機械設計基礎答案下.doc

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9-1答 退火：將鋼加熱到一定溫度，并保溫到一定時間后，隨爐緩慢冷卻的熱處理方法。主要用來消除內 應力、降低硬度，便于切削。 正火：將鋼加熱到一定溫度，保溫一定時間后，空冷或風冷的熱處理方法?？上齼葢?，降低硬度，便 于切削加工；對一般零件，也可作為最終熱處理，提高材料的機械性能。 淬火：將鋼加熱到一定溫度，保溫一定時間后，浸入到淬火介質中快速冷卻的熱處理方法?？商岣卟牧系? 硬度和耐磨性，但存在很大的內應力，脆性也相應增加。淬火后一般需回火。淬火還可提高其抗腐蝕性。 調質：淬火后加高溫回火的熱處理方法?？色@得強度、硬度、塑性、韌性等均較好的綜合力學性能，廣泛 應用于較為重要的零件設計中。 表面淬火：迅速將零件表面加熱到淬火溫度后立即噴水冷卻，使工件表層淬火的熱處理方法。主要用于中 碳鋼或中碳合金鋼，以提高表層硬度和耐磨性，同時疲勞強度和沖擊韌性都有所提高。 滲碳淬火：將工件放入滲碳介質中加熱，并保溫一定時間，使介質中的碳滲入到鋼件中的熱處理方法。適 合于低碳鋼或低碳合金鋼，可提高表層硬度和耐磨性，而仍保留芯部的韌性和高塑性。 9-2 解 見下表 　　　　　　　 　 9-3解查教材表 9-1，Q235的屈服極限 查手冊 GB706-88標準，14號熱軋工字鋼的截面面積 則拉斷時所所的最小拉力為 9-4解 查教材表9-1，45鋼的屈服極限 　 許用應力　　 把夾緊力 向截面中心轉化，則有拉力 和彎距　　 截面面積　　 抗彎截面模量　　 則最大夾緊力　　 應力分布圖如圖所示 圖 9.3 題9-4解圖 9-5解 查手冊，查手冊退刀槽寬度 ，溝槽直徑 ，過渡圓角 半徑，尾部倒角 設所用螺栓為標準六角頭螺栓，對于 的螺栓，最 小中心距 ，螺栓軸線與箱壁的最小距離 。 9-6解 查手冊，當圓軸 時，平鍵的斷面尺寸為 且軸上鍵槽尺寸 、輪轂鍵 槽尺寸。 圖 9.5 題9-6解圖 9-7解 （1）取橫梁作為示力體，當位于支承 右側 處時 由　 　得　 由　 　得　 由　　得 　 由 　 　得　 （ 2）橫梁彎矩圖 圖 9.7 題9-7解圖 （ 3）橫梁上鉚釘組的載荷 力矩　　 水平分力　　 垂直分力　　 9-8解 水平分力在每個鉚釘上產(chǎn)生的載荷 垂直分力 在每個鉚釘上產(chǎn)生的載荷 力矩 在每個鉚釘上產(chǎn)生的載荷 各力在鉚釘上的方向見圖所示 圖 9.9 題9-8解圖 根據(jù)力的合成可知，鉚釘 1的載荷最大 9-9解 鉚釘所受最大載荷 校核剪切強度 校核擠壓強度 均合適。 9-10解 支承 可用鑄鐵HT200或鑄鋼ZG270-500。其結構立體圖見圖。 圖 9.10 題9-10解圖 　　支承 的可能失效是回轉副的磨損失效，或回轉副孔所在橫截面處拉斷失效。 9-11解 （ 1）輪齒彎曲應力可看成是脈動循環(huán)變應力。 （ 2）大齒輪循環(huán)次數(shù) （ 3）對應于循環(huán)總次數(shù) 的疲勞極限能提高 提高了 1.24倍。 9-12答 由圖5-1可見，惰輪4的輪齒是雙側受載。當惰輪轉一周時，輪齒任一側齒根處的彎曲應力的變化 規(guī)律：未進入嚙合，應力為零，這一側進入嚙合時，該側齒根受拉，并逐漸達到最大拉應力，然后退出嚙 合，應力又變?yōu)榱恪＝又硪粋冗M入嚙合，該側齒根受壓，并逐漸達到最大壓應力，當退出嚙合時，應力 又變?yōu)榱恪Ｋ?，惰?輪齒根部的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力。 9-13答 在齒輪傳動中，輪齒工作面上任一點所產(chǎn)生的接觸應力都是由零（該點未進入嚙合）增加到一最 大值（該點嚙合），然后又降低到零（該點退出嚙合），故齒面表面接觸應力是脈動循環(huán)變應力。 9-14解 （ 1）若支承可以自由移動時，軸的伸長量 （ 2）兩支承都固定時，因軸的溫升而加在支承上的壓力 9-15 基孔制優(yōu)先配合為 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 ，試以基本尺寸為 繪制其公差帶圖。 圖 9.13 題9-15解圖 9-16答 （1）公差帶圖見題9-16解圖。 （ 2）、 均采用的是基軸制，主要是為了制造中減少加工孔用的刀具品種。 圖 9.15 題9-16解圖 10-1證明 當升角與當量摩擦角 符合 時，螺紋副具有自鎖性。 當 時，螺紋副的效率 所以具有自鎖性的螺紋副用于螺旋傳動時，其效率必小于 50%。 10-2解 由教材表10-1、表10-2查得 　　 ，粗牙，螺距 ，中徑 　　　螺紋升角　　 　　，細牙，螺距 ， 　　中徑 　 　　螺紋升角 　　 對于相同公稱直徑的粗牙螺紋和細牙螺紋中，細牙螺紋的升角較小，更易實現(xiàn)自鎖。 10-3解 查教材表10-1得 　　粗牙 螺距 中徑 小徑 　　螺紋升角　 　　普通螺紋的牙側角　 ，螺紋間的摩擦系數(shù)　 　　當量摩擦角　 　　擰緊力矩　 　　由公式　　 　　可得預緊力 　　拉應力　 查教材表 9-1得 35鋼的屈服極限 擰緊所產(chǎn)生的拉應力已遠遠超過了材料的屈服極限，螺栓將損壞。 10-4解 （1）升角 　　 　　當量摩擦角　　 　　工作臺穩(wěn)定上升時的效率： （ 2）穩(wěn)定上升時加于螺桿上的力矩 （ 3）螺桿的轉速　　 　　螺桿的功率　　 （ 4）因 ，該梯形螺旋副不具有自鎖性，欲使工作臺在載荷 作用下等速下降， 需制動裝置。其制動力矩為 10-5解 查教材表9-1得 Q235的屈服極限　　， 查教材表 10-6得，當控制預緊力時，取安全系數(shù) 由許用應力　　 查教材表 10-1得 的小徑 由公式　 　得 預緊力　　 由題圖可知 ，螺釘個數(shù) ，取可靠性系數(shù) 牽曳力　　 10-6解 此聯(lián)接是利用旋轉中間零件使兩端螺桿受到拉伸 ,故螺桿受到拉扭組合變形。 查教材表 9-1得，拉桿材料Q275的屈服極限　　， 取安全系數(shù) ，拉桿材料的許用應力　　 所需拉桿最小直徑　　 查教材表 10-1，選用螺紋 （ ）。 10-7解 查教材表 9-1得，螺栓35鋼的屈服極限　， 查教材表 10-6、10-7得螺栓的許用應力　 查教材表 10-1得， 的小徑　 螺栓所能承受的最大預緊力 所需的螺栓預緊拉力 　 則施加于杠桿端部作用力 的最大值 10-8解 在橫向工作載荷 作用下，螺栓桿與孔壁之間無間隙，螺栓桿和被聯(lián)接件接觸表面受到 擠壓；在聯(lián)接接合面處螺栓桿則受剪切。 　　假設螺栓桿與孔壁表面上的壓力分布是均勻的，且這種聯(lián)接的預緊力很小，可不考慮預 緊力和螺紋摩擦力矩的影響。 　　擠壓強度驗算公式為： 其中 ； 為螺栓桿直徑。 　　螺栓桿的剪切強度驗算公式 其中 表示接合面數(shù)，本圖中接合面數(shù) 。 10-9解 （ 1）確定螺栓的長度 　　由教材圖 10-9 a）得：螺栓螺紋伸出長度　 　　螺栓螺紋預留長度　 　　查手冊選取六角薄螺母 GB6172-86 ，厚度為 　　墊圈 GB93-87 16，厚度為 　　則所需螺栓長度　 　　查手冊中螺栓系列長度，可取螺栓長度 　　螺栓所需螺紋長度　 ， 　　取螺栓螺紋長度 （ 2）單個螺栓所受橫向載荷 （ 3）螺栓材料的許用應力 　　由表 9-1查得 被聯(lián)接件HT250的強度極限　 　　查表 10-6取安全系數(shù)　 　　被聯(lián)接件許用擠壓應力　 　　查教材表 9-1得 螺栓35鋼的屈服極限　 ， 　　查表 10-6得螺栓的許用剪切應力　 　　螺栓的許用擠壓應力　 （ 4）校核強度 　　查手冊，六角頭鉸制孔用螺栓 GB28-88 ，其光桿直徑 　　螺栓的剪切強度　 　　最小接觸長度：　 　　擠壓強度　 所用螺栓合適。 10-10解 （ 1）每個螺栓所允許的預緊力 查教材表 9-1得 45鋼的屈服極限 ， 查教材表 10-6、10-7得，當不能嚴格控制預緊力時，碳素鋼取安全系數(shù) 由許用應力 　 查教材表 10-1得 的小徑 由公式　 得 預緊力　　 （ 2）每個螺栓所能承擔的橫向力 由題圖可知 ，取可靠性系數(shù) 橫向力　 （ 4）螺栓所需承擔的橫向力 （ 5）螺栓的個數(shù) 取偶數(shù) 。 在直徑為 155的圓周上布局14個 的普通螺栓，結構位置不允許。 10-11解 （ 1）初選螺柱個數(shù)　　 （ 2）每個螺柱的工作載荷 （ 3）螺柱聯(lián)接有緊密性要求，取殘余預緊力 （ 4）螺柱總拉力 （ 5）確定螺柱直徑 　　選取螺柱材料為 45鋼，查表9-1得 屈服極限　 ， 　　查教材表 10-6得，當不能嚴格控制預緊力時，暫時取安全系數(shù)　 　　許用應力　　　　　　　　　 　　螺栓小徑　　　　　　　　 　　查教材表 10-1，取 螺栓（ ），由教材表10-7可知取安全系數(shù) 是合 適的。 （ 6）確定螺柱分布圓直徑 　　由題 10-11圖可得　　　　 　取。 （ 7）驗證螺柱間距 　所選螺柱的個數(shù)和螺柱的直徑均合適。 10-12解 （ 1）在力作用下，托架不應滑移，設可靠性系數(shù) ，接合面數(shù) ，此時每個 螺栓所需的預緊力 （ 2）在翻轉力矩 作用下，此時結合面不應出現(xiàn)縫隙。托架有繞螺栓組形心軸線O-O翻轉的趨勢，上 邊兩個螺栓被拉伸，每個螺栓的軸向拉力增大了 ，下邊兩個螺栓被放松，每個螺栓的軸向力減小了 ，則有力的平衡關系 ，故可得 為使上邊兩個螺栓處結合面間不出現(xiàn)縫隙，也即殘余預緊力剛為零，則所需預緊力 （ 3）每個螺栓所需總的預緊力 （ 4）確定螺栓直徑 　選取螺栓材料為 35鋼，查教材表9-1屈服極限 ， 　查教材表 10-6得，當不能嚴格控制預緊力時，暫時取安全系數(shù) 　許用應力　　　　　　　　 　螺栓小徑　　　　　　　 查教材表 10-1，取 螺栓（ ），由教材表10-7可知取安全系數(shù) 也是合適 的。 10-13解 (1)計算手柄長度 查手冊 ,梯形螺紋GB5796-86，公稱直徑，初選螺距 ,則中徑 ， 小徑　 螺紋升角　　 當量摩擦角　　 所需的轉矩 則 ,手柄的長度　 (2)確定螺母的高度 　初取螺紋圈數(shù) ,則 　螺母的高度 　這時 處于1.2～2.5的許可范圍內。 10-14解 選用梯形螺紋。 （ 1）根據(jù)耐磨性初選參數(shù) 初選 查表 10-8 螺旋副的許用壓強 ，取 查手冊，選取梯形螺紋 GB5796-86，選取公稱直徑 ，中徑 ，小徑 ， 螺距。 （ 2）初選螺母 初步計算螺母的高度　 則螺栓與螺母接觸的螺紋圈數(shù)　 ，取 螺母的高度　 系數(shù) 　 （ 3）校核耐磨性 螺紋的工作高度　 則螺紋接觸處的壓強 合適。 （ 4）校核螺桿的穩(wěn)定性 起重器的螺母端為固定端，另一端為自由端，故取 ，螺桿危險截面的慣性半徑 ，螺桿的最大工作長度 ，則 螺桿的長細比　 臨界載荷　 取 安全系數(shù) ，不會失穩(wěn) （ 5）校核螺紋牙強度 對于梯形螺紋　 對于青銅螺母 ，合適。 10-15解 （ 1）初選螺紋直徑 查手冊，選取梯形螺紋 GB5796-86，選取公稱直徑 ，中徑 ，小徑 ， 螺距。 （ 2）驗證其自鎖性 　螺紋升角　 　當量摩擦角　 ，所以滿足自鎖條件。 （ 3）校核其耐磨性 設 螺栓與螺母參加接觸的螺紋圈數(shù) ， 則 螺母的高度 ， ，處于1.2～2.5的許可范圍內。 螺紋的工作高度 則螺紋接觸處的壓強 查教材表 10-8，鋼對青銅許用壓強 ，合適。 （ 4）校核螺桿強度 取 ，則所需扭矩 則危險截面處的強度 對于 45 鋼正火，其許用應力 ，故合適。 （ 5）校核螺桿的穩(wěn)定性 壓力機的螺母端為固定端，另一端為鉸支端，故取 ，螺桿危險截面的慣性半徑 ，螺桿的最大工作長度 ，則螺桿的長細比 ， 不會失穩(wěn)。 （ 6）校核螺紋牙強度 對于梯形螺紋 對于青銅螺母 ，合適。 （ 7 ）確定手輪的直徑 由 得 10-16解 （ 1）選用A型平鍵，查教材表10-9，由軸的直徑 可得平鍵的截面尺寸 ，；由聯(lián)軸器及平鍵長度系列，取鍵的長度 。其標記為：鍵 GB1096-79 （ 2）驗算平鍵的擠壓強度 由材料表 10-10查得，鑄鐵聯(lián)軸器的許用擠壓應力 A型鍵的工作長度 ，使用平鍵擠壓強度不夠，鑄鐵軸殼鍵槽將被壓潰。這時可使軸與聯(lián)軸器孔之間采用過盈配 合，以便承擔一部分轉矩，但其缺點是裝拆不便。也可改用花鍵聯(lián)接。 10-17解 （ 1）選擇花鍵 根據(jù)聯(lián)軸器孔徑 ，查手冊可知花鍵小徑 最接近，故選擇矩形花鍵的規(guī)格為 花鍵 GB1144-87 花鍵的齒數(shù) 、小徑 ，大徑 ，鍵寬 ，鍵長取 ，倒角 . （ 2）驗算擠壓強度 取載荷不均勻系數(shù) 齒面工作高度　 平均半徑　 查教材表 10-11，在中等工作條件Ⅱ、鍵的齒面未經(jīng)熱處理時，其許用擠壓應力 ， 故合適。 11-1 解 1）由公式可知： 輪齒的工作應力不變，則 則，若 ，該齒輪傳動能傳遞的功率 11-2解 由公式 可知，由抗疲勞點蝕允許的最大扭矩有關系： 設提高后的轉矩和許用應力分別為 、 當轉速不變時，轉矩和功率可提高 69%。 11-3解 軟齒面閉式齒輪傳動應分別驗算其接觸強度和彎曲強度。 （ 1）許用應力 查教材表 11-1小齒輪45鋼調質硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪ZG270-500正火硬 度：140～170HBS，取155HBS。 查教材圖 11-7， 查教材圖 11-10 , 查教材表 11-4取 ， 故： （ 2）驗算接觸強度，驗算公式為： 其中：小齒輪轉矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬 中心距 齒數(shù)比 則： 、 ，能滿足接觸強度。 （ 3）驗算彎曲強度，驗算公式： 其中：齒形系數(shù)：查教材圖 11-9得 、 則 ： 滿足彎曲強度。 11-4解 開式齒輪傳動的主要失效形式是磨損，目前的設計方法是按彎曲強度設計，并將許用應力 降低以彌補磨損對齒輪的影響。 （ 1）許用彎曲應力 查教材表11-1小齒輪45鋼調質硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪 45鋼正火硬度：170～210HBS，取190HBS。查教材圖11-10得 , 查教材表 11-4 ，并將許用應用降低30% 故 　　　　　　　　　　　　　　 （ 2）其彎曲強度設計公式： 其中：小齒輪轉矩 　　 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 取齒寬系數(shù) 齒數(shù)　　 ，取 齒數(shù)比　　 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 因　　 故將 　 　代入設計公式 因此　　　 取模數(shù) 中心距　　　 齒寬 　　 11-5解 硬齒面閉式齒輪傳動的主要失效形式是折斷，設計方法是按彎曲強度設計，并驗算其齒面接觸 強度。 （ 1）許用彎曲應力 查教材表 11-1，大小齒輪材料40Cr 表面淬火硬度：52～56HRC，取54HRC。查教材圖11-10得 ，查材料圖11-7得 。查教材表11-4 ， 因齒輪傳動是雙向工作，彎曲應力為對稱循環(huán)，應將極限值乘 70%。 故　　　　　　　　　　　　　 （ 2）按彎曲強度設計，設計公式： 其中：小齒輪轉矩　　 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 取齒寬系數(shù) 齒數(shù)　　 ，取 齒數(shù)比　　 齒形系數(shù) 應將齒形系數(shù)較大值代入公式，而齒形系數(shù)值與齒數(shù)成反比，將小齒輪的齒形系數(shù)代入設計公 式，查教材圖 11-9得 因此　　　　　 取模數(shù) （ 3）驗算接觸強度，驗算公式： 其中：中心距　　 齒寬　　　 ，取 滿足接觸強度。 11-6解 斜齒圓柱齒輪的齒數(shù)與其當量齒數(shù) 之間的關系： （ 1）計算傳動的角速比用齒數(shù) 。 （ 2）用成型法切制斜齒輪時用當量齒數(shù) 選盤形銑刀刀號。 （ 3）計算斜齒輪分度圓直徑用齒數(shù)。 （ 4）計算彎曲強度時用當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)。 11-7解 見題11-7解圖。從題圖中可看出，齒輪1為左旋，齒輪2為右旋。當齒輪1為主動時按左手定 則判斷其軸向力 ；當齒輪2為主動時按右手定則判斷其軸向力 。 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　輪1為主動 　輪2為主動時 圖 11.2 題11-7解圖 11-8解 見題11-8解圖。齒輪2為右旋，當其為主動時，按右手定則判斷其軸向力方向 ；徑向力 總是指向其轉動中心；圓向力 的方向與其運動方向相反。 圖 11.3 題11-8解圖 11-9解 （ 1）要使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反，則低速級斜齒輪3的螺旋經(jīng)方向應與齒輪2的 旋向同為左旋，斜齒輪4的旋向應與齒輪3的旋向相反，為右旋。 （ 2）由題圖可知：、 、 、 、 分度圓直徑 　軸向力 要使軸向力互相抵消，則： 即　　　　　 11-10解 軟齒面閉式齒輪傳動應分別校核其接觸強度和彎曲強度。 （ 1）許用應力 查教材表 11-1小齒輪40MnB調質硬度：240～280HBS取260HBS；大齒輪35SiMn調質硬度：200～ 260HBS，取230HBS。 查教材圖 11-7： ； 查教材圖 11-10： ； 查教材表 11-4 取 ， 故：　　　　　　　　　　　　　 （ 2）驗算接觸強度，其校核公式： 其中：小齒輪轉矩　　　 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬　　 中心距　　　 齒數(shù)比　　　 則：　　　　　 滿足接觸強度。 （3）驗算彎曲強度，校核公式： 小齒輪當量齒數(shù)　　　　　　　　　 大齒輪當量齒數(shù)　　　　　　　　　 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 滿足彎曲強度。 11-11解 軟齒面閉式齒輪傳動應按接觸強度設計，然后驗算其彎曲強度： （ 1）許用應力 查教材表 11-1小齒輪40MnB調質硬度：240～280HBS取260HBS；大齒輪45鋼調質硬度：210～ 230HBS，取220HBS。 查教材圖 11-7： ； 查教材圖 11-10： ； 查教材表 11-4 取 ， 故：　　　　　　　　　　　 （ 2）按接觸強度設計，其設計公式： 其中：小齒輪轉矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬系數(shù) 取 中心距 齒數(shù)比 將許用應力較小者 代入設計公式 則：　　　　　　　　 取中心距 初選螺旋角 大齒輪齒數(shù)　　 ，取 齒數(shù)比：　　　 模數(shù) 　 ，取 螺旋角　 （ 3）驗算其彎曲強度，校核公式： 小齒輪當量齒數(shù)　 大齒輪當量齒數(shù)　 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 滿足彎曲強度。 11-12解 由題圖可知：　 ， 高速級傳動比 　 低速級傳動比　 輸入軸的轉矩　　 中間軸轉矩　　 輸出軸轉矩 11-13解 硬齒面閉式齒輪傳動應按彎曲強度設計，然后驗算其接觸強度。 （ 1）許用應力 查教材表 11-1齒輪40Cr表面淬火硬度：52～56HRC取54HRC。 查教材圖 11-7：　 查教材圖 11-10：　 查教材表 11-4 取　， 故：　　　　　　　　　　 （ 2）按彎曲強度設計，其設計公式： 其中：小齒輪轉矩 　　 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬系數(shù) 取 大齒輪齒數(shù)　　 ，取 齒數(shù)比：　　 分度圓錐角　　 小齒輪當量齒數(shù)　　　 大齒輪當量齒數(shù)　　　 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得 、 則平均模數(shù)： 大端模數(shù)　 取 （ 3）校核其接觸強度，驗算公式： 其中：分度圓直徑　　 錐距　　 齒寬　　　 取 則： 滿足接觸強度。 11-14解 開式齒輪傳動只需驗算其彎曲強度 （ 1）許用彎曲應力 查教材表 11-1小齒輪45鋼調質硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪ZG310-570正火硬度：160～ 200HBS取190HBS。 查教材圖 11-10： ； 查教材表 11-4 取 ， 故：　　　　　　　　　　　　 （ 2）校核彎曲強度，驗算公式： 其中：小齒輪轉矩　　　　　 載荷系數(shù) 查教材表11-3得 分度圓錐角　　　　 小齒輪當量齒數(shù)　　 大齒輪當量齒數(shù)　　 齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得　 、 分度圓直徑　 錐距　　　　　　　 齒寬系數(shù)　　　 平均模數(shù) 　　　 則：　　　　　　 滿足彎曲強度。 11-15解 （ 1）圓錐齒輪2的相關參數(shù) 分度圓直徑　　 分度圓錐角 　　 平均直徑　　 軸向力　　 （ 2）斜齒輪3相關參數(shù) 分度圓直徑　　 軸向力　　 （ 3）相互關系 因 得： （4）由題圖可知，圓錐齒輪2的軸向力 指向大端，方向向下；斜齒輪3的軸向力 方向指向上，轉 動方向與錐齒輪2同向，箭頭指向右。齒輪3又是主動齒輪，根據(jù)左右手定則判斷，其符合右手定則，故 斜齒輪3為右旋。 　 　　　　　　　　　　　　　　　　　　圖11.6 題11-16 解圖 11-16解 見題 11-16解圖。徑向力總是指向其轉動中心；對于錐齒輪2圓周力與其轉動方向相同，對于斜齒輪3與其圓周力方向相反。 12-1解 ：從例 12-1已知的數(shù)據(jù)有： ， ， ， ， ， ，中心距 ，因此可以求得有關的幾何尺寸如下： 蝸輪的分度圓直徑： 蝸輪和蝸桿的齒頂高： 　 蝸輪和蝸桿的齒根高：　 蝸桿齒頂圓直徑：　 蝸輪喉圓直徑：　 蝸桿齒根圓直徑：　 蝸輪齒根圓直徑：　 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：　 徑向間隙：　 12-2 　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　 圖12.3 解 ：（ 1）從圖示看，這是一個左旋蝸桿，因此用右手握桿，四指 ，大拇指 ，可以 得到從主視圖上看，蝸輪順時針旋轉。（見圖12.3） （ 2）由題意，根據(jù)已知條件，可以得到蝸輪上的轉矩為 蝸桿的圓周力與蝸輪的軸向力大小相等，方向相反，即： 蝸桿的軸向力與蝸輪的圓周力大小相等，方向相反，即： 蝸桿的徑向力與蝸輪的徑向力大小相等，方向相反，即： 各力的方向如圖 12-3所示。 12-3　　　　　　　　　　 　　　　　　　　圖 12.4　　　　　　　　　　　　　 解 ：（ 1）先用箭頭法標志出各輪的轉向，如圖12.5所示。由于錐齒輪軸向力指向大端，因此可以判 斷出蝸輪軸向力水平向右，從而判斷出蝸桿的轉向為順時針，如圖12.5所示。因此根據(jù)蝸輪和蝸桿的轉 向，用手握法可以判定蝸桿螺旋線為右旋。 （ 2）各輪軸軸向力方向如圖12.5所示。 12-4解 ：（ 1）根據(jù)材料確定許用應力。 由于蝸桿選用 ，表面淬火，可估計蝸桿表面硬度 。根據(jù)表12-4， （ 2）選擇蝸桿頭數(shù)。 傳動比 ，查表12-2，選取 ，則 （ 3 ）確定蝸輪軸的轉矩 取 ，傳動效率 （ 4）確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑 按齒面接觸強度計算 由表 12-1 查得 ， ， ， ， 。 （ 5）確定中心距 （ 6）確定幾何尺寸 蝸輪的分度圓直徑： 蝸輪和蝸桿的齒頂高： 蝸輪和蝸桿的齒根高：　 蝸桿齒頂圓直徑： 　 蝸輪喉圓直徑：　 蝸桿齒根圓直徑：　 蝸輪齒根圓直徑：　 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：　 徑向間隙：　 （ 7 ）計算滑動速度 。 符合表 12-4給出的使用滑動速度 （說明：此題答案不唯一，只要是按基本設計步驟，滿足設計條件的答案，均算正確。） 12-5解 ：一年按照 300天計算，設每千瓦小時電價為 元。依題意損耗效率為 ，因此 用于損耗的費用為： 12-6解 （1）重物上升 ，卷筒轉的圈數(shù)為： 轉； 由于卷筒和蝸輪相聯(lián)， 也即蝸輪轉的圈數(shù)為 圈；因此蝸桿轉的轉數(shù)為： 轉。 （ 2）該蝸桿傳動的蝸桿的導程角為： 而當量摩擦角為 　 比較可見 ，因此該機構能自鎖。 （ 3）手搖轉臂做了輸入功，等于輸出功和摩擦損耗功二者之和。 輸出功　　　 焦耳； 依題意本題摩擦損耗就是蝸輪蝸桿嚙合損耗，因此嚙合時的傳動效率 則輸入功應為　　 焦耳。 由于蝸桿轉了 轉，因此應有：　 即：　 可得：　 圖 12.6 12-7解 蝸輪的分度圓直徑：　 蝸輪和蝸桿的齒頂高：　 蝸輪和蝸桿的齒根高：　 蝸桿齒頂圓直徑：　 蝸輪喉圓直徑：　 蝸桿齒根圓直徑：　 蝸輪齒根圓直徑：　 蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：　 徑向間隙：　 圖 12.7 12-8解 ，取 ， ，則 則油溫 ，小于 ，滿足使用要求。 13-1解 （ 1 ）　　　　　 （ 2 ） 　　　　　　　　　　 = 　　　　　　　　　　　　　　=2879.13mm （ 3 ）不考慮帶的彈性滑動時， （ 4 ）滑動率 時， 13-2解（ 1 ）　　　　　 （ 2 ）　　　 = （ 3 ）　　 = = 13-3解 由圖 可知 = 圖 13.6 題 13-3 解圖 13-4解 （ 1 ）　　　　　　　 = （ 2 ）由教材表 13-2 得　 =1400mm （ 3 ）　　　　　 13-5解　　　 由教材表 13-6 得 由教材表 13-4 得： △ =0.17kW, 由教材表 13-3 得： =1.92 kW, 由教材表 13-2 得： ,由教材表 13-5 得： 取 z=3 13-6解 由教材表 13-6 得 由圖 13-15 得選用 A 型帶 由教材表 13-3 得 選 初選 取 = =1979.03mm 由教材表 13-2 得 =2000mm 由教材表 13-3 得： =1.92 kW， 由教材表 13-4 得： △ =0.17kW 由教材表 13-2 得： ，由教材表 13-5 得： 取 z=4 13-7解 選用 A 型帶時，由教材表 13-7 得， 依據(jù)例 13-2 可知： ， =2240mm ， a =757mm ，i =2.3 ， 。 由教材表 13-3 得 =2.28 kW， 由教材表 13-4 得： △ =0.17kW， 由教材表 13-2 得： 取 z =5 由此可見，選用截面小的 A 型帶較截面大的 B 型帶，單根帶的承載能力減小，所需帶的根數(shù)增多。 13-8 解略。 13-9解 由教材表 13-9 得 p =15.875mm ，滾子外徑 15.875(0.54+cot =113.90mm 15.875(0.54+cot =276.08mm =493.43mm 13-10解 （1） 由圖 13-33得 查教材表 13-11，得 取 由式（ 13-18）得 P ≤ （ 2 ）由圖 13-33 得可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞 （ 3 ） 　　　　　　　　 由圖 13-34 查得可用滴油潤滑。 13-11解 　　　　　　　 （ 1 ）鏈輪齒數(shù) 假定 ， 由教材表 13-10，取 ， ，選 實際傳動比 　　　　 鏈輪節(jié)數(shù) 初選中心距 = 取 由教材表 13-13查得 取 估計此鏈傳動工作位于圖 13-33所示曲線的左側，由教材表13-11得 采用單排鏈， ≤ 由教材圖 13-33得當 =960r/min時，08A鏈條能傳遞的功率 滿足要求，節(jié)距 p =12.7mm。 （ 4 ）實際中心距 （ 5）驗算鏈速 由式 13-19得 ，符合原來假定。 13-12解 （ 1）鏈速 v 由教材表 13-9得，10A型滾子鏈，其鏈節(jié)距p=15.875mm，每米質量q=1kg/m，極限拉伸載荷（單 排）Q=21800N。 速度 ，故應驗算靜強度。 （ 2）緊邊拉力 離心拉力 由于是水平傳動， K y =7 ，則懸垂拉力 緊邊拉力 根據(jù)式（ 13-19）可得所需極限拉伸載荷 所以選用 10A型鏈不合適。 14-1解 I 為傳動軸， II 、 IV 為轉軸， III 為心軸。 14-2解 　　　　　　 圓整后取 d=37 mm 。 14-3解　　　　　　 14-4解　　　　　　　　　　　　　　　　 按彎扭合成強度計算，即： 代入數(shù)值計算得： 。 14-5解 這兩個軸都是心軸，只承受彎矩。兩種設計的簡化圖如下： 圖 14.5 題 14-5 解圖 圖 14.6 （ a ）中， 因為是心軸，故 ，查相關手冊得： ，則 考慮到鍵槽對軸的削弱，直徑再擴大 4 % 。得： 圖 14.6 （ b ）中， 14-6解 　　　　　　　　　 故 。 14-7解 由題可知 ， ， 若不計齒輪嚙合及軸承摩擦的功率損失，則 （ i = Ⅰ , Ⅱ ,Ⅲ ） 設： ，則 ， ， 14-8解 1. 計算中間軸上的齒輪受力 中間軸所受轉矩為： 圖 14.8 題 14-8 解圖 2. 軸的空間受力情況如圖 14.8 （ a ）所示。 3. 垂直面受力簡圖如圖 14.8 （ b ）所示。 垂直面的彎矩圖如圖 14.8 （ c ）所示。 4. 水平面受力簡圖如圖 14.8 （ d ）所示。 水平面的彎矩圖如圖 14.8 （ e ）所示。 B 點左邊的彎矩為： B 點右邊的彎矩為： C 點右邊的彎矩為： C 點 左 邊的彎矩為： 5. B 點和 C 點處的合成最大彎矩為： 6. 轉矩圖如圖 14.8 （ f ）所示，其中 。 7 ．可看出， B 截面為危險截面，取 ，則危險截面的當量彎矩為： 查表得： ，則按彎扭合成強度計算軸 II 的直徑為： 考慮鍵槽對軸的削弱，對軸直徑加粗 4% 后為： 14-9解 該題求解過程類似于題 14-8 。在此略。 14-10解　　　　　　　　　 鋼的切變模量 ，按扭轉剛度要求計算，應使 即 14-11解 1. 求該空心軸的內徑 空心軸的抗扭截面模量 實心軸的抗扭截面模量 令 ，即 解得 圓整后取 。 2 ．計算減輕重量的百分率 實心軸質量＝密度體積 空心軸質量 空心軸減輕重量的百分率為 42.12% 。 15-1答 滑動軸承按摩擦狀態(tài)分為兩種：液體摩擦滑動軸承和非液體摩擦滑動軸承。 　　液體摩擦滑動軸承：兩摩擦表面完全被液體層隔開，摩擦性質取決于液體分子間的粘性阻力。根據(jù)油 膜形成機理的不同可分為液體動壓軸承和液體靜壓軸承。 　　非液體摩擦滑動軸承：兩摩擦表面處于邊界摩擦或混合摩擦狀態(tài)，兩表面間有潤滑油，但不足以將兩 表面完全隔離，其微觀凸峰之間仍相互搓削而產(chǎn)生磨損。 15-2解 （ 1）求滑動軸承上的徑向載荷 （ 2）求軸瓦寬度 （ 3）查許用值 查教材表 15-1，錫青銅的 ， （ 4）驗算壓強 （ 5）驗算 值 15-3解 （1）查許用值 查教材表 15-1，鑄錫青銅ZCuSn10P1的 ， （ 2）由壓強 確定的徑向載荷 由 得 （ 3）由 值確定的徑向載荷 得 軸承的主要承載能力由 值確定，其最大徑向載荷為 。 15-4解 （ 1）求壓強 （ 5）求 值 查表 15-1，可選用鑄鋁青銅ZCuAl10Fe3 ， 15-5證明 液體內部摩擦切應力 、液體動力粘度 、和速度梯度之間有如下關系： 軸頸的線速度為 ，半徑間隙為 ，則 速度梯度為 　 磨擦阻力　 摩擦阻力矩　 將 、 代入上式 16-1解 由手冊查得6005 深溝球軸承，窄寬度，特輕系列，內徑 ，普通精度等級（0級）。 主要承受徑向載荷，也可承受一定的軸向載荷；可用于高速傳動。 　　N209/P6 圓柱滾子軸承，窄寬度，輕系列，內徑 ，6級精度。只能承受徑向載荷，適用 于支承剛度大而軸承孔又能保證嚴格對中的場合，其徑向尺寸輕緊湊。 　　7207CJ 角接觸球軸承，窄寬度，輕系列，內徑 ，接觸角 ,鋼板沖壓保持架，普 通精度等級。既可承受徑向載荷，又可承受軸向載荷，適用于高速無沖擊, 一般成對使用，對稱布置。 　　30209/P5 圓錐滾子軸承，窄寬度，輕系列，內徑 ，5級精度。能同時承受徑向載荷 和軸向載荷。適用于剛性大和軸承孔能嚴格對中之處，成對使用，對稱布置。 16-2解 室溫下工作；載荷平穩(wěn) ，球軸承 查教材附表 1， （ 1）當量動載荷 時 在此載荷上，該軸承能達到或超過此壽命的概率是 90%。 （ 2）當量動載荷 時 16-3解 室溫下工作 ；載荷平穩(wěn) ，球軸承 當量動載荷 查教材附表1，可選用軸承6207（基本額定動載荷 ）。 16-4解 （1）計算當量動載荷 　查手冊， 6313的 ， 　　，查教材表16-12，并插值可得 　　，所以 ， 　當量動載荷 （ 2）計算所需基本額定動載荷 查教材表 16-9，室溫下工作 ；查教材表16-10有輕微沖擊 ，球軸承 因所需的 ，所以該軸承合適。 16-5解 選擇軸承型號 　查教材表 16-9，工作溫度125℃時， ；載荷平穩(wěn)， 　選用球軸承時， 　查教材附表 1，根據(jù) 和軸頸 ，可選用球軸承6408（基本額定動載荷 ）. 　選用滾子軸承時， 　　查教材附表 1，根據(jù) 和軸頸 ，可選用圓柱滾子軸承N208（基本額定動載荷 ）。 （ 2）滾子軸承的載承能力較大，并查手冊可知其徑向尺寸小。 16-6解 （ 1）按題意，外加軸向力 已接近 ，暫選 的角接觸軸承類型70000AC。 （ 2）計算軸承的軸向載荷 (解圖見16.4b) 由教材表 16-13查得，軸承的內部派生軸向力 ，方向向左 ，方向向右 　因 ， 　軸承 1被壓緊 　軸承 2被放松 （ 3）計算當量動載荷 　查教材表 16-12， 　　，查表16-12得 ， 　　查表16-12得 ， （ 3）計算所需的基本額定動載荷 　查教材表 16-9，常溫下工作， ；查教材表16-10，有中等沖擊，取 ；球軸承時， ；并取軸承1的當量動載荷為計算依據(jù) 　　查手冊，根據(jù) 和軸頸 ，選用角接觸球軸承7308AC合適（基本額定動載荷 ）。 16-7 根據(jù)工作要求，選用內徑 的圓柱滾子軸承。軸承的徑向載荷 ，軸的轉速 ，運轉條件正常，預期壽命 ，試選擇軸承型號。 解 正常條件下， ； ；滾子軸承 　當量動載荷 查手冊，根據(jù) 和軸頸 ，選用圓柱滾子軸承N310（基本額定動載荷 ）。 16-8解 (1)求斜齒輪上的作用力 　齒輪傳遞的轉矩 　齒輪的分度圓直徑　　 　齒輪的圓周力　 　齒輪的徑向力　 　齒輪的軸向力　 由圖可知 ,斜齒輪為右旋,主動小齒輪,順時針方向旋轉時其軸向力指向右 （ 2）求軸承徑向載荷 　假設小齒輪與大齒輪的嚙合點位于小齒輪的上端。 圖16.12 題16-8解圖1 　垂直方向　　 　水平方向　　 左端軸承 1的徑向載荷 　右端軸承 2的徑向載荷 （ 3）求軸承的派生軸向力 　現(xiàn)已知　 、 、 （向右） 　查教材附表 3，圓錐滾子軸承30206的接觸角 （向右） （向左） （ 4）求軸承的軸向力 　因　 向右、 向右、 向左 圖16.13 題16-8解圖2 　左端軸承 1被放松　 　右端軸承 2被壓緊　 （ 5）求當量動載荷 　查教材表 16-12 圓錐滾子軸承 　，查表16-12得 ， 　查表16-12得 ， （ 6）求軸承的基本額定壽命 　　正常條件下， ； ；滾子軸承 ，查教材附表3，圓錐滾子軸承30206的 當量動載荷取 17-1解 1）選擇型號：因此類機組一般為中小型，所需傳遞的功率中等，直流發(fā)電機載荷平穩(wěn)，軸的 彎曲變形較小，聯(lián)接之后不再拆動，故選用傳遞轉矩大、結構簡單的固定式剛性聯(lián)軸器，如凸緣聯(lián)軸器。 2）按傳遞最大功率求計算轉矩 　　 轉矩 。 　　由教材表 17-1查得，當工作機為發(fā)電機時的工作情況系數(shù)。則計算轉矩 　　根據(jù)計算轉矩、軸的轉速 、外伸軸直徑d=45mm查手冊，可用標準GB5843- 1986鉸制孔型凸緣聯(lián)軸器 YL9。其許用轉矩為 ，許用最大轉速 。其 他主要尺寸：螺栓孔中心所在圓直徑 ，6只M10 螺栓。 17-2解 （ 1）選擇型號：因汽輪發(fā)電機組的轉子較重，傳遞的轉矩特大，軸有一定的彎曲變形，工作 環(huán)境為高溫高壓蒸汽，軸有伸長，故選用耐溫的齒式聯(lián)軸器。 （ 2）求計算轉矩 轉矩　　　。 　　由教材表 17-1,當工作機為發(fā)電機原動機為汽輪機時的工作情況系數(shù)仍可取 。則計算轉矩 　　根據(jù)計算轉矩、軸的轉速 、外伸軸直徑d=120mm查手冊，可用標準ZB19012- 1989GCLD型鼓型齒式聯(lián)軸器GCLD7。其許用轉矩為 ，許用最大轉速 。 17-3 　　圖 17.2 題17-3圖 　　　　　圖17.3 題17-3解圖 解 可選用一超越離合器，如圖 17.3所示。電動機1和電動機2的轉速是相同的，但電動機1經(jīng)過蝸桿蝸 輪傳動后，轉速降至 ，并有 。當兩電機同時開動時，因 ，超越離合器松開， 傳不到 軸上， 軸由電機2帶動。若電動機1開動后，再停止電動機2，那么當電動機2停止轉動 時， ，，超越離合器被滾珠楔緊帶動 軸旋轉。所以任何時間都不會卡死。 17-4 圖 17.4 題17-4圖 解 （ 1）求計算轉矩 　轉矩　　 。 　由教材表 17-1查得，當工作機為車床時的工作情況系數(shù) 。則計算轉矩 （ 2）求摩擦面數(shù)目 　　由教材式（ 17-7）　　 　得 由教材表 17-2查得 ，并將 、 、 、 代入上式 得 摩擦面數(shù)應為 10。主動摩擦片為6片，從動摩擦片為5片時，摩擦面數(shù) 即可實現(xiàn)。 （ 3）驗算壓強 　　查教材表 17-2，取 合適。 17-5 答 ：自行車從動鏈輪與內棘輪 3相固聯(lián)，棘爪4通過彈簧始終與棘齒嚙合。當腳蹬踏板順時轉動時，經(jīng) 主動鏈輪1、鏈條2帶動從動鏈輪3順時針轉動，再通過棘爪4使后輪軸5順時轉動，驅動自行車前行。自 行車前進時，如果腳踏板不動，從動鏈輪（內棘輪）不轉，后輪軸5便超越內棘輪3而轉動，棘爪4在棘輪 齒背上滑過，從而實現(xiàn) 圖17.5 題17-5解圖不蹬腳踏板的自行滑行。 17-6 圖 17.6 題17-6圖 解 自動離心離合器的工作原理是：活動瓦塊在離心慣性力的作用下克服彈簧拉力壓緊鼓輪內壁，當輸入 軸轉速達到一定值時，壓緊力所產(chǎn)生的摩擦力矩克服外力矩后，離合器處于接合狀態(tài)。故離合器所能傳遞 的轉矩與軸的轉速之間的關系是： 則： 當輸入軸的角速度為 時，傳遞轉矩 18-1解 1）彈簧絲最大剪應力取 時對應著最大工作載荷 由彈簧的材料、載荷性質查教材 表18-1得；由彈簧絲直徑 查教材表18-2得 。故 由式（ 18-2）可解得最大工作載荷 將 ，及由教材圖18-6查得 代入上式，得 在 作用下的變形量 即為最大變形量，由式（18-4）得 2）采用端部磨平結構時，設兩端各有3/4圈并緊，其有效圈數(shù)為 圈 則其并緊高度 將 代入自由高度計算式，得其自由高度 3）驗算穩(wěn)定性 符合穩(wěn)定性要求。 18-2解 （ 1）初選彈簧絲直徑 根據(jù)對結構尺寸的限制條件，此彈簧的內徑應 ，彈簧外徑應 ，故彈簧絲直徑 ，初選 （ 2）確定許用應力 　　彈簧用碳素鋼絲 組制造，承受沖擊載荷，由教材表18-1、表18-2查得 （ 3）確定彈簧絲直徑 　　由式（ 18-2）可解得 　　因 ，取 ，則 ，查教材圖18-6得 ，將各值 代入上式，得 說明取 的碳素鋼絲滿足強度要求。 （ 4）確定彈簧有效圈數(shù) 　　由式（ 18-5）得 　　將彈簧的剛度 代入上式，得 圈，取 圈 （ 5）計算彈簧的其他尺寸 　彈簧內徑：　 　彈簧外徑：　 　彈簧間距：　 ， 　彈簧節(jié)距：　 　螺旋升角：　 　彈簧總圈數(shù)：　兩端各并緊 3/4圈磨平，則 圈 　彈簧絲的展開長度：　 　自由高度：　 　安裝高度：　 （ 6）驗算彈簧的穩(wěn)定性 符合穩(wěn)定性要求。 18-3解 1）彈簧儲存的變形能為： 由題意可知 ， ， ，代入上式可得 則彈簧剛度： 2）由 ，查教材表18-1得 代入式（18-2）得 說明此彈簧的強度足夠。 3）彈簧的有效圈數(shù)： 圈 18-4解 1）由彈簧的材料、載荷性質查教材表18-1得 ，且 　彈簧中徑　 　由旋繞比 ，查教材表18-1得 　則極限載荷 　由于 ，所以在最大工作載荷 作用時彈簧不會拉斷。 2）由式（18-5）得彈簧剛度 則彈簧的工作行程 18-5解 1）計算初拉力 由彈簧的剛度公式可得 將已知數(shù)據(jù)代入上式： 得： 2）因兩根彈簧的尺寸完全相同，故其剛度也完全相同 沒有初拉力的彈簧在 時的伸長量： 故此時彈簧高度 18-6解 （1）初選彈簧絲直徑 。 （ 2）確定材料的許用應力 　　由題意知彈簧材料為碳素彈簧，載荷性質為靜載，按Ⅲ類載荷計算，查教材表 18-1及表18-2得 （ 3）初估彈簧中徑 ，由彈簧中徑標準系列可取 。 （ 4）根據(jù)彈簧強度確定彈簧絲直徑 由式（ 18-2）可解得 由 ，查教材圖18-6得 ，將各值代入上式得 說明取 的碳素鋼絲滿足強度要求。 （ 5）確定彈簧有效圈數(shù) 由式（ 18-5）得 將彈簧的剛度 代入上式，得 圈 （ 5）計算彈簧的其他尺寸 　彈簧內徑：　 　彈簧外徑：　 　彈簧間距：　 ，取 　彈簧節(jié)距：　 　螺旋升角：　 （在5～9之間） 　彈簧總圈數(shù)：　兩端各并緊 3/4圈磨平,則 圈 　彈簧絲的展開長度：　 　自由高度：　 （ 6）驗算彈簧的穩(wěn)定性 在彈簧內部有導向桿的條件下 , 雖高徑比略高出許用值,也可滿足穩(wěn)定性。 (7)討論 本解選用的材料是Ⅲ組碳素彈簧鋼絲,其許用應力較小,在此條件下,設計出的彈簧體積可能不是最 優(yōu)的。若選用強度好的Ⅰ或Ⅱ組碳素彈簧鋼絲，尺寸會更小，更符合本題意。 18-7解 1）選取彈簧旋繞比 ，則 　當門轉到 180時，彈簧承受最大轉矩 ，由式（18-8）得 　將 及 代入上式，得 　取彈簧絲直徑 ，則 　彈簧中徑 ，符合彈簧中徑標準系列。 2）計算彈簧的有效圈數(shù) 　因初始轉矩 ，則 　由式（ 18-9）可得 ，取 圈 3）所需初始扭轉角