機械設計習題

第一章機械設計基礎知識

思考題

1-1機械零件設計應滿足哪些基本準則？

1-2什么叫機械零件的失效？機械零件主要的失效形式有哪些？

1-3提高機械零件強度的措施有哪些？

1-4在什么條件下要按剛度準則設計機械零件？提高零件的剛度有哪些措施？

1-5選用機械零件材料時主要考慮什么原則？

1-6舉例說明什么叫靜載荷、變載荷、靜應力和變應力？

1-7什么是零件的工作應力、計算應力、極限應力和許用應力？

1-8影響材料的極限應力的因素有那些？

1-9線性疲勞損傷累積方程（Miner方程）的意義是什么？

1-10影響材料疲勞強度的主要因素有哪些？原因是什么？這些因素對變應力的哪一部

分有影響？

1-11什么是有效應力集中系數(shù)？機械零件設計中，常見的應力集中源有哪些？有三個

形狀尺寸一樣，工作條件也相同，分別用鑄鐵、低強度鋼、高強度鋼制造的零件，哪個零件

的有效應力集中系數(shù)最大？

1-12什么叫接觸應力和接觸強度？影響接觸應力大小的因素有哪些？

1-13舉例說明零件的結構及工藝對被設計零件疲勞強度的影響。

習題

1-1從手冊中查找下面各材料的名稱和性能數(shù)據(jù)，并填入表中:

抗拉強度極屈服強度極延伸率硬度彈性模量

材料牌號材料名稱限限05/%HB￡/MPa

MPaCs/MPa

HT200

ZG270-500

Q235

45調質

40Cr

QA19-4

1-2已知（7min=500MPa,%=300MPa,求amx,a??r,并畫出變應力圖。

1-3圖示為一轉軸，在軸上作用有軸向力￡,=3000N和徑向力尸,.=6000N,支點間距C

=300mm,軸的直徑d=50mm,求力工作用面上的小叫，“min，%，（r?,r,并畫出變應力

圖。

■1-3K

1-4已知一合金結構鋼的簡化疲勞極限線圖如圖所示。等效系數(shù)以=043,若零件工作

應力點M恰在OE線上，其最大工作應力“皿=426MPa,最小工作應力%皿=106MPa,

有效應力集中系數(shù)口=1.42,絕對尺寸系數(shù)%=0.91,表面狀態(tài)系數(shù)4=1,試求按簡單加

載情況下零件的安全系數(shù)（按無限壽命考慮）。

■1-33B

1-5某鋼制零件承受非對稱循環(huán)（循環(huán)特性/"=-0.4）的兩級應力（不穩(wěn)定變應力）作

用，第一級名義應力最大值內=500MPa,作用IO,次，第二級名義應力最大值＜72=400MPa,

作用2X1（）5次，如該鋼材的標準平滑試件試驗得的叫=500MPa,CTO=8OOMPa,循環(huán)基數(shù)

次，材料常數(shù)機=9,該零件的有效應力集中系數(shù)乂=1.62,絕對尺寸系數(shù)%=0.83,

表面狀態(tài)系數(shù)夕=0.95。試估算該零件的計算安全系數(shù)。

例題

例1-1某轉動心軸，其危險剖面上的平均應力為〃=20MPa,應力幅。產30MPa,

試求最大應力5mx、最小應力”min和循環(huán)特性「。

解最大應力為

<7maxFn+4=20+30=50MPa

最小應力為

<rmin=<7m-<ra=20-30=-10MPa

循環(huán)特性為

該變應力為非對稱循環(huán)變應力。

例1-2某靜止構件受彎曲應力為=150MPa,扭轉剪應力虧=50MPa；材料為35鋼(如

=540MPa,G=320MPa)。試分別用第一、三、四強度理論求計算應力/“，并校核靜強

度是否安全？用哪個強度理論較為合理？

解(1)求材料的許用拉應力

由于6/GB=320/540=0.593,按表用內插法得

許用拉應力

(2)按第一、三、四強度理論求計算應力娛

按第一強度理論得

?啜擊)X=野超F(xiàn)

按第三強度理論得

%=尉+冠=加4‘+4*如=1魄28MPa

按第四理論強度得

%=J150“3x50i=17120MPa

(3)結論

由于許用拉應力［司=212MPa均大于按第一、三、四強度理論所求得的計算應力”

所以該構件強度足夠，較為安全。但山于35鋼塑性較好，故用三、四強度理論較合理。

例L3如圖所示，某軸受彎矩M作用。已知：材料為

T

1-3

優(yōu)質碳素結構鋼，其抗拉強度極限crB=600MPa；D=60mm；

d=55mm；r=1.5mm；表面精車削加工（表面粗糙度

/??=!.6urn）；調質處理。求過渡圓角處的有效應力集中

系數(shù)ka、絕對尺寸系數(shù)分和表面狀態(tài)系數(shù)仇

解（1）有效應力集中系數(shù)k?

-D----d--=-6--0---5--5=3….53

r1.5

-=—=0.0273

d55

為求（￡>—d）/r=3.33及r/d=0.0273參數(shù)下的總值，須先從附表1-2中查出

（D-d）/r=2以及r/d=0.02和0.03下的口值，然后通過插值計算才可求得所要求的ko

值。

計算步驟如下：

查附表1-2,在（D-d）/r=2和<TB=600MPa條件下，r/d=0.02時，ka=1.47,r/d=

0.03時，h=1.67；通過內插法可求得（D-d）/r=2,戌/=0.0273時的應力集中系數(shù)為

,,--0.0273~0.02.—_?__?

k.-1.47+----------------xQ.67-l.47）=1.616

“0.03-0.02

再查附表1-2,在（D—d）"=4和g=600MPa條件下，r/d=0.02時，心=1.86,

團=0.03時,總=1.88；通過內插法可求得（。一〃）4=4,0.0273時的應力集中系數(shù)

為

00273-002一一

*=1.86+—xG，88-l.8Q=1.875

<■0.03-0.02

最后再通過內插法計算即可求得（。-d）//=3.33和㈤=0.0273時的有效應力集中

系數(shù)為

=1.616+3^-3^3x—a2.875-l.6lQ=1.79

4—2

（2）絕對尺寸系數(shù)￡O

查查附表1-4,當d=55mm,材料為碳素結構鋼時，％=0.81。

（3）表面狀態(tài)系數(shù)B

查附表1-5,當材料的g=600MPa及表面精車削加工（&=1.6岬）田寸,夕=0.95。

在疲勞強度計算中，應根據(jù)具體晴況選取夕值。例如，零件表面只經(jīng)過切削加工或不

加工時，則應按附表1-5選取￡值；若零件表面不僅機械加工而且經(jīng)過強化工藝處理，則

應按附表1-6選取B值。

例1-4一優(yōu)質碳素結構鋼零件，其仍=560MPa,/=280MPa,%=250MPa。承受

工作變應力<7niax=155MPa,（7min=30MPa。零件的有效應力集中系數(shù)k?=1.65,絕對尺

寸系數(shù)￡1,=0.81,表面狀態(tài)系數(shù)斤0.95（精車）。如取許用安全系數(shù)[S]=1.5。校核

此零件的強度是否足夠。

解（1）計算應力幅和平均應力

應力幅

22MPa

平均應力

q=（U）=Q55+3Q）=925

22MPa

（2）計算疲勞強度安全系數(shù)

據(jù)表1.5查得等效系數(shù)叱=0.30（拉壓應力，車削表面）。

計算安全系數(shù)為

外250

=1.545

k165

+VC……他54-0.30x92.5

efl0.81x0.95

（3）計算靜強度安全系數(shù)

S________—=1.81

?，+/62.54-92.5

由匕述計算結果可知，該零件的疲勞強度和靜強度安全系數(shù)均大于許用安全系數(shù)［S］=

1.5,故零件強度足夠。

例1-5-轉軸受規(guī)律性非穩(wěn)定非對稱循環(huán)變應力作用，其各級變應力的缶和0m初的名

義值見下表的第二、第三列。各級變應力的循環(huán)次數(shù)見第四列。材料力45鋼調質，凹=

7

250MPa,m=9,/V0=10o乂=1.76,eo=0.78,表面狀態(tài)系數(shù)0=095,公=0.34。許用安

全系數(shù)母］=1.5。求該軸的計算安全系數(shù)S”

解（1）計算各級變應力的當量應力（7,

根據(jù)式（1-33）

（7,的計算結果見下表的第五列。

例1-5表

MPa

應力幅平均應力循環(huán)次數(shù)當量應力

應力級序號

。tfj"i3

120203X104292

1

110207X104268

2

90204X106220.6

3

（2）求當量應力循環(huán)次數(shù)M

因內小干材料的內,故對零件不會造成疲勞損傷，在求M時不計入。

根據(jù)式（1-39）

晦停J，盜"明（瑞"-=3-53x10*

（3）求壽命系數(shù)K,v

根據(jù)式（1-40）

=1.8724

3.53x10'

（4）求計算安全系數(shù)S

根據(jù)式（1-41）

?Kg1.8724x250tc

s=堂=F292—=16MM=L5

結論：該轉軸疲勞強度足夠安全。

第二章螺紋聯(lián)接及軸轂聯(lián)接

思考題

2-1常用螺紋有哪些類型？其中哪些用于聯(lián)接，哪些用于傳動，為什么？哪些是標準螺

紋？

2-2螺紋聯(lián)接預緊的目的是什么？如何控制預緊力？

2-3擰緊螺母時，螺栓和被聯(lián)接件各受什么載荷？擰緊力矩要克服哪些阻力矩？

2-4聯(lián)接螺紋能滿足自鎖條件，為什么在設計螺紋聯(lián)接時還要考慮防松問題？根據(jù)防松

原理，防松分哪幾類？可拆卸的防松中哪類工作可靠，為什么？

2-5在受橫向載荷的螺紋聯(lián)接中，螺栓是否一定受剪切？為什么？

2-6為改善螺紋牙上載荷分配不均現(xiàn)象，常采用懸置螺母或內斜螺母，試分析其原因。

2-7畫出題2-7圖中各螺紋聯(lián)接的正確結構并選擇標準螺紋聯(lián)接件。

(b)

K2-7S

2-8平鍵的標準截面尺寸如何確定？鍵的長度如何確定？

2-9矩形花鍵和漸開線花鍵如何定心？

2-10過盈配合聯(lián)接中有哪幾種裝配方法？哪種方法能獲得較高的聯(lián)接緊固性？為什

么？

2-11影響過盈配合聯(lián)接承載能力的因素有哪些？為提高承載能力可采取什么措施？

習題

2-1用圖示的扳手擰緊M16的螺母，扳手有效長度￡=400mm,求實現(xiàn)預緊力QP

=13500N的擰緊力?。

2-2圖示為普通螺栓組聯(lián)接，載荷R=5000N,L=280mm,/=100mm,接合面間的

摩擦系數(shù)/=0.3。試確定預緊力。

2-3如圖所示，用六個M16的普通螺栓聯(lián)接的鋼制液壓油缸，螺栓8.8級，安全系數(shù)S

=3,缸內油壓p=2.5MPa,為保證緊密性要求，剩余預緊力。21.5凡求預緊力的取

值范圍。（缸蓋與油缸結合面處采用金屬墊片）

2-4圖示減速器端蓋用四個螺釘固定在鑄鐵箱體上，端蓋與箱體間采用金屬墊片。端蓋

受軸向載荷々=6000N,試確定預緊力及螺釘直徑。

題2-5圖

2-5在圖示的

夾緊聯(lián)接中，柄部承受載荷尸=600N,柄長Z=350mm,軸直徑為=60mm,螺栓個數(shù)z

=2,接合面摩擦系數(shù)尸0.15,試確定螺栓直徑。

2-6在圖示的氣缸蓋聯(lián)接中，氣缸內徑0=400mm,螺栓個數(shù)z=16,缸內氣體壓力p

在0?2MPa之間變化，采用銅皮石棉墊片，試選擇螺栓直徑。

建”圖

2-7圖示為GZ5剛性聯(lián)軸器，材料為ZG270-500,用6個8.8級螺栓聯(lián)接。己知該聯(lián)

軸器允許的最大轉矩為16000N.m,兩個半聯(lián)軸器間的摩擦系數(shù)六0.16,載荷平穩(wěn)。

(1)采用普通螺栓，求螺栓直徑；

K2-89

(2)若改用較制孔用螺栓，計算螺栓直徑。

S2-7S

2-8圖示為兩塊邊板和一塊承重板焊接成的龍門起重機導軌托架。兩邊板各用四個螺栓

與工字鋼立柱聯(lián)接，托架承受的最大載荷為R=20kN,問：

(1)此聯(lián)接采用普通螺栓還是較制孔螺栓為宜？

(2)若用較制孔用螺栓聯(lián)接，已知螺栓機械性能等級為8.8,試確定螺栓直徑。

2-9圖示的鑄鐵托架用四個普通螺栓固定在鋼立柱上，已知托架上的載荷尸=5kN,其

作用線與鉛垂方向的夾角a=45°。托架材料的強度極限g=200MPa,立柱材料的屈服強

度極限小=235MPa,結構尺寸如圖所示，試確定螺栓直徑。

串!啕

5^0

EI

婦㈡

15。

就2邛圖

2-10圖示減速器的低速軸與凸緣聯(lián)軸器及圓柱齒輪之間分別用鍵聯(lián)接。已知軸傳遞的

功率尸=9kW,轉速H=100r/min,軸和齒輪的材料均為鋼，聯(lián)軸器材料為鑄鐵，工作時有

輕微沖擊。試選擇兩處鍵的類型和尺寸，并校核其聯(lián)接強度。

?川

2-11圖示的雙聯(lián)滑移齒輪與軸用矩形花鍵聯(lián)接，已知傳遞的轉矩7=140N.m,齒輪在

空載下移動，工作情況良好，軸。=34mm,齒輪寬度Z,=40mm,軸和齒輪的材料均為鋼,

花鍵齒面熱處理后硬度小于45HRC。試選擇花鍵、校核聯(lián)接強度，并寫出聯(lián)接的標記代號。

例題

例2-1如圖a所示的鑄鐵（HT150）支架，用?組螺栓固定在鋼制底座匕支架軸孔

中心受一斜力P=10000N,尸力與水平面的夾角。=30°,軸孔中心高度A=250mm,底

板尺寸A=200mm,，2=400mm,4=150mm,螺栓孔中心距/=320mm。試求螺栓所受的

最大軸向總載荷，并校核螺栓組聯(lián)接接合面的工作能力。

解（1）螺栓受力分析

①將斜力尸分解為水平分力尸、和垂直分力A;再將水平分力2簡化到接合面上，得

翻轉力矩M和作用在接合面上的橫向力2,見例2-1圖b。支架螺栓組共受以下諸力和力

矩作用：

軸向力（作用干螺栓組形心，垂直向上）

^=Pma=lOOOOx?n3（r=5000N

橫向力（作用于接合面，水平向右）

B=Pma=10000x3*30*=%60N

翻轉力矩（繞。軸，順時針方向）

^=^-*=8660x250=2165000Nmm

（b）支票受力分析

(a)VMS

M2-1SI

②計算每個螺栓所需要的預緊力QpaPx要使底板向右滑移，受到聯(lián)接接合面摩擦力

的阻擋。預緊力2,使接合面間產生摩擦力。P、使預緊力減小。M對摩擦力無影響，因在M

作用下，底板右部的壓力雖然增犬，但其左部的壓力卻以同樣程度減小。參照式（2-9）并

考慮憶對預緊力的影響可得底扳不滑移條件為

以"品卻儲

取&=1.2,/=0.15（及2-3,鑄鐵對干燥加工表面），J+C.（表2-5,無墊片），

4（竽■所X號等心。物5000）=18257.5

則*JCc+Cr4\015/N

③計算螺栓的工作拉力。在垂直拉力2作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-8）

知

*生=%=1250

■4N

在翻轉力矩M作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-17）知

華二組=隨竺吧=3383

《貨H4x320N

故總工作拉力為

P=/+-*=1250+3383=4633N

④計算螺栓總拉力。由式（2-28）得螺栓的總拉力為

Q=Q.+*A=1827.5+0.25x4633=19416

C[+C.N

（2）校核螺栓組聯(lián)接接含面的工作能力

①檢查受載時鑄鐵底板右邊緣處走否壓潰

參照式（2-18）得

°=義__￡?_.空+_^^=&+_^_（”一句

~Act+crAq+qwAq+c.，A

式中接合面有效面積為

=-4）=150（400-200）=30000mm2

接合面的有效抗彎剖面模量為

，=含娼-4）=-200'）=35x10*

mm3

代入得

2165x10*5x101

)=2773

3.5x10*3x104MPa

查表2-4知鑄鐵（HT150）的許用擠壓應力為

[%]=（M~a?b.=@4~0.5）xl50=60~75MPa（由于％故接合

面右邊緣處不致壓潰。

②檢查受載時底板左邊緣處走否出現(xiàn)間隙

參照式（2-19）得

b一2J鷲J*=必+C.MP

—Aq+c.Ac.+c.wAq+c.，A

=與智-。-。逖”5x0+M現(xiàn)皿,°

300003.5x10*3x104

故接合面左邊緣處不會產生間隙。

例2-2試選定蝸輪與軸的鍵聯(lián)接。已知：蝸輪為8級精度，蝸輪輪轂材料為HT200,

軸的材料為45鋼，蝸輪與軸的配合直徑為50mm,蝸輪輪轂長為80mm,傳遞轉矩T=480

N?m。載荷平穩(wěn)。蝸輪沿軸向固定。

解（1）選擇鍵聯(lián)接的類型及其尺寸

由于蝸輪為8級精度要求有較高的對中性，故選用平鍵聯(lián)接。又因是靜聯(lián)接，選圓頭普

通平鍵，由手冊查得，當d=44~50mm時，鍵的剖面尺寸為：寬6=14mm,高6=9mm。

參考輪轂長度選鍵長L=70mm。鍵的材料選45鋼。

（2）鍵聯(lián)接的強度計算

聯(lián)接的失效形式是軸、輪轂和鍵三個零件中較弱零件的壓潰和鍵的剪斷。由于蝸輪輪轂

材料是鑄鐵，故應按輪轂進行擠壓強度校核計算。鍵的工作長度/=LT=70-14=56mm,

由表2-10查得聯(lián)接的許用擠壓應力[%]=80MPa（因載荷平穩(wěn)，取大值）。由式（2-37）

得鍵聯(lián)接工作面上的擠壓應力

4r4x480000”

<r_=—=-----=n

‘魂50x9x56MPa

H2-3S崢與軸崢的結構尺寸

由于即<[%]，故所選鍵聯(lián)接強度足夠。

例2-3設計蝸輪輪轂與軸的過盈配合聯(lián)接。已知：

聯(lián)接傳遞的最大轉矩T=780N.m：軸向力F=3500N：

軸和輪轂聯(lián)接處尺寸如例2-5圖所示。采用平鍵作輔助

聯(lián)接。蝸輪輪轂材料為ZG310—570,其屈服強度極限

缶2=320MPa；軸材料為45鋼，其屈服強度極限如=

360MPa。軸和轂孔的表面粗糙度參數(shù)故分別為&i=

6.3口01和凡2=12.5口111。擬用壓入法裝配。

解在止匕軸轂聯(lián)接中，平鍵為輔助聯(lián)接。故計算

時假定全部載荷均由過盈配合聯(lián)接傳遞。但考慮到平

鍵輔助聯(lián)接的有利因素，取較大的摩擦系數(shù)。

（1）確定最小壓強pmin

取戶0.1（表2-12有潤滑的情況下），由式（2-40）可求得

——7"管鏟］

M+QT/“丫(80J

3^--0.1x3.14x80x120

(2)確定最大壓強產,皿

由式(2-43)和(2-44)知：

被包容件

?-占

=_15_X360=180

2MPa

包容件

P—=I二竽):％=?甲x320=89

MPa

最大壓強取兩零件中較小值，故取Pmax=89MPa。

(3)確定最小過盈量3min

由表2-13查得：￡|=2.1X105MPa；%=也=0.26。

由式(2-45)得

1+6”1+占

—與一-0.26=0.74

?哈

1+(當

1+《阻式120

1-3⑷f0.26=2.96

120

%=P.拒?+詈露］=d0090l

(Bi%)121*10’21x10，)

根楣式(2-47)確定鼠”

&=4k+IZAt+，)=0.009014-1.2x(0.00534-0.0125)=0.0316

(4)確定允許的最大過盈量(5a、

按式(2-49)得

J=^^=-=0.00901x^=0.122

mm

(5)選擇配含

0

由公差配合標準中選H7/t6基孔制過盈配合，查得孔.?5,軸為儂SS。計算出

最大、最小的裝配過盈量為

>^=0.075-0.03=aO45mm>(5min

J=0.094-0Wn<3

結論：所選配合滿足要求。maX

(6)計算裝拆力

為了得到足夠的裝拆力，我們忽略裝配時擦平的影響。即按裝配時出現(xiàn)的最大過盈量計

算壓強。

J-0.094

”.匚=657x耐=6a62

MPa

P=/=3.L4x80xt20x6&?2xOl1=20.7x10*N

選用250kN壓力機即可。

例2-4在圖示的夾緊聯(lián)接中，柄部承受載荷P=600N,柄長￡=350mm,軸直徑為=

60mm,螺栓個數(shù)z=2,接合面摩擦系數(shù)尸0.15,試確定螺栓直徑。

按夾緊面受集中壓力R考慮。

（1）求預緊力0P

取可靠性系數(shù)9=1.2,根據(jù)平衡條件，則

fRdh,=KfPL

所以

?勺P￡1.2x600x350

M015x60N

八R28000…2

Q=—=--------=14000

*2N

（2）確定螺栓直徑

螺栓機械性能等級為8.8,則屈服強度極限小=640MP。查表2-8a,取S=1.5,螺栓材

料的許用應力為

[5=4=%=427

S1.5MPa

根據(jù)式（2-25）,螺栓的最小直徑為

xl.3xl4000=737

JTX427mm

查粗牙普通螺紋基本尺寸標準GB196—81,選用M10的螺拴，其小徑4=8.376>7.37

mrrio

第三章帶傳動

思考題

3-1帶傳動有何特點？在什么情況下宜采用帶傳動？

3-2在相同條件下，V帶傳動與平帶傳動的傳動能力有何不同？為什么？

3-3常見V帶剖面結構有幾種？它們由哪幾部分組成？各部分的作用是什么？

3-4根據(jù)歐拉公式，用什么措施可使帶傳動能力提高？

3-5帶傳動彈性滑動是如何產生的？它和打滑有什么區(qū)別？對傳動產生什么影響？

3-6帶傳動的打滑經(jīng)常在什么情況下發(fā)生？打滑多發(fā)生在大輪上還是小輪上？

3-7分析帶傳動中應力的分布情況，最大應力發(fā)生在何處？它等于什么？

3-8帶傳動的失效形式是什么？設計計算準則是什么？

3-9普通V帶剖面夾角是40。，為何帶輪輪槽角分別是32°,34。，36°,38°?

3-10帶傳動為何要有張緊裝置？常用張緊裝置有哪些？

3-11V帶輪輪槽與帶的安裝情況如圖所示，其中哪種情況是正確的？為什么？

■3-llffl

3-12帶傳動中包角的大小對傳動有何影響？如何增大包角？

3-13影響帶壽命的因素是什么？如何保證帶具有足夠的壽命？

3-14為什么帶傳動?般放在高速級而不放在低速級？

3-15V帶傳動中，為什么要限制帶的根數(shù)？限制條件如何？

3-16某一帶傳動在使用中發(fā)現(xiàn)丟轉太多，分析其產生的原因并指出解決的辦法？

習題

3-1已知V帶傳遞的實際功率尸=7kW,帶速v=10m/s,緊邊拉力是松邊拉力的2倍，

試求有效圓周力已和緊邊拉力為。

3-2設單根V帶所能傳遞的最大功率P=5kW,已知主動輪直徑心=140mm,轉速〃

=1460r/min,包角S=140°,帶與帶輪間的當量摩擦系數(shù)人=0.5,求最大有效圓周力兄

和緊邊拉力

3-3圖示為外圓磨床中的三級塔輪平帶傳動，主動帶輪最小直徑辦=50mm,主動軸

轉速〃i=960r/min,傳動中心距約q()=250mm,從動輪最低轉速〃2min=240r/min,最高轉

速?2max—600r/min,中間轉速〃2m=360r/min,試設計此傳動的平帶長旋和各級帶輪的尺寸。

題3-3圖

3-4有?A型普通V帶傳動，主動軸轉速m=1480r/min,從動軸轉速〃2=600r/min,

傳遞的最大功率P=1.5kW,假設帶速v=7.75m/s,中心距a=800mm,當量摩擦系數(shù)工，

=0.5,求帶輪基準直徑曲|,近；帶基準長度及和初拉力代。

3-5某車床的電動機和主軸箱之間采用普通V帶傳動，已知電動機額定功率尸=7.5kW,

轉速〃1=1450r/min,要求傳動比比i—2A,取工況系數(shù)KA—\.2,試設計此V帶傳動，并

畫大帶輪的結構圖。

3-6已知一普通V帶傳動，用鼠籠式交流電機驅動，中心距qu800mm,轉速〃1=1460

r/min,〃2=650r/min,主動輪基準直徑4[=125mm,B型帶三根，棉簾布結構、載荷平穩(wěn)、

兩班制工作。試求此V帶傳動所能傳遞的功率P。

例題

例3-1設計一帶式輸送機中的普通V帶傳動，裝于電動機與減速器之間。電動機為鼠

籠式異步交流電機，輸出功率為6kW,,滿載轉速為1450r/mim,從動軸轉速",=500r/min,

單班工作，傳動水平布置。

解按第四節(jié)所述步驟進行。設計結果為：A型，z=5,J=1600mm,4“=112mm,

64/2=315mm,a=445mm(tzmax=503mm,(7min=431mm),Fn=139N,0=1352N。

設計過程如下：

(1)確定設計功率匕由表3-4查得工作情況系數(shù)七=1.1,故

理=火/=1.1X6=6.6kW

(2)選取V帶型號根樨幾，為由圖3-12確定。因工作點處于A型區(qū)，故選A型。

(3)確定帶輪基準直徑4加，dd2

①選擇小帶輪宜徑由表3-5,表3-6確定，由于占用空間限制不嚴，取4加＞4柿n

對

傳動有利，按表3-6取標準值。取力=112mm。

②驗算帶速v

~5MlJrx112x1450。一

-60x1000-6xW00-m/s

在5?25m/s,故合乎要求。

③確定從動輪基準直徑472

勾=1^x112=324.8

.500

mm

查表3-6取標準值力2=315mm。

④實際從動輪轉速〃2和實際傳動比/

不計￡影響，若算得〃2與預定轉速相差土5%為允許。

*=/打“產31”112=281

%=.於=1450/281=516.而(誤差3.2%)

(4)確定中心距。和帶的基準長度乙

①初定中心距的本題目沒有給定中心距，故按式3-25自定。取的為500mm。

②確定帶的計算基準長度4按式(3-26)

4=血+%1)+：*淄=2x50Q+?(3l5+ll2)+G展霽:=1691

mm

③取標準Ld按表3-3取%=1600mm。

④確定中心距。按式(3-27)

句-G…1600-1691

a=.+-i—i-=500+-----------------=455

22mm

a調整范圍：

j=04-0.034,=455+0.03x1600=503

=a-0.015￡^=455-0.015x1600=431in]n

(5)驗算包角a按式(3-28)使a2120°

%%m-315-112-

an181r--————x6(r=1O8r0t*----------------x60"=15T>120*

a455符合要求

(6)確定帶根救z按式(3-29)

如與

4

由式(3-19),單根V帶所能傳遞的功率

0,=￡(環(huán)+M+g)kw

由式(3-20),得包角系數(shù)K“

一.ar

勺=1.2義1-51?")=1.25x0-5^)=0.9317

山表(3-2)查得

q=I78xlOT

■=9.81x104

^=9.6?10-0

,=465x10』

2M(2x-xl450

.=—―=------------=151.8o

&)6。rad/s

Z，o=17OOmm

由式(3-18)

Pt=&1聞々-*-。式%.戶一。也〃。?！?/p>

9.8X10-5

=H2xl5l.8x[3.78xl0-4--9.6xlO^Cl12x151.^

H2

-4.65x10^^(112x151.91

=1.54

由式；(3-21)

M=jdgIs------2

UlOx

74S

9.81

=4.65x10^xll2xl51.8x^----------------f

UlOx—―TTX——(---------D

4.65x10產112^2.81’

=0.048

由式(3-22)

<1600

=465x104xIl2xl5l.8x^=-0.021

耳’+4+嶼)=0.9317x(1.54+0.048-0.02D=l您

則

山式(3-29),V帶的根數(shù)z

[=與=瞿=4.07

A"取z=5

(7)確定初拉力&按式(3-30)

po56.6.25

&=500-?-(—-D4-^va=500x-D+0.lx8.5a=139

vz

。a5x5'0.926N

式中q由表(3-1)查得4=0.1kg/irio

(8)計算壓軸力。按式(3-31)

Q=2冷一色=2x139x5x01—=1352

22N

(9)帶的結構設計(略)

例3-2已知一普通V帶傳動，用鼠籠式交流電機驅動，中心距au800mm,轉速/=

1460r/rnin,M2—650r/min,主動輪基準直徑=125mm,B型帶三根，棉簾布結構、載荷

平穩(wěn)、兩班制工作。試求此V帶傳動所能傳遞的功率P。

解：

由式(3-29),式(3-23)和式(3-19)解得:

由表(3-2)查得：

q=6.69x10^

^=213x10-1

c$=l64xUr0

j=@22x10"

Lo=224Omm

H4so

”工^=225

依題意：650

%=a=里幽=1528

6060rad/s

=。=125x225=281.25mm)取北=280mm。

a

?~M280—125.Gi—aa

=18OT-----------------x60*=l68.3r

800

%*以.j、Jdq+/插’?*rainii=[一2小244

&r=9'+580+rfrfi)+------詞---=2x800+—(2804-125)4--元而---

mm

取4=2240mm

由式(3-19)

小口用+5+蜴)

由式(3-20)

_q_ww

<=1.25(1-5?*)=125x(1-S'*")=0.972

由式(3-18)

P.=4.[0"-6&a?！幌騾^(qū)詼⑸1

,41

=125xl5Z8x[6.69xl0T-^~^——16.4XIOTQ25X151W

125

-a22xt0-<^(125x152.91

=21

由式(3-21)

M=Mdg2

ll0x=2.—(—D

+S

2

=8.82x10^x125x152.8xb

14-lOx25叫J」

區(qū)22x104125225

3*

=8L22xl0-sxl25xl52.8xfe^^

=0

則4'=K.g+M+4)=0.972x(2.14-0.444-0)=248

查表3-4Kw=L10

日瑞一3x2.48—57s

故此V帶所能傳遞的功率/11-kW

第四章鏈傳動

思考題

4-1與帶傳動、齒輪傳動相比，鏈傳動有何特點？

4-2為什么鏈節(jié)數(shù)一般采用偶數(shù)？而鏈輪齒數(shù)一般選用奇數(shù)？

4-3鏈傳動的平均傳動比是否也等于鏈輪節(jié)圓直徑反比？為什么？

4-4試分析鏈傳動產生動載荷的原因。何謂鏈傳動的多邊形效應？它對鏈傳動有什么影

響？

4-5滾子鏈的功率曲線是綜合考慮了哪幾種失效形式的影響而用實驗方法得到的？其

主要的失效形式是什么？該曲線是在哪兒種特定條件下實驗得到的？

4-6鏈傳動設計中，主、從動輪齒數(shù)的選擇要受到下列條件限制：最少齒數(shù)Zmin=9,

最多齒數(shù)22=120,為什么？

4-7鏈傳動設計中，其傳動比的選擇一般iW6,i=2?3.5,為什么？

4-8在高、中速鏈傳動設計中，推薦的鏈速一般為0.6?12m/s范圍，為什么？

4-9鏈傳動設計中，其中心距推薦范圍?般為a=(30?50)p,最大取。鵬=804

為什么？

4-10鏈傳動設計時，節(jié)距p選擇的原則是什么？并分析其理由。

4-11鏈傳動和帶傳動在設計步驟上有何相類似的地方？在哪些步驟上是有區(qū)別的？

4-12圖示為鏈傳動與帶傳動組成的減速傳動裝置簡圖，試指出其存在問題，分析其原

因，并提出改進的措施。

K4-12S

習