机械设计作业集答案 第四版 西北工大版

1、机械设计作业集第四版）解题指南西北工业大学机电学院2012.7、八 、前言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， 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 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 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 者（电子信箱： liyuxi05 ），我们会认真参考，努力改进。本书由李育锡编写，由于编者水平所限，误漏之处在

2、所难免，敬请广大使用 者批评指正。编者 2012.7精选第三章机械零件的强度第四章第五章第六章第七章第八章第九章第十章第十一章第十二章第十三章第十四章第十五章第十六章目录摩擦、磨损及润滑概述螺纹连接和螺旋传动键、花键、无键连接和销连接铆接、焊接、胶接和过盈连接带传动链传动齿轮传动蜗杆传动 滑动轴承滚动轴承联轴器和离合器弹簧机械设计自测试题18)19)24)28)30)34)36)41)43)11)15)第三章机械零件的强度表面化学热处理 ;高频表面淬火 ;表面硬化加工 截面形状突变 ;增大 ； 3 4 (1) ;( 1)； 答：；3 2 (3)；3 5(1)；3 33-6零件上的应力接近屈服极

3、限，疲劳破坏发生在应力循环次数在有塑性变形的特征，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or-所对应的循环次数为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循环次数的疲劳极限。G -和Nd为材料所固有的性质，103104范围内，零件破坏断口处Nd,不同的材料有不同的Nd值，有时No，称为循环基数，所对应的极限应力通常是不知道的，在设计计算时，当Nd很大。为G称为材料N No

4、时，则取Otn = G3 8 答：中A点为对称循环变应力，r = -1。图C中A点为不对称循图a中A点为静应力，r = 1。图b 环变应力，-1 r 1。3 9 答：在对称循环时，Kg是试件的与零件的疲劳极限是试件的与零件的的比值；在不对称循环时，Kg极限应力幅的比值。K G与零件的有效应力集中系数k。、尺寸系数量系数伊和强化系数 3有关。Kg 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：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m，和m2,。但两者的失效形式也有可能不同，如

5、图中 和nJ。这是由于K G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 大。3 11 答：承受循环变应力的机械零件，当应力循环次数N 103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AG上时，则应按疲劳强度条件计算；3- 12 答：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 算的方法或由作图的方法确定其极限应力。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 伤程度也增加，两者满足线性

6、关系。当损伤达到100 %时，零件发生疲劳破坏。疲劳损伤线性累积假说的数学表达式为Di/Ni= 1。3- 14 答：S和只承s，然后由公Sa，首先求岀在单向应力状态下的计算安全系数，即求岀只承受法向应力时的计算安全系数 受切向应力时的计算安全系数 式（3- 35）求出在双向应力状态下的计算安全系数 要求Sa S （设计安全系数）。3- 15 答：3）对零件进行影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小，零件的尺寸，零件的表面质量以及零件 的强化方式。提高的措施是：1）降低零件应力集中的影响； 2）提高零件的表面质量；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

7、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Ki表征裂纹顶端附近应力场的强弱，平面应变断裂韧度 扩展的能力。若 Ki o5 10Nio- 1N1=550MPa = o sX5 10(T-1N 2=-(T1 V 01 mN945 = 452 MPa(T35oJ9XX510X5 10=271 MPa =(T)a2.0 綁0 + 40)由公式（3-6）知，脉动循环的疲劳极限a为a2 -12 300(7=X=a=1+ 2 a 1 + 0.2 500MPa300-1 =k a.0根据点A (0, 150)、点 点M ( 150, 40

8、),作垂线交150MPa ；a2 K0a5002 X2.0 = 125 MPa（250, 125）和点C （360, 0）绘出零件的极限应力线图。过工作应力 线于M 点，则计算安全系数AGSa321 解:由公式（3-31），由于c346.88 + 0.2 02001.8 X31.25 + 0.131253.37，零件承受双向应力时的计算安全系数Sa3.44 X.372.413-23由式(3-44)，可靠性系数卩答:33精选3.442+3.37精选= 1.522+4030600 5252 2+(T(Trs由附表3- 12查得对应的可靠度R= W5)=093319第四章摩擦、磨损及润滑概述4- 1

9、 （略）4- 2 答：膜厚比 淀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 时入流体摩擦状态时 入 3,混合摩擦状态时 1W入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。边界膜按其形成机理的不同分为吸 附膜和反应膜，吸附膜是由润滑剂的极性分子力（或分子的化学键和力）吸附于金属表面形成的膜，反 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。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。磨合阶段使接触轮廓峰压碎或

10、塑性变形，形成稳定的最佳粗糙面。磨合是磨损的不稳定阶段，在零 件的整个工作时间内所占比率很小。稳定磨损阶段磨损缓慢，这一阶段的长短代表了零件使用寿命的长 短。居y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流体的速度梯度成正比（即 T= - n?u?y）。I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：Pa S （帕 u31186X）

11、， 运动粘度的单位为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m7s，在我国条件粘度的 单位为Et （恩氏度）。运动粘度 V与条件粘度n的换算关系见式（4-5 ）；动力粘度n与运动粘度V 的关系见式（4 4 ）。4- 9 答：润滑油的主要性能指标有：粘度，润滑性，极压性，闪点，凝点，氧化稳定性。润滑脂的主要性能 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。1）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

12、除泡沫，提高粘度，改善其粘一温特性等。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，故能用低粘度的润滑油，使摩擦副既有高的承载能力, 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

13、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中径；小径 ；5 2（ 3）5490;螺纹根部(1)5 55 1大径 ；5 3（2）（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。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 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

14、 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 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：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 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， 0 r 9.7mm圆整为 d = 10mm 错误，应当根据小径 d1 9.7mm，由螺纹标准中查取螺纹大 径d o5 21 解：6.8级螺栓

15、的屈服极限os=480MPa，许用应力6 = os/s= 480/3 = 160MPa o由式（5 28）,螺栓上的预紧力185F0由式（5 9），最大横向力6nn1X1.3 4FofziKs160 X Xn10.106X98721.3 42=98723291 N1.2522 （略）523 解：1.计算单个螺栓的工作剪力2T=2zD2.确定许用应力联轴器的材料为铸铁HT200 ,6= 200MPa栓的性能等级为8.8级,6= 640MPa，查表6 200=PSP630 X03=X4 1302423N，设联轴器工作时受变载荷，查表5-10，取Sp= 3 o螺5-10，取St5，许用应力_6406

16、6.7 MPa ;=128 MPaSt53验算连接强度查手册，铰制孔用螺栓 GB/T 27-88 M12 X 60,光杆部分的直径 22 = 38mm，因此连接处的最小挤压高度F6P =P d L0 minL min = 18mm2423d0= 13mm，光杆部分的长度为60，由公式（5-35 ），接合面的挤压应力由公式（5-36 ），螺栓杆的剪切应力4FT= n=X13满 足 强 度 精选610.35 MPa p124202 0dX4 2423nX32采用橡胶垫片密封，螺栓的相对刚度b+mC C18.25MPa Pmax Pmin 0 。F2。(TW 0(7 T o527 答：a）参见教材图

17、Lmin ；d）参见教材图5-4; 正图从略。（4） ; 6 2接合面的挤压破坏 ;接合面的过度磨损（4）; 64 小径;齿形 ;65（4）;答：5-3b ； b）参见教材图5-3a ；c）参见教材图5-2b，螺栓应当反装，可以增大 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。改第六章键、花键、无键连接和销连接6 16 36- 6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：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 上

18、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180u24067X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 180u26102X，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 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 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。6- 9

19、答：轴上的键槽是在铳床上用端铳刀或盘铳刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以 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 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 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。6- 11 答：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 接按式（6 5）计算，动连接按式（6 6）计算。116 12 答：胀

20、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 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：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 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 l = 180 - 22 = 158mm 错误，应当为 l= 130 - 22 / 2 - 5 = 114mm。2. 许用挤压应力O = 110MPa错误

21、，应当为P = 40MPa。6 16 解：d = 70mm，查表6-1得键的截面尺寸为：b = 20mm , h = 12mm，取键长20X10 GB/T 1096-2003。1确定联轴器处键的类型和尺寸 选A型平键，根据轴径L = 110mm，键的标记为：键2.校核连接强度0.5 X2 = 6mm , l = l - b =6-2，取op = 55MPa联轴器的材料为铸铁，查表0.5h =，挤压应力110 - 20 = 90mm ，由公式（6-1）（7PkldX=2000T2000 1000X6X90 7052.9 MPa p满足强度条件。3确定齿轮处键的类型和尺寸。选A型平键，根据轴径 d

22、 = 90mm，查表6-1得键的截面尺寸为：b = 25mm , h = 14mm，取键长L = 80mm，键的标记为：键4.校核连接强度齿轮和轴的材料均为钢，=80 -25 = 55mm，由公式（25X80 GB/T 1096-2003。查表 6-2，取o = 110MPa6-1），挤压应力k = 0.5h = 0.5 1X= 7mm , l = L - bXo 2000T2000 1000pkid满足强度条件。617 解：1.轴所传递的转矩X7 X5 90o57.7 MPa =20002.计算花键连接传递的转矩 查手册,中系列矩形花键的尺寸为1029220005712N mz Xd XDX

23、B = 10 2 X102X14 , C = 0.6mm ,= 0.75 , l = 150mm ,Dck= + d=+=2递的转矩97mm210292-2 X 0.6 = 3.8mm,由公式（6-5）,花键连接所允许传2 12000619解：根据轴径(7 tpzhldm P12000XX0.75 X0 X3.8 1X0 X97 10020734N m查手册得 Z2型胀套的尺寸为：d = 100mmD = 145mm，单个胀套的额定转d = 100mm ,T =?，额定轴向力Fa = 192kN , Z2 型胀套的标记为：Z2-100X145 GB/T 5876-86。矩9.6kNmf查表6-

24、4，额定载荷系数m =厂总额定转矩和总额定轴向力分别为Tn = mT = 1.8Fan = mF a = 1.8传递的联合作用力9.6X?19X=17348.kNNm2+ ( 2000 )2=dX+ 2000 122100(100 )连接的承载能力足够。620 答：a）参见教材图装拆，应当改用钩头楔键，增长轴上的键槽; 略。F260kN an621 解:6-1a；b）两楔键之间的夹角为90 120c）参见教材图6-5;d ）轮毂无法e）半圆键上方应有间隙;f）参见教材图6-18b。改正图从 6 H-Mr6372”屁遐”占左 j A 第七章 铆接、焊接、胶接和过盈连接7 （3） ; 72_对接焊

25、缝;角焊缝 ;同一平面内 ;不同平面内 ;73 剪切;拉伸;7 4 （4） ;7 5（3）;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 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 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（7 1）、（ 7 2 ）、（ 7 3）。7-8 答：焊缝的强度与被焊件本身的强度之比，称为焊缝强度系

26、数。对于对接焊缝，当焊缝与被焊件边线的 夹角a 4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。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， 可减少或避免损伤配合表面，因此紧固性好。7 13 答：过盈连接的承载能力是由连接的结构尺寸，过盈量、材料的强度以及摩擦系数、表面粗糙度、装配 方法等共同决定的。7 14 答：可主要采取以下几种措施来提高连接强度：增大配合处的结构尺寸，从而

27、可减小过盈量，降低连 接件中的应力；增大包容件和被包容件的厚度，可提高连接强度；改用高强度的材料；提高配合 面的摩擦系数，从而减小过盈量。715 解：1. 确定许用应力被铆件的材料为 Q235,查表7-1，取b = 210MPa，7-1，取T= 180MPa 。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F75 =(Td = 2 5X 3200 10 X =6 = 420MPa。铆钉的材料为 Q215,查表=2 X10 = 20mm 。6166.7 MPa 被铆件上的挤压应力(b-3)(180 - 3 X 200200 103满足强度条件。bP _F_XXX0 7142.9

28、 MPa 1220精选1.验算铆钉的剪切强度满足强度条件。4FT= Ld z7 16 解：1. 确定许用应力被焊件的材料为 Q235,2. 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X 3=4X200TQ-n 2X X207T90.9 MPa 采用普通方法检查焊缝质量，查表7-3，取b = 180MPa T = 140MRaFYb S b = 170 X 12 = 367200NF2 0.7(1 St = 0.7 X 80 X 12 X 140 = 94080N 焊缝所能承受的总载荷焊缝所受到的工作载荷717 解：1.计算最小过盈量F 2 卩1+ F 2= 367200 + 94080

29、 = 461280N，满足强度条件。F = 400kN F 2Amin 461kN169+0.H7/S6,查手册得孔公差为 250。轴公差为2 5 00.140，最小有效过盈量 查表7-6，表面粗糙度入法和胀缩法装配得到的最小过盈量分别为过盈连接的配合为&in= 140 - 46 = 94 卩 m旦+0.046Ra= 0.8卩m寸应于Rz= 3.2 m。由公式（7-12），采用压+0.8(Rz1Rz2)(3.2 + 3.2) = 口88.9Ainmin2 =94 - 0.8Amin = Sin= 94 pm2.计算配合面间的最小径向压力压入法:胀缩法:P minmin包容件的材料为铸锡磷青铜，

30、查得E2= 1.13 XDMPa ,E1= 2 QmPa ,p= 0.3。两者的刚度系数分别为严0.35。被包容件的材料为铸钢，查得2 2+=d dc11 2 _ 2dd12 2+c = chd+ -2- 2 2d2d2 2+2502100.3 = 5.492502102 2+280250 +2802500.35 = 9.21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压入法:胀缩法:pmin =C1Q3X5.49+9.21+XEE )10250 (X 5X121210X94X5.49+9.25X88.9Anin)10X 55 ) 10pnin =d(=3.26 MPaX

31、 3250 (精选1.13 103.45MPa2 10 1.13 103计算允许传递的最大转矩 T由公式（ 7-9），两种装配方法允许传递的最大转矩分别为13精选2压入法:V=n1920N m、f -_XX2502 X60 XD.12 2n1.23精选胀缩法:718 （略）719 解：1.计算切向键连接传递的转矩 根据轴径T 3.45 XX2502X60 XD.1 =?22032N md = 100mm，查手册得普通切向键的尺寸为:t = 9mm ，取c = 0.7mm , f = 0.15 , l =150mm ,由公式(6-4)普通切向键连接所允许传递的转矩1T (0.5 f +1 100

32、0=1 X(0.5 X15 + 10000.45)dl(t- c)p0.45) X2.计算渐开线花键连接传递的转矩渐开线花键的参数 一 z = 19 , h = m = 5mm , 由公式（6-5），渐开线花键连接所允许传递的转矩T 12T2 zhldmP100 X150 X (9 - 0.7)?X 100 =6536N ml = 150mm ,dm= mz = 5 19 = 95mm，取 2 = 0.75。1 X?0.75 X9 X5 X50 X5 X00 = 50766N m200020003.计算Z2型胀套连接传递的转矩根据轴径d = 100mm，查手册得串联使用时的额定载荷系数m =

33、1.8，总额定转矩Tn = mT = 1.89.X 103? X = 17280N mZ2型胀套的额定转矩T = 9.6kN ? m ,查表6-4，两个Z2型胀套720 解：1.计算螺栓连接传递的转矩螺栓的性能等级为 8.8级,5-10,取s = 5 ,则许用应力T28）,螺栓连接的预紧力查表5-8 , W 640MPa。按螺栓连接受静载荷，不控制预紧力，查表=s/ s= 640 / 5 = 128MPa。查手册， M8 螺栓 也=6.647mm，由公式（5-2n(T1 = XTtF0fzD0/ 2 =KsFoWx1.34取 f = 0.15 ,Ks= 1.2，由公式(5-10)z刀F0frT

34、 i=1 i =Ks6.647 128 =3416.7NX1.34，螺栓连接所允许传递的转矩X3416.7 X).15490X? ?76876N mm 76.9N m2计算平键连接传递的转矩根据轴径 d = 30mm ，查表 6-1，得 A 型平键的尺寸为： b = 8mm ， h = 7mm ，取 L = 50mm ，l = L - b = 50 - 8 = 42mm , k = 0.5 h = 0.5 7= 3.5mm，按键连接受静载荷，联轴器材料为铸铁，查表6-2,取6 = 75MPa，由公式（6-1）,平键连接所允许传递的转矩kld 3T 6 = .5 1时，大带轮上带的弯曲应力小，对

35、带的损伤减少，在相同的使用寿命情况下， 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：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 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。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 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 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P=Fv），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：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