2022年濮良贵机械设计第九版课后习题答案 .pdf

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1、学习文档仅供参考第三章 机械零件的强度习题答案3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa1801，取循环基数60105N，9m，试求循环次数 N 分别为 7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。解 MPa6.373107105180936910111NNNMPa3.324105.2105180946920112NNNMPa0.227102.6105180956930113NNN3-2 已知材料的力学性能为MPa260s，MPa1701，2.0，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解 )170, 0(A)0,260(C00121210MPa33.2832.011702

2、1210得)233.283,233.283(D，即)67.141,67.141(D根据点)170,0(A，)0,260(C，)67.141,67.141(D按比例绘制该材料的极限应力图如以下列图所示精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 38 页学习文档仅供参考3-4 圆轴轴肩处的尺寸为： D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用题 3-2 中的材料，设其强度极限B=420MPa，精车，弯曲， q=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。解 因2.14554dD，067.0453dr，查附表3-2，插值得88.1，查附图3-1

3、得78.0q，将所查值代入公式，即69.1188.178.0111kq查附图 3-2， 得75.0； 按精车加工工艺，查附图 3-4， 得91.0， 已知1q，则35.211191.0175.069. 1111kqK35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0DCA根据29.60,67.141,0,260,34.72,0DCA按比例绘出该零件的极限应力线图如以下列图3-5 如题 3-4 中危险截面上的平均应力MPa20m，应力幅MPa20a，试分别按精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 38 页学习文档仅

4、供参考CrCm，求出该截面的计算安全系数caS。解 由题 3-4 可知35.2,2.0MPa,260MPa,170s1 -K1Cr工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数28.2202.03035.2170ma1 -KSca2Cm工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数81.1203035.2202.035.2170mam1-caKKS精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 38 页学习文档仅供参考第五章 螺纹连接和螺旋传动习题答案5-5 图 5-49 是由两块边板和一块承

5、重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用 4 个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大的变动。试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215，假设用 M640 铰孔用螺栓连接， 已知螺栓机械性能等级为8.8 ，校核螺栓连接强度。解 采用铰制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，铰制孔用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。1确定 M640 的许用切应力 由螺栓材料 Q215 ，性能等级

6、8.8，查表 5-8 ，可知MPa640s，查表 5-10，可知0 .55 .3S精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 38 页学习文档仅供参考MPa12886.1820 .55 .3640sSMPa67.4265 .1640sppS2螺栓组受到剪力F 和力矩FLT ，设剪力 F 分在各个螺栓上的力为iF，转矩 T 分在各个螺栓上的分力为jF，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为 r,即mm27545cos2150rkN2510275810300208kN5. 220818133rFLFFFji由图可知，螺栓最大受力kN015.

7、945cos255.22)25(5.2cos22222maxFFFFFjiji319106410015.9423320maxdF8.131104.1110610015.9333min0maxppLdF故 M640 的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6 已知一个托架的边板用6 个螺栓与相邻的机架相连接。 托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250mm、大小为 60kN 的载荷作用。现有如图 5-50 所示的两种螺栓布置形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么？精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第

8、 5 页，共 38 页学习文档仅供参考解 螺栓组受到剪力F 和转矩，设剪力F 分在各个螺栓上的力为iF，转矩 T分在各个螺栓上的分力为jFa中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即 r=125mm kN2010125610250606kN1060616133rFLFFFji由a图可知，最左的螺栓受力最大kN302010maxjiFFFb方案中kN10606161FFikN39.24101252125421252101252125102506062223223612max612maxmaxiiiijrFLrrMrF由b图可知，螺栓受力最大为kN63.335239.24102)39.24(10cos

9、22222maxFFFFFjiji直径较小）布置形式所用的螺栓可知采用（由aFdmax04精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 38 页学习文档仅供参考5-10 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 38 页学习文档仅供参考第六章 键、花键、无键连接和销连接习题答案6-3 在一直径mm80d的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮如以下列图，轮毂宽度1.5dL，工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。解 根据轴径mm80d，查表得所用键的剖面尺寸

10、为mm22b，mm14h根据轮毂长度mm120805 .11.5dL取键的公称长度mm90L键的标记键79-90GB109622键的工作长度为68mm2290bLl键与轮毂键槽接触高度为mm72hk根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力110MPap根据普通平键连接的强度条件公式1023ppkldT变形求得键连接传递的最大转矩为精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 38 页学习文档仅供参考mN20942000110806872000pmaxkldT第八章 带传动习题答案8-1V 带传动的min14501rn， 带与带

11、轮的当量摩擦系数51.0vf， 包角1801，初拉力N3600F。试问：1该传动所能传递的最大有效拉力为多少？2假设mm100dd1，其传递的最大转矩为多少？3假设传动效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？解 N4.4781111360211112151. 01151.00eeeeFFvvffecmmN92.232101004.4782d2-3d1ecFT精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 38 页学习文档仅供参考kW45.395. 0100060100010014. 314504 .47810006010

12、00d10003d11?nFFPecec8-2 V 带传动传递效率7.5kWP，带速sm10，紧边拉力是松边拉力的两倍，即21FF，试求紧边拉力1F、有效拉力eF和初拉力0F。解 1000FPeN750105.710001000PFe21212FFFFFe且1500N750221eFF201eFFF1125N27501500210eFFF8-4 有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V 带传动，电动机功率P=7kW，转速min9601rn，减速器输入轴的转速min3302rn，允许误差为%5，运输装置工作时有轻度冲击，两班制工作，试设计此带传动。解 1确定计算功率caP由表 8-

13、7 查得工作情况系数2.1AK，故4kW.872.1AcaPKP2选择 V 带的带型根据caP、1n，由图 8-11选用 B 型。3确定带轮的基准直径dd，并验算带速由表 8-6 和 8-8，取主动轮的基准直径mm1801dd验算带速sm0432.910006096018010006011ndd精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 38 页学习文档仅供参考带速合适sm30sm5计算从动轮的基准直径mm45.49733005.0196018012112nndddd4确定 V 带的中心距a和基准长度dL由式2102127 .0d

14、dddddadd，初定中心距mm5500a。计算带所需的基准长度mm2214550418050050018025502422202122100addddaLddddd由表 8-2 选带的基准长度mm2240dL实际中心距amm563222142240550200ddLLaa中心距的变化范围为mm630550。5验算小带轮上的包角1901475633.571805001803 .57180121adddd故包角合适。6计算带的根数z计算单根 V带的额定功率rP由sm960mm18011ndd和，查表 8-4a得25kW.30P根据303kW.0B9 .2330960s,m96001Pin型带，查

15、表得和查表 8-5 得914.0k，表 8-2 得1kL，于是kW25.31914.0)303.025.3(kk00LrPPP计算 V带的根数z精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 38 页学习文档仅供参考58.225.34.8carPPz取 3 根。7计算单根 V 带的初拉力的最小值min0F由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量mkg018q，所以N2830432.918.00432.93914.04.8914.05.2500kk5.250022min0qzPFca8计算压轴力N16282147sin283322sin

16、21min0FzFp9带轮结构设计略精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 38 页学习文档仅供参考第九章 链传动习题答案9-2 某链传动传递的功率kW1P，主动链轮转速minr481n，从动链轮转速minr142n，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。解 1选择链轮齿数取小链轮齿数191z，大链轮的齿数6519144812112znnizz2确定计算功率由表 9-6 查得0.1AK，由图 9-13 查得52.1zK，单排链，则计算功率为kW52.1152.10.1PKKPzAca3选择链条型号和节距根据minr48kW5

17、2.11nPca及，查图 9-11，可选 16A，查表 9-1，链条节距mm4 .25p4计算链节数和中心距初选中心距mm12707624.25)5030()5030(0pa。取mm9000a，相应的链长节数为3.1149004.2521965265194 .259002222202122100apzzzzpaLp取链长节数节114pL。查表 9-7 得中心距计算系数24457.01f，则链传动的最大中心距为mm895651911424 .2524457.02211zzLpfap5计算链速，确定润滑方式sm386.01000604.25194810006011pzn精选学习资料 - - - -

18、 - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 38 页学习文档仅供参考由sm386.0和链号 16A，查图 9-14 可知应采用定期人工润滑。6计算压轴力pF有效圆周力为N2591386.0110001000pFe链 轮 水 平 布 置 时 的 压 轴 力 系 数15.1pFK， 则 压 轴 力 为N2980259115.1eFpFKFp9-3 已知主动链轮转速minr8501n，齿数211z，从动链齿数992z，中心距mm900akN，工作情况系数1AK，试求链条所能传递的功率。解 由kW6.55limF，查表 9-1 得mm4 .25p，链型号 16A根据

19、minr850mm4.251np，查图 9-11 得额定功率kW35caP由211z查图 9-13 得45.1zK且1AKkW14.2445.1135zAcaKKPP精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 38 页学习文档仅供参考第十章 齿轮传动习题答案10-1 试分析图 10-47 所示的齿轮传动各齿轮所受的力用受力图表示各力的作用位置及方向。解 受力图如以下列图：补充题： 如图b ，已知标准锥齿轮mmN1042, 3.0,50,20,5521TzzmR，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - -

20、 - - - - -第 15 页，共 38 页学习文档仅供参考标准斜齿轮24, 63zmn， 假设中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，应为多少？并计算2、3 齿轮各分力大小。解1齿轮 2 的轴向力：222222222sintan5.012sintan2sintanzmTdmTFFRta齿轮 3 的轴向力：zmTzmTdTFFnntasin2tancos2tan2tan333333333232,20,TTFFaazmTzmTnRsin2sintan5.01233222即2235.01sintansinzmzmRn由5 .22050tan122zz928.0sin2371.0cos22289.050

21、3.05.015928.020tan2465.01sintansin223zmzmRn即231.132齿轮 2 所受各力：3.765kNN10765.3503 .05. 01510425. 01223522222zmTdmTFRt0.508kNN10508.0371.020tan10765.3costan33222FFtrkN272.1N10272.1928.020tan10765.3sintan33222FFtakN420cos10765.3cos322FFtn精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 38 页学习文档仅供参考

22、齿轮 3 所受各力：kN408. 5N10408. 5231.13cos2461042cos2cos22353232333zmTzmTdTFnntkN022.2N10022.2321.12cos20tan10408.5costan3333FFntrkN272.1N10272.1321.12cos20tan10408.5tan10408.5tan33333FFtakN889.5N10889.5321.12cos20cos10765.3coscos3333FFntn10-6设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知54,26min,r1450,kW5.72111zznP，寿命h12000hL，小齿轮相对其

23、轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。解 (1) 选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。铣床为一般机器，速度不高，故选用7 级精度 GB10095-88 。材料选择。由表10-1 选择小齿轮材料为40Cr调质 ，硬度为 280HBS ，大齿轮材料为 45 刚调质 ，硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。2按齿面接触强度设计3211t132. 2HEdZuuKTd 1确定公式中的各计算值试选载荷系数.51tK计算小齿轮传递的力矩精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 38 页学习文档仅供参考mm

24、N4939714505 .7105.95105 .9551151nPT小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取0 .1d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数21MPa8.189EZ由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa6001limH；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502limH。齿数比08.2265412zzu计算应力循环次数91110044.112000114506060hjLnN991210502.008.210044.1uNN由图 10-19 取接触疲劳寿命系数0.1,98.021HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1SMPa58816

25、0098.01lim11SKHHNHMPa5.566155003.12lim22SKHHNH2计算计算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小值mm577.535.5668.18908. 2108. 21493975. 132.2132. 2323211tHEdZuuKTd计算圆周速度sm066.41000601450577.5314.310006011tnd计算尺宽bmm577.53577.5311tdbd精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 38 页学习文档仅供参考计算尺宽与齿高之比hbmm061.226577.5311tz

26、dmtmm636.4061.225.225.2tmh56.11636.4577.53hb计算载荷系数根据sm066.4，7 级精度，查图 10-8得动载荷系数2.1vK直齿轮，1FHKK由表 10-2 查得使用系数25.1AK由表 10-4 用插值法查得420.1HK由56.11hb，420.1HK，查图 10-13 得37.1FK故载荷系数13.2420.112.125.1HHvAKKKKK按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径22.605. 113.2577.53331t1tKKdd计算模数mmm32.22622.6011zdm取5. 2m几何尺寸计算分度圆直径：mm65265.211mzd

27、mm135545.222mzd中心距：mm100213565221dda确定尺宽：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 38 页学习文档仅供参考mm74.515 .5668.1895.208.2108.2654939713.225.212222211HEZuudKTb圆整后取mm57mm,5212bb。3按齿根弯曲疲劳强度校核由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5001FE；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa3802FE。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命93.0,89.021FNFNKK。计算弯曲疲劳许用应力取

28、弯曲疲劳安全系数4. 1SMPa86.3174.150089.0111SKFEFNFMPa43.2524 .150093.0222SKFEFNF计算载荷系数055.237.112 .125.1FFAKKKKK查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得6.21aFY304.22aFY595.11aSY712.12aSY校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式FSFFYYmbdKTaa112进行校核111MPa64.99595.16 .25.2655249397055.222111FSFFYYmbdKTaa211MPa61.94712.13 .25 .2655249397055.222222FSFFY

29、YmbdKTaa所以满足弯曲强度，所选参数合适。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 38 页学习文档仅供参考10-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知minr7501n，两齿轮的齿数为mmmm,6, 229,108,2421160bmzzn， 8 级精度，小齿轮材料为38SiMnMo调质 ，大齿轮材料为 45 钢调质，寿命 20 年设每年 300工作日，每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。解 1齿轮材料硬度查 表 10-1， 根 据小 齿 轮 材料 为38SiMnMo调 质 ，

30、 小齿 轮 硬 度217269HBS，大齿轮材料为 45 钢调质，大齿轮硬度 217255 HBS 2按齿面接触疲劳硬度计算231112EHHdZZuuKdT计算小齿轮的分度圆直径mm95.145229cos624cos11mzdn计算齿宽系数096.195.1451601dbd由表 10-6 查得材料的弹性影响系数21MPa8 .189EZ，由图 10-30 选取区域系数47.2HZ 由 图10-21d按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPa7301limH；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502limH。齿数比5 .42410812zzu计算应力循环

31、次数811104.522030017506060hjLnN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 38 页学习文档仅供参考8812102.15.4104.5uNN由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1.1,04.121HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1SMPa2.759173004.11lim11SKHHNHMPa60515501.12lim22SKHHNH由图 10-26 查得63.1,88.0,75.02121则计算齿轮的圆周速度sm729.510006075095.14514.310006011

32、nd计算尺宽与齿高之比hbmm626229cos95.145cos11zdmntmm5.13625.225.2ntmh85.115 .13160hb计算载荷系数根据sm729.5，8 级精度，查图 10-8 得动载荷系数22.1vK由表 10-3，查得4 .1FHKK按轻微冲击，由表10-2 查得使用系数25.1AK由表 10-4 查得380.1HK按d=1 查得 由85.11hb，380.1HK，查图 10-13 得33.1FK故载荷系数946.2380.14 .122.125.1HHvAKKKKK由接触强度确定的最大转矩精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - -

33、 - - - - -第 22 页，共 38 页学习文档仅供参考N096.12844648.18947.260515.45.4946.2295.14563.1096.1,min1223221311EHHHdZZuuKdT3按弯曲强度计算SaFaFndYYKYmdT2211计算载荷系数840.233.14.122.125.1FFAKKKKK计算纵向重合度380.1229tan24096.1318.0tan318.01zd由图 10-28 查得螺旋角影响系数92.0Y计算当量齿数99.24229cos24cos3311zzv3.112229cos108cos3321zzv查取齿形系数FaY及应力校正

34、系数SaY由表 10-5 查得62.21FaY17.22FaY59.11SaY80.12SaY由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5201FE；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa4302FE。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命90.0,88.021FNFNKK。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4.1SMPa07.3055 .152088.0111SKFEFNFMPa2585 .143090.0222SKFEFNF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页，共 38 页学习文档仅供参考计算大、小齿轮的SaFaFYY，并

35、加以比较23.7359.162.207.305111SaFaFYY05.6680.117.2258222SaFaFYY取05.66,min222111SaFaFSaFaFSaFaFYYYYYY由弯曲强度确定的最大转矩mmN309.288598605.6692.0840.22695.14563. 1096. 122211SaFaFndYYKYmdT4齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即N096.12844641TkW87.1001055.9750096.12844641055.96611nTP精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - -

36、 - - -第 24 页，共 38 页学习文档仅供参考第十一章蜗杆传动习题答案11-1 试分析图 11-26 所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。解 各轴的回转方向如以下列图所示，蜗轮2、4 的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如以下列图11-3 设 计 用 于 带 式 输 送 机 的 普 通 圆 柱 蜗 杆 传 动 ， 传 递 效 率minr960,kW0.511nP， 传动比23i， 由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为 20Cr，渗碳淬火，硬度HRC58。蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模铸造。蜗杆减速器每日工作

37、8h，要求工作寿命为7 年每年按 300 工作日计 。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 25 页，共 38 页学习文档仅供参考解 1选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆ZI 。2按齿面接触疲劳强度进行设计322HPEZZKTa确定作用蜗轮上的转矩T2 按21z，估取效率8 .0，则mmN915208239608 .051055. 91055. 91055.962162262inPnPT确定载荷系数 K 因工作载荷平稳， 故取载荷分布不均匀系数1K；由表 11-5选取使用系数1AK；由于转速不高，

38、无冲击，可取动载系数05.1VK，则05.105.111VAKKKK确定弹性影响系数EZ蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故21MPa160EZ确定接触系数pZ假设35.01ad，从图 11-18中可查得9.2pZ确定许用接触应力H由表 11-7中查得蜗轮的基本许用应力MPa268H应力循环系数721021.4830071239606060hjLnN寿命系数8355. 01021.410877HNK则MPa914.2232688355.0HNHHK计算中心距精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 26 页，共 38 页学习文档仅供参考mm396

39、.160914.2239 .216091520805.132a取中心距mm200a，因23i，故从表 11-2 中取模数8mmm，蜗杆分度圆直径mm801d。此时4.020080ad1，从图11-18 中查取接触系数74.2pZ，因为ppZZ，因此以上计算结果可用。3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗杆头数21z，轴向齿距133.258mpa；直径系数10q；齿顶圆直径mm962*11mhddaa；齿根圆直径mm8.602*11cmhddaf；分度圆导程角361811；蜗杆轴向齿厚mm567.125.0mSa。蜗轮蜗轮齿数472z；变位系数5. 02x验算传动比5.2324712zzi，此时

40、传动比误差%17.223235.23，是允许的。蜗轮分度圆直径mm37647822mzd蜗轮喉圆直径m3845.018237622*22xhmddaa蜗轮齿根圆直径mm8 .3642.05.0182376222ff2hdd蜗轮咽喉母圆直径mm12376212002122agdar4校核齿根弯曲疲劳强度FFFYYmddKTa 221253.1当量齿数85.49361511cos47cos3322zzv根据85.49,5 .022vzx，从图 11-19中可查得齿形系数75.22aFY精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 27 页，共 38

41、页学习文档仅供参考螺旋角系数9192.014031.1111401Y许用弯曲应力FNFFK从表11-8 中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力MPa56F寿命系数66. 01021.410976FNKMPa958.3666.056FNFFK校核齿根弯曲疲劳强度FF445.159192.075.283768091520805.153.1弯曲强度是满足的。5验算效率vtantan96.095.0已知vvfarctan; 361811；vf与相对滑动速度av相关sm099.4361811cos10006096080cos10006011ndva从表 11-18 中用插值法查得0238

42、.0vf，4821136338.1v，代入式得854. 0845. 0，大于原估计值，因此不用重算。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 28 页，共 38 页学习文档仅供参考第十三章滚动轴承习题答案13-1 试说明以下各轴承的内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个允许的极限转速最高？哪个承受径向载荷能力最高？哪个不能承受径向载荷？N307/P4 6207 30207 51301 解 N307/P4、6207、30207的内径均为 35mm，51301的内径为 5mm；N307/P4的公差等级最高； 6207 承受径向载荷能力最高；N30

43、7/P4 不能承受径向载荷。13-5 根据工作条件，决定在轴的两端用25的两个角接触球轴承， 如图 13-13b所示正装。轴颈直径mm35d，工作中有中等冲击，转速minr1800n，已知两 轴 承 的 径 向 载 荷 分别 为N33901rF，N33902rF， 外 加轴 向 载 荷N870aeF，作用方向指向轴承1，试确定其工作寿命。解 1求两轴承的计算轴向力1aF和2aF对于25的角接触球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力rdFF68.0，68. 0eN2 .2305339068.068.011rdFFN2.707104068.068.022rdFF两轴计算轴向力N2 .23052.70

44、7870,2.2305max,max211daedaFFFFN2 .14358702.2305,2.707max,max122aeddaFFFF2求轴承当量动载荷1P和21P精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 29 页，共 38 页学习文档仅供参考eFFra68.033902.230511eFFra38.110402.143522由表 13-5 查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承 1 11X01Y对轴承 2 41.02X87.02Y因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取5 .1pf，则N50852.23050339015.

45、111111arpFYFXfPN536.25122.143587.0104041.05 .122222arpFYFXfP3确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用7207AC，查轴承手册得基本额定载荷N29000C，因为21PP，所以按轴承1 的受力大小验算h5.171750852900018006010601036316PCnLh13-6 假设将图 13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题 13-2，试验算轴承的寿命。解 1求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面以下列图b和水平面以下列图 a两个平面力系。 其

46、中：图 c 中的teF为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a 中的aeF亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上上诉转化仔图中均未画出 。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 30 页，共 38 页学习文档仅供参考(c)(b)(a)Fr1VFr2VFteFr1VFr2V12FreFaeFteFae(Fd2)(Fd1)320200由力分析可知：N38.22552023144002009003202002200V1dFFFaererN62.67438.225900V1V2rrerFFFN15.8462200520200320200200H1terF

47、FN85.135315.8462200H1H2rterFFFN65.87515.84638.225222H12V11rrrFFFN62.151282.135362.674222H22V22rrrFFF2求两轴承的计算轴向力1aF和2aF查手册的 30207的37.0e，6 .1Y，N54200CN64.2736.1265.875211YFFrdN69.4726 .1262.1512222YFFrd两轴计算轴向力N69.87269.472400,64.273max,max211daedaFFFF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 31 页

48、，共 38 页学习文档仅供参考N69.47240064.273,69.472max,max122aeddaFFFF3求轴承当量动载荷1P和2PeFFra9966.065.87569.87211eFFra3125.062.151269.47222由表 13-5 查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承 1 4 .01X6.11Y对轴承 2 12X02Y因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取5 .1pf，则N846.261969.8726.165.8754 .05 .111111arpFYFXfPN93.226869.472062.151215.122222arpFYFXfP4确定轴承寿命

49、因为21PP，所以按轴承 1 的受力大小验算h342.283802846.2619542005206010601036316hhLPCnL故所选轴承满足寿命要求。13-7 某轴的一端支点上原采用6308 轴承，其工作可靠性为 90%， 现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠性提高到99%，试确定可能用来替换的轴承型号。解 查手册得 6308 轴承的基本额定动载荷N40800C。查表 13-9，得可靠性为90%时，11a，可靠性为 99%时，21.01a。可靠性为 90%时363161040800601106010PnPCnaL精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总

50、结 - - - - - - -第 32 页，共 38 页学习文档仅供参考可靠性为 99%时363166021.01060101PCnPCnaL110LL36366021. 0104080060110PCnPn即N547.6864121.0408003C查手册，得6408 轴承的基本额定动载荷N65500C，基本符合要求，故可用来替换的轴承型号为6408。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 33 页，共 38 页学习文档仅供参考第十五章轴习题答案15-4 图 15-28 所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。解 1