机械设计基础李良军版部分答案

1、第四章齿轮传动4-2解：选择齿轮材料及热处理方法时应考虑：轮齿表面要有足够的硬度以提高齿面抗点蚀和抗磨损的能力；轮齿芯部要有足够的强度和韧性，以保证有足够的抗冲击能力和抗折断能力；对软齿面，大小轮面要有一定的硬度差HBS=HBS+（2050）,以提高其抗胶合能力。同时还应考虑材料加工的工艺性和经济性等。常用材料：45钢，40Cr等各种钢材，其次是铸铁和铸钢，塑料齿轮的采用也增多。热处理方式：以调质，正火、表面淬火及低碳合金钢的渗碳淬火最常见。软硬齿面是以齿面硬度来分，当HBSK350时为软齿面传动，当HBS>350时为硬齿面传动。4-3解：设计齿轮时，齿数z,齿宽b应圆整为整数；中心距a

2、应通过调整齿数，使其为整数（斜齿传动中要求为0或5的整数）；模数应取标准值（直齿中端面模数为标准模数，斜齿中法面模数为标准模数），d,da,df为啮合尺寸应精确到小数点后二位；P,&,&须精确到“秒”。4-9解：在齿轮强度计算中，齿数zi（小齿轮齿数）应大于最小齿数，以免发生根切现象；一般闭式软齿面zi取得多一些（zi=2540）,闭式硬齿面少一些（zi=2025）,开式传动更少（zi=1720）。因为di=mz,当di不变时，ziT,mJ,弯曲强度但重合度T,传动平稳性T,同时由于齿高降低，齿顶圆直径减小，滑动速度减小，有利于减小轮齿磨损，提高抗胶合能力，同时使加工工时减少，

3、加工精度提高，故在满足弯曲强度的条件下，取较多的齿数和较小的模数为好。闭式软齿面传动按接触强度设计，其弯曲强度很富裕，故可取较多的齿数；闭式硬齿面及开式传动，应保证足够的弯曲强度，模数m是主要因素，故zi取得少一些，m取得大一些。齿宽系数«=b/di,*4（假设di不变）则bT,轮齿承载能力T,但载荷沿齿宽分布的不均匀性T,故a应按表9-i0推荐的值选取。螺旋角=8。25。，螺旋角取得过小（<8。）不能发挥斜齿轮传动平稳、承载能力高的优越性。但过大的螺旋角（>25。）会产生较大的轴向力，从而对轴及轴承的设计提出较高的要求。4-i2解：（i）一对标准直齿圆柱齿轮传动，当z、

4、b、材料、硬度、传动功率及转速都不变时，增大模数，则可提高齿根弯曲疲劳强度，由于di增大，齿面接触疲劳强度也相应提高。（2）当m下降，zi及zi增大，但传动比不变，di也不变时，因m下降，其齿根弯曲疲劳强度下降，因di不变，齿面接触疲劳强度不变。4-i3解：该传动方案最不合理的是，因为转速不同，承载情况不同，使得两对齿轮齿面接触强度和齿根弯曲强度是不等的。低速级齿轮传递的转矩在忽略效率的情况下，大约为第一级的2.5倍（i=z2/zi=50/20=2.5）,而两对齿轮参数，材质表面硬度等完全相同，那么如果满足了第二级齿轮的强度，则低速级齿轮强度就不够，反之，如果低速级齿轮强度够了，则第二级齿轮传

5、动就会过于富裕而尺寸太大，所以齿轮参数的确定是不合理。齿轮的参数z、m及齿宽b等对箱体内的高速级或低速级应有所不同，高级速要求传动平稳，其传递的转矩小，故zi取多一些，齿宽系数d取小一些，低速级传递转矩大，要求承载能力高，可取少一些的Z1,使m大一些，齿宽系数d也大一些。其次，齿轮相对轴承的布置也不合理。弯曲对轴产生的变形与扭矩对轴产生的变形产生叠加增加了载荷沿齿轮宽度的分布不均匀性，为缓和载荷在齿宽上的分布不均匀性，应使齿轮离远扭矩输入（输出）端4-27解：（1）低速级直齿圆柱齿轮传动1 .选择材料查表小齿轮45钢调质，HBS=217255,大齿轮45钢正火，HBS=162217。计算时取H

6、BS=230,HBS=190。（HBSHBS=230190=40,合适）2 .按齿面接触疲劳强度初步设计由式d3>3LKT32（U+1）；d二huPc111）小齿轮传递的转矩T3=95505203.81=152.47mm=9550M=520n2mn2970/4.82）齿宽系数虬由表知，软齿面、非对称布置，取办=0.83）齿数比u,对减速彳专动,u=i=3.84）载荷系数K,初选K=2（直齿轮，非对称布置）5）确定许用接触应力oh由式LhL三陋ZnSha.接触疲劳极限应力<THlim由图9-34c查得5lim3=580MPa由图查得GHlim4=390MPa按图中MQ查值）b.安全系

7、数Sh,由表查得，取Sh=1c.寿命系数Zn,由式计算应力循环次数N=60ant式中a=1,n2=970/4.8=202r/min,t=10父250M8M1=20000hN3=60ant=60120220000=2.431082.431088N4=N3/i2=0.641083.8查图得Zn3=1.1,Zn4=1.17（均按曲线1查得）痂r-n-Hlim3v5801.1故；-H3Zn3=638MPaSh1故二H4Hlim4ZN4=3901.17=456.3MPaSh16）计算小齿轮分度圆直径d3d663：北=76637）初步确定主要参数a.选取齿数,取Z3=31Z4=uzi=3.8M31=118

8、b.计算模数m=区=7=4.92mmZ331取标准模数n=5mmc.计算分度圆直径d3=mz=5x31=155mm>152.47mm合适)d4=mz=5118=590mmd.计算中心距1 1“a(d3d4)(155590)=3725mm2 2为方便箱体加工及测量，取Z2=119,则d2=5x119=595mm11a二万(d1d2)=3(155595)=375mm传动比误差_(35)%e.计算齿宽b=4dd3=0.8父155=124mm取b=125mm3.验算齿面接触疲劳强度由式-7772000KT3(u1)出八CTh=ZeZhZe.3WH'dd3u1)弹性系数Ze,由表查得Ze=

9、189.8v'MPa2)节点区域系数Zh,由图查得Zh=2.53)重合度系数Z£由；1.883.2j1-11.88-3.2=1.75Z3Z431119则乙.噂=卡=0.8664）载荷系数除（%的匕a.使用系数Ka,由表查得Ka=1.25d3n23.14155202,b.动载何系数Kv,由v=1.64Ms601000601000查图得Kv=1.12（初选8级精度）c.齿向载荷分布系数Kp由表按调质齿轮，8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整可得Khrb及b牛=A+B1+0.6+CM10*bI1dJ<d1)=1.230.18什0.6侬了1住了155)155J0.6110飞

10、125=1.47d.齿间载荷分配系数Kh&由表9-8生十匚2000T32000520先求Ft3=3=6710nd3155125KaF.=125_J7W=67.1N/mm<100N/mm11Kh=，二一L_二1.3Ha22Z20.8662故K=KaKvKhKh.=1.251.121.471.3=2.685）验算齿面接触疲劳强度Ch=ZeZhZe2000KT3（u1）:dd33u=189.82.50.86620002.68520（3.81）,_20.815523.8=446.7MPa<bH4=456.3MPa（安全）4.验算齿根弯曲疲劳强度由式KFt而山1）2）a.由前可知载荷

11、系数使用系数Ft=6710N,b=125mmm=5mmKfKaK/KfKf.Ka同前，即Ka=1.25b.c.动载荷系数Kv同前，即Kv=1.12齿向载荷分布系数Kf由图，当Kf少1.47,b/h=125/2.25M=125/（2.25父5）=11.11时，查出Kp=1.4d.齿间载荷分配系数Kf由KFt/b=67.1N/mm<100N/mm查彳导KfI/Y（8级精度），又由重合度系数Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.75=0.68得,Kf金1/Y=1/0.68=1.47故3）4）5）6）K=KaKvKfKf-=1.251.121.41.47=2.88齿形系数YFa,由Z

12、3=31,Z4=119查图得YFa3=2.53,YFa4=2.17齿根应力修正系数Ya,由Z3=31,Z4=119,查得Ysa3=1.63,Ya4=1.81重合度系数Y,由前，Y=0.68许用弯曲应力CF由式二F=TimYnYxSF式中OFlim由图查得：OFlim3=430MPa5im4=320MPa（按MQ值）；安全系数Sf,由表取Sf=1.25;寿命系数YN,由2=2.43父108,N4=6.4M107,查图得YN3=0.9,Yn4=0.94,尺寸系数Y（由m=5mrm查Yx3=Yx4=1o则:二F1m34300.91二F3=3Yn3Yx3310MPaSf1.25二F4=37）验算齿根弯

13、曲疲劳强度KFtvvv2.886710ogqdcocaaCTF3=,*a3YSa3Ye=父233父1.63父0.68bm1255=86.7MPa:二F3=310MPa二F4=；：F3YFa4Ysa4_867M2”刈回YFa3YFa32.531.63故弯曲疲劳强度足够5 .确定齿轮的主要参数及几何尺寸Z3=31,Z4=119,m=5mrpa=375mm分度圆直径d3=mz3=531=155mmd4Mmz4=5119=595mm齿顶圆直径da3=d3+2m=15525=165mmda4=d4+2m=59525=605mm齿根圆直彳5df3=d32.5m=155-2.55=142.5mmdf4=d4

14、2.5m=595-2.55=582.5mm齿宽b2=b=125mmb1=b2+(510)mm=125+(510)=(130135)mm取b135mm中心距a=；(d3d4)=；(155595)=375mm6 .确定齿轮制造精度小轮标记为：8GJGB/T10095-1988大轮标记为：8HKGB/T10095-19887 .确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图(略)(2)高速级斜齿圆柱齿轮传动1 .选择材料：同前。2 .按齿面接触疲劳强度初步设计设计公式d1>75631KTi2(u+n'd二hu1)小齿轮传递的转矩Ti=9550=9550M=108.3N2mn19702)齿宽系数虬

15、由表取*d=1(软齿面，非对称布置)3)齿数比u=i=4.8(减速传动)4)载荷系数K,取K=25)许用接触应力。由式I|_二川而ZnSha.接触疲劳极限应力5lim,同直齿轮二Hlim1=580MPa；：Hlim2=390MPab.安全系数Sh,由查得，取Sh=1c.寿命系数Zn,由式计算应力循环次数N=60ant式中a=1,n1=970r/min,t=10父250父8父1=20000八9N=60ant=6097020000=116410N=N/i1=1.164109/4.8=2.43108查图9-35Zni=1,Zn2=1.1(均按曲线1查得);"Hlim15801故-,hi=Z

16、ni580MPaSh16)二H2=CHlim2SHZN23901.1二429MPa计算小齿轮分度圆直径di>7563-KTi(u+1)=7563：2*108.34m=85.02mm:dOh2u,42924.87)初步确定主要参数a.选取齿数取Z1=34,Z2=UZ1=4.8父34=163.2,取Z2=163b.初选隹15°d1sin-85.02cos15c.计算法向模数mn=2.42mmz134取标准模数m=2.5mmd.计算中心距mn(Z1Z2)_2.5(34163)_25494mma：-“*+.、mm2cosI.'2cos15为便于箱体的加工及测量，取a=255mm

17、e.计算实际螺旋角Pmn(Z1Z2)2.5(34163)-二arccosn1cos15.05294=1.7134163-=arccos=15.052939242a2255=15311f.计算分度圆直径Z134d1=mn-1=2.5=88.02mm85.02mmcos-cos15.05294d2=mnZ2.=2.5163=421.98mmncos-cos15.052941 1验证ad1d2(88.02421.98)=255mm2 2g.轮齿宽度b/2d1=1M88.02=88.02mm圆整取b=90mm3 .验算齿面接触疲劳强度由式0h=ZeZhZZbKFt1(u1),bd1u<h1）弹性

18、系数Ze,由查得Ze=189.8VMPa2）节点区域系数Zh,由图查得Zh=2.43）重合度系数Z名小+bsin-90sin15.05294先由=2.98>1,知Z二mn二2.5=1.883.2父=1.88-3.2!1cos:Z1Z2Ze=1=0.764.1.714)螺旋角系数Z=cos7二-7COS15.052947=0.9835)2000T2000108.3圆周力Ft=1=2461N6)a.载荷系数使用系数diK=KaKvKhKh,88.02由表查得Ka=1.25b.动载系数查图,K=1.17(初取由v.二dm6010008级精度）二88.029704.47mm/s601000c.齿

19、向载荷分布系数Kh',由表,按调质齿轮，8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整可得=A+B1+0.6I一曲jC103b90=1.23+0.18父1+0.6.0.611090=1.59d.齿间载荷分配系数Kh.,由KaFi1.25246190=34.18：100N/mm查表得KHa-KFa=27，式中cos:b;=1.71tantan20二arctanntarctan=20.65cos:cos15.05294二cosIcosancosb二cos%cos15.05294cos20=0.9698cos20.65a1.71Kh:=Kf:=2l=2=1.82cos2-b0.96982K=KKK

20、hKh：=1.251.171.591.82=4.23_KFt(u1)0H"ZEZ-ZM西u4.232461(4.81)=189.82.40.7640.983()9088.024.8=431.08MPal-H21-429MPa尽管H>H2,但末超过5%故可用。4.验算齿根弯曲疲劳强度由式KFt一LYFaYSaYYTfbmn1)由前已知:Ft=2461N,b=90mmm=2.5mm2)载何系数K=KaK/KfKfq(a.使用系数Ka同前，即Ka=1.25b.动载系数K同前，即K/=1.17c.齿向载荷分布系数Kp由图当K昏1.59,90902.25mn2.252.5=16,查出长声

21、1.49d.齿间载荷分布系数K由前可知£=1.70,君平.98,则8=冢咿1.71+2.98=4.69,.0.750.75由式Ye=0.25=0.25=0.69；a1.71名丫_4.69彳=1.71黑0.69=3.97前面已求得Kf=1.82<=3.97YKf=1.82可彳KK=KaK；KfK=1.251.171.491.82=3.973)齿形系数YFa,由当量齿数zv1Z1cos3:34(cos15.05294)=37.75_Z2Zv2二3"cos-163(cos15.05294)二181查图，得YFa1=2.42,”2=2.124）齿根应力修出系数Ya,由Zv1=

22、37.75,Zv2=181。查图得Ysa1=1.67,Ysa2=1.855）重合度系数丫自由前可知丫0.7fB6）螺旋角系数丫日由式丫3=1一邳,20由前面知，昨2.98>1,故计算时取及住15.05294°,得丫§=1_1父115.05294口=0.87。I120。）7）许用弯曲应力a,a.b.c.d.8)二f=Sf弯曲疲劳极限应力6lim,同直齿，安全系数寿命系数尺寸系数Sf,Yn,Yx,二F1YnYx即OFiim1=430Mpa,二Flim2=320MPa由表取6=1.259由N=1.164M10,由m=2.5mm查图,9=2.43父108查,Yn1=0.88,

23、Yn2=0.9Y<1=Yx2=1二Flim1430-F1mLYn1Yx10.881=303MPaSf1.25二F2=£FYn2Yx2=黑0.91=230MPaSF1.25验算齿根弯曲疲劳强度二F1KF3922461KF1YFa1Ysa1YYB=24612.421.670.690.87bmFa1Sa1eB90M2.5=105.3MPa：；F1=303MPa二F2=；"1YFa2YSa2YFa1YSa1105.32.121.852.421.67=102.2MPa:二二F2=230MPa故弯曲疲劳强度足够。5 .确定齿轮的主要参数及几何尺寸Z1=34,Z2=163,m=2.

24、5mm=15.05294°,a=255mmrnnZ12.5334多度圆直径d88.02mmcos-cos15.05294d2mnZ2cos|：'2.5163cos15.05294=421.98mm齿顶圆直彳5da1=d1+2m=88.02+22.5=93.02mmda2=d2+2m=421.98+22.5=426.98mm齿根圆直径df1=d2.5m=88.02-2.52.5=81.77mmdf2=d2-2.5m=421.98-2.52.5=415.73mm齿宽b2=b=90mmb1=b2+(510)mm=90+(510)=(95100)mm取b1=100mm11中心距a=；

25、d1d2W(88.02421.98)=255mm6 .确定齿轮制造精度小轮标记为8GJGB/T10095-1988,大轮标记为8HKGB/T10095-1988。7 .确定齿轮的结构尺寸并绘制零件工作图（略）。第五章蜗杆传动5-5解：在中间平面内，阿基米德蜗杆传动就相当于齿条与齿轮的啮合传动，故在设计蜗杆传动时，均取中间平面上的参数（如模数、压力角等）和尺寸（如齿顶圆、分度圆度等）为基准，并沿用齿轮传动的计算关系，而中间平面对于蜗杆来说是其轴面，所以轴向模数和压力角为标准值。阿基米德蜗杆传动的正确啮合条件是：rm=m=m（标准模数）x1=t2=20（导程角）=（蜗轮螺旋角）且同旋向式中：m1、

26、x1蜗杆的轴向模数，轴向压力角；m、t2蜗轮的端面模数、端面压力角。5-7解：（1）i=w/w2=m/n2=Z2/Z1wd2/d1；因为蜗杆分度圆直径d1=Z1mtan,而不是d1=Z1m（2）同理：a=（d1+d2）/2wn（Z1+Z2）/2；（3）Ft2=2000F/d2W2000T1i/d2；因为蜗杆传动效率较低，在计算中，不能忽略不计，T2=iT1。5-10解：当蜗轮材料选得不同时，其失效形式不同，故其许用接触应力也不同。当蜗轮材料为锡青铜时，其承载能力按不产生疲劳点蚀来确定，因为锡青铜抗胶合能力强，但强度低，失效形式为齿面点蚀，其许用接触应力按不产生疲劳点蚀来确定。当蜗轮材料为铸铁或

27、无锡青铜时，其承载能力主要取决于齿面胶合强度，因这类材料抗胶合能力差，失效形式为齿面胶合，通过限制齿面接触应力来防止齿面胶合，许用接触应力按不产生胶合来确定。5-12解：对于连续工作的闭式蜗杆传动进行热平衡计算其目的是为了限制温升、防止胶合。蜗杆传动由于效率低，工作时发热量大，在闭式传动中，如果散热不良温升过高，会使润滑油粘度降低，减小润滑作用，导致齿面磨损加剧，以至引起齿面胶合，为使油温保持在允许范围内，对连续工作的闭式蜗杆传动要进行热平衡计算，如热平衡不能满足时可采用以下措施：增大散热面积A：加散热片，合理设计箱体结构。增大散热系数K：在蜗杆轴端加风扇以加速空气的流通；在箱体内装循环冷却管

28、道，采用压力喷油循环润滑5-15解：(1)根据蜗杆与蜗轮的正确啮合条件，可知蜗轮2与蜗杆1同旋向一一右旋。为使II轴上所受轴向力能抵消一部分，蜗杆3须与蜗轮2同旋向一一右旋，故与之啮合的蜗轮4也为右旋。(2)II轴和III轴的转向见上图。蜗杆效率(忽略轴承，搅油的效率)tantan(，：")0.1tan(5.717.97)=0.41式中：tan=zEd1=135/50=0.1,则=5.71由fv=0.14查表得v=7°58'作用于蜗轮上的转矩T2T2=iT1=(z2/Z1)DQ=T2,故Q2(3)因为=5.71°,T1=50*0.41*40/1=821.6

29、9N2m2T22821.69103一2008216.9Nv=7.97°,<v,满足自锁条件，所以重物不会自行下降。第六章带传动6-3解：V带的横截面为梯形，其两个侧面为工作面。由于楔形摩擦原理，在相同的摩擦因素f和初拉力下，V带传动较平带传动能产生较大的摩擦力（当带轮槽角=400时，当量摩擦因素fv=f/sin（/2）f,fv3f）,故V带传递的功率比平带约高2倍，并且V带为封闭的环状，没有接头，传动更为平稳。6-6解：因为带的弹性及拉力差的影响，使带沿带轮表面相对滑动（在主动轮上滞后，在从动轮上超前）的现象叫带的弹性滑动。传动带是弹性体，在拉力作用下会产生弹性伸长，其伸长量随

30、拉力的变化而变化，当带绕入主动轮时，传动带的速度v与主动轮的圆周速度vi相同，但在转动过程中，由紧边变为松边。带上的拉力逐渐减小，故带的伸长量相应减小。带一面随主动轮前进，一面向后收缩，使带速v低于主动轮圆周速度vi（滞后）产生两者的相对滑动。在绕过从动轮时，情况正好相反，拉力逐渐增大，弹性伸长量逐渐增大，带沿从动轮一面绕进，一面向前伸长，带速大于从动轮的圆周速度v2,两者之间同样发生相对滑动。弹性滑动就是这样产生的。它是带传动中无法避免的一种正常的物理现象。它使从动轮的圆周速度低于主动轮，并且它随外载荷的变化而变化，使带不能保证准确的传动比。引起v2的波动；它使带加快磨损，产生摩擦发热而使温

31、升增大，并且降低了传动效率。6-7解：带传动过程中，带上会产生：拉应力（紧边拉应力1和松边拉应力2）,弯曲应力b及离心拉应力c。其应力分布见其应力分布图（教材图7-13）。因此带在变应力下工作，当应力循环次数达到一定数值后，带将发生疲劳破坏：脱层、撕裂、拉断。这是带的一种失效形式，设计中应考虑。带上最大应力发生在紧边绕入主动轮处，其值为mak1+bl+c6-8解：带传动靠摩擦力传动，当传递的圆周阻力超过带和带轮接触面上所能产生的最大摩擦力时，传动带将在带轮上产生打滑而使传动失效；另外带在工作过程中由于受循环变应力作用会产生疲劳损坏：脱层、撕裂、拉断。这是带传动的另一种失效形式。其设计准则是：即

32、要在工作中充分发挥其工作能力而又不打滑，同时还要求带有一定的使用寿命6-10解：带上的弯曲应力b=2Ey）/do可知带愈厚，带轮直径愈小，则带上的弯曲应力愈大，为避免过大的弯曲应力，设计V带传动时，应对V带轮的最小基准直径dmin加以限制。6-11解：带轮基准直径d太大，结构不紧凑，过小的d会使弯曲应力增大，影响带的疲劳强度，同时在传递相同功率时，d小，则带速v下降。使带上的拉力增大。带的受力不好，故对小带轮的直径加以限制，不能太小。由41可知，在传递相同功率时，v增大，F减小。可减少带的根数，故带传动宜布置在高速级上，但v太高离心力太大，使带与轮面间的正压力减小而降低了带的工作能力。同时离心

33、应力增大，使带的疲劳强度下降，故带速在（525）m/s内合适。中心距a取得小，结构紧凑。但小轮包角减小，使带的工作能力降低。同时在一定速度下，由于带在单位时间内的应力循环次数增多，而使带的使用寿命下降；但过大的中心距，使结构尺寸不紧凑，且高速时易引起带的颤动。当带轮直径一定时，带长Ld与a直接有关，故Ld对传动的影响同中心距a,带的工作能力与Ld有关。由于Ld为标准长度系列，常由它确定带传动的实际中心距a。为使带传动有一定的工作能力，包角iR1200,i愈大，则带传递的最大有效拉力愈大，但由于结构受限iwi800。初拉力Fo直接影响带传动的工作能力。Fo愈大，其最大有效拉力也愈大，适当的初拉力

34、是保证带传动正常工作的重要因数之一。但过大的Fo会使带的寿命降低，轴和轴承的压轴力增大，也会使带的弹性变形变成塑性变形，反而使带松弛，而降低工作能力。带与带轮表面的摩擦系数f也影响带传动的工作能力，增大f可提高带与轮面之间的摩擦力，即最大有效拉力。但会因磨损加剧而大大降低带的寿命。6-12解：由于传动带不是完全弹性体，带工作一段时间后会因伸长变形而产生松弛现象，使初拉力降低，带的工作能力也随之下降。因此为保证必需的初拉力应及时重新张紧，故要有张紧装置。常用的张紧方法是调整带传动的中心距。如把装有带轮的电动机安装在滑道上，并用调整螺栓调整或摆动电动机底座并用调整螺栓使底座转动来调整中心距。如中心

35、距不可调整时可采用张紧轮。张紧轮一般放置在带的松边上，压在松边的内侧并靠近大带轮。这样安装可避免带反向弯曲降低带的寿命，且不使小带轮的包角减小过多。6-13解：因为单根V带的功率Pi主要与带的型号，小带轮的直径和转速有关。转速高，R增大，则V带根数将减小(z=KaP/(P+AR)KKl),因此应按转速低的工作情况计算带的根数，这样高速时更能满足。同时也因为P=Fv,当P不变时，v减小，则F增大，则需要的有效拉力大，带的根数应增加。按300r/min设计的V带传动，必然能满足600r/min的要求，反之则不行。6-i4解：当d2由400mm减小为280mm时，满足运输带速度提高到0.42m/s的

36、要求。但由于运输带速度的提高，在运输机载荷F不变的条件下，因为P=Fvo即输出的功率增大，就V带传动部分来说，小轮转速ni及di不变，即带速不变，而传递的功率要求增加，带上有效拉力也必须增加，则V带根数也要增加，故只改变d2是不行的。可以增加V带的根数或重新选择带的型号来满足输出功率增大的要求。不过通常情况下，齿轮传动和带传动是根据同一工作机要求的功率或电动机的额定功率设计的。若齿轮传动和电动机的承载能力足够，带传动的承载能力也能够，但d2的变化会导致带传动的承载能力有所变化，是否可行，必须通过计算做出判断。6-i9解：因为z=KaP/(Pi+R)KKl,所以P=z(Pi+Pi)KKl/Ka查

37、表得工况系数Ka=1.1查表得B型带的R=4.39kW由i=ni/n2=d2/di=650/180=3.6得Pi=0.46kW由i=1800-(d2-di)*57.30/a=1800-(650-180)*57.30/916=150.60查表得K=0.93由La=2a+(di+d2)/2+(d2-di)2/4a=2*916+(180+650)/2+(650-180)2/4*916=3195mm取Ld=3150mm查表得Kl=1.07由已知条件，得z=3故P=3*（4.39+0.46）*0.93*1.07/1.1=13.16kW6-20解：1）确定设计功率Pc查表得工况系数Ka=1.2贝UPc=K

38、*P=1.2*4=4.8kW2）选才iV带型号根据PC=4.8kW,n1440r/min。查图选用A型。3）确定带轮基准直径d,d2查表A型V带带轮最小基准直径dmin=75mm查表并根据图中A型带推荐的d1范围取d1=100mm则d2=i*d1=3.8*100=380mm查表基准直径系列取d2=375mm传动比i=m/n2=d2/d=375/100=3.75传动比误差为（3.75-3.8）/3.8=-1.3%w±5%允许4）验算带的速度v=d1n1/60*1000=*100*1440/60*1000=7.54m/s5)确定中心距a和基准长度Ld初取a0：0.7(d1+d2)&

39、;a0<2(d1+dz)0.7(100+375)&ac<2(100+375)332.5a0940取ac=500mm初算V带基准长度Ld0=2a0+(d1+d2)/2+(cb-d)2/4a。=2*500+(100+375)/2+(375-100)2/4*500=1784mm查表选标准基准长度Lc=1800mm实际中心距a=a0+(Lc-Lc0)/2=500+(1800-1784)/2=508mm6)验算小带轮上包角11=1800-(d2-d)*57.30/a=1800-(375-100)*57.30/508=148.980>1200,合适7)确定V带根数由d1=100m

40、mn1=1440r/min,查表7-4A型带的R=1.32kWR=0.17kW。查表得K0.918,查表得Kl=1.01。则z>PC/P=PC/(P+P1)KKl=4.8/(1.32+0.17)*0.918*1.01=3.47取z=4根。8)确定初拉力F02F0=500Pc(2.5/K)-1/zv+qv查表A型带q=0.10kg/mF0=500*4.8(2.5/0.918)-1/4*7.54+0.10*7.542=143N9)确定作用在轴上的压轴力FqFQ=2zF0(sin(1/2)=2*4*143*(sin148.980/2)=1102N第七章链传动7-5解：链传动在工作时，虽然主动轮

41、以匀速旋转，但由于链条绕在链轮上呈多边形。这种多边形啮合传动，使链的瞬时速度v=riwicosB产生周期性变化（P在土亳/2之间变化）。从而使从动轮转速也产生周期性变化，与此同时链条还要上下抖动。这就使链传动产生了运动不均匀性。这是不可避免的。影响运动不均匀性的因素有小链轮（主动链轮）转速ni,链条节距p及链轮齿数zo采用较小的节距，较多的齿数并限制链轮的转速，可减少运动的不均匀性。7-6解：zi不宜过小。因为zi少会增加传动的不均匀性和附加动载荷；其次增加链节间的相对转角，而加速钱链磨损；当功率P一定时，链速v小（zi少，在ni一定时，v降低），则增大了链的拉力，使链条受力不好，加速了链和链

42、轮的损坏。z2=izi,z2不宜过多，因为链轮分度圆直径d=p/sin（i80°/z）,当链节距p一定时，z增大，d增大。使传动尺寸和自重增大，并且链容易脱链，跳齿，其使用寿命缩短。从提高传动均匀性和减少动载荷考虑，同时考虑限制大链轮齿数和减少传动尺寸，传动比大，链速较低的链传动。选取较少的链轮齿数，zmin=9,反之可选较多的齿数，但zmaxWi20。由于链节数常是偶数，为考虑磨损部分，链轮齿数一般应为奇数。7-ii解：传动装置方案不合理。带传动应布置在高速级上，因为带是弹性体，有减振、缓冲的作用。使传动平稳；在传递功率P一定时，带速高，带上的作用力小，可减少带的根数；摩擦传动结构

43、尺寸大，当传动功率P一定时（T=9550P/n）,转速n高，传递的扭矩小，带传动装置的尺寸减小。所以带传动应布置在高速级上。而链传动由于运动的不均匀性，动载荷大，高速时冲击振动就更大。故不宜用于高速的场合，应布置在低速级上。第十章轴的设计i0-2解：I轴为联轴器中的浮动轴，工作时主要受转矩作用，由于安装误差产生的弯扭很小，故I轴为传动轴。n轴、出轴、W轴皆为齿轮箱中的齿轮轴，工作时既要传递扭矩，还要承受弯矩作用，故为转轴。v轴为支承卷筒的卷筒轴，它用键与卷筒周向联结与卷筒一齐转动，承受弯矩作用，为转动心轴。i0-5解：利用公式d>CP,估算轴的直径d是转轴上受扭段的最小直径，系数C由于轴

44、的材n料和承载情况的确定，根据轴的材料查表可确定C值的范围，因为用降低许用应力的方法来考虑弯矩的影响，所以当弯矩相对于扭矩较小时或只受扭矩时，C取值较小值如减速箱中的低速轴可取较小值，反之取较大值，如高速轴取较大值。i0-6解：进行轴的结构设计时，应考虑：i）轴和轴上零件要有确定的轴向工作位置及恰当的轴向固定，2）轴应便于加工，轴上零件要易于装拆，3）轴的受力要合理并尽量减小应力集中等。10-9解:10-12解：a轴为转动心轴，承受弯矩产生的弯曲应力，但为变应力。在结构上，大齿轮与卷筒可用螺栓组固联在一起，转矩经大齿轮直接传给卷筒，卷筒轴用键与大齿轮同向联接。所以卷筒轴与大齿轮一道转动b轴为固

45、定心轴，承受弯矩产生的弯曲应力，但为静应力。在结构上大齿轮与卷筒的联接同前，不同的是卷筒轴与机架固联，不随齿轮转动c轴为转轴，承受弯矩产生的弯曲应力和扭矩产生的切应力的联合作用。在结构上大齿轮与卷筒分开，卷筒轴分别用键与大齿轮和卷筒同向联接，故随之转动，10-19解：1）求中间轴两齿轮上的作用力图a）同轴式与图b）展开式两减速器由于两齿轮尺寸参数所受的扭矩相同，各力大小均相等。圆向力Ft2=2000T2/d2=20003500/490.54=2039N径向力Fr2=Ft2tanc（n/cosP2=20393tan20/cos922=752N轴向力Fa2=Ft2tanP=20393tan922=

46、336N齿轮3圆周力Ft3=2000T2/d3=20003500/122.034=8194N径向力Fr3=Ft3tanM/cos：=81943tan20/cos102831=3033N轴向力Fa3=Ft3tan-3=81943tan1028'33'=1515N2）中间轴的受力图：Ft3La4©Ft：口俅开立FazFas不FraPr2、FasRihJ垂直硬力颔图1Ft3iRehFt211Rah'Fas*Mas,Ft3FS2iFt2RatR&r1JRatRev水平面费力阊四a)同轴式b)展开式3)计算轴承反力同轴式减速器：RaH=Fr3(L2+L3)+Fr

47、2L3+Ma3-Ma2/(Ll+L2+L3)Ma2=Fa2d2/2=3363490.54/2=82411NmmMa3=Fa3d3/2=15153122.034/2=92441Nmm若Rah=(303332L+752L+92441-82411)/3L=2303NRbh=F3+F2-Rah=752+3033-2303=1482NRVH=(Ft332L-Ft2L)/3L=(819432L-2039L)/3L=4783NRBV=Ft3-Ft2-RAV=8194-2039-4783=1372NA轴承的反力Fra=帆h+RAv='23032+47832=5308NB轴承的反力Frb=vRbh+rB

48、v=714822+13722=2020N展开式减速器RAH=(Fr3*2L+Ma2+Ma3-Fr2*L)/3L=303332L+92441+82411-752L/3L=2351NRbh=Rah-F3+Fr2=2354-3033+752=72NRAV=(Ft3*2L+Fr2*L)/3L=(238194+2039)/3=6142NRbv=Ft3+Ft2-Rw=8194+2039-6142=4091NA轴承的反力Fra=、属h+RAv=，23542+61422=6576NB轴承的反力Frb=v'Rbh+R2V=，732+40912=4092N由以上计算可知道：展开式减速器中间轴两个轴承的反力

49、均大于同轴式减速器的轴承第十二章滚动轴承12-3解：滚动轴承的失效形式有：滚动体或座圈工作表面产生疲劳点蚀；轴承元件的工作表面发生塑性变形而出现凹坑；磨损。其设计准则是：一般工作条件的回转轴承，针对疲劳点蚀，进行疲劳强度(寿命)计算(按基本额定的载荷计算)；低速轴承或受冲击载荷，重载的轴承，针对塑性变形，进行静强度计算(按基本额定静载荷计算)；高速轴承，针对磨损，烧伤等，须验算极限转速。12-4解：基本额定寿命Um：一批同样型号的轴承在同样的条件下运转，其中90%的轴承能达到的寿命。可用寿命公式计算确定。基本额定动载荷C:当轴承的基本额定寿命为106转时，轴承所受的载荷值。当轴承型号一定时，查

50、轴承标准可确定。基本额定静载荷00：受载最大的滚动体和滚道接触中心处的接触应力达到一定值(如球轴承为4200MPa调心球轴承为4600MPa,滚子轴承为4000MPa)的载荷。轴承型号已知时查标准可知。当量动载荷P:它为一假想载荷，在它作用下轴承的寿命与实际联合载荷作用（径向载荷与轴向载荷联合作用）下寿命相同，其一般计算公式为P=XFr+YFa式中：X、Y分别为径向、轴向载荷系数其值查表14-7;Fr、Fa轴承所受的名义径向载荷，轴向载荷（N）。12-5解：滚动轴承的寿命计算公式：Ll0=1o6CP式中：C轴承的基本额定动载荷（N）P轴承的当量动载荷（N）-轴承的寿命指数。球轴承S=3,滚子轴

51、承£=10/3L1o轴承的基本额定寿命（106r）当轴承的工作转速为n（r/min）,则：L1060nLh16670n（1）对于6207轴承转速一定时，P增大为2P,寿命将下降为Lh/8（2） P一定，n增大为2n,寿命将下降为5/2（3） 6207轴承的极限转速高，N207轴承的Cr大，因为6207轴承的滚动体为球，而N207的滚动体为滚子，球轴承与座圈为点接触，摩擦因数小，摩擦阻力小，发热量小，旋转精度高，故极限转速高但承载能力低，抗冲击能力差，反之滚子与座圈为线接触，承载能力高，但极限转速低。12-8解：滚动支承有三种基本结构形式：两端单向固定。其结构简单，调整方便，适用于工作

52、温度不高的短轴（跨距l<400mm=如齿轮轴；一端固定支承一端游动支承。用于较长的轴或工作温度较高的轴，如蜗杆轴；两端游动支承。此种形式用得较少，用于某些特殊的情况如人字齿轮减速器的高速轴。12-11解：1）计算小齿轮受力的大小圆周力Ft=2920N,径向力Fr=1110N,轴向力Fa=870N,查标准30206轴承：Cr=41.2KN,e=0.37,y=1.6。比较方案一（小轮右旋，大轮左旋）及方案二（小轮左旋，大轮右旋）Fr万案一万案一(1)方案一为例：轴承径向力Fri=2200N,Fr2=2210N内部轴向力:F2200Fr?2210S1=688N,S2=-R=691N2y21.6

53、2y21.6轴承轴向力:Fai=FaS2=870-691=1516NFa2=S2=691N当量动载荷:FA1FR1Fa2Fr215160.71eX1=0.4Y1=1.622006910.31：eX2=1丫2=02210Pi=XiFriXFai=0.422001.615613378NP2=Fr2=2210N轴承寿命:Lh116670ftCfpP.，ft=1,fp=1.2,010/3Lh11016670412003二98724h38433781.21016670412003二40611638422101.2Fr(N)S(N)Fa(N)Fa/FrXYp(n)Lh(h)轴承I220068815610.

54、71>e0.41.6337898724力某一轴承II22106916910.31<e102210406110轴承I19306036030.31<e101930637358方某一轴承II193560514730.76>e0.41.63131127067两方案计算结果比较如下:结论：方案一的两轴承寿命比较接近，应比方案二合理。方案二中的轴承比方案一中的轴承II寿命短，故应为方案一的轴承寿命较高。II寿命12-12解：1)求两轴承支反力R1、旦R(200+100)=F131001200100R=400N3002)R=Fi-R=1200-400=800N初选轴承型号为6306查标准可得：Cr=20.83103N,00r=14.23103N3）计算当量动载荷P由题可知：FA2=