機械設(shè)計基礎(chǔ)部分答案

1、第四章 齒輪傳動 4-2解：選擇齒輪材料及熱處理方法時應(yīng)考慮：輪齒表面要有足夠的硬度以提高齒面抗點蝕和抗磨損的能力；輪齒芯部要有足夠的強度和韌性，以保證有足夠的抗沖擊能力和抗折斷能力；對軟齒面，大小輪面要有一定的硬度差HBS1=HBS2+（2050），以提高其抗膠合能力。同時還應(yīng)考慮材料加工的工藝性和經(jīng)濟性等。常用材料：45鋼，40Cr等各種鋼材，其次是鑄鐵和鑄鋼，塑料齒輪的采用也增多。熱處理方式：以調(diào)質(zhì)，正火、表面淬火及低碳合金鋼的滲碳淬火最常見。軟硬齒面是以齒面硬度來分，當(dāng)HBS350時為軟齒面?zhèn)鲃?，?dāng)HBS350時為硬齒面?zhèn)鲃印?-3解：設(shè)計齒輪時，齒數(shù)z，齒寬b應(yīng)圓整為整數(shù)；中心距a應(yīng)

2、通過調(diào)整齒數(shù)，使其為整數(shù)（斜齒傳動中要求為0或5的整數(shù)）；模數(shù)應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值（直齒中端面模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，斜齒中法面模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)），d，da，df為嚙合尺寸應(yīng)精確到小數(shù)點后二位；b，d1，d2須精確到“秒”。4-9解：在齒輪強度計算中，齒數(shù)z1（小齒輪齒數(shù)）應(yīng)大于最小齒數(shù)，以免發(fā)生根切現(xiàn)象；一般閉式軟齒面z1取得多一些（z1=2540），閉式硬齒面少一些（z1=2025），開式傳動更少（z1=1720）。因為d1=mz1，當(dāng)d1不變時，z1，m，彎曲強度，但重合度e，傳動平穩(wěn)性，同時由于齒高降低，齒頂圓直徑減小，滑動速度減小，有利于減小輪齒磨損，提高抗膠合能力，同時使加工工時減少，加工精度提高，故

3、在滿足彎曲強度的條件下，取較多的齒數(shù)和較小的模數(shù)為好。閉式軟齒面?zhèn)鲃影唇佑|強度設(shè)計，其彎曲強度很富裕，故可取較多的齒數(shù)；閉式硬齒面及開式傳動，應(yīng)保證足夠的彎曲強度，模數(shù)m是主要因素，故z1取得少一些，m取得大一些。齒寬系數(shù)fd=b/d1，fd（假設(shè)d1不變）則b，輪齒承載能力，但載荷沿齒寬分布的不均勻性，故fd應(yīng)按表9-10推薦的值選取。螺旋角b=825，螺旋角取得過小（b25）會產(chǎn)生較大的軸向力，從而對軸及軸承的設(shè)計提出較高的要求。4-12解：（1）一對標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，當(dāng)z、b、材料、硬度、傳動功率及轉(zhuǎn)速都不變時，增大模數(shù)，則可提高齒根彎曲疲勞強度，由于d1增大，齒面接觸疲勞強度也相應(yīng)

4、提高。（2）當(dāng)m下降，z1及z1增大，但傳動比不變，d1也不變時，因m下降，其齒根彎曲疲勞強度下降，因d1不變，齒面接觸疲勞強度不變。4-13解：該傳動方案最不合理的是，因為轉(zhuǎn)速不同，承載情況不同，使得兩對齒輪齒面接觸強度和齒根彎曲強度是不等的。低速級齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩在忽略效率的情況下，大約為第一級的2.5倍（i=z2/z1=50/20=2.5），而兩對齒輪參數(shù)，材質(zhì)表面硬度等完全相同，那么如果滿足了第二級齒輪的強度，則低速級齒輪強度就不夠，反之，如果低速級齒輪強度夠了，則第二級齒輪傳動就會過于富裕而尺寸太大，所以齒輪參數(shù)的確定是不合理。齒輪的參數(shù)z、m及齒寬b等對箱體內(nèi)的高速級或低速級應(yīng)有所不

5、同，高級速要求傳動平穩(wěn)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩小，故z1取多一些，齒寬系數(shù)fd取小一些，低速級傳遞轉(zhuǎn)矩大，要求承載能力高，可取少一些的z1，使m大一些，齒寬系數(shù)fd也大一些。其次，齒輪相對軸承的布置也不合理。彎曲對軸產(chǎn)生的變形與扭矩對軸產(chǎn)生的變形產(chǎn)生疊加增加了載荷沿齒輪寬度的分布不均勻性，為緩和載荷在齒寬上的分布不均勻性，應(yīng)使齒輪離遠扭矩輸入（輸出）端4-27解：(1) 低速級直齒圓柱齒輪傳動1. 選擇材料查表小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，HBS3=217255，大齒輪45鋼正火，HBS4=162217。計算時取HBS3=230，HBS4=190。(HBS3HBS4=230190=40，合適)2. 按齒面接觸疲勞強

6、度初步設(shè)計由式d31) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Nm2) 齒寬系數(shù)fd，由表知，軟齒面、非對稱布置，取fd=0.83) 齒數(shù)比u，對減速傳動，u=i=3.84) 載荷系數(shù)K，初選K=2 (直齒輪，非對稱布置)5) 確定許用接觸應(yīng)力sH由式a. 接觸疲勞極限應(yīng)力sHlim由圖9-34c查得sHlim3=580MPa，由圖查得sHlim4=390MPa（按圖中MQ查值）b. 安全系數(shù)SH，由表查得，取SH=1c. 壽命系數(shù)ZN，由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60ant式中a=1，n2=970/4.8=202r/min，t=1025081=20000h查圖得ZN3=1.1，ZN4=1.17（均按曲線1查得）故MP

7、a故MPa6) 計算小齒輪分度圓直徑d3d3mm7) 初步確定主要參數(shù)a. 選取齒數(shù)，取z3=31 z4=uz1=3.831=118b. 計算模數(shù)mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=5mmc. 計算分度圓直徑d3=mz3=531=155mm152.47mm (合適)d4=mz4=5118=590mm d. 計算中心距mm為方便箱體加工及測量，取z2=119，則d2=5119=595mmmm傳動比誤差 (35)%e. 計算齒寬mm取b=125mm3. 驗算齒面接觸疲勞強度由式sH1) 彈性系數(shù)ZE，由表查得ZE=189.82) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖查得ZH=2.53) 重合度系數(shù)Ze由ea1.883.2則4)

8、 載荷系數(shù)K=KAKvKHbKHaa. 使用系數(shù)KA，由表查得KA=1.25b. 動載荷系數(shù)Kv，由查圖得Kv=1.12（初選8級精度）c. 齒向載荷分布系數(shù)KHb，由表按調(diào)質(zhì)齒輪，8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整可得d. 齒間載荷分配系數(shù)KHa，由表9-8先求NN/mm100N/mm則故K=KAKvKHbKHa=1.251.121.471.3=2.685) 驗算齒面接觸疲勞強度4. 驗算齒根彎曲疲勞強度由式st1) 由前可知Ft=6710N，b=125mm，m=5mm2) 載荷系數(shù)K=KAKvKFbKFaa. 使用系數(shù) KA同前，即KA=1.25b. 動載荷系數(shù)Kv同前，即Kv=1.

9、12c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb由圖，當(dāng)KFb=1.47，b/h=125/2.25M=125/(2.255)=11.11時，查出KFb=1.4d. 齒間載荷分配系數(shù)KFa由KAFt/b=67.1N/mmsH2，但末超過5%，故可用。4. 驗算齒根彎曲疲勞強度由式sF1) 由前已知：Ft=2461N，b=90mm，mn=2.5mm2) 載荷系數(shù)K=KAKvKFbKFaa. 使用系數(shù)KA同前，即KA=1.25b. 動載系數(shù)Kv同前，即Kv=1.17c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb，由圖當(dāng)KHb=1.59，查出KFb=1.49d. 齒間載荷分布系數(shù)KFa由前可知ea=1.70，eb=2.98，則eg=e

10、a+eb=1.71+2.98=4.69由式則前面已求得KFa=1.821， 故計算時取eb=1及b=15.05294，得=0.877) 許用彎曲應(yīng)力sF，a. 彎曲疲勞極限應(yīng)力sFlim，同直齒，即sFlim1 =430Mpa，sFlim2 =320MPab. 安全系數(shù)SF，由表取SF=1.25c. 壽命系數(shù)YN，由N1=1.164109，N2=2.43108查，YN1=0.88，YN2=0.9d. 尺寸系數(shù)YX，由mn=2.5mm查圖，YX1=YX2=1則MPaMPa8) 驗算齒根彎曲疲勞強度故彎曲疲勞強度足夠。5. 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸z1=34，z2=163，mn=2.5mm，b

11、=15.05294，a=255mm分度圓直徑mmmm齒頂圓直徑da1=d1+2mn=88.02+22.5=93.02mmda2=d2+2mn=421.98+22.5=426.98mm齒根圓直徑df1=d1-2.5mn=88.02-2.52.5=81.77mmdf2=d2-2.5mn=421.98-2.52.5=415.73mm齒寬b2=b=90mmb1=b2+(510)mm=90+(510)=(95100)mm取b1=100mm中心距 mm6. 確定齒輪制造精度小輪標(biāo)記為8GJ GB/T10095-1988，大輪標(biāo)記為8HK GB/T10095-1988。7. 確定齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸并繪制零件工作

12、圖(略)。第五章 蝸桿傳動5-5解：在中間平面內(nèi)，阿基米德蝸桿傳動就相當(dāng)于齒條與齒輪的嚙合傳動，故在設(shè)計蝸桿傳動時，均取中間平面上的參數(shù)（如模數(shù)、壓力角等）和尺寸（如齒頂圓、分度圓度等）為基準(zhǔn)，并沿用齒輪傳動的計算關(guān)系，而中間平面對于蝸桿來說是其軸面，所以軸向模數(shù)和壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值。阿基米德蝸桿傳動的正確嚙合條件是：mx1=mt2=m（標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)）ax1=at2=20g（導(dǎo)程角）=b（蝸輪螺旋角）且同旋向式中：mx1、ax1蝸桿的軸向模數(shù)，軸向壓力角；mt2、at2蝸輪的端面模數(shù)、端面壓力角。5-7解：（1）i=w1/w2=n1/n2=z2/z1d2/d1；因為蝸桿分度圓直徑d1=z1m/tang

13、，而不是d1=z1m。（2）同理：a=(d1+d2)/2m(z1+z2)/2；（3）Ft2=2000T2/d22000T1i/d2；因為蝸桿傳動效率較低，在計算中，不能忽略不計，T2=ihT1。5-10解：當(dāng)蝸輪材料選得不同時，其失效形式不同，故其許用接觸應(yīng)力也不同。當(dāng)蝸輪材料為錫青銅時，其承載能力按不產(chǎn)生疲勞點蝕來確定，因為錫青銅抗膠合能力強，但強度低，失效形式為齒面點蝕，其許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生疲勞點蝕來確定。當(dāng)蝸輪材料為鑄鐵或無錫青銅時，其承載能力主要取決于齒面膠合強度，因這類材料抗膠合能力差，失效形式為齒面膠合，通過限制齒面接觸應(yīng)力來防止齒面膠合，許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生膠合來確定。5-12

14、解：對于連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動進行熱平衡計算其目的是為了限制溫升、防止膠合。蝸桿傳動由于效率低，工作時發(fā)熱量大，在閉式傳動中，如果散熱不良溫升過高，會使?jié)櫥驼扯冉档?，減小潤滑作用，導(dǎo)致齒面磨損加劇，以至引起齒面膠合，為使油溫保持在允許范圍內(nèi)，對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動要進行熱平衡計算，如熱平衡不能滿足時可采用以下措施：增大散熱面積A：加散熱片，合理設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)。增大散熱系數(shù)Ks：在蝸桿軸端加風(fēng)扇以加速空氣的流通；在箱體內(nèi)裝循環(huán)冷卻管道，采用壓力噴油循環(huán)潤滑5-15解：（1）根據(jù)蝸桿與蝸輪的正確嚙合條件，可知蝸輪2與蝸桿1同旋向右旋。為使II軸上所受軸向力能抵消一部分，蝸桿3須與蝸輪2同旋向右旋

15、，故與之嚙合的蝸輪4也為右旋。（2）II軸和III軸的轉(zhuǎn)向見上圖。（3）5-16解：（1）蝸桿與蝸輪的旋向均為右旋（2）作用于蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T1為T1=200R=200200=40000Nmm蝸桿效率h（忽略軸承，攪油的效率）式中：tang=z1m/d1=15/50=0.1，則g=5.71由fv=0.14查表得rv=758作用于蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2T2=ihT1=(z2/z1)hT1=50*0.41*40/1=821.69Nm，故N（3）因為g=5.71，rv=7.97，gf，fv3f），故V帶傳遞的功率比平帶約高2倍，并且V帶為封閉的環(huán)狀，沒有接頭，傳動更為平穩(wěn)。6-6解：因為帶的彈性及拉力差的影

16、響，使帶沿帶輪表面相對滑動（在主動輪上滯后，在從動輪上超前）的現(xiàn)象叫帶的彈性滑動。傳動帶是彈性體，在拉力作用下會產(chǎn)生彈性伸長，其伸長量隨拉力的變化而變化，當(dāng)帶繞入主動輪時，傳動帶的速度v與主動輪的圓周速度v1相同，但在轉(zhuǎn)動過程中，由緊邊變?yōu)樗蛇?。帶上的拉力逐漸減小，故帶的伸長量相應(yīng)減小。帶一面隨主動輪前進，一面向后收縮，使帶速v低于主動輪圓周速度v1（滯后）產(chǎn)生兩者的相對滑動。在繞過從動輪時，情況正好相反，拉力逐漸增大，彈性伸長量逐漸增大，帶沿從動輪一面繞進，一面向前伸長，帶速大于從動輪的圓周速度v2，兩者之間同樣發(fā)生相對滑動。彈性滑動就是這樣產(chǎn)生的。它是帶傳動中無法避免的一種正常的物理現(xiàn)象。

17、 它使從動輪的圓周速度低于主動輪，并且它隨外載荷的變化而變化，使帶不能保證準(zhǔn)確的傳動比。引起v2的波動；它使帶加快磨損，產(chǎn)生摩擦發(fā)熱而使溫升增大，并且降低了傳動效率。6-7解：帶傳動過程中，帶上會產(chǎn)生：拉應(yīng)力s（緊邊拉應(yīng)力s1和松邊拉應(yīng)力s2），彎曲應(yīng)力sb及離心拉應(yīng)力sc。其應(yīng)力分布見其應(yīng)力分布圖（教材圖7-13）。因此帶在變應(yīng)力下工作，當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)達到一定數(shù)值后，帶將發(fā)生疲勞破壞：脫層、撕裂、拉斷。這是帶的一種失效形式，設(shè)計中應(yīng)考慮。帶上最大應(yīng)力發(fā)生在緊邊繞入主動輪處，其值為smax=s1+sb1+sc6-8解：帶傳動靠摩擦力傳動，當(dāng)傳遞的圓周阻力超過帶和帶輪接觸面上所能產(chǎn)生的最大摩擦力

18、時，傳動帶將在帶輪上產(chǎn)生打滑而使傳動失效；另外帶在工作過程中由于受循環(huán)變應(yīng)力作用會產(chǎn)生疲勞損壞：脫層、撕裂、拉斷。這是帶傳動的另一種失效形式。其設(shè)計準(zhǔn)則是：即要在工作中充分發(fā)揮其工作能力而又不打滑，同時還要求帶有一定的使用壽命6-10解：帶上的彎曲應(yīng)力sb=2Ey0/d?？芍獛в瘢瑤л喼睆接?，則帶上的彎曲應(yīng)力愈大，為避免過大的彎曲應(yīng)力，設(shè)計V帶傳動時，應(yīng)對V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑dmin加以限制。6-11解：帶輪基準(zhǔn)直徑d太大，結(jié)構(gòu)不緊湊，過小的d會使彎曲應(yīng)力增大，影響帶的疲勞強度，同時在傳遞相同功率時，d小，則帶速v下降。使帶上的拉力增大。帶的受力不好，故對小帶輪的直徑加以限制，不能太小。由

19、P=Fv可知，在傳遞相同功率時，v增大，F(xiàn)減小?？蓽p少帶的根數(shù)，故帶傳動宜布置在高速級上，但v太高離心力太大，使帶與輪面間的正壓力減小而降低了帶的工作能力。同時離心應(yīng)力增大，使帶的疲勞強度下降，故帶速在(525)m/s內(nèi)合適。中心距a取得小，結(jié)構(gòu)緊湊。但小輪包角減小，使帶的工作能力降低。同時在一定速度下，由于帶在單位時間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多，而使帶的使用壽命下降；但過大的中心距，使結(jié)構(gòu)尺寸不緊湊，且高速時易引起帶的顫動。當(dāng)帶輪直徑一定時，帶長Ld與a直接有關(guān)，故Ld對傳動的影響同中心距a，帶的工作能力與Ld有關(guān)。由于Ld為標(biāo)準(zhǔn)長度系列，常由它確定帶傳動的實際中心距a。為使帶傳動有一定的工作能力

20、，包角a11200，a1愈大，則帶傳遞的最大有效拉力愈大，但由于結(jié)構(gòu)受限a11800。初拉力F0直接影響帶傳動的工作能力。F0愈大，其最大有效拉力也愈大，適當(dāng)?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動正常工作的重要因數(shù)之一。但過大的F0會使帶的壽命降低，軸和軸承的壓軸力增大，也會使帶的彈性變形變成塑性變形，反而使帶松弛，而降低工作能力。帶與帶輪表面的摩擦系數(shù)f也影響帶傳動的工作能力，增大f可提高帶與輪面之間的摩擦力，即最大有效拉力。但會因磨損加劇而大大降低帶的壽命。6-12解：由于傳動帶不是完全彈性體，帶工作一段時間后會因伸長變形而產(chǎn)生松弛現(xiàn)象，使初拉力降低，帶的工作能力也隨之下降。因此為保證必需的初拉力應(yīng)及時重新

21、張緊，故要有張緊裝置。常用的張緊方法是調(diào)整帶傳動的中心距。如把裝有帶輪的電動機安裝在滑道上，并用調(diào)整螺栓調(diào)整或擺動電動機底座并用調(diào)整螺栓使底座轉(zhuǎn)動來調(diào)整中心距。如中心距不可調(diào)整時可采用張緊輪。張緊輪一般放置在帶的松邊上，壓在松邊的內(nèi)側(cè)并靠近大帶輪。這樣安裝可避免帶反向彎曲降低帶的壽命，且不使小帶輪的包角減小過多。6-13解：因為單根V帶的功率P1主要與帶的型號，小帶輪的直徑和轉(zhuǎn)速有關(guān)。轉(zhuǎn)速高，P1增大，則V帶根數(shù)將減?。▃=KAP/(P1+P1)KaKL），因此應(yīng)按轉(zhuǎn)速低的工作情況計算帶的根數(shù)，這樣高速時更能滿足。同時也因為P=Fv，當(dāng)P不變時，v減小，則F增大，則需要的有效拉力大，帶的根數(shù)應(yīng)

22、增加。按300r/min設(shè)計的V帶傳動，必然能滿足600r/min的要求，反之則不行。6-14解：當(dāng)d2由400mm減小為280mm時，滿足運輸帶速度提高到0.42m/s的要求。但由于運輸帶速度的提高，在運輸機載荷F不變的條件下，因為P=Fv。即輸出的功率增大，就V帶傳動部分來說，小輪轉(zhuǎn)速n1及d1不變，即帶速不變，而傳遞的功率要求增加，帶上有效拉力也必須增加，則V帶根數(shù)也要增加，故只改變d2是不行的。可以增加V帶的根數(shù)或重新選擇帶的型號來滿足輸出功率增大的要求。不過通常情況下，齒輪傳動和帶傳動是根據(jù)同一工作機要求的功率或電動機的額定功率設(shè)計的。若齒輪傳動和電動機的承載能力足夠，帶傳動的承載能

23、力也能夠，但d2的變化會導(dǎo)致帶傳動的承載能力有所變化，是否可行，必須通過計算做出判斷。6-19解：因為z=KAP/(P1+DP1)KaKL，所以P=z(P1+DP1)KaKL/KA查表得工況系數(shù)KA=1.1查表得B型帶的P1=4.39kW由i=n1/n2=d2/d1=650/180=3.6得DP1=0.46kW由a1=1800-(d2-d1)*57.30/a=1800-(650-180)*57.30/916=150.60查表得Ka=0.93由La=2a+p(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a=2*916+p(180+650)/2+(650-180)2/4*916=3195mm取Ld =3

24、150mm查表得KL=1.07由已知條件，得z=3故P=3*(4.39+0.46)*0.93*1.07/1.1=13.16kW6-20解：1）確定設(shè)計功率Pc查表得工況系數(shù)KA=1.2則Pc=KA*P=1.2*4=4.8kW2) 選擇V帶型號根據(jù)Pc=4.8kW，n1=1440r/min。查圖選用A型。3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑d1，d2查表A型V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑dmin=75mm查表并根據(jù)圖中A型帶推薦的d1范圍取d1=100mm則d2=i*d1=3.8*100=380mm查表基準(zhǔn)直徑系列取d2=375 mm傳動比i=n1/n2=d2/d1=375/100=3.75傳動比誤差為(3.75-3.8

25、)/3.8=-1.3%5%，允許4）驗算帶的速度v=pd1n1/60*1000=p*100*1440/60*1000=7.54m/s5)確定中心距a和基準(zhǔn)長度Ld初取a0：0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+375)a02(100+375)332.5a0940取a0=500mm初算V帶基準(zhǔn)長度Ld0=2a0+p(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2*500+p(100+375)/2+(375-100)2/4*500=1784mm查表選標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長度Ld=1800mm實際中心距a=a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1784)/2=508mm6)驗算小帶輪

26、上包角a1a1=1800-(d2-d1)*57.30/a=1800-(375-100)*57.30/508=148.9801200，合適7）確定V帶根數(shù)由d1=100mm，n1=1440r/min，查表7-4A型帶的P1=1.32kW。DP1=0.17kW。查表得Ka=0.918，查表得KL=1.01。則zPc/P1=Pc/(P1+DP1)KaKL=4.8/(1.32+0.17)*0.918*1.01=3.47取z=4根。8）確定初拉力F0F0=500Pc(2.5/Ka)-1/zv+qv2查表A型帶q=0.10kg/mF0=500*4.8(2.5/0.918)-1/4*7.54+0.10*7.

27、542=143N9）確定作用在軸上的壓軸力FQFQ=2zF0(sin(a1/2)=2*4*143*(sin148.980/2)=1102N第七章 鏈傳動7-5解：鏈傳動在工作時，雖然主動輪以勻速旋轉(zhuǎn)，但由于鏈條繞在鏈輪上呈多邊形。這種多邊形嚙合傳動，使鏈的瞬時速度v=r1w1cosb產(chǎn)生周期性變化（b在f1/2之間變化）。從而使從動輪轉(zhuǎn)速也產(chǎn)生周期性變化，與此同時鏈條還要上下抖動。這就使鏈傳動產(chǎn)生了運動不均勻性。這是不可避免的。影響運動不均勻性的因素有小鏈輪（主動鏈輪）轉(zhuǎn)速n1，鏈條節(jié)距p及鏈輪齒數(shù)z。采用較小的節(jié)距，較多的齒數(shù)并限制鏈輪的轉(zhuǎn)速，可減少運動的不均勻性。7-6解：z1不宜過小。因

28、為z1少會增加傳動的不均勻性和附加動載荷；其次增加鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角，而加速鉸鏈磨損；當(dāng)功率P一定時，鏈速v?。▃1少，在n1一定時，v降低），則增大了鏈的拉力，使鏈條受力不好，加速了鏈和鏈輪的損壞。z2=iz1，z2不宜過多，因為鏈輪分度圓直徑d=p/sin(1800/z)，當(dāng)鏈節(jié)距p一定時，z增大，d增大。使傳動尺寸和自重增大，并且鏈容易脫鏈，跳齒，其使用壽命縮短。從提高傳動均勻性和減少動載荷考慮，同時考慮限制大鏈輪齒數(shù)和減少傳動尺寸，傳動比大，鏈速較低的鏈傳動。選取較少的鏈輪齒數(shù)，zmin=9，反之可選較多的齒數(shù)，但zmax120。由于鏈節(jié)數(shù)常是偶數(shù)，為考慮磨損部分，鏈輪齒數(shù)一般應(yīng)為奇數(shù)。

29、7-11解：傳動裝置方案不合理。帶傳動應(yīng)布置在高速級上，因為帶是彈性體，有減振、緩沖的作用。使傳動平穩(wěn)；在傳遞功率P一定時，帶速高，帶上的作用力小，可減少帶的根數(shù)；摩擦傳動結(jié)構(gòu)尺寸大，當(dāng)傳動功率P一定時（T=9550P/n），轉(zhuǎn)速n高，傳遞的扭矩小，帶傳動裝置的尺寸減小。所以帶傳動應(yīng)布置在高速級上。而鏈傳動由于運動的不均勻性，動載荷大，高速時沖擊振動就更大。故不宜用于高速的場合，應(yīng)布置在低速級上。第十章 軸的設(shè)計10-2解：軸為聯(lián)軸器中的浮動軸，工作時主要受轉(zhuǎn)矩作用，由于安裝誤差產(chǎn)生的彎扭很小，故軸為傳動軸。軸、軸、軸皆為齒輪箱中的齒輪軸，工作時既要傳遞扭矩，還要承受彎矩作用，故為轉(zhuǎn)軸。軸為支

30、承卷筒的卷筒軸，它用鍵與卷筒周向聯(lián)結(jié)與卷筒一齊轉(zhuǎn)動，承受彎矩作用，為轉(zhuǎn)動心軸。10-5解：利用公式dC，估算軸的直徑d是轉(zhuǎn)軸上受扭段的最小直徑，系數(shù)C由于軸的材料和承載情況的確定，根據(jù)軸的材料查表可確定C值的范圍，因為用降低許用應(yīng)力的方法來考慮彎矩的影響，所以當(dāng)彎矩相對于扭矩較小時或只受扭矩時，C取值較小值如減速箱中的低速軸可取較小值，反之取較大值，如高速軸取較大值。10-6解：進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，應(yīng)考慮：1）軸和軸上零件要有確定的軸向工作位置及恰當(dāng)?shù)妮S向固定，2）軸應(yīng)便于加工，軸上零件要易于裝拆，3）軸的受力要合理并盡量減小應(yīng)力集中等。10-9解：10-12解：a軸為轉(zhuǎn)動心軸，承受彎矩產(chǎn)生的

31、彎曲應(yīng)力，但為變應(yīng)力。在結(jié)構(gòu)上，大齒輪與卷筒可用螺栓組固聯(lián)在一起，轉(zhuǎn)矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒，卷筒軸用鍵與大齒輪同向聯(lián)接。所以卷筒軸與大齒輪一道轉(zhuǎn)動b軸為固定心軸，承受彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，但為靜應(yīng)力。在結(jié)構(gòu)上大齒輪與卷筒的聯(lián)接同前，不同的是卷筒軸與機架固聯(lián)，不隨齒輪轉(zhuǎn)動c軸為轉(zhuǎn)軸，承受彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭矩產(chǎn)生的切應(yīng)力的聯(lián)合作用。在結(jié)構(gòu)上大齒輪與卷筒分開，卷筒軸分別用鍵與大齒輪和卷筒同向聯(lián)接，故隨之轉(zhuǎn)動，10-19解：1）求中間軸兩齒輪上的作用力圖a)同軸式與圖b) 展開式兩減速器由于兩齒輪尺寸參數(shù)所受的扭矩相同，各力大小均相等。圓向力Ft2=2000T2/d2=2000500/490.54=

32、2039N徑向力Fr2=Ft2tanan/cosb2=2039tan20/cos922=752N軸向力Fa2=Ft2tanb=2039tan922=336N齒輪3圓周力Ft3=2000T2/d3=2000500/122.034=8194N徑向力Fr3=Ft3tanan/cosb=8194tan20/cos102831=3033N軸向力Fa3=Ft3tanb3=8194tan 102833=1515N2）中間軸的受力圖：a)同軸式 b)展開式3）計算軸承反力同軸式減速器：RAH=Fr3(L2+L3)+Fr2L3+Ma3-Ma2/(L1+L2+L3)Ma2=Fa2d2/2=336490.54/2=

33、82411NmmMa3=Fa3d3/2=1515122.034/2=92441Nmm若RAH=(30332L+752L+92441-82411)/3L=2303NRBH=Fr3+Fr2-RAH=752+3033-2303=1482NRVH=(Ft32L-Ft2L)/3L=(81942L-2039L)/3L=4783NRBV=Ft3-Ft2-RAV=8194-2039-4783=1372NA軸承的反力FRA=5308NB軸承的反力FRB=2020N展開式減速器RAH=(Fr3*2L+Ma2+Ma3-Fr2*L)/3L=30332L+92441+82411-752L/3L=2351NRBH=RAH

34、-Fr3+ Fr2=2354-3033+752=72NRAV=(Ft3*2L+ Fr2*L)/3L=(28194+2039)/3=6142NRBV= Ft3+Ft2-RAV=8194+2039-6142=4091NA軸承的反力FRA=6576NB軸承的反力FRB=4092N由以上計算可知道：展開式減速器中間軸兩個軸承的反力均大于同軸式減速器的軸承第十二章 滾動軸承12-3解：滾動軸承的失效形式有：滾動體或座圈工作表面產(chǎn)生疲勞點蝕；軸承元件的工作表面發(fā)生塑性變形而出現(xiàn)凹坑；磨損。其設(shè)計準(zhǔn)則是：一般工作條件的回轉(zhuǎn)軸承，針對疲勞點蝕，進行疲勞強度（壽命）計算（按基本額定的載荷計算）；低速軸承或受沖擊

35、載荷，重載的軸承，針對塑性變形，進行靜強度計算（按基本額定靜載荷計算）；高速軸承，針對磨損，燒傷等，須驗算極限轉(zhuǎn)速。12-4解：基本額定壽命L10：一批同樣型號的軸承在同樣的條件下運轉(zhuǎn)，其中90%的軸承能達到的壽命?？捎脡勖接嬎愦_定?；绢~定動載荷C：當(dāng)軸承的基本額定壽命為106轉(zhuǎn)時，軸承所受的載荷值。當(dāng)軸承型號一定時，查軸承標(biāo)準(zhǔn)可確定?；绢~定靜載荷C0：受載最大的滾動體和滾道接觸中心處的接觸應(yīng)力達到一定值（如球軸承為4200MPa調(diào)心球軸承為4600MPa，滾子軸承為4000MPa）的載荷。軸承型號已知時查標(biāo)準(zhǔn)可知。當(dāng)量動載荷P：它為一假想載荷，在它作用下軸承的壽命與實際聯(lián)合載荷作用（

36、徑向載荷與軸向載荷聯(lián)合作用）下壽命相同，其一般計算公式為P=XFR+YFA式中：X、Y分別為徑向、軸向載荷系數(shù)其值查表14-7；FR、FA軸承所受的名義徑向載荷，軸向載荷（N）。12-5解：滾動軸承的壽命計算公式：式中：C軸承的基本額定動載荷（N）P軸承的當(dāng)量動載荷（N）e軸承的壽命指數(shù)。球軸承e=3，滾子軸承e=10/3L10軸承的基本額定壽命（106 r）當(dāng)軸承的工作轉(zhuǎn)速為n (r/min)，則：，（1）對于6207軸承轉(zhuǎn)速一定時，P增大為2P，壽命將下降為Lh/8（2）P一定，n增大為2n，壽命將下降為Lh/2（3）6207軸承的極限轉(zhuǎn)速高，N207軸承的Cr大，因為6207軸承的滾動體

37、為球，而N207的滾動體為滾子，球軸承與座圈為點接觸，摩擦因數(shù)小，摩擦阻力小，發(fā)熱量小，旋轉(zhuǎn)精度高，故極限轉(zhuǎn)速高但承載能力低，抗沖擊能力差，反之滾子與座圈為線接觸，承載能力高，但極限轉(zhuǎn)速低。12-8解：滾動支承有三種基本結(jié)構(gòu)形式：兩端單向固定。其結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，適用于工作溫度不高的短軸（跨距l(xiāng)400mm如齒輪軸；一端固定支承一端游動支承。用于較長的軸或工作溫度較高的軸，如蝸桿軸；兩端游動支承。此種形式用得較少，用于某些特殊的情況如人字齒輪減速器的高速軸。12-11解：1）計算小齒輪受力的大小圓周力Ft=2920N，徑向力Fr=1110N，軸向力Fa=870N，查標(biāo)準(zhǔn)30206軸承：Cr=4

38、1.2KN，e=0.37，y=1.6。比較方案（小輪右旋，大輪左旋）及方案二（小輪左旋，大輪右旋） 方案一 方案二（1）方案一為例：軸承徑向力FR1=2200N，F(xiàn)R2=2210N內(nèi)部軸向力：軸承軸向力：當(dāng)量動載荷：軸承壽命：，取ft=1，fp=1.2，e=10/3則兩方案計算結(jié)果比較如下：FR(N)S(N)FA(N)FA/FRXYP(N)Lh(h)方案一軸承I軸承II2200221068869115616910.71e0.31e0.411.603378221098724406110方案二軸承I軸承II1930193560360560314730.31e10.401.6193031316373

39、58127067結(jié)論：方案一的兩軸承壽命比較接近，應(yīng)比方案二合理。方案二中的軸承II壽命比方案一中的軸承II壽命短，故應(yīng)為方案一的軸承壽命較高。12-12解：1）求兩軸承支反力R1、R2R1(200+100)=F1100R2=F1-R1=1200-400=800N2）初選軸承型號為6306查標(biāo)準(zhǔn)可得：Cr=20.8103N，C0r=14.2103N3）計算當(dāng)量動載荷P由題可知：FA2=Fa=1000N，F(xiàn)A1=0計算f0FA2/C0r=14.71000/14.2103=1.035，查表得e=0.28因FA2/F2=1000/800=1.25e，查表得X2=0.56，Y2=1.55由式（14-8

40、）得：P2=X2FR2+Y2FA2=0.56800+1.551000=1998N軸承I受徑向載荷故P1=FR1=400N4）計算軸承應(yīng)具有的基本額動載荷C(N)由于受載最大的是軸承II，故將P2代入下式：計算所得的比6306軸承的Cr稍小，故所選型號合適。12-13解：1）初選軸承型號為7308C，查標(biāo)準(zhǔn)可得：Cr=40.2KN，C0r=32.3KN，a=152）計算兩支承的軸向載荷對于7000C型軸承，軸承內(nèi)部軸向力S=eFR，其值查表，須由f0FA/C0r確定，現(xiàn)FA未知，故先初取e=0.4進行計算。對于軸承IS2+Fa=800+480=1220NS1FA1=S2+Fa=1280N對于軸承

41、IIFAZ=S2=480N查表得e1=0.419查表得e2=0.384兩次計算的e值相差不大，確定：3) 計算兩軸承的當(dāng)量動載荷對于軸承IP1=X1FR1+Y1FA14）計算軸承應(yīng)具有的基本額定動載荷（取P1與P2中的大值計算）查表得fp=1.5。查表14-4得ft=1，e=3則計算可得的，比7308C軸承的Cr稍小的所選型號合適。第十四章 螺紋連接14-1解：螺紋聯(lián)接的基本類型有：螺栓聯(lián)接，雙頭螺柱聯(lián)接，螺釘聯(lián)接，緊定螺釘聯(lián)接。螺栓聯(lián)接按結(jié)構(gòu)不同分為普通螺栓聯(lián)接和鉸制孔螺栓聯(lián)接。普通螺栓廣泛應(yīng)用于被聯(lián)接件不太厚并需經(jīng)常拆卸，并能從聯(lián)接兩邊進行裝配的場合。當(dāng)需要借助螺桿承受較大的橫向載荷或須精

42、確固定兩被聯(lián)接件的相對位置時，則采用鉸制孔螺栓聯(lián)接。雙頭螺柱聯(lián)接用于因結(jié)構(gòu)受限制不能用于螺栓聯(lián)接的地方如被聯(lián)接件之一很厚不便穿孔或希望結(jié)構(gòu)較緊湊且需經(jīng)常拆卸的場合。螺釘聯(lián)接應(yīng)用與雙頭螺柱聯(lián)接相似，但經(jīng)常拆卸易使螺孔損壞，故不宜用于經(jīng)常裝拆的場合。螺釘還可用以調(diào)整零件位置，如調(diào)節(jié)螺釘。緊定螺釘主要用來固定兩個零件的相對位置，可傳遞不大的力及轉(zhuǎn)矩，多用于軸與軸上零件的聯(lián)接。14-2解：螺紋聯(lián)接在變載荷，沖擊、振動、及溫度變化較大的情況下，螺紋牙間和支承面間的摩擦力可能瞬時消失，而失去自鎖的能力，經(jīng)多次重復(fù)后，聯(lián)接可能松動，甚至松脫失效，直接影響聯(lián)接的可靠性和緊密性，以至產(chǎn)生嚴(yán)重事故，故應(yīng)采取防松措

43、施。按防松原理，防松的方法分為摩擦防松，機械防松和永久止動防松三類。摩擦防松如彈簧墊圈，對頂螺母，金屬鎖緊螺母，尼龍鎖緊螺母等，機械防松如槽形螺母和開口銷，圓螺母和止動墊片，串聯(lián)金屬絲等；永久止動如端面沖點法或電焊以及在螺紋副間涂金屬膠接劑等。14-3解：松螺栓裝配時不需擰緊，不受力。工作時才承受載荷，并且只能承受軸向外載荷，故只按拉伸強度計算。緊螺栓裝配時，由于擰緊而受預(yù)緊力和螺紋阻力矩的聯(lián)合作用，工作時可承受軸向外載荷，也可承受橫向載荷。強度計算時，螺栓所受的拉應(yīng)力須增大30%來考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（螺紋阻力矩）的影響。14-5解：為提高螺紋聯(lián)接的疲勞強度，則要：1）改善螺紋牙間的載荷分配不均勻

44、的現(xiàn)象，可用懸置螺母，環(huán)槽螺母，內(nèi)斜螺母，鋼絲螺套等結(jié)構(gòu)。2）降低螺栓的應(yīng)力幅，可減少螺栓剛度或增大被聯(lián)接件剛度來達到這一目的。3）減少應(yīng)力集中，避免附加彎曲應(yīng)力以及在工藝上采用一些措施如滾壓螺紋及噴丸處理、冷礅螺栓頭部以及滲氮、碳氮共滲等表面熱處理以改善材料的力學(xué)性能，均能提高其疲勞強度。如圖所示，受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，當(dāng)c1，c2及F0不變時，只增大F，則螺栓聯(lián)接的應(yīng)力幅下降，故疲勞強度提高。14-7解：1）F=F-(1-Kc)F，工作中被聯(lián)接件接合面不出現(xiàn)縫隙，要求F0，而Kc=c1/(c1+c2)=c1/(c1+3c1)=1/4，即須F-(1-Kc)F0得：F(1-Kc)F=(1-1

45、/4)10=7.5KN 2）F=F-(1-Kc)F=10-(1-1/4)10=2.5KN3）F0=F+KcF=10+1/410=12.5KN拉力變幅：(F0-F)/2=DF/2=1.25KN拉力平均值：(F0+F)/2=(10+12.5)/2=11.25KN14-11解：1）用普通螺栓聯(lián)接傳遞的扭矩：T=9550P/n=95502.8/70=382Nm作用在螺栓中心圓上總的圓周力：R=2T/D0=2382103/180=4244N單個螺栓所需的預(yù)緊力：F=KfR/zmfc=1.24244/410.2=6366N確定普通螺栓直徑d(mm)：d1由表得s=ss/S，因為螺栓的強度級別為4.6。由表查得ss=240N/mm2。初估螺栓直徑d=14mm（查標(biāo)準(zhǔn)得d1=12.367mm）。查表，當(dāng)不控制預(yù)緊力時，S=3.2（用內(nèi)插法求得）故s=ss/S=240/3.2=75MPa則d1=11.856mm因11.856mm12.367mm故選用4個M14（GB5782-86）的六角頭螺栓。2）用鉸制孔螺栓聯(lián)接單個螺栓所受橫向工作剪力為：Fs=R/z=4244/4=1061N由表查得t=ss/2.5=240/2.5=96MPa sp=sb/2.5=220/2.5=88MPa（查