濮良贵机械设计第九版课后的习题集答案汇总.doc

1、第三章机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限-180MPa ,取循环基数$ 5 106, m 9,试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。解jNi1809：5_工 373.6MPa , 7 103119 180 911VN21 5 10642.5 104CT瓦 180 9；1VN3：5 1066.2 1051瓦*9 N1(T1N2(T1N3324.3MPa227.0MPa3-2已知材料的力学性能为 氏260MPa , g 170MPa ,。0.2 ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A(0,170)C(260,0)2- 丽*

2、 a002(71C01。2山 2 170C01283.33MPa1 。1 0.2得 d(283.3%,283.3%),即 D(141.67,141.67)根据点A(0,170) , C(260,0) , D(141.67,141.67)按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm, d=62mm, r=3mm。如用题3-2中的材料,设其强度极限 s=420MPa,精车,弯曲，由=1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。0.78 ,H 1.2,；1 a。67将所查值代入公式，即,查附表3-2,插值得1.88 ,查附图3-1。11 0.78 1.88 11.691,查

3、附图3-2,得与0.75 ；按精车加工工艺，查附图3-4,得应0.91 ,已知隹K-k 1 2 黑嵩 1 ”35A0，1702.35，C 260，0，D 141.67,141.672.35根据A 0,72.34 ,C 260,0 , D 141.67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如下A 0. 72. 34)D,(141.67,60 29)XX 一(260, 0J %3-5如题3-4中危险截面上的平均应力20MPa ,应力幅0a 20MPa ,试分别按% C ,求出该截面的计算安全系数Sca解由题 3-4 可知 170MPa, os 260MPa,。0.2, K 2.35N (072

4、. 34)tO, 30.10120,0)D* (HI. fi7.60.，9)C (260. 0) CTn(1) r C工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数Sca 一K a 0a 。(Tm1702.282.35 30 0.2 20(2)工作应力点在疲劳强度区,根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数Sca ca1702.35 0.2。 20 / 1.812.35 30 20第五章螺纹连接和螺旋传动习题答案5-5图5-49是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为 20kN,载荷有较大的变动。试问：

5、此螺栓连接采用普通螺栓连接还是较制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215,若用M6X40较孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8 ,校核螺栓 连接强度。解采用较制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，较制孔用螺栓连接能精确固定被连接件 的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后 被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力 矩来抵抗转矩，连接不牢靠。(1)确定M6X 40的许用切应力由螺栓材料Q215,性能等级8.8,查表5-8,可知戋640MPa ,查表5-10, 可知S 3.5 5.0os640 s182.86 128 MPaS 3

6、.5 5.0640 p Sp 1.5426.67MPa(2)螺栓组受到剪力F和力矩(T FL),设剪力F分在各个螺栓上的力为Fi ,转矩T分在各个螺栓上的分力为Fj ,各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离 为 r,即 r 一150- 75%Qmm2 cos 45Fi 8f_ FL20 2.5kNFj20 300 108r 8 75.2 10 35 2kN由图可知，螺栓最大受力F F2maxiFmax4d02Fj2 2FiFj cos 9 也52 （5万）22 2.5 5版 cos45 9.015kN39.015 103；319 _ 3 2-6 10 34Fmax9.015 103op 7a 33-

7、 131.8 而p d0 Lmin 6 10 3 11.4 10 3p故M6X 40的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为 250mm、大小为60kN的载荷作用。现有如图5-50所示的两种螺栓布置形式，设采用较制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么？解螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为Fi ,转矩T 分在各个螺栓上的分力为Fj（a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r,即 r=125mmFiFj1 F 6FL6r160 10kN66025010 312510 32

8、0kN由（a）图可知,最左的螺栓受力最大FmaxFi Fj10 20 30kN（b）方案中Fi1f 666010kNFjmaxMr max-62rii 1FLrmax-62i60 250 10 32c 125”2 42125 2 125222峡1252210 324.39kN10 6由（b）图可知，螺栓受力最大为Fmax；Fi2 Fj2 2FiFjCOs8102 (24.39)2 2 10 24.39 -2 33.63kN由d。4F吧可知采用（a）布置形式所用的螺栓直径较小5-10婢 （。确定螺栓数七和直程d一查教材S-&弊栓间距片,甲忖=q用1=12,则螺桎闾距口% = 92?j0pj -z

9、螺栓直径 d=W/t=y/6=lb.%mm* 率 ctUmzn. （2苣择蝶柱性靛等徵，选择蜩性熊等级为民3级，查教材表5中提*口卓二 &OQMFmq* = 64,OMPn（3）计算螺栓上的载荷，作用在气缸上的最大压力K和隼个螺栓上的工作载荷F分别为F =. 尸=7充并.4 .*,产F = -= $136W z聃残余加紧力Hl二L 5F,由软忖公式Z（5T5）,螺栓的总载荷口F=FNF=2 *= 5*&1找=153箕N（4）肉用应，k接不如制预紧力襁定安圭系数，杳教材表5-1口，取$=肉用拉应力，b=W = 16UM*（E；验舁蝶杜的限度&吏手册，螺柱的大径/1$耐3小径dl-13.g宛而,取

10、螺杜合称长度l-TChm出教树公武1579）.螺栓的U算应力与? 之二?也= 2.了肥1F&yE）声满足强度希件,螺栓因标记为GB/T1时T6HKx7Q舞栓数量wl /第六章 键、花键、无键连接和销连接习题答案6-3在一直径d 80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽度L 1.5d,工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。解根据轴径d 80mm,查表得所用键的剖面尺寸为b 22mm, h 14mm根据轮毂长度L 1.5d 1.5 80 120mm取键的公称长度L 90mm键的标记键22 90GB1096-79键的工作长度为l L b 90 22 68mm

11、键与轮毂键梢接触高度为k h 7mm2根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力端110MPa3根据普通平键连接的强度条件公式小kld变形求得键连接传递的最大转矩为T maxkldop7 68 80 110200020002094N m第八章带传动习题答案8-1 V带传动的ni 1450r/min ,带与带轮的当量摩擦系数% 0.51 ,包角i 180 , 初拉力F0 360N。试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？ （ 2）若 dd1 100mm ,其传递的最大转矩为多少？ （ 3）若传动效率为0.95,弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少?解ec12Fo-11efv 11

12、efv 112 360 -110.51 e1051 e478.4Ndd1100 102T Fec d1 478.423.92N mm22Fec V cFecn1 dd1o? n ? n10001000 60 1000478.4 1450 3.14 100 八” 0.95 1000 60 10008-2即F1解8-4V带传动传递效率P 7.5kW,带速V 10m/s,紧边拉力是松边拉力的两倍，F2,试求紧边拉力Fi、有效拉力Fe和初拉力。Fe v P 1000 l 1000P1000 7.5Fe 750 Nv10Fe F1 F2 且 F1 2F2F1 2Fe 2 750 1500NFe F1 F

13、02 F0 F1 Fe 1500 750 1125N 22有一带式输送装置，具异步电动机与齿轮减速器之间用普通 V带传动，电动机功率P=7kW,转速n1 960r/min ,减速器输入轴的转速330r/min ,允许误差为5%,运输装置工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。解(1)确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数Ka 1.2,故Pca KAP 1.2 7 8.4kW(2)选择V带的带型根据Ra、n1,由图8-11选用B型。(3)确定带轮的基准直径dd,并验算带速v由表8-6和8-8 ,取主动轮的基准直径dd1 180mm验算带速v， 3n皿堡 9.0432 m s60 10

14、0060 10005 m/s v 30m/s带速合适计算从动轮的基准直径dd1 1 180 960 1 0.05dd2497.45mm330(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld由式 0.7 ddi dd2 a。2 ddi dd2 ,初定中心距 a。550mm。计算带所需的基准长度Ll02a0 ddi dd22dd2 ddi4a2500 180i 2 550 180 500 22214mm由表8-2选带的基准长度Ld 2240 mm实际中心距aLd Ld0 2240 2214a a0 吧 550 563mm22中心距的变化范围为550 630mm。(5)验算小带轮上的包角 四57 357 3的

15、 180 dd2 dd1180500 180 2旦 14790a563故包角合适。(6)计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 180mm和 n1 960m/s,查表 8-4a得 P0 3.25kW根据n1 960m/s,i 丝0 2.9和B型带，查表得F0 0.303kW330查表8-5得k 0.914,表8-2得kL 1,于是PrP0F0 ka kL (3.25 0.303) 0.914 1 3.25kW计算V带的根数zPea8.4z -ca-2.58PT3.25取3根。4 550由表8-3得B型带的单位长度质量q 018kg/m ,所以匚 .nn 2.5 k。比F0 min

16、500 一：k aZV2.5 0.914 8.42500 0.18 9.04320.914 3 9.0432283N(8)计算压轴力1Fp 2z F0 min sin221473 283 sin 1628N2(9)带轮结构设计(略)第九章链传动习题答案9-2某链传动传递的功率P 1kW ,主动链轮转速r 48r/min ,从动链轮转速n2 14r/min ,载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。解(1)选择链轮齿数取小链轮齿数zi 19 ,大链轮的齿数Z2 izi凡zi 48 19 65n214(2)确定计算功率由表9-6查得Ka 1.0,由图9-13查得Kz 1.52,单排链，则计算功率为

17、Pca KaKzP 1.0 1.52 1 1.52kW(3)选择链条型号和节距根据Pca 1.52kW及n1 48r/min ,查图9-11,可选16A,查表9-1,链条节品巨 p 25.4mm(4)计算链节数和中心距初选中心距a0 (3050)p(30 50) 25.4 762 1270mm 。取 a0 900mm ,相应的链长节数为a0 z1 z2z2 z1Lp0 2p 222 900 19 656525.42取链长节数Lp 114节。2pa。21925.4 -114.3900查表9-7得中心距计算系数f10.24457 ,则链传动的最大中心距为a f1P 2Lp z1 z20.24457

18、25.4 2 114 19 65895mm(5)计算链速%确定润滑方式48 19 25.460 10000.386 m sv60 1000由V 0.386 m/s和链号16A,查图9-14可知应采用定期人工润滑。(6)计算压轴力Fp有效圆周力为 Fe 1000- 1000 2591Nv0.386链轮水平布置时的压轴力系数Kfp 1.15 ,则压轴力为Fp KF Fe 1.15 2591 2980N p Fp e9-3已知主动链轮转速n1 850r/min ,齿数乙21 ,从动链齿数z? 99 ,中心距 a 900mm,滚子链极限拉伸载荷为 55.6kN,工作情况系数Ka 1,试求链条所 能传递

19、的功率。解由 Flim 55.6kW ,查表 9-1 得 p 25.4mm ,链型号 16A根据 p 25.4mm, n1 850 r/min ,查图 9-11 得额定功率 pca 35kW由乙21查图9-13得Kz 1.45且KA 124.14kWKAKz1 1.45Pca35第十章齿轮传动习题答案10-1试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示各力的作 用位置及方向）。解受力图如下图:昶03T2 4 105N mm ,补充题：如图（b）,已知标准锥齿轮m 5,420, Z2 50,Or标准斜齿轮mn 6,Z3 24,若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消,B应为多少？并计算

20、2、3齿轮各分力大小。解(1)齿轮2的轴向力:Fa2 Ft2 tan ocsin 今2T 2 1.tan ocsin 今 dm2m 1 0.5OR z2tan ocsin 今齿轮3的轴向力:Fa3Ft3 tan B2T3-tan d3tanFa2Fa3,民 20 上T32T2m 10.5R z2tan ocsin 2mnz3 tan ocsin lm 1 0.5 RZ2z250由 tan 2Z1202.5sin 0mnz3 tan ocsinm 1 0.5R z2即 0 13.231(2)齿轮2所受各力:2T22T2dm2 m 1 0.5R z2Fr2Ft2 tanoccos 今3.765Fa

21、2Ft2 tanocsin 3.765Fn2Ft23.765COs acos20齿轮3所受各力:mnZ3cos B2T3 . sin mnZ3242T3sin B mnZ3sin 今 0.928cos 20.371tan 20 0.928 0.22895 1 0.5 0.3 502 4 105103103过4kN1 0.5tan 20tan200.3 500.3710.9283.765 103N0.508 103N1.272 103N3.765kN0.508kN1.272kN2T32T22T22 4 103Ft3 cos p cos13.2315.408 10 N 5.408kNd3mnZ3m

22、nZ36 24cos B32.022kNFt3tan 厮 5.408 10 tan20c” 3KIr32.022 10 Ncos B cos12.32135.408 103 tan 203Fa3 Ft3 tan 0 5.408 10 tan 1.272 10 N 1.272kNcos12.321Fn3Ft3cos on cos B3.765 103cos20 cos12.3215.889 103N 5.889kN10-6 设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知P 7.5kW,n1 1450r/min, Z1 26, Z2 54,寿命Lh 12000h ,小齿轮相对其轴的支承为 不对称布置，并画出大

23、齿轮的机构图。解(1)选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。铳床为一般机器，速度不高，故选用 7级精度(GB10095-88)。材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS 大齿轮材料为45刚(调质)，硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS (2)按齿面接触强度设计 2 d. 2.323 KT1 u 1 ZEY d UOH1)确定公式中的各计算值试选载荷系数Kt 1.5计算小齿轮传递的力矩95.5 105 Pl 95.5 105 7.5T, 1 49397N mm叫1450小齿轮作不对称布置，查表10-7,选取d 1.01由表10-6查得材料的

24、弹性影响系数Ze 189.8MPan由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限oHimi 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限（7h nm 2 550MPa。齿数比u z 26 2.08计算应力循环次数N1 60nljLh 60 1450 1 12000 1.044 109一一 9N20.502 1091.044 102.08由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni 0.98,Khn2 1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ,安全系数S 1dt53.5772.061mmZ126K HN1 年 lim10.98 60011.03 550588MPa566.5MPa2）计算计算

25、小齿轮分度圆直径d1t，代入印中较小值2ZeCH53.577mmLSK HN 2 为 lim 2 49397 2.08 189.8 212.08566.5计算圆周速度Vd1tV 60 10003.14 53.577 145060 10004.066 m s计算尺宽bb dd1t 1 53.577 53.577 mm计算尺宽与齿高之比1mth 2.25mt 2.25 2.061 4.636mm53.5774.63611.56计算载荷系数根据v 4.066m/s, 7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv直齿轮，Kh Kf 1由表10-2查得使用系数Ka 1.25由表10-4用插值法查得Khb 1.

26、420由 b 11.56, 1 1.420,查图 10-13 得 人.1.37 h故载荷系数 K KaKvKh Kh 1.25 1.2 1 1.420 2.131.2按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径K“ 2.13 八d1d1t3； 53.577 3 60.22Kt1.5计算模数mm d12z1262.32mm51.74mm圆整后取 b2 52mm, b1 57mm 。取 m 2.5几何尺寸计算分度圆直径：d1 mz1 2.5 26 65mmd2 mz2 2.5 54 135mmd1 d265 135 中心距： a - 一 100mm22确定尺宽:22K-u 12.5Ze1 222.5 18

27、9.8566.5d1u 中2 2.13 49397 2.08 1一 2一 一652.08（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 昨ei 500MPa ;大齿轮的 弯曲疲劳强度极限ofe2 380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命Kfni 0.89,Kfn2 0.93。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4K FN1 0FE1SK FN2 (TFE20.89 500 317.86MPa1.40.93 500 252.43MPa1.4计算载荷系数K KAK KF Kf1.25 1.2 1 1.37 2.055查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得Y

28、Fa12.6YFa22.304YSa11.595YSa21.712校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式SYFaYSa牛进行校核昨也YfYsF1Fa1 Sa1bd m2 2.05552 65 2.549397 2.6 1.59599.64MPa0F 12KT1bd1mYfYsFa2Sa22 2.055 49397 2.3 1.71252 65 2.594.61MPa所以满足弯曲强度，所选参数合适。10-7某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知n1 750r/min ,两齿轮的齿数为乙 24,Z2 108, 0 9 22,mn 6mm, b 160mm , 8 级精度，小齿轮材料为 38SiMnMo

29、（调质），大齿轮材料为45钢（调质），寿命20年（设每年300工作日），每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。解(1)齿轮材料硬度查表10-1,根据小齿轮材料为38SiMnMo (调质)，小齿轮硬度217269HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，大齿轮硬度217255 HBS(2)按齿面接触疲劳硬度计算32十d & dUOHT12K u 1 ZhZe计算小齿轮的分度圆直径,zmn24 6d1 n145.95mmcos B cos9 22计算齿宽系数1601.096d1145.95由表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze 189.8MPa ,由图 10-30

30、 选取区域系数Zh 2.47由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bHiim1 730MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 M而2 550MPa。齿数比u f蓼4.5计算应力循环次数N160nl jLh 60 750 1 300 20 2 5.4 108N2 上5 1.2 108u 4.5由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni 1.04,Khn2 1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ,安全系数S 1KHNlbHliml1.04 730759.2MPaSKHN 2 为 lim 2S11.1 550 605MPa1由图10-26查得10.7520.88，则 &1&2 1.6

31、3计算齿轮的圆周速度d1nl3.14v 60 1000145.95 75060 10005.729 m s。计算尺宽与齿高之比hmntd1 cos 0Zi145.95 cos9 22266mm2.25mnt 2.25 6 13.5mm16011.8513.5总计算载荷系数根据 V 5.729 m/s,8级精度,查图10-8得动载荷系数Kv 1.22由表10-3,查得Kh Kf 1.4按轻微冲击，由表10-2查得使用系数Ka 1.25由表10-4查得Khb 1.380按d=1查得由 b 11.85, Khb 1.380,查图 h故载荷系数 KKaLKh Kh10-13 得 Kfb 1.331.2

32、5 1.22 1.4 1.380 2.946您由接触强度确定的最大转矩T13d d1u2K u 1min oh 1, ch1.096 1.63 145.9532 2.9461284464.096NZhZe4.54.5 126052.47 189.8(3)按弯曲强度计算2_d & d mn昨T12KY.YfhYsh计算载荷系数K KAK KF KF 1.25 1.22 1.4 1.33 2.840计算纵向重合度9 0.318od4tan B 0.318 1.096 24 tan 9 22 1.380由图10-28查得螺旋角影响系数Y. 0.92Zizv1cos B计算当量齿数24 3 24.99

33、 cos9 22108 3 112.3 cos9 22查取齿形系数YFa及应力校正系数YSa由表 10-5 查得YFa12.62YFa2 2.17YSa1 1.59YSa2 1.80由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限OFE1 520MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限昨E2 430MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命KFN1 0.88,KFN2 0.90。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4年1OF 2KFN1(rFE10.88 520 305.07MPaS1.5KFN2 oFE20.90 430258MPa1.5计算大、小齿轮的,并加以比较YFaYSaYFa1YSa130

34、5.072.62 1.5973.23OF 2YFa2YSa22582.17 1.8066.05前 昨F 10F 2 公公cn取min , 66.05YFaYSaYFaYSa1 Y=a 2YSa2由弯曲强度确定的最大转矩2 一d e di mnOF2kybYFaYsa_21.096 1.63 145.952 62 2.840 0.9266.052885986309Nmm(4)齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即 T11284464.096 NP69.55 101284464.096 7509.55 106100.87kW第十一章蜗杆传动习题答案11-1试分析图11-26

35、所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及 蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。解各轴的回转方向如下图所示，蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图11-3设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率 P 5.0kW,n1 960r/min ,传动比i 23,由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为20Cr, 渗碳淬火，硬度 58HRC。蜗轮材料为ZCuSn10P1,金属模铸造。蜗杆减速器每 日工作8h,要求工作寿命为7年(每年按300工作日计)。解(1)选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)(2)按齿面接触疲劳

36、强度进行设计确定作用蜗轮上的转矩T2按zi2,估取效率n 0.8,则T2 9.55 106P2 9.55 106n2Pi nn2i9.55 1065 0.896023915208N mm确定载荷系数K 因工作载荷平稳，故取载荷分布不均匀系数K. 1；由表11-5选取使用系数Ka 1；由于转速不高，无冲击，可取动载系数 Kv 1.05,则KKaK/v 1 1 1.05 1.05确定弹性影响系数 Ze 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故1Ze 160MPa2确定接触系数Zp p假设电0.35,从图11-18中可查得Zp 2.9pa确定许用接触应力出由表11-7中查得蜗轮的基本许用应力OH 268MP

37、a应力循环系数N 60n2jLh 60 -960 1 7 300 84.21 10723寿命系数Khn J4 210 107 0.8355贝U0HKHN(H 0.8355 268 223.914MPa计算中心距2a 3 1.05 915208 1602.9160.396mm223.914取中心距a 200mm,因i 23,故从表11-2中取模数m 8mm,蜗杆分度圆直径di 80mm 。止匕时dl 里 0.4,从图11-18中查取接触系数 a 200Zp 2.74,因为Zp Zp,因此以上计算结果可用。 p p p(3)蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗杆头数乙2 ,轴向齿距pam 825.

38、133；直径系数q 10 ；齿顶圆直径 da1 d1 2ham 96mm ;齿根圆直径 df1 d1 2 ham c 60.8mm ；分 度圆导程角y 11 1836;蜗杆轴向齿厚Sa 0.5 m 12.567mm蜗轮蜗轮齿数Z2 47 ;变位系数X20.5验算传动比i亘47 23.5,此时传动比误差 空” 2.17%,是允 z1223许的。蜗轮分度圆直径 d2 mz2 8 47 376mm蜗轮喉圆直径da2d22m h； x37628 10.5384m蜗轮齿根圆直径df2d22hf2 3762 810.50.2364.8mm11蜗轮咽喉母圆直径2 a -da2 200 - 376 12mmg

39、 22(4)校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2Y Y 昨, YFa2YB昨dd2m当量齿数z247cos3 T cos311 153649.85根据X20.5, Zv2 49.85,从图11-19中可查得齿形系数Yf；22.75螺旋角系数丫. 1,1 113L 0.9192 140140许用弯曲应力 与cfKfn从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力阡56MPa寿命系数Kfn 9.142101070.66OFOF KFN56 0.66 36.958MPa校核齿根弯曲疲劳强度1.53 1.05 91520880 376 82.75 0.919215.445弯曲强度是满

40、足的(5)验算效率”0.95 0.96tan ttan y v已知t 111836; varctan fv ；fv与相对滑动速度Va相关Vad1 n180 96060 1000cos T 60 1000 cos11 18364.099m. s从表11-18中用插值法查得fv 0.0238, v 1.363381 2148,代入式得T1 0.8450.854,大于原估计值，因此不用重算第十三章滚动轴承习题答案13-1试说明下列各轴承的内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个允许的极 限转速最高？哪个承受径向载荷能力最高？哪个不能承受径向载荷？N307/P462073020751301解N307/P

41、4、6207、30207 的内径均为 35mm, 51301 的内径为 5mm; N307/P4 的公差等级最高；6207承受径向载荷能力最高；N307/P4不能承受径向载 荷。13-5根据工作条件，决定在轴的两端用a 25的两个角接触球轴承，如图13-13b 所示正装。轴颈直径d 35mm,工作中有中等冲击，转速n 1800 r/min ,已 知两轴承的径向载荷分别为Fr1 3390N , Fr2 3390N ,外加轴向载荷 Fae 870N ,作用方向指向轴承1,试确定其工作寿命。解(1)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于a 25的角接触球轴承，按表13-7,轴承派生轴向力Fd 0.6

42、8Fr ,e 0.68Fd1 0.68Fr1 0.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040 707.2N两轴计算轴向力Fa1 max Fd1,Fae Fd2max 2305.2,870 707.2 2305.2NFa2 max Fd2,Fd1 Fae max 707.2,2305.2 870 1435.2N(2)求轴承当量动载荷Pi和1P2FaiFri2305.233900.68 eN 14352 1.38 eFr 21040由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1Xi 1Yi 0对轴承 2 X2 0.41Y2 0.87因轴承运转中有中等冲击载荷

43、，按表 13-6,取fp 1.5,则P fp X1Fr1 YFa11.5 1 3390 0 2305.25085NP2 fp X2Fr2 Y2Fa21.5 0.41 1040 0.87 1435.2 2512.536N（3）确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用7207AC,查轴承手册得基本额定载荷C 29000N ,因为p P2,所以按轴承1的受力大小验算32900050851717.5h106 C 310660n p 60 180013-6若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题13-2,试验算轴承的寿命。解（1）求两轴承受到的径向

44、载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（下图b）和水平面（下图a）两个平面力系。其中：图c中的Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线； 图a中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上诉转化仔图 中均未画出）。Fre(Fd2)FteFaeFae200320(a)由力分析可知:Fre 200 FaeFriV200320Fr 2VFreFriVFriH200200 320Fr 2HFriFr2i一 (Fdi)Fr2VRe(c)Fr2 VFriVJLZ3i4900 200 400 - 2- 225.38N900 225.38200Fte2200520Fte FMh 2200 84

45、6.I5.FriV2Fr；22Fr 2V Fr 2H(b)FriV520674.62N846.15N1353.85N225.382 846.I52875.65N.674.622 I353.8221512.62N(2)求两轴承的计算轴向力Fai和Fa查手册的30207 的 e 0.37,Y 1.6, C54200NFdiFd2Fri2YFr22Y875.65273.64N2 i.6I5I2.62472.69N2 i.6两轴计算轴向力Faimax Fdi , FaeFd2max273.64,400472.69872.69NFa2max Fd 2, Fdi Faemax472.69,273.64 4

46、00472.69N(3)求轴承当量动载荷Pi和P2FaiFri872.69875.650.9966 ea2Fr2472.691512.620.3125 e由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承 1X10.4 1.6对轴承2 X2 1Y2 0因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,取fp 1.5,则EfpX1Fr1YFa11.5 0.4 875.651.6 872.692619.846NP2fpX2Fr2Y2Fa2 1.5 1 1512.620 472.692268.93N(4)确定轴承寿命因为P1 P2 ,所以按轴承1的受力大小验算6-3610 C 1060n P160 52

47、03542002619.846283802.342h Lh故所选轴承满足寿命要求。13-7某轴的一端支点上原采用6308轴承，其工作可靠性为90%,现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠性提高到99%,试确定可能用来替换的轴承型号。解查手册得6308轴承的基本额定动载荷C 40800N 。查表13-9,得可靠性为90%时，a1 1,可靠性为99%时,a10.21。可靠性为90%时 L1106 al C 360n P10631 4080060n P可靠性为99%时 L163106a1 C60n P63106 0.21 C60n PL10106 160n40800P363106 0.21 C查手册，得408003.0.2168641.547N6408轴承的基本额定动载荷C 65500N ,基本符合要求，故可用60n P来替换的轴承型号为6408。第十五章轴习题答案15-4图15-28所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改 正图。解(1)处两轴承应当正装。(2)处应有间隙并加密封圈。(3)处应有轴间定位。(4)处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。(5)处齿轮不能保证轴向固定。(6)处