第九版机械设计濮良贵课后习题答案

::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删 第三章机械零件的强度p45习题答案 3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限o=180MPa，取循环基数N=5x106，-1 0 m=9，试求循环次数N分别为7000、25000、620000次时的有限寿 命弯曲疲劳极限。 ［解［解］o=o-1N1 -1 'N=180x早5^^=373.6MPa\N 7x103 ■N -5x106o=o =180X9,— =324.3MPa-1N2 -19N \2.5X104Y2 “ =“-1N3 -1'曳=180x9；5，106=227.0MPa“ =“-1N3 -13-2已知材料的力学性能为o=260MPa'o=170MPa'①=0.2，试绘制此-1 o材料的简化的等寿命寿命曲线。［解［解］A(0,170)C(260,0)2o一o€①= 1 0oo02o:.o= 101+①o:.o= =2X170=283.33MPa01+① 1+0.2o得D’(283.33.2,283.33,2)，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

:Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删 ::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删 解由于D/d=72/62=L16+1/^=3/62=0,048.所以，査敎材附表3.L插値得％野2"i査教材附階3丄插值得“麟伽则#"拠怎Li)q孔3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm,〃=62mm,r=3mm。如用题3・2中的材料，设其强度极限nB=420MPa，精车，弯曲，九=1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。［解］因£=!f=i2，r=1=0067，查附表3-2,插值得a=188，查附图d45 • 。 •3-1得q,0.78，将所查值代入公式，即-1-1)=1+0.78xG.88-1)=1.69k=1+q(aa aa查附图3-2,得，=0.75；按精车加工工艺，查附图3-4,得g=0.91，a已知g=1，贝Iq-1]x-=2.35g10.750.91-1]x-=2.35g10.750.91丿-a(17〃 )c(2600)DL167141.67/ )・・-Zau,235，丄r丄.u，y235根据a(0,72.34„C(260,0„D(41.67,60.29)按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力a=20MPa，应力幅a=20MPa，试TOC\o"1-5"\h\zm a分别按①r=C②a=C，求出该截面的计算安全系数5。m ca［解］由题3-4可知a=170MPa,a=260MPa,中=0.2,K=2.35-1 s a a（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170ca2.35x30,0.2x20€2.28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o,(K-①丄170,(2.35-0.2)x20,»S€―1 Z o\m€ / 1 =1.81ca Ko,o丿2.35x30,20„====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====第五章螺纹连接和螺旋传动p101习题答案5-1分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点，各举一例说明它们的应用螺纹类型特点应用普通螺纹牙形为等力三角形，牙型角60o，内外螺纹旋合后留有径向间隙，外螺纹牙根允许有较大的圆角，以减少应力留集中。同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙。细牙螺纹升角小，自锁性较好，搞剪强度咼，但因牙细在耐磨，容易滑扣般联接多用粗牙螺纹，细牙螺纹常用于细小零件、薄壁管件或受冲击、振动和变载荷的连接中，也可作为微调机构的调整螺纹用管螺纹牙型为等腰三角形，牙型角55o,内外螺纹旋合后无径向间隙，牙顶有较大的圆角管联接用细牙普通螺纹薄壁管件非螺纹密封的55o圆柱管螺纹管接关、旋塞、阀门及其他附件用螺纹密封的55o圆锥管螺纹官子、官接关、旋塞、阀门及其他螺纹连接的附件米制锥螺纹气体或液体管路系统依::Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====::Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====靠螺纹密封的联接螺纹梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙侧角3o,内外螺纹以锥面巾紧不易松动，工艺较好，牙根强度高，对中性好最常用的传动螺纹锯齿形螺纹牙型不为等腰梯形，工作面的牙侧角3o，非工作面的牙侧角30o。外螺纹牙根有较大的圆角，以减少应力集中。内外螺纹旋合后，大径处无间隙，便于对中。兼有矩形螺纹传动效率高和梯形螺纹牙根旨度高的特点只能用于单向受力的螺纹联接或螺旋传动，如螺旋压力机5-2将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处？答：可以减小螺栓的刚度，从而提咼螺栓联接的强度。5-3分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况,它的最大应力，最小应力如何得出？当气缸内的最高压力提高时,它的最大应力，最小应力将如何变化？解： 4受°6+4也4刀最大应力出现在压缩到最小体积时，最小应力出现在膨胀到最大体积时。当汽缸内的最高压力提高时，它的最大应力增大，最小应力不变。5-4图5-49所示的底板螺栓组联接受外力FL作用在包含x轴并垂直于底板接合面的平面内。试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？堡证联接安全工作的必要条件有哪些？E日 j fI—K|k糸6値「吋][图5=49底板蝙桂爼联接解:将也力等鼓转化到底根面上，可如底极受到轴向力％.横向力马和倾密力拒鬼V（1） 底板最崖侧的陽柱受力最大，应验算该螺柱的拉伸强度，票季拉应力cr/g]针収（2） 应验昇底板右側边缘的最大挤应力要求最大挤压应力＜[^].卩◎）应验算底板有俐边缘的最小挤应力要求最小将压应力因同A0»（4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩捧力耳A飪"，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：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215,若用M6X40铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8,校核螺栓连接强度。[解]采用铰制孔用螺栓连接为宜[解]采用铰制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，铰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M6X40的许用切应力［T:由螺栓材料Q215,性能等级8.8，查表5-8，可知［“】二，查s表5-10，可知［］=3.5〜5.0TW]640[5W]640[5]3.5~5.0=(182.86〜128)MPan640［。］=分= =426.67MPapS1.5p（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F，转矩T分在各个螺栓上的分力为F，各螺栓轴线到螺栓i j组对称中心的距离为r,即r= 150=75亞mm2cos45°

・•・F=-F=-x20=2.5kN，8 8=5-<2kN广FL20x300x10-3F==5-<2kNj8r 8x75t'2xl0-3由图可知，螺栓最大受力Fmax:F2+F2+2FFcos0=*2+（5巨）2+2x2.5x5克xcos450=9.015kNFmax._FT= ._FT= max兀， 兀—d2 — x40 49.015x103x10一3）=319>[t]_F,・G= maxp_F,・G= maxpdL0min=131.8<[g]p6x10-3x11.4x10-3故M6X40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，设采用铰制孔用螺栓连接，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f，i转矩T分在各个螺栓上的分力为F(a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即r=125mm・•・F=1F=1x60=10kNi6 6Fj6rFL 60x250x10Fj6r =20kN6x125x10-3====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====由(a)图可知，最左的螺栓受力最大f=f+F=10+20=30kNmaxij(b)方案中—605FMrFLrjmaxmax£r2iFMrFLrjmaxmax£r2ii=1max£r2ii=160x250xl0-3x.2+1252X10-3、2+1252丿=24.39kNX10-6由(由(b)图可知,螺栓受力最大为F=(F=(F2+F2+2FFcos。=max ij ij2、…2,10024七=33.心4F.•.由的可知采用(«)布置形式所用的螺栓直径较小5-7图5-52所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷F=56KN,载荷稳定，拉丁材料为Q235钢，试设计此联接。==I~IF_Q-H1解復题属于松螺栓联接的题目。拉伸强度条件为砂F56X103r,cr= = M[b4W? -d?A1 41扌立杆材料为昨死，其=卜56x10r=2財5o—^-95^1064所以取螺栓选'用的直径d二澄口皿z5-8两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。若接合面的摩擦系数====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====f=0.3,螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%o螺栓用性能等级为4.8的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。解螺栓数目为2.接合面数为1.瑕防滑系数为际=1.备牲能等級为4.3的礙钢円哉ONPa,则螺股所需鞭紧力F0為 乾乏空丄得岀虽生卜1玦5-9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力Fo=15000N,当受轴向工作载荷F=10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。5-10图5-24所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力P=0~lMPa,缸盖与缸体均为钢制，直径Dl=350mm,D2=250mm.上、下凸缘厚均为25mm.试设计此联接。图5-2+受軸向载荷的蝶桂组联接====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====解（1，确定.螺栓数N和直径dz査教材5-E,螺栓间距外〈谴，聖tO=6dJ聖1=12,則螺栓间距/机=—=92™^*：z螺栓宜径d=10^6=92/6=15.33mm,瑕d=L6mmJ+（以选择螺栓性能等级,选择螺栓性能等级为9,5级，查教材表在，cr£=足00命切卩（3）计算螺栓上的载荷，作用在气过上的最大压力号和单个螺栓上的工作载荷F分别为4F=—j?=736312/1 4 4A9=亠=613网z羅験余预紧力F1=L5F,由教材公式Z（5-M）,螺栓的总载荷eF2=F14F=2.5F=2,异$i36=1534QNz⑴许用应九投不控制•预紧力商定安全系執吉教材表5-10.取SF,许用拉应力卩［刀=冬_1師近"祐）验算螺栓的展度.查手册，螺栓的大径冃8皿小径dl-13r鄰皿取螺栓公栋长度1=7。皿由教材公式〔5-2）一慄栓的计算应力d=•二些T获冲gVQW%41满足强度条件。螺栓的标记为GB/7折戏T6M1&X•他嚟栓数量e^12..■5-11设计简单千斤顶（参见图5-41）的螺杆和螺母的主要尺寸。起重量为40000N，起重高度为200mm，材料自选。选作材料。螺栓材料等选用45号钢^=300^o螺母材料选用ZCuA19Mn2,查表确定需用压强[P]=15MPa.确定螺纹牙型。梯形螺纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好，本题采用梯形螺纹。(3)按耐磨性计算初选螺纹的中径。因选用梯形螺纹且螺母兼作支承,故取少=25,根据教材式(5・45)得次“乏Q.8j =26.1按螺杆抗压强度初选螺纹的内径。根据第四强度理论，其强度条件为^=^+3?<[a]但对中小尺寸的螺杆，可认为eO'M，所以上式可简化为====Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删========Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====%二1.知=1.華3刃二导JJ式中，A为螺杆螺纹段的危险截面面积，A=次1乏( =33.2mm(5)综合考虑，确定螺杆直径。比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果，可知本题螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准，按国家标准GB/T5796-1986选定螺杆尺寸参数:螺纹外径d=44mm,螺纹内径dl=36mm,螺纹中径d2=40.5mm,螺纹线数n=l,螺距P=7mm.(6)校核螺旋的自锁能力。对传力螺旋传动来说，一般应确保自锁性要求，以避免事故。本题螺杆的材料为钢，螺母的材料为青铜，钢对青铜的摩擦系数f=0.09直《机械设计手册》)o因梯形螺纹牙型角牛戸所以W—arctailf° ..pv=arctan—arctan =5*19cos因心A，可以满足自锁要求。注意：若自锁性不足，可增大螺杆直径或减沾上螺距进行调整。咋2.5,所以H="=101.螺纹圈数最好不要超过10圈，因此宜作调整。一般手段是在不影响自锁性要求的前提下，可适当增大螺距P,而本题螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准，耐磨性已相当富裕，所以可适当减低螺母高度。现取螺母高度H=70mm,则螺纹圈数z=10,满足要求。(8)螺纹牙的强度计算o由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度,因此只需校核螺母螺纹的牙根强度。根据教材表5-13,对于青铜螺母[r]=30^40W^这里取30MPa,由教材式(5・50)得螺纹牙危险截面的剪切应力为”点T&%皿习T]满足要求螺母螺纹根部一般不会弯曲折断，通常可以不进行弯曲强度校核。l=L+B+H/2=305mm螺杆危险面的惯性半径i=dl/4=9mm螺杆的长度：按一端自由，一段固定考虑，取#=2螺杆的柔度：4二?2七因此本题螺杆40"刁虬为中柔度压杆。棋失稳时的临界载荷按欧拉公式计算得Qr=——=449.^1^C(对&=Q7R=lin=35-5.C)所以满足稳定性要求。第六章键、花键、无键连接和销连接pll5习题答案6-1两平键相隔180°布直，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-120^布置。若夫角过小，则对轴的局部日屈日过大：若夹魚过太，则两个楔键的总爭载能力下般当夹弟为1話时，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，两个楔暖间的夫角旣不能过大，也不能过小。I半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圖键布買在轴的同一横截面上。故可将两个半匾應布買在轴的同一母线上。通常半圖應只用于传濾载荷不大的场合，一般不采用两个半圖應。6-2胀套串联使用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷时各个膨套的承载童是有区别的。所以，计算时引入甑定栽荷系数成来考虑这一因素的夢响。6-3在一直径』=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力=22mm，h=14mm根据轮毂长度L=1.5d=1.5x80=120mm取键的公称长度L=90mm键的标记 键22x90GB1096-79====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====键的工作长度为/=£2=90-22=68mm键与轮毂键槽接触高度为k上=7mm2根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力[g]=110MPap根据普通平键连接的强度条件公式g€空03,[G]pkldp变形求得键连接传递的最大转矩为2000T€心€7x68x8。xHO=2094N„m

max200020006-4确定联轴器处键的建和尺寸选A型平键，根据轴径d= 查表8-1得健的截面尺寸为：占=2Qmm，A=l2mm-取键长L=110mm,磔的标记为：键20X110GB/T109&^003□校核连接强度联轴器的材料为持铁，查表队，取= 止=0一勵=0上妇2=6mm,!=L-b=110-20=Wmm-由公式MT），挤压应力2000T06x^0x70 l时满足强度条件-确定齿轮处键的类型和尺寸。选A型平键，根据轴径d=90m.m5查表6-1得礎的截面尺寸为：25mm5A=l-1-mni；取禳长£=8血1切，硬的标记为；25X80GB/'T1096-20030校核连携粗度齿轮和轴的材料均为钢，查表&2取[卄』=Jt=0.5A=0.5x1+=7mmfl=L-bH.TMPEtr」=的-8=5如此，由公式（6-1），H.TMPEtr」20007_2000x1000Jdd7x35x90満是强度条件。6-5::Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====::Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====轴所传谖的转矩7=^^/2=1500x250/2=187.5Nm确定楔键尺寸根据轴役^=45111111r查手册得钩头楔键的截面尺寸为；h=14mmrA=r取键长L=70mmr喫的标记为：键14X70GB/T1565-197?n校验连接强度带轮的材料为铸铁，查表找，取［七］=5踣血，取/=€.15,L=L-h=70-9=61mm,由公式（6-3）,挤压应力12000T

城勤+的=12000T

城勤+的=+8.3MPa<[ajP]14x61x(14+6x0.15x45}満足弓虽度条f牛。I6-6第八章］带传动P164习题答案8-1V带传动的〃=1450r；min，带与带轮的当量摩擦系数f=0.51，包角1 ' Va=180。，初拉力F=360N。试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力1 0为多少？（2）若d=100mm，其传递的最大转矩为多少？（3）若传动d1效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？［解］1_1 1_1［解］0F=2F一四凸=2x360x一 ,478.4Nec0.1+ 1+ efvai eo’15”¥“A5”¥“AxT,23.92NeecFv Fn兀d3JP,—e^•n, e^4——dl 1000 1000x60X1000478.4x1450x3.14x100八心 x0.951000x60x1000,3.45kW8-2V带传动传递效率p,7.5kW，带速V,10m-s，紧边拉力是松边拉力试求紧边拉力F、有效拉力F和初拉力F。1 e 0的两倍，即f试求紧边拉力F、有效拉力F和初拉力F。1 e 0［解［解］八Fv€P,—e—1000・•・F・•・Fe1000P1000x7.510,750NF,2F,2x750,1500N1e€F,F+F1 02・•・F,F—f,1500———,1125N0 12 28-3査敎材图&9取廿&539mm，查教材R8-3.取由次#*_（与匕与）也蚓*夜教材誤8■觉得P0^91K規表8・5d得崎辺5知^査表8-6群KAF3.査表8-8得K29&査表将给E09,所以＞8-4有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删========Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====带传动，电动机功率P=7kW，转速“=960匚min，减速器输入轴的转速n=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K=1.2，故AP=KP=1.2x7=8.4kWcaA（2）选择V带的带型根据P、n，由图8-11选用B型。ca1（3）确定带轮的基准直径』，并验算带速卩d由表8-6和8-8,取主动轮的基准直径d=180mmd1验算带速v兀dn 兀dn d^-1—=60x1000兀x180x96060x1000=9.0432m.s•/5ms<v<30ms„带速合适计算从动轮的基准直径,dnG-Q180x960xG-0.05）d= = =497.45mmd2n 3302（4）确定V带的中心距和基准长度ld由式0.7（d+d）<a<2（d+d），初定中心距a=550mm°TOC\o"1-5"\h\zd1 d2 0d1d2 0计算带所需的基准长度兀（7 ,）（d一d）2L<2a+d+d+― d1—d0 02d1 d2 4a=2X550+%80+500）+僦0-180'2 4x550<2214mm由表8-2选带的基准长度l=2240mmd实际中心距a

=563mmL-L…=563mmara,―d do=550, 0 2 2中心距的变化范围为550-630mm。(5)验算小带轮上的包角以1a=180o-(d-d)57^=180°-(500-180)57^r147。〉90。i d2 d1a 563故包角合适。(6)计算带的根数z计算单根V带的额定功率尸r由d=180mm和n=960m/s，查表8-4a得Pr3.25kWTOC\o"1-5"\h\zd1 1 0木艮据n=960m/s,i=960=2.9和B型带，查表得AP=0.303kW1 ' 330 0查表8-5得k=0.914，表8-2得k=1,于是a LP=(P,AP)•k-k=(3.25,0.303)x0.914x1=3.25kWr0 0aL计算V带的根数z■ca8.43.25=2.58■ca8.43.25=2.58取3根。计算单根V带的初拉力的最小值(f)0min由表8-3得B型带的单位长度质量q=018kg./m，所以(F)0minunn„2.5—k)P „2.5—0.914)x8.4„(F)0min=500 a ea,qv2=500x ,0.18x9.04322=283Nkzv 0.914x3x9.0432a计算压轴力a 147。F=2z„F)sin—1=2x3x283xsin =1628Np 0min2 2带轮结构设计(略)====Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====::Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====第九章］链传动P184习题答案9-1:解图W爲曲明示布》中链絵萤逆时肝方向市转会理，四轮轴紋机具置在同王铅車网内F垂量增大'卜链轮的有效皤台齿数减少，降低「传动能力。应采取：L调堅屮心距：釦加张紧轮：：\断轮慵首等措施9-2某链传动传递的功率pikw，主动链轮转速丁48rmin，从动链轮转速％=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z=19，大链轮的齿数乙=iz€丄z=竺x19=651 2 1n1 142确定计算功率由表9-6查得k=1.0，由图9-13查得k=1.52，单排链，则计算A z功率为P=KKP=1.0x1.52x1=1.52kWcaAz选择链条型号和节距根据p=1.52kW及n=48rmin，查图9-11，可选16A，查表9-1，ca 1链条节距p=25.4mm计算链节数和中心距初选中心距a=(30-50)p=(30-50)x25.4=762-1270mm。取a=900mm，0 0相应的链长节数为az+z=az+z=2—0+ 2+P2C90019+6525.4 2(z-z)—2 1、2兀丿(65-19'25.4x 900，114.3取链长节数l=114节。P查表9-7得中心距计算系数f=024457，则链传动的最大中心丿］距为a€fpEl-（Z+z也0.24457x25.4xEx114-（19+65）］…895mm1p1 2（5）计算链速v，确定润滑方式nzp 48x19x25.4v=——i = …0.386ms60x1000 60x1000由v€0.386ms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 f=1000p=1000x—^…2591Nev0.386链轮水平布置时的压轴力系数k=1.15，则压轴力为FpF…KF=1.15x2591…2980NpFep9-3已知王动链轮转速n=850rmin，齿数z=21，从动链齿数z=99，中1 •' 1 2心距a=900mmkN，工作情况系数k=1，试求链条所能传递的功率。A［解］由F=55.6kW，查表9-1得p=25.4mm，链型号16Alim根据p=25.4mm,n=850r.min，查图9-11得额定功率P=35kW1 ca由z=21查图9-13得K=1.451 z且K=1P35P<一—= =24.14kWKK1x1.45Az9-4制（1）选择禮轮齿数孔点质定饒速『鼻3湖昌曲敎誌衰取主动漣转齿姜zl=^2?.A动链;轮齿数L2=iil=69⑵确定涯节距p计鼻功率，P^KAP=n25KW-由教材图9-13按小撻轮转速工作在额定劫軍曲线顶点的左鼠査教材表\10律■ 韧洗中心距aEOpJW，4千宇十廿十⑵叫取印・12取印・12&後据教材卷9-1015-选取单排镀，由敎甘赛9-11特K尸1斯冊停谒的功率为/ -耳.羿¥戏55幻根据PO=g一55KW和假由教排图土仃逸縫号为IDAfi単排槌.同时Hl证突原估计镜工作在額定功率曲统的顶点的左侧是正遡的，由教材表9」SBH节距尸15J75mm=（3）谪定链炼L及中厶斐小申心距财*此盆（0阈2~0004）。=129^258*«m*实际中心距一占-a-o.it=M32-知。祯既，取Bf=E4mm・SE近650SB.符合■题目5?璀*》（3）验牌槌速.•vk，瓦夕为_-5一34膈js*,*1000与原假设相符*根掘教材图34釆局袖施或飞廊滑…（4〉圧翰力讨鼻*有翅圆周方/V枝水平侍凱箪匮軸力系数JT15则圧軸力，耳E47&38甜=Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====第十章齿轮传动p236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）。====Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删========Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====1C-2解m齿轮A为主:功轮，区轮B为'幣抡'也就•是说齿轮B既是匕动轮又是其劫轮.当齿轮B与主动轮A啮台时，工作齿面是王侧，当齿轮B与从助轮C嚙合时，工作齿面是另一侧，对于一个轮齿来讲『是取齿面工作双齿面受载］咨曲应力是对麹循环，接触力是師薊循环.取&=15.&=>査数材图10-2t(d)得按fit莪劳强度被限应力％=61GM%，晝教材图他的(c)吾%=4灿册則其弯Iffi疲芳捌限应力及许用应力分别为―£7土-07<zfl=315AfFjg京二Es—=B10MF&-［多卜全竺色*10炒⑵齿轮E为主的总A利C同为从动鞄叶.齿轮B推劫齿轮归和C构工作齿面为同一齿廊面.故誓曲成力和撲融应力均为腺功循环.仍擊•&=】5.跖=1*'接触簸黄强度扱限仍为 。否-6IOMHj•-WffiOffi限应力 ％=。冲“丸皿,则其许用应力分别为。［o„］='域4=«io^a%二坐空遍®皿W-3除齿而接触应力是臓結循坏，齿根穹曲应力是对称循环」F作専曲強度计算时，网将闇申査出的极限廚A值乗以0".10-4冬一般曲抡財料主麥选用铅相(.碳钢或全金钢)」对于精度豎求较低的齿轮，将齿轮毛坯姪正火亜调质处理后切齿即为成「这时精•度诃达8级，精切含金钢主要:是渗碳后淬火’最后班杜瘩歯箸精加工.」［精度可达7危级麗或5级=对『尺寸较大的g可适用铸钏或球墨铸铁，正火后切齿■也可i±R技精度』W-5

提高轮齿抗弯疲劳强度的措施有二增大齿根过波岡角半馅消除加工刃痕，可降低齿根应力集屮;增大轴和支承的则度，可减小齿新局部受取；采取合适的热处理方法使轮世冊具冇是够的韧性；也齿根第进行喷丸、滾压等表而强度，降低齿轮表般粗糙度，歯轮釆用正変位等Q捉高齿面抗点蚀能力的措施有：提髙忧面硬度；降低表面粗糙度：增大润滑汕杓％提高加工、发装精度以减小切载荷"在许叫范国内采用城太变位系数正仿动'可増大齿轮估劫的综合帕本半経.补充题：如图（b）,已知标准锥齿轮m,5,z,20,z,50,0,0.3,T2,4x105N-mm，标准斜齿轮TOC\o"1-5"\h\z1 2 Rm=6,z，24，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，&应为多少？并n 3计算2、3齿轮各分力大小。_/2T、mG-0.5山）_/2T、mG-0.5山）zR2tanasin322TF,Ftanasin3,——atanasin3a2 12 2dm 2齿轮3的轴向力:F,FaF,Fa3 132TtanB,―3tanB, 知—d<mZ'2T q2T.〃-tanB,——sinp

mzn322T.仅—sinB2mzn3•.•F,F,a,20。,T,Ta2a3 2 32T二一/ 2——\—tanasin3mQ-0.50„zmztanasin32即血奸me3-o.5mztanasin32即血奸me3-o.50„zR2由•/tan3=\ ，2.52z20i...sin3,0.9282cos3,0.3712mztanasin3sinB， vmU-0.50„zR26x24xtan20邓928,0.22895x\1-0.5x0.3丿x50即B,13.231。（2）齿轮2所受各力:::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====2T 2T 2x4x105=—, ——2 _,—f —,3.765x103N,3.765kNdm mu—0.5⑦丿z 5x(1—0.5x0.3丿x502 R2,Ftanacos3,3.765xl03xtan20°x0.371,0.508x103N,0.508kN12 2,Ftanasin3,3.765x103xtan20°x0.928,1.272x103N,1.272kN12F——12-

cosa3.765X103，4kNcos200齿轮3所受各力:Ft32T 2T7mz n―3Vcosg丿2T 2x4x105__cosg, cos13.231°,5.408x103N,5.408kNmz 6x24n3七「如气，郷8x103xtan20…,2.022x103N，2.022kNcosgcos12.321o,Ftang,5.408x103xtan郷8x103xtan20…,1.272x103N,1.272kN13 " cos12.321oFn3F 13 cosacos&n―3.765x103——,5.889x103N,5.889kNcos20°cos12.321°10-6设计铣床对圆柱齿轮传动，已知,1450r.min,zP,7.5kW,n11承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。,26,z,54，寿命,1450r.min,zP,7.5kW,n11承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。［解］(1)选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。铣床为一般机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。材料选择。由表10T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匕>2.32」""+13寸〒饵,d 'H/1）确定公式中的各计算值试选载荷系数k=1.5t计算小齿轮传递的力矩丁95.5x105P95.5x105x7.549397NT= 1= —— =49397N-mm1n1③小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取0<1.0d1450④由表10-6查得材料的弹性影响系数z=189.8MPa2E⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限“ <600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1。 =550MPa°Hlim2⑥齿数比u=L=54=2.08

z261⑦计算应力循环次数N1<60n1吃**1450x1x12000=1网x109N=N=1.044x109=0.502x1092u2.08⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.98,K=1.0HN1 HN2⑨计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s<1爵8X600<588MPa€]K爵8X600<588MPa虹」=—HN1―Hlim1=H1S 1€]Ko1.03x550虹」=_hn2hiim2= =566.5MPaH2S2）计算计算小齿轮分度圆直径d，代入臨］中较小值1t H

d1t-2.d1t-2.32t¥•扌2,2.3211.5x493972.08+1(189.8 x x 1 2.08 「(566.5„2,53.577mm计算圆周速度yndn 3.14x53.577x1450,4.066ms60x1000y, 1^,4.066ms60x100060x1000计算尺宽bb,山d,1x53.577,53.577mmd1t计算尺宽与齿高之比bhd 53.577m, , =2.061mmtz261h,2.25m,2.25x2.061,4.636mmtb53.577—, ,11.56h4.636计算载荷系数根据y,4.066ms，7级精度，查图10-8得动载荷系数K1.2V直齿轮，k，K,1Ha Fa由表10-2查得使用系数k,1.25A由表10-4用插值法查得k，1.420邱由-,11.56，K，1.420，查图10-13得K，1.37h H 哗故载荷系数 k，KKKK，1.25x1.2x1x1.420，2.13AvHaHp按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径K ,213d，d3：——，53.577,60.221叭K 31.5计算模数m60.222660.22262.32mm====Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====分度圆直径:中心距:7 2KTu,1b>分度圆直径:中心距:7 2KTu,1b> 1 d2 u1 、H2x2.13x493972.08,1x x2.08(2.5x189.8\652566.5丿2=51.74mm====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====几何尺寸计算d=mz=2.5x26=65mmiid=mz=2.5x54=135mm22d,d65,135a= 2= =100mm2确定尺宽:圆整后取b=52mm,b=57mm°2 1(3)按齿根弯曲疲劳强度校核①由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限“=500MPa；大FE1齿轮的弯曲疲劳强度极限“ =380MPa°FE2②由图10-18取弯曲疲劳寿命k =0.89,K =0.93。FN1 FN2③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S€1.4「］K“ 0.89x500=—fn1fe1= =317.86MPaf1S 1.4「］K“ 0.93x500\u =—fn2fe2= =252.43MPaF2S 1.4④计算载荷系数K=KKKK=1.25x1.2x1x1.37=2.055AvFaFP⑤查取齿形系数及应力校正系数由表10-5由表10-5查得y=26Fa1Y=2.304Fa2Y=Y=1.595*Y=1.712Sa2⑥校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式“=2KT1YY，臨］进行校核TOC\o"1-5"\h\zFbdim写' ?2KT 2x2.055x49397 €］g 1YY= x2.6x1.595=99.64MPa< 」%bdmFa1Sa1 52x65x2.5 F112KT▼▼ 2x2.055x49397 €］g— 1YY x2.3x1.712-94.61MPa,g」f2bdmFa2Sa2 52x65x2.5 F21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，已知气=750r-min，两齿轮的齿数为乙=24,z=108,"-9。22',m-6mm,b-160mm，8级精度，小齿轮材料1 2 n为38SiMnMo（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217-269HBS，大齿轮材料为45钢（调质），大齿轮硬度217~255HBS（2）按齿面接触疲劳硬度计算])2 H—

IZZ丿

、HE，①计算小齿轮的分度圆直径d-尤-24x6-145.95mm1cos& cos9O22'②计算齿宽系数160145.95-1.096③由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa；，由图E====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====10-30选取区域系数z=2.47H由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。=730MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限"=550MPa°Hlim1 Hlim2齿数比"工=坐二4.5z241计算应力循环次数N1=60n1吃*x75°x1x3°°x2°x2=%4x108N=N=54x101=1.2x1°82u4.5⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数K€1.°4,K=1.1HN1 HN2⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1*73°=759.2MPa,1Ko=―HN1―Hlim1=H1S 1,IK“ 1.1x55°=—HN2Hlim2= =6°5MPaH2S 1由图10-26查得£=°.75,£=0.88,则§=£+£=1.63…1 …2 … …1 …2计算齿轮的圆周速度ndnv= 6°x1°°° 6°x1°°°盯计算尺宽与齿高之比bh3」4x临％x75°=5.729msmntdcos& 145.95xcos9°22',4 = =6mmz126h=2.25m=2.25x6=13.5mmntb=竺=11.85h13.5詮计算载荷系数根据V€5.729ms'8级精度，查图10-8得动载荷系数K€1.22====Word====Word行业资料分享--可编辑版本--双击可删二=======Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====(6052X2.946€1284464.096N4.5+1k2.47x189.8丿(6052X2.946€1284464.096N4.5+1k2.47x189.8丿(3)按弯曲强度计算①8d2m7」T<——d—a_1n F——1 2KYYYBFaSa计算载荷系数K€KKKK€1.25x1.22x1.4x1.33=2.840AvFaFp计算纵向重合度8€0.318⑦ztanB=0.318x1.096x24xtan9。22'=1.380B d1③由图10-28查得螺旋角影响系数Y€0.92B④计算当量齿数z=^1—€__€24.99v1cos3B“cos9'22'”z€_1^€“108”€112.3v1cos3B “cos9O22'”⑤查取齿形系数y及应力校正系数YSaFa由表10-5查得y€2.62Fa1Y€2.17Fa2Y€1.59SalY€1.80Sa2由表10-3?查得犬=k=1.4HaFa按轻微冲击，由表10・2查得使用系数K=1.25A由表10-4查得k=1.380 ｛按⑦=1查得｝邸• d由，=11.85，K=1.380，查图10-13得k=1.33

h H 矽故载荷系数 K=KKKK=1.25x1.22x1.4x1.380=2.946AvHaHp(3由接触强度确定的最大转矩/minCr],[7…｝' J H^2u+1(ZZ' HE1.096x1.63x145.953 4.5⑥由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限7€520MPa；大FE1齿轮的弯曲疲劳强度极限“ €430MPMFE2⑦由图10-18取弯曲疲劳寿命k =0.88,K=0.90°FN1 FN2⑧计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s€1.4臨］=F1臨］=F2⑨计算大、K“ 0.88x520—fn1fe1= =305.07MPaS 1.5K“ 0.90x430—FN2FE2= =258MPaS 1.5小齿轮的虹］,并加以比较YYFaSa臨］ F臨］ F1YFa1Sa1臨］YFa2Sa2①8d2m Lr］T<——d―钦_1n•F——1 2KYYYBFaSa(4)齿轮传动的功率l.°96xl.63x145%2x6*66.o5=2885986.309N•mm2x2.840x0.923°5.07 €73.232.62x1.59€66-05取臨］ ［臨］臨］］取_F=min… 卜66.05YYIYYYYIFaSa Fa1Sa1 Fa2Sa2“⑩由弯曲强度确定的最大转矩取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即T=1284464.096N1DTn 1284464.096x75010087kWP= 1——= =100.87kW9.55x106 9.55x10610T解⑴选择齿轮的材料和精度等刎L根据教材友10-1选大小齿轮材料均为SOCiMeiTi,渗機汗火-小齿轮齿而硬度取62HRC,大齿轮齿而硬度JR58FIRC.世部达300HBS,选精度箸皱为&級，⑵按齿快弯曲疲劳强度设十I"1、 小齿轮传递的转矩：方=9.55x1俨旦=106658AT.^2、 初选裁荷.系数=初选KLF.8丄魂定齿宽系数；小齿轮作臂布置，据教材表LOT选垠由=°'小初选螺旋角：*=14口5、计算斜齿轮的，量齿数「勺1-”；=25.2摆叫=穹=799cosp cosp矶确定齿形系数和形力集中系数；査教材表10-5得上L2昭坛1=】5吼=222丄=1777、 前定斛齿轮端而重合度；査教材图e-zti初0=078p£^j=。一龄，电=%+%=1.66确定弯1111强度许川应力：循环孜数凹=6。皿=7如地=位加4“2桐由教材图10-18査得応HH二二1取安全系数沛F.5由教材图10-20(d)得====Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删========Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====技对称術环变成力曲定许用尊ill为EjTT-机］=【E=q,7*^LJ™=434邮<斗9、 由弯曲強度汁算齿鞄的模数。|犬|%%，.沧打玷】问牛！，将齿柱1的参数代入设计会式屮得AR啊y胃上上皿g>3［ ■a,了184^^\内域孔［万］取标准值叫We.號算我荷系数：%=至但=47.4肋小齿轮的分度圆直径 *g淑我=基9机仆茜轮的倒周速度60*1000由教材图1M査御：心=116暇没光MWS7g,由教材表］0彳奔得齿獄二紹=齿獄二紹=23.7w?i由教材表10~4査.得技邵_1”,由10-13査街*邛=］.12弯曲强度载荷系数II、校正W：=1.9\mm河以得山前阿取标罪值％=5合隹12、螺旋仍的确定：a=■+'卫%盐93.94的w中心瓯23嶼荒中心距，=9电知后，螺旋角財arccm侣七】3、斜齿轮的相关参数：乱=工^=47.4勇所CC5§<日.冬亍I釦一5位用例C-CS刀t>=加］=23.7>WW对齿宽圆整fb2=24imn.bl=2finun(3)齿面接触强度校核。1、 确定接触强度载荷系数,2、 确定接•触强度許用府力E査湘图W-2I.得%1=%^二1皿呻！査教材图10-］9中曲线N得/膈1=1。上责1二1一0富取安全系灘：SK=1J)［队］”吁醇丄濒他而Sjv［卜Kgba二］62071/^j3、 确定弾性影响系数：据教材表1Q-8査得孔=牋"逬。4、 硯定区域我荷系数；据教材图L0-30査得阳喺・噸汉检核接触强度，淌用援触畑度•以上所诞峯蕤合辺，===Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====第^一章蜗杆传动p272习题答案11-1试分析图1L26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====Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删========Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删 11-2解:液I廿断幵线时州（ZD,若忠到髭他运卩载的田杆,捌衬）IJ43曲9,岫螺旋齿血岐小顏淬火,艘度为45-55]IRl\蜗轮川镌锡隣青铜Mu10P1,金属模綺访rU按齿向接触破劳强度设计：1、确定答计.算系数.由散材表H-S查為KA=LL5.职气^'格='蜥载荷系敬卍=匕、与=1饨普蜗轮为铸将磷宵嗣，収如-IHWP%假没从教材如11-1X屮否街九=」”2,确定许用接触应力.眼据暢轮材料为ZCjS^OPI.金届模毋为蝎杆瞩族版而硬度M5HRC.由教材表11=7査得蜗蜿的皋本许.用接彼重力I厂打'=崎・蜗杆传动的匸柞寿命【Ml吹0孙,蜗抡轮的应力循环次数为M=6。丿昭A=1728*107E数为3L728x10E数为3L728x10?=°9339、/r-TJ.&■■r\丄J^v.明轮緬、/r-TJ.&■■r\丄J^v.=12。.8珂阿，取中心距囱il2=30.故風技材表11-2中取槿敎1=5皿蜗杆分度圆直程dl=60皿这时d/F.%由救村图H-8査符接触.系数， ，1*|.为。厶户卞[比以上订算结果可用-⑵蜗杆土蜗轮的主要参数利几何尺山

蛔札由教紂表u2査得蜗杆头数队=土直祥系数eom度圖导程角哭则袖向龊占=孙=15榔吋齿顶园「〔径dl=+從翔=&阮阳，一E宀《二5蜗杆軸向齿厚是=。5血=7一旳知刎住、蜗規，蜗轮齿数"=41.窒位系数t^TL氏验翼侍动比i=z2&l=関.5,这吋传动比误差为2.5%,是允许的。蜗抡分度即直径也，E=2U姑n蜗絵IE直择竭f+6依—+L)=18岫蜗絵叫暇母圆半样=该_3，或=的5(3)校梭齿根穿師痕勞强度：巩=或_=43花1、 响定养计弾系歡”当量尚数«sr垠据X2-0.5.和"”3.4七由救村图11_]。查有齿形系数Y-]_广一根樵泣=F一5M丁.吨=13一4队1」1教材图1广窮査街閃形系数‘启工卯!麗族角戢响系数/ 14。。2、 碗定许用零曲阪力，由教材表11B査得蜗轮的基本订用弯曲应力为囱'卜*M\寿命系数心'=疯切言炊顾许用弯III成力囱】==40.80WA*=~73―' =*'3<[口』3、 校核计算如邺满足弯曲理度彖件.L热平衡诗算,取润滑油的最高匸作詛度危=海，搆围空丁温度取上=或0C,箱体表而传热系数十所伸旳。滑抛度为v, 鯉樊 =128m/sr60x100Qcosr团教以&IIH插值*爵勺蛍膀擦角汛=2纯1锅卄仲剤的总效率为孑=您 負.8tan°+黑)F=———=1一27"蜗杆典的劫率为955如1函它lOOOF(l-T)…3S=——尸_$h0.28妒所需的散热面枳为 如⑸结构设■计(略)0.9192传递效率11-3设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动,0.9192传递效率====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====P=5.0kW,n=960r/min，传动比/=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ZCuSnlOPl，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/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。（2）按齿面接触疲劳强度进行设计确定作用蜗轮上的转矩T2按z=2，估取效率n=0.8，则1p pn 5<08T=9.55x106—=9.55x106二=9.55x106x^^=915208N-mm2 n2 乂 呼23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k=1；由于转速不高，无冲击，可取动载系数AK=1.05，则K=KKK=1x1x1.05=1.05A8V确定弹性影响系数Z 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，E故Z=160MPa；E确定接触系数Z假设幺=0.35，从图11-18中可查得z=2.9a p确定许用接触应力歸］H由表11-7中查得蜗轮的基本许用应力臨］=268MPa

====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====应力循环系数N=60〃2恥=6。X*1x(7x300x8)=421x1°7寿命系数KHN!1寿命系数KHN!1。4.21x107=0.8355臨］=K履］=0.8355x268=223.914MPaHHNH计算中心距(160x29Va>31.05x915208x—__-=160.396mm\ I223.914丿取中心距a=200mm，因i=23，故从表H"2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d=80mm。此时丄匹=0.4，从图11-18中查1 a200取接触系数Z'=2.74，因为Z'<Z，因此以上计算结果可用。p pp蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸①蜗杆蜗杆头数1=2，轴向齿距p=Km=8兀=25.133；直径系数g=10；TOC\o"1-5"\h\z1 a齿顶圆直径d=d+2h*m=96mm；齿根圆直径a1 1ad=d-2<*m+c)=60.8mm；分度圆导程角/=11。18'36”；蜗杆轴向f1 1a齿厚S=0.5兀m=12.567mm。a②蜗轮蜗轮齿数z=47；变位系数x=-0.52 2验算传动比i=£47=235，此时传动比误差235-23=⑵匸％，z2 231是允许的。蜗轮分度圆直径d=mz=8x47=376mm22蜗轮喉圆直径d=d+2m(h*+x)=376+2x8x(1-0.5)=384mTOC\o"1-5"\h\za2 2 a2蜗轮齿根圆直径d=d-2h=376-2x8x(-0.5+0.2)=364.8mmf2 2f2蜗轮咽喉母圆直径r=a-1d=200—1x376=12mmg2 2a2 2

====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====校核齿根弯曲疲劳强度1.53KTv2YFa①当量齿数47Z ①当量齿数47Z 2—V2 COS3YCOS311°15'36"=49,85根据]=_0.5,z=49.85，从图1L19中可查得齿形系数2 v2Y=2.75Fa2140°螺旋角系数y=1-Y=1-11.31°-09192140°8 140° …许用弯曲应力]=[.].KFFFN从表11-8中查得由zCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力Lt]=56MPaF寿命系数K寿命系数KFN\4.21X107.•丄]=[7]•K=56x0.66=36.958MPaFFFN④校核齿根弯曲疲劳强度1.53x1.05x915208 €]“= x2.75x0.9192=15.445<Ur」f80x376x8 f弯曲强度是满足的。(5)验算效率n=(0.95~0.96)—严Y、

tan版+甲丿V已知y=11°18'36";甲=arctanf；f与相对滑动速度v相关80x80x960兀va=60x10()01cosy=60x1000cos11°18'36"=4'0"mS从表11-18中用插值法查得f=0.0238，中=1.36338°=1°21'48"，代入v v式得n=0.845~0.854，大于原估计值，因此不用重算。::Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====::Word行业资料分享一一可编辑版本一一双击可删====1IT解：采用开式渐开线期杆传祯•因为要救挤n^HSOrZmin,n^J20r/m^所以1=技.1L故技非标准中心距设计。蜗将用45号飢蝸肝媒旋曲面要求淬火，便度为45-S5KRC.蜗校用管賜備有銅HuMWPI,金属模铸蹤r(1＞按占粮宵曲疲劳强度没计*L确定作用担期轮上的转炬。按蛙=2俏取效铲*，蜗轮上的緊施为PT2=9.55*11/里律矣釧BMjmwL鄙定齐计算系救，M教材表HT督街&L15,取郊='，'气°)姻我荷系数段=就；'：志*=成"V%传役尸二剛对2.量齿數为^--^-=3629cosy由教材图11-円杏常5源数上L3七喔旋角廣响系数3、确定许用弯曲应力•由教材表U-BAm蜗轮的峯本许用徴值最力为上4=购皿蜗杆传劫的丄作寿命山=6出》卜,蜗附轮苗的成力加坏択数冊=&。成山=4双伸S拷顷8寿命系数YN许用弯曲成力同鴻""h让算土wJj.wJj.>I5g；以*151恥槐数护I如fi,笔杆分度圓1£径由=耳飾叽’尖"卩心距日=。.5(q+K^)BFl60n3r====Word行业资料分享--可编辑版本--双击可删====（N）蜗杆与蜗轮的主要参数和儿何尺寸；1、 蜗杆。由教材表13査得蜗杆头数直径系数勺=公分度圆导程用，=14%2",则轴向齿距/=31,425齿顼圖直殺乩】=10°眾馅摂卩以］，|：3项”「‘y蜗杆轴向齿厚竜=15.7152、 蜗艳°蜗轮齿数"=24,不変位u验算住动比i=z2..々l=l&这时传动比误差为T.4%,是允许的。 i蜗轮分度岡直一径d2-niz2=2^0nim蜗轮喉圆直径"2河泌?蜗轮喉齿一根岡直骨=216^蜗轮咽喉母圆半径5=釦丽（3）结构设计（略）====Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删========Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====第十三章］滚动轴承p342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/P4 6207 30207 51301［解］N307/P4、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，决定在轴的两端用以二25。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於mn，已知两轴承的径向载荷分别为F=3390N，F=3390N，外加轴向载荷F=870N，作用方向指向轴承1，试确定r2 ae其工作寿命。［解］(1)求两轴承的计算轴向力F和FTOC\o"1-5"\h\zal a2对于a=25。的角接触球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力F=0.68F，e=0.68d r:.F=0.68F=0.68x3390=2305.2Nd1 r1F=0.68F=0.68x1网=707.2Nd2 r2两轴计算轴向力F=maxF,F+F„=max晶05.2,870+707.2„=2305.2Na1 d1ae d2

F,maxF,F-F},max(707.2,2305.2-870}，1435.2Na2 d2d1ae（2）求轴承当量动载荷p和尸1 12F2305.2068-at, =0.68,eF3390r1F 1435.2…—= =1.38>eF 1040r2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1X,11Y,01对轴承2X,0.412Y,0.872因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取f,1.5，则pP,f(XF+YF),1.5xGX3390+0x2305.2),5085NTOC\o"1-5"\h\zp1r1 1a1P,f(XF+YF),1.5X(0.41X1040+0.87x1435.2),2512.536Np2r2 2a2(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>p，1 2所以按轴承1的受力大小验算,106(C,106(C<3L,h106 X60x1800(29000<3、5085丿,1717.5h60乃（P,、1713-6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载荷F和Fr1r2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f为通过另加te转矩而平移到指向轴线；图a中的f亦应通过另加弯矩而平ae移到作用于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）。::Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删========Word====Word行业资料分享-可编辑版本-双击可删====(a)(b)rreFte(c)由力分析可知:Fr1Vdx—Fr1Vdx—2200+320一Fx200-Fre ae900x200-400x314 丄=225.38N520F=F-F=900—225.38=674.62Nr2V rer1VF=—200一F=史0x2200=846.15Nr1H200+320t520F=F-F=2200-846,15=1353,85Nr2H te r1HFr12+F2=v'225.382+846.152=875.65Nr1V r1HF=-F2+f2=*674.622+1353.822=1512.62Nr2*r2V r2H(2)求两轴承的计算轴向力F和Fa1 a2查手册的30207的e€0.37，Y€1.6，C=54200N875.65 =273.64N2x1,61512,62f= =472.69N2Y 2x1,6两轴计算轴向力・•・Fd1F—r!2YFF=maxF,Fa1 d1ae+F}=max{273,64,400+472.69}=872.69Nd2F=maxF,Fa2 d2d1-F}=max{72,69,273,64-ae€472.69N(3)求轴承当量动载荷p和p1 2F 872.69—a^= =0.9966>eF 875.65r1FFFr2坐孩=0.3125v