当量摩擦角；3.矩形螺纹，三角形螺纹，梯形螺纹，锯齿形螺纹；4.提高效率；5.头数；6.克服螺纹副相对转动的阻力矩，螺母支承面上的摩擦阻力矩；7.防止螺纹副的相对转动；8.拉伸，扭转；9.拉伸和扭转，被联接件发生相对滑动；10.残余预紧力，工作载荷；11.螺栓，被联接件；12.利用附加摩擦力防松，采用专门防松元件防松，其他方法防松。三、计算题1.有一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓连接，如题图10-1所示。已知气缸中的压力P在0~2MPa之间变化，气缸内径D=500mm，螺栓分布圆直径D0=650mm。为保证气密性要求，剩余预紧力（F为螺栓的轴向工作载荷），螺栓间距（d为螺栓的大径）。螺栓材料的许用拉伸应力=120MPa，许用应力幅MPa。选用铜皮石棉垫片，螺栓相对刚度，试设计此螺栓组连接。题图10-1气缸盖螺栓组连接解题分析：本题是典型的仅受轴向载荷作用的螺栓组连接。但是，螺栓所受载荷是变化的，因此应先按静强度计算螺栓直径，然后校核其疲劳强度。此外，为保证连接的气密性，不仅要保证足够大的剩余预紧力，而且要选择适当的螺栓数目，保证螺栓间间距不致过大。解：1)初选螺栓数目Z因为螺栓分布圆直径较大，为保证螺栓间间距不致过大，所以应选用较多的螺栓，初取Z=24。2)计算螺栓的轴向工作载荷F(1)螺栓组连接的最大轴向载荷FQ：FQ=N(2)螺栓的最大轴向工作载荷F：FQ=16362.5N3)计算螺栓的总拉力F0：16632.5=45815N4)计算螺栓直径：mm=25.139mm查GB196-81，取M30（d1=26.211mm>25.139mm）。5)校核螺栓疲劳强度故螺栓满足疲劳强度。6)校核螺栓间距，实际螺栓间距为故螺栓间距满足连接的气密性要求。2.起重卷筒与大齿轮用8个普通螺栓连接在一起，如题图10-2所示。已知卷筒直径D=4000mm，螺栓分布圆直径D0=500mm，接合面间摩擦系数f=0.12，可靠性系数Ks=1.2，起重钢索拉力FQ=50000N，螺栓材料的许用拉伸应力[σ]=100MPa。试设计该螺栓组的螺栓直径。题图10-2卷筒与大齿轮的螺栓组连接解题分析：本题是典型的仅受旋转力矩作用的螺栓组连接。因本题是采用普通螺栓连接，是靠接合面间的摩擦力矩来平衡外载荷——旋转力矩，故本题的关键是计算出螺栓所需要的预紧力F′。而本题中的螺栓仅受预紧力F′作用，故可按预紧力F′来确定螺栓的直径。解：1)计算旋转力矩T：N·mm2)计算螺栓所需要的预紧力F′由：，得将已知数值代入上式，可得：50000N·mm3)确定螺栓直径：mm查GB196-81，取M36(d1=31.670mm>28.768mm)。讨论：(1)此题也可改为校核计算题，已知螺栓直径，校核其强度。其解题步骤仍然是需先求F′，然后验算。(2)此题也可改为计算起重钢索拉力FQ。已知螺栓直径，计算该螺栓所能承受的预紧力F′，然后按接合面摩擦力矩与作用于螺栓组连接上的旋转力矩相平衡的条件，求出拉力FQ，即由，得：。3.如题图10-3所示两种夹紧螺栓连接，图a用一个螺栓连接，图b用两个螺栓连接。已知图a与图b中：载荷FQ=2000N，轴径d=60mm，截获FQ至轴径中心距离L=200mm，螺栓中心至轴径中心距离l=50mm。轴与毂配合面之间的摩擦系数f=0.5mm,可靠性系数Ks=1.2，螺栓材料的许用拉伸应力[σ]=100MPa。试确定图a和图b连接螺栓的直径d。题图10-3夹紧螺栓连接解题分析：(见题解图10-1题解)夹紧连接是借助地螺栓拧紧后，毂与轴之间产生的摩擦力矩来平衡外载荷FQ对轴中心产生的转矩，是螺栓组连接受旋转力矩作用的一种变异，连接螺栓仅受预紧力F′的作用。因为螺栓组连接后产生的摩擦力矩是由毂与轴之间的正压力FN来计算，当然该正压力FN的大小与螺栓预紧力F′的大小有关，但若仍然按照一般情况来计算则会出现错误。在确定预紧力F′与正压力FN的关系时，对于图a可将毂上K点处视为铰链，取一部分为分离体；而对于图b可取左半毂为分离体。F′与FN之间的关系式确定后，再根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，确定出正压力FN与载荷FQ之间的关系式，将两式联立求解，便可计算出预紧力F′之值，最后按螺栓连接的强度条件式，确定出所需连接螺栓的直径d。解：1)确定图a连接螺栓直径d(1)计算螺栓连接所需预紧力F′将毂上K点视为铰链，轴对毂的正压力为FN，由正压力FN产生的摩擦力为fFN。取毂上一部分为分离体，对K点取矩，则有：，所以：。(注意：此时作用于分离体上的力中没有外载荷FQ)。题解图10-1题解一而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有，所以：。从而有：，将已知数值代入上式，可得：=20000N(2)确定连接螺栓的直径d该连接螺栓仅受预紧力F′作用，故其螺纹小径为mm查GB196-81，取M24（d1=20.752mm>18.195mm）。2)确定图b连接螺栓直径d(1)计算螺栓连接所需预紧力F′，取左半毂为分离体,显然,F′=FN/2。而根据轴与毂之间不发生相对滑动的条件，则有：，所以：，从而有：将有关数值代入上式，可得：=N。(2)确定连接螺栓的直径d该连接螺栓仅受预紧力F′的作用，故其螺纹小径为mm。查GB196-81，取M30（d1=26.211mm>21.009mm）。说明：这里查取的连接螺栓直径d是按第一系列确定的；若按第二系列，则连接螺栓的直径d为M27（d1=23.752mm）。4.如题图10-4所示弓形夹钳用Tr28×5螺杆夹紧工作，已知压力F=40000N，螺杆末端直径d0=20mm，螺纹副和螺杆末端与工件间摩擦系数f=0.15。(1)试分析该螺纹副是否能自锁；(2)试计算拧紧力矩T。题图10-4弓形夹钳解：1)GB5796.1-86查得Tr28×5梯形螺纹的参数如下：大径d=28mm；中径d2=25.5mm；螺距p=5mm。又知该螺纹为单线，即线数n=1，所以螺旋升角。当量摩擦角：；已知f=

0.15，β=a/2=15°，所以得：；显然，故该螺纹副能自锁。2)因为拧紧螺杆既要克服螺纹副间的摩擦力矩T1，又要克服螺杆末端与工件间的摩擦力矩T2，故拧紧力矩T=T1+T2。螺杆末端与工件间的摩擦相当于止推轴颈的摩擦，其摩擦力矩：N·mm=4000N·mm故得T=T1+T2=（112112+40000）N·mm=152112N·mm5.题图10-5为一螺旋拉紧装置，旋转中间零件，可使两端螺杆A和B向中央移近，从而将被拉零件拉紧。已知：螺杆A和B的螺纹为M16（d1=13.385mm），单线；其材料的许用拉伸应力[σ]=80MPa；螺纹副间摩擦系数f=0.15。试计算允许施加于中间零件上的最大转矩Tmax，并计算旋紧时螺旋的效率η。题图10-5螺旋拉紧装置解题分析：由题给条件可知，旋转中间零件，可使两端螺杆受到拉伸；施加于中间零件上的转矩T愈大，两端螺杆受到的轴向拉力F愈大；而螺杆尺寸一定，所能承受的最大轴向拉力Tmax则受到强度条件的限制，因此，对该题求解时首先应按强度条件式≤，计算出Tmax；然后由Tmax计算螺纹副间的摩擦力矩T1max；最后求出允许旋转中间零件的最大转矩Tmax。解：1)计算螺杆所能承受的最大轴向拉力Tmax由≤，得F≤由Tmax==9251N2)计算螺纹副间的摩擦力矩Tmax由GB196-81查得M16螺纹的参数如下：大径d=16mm；中径d2=14.701mm；螺距p=2mm；单线，即线数n=1。所以螺旋升角：当量摩擦角：已知：f=0.15,β=α/2=30,所以得：螺纹副间的最大摩擦力矩T1max=N·mm=14834N·mm3)计算允许施加于中间零件上的最大转矩Tmax因为施加地中间零件上的转矩要克服螺杆A和B的两种螺纹副间摩擦力矩，故有：Tmax=2T1max=2×14834=29668N·mm4)计算旋紧时螺旋的效率因为旋紧中间零件转一周，做输入功为Tmax2，而此时螺杆A和B各移动1个导程mm=2mm，做有用功为2Fmaxl，故此时螺旋的效率为或按公式：6.有一升降装置如题图10-6所示，螺旋副采用梯形螺纹，大径d=50mm；中径d2=46mm;螺距p=8mm；线数n=4，去承面采用推力球轴承。升降台的上下移动处采用导滚轮，它们的摩擦阴力忽略不计。设承受截FQ=50000N，试计算：题图10-6升降装置1)升降台稳定上升时的效率，已知螺旋副间摩擦系数f=0.1；2)稳定上升时施加于螺杆上的力矩；3)若升降台以640mm/min上升，则螺杆所需的转速和功率；4)欲使升降台在截获FQ作用下等速下降，是否需要制动装置？若需要，则加于螺杆上的制动力矩是多少？解：1)计算升降台稳定上升时的效率该螺纹的螺旋升角：；螺旋副的当量摩擦角：；故得效率：。2)计算稳定上升时施加地螺杆上的力矩TT=FQ。3)计算螺杆所需转速n和功率p按题给条件，螺杆转一周，升降台上升一个导程L=np=4×8=32mm，故若升降台以640mm/min的速度上升，则螺杆所需转速为n=（640÷32）=20r/min4)计算螺杆所需功率P，有如下三种方法：(1)第一种计算方法：按螺杆线速度v1及圆周力Ft确定螺杆所需功率P。由m/s及N可得：(2)第二种计算方法：按同一轴上功率P与转矩T、转速n之间的关系式，可得：(3)第三种计算方法：按升降台以速度v1=640mm/mi上升时所需功率来确定螺杆所需功率P，即：而 m/s故得：kW5)判断是否需要制动装置，计算制动力矩T′。而，可知螺旋副不自锁，故欲使升降台在载荷FQ作用下等速下降，则必须有制动装置。施加于螺杆上的制动力矩为：=132551 N·mm。7.试找出题图10-7中螺纹连接结构中的错误，说明原因，并绘图改正。已知被连接件材料均为Q235，连接件为标准件。(a)普通螺栓连接；(b)螺钉连接；(c)双头螺栓连接；(d)紧定螺钉连接。题图10-7螺纹连接结构解：1)普通螺栓连接(图a)，主要错误有：(1)螺栓安装方向不对，装不进去，应掉过头来安装；(2)普通螺栓连接的被联接件孔要大于螺栓大径，而下部被连接件孔与螺栓杆间无间隙；(3)被连接件表面没加工，应做出沉头座并刮平，以保证螺栓头及螺母支承面平整且垂直于螺栓轴线，避免拧紧螺母时螺栓产生附加弯曲应力；(4)一般连接；不应采用扁螺母；(5)弹簧垫圈尺寸不对，缺口方向也不对；(6)螺栓长度不标准，应取标准长l=60mm；(7)螺栓中螺纹部分长度短了，应取长30mm。改正后的结构见解图10-2题解a。2)螺钉连接(图b)，主要错误有：(1)采用螺钉连接时，被连接件之一应有大于螺栓大径的光孔，而另一被连接件上应有与螺钉相旋合的螺纹孔。而图中上边被连接件没有做成大地螺栓大径的光孔，下边被连接件的螺纹孔又过大，与螺钉尺寸不符，而且螺纹画法不对，小径不应为细实践；(2)若上边被连接件是铸件，则缺少沉头座孔，表面也没有加工。改正后的结构见解图10-2题解b。3)双头螺柱连接(图c)，主要错误有：(1)双头螺柱的光杆部分不能拧进被连接件的螺纹孔内，M12不能标注在光杆部分；(2)锥孔角度应为120°，而且应从螺纹孔的小径(粗实线)处画锥孔角的两边；(3)若上边被连接件是铸件，则缺少沉头座孔，表面也没加工；(4)弹簧垫圈厚度尺寸不对。改正后的结构见解图10-2题解c。4)紧定螺钉连接(图d)，主要错误有：(1)轮毂上没有做出M6的螺纹孔；(2)轴上未加工螺纹孔，螺钉拧不进去，即使有螺纹孔，螺钉能拧入，也需作局部剖视才能表达清楚。改正后的结构见解图10-2题解d。解图10-2改正后的螺纹连接结构

第11章轴一、单项选择题1-6：AACBCA二、填空题1.转轴，心轴；2.小于；3.应力集中；4.转矩；5.脉动循环三、计算题1.试分析题图11-1所示卷扬机中各轴所受的载荷，并由此判定各轴的类型。(轴的自重、轴承中的摩擦均不计)。答：轴Ⅰ只受转矩，为传动轴；轴Ⅱ既受转矩，又受弯矩，故为转轴；轴Ⅲ只受弯矩，且为转动的，故为转动心轴；轴Ⅳ只受弯矩，且为转动的，故为转动心轴。2.如题图11-2所示的锥齿轮减速器主动轴。已知锥齿轮的平均分度圆直径dm=56.25mm，所受圆周力Ft＝1130N，径向力Fr＝380N，轴向力Fa＝146N。试求：1)画出轴的受力简图；2)计算支承反力；3)画出轴的弯矩图、合成弯矩图及转矩图。题图11-1卷扬机传动路线题图11-2锥齿轮减速器主轴解：1)轴的受力简图如解图11-1的题解(b)所示。2)垂直面支承反力：(1)由ΣMA=0，即－RBY×100+Ft150=0，得：由ΣY=0，得：(2)求水平面支反力：由ΣMA=0，即，得：由ΣZ=0，得：3)画出轴的弯矩图、合成弯矩图及转矩图：(2)垂直面弯矩MY如图14-3题解(c)所示：B点的弯矩：·mm·mm(2)水平面弯矩MZ如图14-3题解(d)所示：B点的弯矩：·mm·mmC点的弯矩：·mm·mm(3)合成弯矩M如图14-3题解(e)所示：B点的弯矩：·mm·mmC点的弯矩：·mm·mm(4)作转矩图如图14-3题解(f)所示：·mm·mm(5)作计算弯矩图如图14-3题解(g)所示：该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取α=0.6。B点的弯矩·mm·mmC点的弯矩·mm·mmA点的弯矩·mm·mm解图11-1题2图解3.某蜗轮与轴用A型普通平键联接。已知轴径d＝40mm，转矩T＝522000N·mm，轻微冲击。初定键的尺寸为b=12mm，h＝8mm，L＝100mm。轴、键和蜗轮的材料分别为45号钢，35号钢和灰铸铁，试校核键联接的强度。若强度不够，请提出两种改进措施。表14-1平键联接的许用应力/MPa类目联接方式联接中较弱零件的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击[σ]p静联接（普通平键）钢120~150100~12060~90铸铁70~8050~6030~45解：依题意知该联接为静联接，将联接中机械性能较弱的材料灰铸铁的许用挤压应力作为[σ]p。因载荷性质为轻微冲击，查表知[σ]p=50~60MPa。联接工作面上的挤压应力为：MPa故该键联接强度不足。改进措施，可用下列两种之一：（1）采用双键；（2）增加轮毂宽度，加长键的长度。四、结构图题1.如题图11-3所示的某圆柱齿轮装于轴上，在圆周方向采用A型普通平键固定；在轴向，齿轮的左端用套筒定位，右端用轴肩定位，试画出这个部分的结构图。题图11-3解图11-2题图11-3题解2.如题图11-4所示，试画出轴与轴承盖之间分别采用毛毡圈和有骨架唇形密封圈时的结构图。题图11-4解图11-3题图11-4题解3.试指出如题图11-5所示的轴系零部件结构中的错误，并说明错误原因，其说明如下：1)轴承部件采用两端固定式支承，轴承采用油脂润滑；2)同类错误按1处计；3)指出6处错误即可，将错误处圈出并引出编号，并在图下做简单说明；4)若多于6处，且其中有错误答案时，按错误计算。题图11-5轴系零部件结构解：题图11-5中存在错误如下(见解图11-4题解)：解图11-4题图11-5题解1)弹簧垫圈开口方向错误；2)螺栓布置不合理，且螺纹孔结构表示错误；3)轴套过高，超过轴承内圈定位高度；4)齿轮所在轴段过长，出现过定位现象，轴套定位齿轮不可靠；5)键过长，轴套无法装入；6)键顶面与轮毂接触；且键与固定齿轮的键不位于同一轴向剖面的同一母线上；7)轴与端盖直接接触，且无密封圈；8)重复定位轴承；9)箱体的加工面未与非加工面分开，且无调整垫片；10)齿轮油润滑，轴承脂润滑而无挡油盘；11)悬伸轴精加工面过长，装配轴承不便；12)应减小轴承盖加工面。4.如题图11-6所示为下置式蜗杆减速器中蜗轮与轴及轴承的组合结构，蜗轮用油润滑，轴承用脂润滑。试改正该图中的错误，并画出正确的结构图。题图11-6涡轮与轴、轴承组合结构解：正确结构如解图11-5题解所示：解图11-5题图11-6题解5.如题图11-7所示为斜齿轮、轴、轴承组合结构图，斜齿轮用油润滑，轴承用脂润滑，试改正该图中的错误，并画出正确的结构图。题图11-7斜齿轮与轴、轴承组合结构图解：正确结构如解图11-6题解所示：解图11-6题图11-7题解

第12章轴承滑动轴承一、选择题1-5：ACBBB；6-10：ACDAA；11-15：BC(CD)AB；16：D。二、填空题1.过度磨损，过度发热；2.摩擦力/阻力；3.流动；4.温度，压力；5.干摩擦，液体摩擦，边界摩擦；6.v=η/ρ；7.楔形空间，相对运动，充满黏性液体；8.磨损或点蚀，P<[P]，Pv<[Pv]，v<[v]；9.摩擦，润滑；10.速度因素，压力。三、问答题1.有一离心泵的径向滑动轴承。已知：轴颈直径d=60mm，轴转速n=1500r/min，轴承径向载荷F=2600N，轴承材料ZCuSn5Pb5Zn5。试根据不完全液体润滑轴承计算方法校核该轴承是否可用？如不可用，应如何改进？(按轴的强度计算，轴颈直径不得小于48mm解：1）根据给定的材料为ZCuSn5Pb5Zn5，可查得：[p]=8MPa，[v]=3m/s，[pv]=12MPa·m/s。2)按已知数据，选定宽径比l/d=1，得：可见υ不满足要求，而p、pυ均满足。故考虑用以下两个方案进行改进；1）不改变材料，仅减小轴颈直径以减小速度υ，取d为允许的最小直径48mm仍不能满足要求，此方案不可用，所以必须改变材料。2)改变材料，在铜合金轴瓦上浇注轴承合金ZCbSb15Sn5Cu3Cd2，查得[p]=5MPa，[v]=8m/s，[pv]=5MPa·m/s。经试算d=50mm，l=42结论：可用铜合金轴瓦浇注ZCbSb15Sn5Cu3Cd2轴承合金，轴颈直径d=50mm，轴承宽度l=42mm。2.题图12-1所示为两个尺寸相同的液体润滑滑动轴承，其工作条件和结构参数(相对间隙ψ、动力粘度η、速度v、轴颈直径d、轴承宽度l)完全相同。试问哪个轴承的相对偏心率χ较大些？哪个轴承承受径向载荷F较大？哪个轴承的耗油量Q较大些？哪个轴承发热量较大？(提示：承载量系数：，耗油量系数：)题12.1图解：由图可知，图a、图b的最小油膜厚度不同，且hamin<hbmin，hmin与偏心率(相对偏心)χ=e/δ=e/(R-r)及相对间隙ψ=δ/r(e为偏心距，δ为半径间隙，δ=R-r)之间的关系为：hmin=rψ(1-χ)对于液体动压轴承能受的径向载荷为：式中，CP为承载量系数，η为润滑油的动力粘度。对于l/d≤1.0，χ≤0.75的动压轴承，可得出如下结论：1）hmin越小，则χ越大，有χa>χb，即图a的相对偏心大；2）hmin越小，χ越大时，则CP越大、F越大，有Fa>Fb，即图a承受的径向载荷大；3）由耗油量Q=CQψvld，χ越大，则耗油量系数CQ大，有Qa>Qb，即图a的耗油量大；4）因χ越大，Q大，则图a的发热量小于图b的。3.一减速器中的不完全液体润滑径向滑动轴承，轴的材料为45钢，轴瓦材料为铸造青铜ZCuSn5Pb5Zn5承受径向载荷F=35kN；轴颈直径d=190mm；工作长度l=250mm；转速n=150r/min。试验算该轴承是否适合使用。(提示：根据轴瓦材料，已查得[p]=8MPa，[v]=3m/s，[pv]=12MPa·m/s。)解：进行工作能力验算：故该轴承适合使用。4.有一不完全液体润滑径向滑动轴承，直径d=100mm，宽径比l/d=1，转速n=1200r/min,轴的材料为45钢，轴承材料为铸造青铜ZCuSn10P1。试问该轴承最大可以承受多大的径向载荷？(提示：根据材料已查得[p]=15MPa，[v]=10m/s，[pv]=15MPa·m/s。)解：轴承所能承受的最大径向载荷必须同时满足：1）150000N2）=23875N。故Fmax=23875N。B滚动轴承一、选择题1-5：ABDBD；6-10：BBCBD；11-14：ABAB二、填空题1.疲劳点蚀；塑性变形；2.10％；3.疲劳寿命；4.静强度；5.不高；短轴；6.1/8；7.8倍；8.接触角α。三、问答题1.如题图12-2所示，安装有两个斜齿圆柱齿轮的转轴由一对代号为7210AC的轴承支承。已知两齿轮上的轴向分力分别为Fx1=3000N，Fx2=5000N，方向如图。轴承所受径向载荷Fr1=8600N，Fr2=12500N。求两轴承的轴向力Fa1、Fa2。解：1）求轴承的内部轴向力Fs：Fs1=0.68Fr1=0.68×8600=5848N方向向右，即；Fs2=0.68Fr2=0.68×12500=8500N题12.2图方向向左，即题12.2图2）外部轴向力合成：Fx=Fx2–Fx1=5000-3000=2000N方向向左，即；3）求轴承的轴向力Fa：轴向力分布图为“压紧、放松”判别法Fs2+Fx=8500N+2000N+10500N>Fs1=5848N故轴有向左移动的趋势，此时，Ⅰ轴承被压紧，Ⅱ轴承被放松。则两轴承的轴向力为Fa1=Fs2+Fx=10500NFa2=Fa2=8500N公式归纳法可见，方法①、②结果相同。2.某转轴由一对代号为30312的圆锥滚子轴承支承，轴上斜齿轮的轴向分力Fx=5000N，方向如图。已知两轴承处的径向支反力Fr1=13600N，Fr2=22100N。求轴承所受的轴向力Fa。解：1）求内部轴向力Fs：N方向向右，即题12.3图题12.3图方向向左，即。2）求轴承的轴向力Fa：“压紧、放松”判别法Fs1+Fx=4000N+5000N=9000N>Fs2=6500N故轴有向右移动的趋势，此时Ⅱ轴承被压紧，I轴承被放松。因此轴承的轴向力为Fa1=Fs1=4000NFa2=Fs1+Fx=9000N公式归纳法可见，方法①、②结果相同。3.圆锥齿轮减速器输入轴由一对代号为30206的圆锥滚子轴承支承，已知两轴承外圈间距为72mm，锥齿轮平均分度圆直径dm=56.25mm，齿面上的切向力Ft=1240N，径向力Fr=400N，轴向力Fx=240N，各力方向如图所示。求轴承的当量动载荷P。解：（1）计算轴的支点距l题12.4图由手册查得，30206轴承的反力作用点到外圈宽端面的距离13.8mm,取=14mm。故支点距l=72mm+2×14mm=100mm。题12.4图右支点到齿宽中点的距离l1=64mm–14mm=50mm。（2）计算轴承的径向力1）轴水平面支反力（图解a）NN2）轴垂直面支反力（见图解b）NN3）合成支反力NN轴承所受的径向力与轴的合成支反力大小相等，即Fr1=FR1=634N，Fr2=FR2=1935N。（3）计算轴承的轴向力。查手册知，30206轴承，e=0.37,Y=1.6。故NN轴向力分布图为；轴承的轴向力为（4）计算当量动载荷查手册知，X=0.4,Y=1.6，取fP=1.5，则N故X=1，Y=0，则N4.蜗杆轴由一组圆锥滚子轴承30206和圆柱滚子轴承N206E支承，如图所示。已知两支点的径向反力Fr1=1500N，Fr2=2500N；蜗杆轴上的轴向力Fx=2300N，转速n=960r/min。取fp=1.2，S0=1.5。求轴承寿命。解：该问题可将右侧的轴承组看成双列轴承，支反力作用点在两轴承中点处，两轴承的内部轴向力相互抵消；外部轴响力Fx应由固定端即右支点承担，左支点为游动端，只受径