机械设计习题卡参考答案 浙江工业大学.pdf

Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!1 绪论、第二章 1 通用零件 、专用零件 2 螺钉、链轮、链条、龙头、大梁、脚蹬。3原动部分、传动部分、执行部分、控制系统和辅助系统。4整体断裂、过大的残余变形、零件的表面破坏和 破坏正常工作条件引起的失效。5强度准则、刚度准则、寿命准则 、振动稳定性准则 和 可靠性准则 。第三章 1低周疲劳、高周疲劳、材料断裂试件、发动机曲轴。2 疲劳极限 、应力循环次数 3零件应力集中状况、零件具体尺寸、零件表面质量、零件的热处理强化 4 cr、cm和cmin，、心轴、大多数底座类零件、举重设备中的吊臂。5 疲劳损伤累积 6 m、工作平均应力、a、工作应力幅。二、选择题 1、C.2、A.3.C.三、计算题 1 700 次时：MPasr260 25000 次时：MPar2067.32425000500000091，因不可能超过s，故为 260MPa 6200000 次时：MPar1801 2 如图所示：对于cr 的情况，应力是沿射线变化的 当射线与极限应力线图的上面直线相交时，按照疲劳强度条件计算 而射线与极限应力线图的右侧折线相交时，则按照静强度条件计算 Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!2 第五章第五章 一、选择与填空题 1 1 _2_ 3_ 2_ 3 _1_ 1 _ 3 说明：自锁：。两者数值越接近，自锁性能越差；数值相差越大，自锁性能越好。螺纹传动效率：)(/tgtg。增大，增大；增大，减小。牙型角与当量摩擦系数f间的关系是：cos(/2)ff。当增大，f增大，增大。3_2_。4_ 90_ _螺纹根部_ 5_3_ 6 4 二、分析与思考题 1见 P60 页表 5-1。联接螺纹要求自锁性较好，强度高；传动螺纹要求传动效率高。2螺纹联接在冲击、振动或变载作用下，或当温度变化较大时，螺旋副间的摩擦力可能减小或瞬时消失，或由于螺纹联接件和被联接件的材料发生蠕变和应力松驰等，会使联接中的预紧力和摩擦力逐渐减小，导致联接松动，甚至松开。防松例子见 P68 表 5-3 3P70。普通螺栓联接：对受拉螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂，因而其设计准则是保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度；对于受剪螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断，其设计准则是保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中联接的挤压强度对联接的可靠性起决定性作用。铰制孔用螺栓用抗剪切来承受外载荷，螺栓杆与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压；在联接接合面处，螺栓杆则受剪切。因此，应分别按挤压及剪切强度条件来计算。4紧螺栓靠预紧力产生的摩擦力来抵抗横向载荷，在抵抗横向载荷过程中，外载荷可能发生变化，但预紧力不会发生变化，因此螺栓上的应力为静应力。P85 降低螺栓疲劳强度的应力幅。非对称循环变应力 5P83。根据螺母的性能等级不应低于与之相配螺栓的性能等级这一要求，螺母可选用 9级。小数点前的数字代表材料的抗拉强度极限的 1/100(/100B)，小数点后的数字代表材料的屈服极限（S或0.2）与抗拉强度极限（B）之比值的 10 倍（10/SB）。6P84。不控制预紧力的普通螺栓联接，其安全系数大小与螺栓直径有关，其安全系数 S随螺纹直径增大而减小，因为尺寸小的螺栓在拧紧时容易产生过载，故采用加大安全系数的方法来弥补可能产生的过载。7 P85-86。紧螺栓所受工作拉力在 0F 间变化，则螺栓所受总拉力将在02FF之间变动。在保持预紧力0F不变的情况下，减小螺栓刚度bC或增大被联接件刚度mC都可以减小总拉力2F的变动范围，从而提高了螺栓联接的疲劳强度。但在此种情况下引起残余预紧力1F减小，从而降低了联接的紧密性。8P86。为了减小螺栓的刚度，可适当增加螺栓的长度，或采用腰状杆螺栓和空心螺栓。为了增大被联接件的刚度，可以不用垫片或采用刚度较大的垫片。对于需要保持紧密性的联接，从增大被联接件的刚度来看，可以采用刚度较大的金属垫片或密封环较好。9P86。实验证明，约有 1/3 的载荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此，采用螺纹牙圈数过多的加厚螺母，并不能提高联接的强度。为了改善螺纹牙上的载荷分布，常采用悬置螺母，减小螺栓旋合段本来受力较大的几圈螺纹牙的受力面或采用钢丝螺套。10伸出一只手，竖起大拇指，另外四指握拳，指尖指向旋转的方向，而拇指要指向螺旋的前进方向。如果与伸出的左手可以相符，称为左旋，与右手相符则称为右旋。另一个方法是，在旋转体生长或运动的一端，从垂直轴向看，顺时针旋转的为左旋；反之，逆时针旋转的为右旋。砂轮主轴螺纹的旋向：紧固砂轮或砂轮卡盘的砂轮主轴端部螺纹的旋向必须与砂轮工作时旋Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!3 转方向相反这样可以保证在螺母在旋转的过程中所产生的轴向力是将螺母旋紧。砂轮机轴转动一般为右旋，所以两端固定砂轮用的螺纹为左旋。11自锁：。两者数值越接近，自锁性能越差；数值相差越大，自锁性能越好。螺纹传动效率：)(/tgtg。增大，增大；增大，减小。牙型角与当量摩擦系数f间的关系是：cos(/2)ff。当增大，f增大，三角螺纹牙型角大（一般为 60），矩形螺纹（=0）和梯形螺纹牙型角较小。12P92。滑动螺旋的主要失效形式是螺纹磨损。其基本尺寸是根据耐磨性条件确定的。13P91。滑动螺旋结构简单，便于制造，易于自锁，但其主要缺点是摩擦阻力大，传动效率低，磨损快，传动精度低等。滚动螺旋摩擦阻力小，传动效率高，但结构复杂。14P70。螺栓的其他部分是根据等强度条件及使用经验规定的，通常都不需要进行强度计算。三、计算题：1解：找出承受最大工作剪力的螺栓。4 个螺栓在园周上均匀分布，故承受工作剪力相等，设为 F。则有，332/2/100 101000/100 1010000FTrTN，3/4/2630/2 130 102423FTrTDN 求出螺栓性能参数 螺栓的性能等级为 8.8，所以800BMPa，/0.8SB，640SMPa 查 P84 表 5-10，取2.5S，2.5PS，所以 640 2562.5SMPaS 8003202.5BPPMPaS 校核螺栓的挤压强度 330min242310.35(13 10)(18 10)PFMPad L 说明,0d不能取 12mm，因为铰制孔用螺栓螺纹部分比光孔略小。minL也不能取 20mm，见 P76 图 5-18 因为PP，所以螺栓的挤压强度合格 校核螺栓的剪切强度 3 2204 242318.263.14(13 10)4FMPad 因为，所以螺栓的剪切强度合格。综上所述，该螺栓组合用。2解：将力 F 平移到各结合面中心，得扭转力矩0.3()MF LF N m 设各方案中在力 F 作用产生的剪切力为1F，扭转力矩 M 作用下产生的剪切力为2F。对方案 1 1/3FF 2222.5F aMFF Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!4 很 显 然，第3个 螺 栓 受 力 最 大，最 大 力/32.52.833MAXFFFF 对方案 2 1/3FF 2222.5F aMFF 很显然，1、3 两个螺栓所受力相等，均为最大值，其最大值22122.522MAXFFFF 对方案 3 1/3FF 22533FaMFF 综上所述，方案 3 较好。3解：A 将力 P 向结合面形心简化得到集中载荷P 及转矩 3(200 100/2)4000 250 101000TPN m。B在集中载荷 P 的作用下，各螺栓承受的横向载荷 1/24000/22000FPN C 在转矩 T 的作用下，各螺栓承受的横向载荷 22F rT，332/2/100 101000/100 1010000FTrTN D 找出螺栓组中承受最大工作剪力的螺栓，如图所示：很显然，螺栓 2 承受的工作剪切力比较大，最大工作剪力 122000 1000012000FFFN E 按剪切强度确定螺纹小径 Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!5 20 4Fd，0644 1200012.69 3.14 95 10Fdmm F 按挤压强度确定螺纹小径 0PPFL d，036120005.3315 10150 10PFdmmL 综上所述，取光孔直径为 13mm，螺纹为 M12。若改用普通螺栓，螺栓 2 受力最大，此时是依靠结合面间产生的摩擦力来抵抗外载荷 F，0sf FKF 0/1.2 12000/0.272sFKFfKN 0211.3 4Fd 30165.25.2 72 1031.52 3.14 120 10Fdmm 即，如果选用普通螺栓，其小径必须大于 31.52mm。4解：求螺栓预紧力0F 0sfFizK F，01.21.50.2 2 2sKFFFFf i z 螺栓承受的拉应力 0211.3 4Fd，综合以上两式得 022111.31.3 1.5 44FFdd 23 261 3.14(17.29 10)160 1019.264 1.3 1.54 1.3 1.5dFKN 四、结构设计与分析题 见书本中相应图形 第六章第六章 一、填空题 1 平键联接 、半圆键联接 、楔键联接 、切向键联接 。2 圆 、（A 型）、平 、（B 型）、单圆 、（C 型）3 两侧面 、键和键槽侧面的挤压 、上下两面 、键的楔紧作用 Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!6 4 工作面被压溃 、工作面的过度磨损 5 轴的直径 d 由标准中选定 、轮毂的长度 6 沿圆周方向相隔 180 的位置 、轴的同一条母线上、沿圆周方向上相隔 90120 的位置 7 小径定心 、齿形定心 二、单项选择题 1C2C3A4C5D6D7C8B9D.10B 三、简答题 1答：根据用途的不同，平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中，普通平键和薄型平键用于静联接，导向平键和滑键用于动联接。2薄型平键与普通平键的主要区别是键的高度为普通平键的 6070，也分圆头、平头和单圆头三种型式，但传递转距的能力较低，常用于薄壁结构、空心轴及一些径向尺寸受限的场合。3答：采用双键联接时，两个平键应布置在沿圆周方向相隔 180 的位置，目的是加工时便于装夹；两个半圆键应布置在轴的同一条母线上，主要原因是半圆键对轴的削弱很大，这样布置可最大限度减小对轴的削弱；两个楔键应布置在沿圆周方向上相隔 90120 的位置，原因是楔键主要靠楔紧后轴毂结合面上产生的摩擦力传递转距，这样布置能尽可能多地保证轴毂接触面的面积。考虑到两个键上载荷分配的不均匀性，在强度较核中只按 1.5 个键计算。四、计算分析题 1解：1选择导向平键 选A型导向平键，对于轴径d180mm，查手册得平键的截面尺寸b22mm，h14mm，取键长 L180L1+l113060190。2强度校核 材料均为钢，工作时有轻微冲击，查教材表 6-2，取p=40MPa。k=0.5h=0.514=7mm，lL1（L1+l1-L）/2b/2130522/2114mm 则 20002000 120037.23407 115 80TpMPapMPakld 故此键联接能满足强度要求。2解：1选择普通平键 因在轴端，可选 C 型普通平键，对于轴径 d55mm，查教材表 6-1 得平键的截面尺寸为 1610，即 b16mm，h10mm，取键长 L90100。2强度校核 因联轴器材料为 HT250，静载荷，查教材表 6-2，取p=75MPa。k=0.5h=0.510=5mm，l=Lb/2=9016/282mm。200020001500133.07558255ppTMPaMPakld 不能满足强度要求。3键联接强度不够，列举解决方案：1）还可适当增加键的长度，满足 L100；2）采用双键联接，承载能力为单键的 1.5 倍；以上两种方案组合使用，以提高键联接的承载能力。若仍不满足，可：3）采用花键联接；4）或提高联轴器的材料性能，如改为钢材。Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!7 第八章第八章 一、填空题 1 带和带轮之间的摩擦（或啮合）2 拉应力 、弯曲应力 、离心应力 m a x 1b1c ，紧边绕进小带轮 3 打滑和疲劳破坏、在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命 4 带的有效拉力小于极限拉力即 FeFec时，带与带轮间将发生显著的相对滑动，即打滑。打滑首先发生在小带轮上，因为小带轮的包角 小于大带轮的包角，故它的极限拉力也较小，承载能力低，所以先打滑。两者的区别在于弹性滑动是必然存在的，导致传动比不恒定，但带传动能正常工作。打滑是载荷超过承载能力之后的失效形式，应尽量避免。2答：当皮带绕在带轮上时，会产生弯曲应力。带轮直径越小，弯曲应力越大。为因避免弯曲应力过大降低带传动的寿命，应限制小带轮的最小直径 d1。3答：若中心距过小，带速不变时，单位时间内皮带绕转次数增多，应力循环次数增多，将加剧带的疲劳损坏，降低其寿命；且由于中心距小，在传动比不变的情况下，将使小带轮上的包角减小，降低带传动的承载能力。若中心距过大，皮带则容易松弛，也会降低带传动的承载能力，且调整张紧过于频繁。故设计带传动时，应尽量将中心距确定在经验公式的范围内。四、计算分析题 1解：原因 1带的承载能力不够。解决方案：更换皮带型号：增大带的截面面积或换成相应窄 V 带；增加带的根数，则同时更换带轮；加大中心距，同时换较长的皮带；原因 2带内弯曲应力过大。解决方案：在保证 i、a 不变的情况下，增大带轮直径，同时换较长的皮带 解：1）D 点带速大于大带轮圆周速度 2）A、C 两点带速等于所在带轮圆周速度 3）B点带速小于小带轮圆周速度 3解：小带轮圆周速度 v：vdn/60000=3.141701450/6000012.9m/s 有效拉力 Fe Fe1000P/v10008/12.9620.16 N 预紧力 F0:F0F1Fe/21300620.16/2989.92 N 4解：有效拉力 Fe Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!8 Fe1000P/v10007.5/10750 N 因 F12F2，且 F1F2Fe，有 2F2F2Fe 故有：松边拉力 F2：F2Fe750 N 紧边拉力 F1：F12Fe1500 N 第九章第九章 一、填空题 1 内链板与套筒、外链板与销轴、滚子与套筒、套筒与销轴 2 销轴 、套筒 3 会产生附加弯矩 4 小链轮转速 n1、额定功率 P0 5 高 、大、少 二、选择题 1C2C3B4D5B、A 6.D 三、简答分析题：1.答：链条的链节数应选择偶数，这样可避免过渡链节所产生的附加弯矩。滚子链的链轮齿数应选择奇数。因链条的链节数选择了偶数，为考虑磨损均匀，链轮齿数应选择与链节数互质的奇数。2.答：链条的节距 p 的大小，反映了链条和链轮各部分尺寸的大小。在一定条件下，链的节距越大，承载能力就越高，但传动的多边形效应也要相应增大，振动、冲击、噪声也越严重。所以设计时，为使传动结构紧凑、寿命长，应尽量选取较小节距的单排链。速度高、功率大时，选用小节距多排链。从经济上考虑，中心距小、传动比大时，选小节距多排链；中心距大、传动比小时，选大节距单排链。3解：不合理。应将带传动和链传动位置对调。原因：链传动具有动载荷及传动不平稳，所以应尽量放在低速轴上，减少由此引起的振动和冲击；而带传动因有弹性元件皮带而具有平稳吸振的特点，所以可放在电动机输出轴上。第十章第十章 一、选择题：1.A 2.C 3.A 4.D 5.B 6.C 7.C 8.B 9.A 10.B 11.C 12.A 13.D 14.A 15.A、D 16.C 17.B 18.D 19.B 20.D 二、填空题 1.为了减小动载荷、为了改善载荷沿齿向的分布不均 2.1、脉动 3.齿宽中点处 4.磨损、保证齿根弯曲疲劳强度 5.靠近节线的齿根面、硬度 6.大、载荷分布不均匀、小、大、大 7.3050 8.相反、相同。Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!9 三、思考简答题：1.答：（1）用增大齿根过渡圆角及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；（2）增大轴及支承刚性，使轮齿接触线上受载较为均匀；（3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；（4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。2.答：当轮齿在靠近节线处啮合时，由于相对速度较低，形成油膜的条件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点蚀也就首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。开式齿轮传动中，由于齿面磨损较快，很少出现点蚀。提高齿轮材料的硬度、采用合适的润滑可提高抗点蚀的能力。3.答：高速重载的齿轮传动易出现胶合破坏。加强润滑措施，采用抗胶合能力强的润滑油，在润滑油中加入极压添加剂等，均可提高齿面抗胶合的能力。4.答：闭式齿轮传动的主要失效形式为齿面点蚀，所以设计准则以保证齿面接触疲劳强度为主。开式齿轮传动的主要失效形式为齿面磨损和齿根折断为主要失效形式，但由于对齿面抗磨损能力的计算方法迄今尚不完善，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。5.答：轮齿工作面的硬度大于 350HBS 或 38HRC 为硬齿面，轮齿工作面硬度小于等于350HBS 或 38HRC 为软齿面。软齿面齿轮通常将毛坯经过正火或调质处理后，切齿，硬齿面齿轮通常先切齿，再作表面硬化处理，最后进行磨齿等精加工。6.答：导致载荷沿轮齿接触线方向分布不均匀的原因主要有：轴的弯曲变形和扭转变形，轴承、支座的变形，制造及装配的误差。为了改善载荷沿接触线分布不均匀的程度，可以采取增大轴、轴承及支座的刚度，对称地配置轴承，适当地限制齿轮的宽度，尽可能避免齿轮作悬臂布置，也可把一个齿轮的轮齿做成鼓形，以及沿小齿轮齿宽对轮齿作适当的修形等措施。7.答：齿轮实际工作中，由于原动机及工作机性能的影响，以及齿轮的制造误差，会使法向载荷增大，此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分布并不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布，因此，引入载荷系数，在计算齿轮的强度时，按计算载荷进行计算。Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!10 载荷系数包括使用系数 KA、动载系数 KV、齿间载荷分配系数 K、齿向载荷分布系数 K。使用系数 KA主要考虑了齿轮啮合时外部邻接装置引起的附加动载荷的影响；动载系数KV主要考虑了齿轮的制造、装配误差，轮齿受载变形，以及轮齿啮合过渡等引起的动载荷或冲击的影响；齿间载荷分配系数 K主要考虑了啮合的多对齿间载荷分布不均匀的影响；齿向载荷分布系数 K主要考虑了载荷沿接触线分布不均匀的影响。8.答：较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面会起较显著的冷作硬化效应，从而提高了大齿轮齿面的疲劳极限。9.答：直齿轮传动时应将H1或H2中较小的数值代入设计公式进行计算。斜齿轮传动设计计算时许用接触应力可取为H=(H1+H2)/2，当H1.23H2时，应取H1.23H2，H2为较软齿面的许用接触应力。10.答：齿轮传动的常用润滑方式有：人工周期性加油润滑、浸油润滑和喷油润滑。开式及半开式齿轮传动或速度较低闭式的齿轮传动，通常采用人工周期加油润滑，闭式齿轮传动当齿轮的圆周速度 v12m/s时，应采用喷油润滑。通常齿轮圆周速度愈高，润滑油粘度应愈低。四、分析与设计计算题 1.解：（1）从动轮 2 受力的方向如图所示。（2）求 Ft2与 Fr2的大小 O1O2Z1Z2n1n2Ft2Fr2 611111161121212/2 9.55 10(/)/()12 9.55 10/(2.5 20)400095.5(400020)145640001456trtttrrFTdP nmzNFF tgtgNFFNFFN Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!11 2.解：（1）由 1112222.72 1.580.01343 3202.32 1.760.01361 300FaSaFFaSaFYYYY 因 0.013430.01361，故小齿轮的弯曲疲劳强度高。（）已知F2=280MPa350mm)的轴。两支点游动：要求左右游动的轴(如人字齿轮的主动轴)。8滚动轴承的回转套圈和不回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质有何不同?常选用什么配合?其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合有何不同?滚动轴承的 回转套 圈与轴或 机座装 配时所取 的配合 性质：过 盈配合(js5,js6,k5,k6,m5,m6,r5,r6,M7,N7)。不回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质：不回转套圈与轴或机座装配应比回转套圈与轴或机座装配有较松的配合(H6,H7,J7,J6,K7,K6,M7,M6,h6,g6)。Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!17 其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合不同：滚动轴承是标准件，轴承内孔与轴的配合采用基孔制，即以轴承内孔的尺寸为基推；轴承外径与外壳孔的配合采用基轴制，即以轴承的外径尺寸为基准。与 内圈相配合的轴的公差带以及与外圈相配合的外壳孔的公差带，均按圆柱公差与配合的国家标准选取。由于 dm的公差带在零线之下，而圆柱公差标准中基淮孔的公差带在零线之上，所以轴承内圈与轴的配合比圆柱公差标准中规定的基孔制同类配合要紧得多。对轴承内孔与轴的配合而言 圆柱公差标准中的许多过渡配合实际成为过盈配合，而有的间隙配合实际变为过渡配合。轴承外圈与外壳孔的配合与圆柱公差标准中 规定的基轴制同类配合相比较，配合性质的类别基本一致，但由于轴承外径的公差值较小，因而配合也较紧。四、分析计算题四、分析计算题 1、解：(1)一对轴承中当量动载荷大的那个轴承危险。求支反力 Fr1、Fr2 NLLLFFr400020010020060002121 Fr2F-Fr1=6000-4000=2000N 计算轴承的轴向载荷 Fd1、Fd2 先计算内部轴向力：Fd=Fr/2Y Fd1=Fr1/2Y4000/22.1952N Fd2=Fr2/2Y=200/22.1476N Fd1+Fa=952+1000=1952N Fd2476N 轴承 2 压紧，轴承 1 放松。Fa1Fd1=952N Fa2Fd1+Fa1952N 计算当量动载荷 Fa1/Fr1952/40000.239e0.29，得：X=0.4，Y=2.1 P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=1.2(0.420002.11952)5879N P2 P1 轴承 2 危险。(2)hLhPCnLhh1 5 0 0 05 1 7 3 95 8 7 96 4 8 0 09 6 06010601031066 合用。2、解：1)计算轴承的轴向载荷 Fd1、Fd2 由表 13-7，70000C 型轴承的内部轴向力为 Fd=eFr，由表 13-5 得 e=0.380.56，初定e=0.45(轴承 1)，e=0.40(轴承 2)Fd1=eFr1=0.451000450N Fd2=eFr2=0.402060824N Fd2+Fae=824+1200=2024N Fd1470N 轴承 1 压紧，轴承 2 放松。Fa1Fd2+Fae=2024N Fa2Fd2824N 2)计算当量动载荷 由手册查得 7307C 轴承：基本额定动载荷 C=35.1kN，基本额定静载荷 Co=27.5kN。由表 13-5 Fa1/Co=2024/27500=0.0736 得：e=0.45(与初选相同)。Fa1/Fr12024/10002.024 e=0.45，由表 13-5 查得：X=0.44，Y=1.25 由表 13-6，取载荷系数 fp=1.5 P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=1.5(0.4410001.252024)4455N Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!18 Fa2/Co=824/27500=0.03 得：e=0.40(与初选相同)Fa2/Fr2824/20600.40e，由表 13-5 查得：X=1，Y=0 P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=1.520603090N 3)核验轴承寿命 P1 P2 应以轴承 1 的当量动载荷 P1为计算依据。hLhPCnLhh25002329445535100350060106010366 由此可知，7307C 轴承不满足使用要求，还需要另选轴承。4)改选一对 7307AC 轴承作核验计算 内部轴向力：70000C 型轴承的内部轴向力由表 13-7 查得：Fd=0.68Fr Fd1=0.68Fr1=0.681000680N Fd2=0.68Fr2=0.6820601400.8N 轴向载荷 Fd1、Fd2：Fd2+Fae=1400.8+1200=2600.8N Fd1680N 轴承 1 压紧，轴承 2 放松。Fa1Fd2+Fae=2600.8N Fa2Fd21400.8N 由手册查得 7307AC 轴承：基本额定动载荷 C=33.4kN，基本额定静载荷 Co=25.2kN。由表 13-5 查得：e=0.68。Fa1/Fr12600.8/10002.6 e=0.68，由表 13-5 查得：X=0.41，Y=0.87 由表 13-6，取载荷系数 fp=1.5 P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=1.5(0.4110000.872600.8)4009N Fa2/Fr21400.8/20600.68e，由表 13-5 查得：X=1，Y=0 P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=1.520603090N 同理：P1 P2 应以轴承 1 的当量动载荷 P1为计算依据。hLhPCnLhh25002754400933400350060106010366 由此可知，7307AC 轴承满足使用要求。讨论：由手册查得的 7307C 轴承的基本额定动载荷，其数值为 C=35.1KN，略高于 7307 AC 轴承。但计算结果表明，7307C 轴承不满足使用要求，而使用 7307AC 轴承却可行，原因何在？70000C 轴承与 70000 AC 轴承虽同属角接触球轴承，但两者在结构上尚有一定的区别。70000 AC 轴承接触角 较大，e 值较高而 Y 值较小，故承受轴向载荷的能力较强。在本传动装置的轴系上，作用有较大的外部轴向载荷，因而选用能承受较大轴向载荷的 70000 AC轴承较为合适。五、结构题五、结构题 1、按要求在给出的结构图中填画合适的轴承 a)30000，60000，70000 b)10000，20000，60000 c)N0000，NU0000，NA0000 d)10000，20000，60000 e)30000，60000，70000 f)51000，(60000)2、解：此轴系结构图有以下错误 1）带轮左端轴向固定不合理。2）轴承盖加工表面应减少。3）通盖轴承无密封装置。4）无轴承间隙的调整垫片。5）挡油环与箱体相接触。6）轴承无法拆卸。Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!19 7）齿轮轴向固定不可靠。8）齿轮无安装基准。9）键过长。10）轴承安装不方便。11）轴承盖孔与轴接触。12）带轮无安装基准。13）带轮无周向固定。第十五章第十五章 一、填空题 1不承受弯矩，只承受转矩 传动轴 只承受弯矩，而不承受转矩 既承受弯矩，又承受转矩 转轴 转动心轴 固定心轴 2曲轴 直轴 汽油机主轴 变速箱轴 3 碳钢 合金钢 淬火 、渗碳 和氮化 喷丸或滚压 4 键 销 过盈配合及型面联接 5轴肩 套筒 圆螺母 6 强度计算 刚度 振动稳定性 二、选择题 1 D 2A 3B 4B 5B 6B 7C 三、计算题：NmzTFt100050002.05022 NtgtgFFotr9702.363201000 经计算 NFNH5001 NFNH5002 NFNV9851.1811NFNV9851.1812 20Nm 7.2794Nm 21.2836Nm Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!20 两平面弯矩图及合成弯矩图，转矩图如右 显然，弯曲应力为对称循环变应力 MPaWMb5134.81025002836.219 故MPam0，而MPaa5134.8 显然，扭转剪应力为静应力 MPaWTTT11050000509 故MPam1，而MPaa0 四、结构改错：1用编号指出下图中的错误,并作简单说明，提出修改意见。（轴承采用脂润滑）40H7k692H7h6 14）两个平键应布置在同一母线上；15）贯通轴承端盖孔与轴接触；16）贯通端盖孔无密封装置；17）贯通端盖应减少螺栓支承的加工表面；18）贯通端盖安装螺栓处应设置为通孔；19）钢衬套安装螺栓处应设置为通孔；20）箱体应设置完整的加工螺纹孔；21）箱体孔要求减少加工表面（与钢衬套配合面）；22）钢衬套要求减少外加工表面（与箱体配合面）；23）钢衬套要求减少内加工表面（与轴承配合面）24）两轴承间轴段应增加轴径，减少轴承接触的加工表面，并给轴以轴向定位；25）右轴承无法拆卸，应扩大钢衬套右孔直径；26）去处右端套筒，以避免过定位；（或增加右套筒长度）27）减少右端轴段长度，避免过定位；28）轴承内直径配合不当，应改为定义轴段公差。50Nm Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!21 1）轴左端采用弹性卡圈对轴承进行定位不妥，应去处；2）左轴承无法拆卸，应降低轴肩高度；3）齿轮的安装轴段应减少长度，避免过定位；4）键长过长；5）套筒右侧过高，导致右轴承无法拆卸；6）右侧贯通端盖必须加大孔径，避免与轴刚性摩擦；7）右侧贯通端盖应适当考虑防尘措施；8）右轴承无法拆卸，应降低套筒高度；9）右轴承右侧应设置一轴肩以便于轴承拆装；10）半联轴器缺乏周向定位；11）半联轴器孔需为通孔；12）半联轴器左侧应设置轴肩实现轴向定位；13）半联轴器右侧缺乏轴向定位措施；14）箱体两恻均应设置凸台以减少与端盖配合处的加工面积；15）大齿轮两侧应考虑减少齿轮端面的加工面积（凸或凹）1）左端盖应减少螺栓支承的加工表面；2）左轴承无法拆卸，应降低轴肩高度；3）两个平键应布置在同一母线上；4）大轮毂无法装拆，应减少右侧轴径；5）右轴承无法拆卸，应降低套筒高度；6）大轮毂轴段应减少长度，方便定位；Generated by Unregistered Batch DOC TO PDF Converter 2010.2.301.1358,please register!22 7）右轴承右侧应设置一轴肩以便于轴承拆装；8）右侧贯通端盖必须加大孔径，避免与轴刚性摩擦；9）右侧贯通端盖应适当考虑防尘措施；10）链轮左侧的轴向定位应采用轴肩定位而如图，将造成端盖与套筒的刚性摩擦；11）链轮右侧缺乏轴向定位；12）配合不当。1 传动轴 2 转轴 3 转轴 4 固定心轴 5 转轴