機(jī)械設(shè)計(jì) 第八版-習(xí)題集答案(全)

第一章緒論1-1機(jī)器的基本組成要素是什么？答：機(jī)械零件1-2什么是零件？什么是構(gòu)件？什么是部件？試各舉三個(gè)實(shí)例。答：零件是組成機(jī)器的不可拆的基本單元，即制造的基本單元。如齒輪、軸、螺釘?shù)取?gòu)件是組成機(jī)器的運(yùn)動(dòng)的單元，可以是單一整體也可以是由幾個(gè)零件組成的剛性結(jié)構(gòu)，這些零件之間無相對運(yùn)動(dòng)。如內(nèi)燃機(jī)的連桿、凸緣式聯(lián)軸器、機(jī)械手的某一關(guān)節(jié)等。部件是由一組協(xié)同工作的零件所組成的獨(dú)立制造或獨(dú)立裝配的組合體，如減速器、離合器、聯(lián)軸器。1-3什么是通用零件？什么是專用零件？答：通用零件在各種機(jī)器中經(jīng)常都能用到的零件，如：齒輪、螺釘、軸等。在特定類型的機(jī)器中才能用到的零件，如：渦輪機(jī)的葉片、內(nèi)燃機(jī)曲軸、減速器的箱體等。1-4機(jī)械設(shè)計(jì)課程研究的內(nèi)容是什么？答：機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)知識(shí)和一般尺寸和參數(shù)的通用零件設(shè)計(jì)方法。第二章機(jī)械設(shè)計(jì)總論2-1答：一臺(tái)完整的機(jī)器通常由原動(dòng)機(jī)、執(zhí)行部分和傳動(dòng)部分三個(gè)基本部分組成。原動(dòng)機(jī)是驅(qū)動(dòng)整部機(jī)器以完成預(yù)定功能的動(dòng)力源；執(zhí)行部分用來完成機(jī)器的預(yù)定功能；傳動(dòng)部分是將原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)形式、運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)轉(zhuǎn)變?yōu)閳?zhí)行部分所需的運(yùn)動(dòng)形式、運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)。2-2答：設(shè)計(jì)機(jī)器應(yīng)滿足使用功能要求、經(jīng)濟(jì)性要求、勞動(dòng)保護(hù)要求、可靠性要求及其它專用要求。設(shè)計(jì)機(jī)械零件應(yīng)滿足避免在預(yù)定壽命期內(nèi)失效的要求、結(jié)構(gòu)工藝性要求、經(jīng)濟(jì)性要求、質(zhì)量小的要求和可靠性要求。2-3答：機(jī)械零件常見的失效形式：整體斷裂、過大的殘余變形、零件的表面破壞以及破壞正常工作條件引起的失效等。常用的計(jì)算準(zhǔn)則主要有強(qiáng)度準(zhǔn)則、剛度準(zhǔn)則、壽命準(zhǔn)則、振動(dòng)穩(wěn)定性準(zhǔn)則和可靠性準(zhǔn)則。2-4答：強(qiáng)度要求為確保零件不發(fā)生斷裂破壞或過大的塑性變形。強(qiáng)度條件為。提高機(jī)械零件的強(qiáng)度，可以采?。篴、采用強(qiáng)度高的材料，使零件具有足夠的截面尺寸；b、合理地設(shè)計(jì)零件的截面形狀，增大截面的慣性矩；c、采用熱處理和化學(xué)處理方法，提高材料的力學(xué)性能；d、提高運(yùn)動(dòng)零件的制造精度，降低工作時(shí)的動(dòng)載荷；e、合理配置零件的位置，降低作用于零件上的載荷等。2-9答：HT150：灰鑄鐵，抗拉強(qiáng)度為150MPaZG230-450：鑄鋼，屈服強(qiáng)度為230MPa,抗拉強(qiáng)度為450MPa65Mn：優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，含碳量為0.65%，含錳量<1.5%45：優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，含碳量為0.45%Q235：普通碳素結(jié)構(gòu)鋼，屈服強(qiáng)度為235MPa40Cr：中碳合金鋼，含碳量為0.40%，含鉻量<1.5%20CrMnTi：低碳合金鋼，含碳量為0.20%，含鉻、錳、鈦量<1.5%ZCuSn10Pb5：鑄造錫青銅，含錫量為10%，含鉛量為5%第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度3-1表面化學(xué)熱處理、表面淬火、表面硬化加工3-2（3）3-3截面形狀突變增大3-4（1）（1）3-5（1）3-7答：當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大于N0時(shí)，不管應(yīng)力循環(huán)多少次，材料破壞的極限應(yīng)力變化不大，視為恒定，所以將應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大于N0以后的壽命段稱為無限壽命區(qū)。所以只要施加在材料上的應(yīng)力不超過循環(huán)基數(shù)所對應(yīng)的極限應(yīng)力，那么不管應(yīng)力循環(huán)多少次，材料都不會(huì)發(fā)生破壞，因此稱循環(huán)基數(shù)對應(yīng)的極限應(yīng)力稱為材料的疲勞極限。3-8答：圖（a）中，為靜應(yīng)力，r=1；圖（b）中，為對稱循環(huán)變應(yīng)力，r=-1；圖（c）中，為非對稱循環(huán)變應(yīng)力，0<r<1。3-9答：彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)是材料對稱循環(huán)彎曲疲勞極限與零件對稱循環(huán)彎曲疲勞極限的比值，不對稱循環(huán)時(shí)，為材料與零件的極限應(yīng)力幅的比值。它與零件的尺寸及幾何形狀變化、加工質(zhì)量及強(qiáng)化因素有關(guān)。它使得零件的疲勞極限相對于材料的疲勞極限有所降低，對于靜強(qiáng)度則沒有影響。3-10答：零件等壽命疲勞曲線的疲勞極限線是材料試件等壽命疲勞曲線的疲勞極限線按比例下移，而靜強(qiáng)度極限線與材料試件等壽命疲勞曲線的靜強(qiáng)度極限線相同。作業(yè)：3-1已知：，，，，，。求N1、N2、N3的有限壽命彎曲疲勞極限。解：∵，<NC=,∴3-5已知：圓軸軸肩尺寸為，，；該軸肩材料的力學(xué)性能為；危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力，，，，。按求該截面的計(jì)算安全系數(shù)Sca。解：（1）∵∴，∴,,（2）查附圖3-1，材料的敏性系數(shù)；，查附表3-2(彎曲，插值法)，軸肩圓角處的理論應(yīng)力集中系數(shù)；軸肩的彎曲有效應(yīng)力集中系數(shù)查附圖3-2，尺寸及截面形狀系數(shù)查附圖3-4，表面質(zhì)量系數(shù)；；查附表3-10，化學(xué)熱處理的強(qiáng)化系數(shù)（有應(yīng)力集中）；由公式（3-12），彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)系數(shù)由公式（3-8），零件的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限為。所以有,,（3）在極限應(yīng)力線圖中標(biāo)出點(diǎn)和所以的位置?！?-20一零件由45鋼制成，材料的力學(xué)性能為：，，材料常數(shù)。已知零件上的最大工作應(yīng)力為，最小工作應(yīng)力為，應(yīng)力變化規(guī)律為，彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)，試畫出零件的極限應(yīng)力線圖，在圖上找出零件的工作應(yīng)力點(diǎn)和極限應(yīng)力點(diǎn)，并用圖解法確定該零件的計(jì)算安全系數(shù)。解：，∵，∴零件極限應(yīng)力線圖上的特殊點(diǎn)A（0，）、、D（，0）為A（0，150）、C（250，125）、D（360，0），據(jù)此作出零件的極限應(yīng)力線圖，在圖上找出零件的工作應(yīng)力點(diǎn)和極限應(yīng)力點(diǎn)，由圖中量得，第5章螺紋連接和螺旋傳動(dòng)5-1大徑中徑（P69式5-4、5）小徑5-2降低3升高1升高1降低35-32過渡配合5-490%螺紋根部5-535-6（4），5-10答：普通螺栓連接的主要失效形式：螺栓桿螺紋部分拉斷；設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：保證螺栓桿的拉伸強(qiáng)度。鉸制孔用螺栓連接的主要失效形式：螺栓光桿被剪斷和螺栓桿與孔壁的貼合面發(fā)生壓潰；設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：保證螺栓光桿的剪切強(qiáng)度和連接的擠壓強(qiáng)度。5-13答：螺栓性能等級(jí)為8.8級(jí)，小數(shù)點(diǎn)前的8代表該螺栓抗拉極限的比值的10倍。的1/100，小數(shù)點(diǎn)后的8表示該螺栓，當(dāng)F0一定，軸向外載在0～F屈服極限與抗拉極限5-15答：螺栓所受的總拉力，之間變化時(shí)，由公式可看出：Cb↑，Cm↓，F(xiàn)2↑，連接的疲勞強(qiáng)度降低，連接的緊密性增加；與此相反，Cb↓，Cm↑，F(xiàn)2↓，連接的疲勞強(qiáng)度提高，連接的緊密性降低。5-16答：保證連接緊密性和靜強(qiáng)度要求的前提下，要提高疲勞強(qiáng)度，必須↓Cb，↑Cm，同時(shí)適當(dāng)增加預(yù)緊力。5-21如圖所示一牽引鉤用2個(gè)M12（d1=10.106mm）的普通螺栓固定于機(jī)體上，已知：接合面摩擦系數(shù)f=0.2，防滑系數(shù)Ks=1.2，螺栓力學(xué)性能等級(jí)為6.8級(jí)，安全系數(shù)S=3，試計(jì)算該螺栓組允許的最大牽引力F。解：螺栓性能等級(jí)為6.8級(jí)，許用應(yīng)力螺栓允許的預(yù)緊力連接允許的牽曳力5-23圖示凸緣聯(lián)軸器（GB/T5843-2003）的型號(hào)為YLD10，允許傳遞最大轉(zhuǎn)矩T為630Nm。兩半聯(lián)軸器采用4個(gè)M12的鉸制孔用螺栓連接，螺栓規(guī)格為M12×60（GB/T27-1988），螺紋段長22mm，，螺栓的性能等級(jí)為8.8級(jí)，聯(lián)軸器材料為HT200，試校核其連接強(qiáng)度。解：安全系數(shù)，（P87,表5-10）每個(gè)螺栓的橫向載荷許用應(yīng)力，∴強(qiáng)度足夠。5-24受軸向載荷的緊螺栓連接，被連接鋼板間采用橡膠墊片，螺栓的相對剛度為0.9。已知預(yù)緊力F0=1500N，當(dāng)軸向工作載荷F=1000N時(shí)，求螺栓所受的總拉力及被連接件之間的殘余預(yù)緊力。解：5-25鉸制孔用螺栓組連接的三種方案如圖所示。已知L=300mm，a=60mm，試求螺栓連接的三個(gè)方案中，受力最大的螺栓所受的力各為多少？哪個(gè)方案最好？解：三個(gè)方案中都是把工作載荷F移動(dòng)至螺栓組連接的形心上，這樣將工作載荷轉(zhuǎn)變?yōu)檫^形心的橫向載荷F和繞形心的轉(zhuǎn)矩T。在橫向力F作用下，單個(gè)螺栓所受力為。在轉(zhuǎn)矩T作用下，單個(gè)螺栓所受力大小與三個(gè)方案螺栓布置方式有關(guān)。因此單個(gè)螺栓所受總載荷與各自的布置方式有關(guān)，現(xiàn)分別討論。方案1：在轉(zhuǎn)矩T作用下，1、3螺栓（2螺栓不受轉(zhuǎn)矩影響）所受力大?。?螺栓受力最大，為方案2：在轉(zhuǎn)矩T作用下，1、3螺栓（2螺栓不受轉(zhuǎn)矩影響）所受力大?。?、3螺栓受力相同為方案3：在轉(zhuǎn)矩T作用下，單個(gè)螺栓所受力大小：2螺栓受力最大，為對3個(gè)方案進(jìn)行比較，發(fā)現(xiàn)很明顯，方案3較好。，，，考慮：如果換成普通螺栓，結(jié)果會(huì)怎樣？第6章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接6-1（4）6-2工作面被壓潰工作面的過度磨損6-3（4）6-4小徑齒形作業(yè)題：6-1為什么采用兩個(gè)平鍵時(shí)，一般布置在沿周向相隔180°的位置；采用兩個(gè)楔鍵時(shí)，相隔90°～120°；而采用兩個(gè)半圓鍵時(shí)，卻布置在軸的同一母線上？這是從盡量減小對軸的強(qiáng)度削弱考慮的，同時(shí)又考慮了各類鍵的特點(diǎn)。兩個(gè)平鍵相隔180°布置，工作面上產(chǎn)生的擠壓力的方向正好相反，不會(huì)產(chǎn)生附加應(yīng)力，并且全部轉(zhuǎn)化為扭轉(zhuǎn)力矩，減少了軸受損的可能。若兩個(gè)平鍵相隔不為180°如圖所示，，；工作面上產(chǎn)生的擠壓力在軸上的合力不為零，大小為這個(gè)力相當(dāng)于軸上的附加力，對軸的工作產(chǎn)生不利影響。；采用兩個(gè)楔鍵時(shí)，如果也相隔180°布置，則楔緊時(shí)只是兩個(gè)楔鍵的頂面與輪轂鍵槽的底面接觸，軸和輪轂不接觸，工作可靠性差。兩個(gè)楔鍵相隔90°～120°則楔緊后軸和輪轂也接觸楔緊，增加了工作可靠性。由于軸上半圓鍵槽較深，在同一截面處加工出兩個(gè)鍵槽會(huì)大大削弱軸的強(qiáng)度，所以采用兩個(gè)半圓鍵時(shí)應(yīng)布置在軸的同一母線上。6-4圖示的凸緣半聯(lián)軸器及圓柱齒輪，分別用鍵與減速器的低速軸相連接。試選擇兩處鍵的類型及尺寸，并校核聯(lián)接的強(qiáng)度。已知軸的材料為45鋼，傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1000N·m，齒輪用鍛鋼制成，半聯(lián)軸器用灰鑄鐵制成，工作時(shí)有輕微沖擊。解：半聯(lián)軸器軸頸處，，選取A型普通平鍵，鍵寬，鍵高，鍵長。。齒輪軸頸處，，選取A型普通平鍵，鍵寬、鍵高、鍵長。第八章帶傳動(dòng)8-1（2）8-2（3）（3）8-3緊松邊拉應(yīng)力離心拉應(yīng)力彎曲應(yīng)力8-4（2）緊邊繞入小帶輪處8-5預(yù)緊力小輪包角摩擦系數(shù)8-68-78-88-98-108-11答：主要是考慮繞入主動(dòng)輪處帶內(nèi)彎曲應(yīng)力的影響，實(shí)驗(yàn)用帶傳動(dòng)的主從動(dòng)帶輪齒數(shù)相同，，所能傳遞的功率要比時(shí)要小，所以當(dāng)時(shí)，這時(shí)所能傳遞的功率增大。8-128-138-148-158-16方案a），因?yàn)槭紫仍擃}針對帶傳動(dòng)而言，所以從帶傳動(dòng)角度出發(fā)分析增速要求。方案1和方案2均減小傳動(dòng)比，可以起到增速的作用，但從減小帶的最大應(yīng)力出發(fā)，采用方案1更合理。8-20解：查表8-4a，，，單根普通V帶的基本額定功率查表8-4b，A型帶，，，功率增量小帶輪包角查表8-5，，帶的基準(zhǔn)長度由表8-2，普通V帶基準(zhǔn)長度取為，由表8-7，一天運(yùn)轉(zhuǎn)8h，工作載荷變動(dòng)較大，∴8-21解：1．確定計(jì)算功率查表8-7，，∴2．選取V帶帶型由圖8-11，查表8-4a，，，選取A型V帶，，單根普通V帶的基本額定功率查表8-4b，A型帶，，，功率增量5．計(jì)算主動(dòng)輪包角小帶輪包角查表8-5，，4．確定V帶基準(zhǔn)長度帶的基準(zhǔn)長度由表8-2，普通V帶基準(zhǔn)長度取為6．計(jì)算V帶根數(shù)，，∴V帶根數(shù)8-24答：應(yīng)逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)較好，使松邊在上。圖a方案中應(yīng)使張緊輪放在松邊外側(cè)，靠近小輪，以增大小輪包角；圖b方案中應(yīng)使張緊輪放在松邊內(nèi)側(cè)，避免帶雙向彎曲，并靠近大輪。作業(yè)：8-1解：，∴，。。8-2解：∵，；∴，8-4解：1．確定計(jì)算功率查表8-6，，∴2．選取V帶帶型由圖8-9，選取B型V帶3．確定帶輪基準(zhǔn)直徑；查表8-3，取查表8-7，取，∴從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速誤差帶速4．確定V帶基準(zhǔn)長度和傳動(dòng)中心距根據(jù)，初取由表8-2，V帶基準(zhǔn)長度取為由式（8-21）計(jì)算傳動(dòng)中心距。5．計(jì)算主動(dòng)輪包角。6．計(jì)算V帶根數(shù)查表8-5a、b得，，，；查表8-8、表8-2得，由式（8-22）得；，∴V帶根數(shù)。7．計(jì)算預(yù)緊力查表8-4，B型V帶，由式（8-23）得。8．計(jì)算壓軸力第9章鏈傳動(dòng)9-1（3）9-2外鏈板與銷軸內(nèi)鏈板與套筒滾子與套筒套筒與銷軸9-3套筒與銷軸9-4越高越大越少9-5鏈板的疲勞破壞鉸鏈的磨損鉸鏈的膠合鏈條的靜力拉斷鏈板的疲勞破壞9-69-79-89-99-109-119-129-139-149-159-169-179-18答：（1）21，減??；（2）90，不變9-19解：由圖9-11，由圖9-13，，08A型鏈，∴額定功率，查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)又因?yàn)?，，因此至少需要四排鏈?-20解：由表9-6，由圖9-13，，16A型鏈，額定功率，查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)；單排鏈，；鏈條可以傳遞的功率為作業(yè)9-1答：圖a和圖b均逆時(shí)針方向回轉(zhuǎn)，即緊邊在上、松邊在下合理。圖c垂直布置時(shí)，下垂量增大會(huì)減少下鏈輪有效嚙合齒數(shù)，降低傳動(dòng)能力，為此應(yīng)采用：a）中心距可調(diào)；b）設(shè)張緊裝置；c）上下兩輪錯(cuò)開，使兩輪軸線不在同一鉛垂面內(nèi)。9-3解：查表9-1，∵由圖9-11，∵由圖9-13，，∴滾子鏈的鏈號(hào)應(yīng)為16A，節(jié)距，∴額定功率。，查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)；單排鏈，；故鏈條可以傳遞的功率為9-4解：1．選擇鏈輪齒數(shù)選取，。2．計(jì)算功率3．初定鏈條的節(jié)距查圖9-11，，，選鏈號(hào)為單排鏈，4．計(jì)算鏈條鏈節(jié)數(shù)5．計(jì)算實(shí)際中心距6．驗(yàn)算鏈速第十章齒輪傳動(dòng)10-11734581026910-2（2）10-3(1)10-4(3)10-5減小動(dòng)載荷系數(shù)減小齒向載荷分配不均勻系數(shù)10-6制造安裝精度和圓周速度10-7（1）10-8(2)10-91/100脈動(dòng)10-10齒寬中點(diǎn)處10-131516171810-19（1）彎曲應(yīng)力減小，接觸應(yīng)力不變（2）彎曲應(yīng)力減小，接觸應(yīng)力減?。?）彎曲應(yīng)力增大一倍，接觸應(yīng)力不變10-26答：（1）（2），，作業(yè)：10-1解：10-2解：（1）B輪是惰輪，齒根彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力。查圖10-21d)，接觸疲勞極限應(yīng)力，彎曲疲勞極限應(yīng)力。許用應(yīng)力為：；（2）B輪是主動(dòng)輪，齒根彎曲應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。查圖10-21d)，接觸疲勞極限應(yīng)力，彎曲疲勞極限應(yīng)力。許用應(yīng)力為：；10-7解：該齒輪傳動(dòng)的承載能力由齒面接觸強(qiáng)度所限定。1．計(jì)算按齒面接觸強(qiáng)度所限定的轉(zhuǎn)矩，由式（10-21）得：1）小齒輪分度圓直徑。2）齒寬系數(shù)3）查圖10-26，端面重合度。，。4）齒數(shù)比。5）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)6）由圖10-30查得區(qū)域系數(shù)。。7）小齒輪合金鋼調(diào)質(zhì)260HBS，由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞極限鋼調(diào)質(zhì)220HBS，由圖10-21d查得大齒輪的接觸疲勞極限；大齒輪碳。8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力由式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。由圖10-19查接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%，安全系數(shù)，。，由式（10-12），。斜齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力。9）計(jì)算載荷系數(shù)按輕微沖擊，由表10-2查得。小齒輪圓周速度，精度等級(jí)8級(jí)，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。查表10-3，按，齒間載荷分配系數(shù)。查表10-4，接觸疲勞齒向載荷分布系數(shù)。齒高與齒寬之比，從圖10-13中查得彎曲強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù)。載荷系數(shù)。代入以上各項(xiàng)數(shù)值，計(jì)算出按齒面接觸強(qiáng)度所限定的轉(zhuǎn)矩為：2）計(jì)算該傳動(dòng)所能傳遞的功率圓周力，符合假設(shè)。該齒輪傳動(dòng)能夠傳動(dòng)的功率為10-26答：（1）（2），，第十一章蝸桿傳動(dòng)11-1（課本）答：11-14答：（1）有錯(cuò)誤，，因?yàn)椋?，其大小已?biāo)準(zhǔn)化。（2）錯(cuò)誤，因?yàn)椋?）錯(cuò)誤，，中心距應(yīng)為。。11-23圖示為某起重設(shè)備的減速裝置。已知各輪齒數(shù)z1=z2=20，z3=60，z4=2，z5=40，輪1轉(zhuǎn)向如圖所示，卷筒直徑D=136mm。試求：(1)此時(shí)重物是上升還是下降?(2)設(shè)系統(tǒng)效率η=0.68，為使重物上升，施加在輪1上的驅(qū)動(dòng)力矩T1=10N·m，問重物的重量是多少?解：（1），行星架H的轉(zhuǎn)向與中心輪1的轉(zhuǎn)向相反，所以蝸桿4的轉(zhuǎn)向標(biāo)示為箭頭向下，又因?yàn)槲仐U4為右旋，采用右手定則，所以蝸桿4軸向力向右，蝸輪5的圓周力向左，因此蝸輪4順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)，重物下降。（2），，，11-29答：不合理，把鏈傳動(dòng)布置在帶式運(yùn)輸機(jī)的輸入側(cè)。第11章作業(yè)題：11-17圖示為簡單手動(dòng)起重裝置。若按圖示方向轉(zhuǎn)動(dòng)蝸桿，提升重物G，試確定：（1）蝸桿和蝸輪齒的旋向；（2）蝸輪所受作用力的方向；（3）當(dāng)提升或?qū)⑾轮匚飼r(shí)，蝸輪輪齒是單側(cè)受載還是雙側(cè)受載？答：Ft2Fr2Ft2Fa1G11-28、件1、5為蝸桿，件2、6為蝸輪，件3、4為斜齒圓柱齒輪，件7、8為直齒錐齒輪。蝸桿1主動(dòng)，要求齒輪8的回轉(zhuǎn)方向如圖示。試標(biāo)出：1）各軸的回轉(zhuǎn)方向。2）考慮三根軸上所受軸向力能抵消一部分，定出各輪的螺旋線方向。3）各輪的軸向分力的方向。11-1低好1、2、4、611-220Cr或40Cr滲碳淬火錫青銅11-3（4）11-4（3）11-5油池潤滑噴油潤滑11-10答：蝸桿傳動(dòng)中，為保證正確嚙合，用與蝸桿具有同樣尺寸的蝸輪滾刀加工與其配對的蝸輪。這樣，一種尺寸的蝸桿對應(yīng)一種尺寸的蝸輪滾刀。同一模數(shù)下，蝸桿的直徑有很多，蝸輪滾刀的數(shù)目也會(huì)很多。因此，為限制蝸輪滾刀的數(shù)目及便于滾刀標(biāo)準(zhǔn)化，每種模數(shù)下規(guī)定了一定數(shù)目的蝸桿分度圓直徑，將其標(biāo)準(zhǔn)化。11-12答：影響蝸桿傳動(dòng)效率的主要因素有嚙合摩擦、軸承摩擦及濺油損耗。11-13答：蝸輪材料的許用接觸應(yīng)力的確定方式主要由蝸輪材料的主要失效形式所決定的?；诣T鐵、高強(qiáng)青銅蝸輪（σB≥300MP）主要失效形式為膠合，按接觸強(qiáng)度進(jìn)行條件性設(shè)計(jì)，其[σH]與應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N無關(guān)，按Vs大小查取。錫青銅蝸輪（σB＜300MP）主要為點(diǎn)蝕失效，為接觸疲勞問題，所以[σH]與應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N有關(guān)。第十二章滑動(dòng)軸承12-3限制壓力過大擠出潤滑油使軸瓦產(chǎn)生磨損限制軸承的溫升12-29補(bǔ)充1試分析圖12-29所示四種摩擦副，在摩擦面間哪些摩擦副不能形成油膜壓力，為什么？（為相對運(yùn)動(dòng)速度，油有一定的粘度。）圖12-29答：題12-29圖中的四種摩擦副，只有圖c能形成油膜壓力，其他三種摩擦副均不能形成油膜壓力。這是因?yàn)閳Da的摩擦副沒有楔形間隙；圖b的摩擦副不是沿邊運(yùn)動(dòng)方向呈從大到小的楔形間隙；圖d的摩擦副兩平面間沒有相對運(yùn)動(dòng)速度。12-30補(bǔ)充2當(dāng)油的動(dòng)力粘度及速度v足夠大時(shí)，試判斷題12—30圖所示的滑塊建立動(dòng)壓油膜的可能性。A.可能B.不可能C.不一定圖12-30答：應(yīng)選B。因?yàn)閮苫瑝K均以速度v運(yùn)動(dòng)，則兩滑塊變成相對靜止，沒有發(fā)生相對運(yùn)動(dòng)，不滿足建立動(dòng)壓油膜的條件，因此不可能建立動(dòng)壓油膜。12-31動(dòng)壓潤滑滑動(dòng)軸承能建立油壓的條件中，不必要的條件是D。A.軸頸和軸承間構(gòu)成楔形間隙C.軸頸和軸承表面之間有相對滑動(dòng)D.潤滑油溫度不超過50℃12-32形成液體動(dòng)力潤滑的必要條件1、2、3B.充分供應(yīng)潤滑油，而充分條件是。答：必要條件1兩工作表面間必須構(gòu)成楔形間隙；2兩工作表面間必須充滿具有一定粘度的潤滑油或其他流體；3兩工作表面間必須有一定的相對滑動(dòng)速度，其運(yùn)動(dòng)方向必須保證能帶動(dòng)潤滑油從大截面流進(jìn)，從小截面流出。充分條件為：保證最小油膜厚度min≥12-1（3）12-2（2）12-4增大減小12-5（2）12-19答：兩工作表面間必須構(gòu)成楔形間隙；2兩工作表面間必須充滿具有一定粘度的潤滑油或其他流體；3兩工作表面間必須有一定的相對滑動(dòng)速度，其運(yùn)動(dòng)方向必須保證能帶動(dòng)潤滑油從大截面流進(jìn)，從小截面流出。第十三章滾動(dòng)軸承13-1（1）N316/P651316（2）51316N316/P6（3）6306/P551316（4）6306/P5（5）3030613-2（1）13-9答：一個(gè)30000或70000型軸承只能承受單向軸向力，所以該類型軸承只能成對使用。正裝指軸承的外圈窄邊相對，軸承的支撐反力作用點(diǎn)的跨距較小，派生軸向力相對；反裝指軸承的外圈寬邊相對，軸承支撐反力作用點(diǎn)的跨距較大，派生軸向力相背。面對面安裝即正裝，背對背即反裝。13-13答：常見的失效形式為點(diǎn)蝕、磨損、膠合、斷裂等，壽命公式是針對點(diǎn)蝕失效形式建立起來的，L是基本額定動(dòng)載荷為C的軸承所受當(dāng)量動(dòng)載荷為P時(shí)的壽命。作業(yè)題13-1答：N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑為35mm，51301的內(nèi)徑為12mm。N307/P4公差等級(jí)最高，6207允許的極限轉(zhuǎn)速最高，N307/P4承受徑向能力最強(qiáng)，51301不能承受徑向載荷。13-6解：圓錐滾子軸承反裝，查手冊知30207的基本額定動(dòng)載荷為54200N，e=0.37，Y=1.6。（1）兩軸承的徑向載荷Fr1和Fr2Fr1=875.65N，F(xiàn)r2=1512.62N（2）兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2因?yàn)樗?被壓緊，2被放松。，（3）兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)?，所以X1=0.4，Y1=1.6；X2=1，Y2=0即有（4）驗(yàn)算軸承的壽命因?yàn)镻1>P2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算eFa/Fr≤eFa/Fr>e0.351X0YXY0.41.7故所選軸承滿足壽命要求。補(bǔ)充：某轉(zhuǎn)軸兩端各用一個(gè)30204軸承支撐，軸上載荷Fre=1000N，F(xiàn)ae=300N，軸轉(zhuǎn)速為1000r/min，載荷系數(shù)fp=1.2，常溫下工作。求：1）兩支點(diǎn)反力；2）兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷；3）危險(xiǎn)軸承的壽命。已知：30204軸承基本額定動(dòng)載荷C=28.2KN，且有Fd=Fr/（2Y），Y=1.7。有關(guān)數(shù)據(jù)如下：解：正裝，派生軸向力如圖所示，左軸承為1軸承，右軸承為2軸承。（1）兩支點(diǎn)反力因?yàn)樗?被壓緊，1被放松。，（2）兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)?，所以X1=1，Y1=0；X2=0.4，Y2=1.7即有3）危險(xiǎn)軸承的壽命P1<P2,所以2軸承為危險(xiǎn)軸承，其壽命為補(bǔ)充習(xí)題1：一軸由兩個(gè)角接觸球軸承（Fd=0.68Fr），F(xiàn)1=10KN，F(xiàn)2=5KN，a=100mm，b=300mm，c=50mm，軸轉(zhuǎn)速n=100r/min，沖擊載荷系數(shù)fa=1.2，預(yù)期使用壽命[Lh]=5000h。求軸承額定動(dòng)載荷為多少？（注：e=0.68。Fa/Fr≤e時(shí)，X=1且Y=0；Fa/Fr>e時(shí)，X=0.41且Y=0.87）解：（1）求支點(diǎn)反力因?yàn)椋?，所?軸承壓緊，2軸承被放松。所以，（2）求額定動(dòng)載荷因?yàn)?，所以X1=0.41，Y1=0.87；X2=1，Y2=0即有按P1計(jì)算C13-3（4）(2)13-4單向制0負(fù)值13-5（1）13-6（4）13-15答：兩端固定支承需要調(diào)整軸承游隙?？刹捎萌缦路绞剑海?）調(diào)整端蓋端面與外殼之間墊片的厚度；（2）調(diào)整軸承內(nèi)圈或外圈的軸向位置。13-19答：裝配時(shí)，可通過增減套杯端面與外殼之間墊片的厚度，調(diào)整錐齒輪的軸向距離。13-27答（a）（c）或（b）或（d）（f）（e）或第15章軸作業(yè)題：15-4答：1、無定位軸肩，作為軸左端所裝配零件的右側(cè)定位方式；2、軸承端蓋孔和伸出軸間無間隙；3、軸承端蓋孔和伸出軸間無毛氈圈；4、鍵太長；5、軸承端蓋和箱體間無調(diào)整墊片；6、無非定位軸肩，區(qū)分與軸承裝配軸段和與端蓋裝配軸段；7、角接觸球軸承應(yīng)正裝；8、定位套筒高度超過了軸承內(nèi)圈高度；9、軸段長度與所配合齒輪的寬度相等，應(yīng)小于2～3mm；10、軸承無左端定位方式；補(bǔ)充作業(yè)1——圖示為起重機(jī)絞車的齒輪1、卷筒2和軸3的三種連接方案。●圖(a)為齒輪1與卷筒2分別用鍵固定在軸上，軸的兩端通過軸承支承在機(jī)架上；●圖(b)為齒輪1與卷筒2用螺栓連接成一體空套在軸上，軸的兩端固定在機(jī)架上；●圖(c)為齒輪1與卷筒2用螺栓連接成一體，并用鍵固定在軸上，軸的兩端通過軸承支承在機(jī)架上。若外載恒定，試分析確定三種方案中：(1)軸上載荷的種類及軸的類型；(2)軸上所受應(yīng)力及性質(zhì)；(3)若三種方案中軸的直徑、材料及熱處理方法相同，試比較三種方案中軸的強(qiáng)度。15-7兩級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸，尺寸和結(jié)構(gòu)如圖所示。已知：中間軸轉(zhuǎn)速n2=180r/min，傳遞功率P=5.5KW。有關(guān)的齒輪參數(shù)為：齒輪2：mn=3mm，齒輪3：mn=4mm，，，，z2=112，右旋，z3=23，右旋解：1)2)求各齒輪的受力齒輪2：，,齒輪3：，,3)兩支點(diǎn)的反力在垂直平面內(nèi)：在水平平面內(nèi)：4）求彎矩、扭矩及當(dāng)量彎矩圖48.6105.6153.76.6263.2469.111151.36+220054.81=231206.17=480.8Nm23623.69+220054.81=243678.5=493.6Nm43.56+69274.24=69317.8=263.32361.96+69274.24=267.6493.6263.3480.8267.6291.8523.7316.2267.615-18試指出圖示小圓錐齒輪軸系中的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)，并畫出正確結(jié)構(gòu)圖。15-19試指出圖示斜齒圓柱齒輪軸系中的錯(cuò)誤結(jié)構(gòu)，并畫出正確結(jié)構(gòu)圖。強(qiáng)度計(jì)算：應(yīng)力≤許用應(yīng)力和越接近，強(qiáng)度越低，越遠(yuǎn)離，強(qiáng)度越高。上課講例題10-1、2：今有兩對標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，傳遞功率相同，其齒輪材料熱處理方法、精度等級(jí)和齒寬均對應(yīng)相等，已知齒輪的模數(shù)和齒數(shù)分別為：第一對m=4mm，Z1=20，Z2=40；第二對m=2mm，Z1=40，Z2=80。在同樣工況條件下工作時(shí)，求兩對齒輪彎曲應(yīng)力的比值σF/σF`和接觸應(yīng)力的比值σH/σH`，比較兩對齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度。提示：，解：（1）彎曲應(yīng)力比和彎曲疲勞強(qiáng)度由表10-5查得：Z=20，YFa=2.80，Ysa=1.55。Z=40，YFa=2.40,Ysa=1.67。Z=80，YFa=2.22,Ysa=1.77。計(jì)算各齒輪的彎曲應(yīng)力第一對齒輪：，。第二對齒輪：，兩對齒輪的應(yīng)力比，。第二對齒輪比第一對齒輪的彎曲應(yīng)力大，因?yàn)樵S用彎曲應(yīng)力相等，則第二對齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度低。（2）接觸應(yīng)力比和接觸疲勞強(qiáng)度，，補(bǔ)充1：一對標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)參數(shù)見表，