机械设计濮良贵第九版母卷

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MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，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] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '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σB=420MPa，精车，弯曲，βq=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

[解] 因2.14554==dD，067.0453==dr，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k=-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=qβ，则35.211191.0175.069.1111k=⨯⎪⎭⎫⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+=qσσσσββεK()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA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MPa20m=σ，应力幅MPa20a=σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。

学院 机电与建筑工程学院 出卷教师 易建钢等 系主任签名 制卷份数 专业 机制专业等 班级编号江汉大学 2010 —— 2011 学年第一学期《机械设计》考试试卷(B 卷)课程编号： 课程名称： 机 械 设 计 试卷类型：、卷卷 考试时间： 120 分钟一、填空题（本大题共10小题，每小题2分，共20分）1.刚度是指机械零件在载荷作用下抵抗_变形_的能力。

零件材料的弹性模量越小，其刚度就越__大__。

2.带传动传递的圆周力F 与紧边拉力F1和松边拉力F2的关系是F=F 1-F 2__。

3.润滑油的_油性_越好，则其产生边界膜的能力就越强；_粘性_越大，则其内摩擦阻力就越大。

4.在蜗杆传动中,蜗杆的头数越少, 则传动效率越_低_, 自锁性越_好_。

5.带传动正常工作时不能保证准确的传动比，是因为___弹性滑动__。

6.设计滚子链时，链的节数尽量取__偶数__、两链轮的齿数一般取___奇数___。

7.设计非液体润滑轴承的计算准则是__p 〈[p], pv 〈[pv], v 〈[v]。

8.在疲劳曲线图中，以横坐标的应力循环基数为分界点，可分为 有限 寿命区和 无限 寿命区。

9.普通螺纹的公称直径指的是螺纹的 大径 , 计算螺纹危险截面时使用的是螺纹的 小径 。

10.齿轮传动的5种失效形式是轮齿折断、 齿面磨损 、齿面点蚀、齿面胶合和塑性变形。

二、选择题（本大题共10小题，每小题2分，共20分）1. 当摩擦系数与初拉力一定时，则带传动在打滑前所能传递的最大有效拉力随 B 的增大而增大。

A. 带轮的宽度B. 小带轮上的包角C. 大带轮上的包角D. 带的线速度 2. 设计普通平键时，键的截面尺寸是由 D 决定的。

A. 键的强度B. 键的刚度C. 相应轴段的长度D. 相应轴段的直径3. 当铰制孔用螺栓组连接承受横向载荷或旋转力矩时，该螺栓组中的螺栓 C 。

A. 必受剪切力作用B. 必受拉力作用C. 同时受到剪切与拉伸D. 既可能受剪切，也可能受挤压作用4. 平键连接能传递的最大扭矩T ，现要传递的扭矩为1.5T ，则应 C 。

第9章　链传动一、选择题1．链条的节数宜采用（ ）。

A．奇数B．偶数C．奇数的整倍数D．以上三种均可以【答案】B【解析】链节数最好取为偶数，以便链条连成环形时正好是外链板与内链板相接，接头处可用开口销或弹簧夹锁紧。

若链节数为奇数时，则需采用过渡链节，在链条受拉力时，过渡链节还要承受附加的弯曲载荷，通常应避免采用。

2．链传动的大链轮齿数不宜过多的原因是（ ）。

A．为减小速度波动B．为避免传动比过大C．避免磨损导致过早掉链D．避免附加弯矩【答案】C【解析】大链轮的齿数过多，链轮上一个链节所对的圆心角就越小，铰链所在的直径的增加量越大，铰链会更接近齿顶，从而增大了脱链和跳链的机会。

3．在一定转速下，要减轻链传动的速度不均匀性和动载荷，应（ ）。

A．增大链条的节距和链轮齿数B．增大链条的节距，减少链轮齿数C．减少链条的节距和链轮齿数D．减少链条的节距，增大链轮齿数【答案】D【解析】链的节距越大，由链条速度变化和链节啮入链轮产生的冲击所引起的动载荷越大，设计时应尽可能选用小节距的链。

链轮齿数过少，会增加运动的不均匀性和动载荷；链条在进入和退出啮合时，链节间的相对转角增大；链传动的圆周力增大，从整体上加速铰链和链轮的磨损。

为改善链传动的运动不均匀性，可选用较小的链节距，增加链轮齿数和限制链轮转速。

4．链传动中，链节数取偶数，链轮齿数取奇数，最好互为质数，其原因是（ ）。

A．链条与链轮轮齿磨损均匀B．工作平稳C．避免采用过渡链节D．具有抗冲击力【答案】A【解析】链节数为偶数，是为了避免使用过渡链节，过渡链节的链板要受附加弯矩的作用，应该尽量避免。

齿数为奇数，并且互质，可以减少同一齿与同一链节的咬合次数，降低磨损，使链条磨损均匀，故选A项。

5．与带传动相比较，链传动的优点是（ ）。

A．工作平稳，无噪声B．寿命长C．制造费用低D．能保持准确的瞬时传动比【答案】D【解析】与摩擦型的带传动相比，链传动无弹性滑动和整体打滑现象，能保持准确的平均传动比，传动效率较高；链条不需要张紧，作用于轴上的径向压力较小；在同样的使用条件下，链传动的整体尺寸较小，结构较为紧凑；同时，链传动能在高温和潮湿的环境中工作。

机械设计第九版试题及参考答案一.填空题(毎小题I分，共⑴小题〉i J)机肚的厅裟4扯成邮沖为figme^ . 如丄血*| -O在备种机器中郁能用到的季件誌为廻用料匕在特宜荧犁机器中习能比刘的零杵棘为立川纽o把由一粗协冋工仆：的零件所机匱的粒寸制造戒独订装闭*；瑁r 称仆理£卜协减罐髀鄆. q设计机器的一般砒包桔计划阶段、力案设计阶段*技术设计阶段聊摂求文耳加阶段*(1＞ %1.算机轴助设计”的英文全締九dmpuicr从如J氐讣知丽打微机收和斡的英文首卒塌埼站语衣MEVFi.(3＞机幅零件的丄要头毁形成★她軽，11 .切门叹上£形・寒件曲衷面總札蟄坏止常丄卄着件引起的失敢四种”O运动劑之耐的雇擦埒导致零件戎而材料的建渐戏失或辻锹这牛过程称为直担-'4-个零件的曆损谊竝h蝕可好为二个阶吐『记二切典廉定重til阶段、用烈鹰揭阶段*'-皿节鬥班皿」门川：时问的襄岳可廿I；囲氐示，诒百岡中肝泮阶阳|砒应的名锹虽＜5)机械僭笊按燈克損札那來井可分为粘附翳损.磨粒磨损*疫聘聒損,雅体磨粒聒損和猱机械化'F瞎损"%〉帳聒際操直WI “卉徇滑剂的情况"體动摩據可什为千康播、辿界冲按、1KM掠和tUL 厂塞’⑺祗淆剖可脅力土连，泄._£j业*出仕网网命加爻忆⑻用作祠狗划眄紬賢:i【概用为三先有机抽、置物紬、化学合成讪.(9)棍据療Iftiil何汕麒附成釣和理.可把流律濟滑柿为流休劫力润滑和溫佯静左润滑两崟“ (ic＞机慎漲接分为两玄炭「扭帳训醛、机iMHMK接.ui?机械诈联按可甘为可拆联按*军可解联按以展过盈脱樓三类。

U2＞常用囑纹的］：要翼型冇普通螺如素制如gftttt' 磁舷，矩册懈故和镐歯W1呼问f 血汁人討切瓷制 孑⑷螺栓昭氏- 13螺红临推的姑本类里荷塞栓鬆挟、辄久甥注联接、鏗忙唯接札紧心蝉土】匠接（J4J 峯桂联払f…l 呢儿管別为=■»杆号孔塑创肖厠掠的晝MttffiA 神《栓秆ii5.蝉宜怙劝抜具用谨Al“」前分Ar 」h 业螺脸、社甘螺曲和调整螺扯： 〔阎 Ttt^M 可幷为普■乎蹩、确型平懐、叶討乎博和滑便叫帚褲jg.（17） A1IK 按1&其歯幣不冋可分为炷枠■制嶽开蛛桃犍曲押*I 】&断尸线征愷财甘廈圖匝力馆肖JflQ 和円神.〔19」销的主葺形式有-fl 馆、隔锥弥 fitt 和片Litni 川冲.120）圓桃侧常丁很竝町臬的自（Ittffi*贞ift 戌丸1： 50 •⑵ 机柄传胡」J 弁为述込1、啡合妝渤・盜如卫［和13口川【22）标推苦進¥着由IEI 慎aaa 、底按札赳任因沛仆纠咙,C2J ）備性¥怖統的业划空构h 实£・九B?板亢、?1扳朮和梅胡屜曾式IS 和.124J 目賢期fcft 的 种瞎轮齿酷为 顶貳 白裟齿形或称凹皆检 【丄刃術轮馬功旳1輩罠效卄贸巨asfiiB 、齿ini 点感、齿丽胶舍*崖性变邢、和主W 祈曲”煌歸对齿It 材料性能的里專翌來丸：囱曲要酸，揃拈娈昭hC27）旳轮农血確址的方汰fi 浊底、就比刑农咖泮•比”ns ） MM 蛾轮机陶in 中性■砂 过躺u 琳绽訂啦门aaattfiaaxai ”（19输iHt 号ruioy 的審丈划 <29）阳水代匕化3凶的富罠工“涉住为45更和桁E 第宽阪 中軒加融抽承•t»）牲向槽湖rt 車的主鑒蕾沟班式有 整体式*时开式、口愷式、闸隙可凋式 和雾«1A ■■31）靈虐流体动力歸宙盹U'要翳件狂a 11LMM %丿灯：iinw ^m ：眦相卜i 叫厲刃衣;n 雌仆！-创网农曲£渕仃记够鸽呷对滑科诚起； 钱忧叶沖丄瀬右嚨曲四纭饥汕SAjhCJ3）可甘式駅性联轴器分为十于潢块欣柚器・滑块联制厲、十宇釉式万冋联轴貼_和齿 式联岫器嗣取'33>収万向联输器实观主功轴〒从劝轴角遠麻<1萍的柢杵知■ ij AMLdalEMIffi-dj :②史则刑阻喘的1Q 心可M 呷血山二、选择逼（每小題2分，共10小題）■ |）按理枪力学方迭哝宙的件用在零伴上的毂荷肄为.4）11 荷 內公稼報荷 G 实阪段商n 45钢的持久康劳扱限6产即皿/用・设疲曲曲战方程的第搞樹加二趴 应力祐环基栽 肌=弘1胪.当实奩应力稱环抉蠹科二ltr 次时*存與君的藪箭機RJ* £⑷％A ）l.15 B>4I7 CJ539 D ）175 O JHt 料放妳曲缓的慕抬戴制=乡*以対称需坏应力耳=$00鬧丹1作用十耳卄川=1『祝以 聆.冊勻于应力码■ 450⑷切朴用丁各申 D “A ）Q39xL04 Bjl.^OxlO 1 C ） T.^ixlO 4 D ） 2.58xlO 1u 左韵示血I 零件的ar 耳眾IE 虫力理樹中*心工酋应力点M fifffiM ON 规与帳轴總男 ^1 甫&=』捫，则该辱件受前址 V 帝归妙* A ，l 则该零件燮的赵D •t ）己知一零科啲堆大工柞盛力-iSOMPa.最小雀力臥・・-S0M 丹M 期金棣皿闵力址■中，谀工作点M 仃麻点O 的酒钱仃就■的典件为& _、斗淖『$丁4“ H} 2l J 2'l r c» 51' n> 74Q ：K'55Ht （[趾團小罢卄前鞍ft!两力简區I’M *爭件的「件应力仏料如载】零件的过程中 为荊龄・刈馬击件肋横锐庙力贞曲c :苏 保持口…为常戦.11陆皿忌力电加 A 「若 fXh>V 力比『対科散.U'JMbv.力血为_[2_ A ）M IAM 交耳不对称循环应力】 n 吨号的命对铁被坏廉力; 口脉妙楠坏龙应如 D 闵瑶？3订空V '.CA13D ）辿界斥擁即罔F 檸攥:O 在浙示槪限血力线图中如阿所在的0K 统与橫轴夹席・则谀骞件登的是 匸° （）变廿半创林循坏变应力；D ）不蛮号不対称循坏雯网九（2）接融血期煖愕伙址叩用幕孚比X 束判刖”当it J 谕佯憔捋左曲范国靑.€_・ AU<14刖］—彗⑺总汕 TJ 初植物河祈袖中因仲有舗弟ffij 」」咅边养润滑时有根妤的润滑性能. .町石罔 R 购册貌 G 聚岡讯乙烯门构郴对満禺的摄*谏面依飙鮒杓hh 盛进行神册的糜擦狀姦称为门- 钳液锥障擦 的干摩攥 G 温甘牌擦D ）辿界挣擦 O 两嘩攥丧頁被L ：湫休紬开序擦性质収决丁液怖内训分了间粘性阻力的吓廉狀憲序为AA ）觥怩烽療 旳T 忡攥 G 誕合晋搏 5辿界層擦（）两廐擦耒面厠的脱用比X ・0.斗一3 U-3-3. 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学院 机电与建筑工程学院 出卷教师 易建钢等 系主任签名制卷份数 专业 机制专业等 班级编号江汉大学 2010 —— 2011 学年第一学期《机械设计》考试试卷(A 卷)课程编号： 课程名称： 机 械 设 计试卷类型：、卷卷 考试时间： 120 分钟一、填空题（本大题共10小题，每小题2分，共20分）1．齿轮传动的主要失效形式是 轮齿折断 ， 齿面点蚀 ， 齿面胶合 ， 塑性变形。

2．正是由于弹性滑动现象，使带传动的传动比不准确。

带传动的主要失效形式为__打滑_和__疲劳破坏__。

3．润滑油的_油性_越好，则其产生边界膜的能力就越强；__粘性_越大，则其内摩擦阻力就越大。

4、蜗杆传动的主要缺点是齿面间的__相对滑动速度_很大，因此导致传动的__效率_较低、温升较高。

5．机械零件设计应满足的基本要求是 避免在预定寿命内失效的要求、结构工艺性要求、经济性要求、质量小要求、可靠性要求。

（任选2项）。

。

6．滚子链在传动时，由于其多边形效应，链速是_周期性变化__。

7．设计中，应根据被联接轴的转速、转矩__和__直径_选择联轴器的型号。

8．相同系列和尺寸的球轴承与滚子轴承相比较，__滚子轴承___轴承的承载能力高，球__轴承的极限转速高。

9．普通螺纹的公称直径指的是螺纹的_大径_, 计算螺纹的摩擦力矩时使用的是螺纹的___中径_。

10．对于普通平键，考虑到载荷分布的不均匀性，双键联接的强度按__个键计算。

二、选择题（本大题共10小题，每小题2分，共20分）1. 按照对零件磨损程度从小到大的顺序，以下正确的摩擦类型排序是 C 。

A. 干摩擦、边界摩擦、流体摩擦B. 边界摩擦、干摩擦、流体摩擦C. 流体摩擦、边界摩擦、干摩擦D. 干摩擦、流体摩擦、边界摩擦2. 在一定转速下，要减轻链传动的运动不均匀性和动载荷，应 D 。

A. 增大链节距和链轮齿数B. 减小链节距和链轮齿数C. 增大链节距，减小链轮齿数D. 减小链条节距，增大链轮齿数3. 用于连接的螺纹牙型为三角形，这是因为三角形螺纹 A 。

机械设计第九版试题及答案(word版可编辑修改)
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机械设计第九版试题及参考答案。

考研真题精选一、选择题1．在螺栓连接中，有时在一个螺栓上采用双螺母，其目的是（ ）。

[桂林理工大学2019研；江苏大学2018研；空军工程大学2016研]A．提高强度B．提高刚度C．防松D．减小每圈螺纹牙上的受力【答案】C【解析】双螺母防松属于摩擦防松，两螺母对顶拧紧后，旋合段螺栓受拉力、螺母受压力，使螺纹副间始终有纵向压力。

2．对支点跨距较大的轴系应采用（ ）的轴承配置方式。

[沈阳工业大学2019研] A．双支点各单向固定B．一支点双向固定，另一端游动C．两端游动D．任意一种【答案】B【解析】双支点各单向固定常用于反装的角接触球轴承和圆锥滚子轴承，也可用于深沟球轴承。

对于跨距较大且工作温度较高的轴，应采用一支点双向固定、另一端游动。

两端游动支承适用于人字齿轮轴。

故选B项。

3．普通螺栓连接受横向载荷时，主要靠（ ）来承受横向载荷。

[四川理工学院2019研]A ．螺栓杆的抗剪切能力B ．螺栓杆的抗挤压能力C ．结合面的摩擦力D ．螺栓杆的抗挤压和抗剪切能力【答案】C【解析】当采用普通螺栓连接时，靠连接预紧后在接合面间产生的摩擦力来抵抗横向载荷；当采用铰制孔用螺栓连接时，靠螺杆受剪切和挤压来抵抗横向载荷。

4．两个圆柱体相接触，其直径d 1＝2d 2，弹性模量E 1＝2E 2，泊松比μ1＝μ2，长度b 1＝2b 2，其接触应力σH1与σH2的关系是（ ）。

[扬州大学2019研]A ．σH1＝σH2B ．σH1＝2σH2C ．σH1＝4σH2D ．σH1＝6σH2【答案】A【解析】两个圆柱体接触为线接触，对于线接触，接触应力计算公式为H σ=此式对于两个圆柱体同样适用，故其接触应力σH1＝σH2。

5．受轴向变载荷的螺栓连接中，已知预紧力Q P＝8000N，工作载荷：F min＝0，F max＝4000N，螺栓和被连接件的刚度相等，则在最大工作载荷下，剩余预紧力为（ ）。

[西南科技大学2019研]A．2000NB．4000NC．6000ND．8000N【答案】C【解析】在最大工作载荷下，螺栓总拉力F＝Q P＋C b F max/（C b＋C m）＝Q P＋1/2F max＝F″＋F max。

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MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ,9=m ，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] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3—2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。

［解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3—3一圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm,d =62mm ，r =3mm.材料为40CrNi ，设其强度极限σB =900MPa ，屈服极限750MPa s σ=试计算周健的弯曲有效应力集中系数k σ。

［解］ 因 1.16D d =，0.048rd=,查附表3—2，插值得 1.995σα=，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()k 1110.78 1.9951 1.896σσσq α=+-=+⨯-=3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D =54mm ，d =45mm ，r =3mm 。

如用题3—2中的材料,设其强度极限σB =420MPa ，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

［解］ 因2.14554==d D ,067.0453==d r ，查附表3—2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式,即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2,得0.7σε=；按精车加工工艺，查附图3-4,得91.0=σβ，已知1=q β，则k 11 1.691111 2.510.70.911σσσσq K εββ⎛⎫⎛⎫=+-=+-⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭()()()170141.670,,260,0,141.67,2.512.51A C D ∴根据()()()0,67.73,260,0,141.67,56.44A C D 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MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。

第三章 【2 】机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称轮回曲折疲惫极限MPa 1801=-σ,取轮回基数60105⨯=N ,9=m ,试求轮回次数N 分离为7 000.25 000.620 000次时的有限寿命曲折疲惫极限. [解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学机能为MPa 260=s σ,MPa 1701=-σ,2.0=σΦ,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线. [解] )170,0('A )0,260(C12σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-1210 MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ 得)233.283,233.283(D ',即)67.141,67.141(D '依据点)170,0('A ,)0,260(C ,)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力争如下图所示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σB =420MPa,精车,曲折,βq =1,试绘制此零件的简化等寿命疲惫曲线. [解] 因2.14554==d D ,067.0453==d r ,查附表3-2,插值得88.1=ασ,查附图3-1得78.0≈σq ,将所查值代入公式,即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2,得75.0=σε;按精车加工工艺,查附图3-4,得91.0=σβ,已知1=q β,则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴依据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中安全截面上的平均应力MPa 20m =σ,应力幅MPa 20a =σ,试分离按①C r =②C σ=m ,求出该截面的盘算安全系数ca S .[解] 由题3-4可知35.2,2.0MPa,260MPa,170s 1-====σσK Φσσ（1）C r =工作应力点在疲惫强度区,依据变应力的轮回特征不变公式,其盘算安全系数28.2202.03035.2170m a 1-=⨯+⨯=+=σΦσK σS σσca（2）C σ=m工作应力点在疲惫强度区,依据变应力的平均应力不变公式,其盘算安全系数()()()()81.1203035.2202.035.2170m a m 1-=+⨯⨯-+=+-+=σσσσca σσK σΦK σS第五章 螺纹衔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个螺栓与立柱相衔接,托架所推却的最大载荷为20kN,载荷有较大的变动.试问：此螺栓衔接采用通俗螺栓衔接照样铰制孔用螺栓衔接为宜？为什么？Q215,若用M 6×40铰孔用螺栓衔接,已知螺栓机械机能等级为8.8,校核螺栓衔接强度.[解] 采用铰制孔用螺栓衔接为宜因为托架所受的载荷有较大变动,铰制孔用螺栓衔接能准确固定被衔接件的相对地位,并能推却横向载荷,加强衔接的靠得住性和慎密性,以防止受载后被衔接件间消失裂缝或产生相对滑移,而通俗螺栓衔接靠联合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩,衔接不坚固.（1）肯定M 6×40的许用切应力[τ]由螺栓材料Q215,机能等级8.8,查表5-8,可知MPa 640][s =σ,查表5-10,可知0.5~5.3][=τS()MPa 128~86.1820.5~5.3640][][][s ===τ∴τS σ MPa 67.4265.1640][s ===p p S σσ （2）螺栓组受到剪力F 和力矩（FL T =）,设剪力F 分在各个螺栓上的力为i F ,转矩T 分在各个螺栓上的分力为j F ,各螺栓轴线到螺栓组对称中间的距离为r ,即mm 27545cos 2150=︒=rkN 2510275810300208 kN 5.220818133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F j i 由图可知,螺栓最大受力kN 015.945cos 255.22)25(5.2cos 22222max =︒⨯⨯⨯++=++=θF F F F F j i j i()][319106410015.9423320max τ>=⨯⨯π⨯=π=τ∴-d F][8.131104.1110610015.9333min 0max p p σL d F σ<=⨯⨯⨯⨯==∴--故M 6×40的剪切强度不知足请求,不靠得住.5-6 已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相衔接.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 的载荷感化.现有如图5-50所示的两种螺栓布置情势,设采用铰制孔用螺栓衔接,试问哪一种布置情势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i F ,转矩T 分在各个螺栓上的分力为j F（a ）中各螺栓轴线到螺栓组中间的距离为r ,即r =125mmkN 2010125610250606 kN 1060616133=⨯⨯⨯⨯===⨯==∴--r FL F F F ji 由（a ）图可知,最左的螺栓受力最大kN 302010max =+=+=j i F F F （b ）计划中kN 10606161=⨯==F F i kN 39.24101252125421252101252125102506062223223612max612maxmax =⨯⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯===---==∑∑i ii ij r FLr r Mr F 由（b ）图可知,螺栓受力最大为kN 63.335239.24102)39.24(10cos 22222max =⨯⨯⨯++=++=θF F F F F j i j i []直径较小）布置形式所用的螺栓可知采用（由a F d τπ≥∴max045-10第六章键.花键.无键衔接和销衔接习题答案6-3在一向径mm80d的轴端,安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图）,轮毂宽度=L=,工作时有稍微冲击.试肯定平键的尺寸,并盘算其许可传递的最大扭矩.1.5d[解] 依据轴径mm 80=d ,查表得所用键的剖面尺寸为mm 22=b ,mm 14=h依据轮毂长度mm 120805.1'=⨯==1.5d L 取键的公称长度 mm 90=L 键的标记 键79-90GB 109622⨯键的工作长度为 68mm 2290=-=-=b L l 键与轮毂键槽接触高度为 mm 7==2h k依据齿轮材料为钢,载荷有稍微冲击,取许用挤压应力 110MPa ][=p σ依据通俗平键衔接的强度前提公式 ][1023p p σkldT σ≤⨯=变形求得键衔接传递的最大转矩为m N 20942000110806872000][⋅=⨯⨯⨯==p max σkld T第八章 带传动 习题答案8-1 V 带传动的m in 14501r n =,带与带轮的当量摩擦系数51.0=v f ,包角︒=α1801,初拉力N 3600=F .试问：（1）该传动所能传递的最大有用拉力为若干？（2）若mm 100d d1=,其传递的最大转矩为若干？（3）若传动效力为0.95,弹性滑动疏忽不计,从动轮输出效力为若干？[解] ()N 4.4781111360211112151.01151.00=+-⨯⨯=+-=ππααee e e F F v vf f ec ()m m N 92.232101004.4782d 2-3d1⋅=⨯⨯==ec F T()kW45.395.0100060100010014.314504.4781000601000d 10003d11=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=•⨯⨯π=•=ηn F ηνF P ec ec8-2 V 带传动传递效力7.5kW =P ,带速s m 10=ν,紧边拉力是松边拉力的两倍,即21F F =,试求紧边拉力1F .有用拉力e F 和初拉力0F .[解] 1000νF P e =N 750105.710001000=⨯==∴νP F e21212F F F F F e =-=且 1500N 750221=⨯==∴e F F201eF F F += 1125N 27501500210=-=-=∴e F F F8-4 有一带式输送装配,其异步电念头与齿轮减速器之间用通俗V 带传动,电念头功率P=7kW,转速m in 9601r n =,减速器输入轴的转速m in 3302r n =,许可误差为%5±,运输装配工作时有轻度冲击,两班制工作,试设计此带传动.[解] （1）肯定盘算功率ca P由表8-7查得工作情形系数2.1A =K ,故4kW .872.1A ca =⨯==P K P（2）选择V 带的带型依据ca P .1n ,由图8-11选用B 型.（3）肯定带轮的基准直径d d ,并验算带速ν ①由表8-6和8-8,取自动轮的基准直径mm 1801=d d②验算带速νs m 0432.9100060960180********=⨯⨯⨯π=⨯π=n d νd带速合适∴<<m 30s m 5ν ③盘算从动轮的基准直径()()mm 45.49733005.0196018012112=-⨯⨯=-=n εn d d d d （4）肯定V 带的中间距a 和基准长度d L①由式()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+,初定中间距mm 5500=a . ②盘算带所需的基准长度()()()()mm221455041805005001802550242222122100≈⨯-++π+⨯=-++π+≈a d d d d a L d d d d d 由表8-2选带的基准长度mm 2240=d L ③现实中间距amm 563222142240550200=-+=-+≈d d L L a a 中间距的变化规模为mm 630~550. （5）验算小带轮上的包角1α()()︒≥︒≈︒--︒=︒--︒=901475633.571805001803.57180121a d d αd d 故包角适合. （6）盘算带的根数z ①盘算单根V 带的额定功率r P由s m 960 m m 18011==n d d 和,查表8-4a 得25kW .30≈P 依据303kW .0B 9.2330960s,m 960 01=∆===P i n 型带，查表得和 查表8-5得914.0k =α,表8-2得1k =L ,于是()kW 25.31914.0)303.025.3(k k 00=⨯⨯+=⋅⋅∆+=L αr P P P②盘算V 带的根数z58.225.34.8ca ===r P P z 取3根.（7）盘算单根V 带的初拉力的最小值()min 0F由表8-3得B 型带的单位长度质量m kg 018=q ,所以()()()N 2830432.918.00432.93914.04.8914.05.2500k k 5.250022min 0=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=q νz νP F αca α（8）盘算压轴力()N 16282147sin 283322sin21min 0=︒⨯⨯⨯==αF z F p （9）带轮构造设计（略）第九章 链传动 习题答案9-2 某链传动传递的功率kW 1=P ,自动链轮转速m in r 481=n ,从动链轮转速m in r 142=n ,载荷安稳,按期人工润滑,试设计此链传动.[解] （1）选择链轮齿数取小链轮齿数191=z ,大链轮的齿数6519144812112=⨯===z n n iz z （2）肯定盘算功率由表9-6查得0.1=A K ,由图9-13查得52.1=z K ,单排链,则盘算功率为kW 52.1152.10.1=⨯⨯==P K K P z A ca（3）选择链条型号和节距依据m in r 48kW 52.11==n P ca 及,查图9-11,可选16A,查表9-1,链条节距mm 4.25=p（4）盘算链节数和中间距初选中间距m m 1270~7624.25)50~30()50~30(0=⨯==p a .取mm 9000=a ,响应的链长节数为3.1149004.2521965265194.25900222222122100≈⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛π-+++⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛π-+++=a pz z z z p a L p 取链长节数节114=p L .查表9-7得中间距盘算系数24457.01=f ,则链传动的最大中间距为()[]()[]mm 895651911424.2524457.02211≈+-⨯⨯⨯=+-=z z L p f a p（5）盘算链速ν,肯定润滑方法s m 386.01000604.25194810006011≈⨯⨯⨯=⨯=p z n ν由s m 386.0=ν和链号16A,查图9-14可知应采用按期人工润滑. （6）盘算压轴力p F有用圆周力为 N 2591386.0110001000≈⨯==νpF e 链轮程度布置时的压轴力系数15.1=pF K ,则压轴力为N 2980259115.1≈⨯=≈e F p F K F p9-3 已知自动链轮转速m in r 8501=n ,齿数211=z ,从动链齿数992=z ,中间距mm 900=a ,滚子链极限拉伸载荷为55.6kN,工作情形系数1A =K ,试求链条所能传递的功率.[解] 由kW 6.55lim =F ,查表9-1得mm 4.25=p ,链型号16A依据m in r 850m m 4.251==n p ，,查图9-11得额定功率kW 35=ca P 由211=z 查图9-13得45.1=z K 且1=A KkW 14.2445.1135=⨯=≤∴z A ca K K P P第十章 齿轮传动习题答案10-1 试剖析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力争表示各力的感化地位及偏向）.[解] 受力争如下图：补充题：如图（b ）,已知标准锥齿轮m m N 1042,3.0,50,20,5521⋅⨯=====T Φz z m R ,标准斜齿轮24,63==z m n ,若中央轴上两齿轮所受轴向力互相抵消,β应为若干？并盘算2.3齿轮各分力大小.[解] （1）齿轮2的轴向力：()222222222sin tan 5.012sin tan 2sin tan δαz Φm T δαdm T δαF F R t a -=== 齿轮3的轴向力：βz m T ββz m T βd T βF F n n t a sin 2tan cos 2tan 2tan 33333333=⎪⎪⎭⎫⎝⎛=== 3232,20,T T αF F a a =︒==()βz m T δαz Φm T n R sin 2sin tan 5.01233222=-∴即()2235.01sin tan sin z Φm δαz m βR n -=由5.22050tan 122===z z δ 928.0sin 2=∴δ371.0cos 2=δ ()()2289.0503.05.015928.020tan 2465.01sin tan sin 223=⨯⨯-⨯⨯︒⨯⨯=-=∴z Φm δαz m βR n即︒=231.13β （2）齿轮2所受各力：()() 3.765kN N 10765.3503.05.01510425.01223522222=⨯=⨯⨯-⨯⨯⨯=-==z Φm T dm T F R t0.508kN N 10508.0371.020tan 10765.3cos tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t r kN 272.1N 10272.1928.020tan 10765.3sin tan 33222=⨯=⨯︒⨯⨯==δαF F t akN 420cos 10765.3cos 322=︒⨯==αF F t n齿轮3所受各力：kN 408.5N 10408.5231.13cos 2461042cos 2cos 22353232333=⨯=︒⨯⨯⨯==⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==βz m T βz m T d T F n n tkN 022.2N 10022.2321.12cos 20tan 10408.5cos tan 3333=⨯=︒︒⨯⨯==βαF F n t rkN 272.1N 10272.1321.12cos 20tan 10408.5tan 10408.5tan 33333=⨯=︒︒⨯⨯⨯⨯==βF F t akN 889.5N 10889.5321.12cos 20cos 10765.3cos cos 3333=⨯=︒︒⨯==βαF F n t n10-6 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动,已知54,26m in,r 1450,kW 5.72111====z z n P ,寿命h 12000=h L ,小齿轮相对其轴的支承为不对称布置,并画出大齿轮的机构图. [解] (1) 选择齿轮类型.精度等级.材料 ①选用直齿圆柱齿轮传动.②铣床为一般机械,速度不高,故选用7级精度（GB10095-88）. ③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[]3211t 132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅≥H E d σZ u u ΦKT d 1）肯定公式中的各盘算值①试选载荷系数.51t =K②盘算小齿轮传递的力矩mm N 4939714505.7105.95105.9551151⋅=⨯⨯=⨯=n P T③小齿轮作不对称布置,查表10-7,拔取0.1=d Φ④由表10-6查得材料的弹性影响系数21MPa 8.189=E Z⑤由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限MPa 6001lim =H σ;大齿轮的接触疲惫强度极限MPa 5502lim =H σ. ⑥齿数比 08.2265412===z z u ⑦盘算应力轮回次数91110044.112000114506060⨯=⨯⨯⨯==h jL n N991210502.008.210044.1⨯=⨯==u N N⑧由图10-19取接触疲惫寿命系数 0.1,98.021==HN HN K K ⑨盘算接触疲惫许用应力 取掉效概率为1%,安全系数1=S[]MPa 588160098.01lim 11=⨯==S σK σH HN H []MPa 5.566155003.12lim 22=⨯==S σK σH HN H2）盘算①盘算小齿轮分度圆直径1t d ,代入[]H σ中较小值[]mm 577.535.5668.18908.2108.21493975.132.2132.2323211t =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅+⋅≥H E d σZ u u ΦKT d ②盘算圆周速度νs m 066.41000601450577.5314.310006011t =⨯⨯⨯=⨯π=n d ν③盘算尺宽bm m 577.53577.5311t =⨯==d Φb d④盘算尺宽与齿高之比hbmm 061.226577.5311t ===z d m t m m 636.4061.225.225.2=⨯==t m h56.11636.4577.53==h b ⑤盘算载荷系数依据s m 066.4=ν,7级精度,查图10-8得动载荷系数2.1=v K 直齿轮,1==ααF H K K由表10-2查得应用系数25.1=A K 由表10-4用插值法查得420.1=H βK由56.11=hb ,420.1=H βK ,查图10-13得37.1=F βK 故载荷系数 13.2420.112.125.1=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K ⑥按现实的载荷系数校订所算的分度圆直径22.605.113.2577.53331t 1=⨯==t K K d d ⑦盘算模数mmm 32.22622.6011===z d m 取5.2=m⑧几何尺寸盘算分度圆直径：m m 65265.211=⨯==mz dm m 135545.222=⨯==mz d中间距： mm 100213565221=+=+=d d a 肯定尺宽：[]mm74.515.5668.1895.208.2108.2654939713.225.212222211=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅+⋅≥H E σZ u u d KT b 圆整后取m m 57m m ,5212==b b . （3）按齿根曲折疲惫强度校核①由图10-20c 查得小齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 5001=FE σ;大齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 3802=FE σ.②由图10-18取曲折疲惫寿命93.0,89.021==FN FN K K . ③盘算曲折疲惫许用应力 取曲折疲惫安全系数4.1=S[]MPa 86.3174.150089.0111=⨯==SσK σFE FN F[]MPa 43.2524.150093.0222=⨯==SσK σFE FN F④盘算载荷系数055.237.112.125.1=⨯⨯⨯==βανF F A K K K K K⑤查取齿形系数及应力校订系数 由表10-5查得 6.21=a F Y 304.22=a F Y595.11=a S Y 712.12=a S Y⑥校核曲折强度依据曲折强度前提公式 []F S F F σY Y m bd KT σaa ≤=112进行校核 []111MPa 64.99595.16.25.2655249397055.222111F S F F σY Y m bd KT σa a ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==[]211MPa 61.94712.13.25.2655249397055.222222F S F F σY Y m bd KT σa a ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==所以知足曲折强度,所选参数适合.10-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动,已知m in r 7501=n ,两齿轮的齿数为m m m m ,6,'229,108,2421160b m βz z n ==︒===,8级精度,小齿轮材料为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,试盘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,依据小齿轮材料为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217~255 HBS（2）按齿面接触疲惫硬度盘算[]231112⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅≤αE H H d Z Z σu u K d εΦT ①盘算小齿轮的分度圆直径m m 95.145'229cos 624cos 11=︒⨯==βm z d n ②盘算齿宽系数096.195.1451601===d b Φd ③由表10-6查得材料的弹性影响系数 21MPa 8.189=E Z ,由图10-30拔取区域系数47.2=H Z④由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限MPa 7301lim =H σ;大齿轮的接触疲惫强度极限MPa 5502lim =H σ.⑤齿数比 5.42410812===z z u ⑥盘算应力轮回次数811104.522030017506060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N8812102.15.4104.5⨯=⨯==u N N⑦由图10-19取接触疲惫寿命系数 1.1,04.121==HN HN K K ⑧盘算接触疲惫许用应力取掉效概率为1%,安全系数1=S[]MPa 2.759173004.11lim 11=⨯==SσK σH HN H[]MPa 60515501.12lim 22=⨯==SσK σH HN H⑨由图10-26查得63.1,88.0,75.02121=+===αααααεεεεε则 ⑩盘算齿轮的圆周速度s m 729.510006075095.14514.310006011=⨯⨯⨯=⨯π=n d ν盘算尺宽与齿高之比hbmm 626'229cos 95.145cos 11=︒⨯==z βd m ntm m 5.13625.225.2=⨯==nt m h85.115.13160==h b 盘算载荷系数依据s m 729.5=ν,8级精度,查图10-8得动载荷系数22.1=v K 由表10-3,查得4.1==ααF H K K按稍微冲击,由表10-2查得应用系数25.1=A K 由表10-4查得380.1=H βK {按d Φ=1查得} 由85.11=hb ,380.1=H βK ,查图10-13得33.1=F βK故载荷系数 946.2380.14.122.125.1=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K 由接触强度肯定的最大转矩[][]}{N096.12844648.18947.260515.45.4946.2295.14563.1096.1,min 1223221311=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫⎝⎛⋅+⋅≤αE H H H d Z Z σσu u K d εΦT（3）按曲折强度盘算[]SaFa F βn d Y Y σKY m d εΦT ⋅≤α2211 ①盘算载荷系数 840.233.14.122.125.1=⨯⨯⨯==βανF F A K K K K K ②盘算纵向重合度 380.1'229tan 24096.1318.0tan 318.01=︒⨯⨯⨯==βz Φεd β ③由图10-28查得螺旋角影响系数 92.0=βY ④盘算当量齿数()99.24'229cos 24cos 3311=︒==βz z v()3.112'229cos 108cos 3321=︒==βz z v ⑤查取齿形系数Fa Y 及应力校订系数Sa Y 由表10-5查得 62.21=Fa Y 17.22=Fa Y59.11=Sa Y 80.12=Sa Y⑥由图10-20c 查得小齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 5201=FE σ;大齿轮的曲折疲惫强度极限MPa 4302=FE σ.⑦由图10-18取曲折疲惫寿命90.0,88.021==FN FN K K . ⑧盘算曲折疲惫许用应力 取曲折疲惫安全系数4.1=S[]MPa 07.3055.152088.0111=⨯==S σK σFE FN F []MPa 2585.143090.0222=⨯==S σK σFE FN F⑨盘算大.小齿轮的[]SaFa F Y Y σ,并加以比较[]23.7359.162.207.305111=⨯=Sa Fa F Y Y σ[]05.6680.117.2258222=⨯=Sa Fa F Y Y σ取[][][]05.66,min 222111=⎩⎨⎧⎭⎬⎫=Sa Fa F Sa Fa F Sa Fa FY Y σY Y σY Y σ ⑩由曲折强度肯定的最大转矩[]mm N 309.288598605.6692.0840.22695.14563.1096.122211⋅=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅≤αSa Fa F βn d Y Y σKY m d εΦT（4）齿轮传动的功率取由接触强度和曲折强度肯定的最大转矩中的最小值 即N 096.12844641=TkW 87.1001055.9750096.12844641055.96611=⨯⨯=⨯=∴n T P第十一章 蜗杆传动习题答案11-1 试剖析图11-26所示蜗杆传动中各轴的反转展转偏向.蜗轮轮齿的螺旋偏向及蜗杆.蜗轮所受各力的感化地位及偏向.[解] 各轴的反转展转偏向如下图所示,蜗轮2.4的轮齿螺旋线偏向均为右旋.蜗杆.蜗轮所受各力的感化地位及偏向如下图11-3 设计用于带式输送机的通俗圆柱蜗杆传动,传递效力min r 960,kW 0.511==n P ,传动比23=i ,由电念头驱动,载荷安稳.蜗杆材料为20Cr,渗碳淬火,硬度HRC 58≥.蜗轮材料为ZCuSn10P1,金属模锻造.蜗杆减速器每日工作8h,请求工作寿命为7年（每年按300工作日计）. [解] （1）选择蜗杆传动类型依据GB/T 10085-1988的推举,采用渐开线蜗杆（ZI ）.（2）按齿面接触疲惫强度进行设计[]322⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥H P E σZ Z KT a①肯定感化蜗轮上的转矩T 2按21=z ,估取效力8.0=η,则m mN 915208239608.051055.91055.91055.962162262⋅=⨯⨯⨯=⨯=⨯=in ηP n P T②肯定载荷系数K因工作载荷安稳,故取载荷散布不平均系数1=βK ;由表11-5拔取应用系数1=A K ;因为转速不高,无冲击,可取动载系数05.1=V K ,则05.105.111=⨯⨯==V βA K K K K③肯定弹性影响系数E Z 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配,故21MPa 160=E Z④肯定接触系数p Z 假设35.01=ad ,从图11-18中可查得9.2=p Z ⑤肯定许用接触应力[]H σ由表11-7中查得蜗轮的根本许用应力[]MPa 268'=H σ 应力轮回系数 ()721021.4830071239606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N寿命系数 8355.01021.410877HN=⨯=K 则 [][]MPa 914.2232688355.0'HN =⨯==H H σK σ ⑥盘算中间距mm 396.160914.2239.216091520805.132=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯≥a取中间距mm 200=a ,因23=i ,故从表11-2中取模数8mm =m ,蜗杆分度圆直径m m 80=1d .此时4.020080==a d 1,从图11-18中查取接触系数74.2'=p Z ,因为p p Z Z <',是以以上盘算成果可用.（3）蜗杆与蜗轮的重要参数与几何尺寸 ①蜗杆蜗杆头数21=z ,轴向齿距133.258=π=π=m p a ;直径系数10=q ;齿顶圆直径mm 962*11=+=m h d d a a ;齿根圆直径()mm 8.602*11=+-=c m h d d a f ;分度圆导程角"36'1811︒=γ;蜗杆轴向齿厚m m 567.125.0=π=m S a . ②蜗轮蜗轮齿数472=z ;变位系数5.02-=x 验算传动比5.2324712===z z i ,此时传动比误差%17.223235.23=-,是许可的. 蜗轮分度圆直径 m m 37647822=⨯==mz d蜗轮喉圆直径 ()()m 3845.018237622*22=-⨯⨯+=++=x h m d d aa 蜗轮齿根圆直径 ()mm 8.3642.05.0182376222=+-⨯⨯-=-=f f2h d d 蜗轮咽喉母圆直径 mm 12376212002122=⨯-=-=a g d a r（4）校核齿根曲折疲惫强度[]F βF F σY Y m d d KT σa ≤=221253.1 ①当量齿数 85.49"36'1511cos 47cos 3322=︒==γz z v 依据85.49,5.022=-=v z x ,从图11-19中可查得齿形系数75.22=a F Y②螺旋角系数 9192.014031.1111401=︒︒-=︒-=γY β ③许用曲折应力 [][]FN F F K σσ⋅='从表11-8中查得由ZCuSn10P1制作的蜗轮的根本许用曲折应力[]MPa 56'=F σ寿命系数 66.01021.410976=⨯=FNK [][]MPa 958.3666.056'=⨯=⋅=∴FN F F K σσ④校核齿根曲折疲惫强度[]F F σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=445.159192.075.283768091520805.153.1曲折强度是知足的. （5）验算效力η()()v γγηϕ+=tan tan 96.0~95.0已知v v f γarctan ;"36'1811=ϕ︒=;v f 与相对滑动速度a v 相干s m 099.4"36'1811cos 10006096080cos 10006011=︒⨯π⨯=⨯π=γn d v a从表11-18顶用插值法查得0238.0=v f ,"48'21136338.1︒=︒=ϕv ,代入式得η,大于原估量值,是以不用重算..0845.0~854第十三章 滚动轴承习题答案13-1 试解释下列各轴承的内径有多大？哪个轴承公役等级最高？哪个许可的极限转速最高？哪个推却径向载荷才能最高？哪个不能推却径向载荷？ N307/P4 6207 30207 51301[解] N307/P4.6207.30207的内径均为35mm,51301的内径为5mm;N307/P4的公役等级最高;6207推却径向载荷才能最高;N307/P4不能推却径向载荷. 13-5 依据工作前提,决议在轴的两头用︒=25α的两个角接触球轴承,如图13-13b所示正装.轴颈直径mm 35=d ,工作中有中等冲击,转速m in r 1800=n ,已知两轴承的径向载荷分离为N 33901=r F ,N 33902=r F ,外加轴向载荷N 870=ae F ,感化偏向指向轴承1,试肯定其工作寿命. [解] （1）求两轴承的盘算轴向力1a F 和2a F对于︒=25α的角接触球轴承,按表13-7,轴承派生轴向力r d F F 68.0=,68.0=eN 2.2305339068.068.011=⨯==∴r d F F N 2.707104068.068.022=⨯==r d F F两轴盘算轴向力}{}{N 2.23052.707870,2.2305m ax ,m ax 211=+=+=d ae d a F F F F }{}{N 2.14358702.2305,2.707m ax ,m ax 122=-=-=ae d d a F F F F（2）求轴承当量动载荷1P 和21Pe F F r a ===68.033902.230511e F F r a >==38.110402.143522 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1 11=X 01=Y 对轴承2 41.02=X 87.02=Y因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6,取5.1=p f ,则()()N 50852.23050339015.111111=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P ()()N 536.25122.143587.0104041.05.122222=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P（3）肯定轴承寿命因为标题中没给出在轴承的具体代号,这里假设选用7207AC,查轴承手册得根本额定载荷N 29000=C ,因为21P P >,所以按轴承1的受力大小验算h 5.171750852900018006010601036316=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n L h 13-6 若将图13-34a 中的两轴承换为圆锥滚子轴承,代号为30207.其他前提同例题13-2,实验算轴承的寿命.[解] （1）求两轴推却到的径向载荷1r F 和2r F将轴系部件受到的空间力系分化为铅垂面（下图b ）和程度面（下图a ）两个平面力系.个中：图c 中的te F 为经由过程另加转矩而平移到指向轴线;图a 中的ae F 亦应经由过程另加弯矩而平移到感化于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）.(c)(b)(a)Fre)由力剖析可知：N 38.22552023144002009003202002200V 1=⨯-⨯=+⨯-⨯=d F F F ae re rN 62.67438.225900V 1V 2=-=-=r re r F F FN 15.8462200520200320200200H 1=⨯=+=te r F FN 85.135315.8462200H 1H 2=-=-=r te r F F FN 65.87515.84638.225222H 12V 11=+=+=r r r F F F N 62.151282.135362.674222H 22V 22=+=+=r r r F F F（2）求两轴承的盘算轴向力1a F 和2a F 查手册的30207的37.0=e ,6.1=Y ,N 54200=CN 64.2736.1265.875211=⨯==∴Y F F r d N 69.4726.1262.1512222=⨯==Y F F r d两轴盘算轴向力}{}{N 69.87269.472400,64.273m ax ,m ax 211=+=+=d ae d a F F F F}{}{N 69.47240064.273,69.472m ax ,m ax 122=-=-=ae d d a F F F F（3）求轴承当量动载荷1P 和2Pe F F r a >==9966.065.87569.87211 e F F r a <==3125.062.151269.47222 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1 4.01=X 6.11=Y 对轴承2 12=X 02=Y因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6,取5.1=p f ,则()()N 846.261969.8726.165.8754.05.111111=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P ()()N 93.226869.472062.151215.122222=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P（4）肯定轴承寿命因为21P P >,所以按轴承1的受力大小验算'h 342.283802846.2619542005206010601036316h h L P C n L >=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛= 故所选轴承知足寿命请求.13-7 某轴的一端支点上原采用6308轴承,其工作靠得住性为90%,现需将该支点轴承在寿命不下降的前提下将工作靠得住性进步到99%,试肯定可能用来调换的轴承型号.[解] 查手册得6308轴承的根本额定动载荷N 40800=C .查表13-9,得靠得住性为90%时,11=a ,靠得住性为99%时,21.01=a .靠得住性为90%时 363161040800601106010⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=P n P C n a L靠得住性为99%时 363166021.01060101⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=P C n P C n a L110L L =36366021.0104080060110⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯∴P C n P n 即 N 547.6864121.0408003==C 查手册,得6408轴承的根本额定动载荷N 65500=C ,根本相符请求,故可用来调换的轴承型号为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构造图,试指出其设计错误,并画出纠正图. [解] （1）处两轴承应该正装. （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）处应有轴间定位. （7）处应加调剂垫片. 纠正图见轴线下半部分.15-7 南北极睁开式斜齿圆柱齿轮减速器的中央轴（见图15-30a ）,尺寸和构造见图15-30b 所示.已知：中央轴转速m in r 1802=n ,传动功率kW 5.5=P ,有关的齿轮参数见下表：m m n m n αzβ旋向 齿轮2 3 20° 112 '4410︒ 右 齿轮34 20° 23'229︒右（a ） (b) [解] （1）求出轴上转矩mm N 56.2918051805.51055.91055.966⋅=⨯⨯=⨯=n P T （2）求感化在齿轮上的力mm 98.341'4410cos 1123cos 222=︒⨯==βz m d n mm 24.93'229cos 233cos 333=︒⨯==βz m d n N 57.170698.34156.291805222t2=⨯==∴d T F N 24.625924.9356.291805223t3=⨯==d T F N 2.632'4410cos 20tan 57.1706cos tan 2t2r2=︒︒⨯==βαF F n N 96.2308'229cos 20tan 57.1706cos tan 3t3r3=︒︒⨯==βαF F n N 49.323'4410tan 57.1706tan 2t2a2=︒⨯==βF F N 47.1032'229tan 24.6259tan 3t3a3=︒⨯==βF F（3）求轴上载荷作轴的空间受力剖析,如图（a ）. 作垂直受力争.弯矩图,如图（b ）.N 54.46803108057.170621024.6259t2t3=⨯+⨯=⋅+⋅=AD CD F BD F F NHAN 27.328554.468024.625957.1706t3t2=-+=++=NHA NHD F F F F m 468.05N m m N 46805410054.4680⋅=⋅=⨯=⋅=AB F M NHA HB m N 822.262m m N 6.2628218027.3285⋅=⋅=⨯=⋅=CD F M NHD HC作程度受力争.弯矩图,如图（c ）.N28.1067310299.34149.323224.9347.1032802.63221096.2308222a23a3r2r3-=⨯+⨯+⨯+⨯-=⋅+⋅+⋅+⋅-=ADd F d F AC F BD F F NVA N48.609310299.34149.323224.9347.10322302.63210096.2308222a23a3r2r3=⨯+⨯+⨯-⨯=⋅+⋅+⋅-⋅=ADd F d F AC F AB F F NVD m N 728.10610028.1067⋅-=⨯-=⋅=AB F M NVA VBm N 86.154224.9347.103210028.10672'3a3⋅-=⨯-⨯-=⋅-⋅=d F AB F M NVA VB m N 76.488048.609⋅-=⨯-=⋅-=CD F M NHD VCm N 555.68048.609299.34149.3232'2a2⋅=⨯-⨯=⋅-⋅=CD F d F M NHD VC 作合成弯矩图,如图（d ）()m N 068.480728.106468.052222⋅=-+=+=VB HB B M M M()m N 007.49386.154468.05''2222⋅=-+=+=VB HB B M M M()m N 307.26776.48822.2622222⋅=-+=+=VC HC C M M M()m N 804.262555.6822.262''2222⋅=+=+=VC HC C M M M作扭矩图,如图（e ）.mm N 56.291805⋅=T作当量弯矩力,如图（f ）.转矩产生的曲折应力按脉动轮回应力斟酌,取6.0=α.()0m N 068.480caB =⋅==T M M B()()()m N 173.52380556.2916.0007.493''2222caB ⋅=⨯+=+=αT M M Bm N 307.267caC ⋅==C M M()()()m N 868.31580556.2916.0904.262''2222caC ⋅=⨯+=+=αT M M C（4）按弯矩合成应力校核轴的强度,校核截面B.C B 截面333B m m 12500501.01.0=⨯==d WMPa 85.411012500173.523'9B caB =⨯==-W M σcaB C 截面333C mm 5.9112451.01.0=⨯==d WMPa 66.34105.9112868.315'9C caC =⨯==-W M σcaC 轴的材料为45号钢正火,[]MPa 51MPa,560200,HBS 1==≥-σσB[]1-≤≤σσσcaB caC ,故安全.。

第12章滑动轴承12.1 复习笔记一、概述1．滑动轴承根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为：（1）滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）滑动轴承适用于工作转速特高、特大冲击与振动、径向空间尺寸受到限制或必须剖分安装，以及需在水或腐蚀性介质中工作等场合。

（2）滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）滚动轴承摩擦系数小，启动阻力小，选用、润滑、维护都很方便。

2．滑动轴承的类型（1）按其承受载荷方向的不同，可分为径向轴承和止推轴承。

（2）根据其滑动表面间润滑状态的不同，可分为流体润滑轴承、不完全流体润滑轴承和自润滑轴承。

（3）根据流体润滑承载机理的不同，可分为流体动力润滑轴承（简称流体动压轴承）和流体静力润滑轴承（简称流体静压轴承）。

3．滑动轴承的设计内容（1）轴承的形式和结构设计；（2）轴瓦的结构和材料选择；（3）轴承结构参数的确定；（4）润滑剂的选择和供应；（5）轴承的工作能力及热平衡计算。

二、滑动轴承的主要结构形式1．整体式径向滑动轴承（1）结构它由轴承座和由减摩材料制成的整体轴套组成，轴承座上设有安装润滑油杯的螺纹孔，在轴套上开有油环，并在轴套的内表面上开有油槽。

（2）优点结构简单，成本低廉。

（3）缺点①轴套磨损后，轴承间隙过大时无法调整；②只能从轴颈端部装拆，对于重型机器的轴或具有中间轴颈的轴，装拆很不方便或无法安装。

（4）应用多用在低速、轻载或间歇性工作的机器中。

2．对开式径向滑动轴承对开式径向滑动轴承是由轴承座、轴承盖、剖分式轴瓦和双头螺柱等组成。

3．止推滑动轴承（1）结构止推滑动轴承由轴承座和止推轴颈组成。

（2）结构形式常用的结构形式有空心式、单环式和多环式。

①空心式a．实心式轴颈的端面上压力分布极不均匀，靠近中心处的压力很高，对润滑极为不利；b．空心式轴颈接触面上压力分布较均匀，润滑条件较实心式有所改善。

②单环式单环式是利用轴颈的环形端面止推，而且可以利用纵向油槽输入润滑油，结构简单，润滑方便，广泛用于低速、轻载的场合。