机械设计基础答案(西工大版)

1、 -第一章前面有一点不一样，总体还行1.机械零件常用的材料有哪些？为零件选材时应考虑哪些主要要求？解：机械零件常用的材料有：钢（普通碳素结构钢、优质碳素结构钢、合金结构钢、铸钢），铸铁，有色金属（铜及铜合金、铝及铝合金）和工程塑料。为零件选材时应考虑的主要要求：1。使用方面的要求：1）零件所受载荷的大小性质，以及应力状态,2）零件的工作条件，3）对零件尺寸及重量的限制，4）零件的重要程度，5）其他特殊要求.2。工艺方面的要求。3。经济方面的要求。12.试说明下列材料牌号的意义:Q235,45,40Cr,65Mn,ZG230-450,HT200,ZcuSnlOPl,LC4。解：Q235是指当这种

2、材料的厚度（或直径）W16mm时的屈服值不低于235Mpa.45是指该种钢的平均碳的质量分数为万分之四十五.40Cr是指该种钢的平均碳的质量分数为万分之四十并且含有平均质量分数低于1。5%的Cr65Mn是指该种钢的平均碳的质量分数为万分之六十五并且含有平均质量分数低于1。5%的Mn元素。ZG230450表明该材料为铸钢，并且屈服点为230,抗拉强度为450。HT200表明该材料为灰铸铁，并且材料的最小抗拉强度值为200Mpa.ZCuSn10P1铸造用的含10%Sn、1%P其余为铜元素的合金。LC4表示铝硅系超硬铝.1-6.标准化在机械设计中有何重要意义?解：有利于保证产品质量,减轻设计工作量,

3、便于零部件的互换和组织专业化的大生产,以及降低生产成本,并且简化了设计方法,缩短了设计时间,加快了设计进程,具有先进性、规范性和实用性,遵照标准可避免或减少由于个人经验不足而出现的偏差.第二章7。为什么要提出强度理论?第二、第三强度理论各适用什么场合？解：材料在应用中不是受简单的拉伸、剪切等简单应力状态,而是各种应力组成的复杂应力状态,为了判断复杂应力状态下材料的失效原因,提出了四种强度理论,分别为最大拉应力理论、最大伸长线应变理论、最大切应力理论、畸变能密度理论。第二强度理论认为最大伸长线应变是引起断裂的主要因素,适用于石料、混凝土、铸铁等脆性材料的失效场合。第三强度条件：认为最大切应力是引

4、起屈服的主要因素,适用于低碳钢等塑性材料的失效场合.215.画出图示梁的弯矩图.- -【町工F=0,F+F-F=0,AB解：工M=0,F*3a+M-F*a=0ABF=0,F=FBAFs/KNFa2aF12F丿厶F?、J,yai-2日芬ar(bl工F=0,F+F+F-2F-F=012解:工M=0,F*2a+2F*a+F*4a-F*3a=0A2F=8/3F,F=-2/3F21第三章34。计算图示各机构的自由度，并指出复合铰链、局部自由度和虚约束。“=8.巧=I匕耳，=1F=3-2/；-/；=3x5-2x7=I(a)推土机铲斗机构F二轴一工耳一二JxS-211-1=1(b)弓锯机机构“6/=&町=1

5、F=3“一2竝一$=3x6-2x8-l=1丹=&；=耳=I尸=3“一2片一比=3x6-2xS-l=I(c)堵高炉出铁口的泥炮机构(d)仪表机拘/=3/?-2/-=34-2x4-2=2n=5.Ps=7“号=0F二知一2打一易=3x5-2x7=1(e)缝纫机送布机构(f)牛头8!床主体机构=2F_3m-2林一吒-3x9-2x12-2-1（刃带推料功能励冲味机构5。图示为一简易冲床的拟设计方案。设计者思路是:动力由齿轮1输入，使轴A连续回转;而固定在轴A上的凸轮2和杠杆3组成的凸轮机构使冲头4上下往复运动，以达到冲压的目的试绘出其机构运动简图，计算机构的自由度，并分析其运动是否确定，如其运动不确定,

6、试提出修改措施。n二3,P二4,P二1LHF二3n-2P-P二3x3-2x4-1二0LH由于F=0,故不能运动修改措施为:3-6.试绘出图示机构的运动简图，并计算其自由度。R4-6。在图411所示的差动螺旋机构中，螺杆1与机架3在A处用右旋螺纹连接，导程n二3,P二4LF二3n-2P-P二3x3-2x4二1LHn二5,P二7,P二0LHF二3n-2P-P二3x5-2x7=1LHS=4mm，当摇柄沿顺时针方向转动5圈时，螺母2向左移动5mm,试计算螺旋副B的导程AS，并判断螺旋副B的旋向。B解：由题意判断B为右旋,A、B同向，固有:/:=(Sa-卅，故-5=(4一严22兀2兀S=5mmB第五章7

7、.根据图中所注尺寸，试问如何才能获得曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构？解:根据曲柄存在的条件：（1）最短杆长度+最长杆长度W其他两杆长度之和；（2）最短杆为连架杆.根据题意：140+200V170+180,故满足第一条件.当最短杆AD为连架杆时，即AB、CD固定时，极限位置如图所示，为曲柄摇杆机构。CD当最短杆AD为机架时,极限位置如下图所示，为双曲柄机构。当AD为连杆时，极限位置如下图所示，为双摇杆机构。58.图示铰链四杆机构l二100mm,l二200mm,l二300mm，若要获得曲柄摇杆机构，试123问机架长度范围为多少？解：根据曲柄存在的条件：(1)最短杆长度+最长杆长度W其他两杆长

8、度之和；(2)最短杆为连架杆.根据题意：若l为最长杆(l三300),l+1Wl+1,300WlW400。4414234若l为最长杆(lW300),l+1Wl+1,200WlW300.3413244故200WlW400。410。设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长度l二100mm，摆角屮二30。，行程速比系数CDK=1。2试用图解法根据最小传动角Y400的条件确定其余三杆的尺寸。minK一1解：由e=1800-,9=16.360。K+1故，先画出CD和CD，使得ZCDC3Oo。由于9=16.360，故过C和C作ZCCO和ZCCO=73.64o，以O点为圆心作圆过C做ZDCA=45o交圆O于A点。AC=

9、133mm,AC=91.89mm,AD=94.23mm,计算得AB=20.555mm,BC=112。445mm所以其他三杆长度为：AD=94。23mm，AB=20。555mm，BC=112.445mmD5-11.设计一曲柄滑块机构.已知滑块行程H=50mm,偏距e=20mm,行程速比系数K=l。5.试用图解法求出曲柄和连杆的长度。K一1解:由9=1800，9=36。K+1首先，画出CC=50mm,作ZCCO=ZCCO=540，过O作圆交偏心线于A,连接AC,AC测得长度如图所示，算出AB=21O505,BC=46.515。5-12。设计一导杆机构。已知机架长度l二100mm,行程速比系数K=1

10、.4,试求曲柄长度。ADK一1解：9=1800,9=300，即zBCB=300K+1AB丄BC,ZACB=150,AC=l=100mm。ADAB=25o88mm13。设计一铰链四杆机构作为加热炉炉门的启闭机构。已知炉门上两活动铰链间距离为50mm,炉门打开后成水平位置时，要求炉门温度较低的一面朝上（如虚线所示）。设固定铰链在0-0轴线上，其相关尺寸如图所示，求此铰链四杆机构其余三杆的长度.产IrLH5-13ffl解：因为点A、D在00轴线上，由于AB=AB,AC=AC，所以运用垂直平分线定理,连接BB和CC，分别作其中垂线交00轴线于点A、D,因此找到A点和D点。AB=67o34，CD=112

11、.09，AD=95。74 -第六章2.四种基本运动规律各有何特点?各适用何种场合？什么是刚性冲击和柔性冲击?解：(1)等速运动规律的特点是：在从动件运动的起始点和终了点都有速度的突变，使加速度趋于无限大,因此会引起强烈的刚性冲击。这种冲击对凸轮机构的工作影响很大，所以匀速运动规律一般只适用于低速或从动件质量较小的场合.(2)等加速等减速运动规律的特点是：在一个运动循环中，从动件的运动速度逐步增大又逐步减小,避免了运动速度的突变；但在从动件运动的起始点、转折点和终了点仍存在着加速度的有限突变,还会有一定的柔性冲击。所以这种运动规律适用于凸轮为中、低速转动,从动件质量不大的场合.余弦加速度运动规律

12、的特点是：推杆的加速度按余弦规律变化，且在起始点和终点推杆的加速度有突变，有一定的柔性冲击。一般只适用于中速场合。正弦加速度运动规律的特点是：推杆的加速度按正弦规律变化，但其加速度没有突变,可以避免柔性冲击和刚性冲击，适用于高速场合.刚性冲击：由于加速度有突变,并且加速度值理论上为无穷大，但由于材料具有弹性，使得加速度和惯性达到很大(不是无穷大)，从而产生很强烈的冲击,把这一类冲击称为刚性冲击。柔性冲击：由于加速度有突变，但这一突变为有限值，引起的冲击较为平缓，故称这一类为柔性冲击。7。盘形凸轮基圆半径的选择与哪些因素有关？v解：由于r=2-s，故盘形凸轮基圆半径的选择与推杆的运动规律，推杆的

13、工作行otana程和推杆的许用压力角和推程运动角有关.一般在满足a76.6+=76.63mm=86.13mm3屮au30.972x285.523.06dH2根据题目中，d=mz=4x18=72mm不能满足齿面疲劳强度要求。114.按齿根弯曲强度计算由z=1&z=55，杳表得Y=4.45,Y=4.00512FS1FS2YFTF12142=0-02077YCTF24.005126二0.03174Y由于口4较大，故将其带入下式中：F2、126.2616x53056x4.005255m1.26fs2=1.263mm=2.55mm3屮z2閱30.972x182x126d1f2由以上计算结果可见，满足齿根

14、弯曲强度要求.故不能满足强度要求。12。设计一单级减速器中的直齿轮传动。已知传递的功率P=10KW，小齿轮转速n=960r/min,传动比i=4.2，单向转动，载荷平稳，齿轮相对轴承对称布置。112解:1。材料选择单级减速器工作载荷相对平稳，对外廓尺寸也没有限制，故为了加工方便，采用软齿面齿轮传动小齿轮选用45钢，调质处理，齿面平均硬度为240HBS;大齿轮选用45钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。2。参数选择齿数由于采用软齿面传动，故取z=20,z=iz=4.2x20=8412121齿宽系数由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置,且两轮均为软齿面，查表得屮=1.4d载荷系数因为

15、载荷比较平稳，齿轮为软齿面，支承对称布置，故取K=1.4。齿数比对于单级减速传动，齿数比u=i=4.2123。确定需用应力小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。许用应力根据线性插值计算：TOC o 1-5 h z1240-217-丘=513+x(545-513)MPa=532MPaH1L255-217_1240一217-丘=301+x(315-301)MPa=309MPaf1255-217大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，许用应力根据线性插值计算：c=468+190一163x(513-468)MPa=491MPaH2L217-162_c=280+190一162x(301-280)MPa=291

16、MPaF2217-1624。计算小齿轮的转矩9.55x106pn19.55x106x10960Nmm二99479Nmm5.按齿面接触疲劳强度计算取较小应力t带入计算，得小齿轮的分度圆直径为H2d76.61=76.6：1.4x994794.2+13mm=61.23mm31.4x49124.2d61.23齿轮的模数为m=7=3.065mmz2016.按齿根弯曲疲劳强度计算由齿数t=20,z2=84查表得,复合齿形系数Yfs1=4.36,Yfs2=3.976=436=0.01411309CTF1YGTF23.976291=0.013663由于较大,故带入下式：1.4x99479x3.9764on3m

17、m=1.89mm31.4x202x291由上述结果可见，该齿轮传动的接触疲劳强度较薄弱，故应以m3。065mm为准。取标准模数m=4mm8。计算齿轮的主要几何尺寸d=mz=4x20mm=80mm11d=mz=4x84mm=336mm22d=(z+2h*)m=(20+2x1)x4mm=88mma11ad=(z+2h*)m=(84+2x1)x4mm=344mma22ad+d80+336“ca=t2=208mm2b=屮d=1.4x70mm=98mmd1取b=98mm,b=b+(210),取b=104mm12114.图示为一双级斜齿轮传动.齿轮1的转向和螺旋线旋向如图所示，为了使轴II上两齿轮的轴向力

18、方向相反，是确定各齿轮的螺旋线旋向，并在啮合点处画出齿轮各力的方向。解：1和3为左旋,2和4为右旋。题7-14图7-17.对斜齿轮的齿数为z=21,z=37,法向模数m=3.5mm.若要求两轮的中心12n距a=105mm,试求其螺旋角p。加出m(z+z)得p3.5x(27+37)09667解：由a=n_12得，cosp=0.96672cosp2x105p=14.83o719。一对锥齿轮传动，已知z=20,z=50,m=5mm，试计算两轮的主要几何尺寸及当12量齿轮数z.v解：h=h*m=m=5mmaah=(h*+c*)=1.2m=6mmfah=h+h=11mmafc=c*m=1mm8=arct

19、an(z/z)=21.8o1128=arctan(z/z)=68.2o221d=mz=100mmTOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark201 11d=mz=250mm HYPERLINK l bookmark143 22d=d+2hcos8=109.3mma11a1d=d+2hcos8=253.7mma22a2d=d-2hcos8=88.84mmf11f1d=d-2hcos8=245.56mmf22f2R=d2+d22*12=134.63mmb=屮R,=0.3R=40.39mm,屮=0.250.3TOC o 1-5 h zRR0=arctan(h/R)=2.550

20、ff8=8+0=24.350a11f8=8+0=70.75。a22f8=8-0=19.250f11f8=8-0=65.650f22fzz=21.54v1cos81zz=厶=134.64v2cos8221.图示蜗杆传动中，蜗杆均为主动件。试在图中标出未注明的蜗杆或蜗轮的转向及螺旋线的旋向，在啮合点处画出蜗杆和蜗轮各分力的方向。解:2)X(b)题7-21图724为什么在圆柱齿轮传动中，通常取小齿轮齿宽bb（大齿轮齿宽）；而在锥齿轮传动12中，却取b=b?12解：在圆柱齿轮传动中装配、制造都可能有轴向偏差.如果等宽就有可能使接触线长度比齿宽要小（轴向有有错位）。因此有一个齿轮应宽些以补偿可能的轴向位

21、置误差带来的啮合长度减小的问题。加宽小轮更省材料和加工工时。在锥齿轮传动中，安装时要求两齿轮分度圆的锥顶重合，大端对齐，所以取b=b。12第八章9.在图示轮系中，已知各轮齿数，试计算传动气（大小及转向关系）。(15)IjFJi4K34)虽2(45)L3(30)2(2)*(17)丄小.nzzz45x30 x34解：i二i二二二1214nzzz15x15x17412310。图示为一手动提升机已知各轮齿数及蜗轮2的头数z=2（右旋），与蜗轮固连的2鼓轮Q的直径d二0.2mm，手柄A的半径r二0.1m。当需要提升的物品W的重力QaF二20kN时，试计算作用在手柄A上的力F（不考虑机构中德摩擦损失）。w

22、Pli1340 x12020 x2=120d解：F-r=FQA1w23dFQw23rA120 x0.10.1x120kN=6kN811.在图示轮系中，已知各轮齿数，齿轮1的转速-二200r/min试求行星架H的转速31rad/s的角速度回TOC o 1-5 h z.nHnnnnzz17x45._解：iH=二H二H=23二二1.513nHnn0nzz17x303HH12200nh=1.5nHn=400r/minH12。图示为行星搅拌机构简图，已知各轮齿数，当行星架H以H转时，求搅拌叶片F的角速度F的大小及转向。(40)2(20)TOC o 1-5 h z.nHnn一0z201解：IH=1H=1H

23、=4二一T二一=一一12nHnn一一z40222H2H2H1031_1e-31一一22e=93rad/s2813。图示为一矿井用电钻的行星轮系,已知t=W、=45,电动机转速n=3000r/min。试求钻头H的转速n1H打H丄厶nHnn0nzzz1533HH121nHnnnnzzz45=H=H=23=3=3H33000n0nHn=1500r/minH814。在图示轮系中已知各轮齿数及齿轮1的转速件=50r/min，行星架H的转速n=100r/min，转向如图所示。试求齿轮4的转速。HJ(52)3(50)1(25)- -nz3012n25215250n=-n=一r/mm2616解:.n一nzzI

24、H=H=4-324n一nzz4H3258x50=14552x60吊250一100145n一1001564n=-52.41r/min4第九章1.带传动中的弹性滑动与打滑有什么区别?对传动有何影响？影响打滑的因素有哪些?如何避免打滑？解:由于紧边和松边的力不一样导致带在两边的弹性变形不同而引起的带在带轮上的滑动,称为带的弹性滑动，是不可避免的。打滑是由于超载所引起的带在带轮上的全面滑动,是可以避免的.由于弹性滑动的存在，使得从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，使得传动效率降低.影响打滑的因素有：预紧力大小、小轮包角、当量摩擦因素。避免打滑:及时调整预紧力,尽量使用摩擦因素大的、伸缩率小的皮带，对

25、皮带打蜡。3。试分析参数、D、i的大小对带传动的工作能力有何影响？1112解：D越小，带的弯曲应力就越大。1a的大小影响带与带轮的摩擦力的大小，包角太小容易打滑（一般取a三120。）11i越大，单根V带的基本额定功率的增量就越大。124。带和带轮的摩擦因数、包角与有效拉力有何关系？efa一1解：F=2FF，最大有效拉力F与张紧力F、包角a和摩擦系数f有关，增大ec0efa+1eec0F、a和f均能增大最大有效拉力F。0ec99.设计一由电动机驱动的普通V带减速传动，已知电动机功率P=7KW，转速n=1440r/min,传动比i=3，传动比允许偏差为土5%,双班工作，载荷平稳.112解：1。计算

26、功率Pca查表得,K=1.2,则P=KP=1.2x7=8.4kWAcaA选择带的截型根据P=8.4kW和n=1440r/min查图9-9选定A型带.ca13。确定带轮的基准直径D和D12参考图9-9和表93取小带轮的基准直径D=100mm，大带轮的基准直径1D二iD(1-8)二3x100 x(1-0.01)二297mm.2121查表取标准值D二315mm。2i二3.15满足条件.124验算带的速度v兀Dn兀x100 x1440._.v=i=m/s=7.54m/s60 x100060 x1000带速介于525m/s之间,合适。5。确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心距为a0=800mm。则带的

27、基准长度Ld为(D-D)2214a兀=2x800+-(100+315)+(315100)24x800mm=2266.33mm按表92选取L=2240mm,则V带传动实际中心距为d=(800+22402266.332)mm=786.84mm验算小带轮上的包角a1a沁1800D2D1x57.30=1800315100 x57.30=164.34。1200(合适)1a786.847。带的根数z根据表9-4a、b,当D=100mm,n=1440r/min时，P=1.32kW,当i=3时，AP=0.17kW.查110120表9-5得K=0.96;查表9-2得K=1.06则带的根数为aL8.4(1.32+

28、0.17)x0.96x1.06=5.54Pz=ca(P+AP)KK00aL取z=68确定带的张紧力F0- -根据表91查得q=0.10kg/m500P/2.5八500 x8.4.2.5F=ca(1)+qv2x(1)+0.10 x7.542N154.6N0zvk6x7.540.96a9计算压轴力Fqa16434。F2zFsint2x6x154.6xsinN1837.9NQ022第十一章111常用的连接有哪些类型？它们各有哪些优点?各适用于什么场合？解:常用的连接有螺纹连接、键连接、销连接、铆钉连接、焊接、胶接、过盈配合连接以及型面连接等。螺纹连接具有结构简单、装拆方便、连接可靠、互换性强等特点键

29、连接具有结构简单、连接可靠、装拆方便等优点，在机械的轴类连接中应用。销连接主要用于确定零件间的相互位置，并可传递不大的载荷，也可用于轴和轮毂或其他零件的连接.铆接具有工艺设备简单，工艺过程比较容易控制，质量稳定，铆接结构抗振、耐冲击，连接牢固可靠，对被连接件材料的力学性能没有不良影响等特点。在承受严重冲击或剧烈振动载荷的金属结构连接中应用。焊接是具有结构成本低、质量轻，节约金属材料，施工方便，生产效率高，易实现自动化等特点。主要应用在五拆卸要求的对受力要求不太高的场合。胶接具有连接后重量轻，材料利用率高，成本低，在全部胶接面上应力集中小，抗疲劳性能好，密封性和绝缘性好等特点。主要用于应力要求不

30、高，对密封性要求较高的场合。116。在螺纹连接中，为什么要采用防松装置？解:用于连接的普通螺纹、其升角U=护*3护）小于探旋刚的当量靡擦角足自锁条件，且SI母和支承面上的摩擦力也育防松作用，一紐在靜裁荷和工作温度变化不大时尿纹连接不会自行松脱。但在冲击、掘动和变戟荷作用下，螺纹间的廉擦力可能豳时消先连隹有可能松脱当温度変化较大时，由于热变羽等原因也可能发生螺皴的松脱现象。为了保证连接的可靠性和安全，必涣在设计时睜虑蚓纹连接的萌松间题118。平键的截面尺寸bXh和键的长度L如何确定?平键连接的失效形式是什么？如何进行强度校核？解：bXh根据轴径d有表中查标准得键长L按轮毂的长度确定，一般略短于轮

31、毂长度，并符合标准中规定的长度系列。平键的主要失效形式是侧面工作面的压溃按bsF4TWkldhlb进行强度校核。bs11-14.图示刚性联轴器用螺栓连接，螺栓性能等级为8。8,联轴器材料为铸铁（HT250）,若传递载荷T=1500TN。1）采用4个M16的铰制孔用螺栓，螺栓光杆处的直径d17mm，受压的最小轴向长度s5二14mm，试校核其连接强度。2）若采用M16的普通螺栓连接，当接合面摩擦因素f=0。15，安装时不控制预紧力，试确定所需螺栓数目（取偶数）。11-14图T1500解：1)F=DJ牛“=19354.8ND155x10-31cbs=备=250Mpa=113.64MpaFc二bszd

32、5s19354.84x17x14二20.33Mpacbs丄即二640Mpa=160MpaT4FT=zi兀d2s4X19354”Mpa=21.32Mpat4x1x兀x172其连接强度满足条件.c6402)c=丁=Mpa=213.33MpaS31.3F由c=p兀d214c得,F筈得,pzif、KF1.3x19354.8小zs=6.8Fif11390.5x1x0.15p故取z=811-15。一钢制液压油缸，缸内油压p=4Mpa,油缸内径D=160mm（参看图1112），沿凸缘圆周均布8个螺栓，装配时控制预紧力。试确定螺栓直径.解：1.确定单个螺栓的工作载荷F4x兀x1602=10053.1N- -2

33、确定螺栓的总拉伸载荷Fq考虑到压力容器的密封性要求，取残余预紧力F=1.6F，则pF=F+F=2.6F=26138.1NQp选取螺栓性能等级为8。8,则b二640Mpa.由式a=-3。求螺栓直径确定许用应力b时需查找安ss全系数S,当不控制预紧力时,S与螺栓直径d有关，故需用试算法.由表暂取S=3（假定d=20mm），则螺栓许用应力为b640b=s=Mpa=256Mpa螺栓小径为d14x1.3Fs2.5:4x1.3x26138mm=13.00mm兀x256由表查得d=20mm时，耳=17.294mm13.00mm,能满足强度要求，且与原假设相符，故取M20合适。第十二章122.刚性联轴器与挠性

34、联轴器的主要区别是什么?解:刚性联轴器各零件及连接件都是刚性的，它们之间不能作相对运动，不具有补偿两轴相对位移的能力，用于刚性支承的场合。若两轴有偏移,将产生附加载荷,影响传动性能和使用寿命.挠性联轴器分两种，一种是由可作相对移动的刚性件组成，用连接元件间的相对可动性来补偿被连接两轴之间的相对移动，用于弹性支承且载荷大的场合；另一种是连接件都是弹性的,通过连接件的弹性变形来补偿被连接两轴之间的相对移动,用于弹性支承需要缓冲和减振的场合。125。试分析自行车“飞轮”中离合器的工作原理。解：自行车后轮有个内棘轮机构，起到了离合器的作用,称为超越离合器，。工作原理是当链条带动棘轮的链齿外圈时，中心转

35、轴上的棘爪通过弹簧与棘轮保持接触，棘爪将力矩传递给中心转轴，后轮就转动前进。当棘轮的转速低于中心转轴的转速，或骑车者停止脚踏时，棘爪能够在棘轮上滑动，超越外圈棘轮转速，此时就会听见发出的“嗒嗒声响。因为棘轮只能单向传递转矩，不能双向传递转矩，使得自行车具有正常行驶功能,不能后退行驶。因此也称为单向超越离合器.第十三章135。说明下列滚动轴承代号的意义:N208/P5,7321C,6101,30310,5207.解：N208/P5表示圆柱滚子轴承,宽度系列为0系列,直径系列为2系列,内径为40mm,5级公差等级；7321C表示角接触球轴承，宽度系列为0系，直径系列为3系列，内径为105mm，公称

36、接触角a=15，0级公差等级；6101表示深沟球轴承，宽度系列为0系,直径系列为1系列,内径为12mm，0级公差等级；30310表示圆锥滚子轴承，宽度系列为0系，直径系列为3系列,内径为50mm，0级公差等级；5207表示推力球轴承，宽度系列为0系，直径系列为2系列，内径为35mm,0级公差等级；138。试设计一提升机用非液体摩擦滑动轴承，已知每个轴承的径向载荷为2x104N,轴颈直径为100mm，转速为1200r/min。解：1。选择轴承类型和轴瓦材料因轴承承受径向载荷，并考虑使用条件，选用剖分式径向轴承。此轴承载荷大，转速高,根据表131选择轴瓦材料为ZPbSb16Sn16Cu2,其p=1

37、5Mpa,v=12m/s,pv=10Mpam/s2。选取轴承宽径比选取轴承宽径比B/d=1.0,则轴承宽度B=d=100mm.3。验算轴承工作能力轴承的p，pv,v分别为：p丄=0他Mpa=1MpaFn19100BBd100 x10010X12MPam/s=6.28MPam/s19100 x100兀dn兀x100 x1200.厂“c/v=m/s=6.283m/s60 x100060 x1000计算表明,pp,pvpv,vv，工作能力满足要求.由表132，考虑到转速较高,选取配合为H7/e8.1310。根据设计要求，在某一轴上安装一对7000C轴承（如图所示），已知两个轴承的径向载荷分别为：F=

38、2000N,F=1000N,外加轴向载荷F=880N，轴径d=40mm，转速r1r2A- -n二5000r/min，常温下运转，有中等冲击，预期寿命L=5000h，试选择轴承型号。hFa-880N题13-10n000N解：1。初选轴承型号根据轴径d=40mm，选择轴承型号7208C，查机械设计手册得其基本额定动载荷C二36.8KN，基本额定静载荷C=25.8KN。02计算轴承1、2的轴向载荷F、FTOC o 1-5 h za1a27000C的接触角a=150，试取e二0.4052由表138查得轴承的派生轴向力为F二eF二0.4052x2000N二810.4Nsir1F=eF=0.4052x1000N二405.2Ns2r