濮良贵机械设计第九版课后习题答案(知识讲座).pdf

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1、第三章第三章 机械零件的强度机械零件的强度习题答案习题答案3-13-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限1180MPa，取循环基数N0 5106，m 9，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。 解解 1N 1916N05101809373.6MPaN171036N05101809 324.3MPa4N22.5106N05101809 227.0MPaN36.21051N 1921N 1933-23-2 已知材料的力学性能为s 260MPa，1170MPa， 0.2，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。 解解 A(0,170)C(260,0)

2、002100211212170 283.33MPa110.2得D(283.332,283.332)，即D(141.67,141.67)根据点A(0,170)，C(260,0)，D(141.67,141.67)按比例绘制该材料的极限应力图如以下列图所示学习文档 仅供参考3-43-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用题 3-2 中的材料，设其强度极限劳曲线。 解解 因r3D54 0.067，查附表 3-2，插值得1.88，查附图 3-11.2，d45d45B=420MPa，精车，弯曲，q=1，试绘制此零件的简化等寿命疲得q 0.78，将所查值代入公式，即k1q110

3、.781.8811.69查附图 3-2， 得 0.75； 按精车加工工艺， 查附图 3-4， 得 0.91， 已知q1，则k1 11.691 1K11 2.350.750.911qA 0,170,C260,0,D141.67,141.672.352.35根据A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如以下列图3-53-5 如题 3-4 中危险截面上的平均应力m 20MPa，应力幅a 20MPa，试分别按学习文档 仅供参考r Cm C，求出该截面的计算安全系数Sca。 解解 由题 3-4 可知-1170MPa,s 260MPa, 0.2,K 2.35

4、1r C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S-1caK 170 2.28am2.35300.2202m C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S-1KmcaK1702.350.2202.3530201.81am学习文档 仅供参考第五章第五章 螺纹连接和螺旋传动螺纹连接和螺旋传动习题答案习题答案5-55-5 图 5-49 是由两块边板和一块承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？Q2

5、15，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 8.8，查表 5-8，可知s 640MPa，查表 5-10，可知S 3.5 5.0学习文档 仅供参考s640182.86 128MPaS3.5 5.0s640 426.67MPaSp1.5p

6、 2螺栓组受到剪力 F 和力矩T FL ，设剪力 F 分在各个螺栓上的力为Fi，转矩 T 分在各个螺栓上的分力为Fj，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为 r,即r 150 75 2mm2cos4511FiF 20 2.5kN88FL20300103Fj 5 2kN8r875 2 103由图可知，螺栓最大受力FmaxFi Fj 2FiFjcos 2.52 (5 2)2 22.55 2 cos45 9.015kN22Fmax9.015103 319 22d0 610344Fmax9.015103p131.8 p33d0Lmin61011.410故 M640 的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6 已

7、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？学习文档 仅供参考 解解 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Fi，转矩 T分在各个螺栓上的分力为Fja中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为 r，即 r=125mmFiFj11F 60 10kN663FL60 250 10 20kN36r6 125 10由a图可知，最左的螺栓受力最大Fmax Fi Fj10 20 30k

8、Nb方案中FiF 60 10kN1252360250103 125 102 24.39kN22125125262 4 125102221616FjmaxMrmaxri16FLrmax2iri162i由b图可知，螺栓受力最大为FmaxFi2 Fj22FiFjcos 102(24.39)221024.39由d04Fmax可知采用（a）布置形式所用的螺栓直径较小233.63kN5学习文档 仅供参考5-10学习文档 仅供参考第六章第六章 键、花键、无键连接和销连接键、花键、无键连接和销连接习题答案习题答案6-36-3 在一直径d 80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮如以下列图 ，轮毂宽度L 1.5d

9、，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。 解解 根据轴径d 80mm，查表得所用键的剖面尺寸为b 22mm，h 14mm根据轮毂长度L1.5d 1.580 120mm取键的公称长度L 90mm键的标记键2290GB1096-79键的工作长度为l L b 9022 68mm键与轮毂键槽接触高度为k 7mm根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力p 110MPa2T 103p根据普通平键连接的强度条件公式pkldh2变形求得键连接传递的最大转矩为学习文档 仅供参考Tmaxkldp200076880110 2094Nm2000第八章第八章 带传动带传动习题答案习题答

10、案8-18-1V 带传动的n11450r min， 带与带轮的当量摩擦系数fv 0.51， 包角1180，初拉力F0 360N。试问： 1该传动所能传递的最大有效拉力为多少？2假设dd1100mm，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？fv10.51ee 解解 1Fec 2F0 2360 478.4N111fv110.51ee1111dd110010-3 478.4 23.92Nmm2T Fec22学习文档 仅供参考3P FecFecn1dd1 10001000601000478.414503.141000.951000601000 3.4

11、5kW8-28-2V 带传动传递效率P 7.5kW，带速 10m s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1 F2，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。Fe10001000P10007.5Fe 750N10 解解 P Fe F1 F2且F1 2F2F1 2Fe 2750 1500NFe2F750F0 F1e15001125N22F1 F08-48-4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n1 960r min，减速器输入轴的转速n2 330r min，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。 解解 1确定计算

12、功率Pca由表 8-7 查得工作情况系数KA1.2，故Pca KAP 1.27 8.4kW2选择 V 带的带型根据Pca、n1，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dd1180mm验算带速 dd1n1180960 9.0432m s601000601000学习文档 仅供参考5m s 30m s带速合适计算从动轮的基准直径dd2dd1n1118096010.05 497.45mmn23304确定 V 带的中心距a和基准长度Ld由式0.7dd1dd2 a0 2dd1dd2，初定中心距a0 550mm。计算带所需的基准长度dd

13、d1Ld0 2a0dd1dd2d224a02500180 255018050024550 2214mm2由表 8-2 选带的基准长度Ld 2240mm实际中心距aa a0Ld Ld022402214 550 563mm22中心距的变化范围为550 630mm。5验算小带轮上的包角11180dd2dd1故包角合适。6计算带的根数z计算单根 V 带的额定功率Pr由dd1180mm和 n1 960m s，查表 8-4a 得P0 3.25kW根据n1 960m s,i 960 2.9和B型带，查表得P0 0.303kW33057.357.3180500180147 90a563查表 8-5 得k 0.

14、914，表 8-2 得kL1，于是PrP0P0kkL (3.250.303)0.9141 3.25kW计算 V 带的根数z学习文档 仅供参考z Pca8.4 2.58Pr3.25取 3 根。7计算单根 V 带的初拉力的最小值F0min由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量q 018kg m，所以F0min 5002.5kPcaq2 5002.50.9148.40.189.04322 283Nkz0.91439.04328计算压轴力Fp 2zF0minsin1147 23283sin1628N229带轮结构设计略学习文档 仅供参考第九章第九章 链传动链传动习题答案习题答案9-29-2 某链传动

15、传递的功率P 1kW，主动链轮转速n1 48r min，从动链轮转速n214r min，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。 解解 1选择链轮齿数取小链轮齿数z119，大链轮的齿数z2 iz12确定计算功率由表 9-6 查得KA1.0，由图 9-13 查得Kz1.52，单排链，则计算功率为Pca KAKzP 1.01.5211.52kW3选择链条型号和节距根据Pca1.52kW及n1 48r min，查图 9-11，可选 16A，查表 9-1，链条节距p 25.4mm4计算链节数和中心距初选中心距a0 (30 50)p (30 50)25.4 762 1270mm。取a0 900mm，相应

16、的链长节数为Lp0az z z z p 201221p22a029001965651925.4 2114.3 25.4229002n148z119 65n214取链长节数Lp114节。查表 9-7 得中心距计算系数f1 0.24457，则链传动的最大中心距为a f1p2Lpz1 z2 0.2445725.421141965 895mm5计算链速，确定润滑方式 n1z1p481925.4 0.386m s601000601000学习文档 仅供参考由 0.386m s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Fp有效圆周力为Fe10001000p1 2591N0.386链

17、 轮 水 平 布 置 时 的 压 轴 力 系 数KF1.15， 则 压 轴 力 为pFp KFpFe1.152591 2980N9-39-3 已知主动链轮转速n1850r min，齿数z1 21，从动链齿数z2 99，中心距a 900mmkN，工作情况系数KA1，试求链条所能传递的功率。 解解 由Flim 55.6kW，查表 9-1 得p 25.4mm，链型号 16A根据p 25.4mm，n1850r min，查图 9-11 得额定功率Pca 35kW由z1 21查图 9-13 得Kz1.45且KA1P Pca35K 24.14kWAKz11.45学习文档 仅供参考第十章第十章 齿轮传动齿轮传

18、动习题答案习题答案10-110-1 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 。 解解 受力图如以下列图：补充题：补充题：如图b ，已知标准锥齿轮m 5,z1 20,z2 50,R 0.3,T2 4105Nmm，学习文档 仅供参考标准斜齿轮mn 6,z3 24， 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。 解解 1齿轮 2 的轴向力：Fa2 Ft2tansin22T22T2tansin2tansin2dm2m10.5Rz2齿轮 3 的轴向力：Fa3 Ft3tan 2T32T32T3tan tan sin d3m z

19、 mnz3n3cos Fa2 Fa3, 20,T2T32T32T2tansin2sin m10.5Rz2mnz3即sin mnz3tansin2m10.5Rz2z250 2.5sin2 0.928cos2 0.371z120由tan2sin mnz3tansin2624tan200.928 0.2289m10.5Rz2510.50.350即 13.2312齿轮 2 所受各力：2T22T224105Ft23.765103N 3.765kNdm2m10.5Rz2510.50.350Fr2 Ft2tancos2 3.765103tan 200.371 0.508103N 0.508kNFa2 Ft2

20、tansin2 3.765103tan 200.928 1.272103N 1.272kNFt23.765103 4kNFn2coscos20学习文档 仅供参考齿轮 3 所受各力：2T32T22T224105Ft3cos cos13.231 5.408103N 5.408kNd3 mnz3mnz3624cos Ft3tann5.408103tan20 2.022103N 2.022kNFr3cos cos12.3215.408103tan201.272103N 1.272kNFa3 Ft3tan 5.40810 tancos12.3213Ft33.765103Fn35.889103N 5.88

21、9kNcosncoscos20cos12.32110-610-6设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知Pin, z1 26,z2 54，寿命Lh12000h，小齿轮相对其轴的支承为1 7.5kW,n11450r m不对称布置，并画出大齿轮的机构图。 解解 (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KTu 1 ZEd1t 2.3231duH2

22、 1确定公式中的各计算值试选载荷系数Kt1.5计算小齿轮传递的力矩学习文档 仅供参考95.5105P95.51057.51T1 49397Nmmn11450小齿轮作不对称布置，查表 10-7，选取d1.0由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2 550MPa。齿数比u z254 2.08z12612计算应力循环次数N1 60n1jLh 601450112000 1.044109N11.044109 0.502109N2u2.08由图 10-19 取接触疲劳

23、寿命系数KHN1 0.98,KHN 21.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S 1H1H2KHN1H lim10.98600 588MPaS1K1.03550HN2H lim2 566.5MPaS12计算计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值KTu1 ZE1.5493972.081 189.83d1t 2.3231 2.32 53.577mmduH12.08566.522计算圆周速度 d1tn13.1453.5771450 4.066m s601000601000计算尺宽bb dd1t153.577 53.577mm学习文档 仅供参考计算尺宽与齿高之比mtd1t53.577

24、2.061mmz126bhh 2.25mt 2.252.061 4.636mmb53.57711.56h4.636计算载荷系数根据 4.066m s，7 级精度，查图 10-8 得动载荷系数Kv1.2直齿轮，KH KF1由表 10-2 查得使用系数KA1.25由表 10-4 用插值法查得KH1.420由11.56，KH1.420，查图 10-13 得KF1.37故载荷系数K KAKvKHKH1.251.211.420 2.13按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1 d1t3K2.1353.5773 60.22Kt1.5bh计算模数mm d160.22 2.32mmz126取m 2.5几何尺寸

25、计算分度圆直径：d1 mz1 2.526 65mmd2 mz2 2.554 135mm中心距：a 确定尺宽：学习文档 仅供参考d1d265135100mm222KTu 1 2.5ZEb 21ud1H222.13493972.081 2.5189.8 51.74mm22.08566.5652圆整后取b252mm, b157mm。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FE1 500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命KFN1 0.89,KFN 2 0.93。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4KFN1FE

26、10.89F1S5001.4 317.86MPa2FE2F2KFN0.93500S1.4 252.43MPa计算载荷系数K KAKKFKF1.251.211.37 2.055查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得YFa1 2.6YFa2 2.304YSa11.595YSa21.712校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式2KT1FbdYFYSaF进行校核1ma2KT1F1bdY22.05549397Fa1YSa12.52.61.595 99.64MPa F11m52652KT1F2bdY22.05549397Fa2YSa22.31.712 94.61MPa F21m52652.5所以满足弯曲

27、强度，所选参数合适。学习文档 仅供参考10-710-7 某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知n1 750r min，两齿轮的齿数为z1 24, z2108, 922,mn 6mm, b 160mm， 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。 解解 1齿轮材料硬度查表 10-1，根据小齿轮材料为38SiMnMo调质 ，小齿轮硬度217269HBS，大齿轮材料为 45 钢调质 ，大齿轮硬度 217255 HBS2按齿面接触疲劳硬度计算 duH

28、T12Ku 1ZHZE3d12计算小齿轮的分度圆直径d1z1mn246145.95mmcos cos922计算齿宽系数db1601.096d1145.9512由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa，由图 10-30 选取区域系数ZH 2.47 由 图 10-21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim1 730MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2 550MPa。齿数比u z2108 4.5z124计算应力循环次数N1 60n1jLh 607501300202 5.4108学习文档 仅供参考N15.41081.2108N

29、2u4.5由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN11.04,KHN 21.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S 1H1H2KHN1H lim11.04730 759.2MPaS1K1.1550HN2H lim2 605MPaS1由图 10-26 查得1 0.75,2 0.88,则 1 21.63计算齿轮的圆周速度 d1n13.14145.95750 5.729m s601000601000b计算尺宽与齿高之比hd1cos 145.95cos922 6mmz126mnth 2.25mnt 2.256 13.5mmb16011.85h13.5计算载荷系数根据 5.729m s，8

30、 级精度，查图 10-8 得动载荷系数Kv1.22由表 10-3，查得KH KF1.4按轻微冲击，由表 10-2 查得使用系数KA1.25由表 10-4 查得KH1.380按d=1 查得由11.85，KH1.380，查图 10-13 得KF1.33故载荷系数K KAKvKHKH1.251.221.41.380 2.946由接触强度确定的最大转矩bh学习文档 仅供参考dd13u minH1,H2T12Ku 1ZHZE231.0961.63145.954.560522.9464.512.47189.81284464.096N23按弯曲强度计算dd12mnFT12KYYFaYSa计算载荷系数K KA

31、KKFKF1.251.221.41.33 2.840计算纵向重合度 0.318dz1tan 0.3181.09624 tan9221.380由图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.92计算当量齿数zv1zv1z124 24.9933cos cos922z2108112.3cos3cos9223查取齿形系数YFa及应力校正系数YSa由表 10-5 查得YFa1 2.62YFa2 2.17YSa11.59YSa21.80由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 520MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 430MPa。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命KFN1 0.88,KFN

32、2 0.90。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4F1F2KFN1FE10.88520 305.07MPaS1.5K0.90430FN2FE2 258MPaS1.5学习文档 仅供参考计算大、小齿轮的YFaYSaF，并加以比较F1YFa1YSa1305.07 73.232.621.59F2YFa2YSa2258 66.052.171.80取 minF 1,F 2 66.05YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2F由弯曲强度确定的最大转矩dd12mnF1.0961.63145.9526T166.05 2885986.309Nmm2KYYFaYSa22.8400.924齿轮传动的功

33、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T11284464.096NP T1n11284464.096750100.87kW669.55109.5510学习文档 仅供参考第十一章第十一章 蜗杆传动蜗杆传动习题答案习题答案11-111-1 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Pin， 传动比i 23，

34、 由电动机驱动， 载荷平稳。 蜗杆材料为 20Cr，1 5.0kW,n1 960r m渗碳淬火，硬度 58HRC。蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模铸造。蜗杆减速器每日工作 8h，要求工作寿命为 7 年每年按 300 工作日计 。学习文档 仅供参考 解解 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EPa 3KT2H Z Z 2确定作用蜗轮上的转矩 T2按z1 2，估取效率 0.8，则T2 9.55106P2 9.55106P1 9.5510650.8 915208Nmmn2n2i96023确定载荷系数 K因工作载荷平稳，

35、 故取载荷分布不均匀系数K1；由表 11-5 选取使用系数KA1；由于转速不高，无冲击，可取动载系数KV1.05，则K KAKKV111.05 1.05确定弹性影响系数ZE蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故ZE160MPa12确定接触系数Zp假设d1 0.35，从图 11-18 中可查得Zp 2.9a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H 268MPa应力循环系数N 60n2jLh 60寿命系数KHN960173008 4.21107237108 0.83554.21107则H KHNH 0.8355268 223.914MPa计算中心距学习文档 仅供参考1602.9a 3

36、1.05915208 160.396mm223.9142取中心距a 200mm，因i 23，故从表 11-2 中取模数m 8mm，蜗杆分度圆直径d180mm。此时d180 0.4，从图 11-18 中查取接触系数a200Zp 2.74，因为Zp Zp，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z1 2，轴向齿距pa m 8 25.133；直径系数q 10；齿顶*m 96mm；圆直径da1 d1 2ha齿根圆直径df1 d12ha分mc 60.8mm；度圆导程角 111836；蜗杆轴向齿厚Sa 0.5m 12.567mm。蜗轮蜗轮齿数z2 47；变位系数x2 0.5验算传

37、动比i 许的。蜗轮分度圆直径d2 mz2 847 376mm* x2 376 281 0.5 384m蜗轮喉圆直径da2 d2 2mhaz24723.5 23 23.5，此时传动比误差 2.17%，是允z1223蜗轮齿根圆直径df2 d2 2hf 2 376 281 0.5 0.2 364.8mm蜗轮咽喉母圆直径rg2 a da2 200376 12mm4校核齿根弯曲疲劳强度F1.53KT2YFYFd1d2ma21212当量齿数zv2z247 49.8533cos cos 111536a2根据x2 0.5,zv2 49.85，从图 11-19 中可查得齿形系数YF 2.75学习文档 仅供参考螺

38、旋角系数Y111.311 0.9192140140许用弯曲应力FFKFN从表 11-8 中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 56MPa寿命系数K9106FN4.21107 0.66FFKFN 560.66 36.958MPa校核齿根弯曲疲劳强度1.05915208F1.538037682.750.9192 15.445F弯曲强度是满足的。5验算效率 0.95 0.96tantan v已知 111836;v arctan fv；fv与相对滑动速度va相关vd1n1a601000cos80960601000cos111836 4.099m s从表 11-18 中用插值法查得fv

39、 0.0238，v1.36338 12148，代入式得 0.845 0.854，大于原估计值，因此不用重算。学习文档 仅供参考F第十三章第十三章滚动轴承滚动轴承习题答案习题答案13-113-1 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/P462073020751301 解解 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；N307/P4 不能承受径向载荷。13-513-5 根据工作条件， 决定

40、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d 35mm，工作中有中等冲击，转速n 1800r min，已知两轴承的径向载荷分别为Fr1 3390N，Fr2 3390N，外加轴向载荷Fae 870N，作用方向指向轴承 1，试确定其工作寿命。 解解 1求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于 25的角接触球轴承，按表 13-7，轴承派生轴向力Fd 0.68Fr，e 0.68Fd1 0.68Fr1 0.683390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.681040 707.2N两轴计算轴向力Fa1 maxFd1,Fae Fd2 max2305.2,870 707

41、.2 2305.2NFa2 maxFd2,Fd1 Fae max707.2,2305.28701435.2N2求轴承当量动载荷P1和1P2学习文档 仅供参考Fa12305.2 0.68 eFr13390Fa21435.21.38 eFr21040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 1X11Y1 0对轴承 2X2 0.41Y2 0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6，取fp1.5，则P13390 02305.2 5085N1 fpX1Fr1Y1Fa11.5P2 fpX2Fr2Y2Fa21.50.411040 0.871435.2 2512.536N3确定轴承寿

42、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C 29000N，因为P1 P2，所以按轴承 1 的受力大小验算106 C 106 29000 Lh 1717.5h60nP601800508513313-613-6 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。 解解 1求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2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。 其中：图 c 中的Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；图 a 中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作

43、用于轴线上上诉转化仔图中均未画出 。学习文档 仅供参考FreFte(Fd2)2Fae1(Fd1)Fae200(a)320Fr2V(b)Fr1VFr2VFr1VFte(c)由力分析可知：Fr1VFre200 Faed314900200 40022 225.38N200320520Fr2V Fre Fr1V 900 225.38 674.62NFr1H200200Fte2200 846.15N200320520Fr2H Fte Fr1H 2200 846.15 1353.85NFr1Fr1V2 Fr1H2225.382846.152875.65NFr2Fr2V2 Fr2H2674.6221353.

44、8221512.62N2求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2查手册的 30207 的e 0.37，Y 1.6，C 54200NFr1875.65 273.64N2Y21.6F1512.62 472.69NFd2r22Y21.6Fd1两轴计算轴向力Fa1 maxFd1,Fae Fd2 max273.64,400 472.69 872.69N学习文档 仅供参考Fa2 maxFd2,Fd1 Fae max472.69,273.64 400 472.69N3求轴承当量动载荷P1和P2Fa1872.69 0.9966 eFr1875.65Fa2472.69 0.3125 eFr21512.62由表 13-

45、5 查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承 1X1 0.4Y11.6对轴承 2X21Y2 0因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6，取fp1.5，则P1 fpX1Fr1Y1Fa11.50.4875.65 1.6872.69 2619.846NP2 fpX2Fr2Y2Fa21.511512.62 0472.69 2268.93N4确定轴承寿命因为P1 P2，所以按轴承 1 的受力大小验算106 C 10654200 Lh 283802.342h Lh60nP605202619.846133故所选轴承满足寿命要求。13-713-7 某轴的一端支点上原采用 6308 轴承， 其工作可靠性为

46、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。 解解 查手册得 6308 轴承的基本额定动载荷C 40800N。查表 13-9，得可靠性为90%时，a11，可靠性为 99%时，a1 0.21。106a1C 106140800可靠性为 90%时L10 60nP60nP33学习文档 仅供参考6633可靠性为 99%时L110 a1C 10 0.21C 60nP60nPL10 L110614080031060.360nP2160nC P即C 4080030.21 68641.547N查手册，得 6408 轴承的基本额定动载荷C 65500N，

47、基本符合要求，故可用来替换的轴承型号为 6408。学习文档 仅供参考第十五章第十五章 轴轴习题答案习题答案15-415-4 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。 解解 1处两轴承应当正装。2处应有间隙并加密封圈。3处应有轴间定位。4处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。5处齿轮不能保证轴向固定。6处应有轴间定位。7处应加调整垫片。改正图见轴线下半部分。713 2 34561715-715-7 两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴 见图 15-30a ， 尺寸和结构见图15-30b 所示。已知：中间轴转速n2180r min，传动功率P 5.5kW，有关

48、的齿轮参数见下表：学习文档 仅供参考齿轮 2齿轮 3mnmmnz旋向右右342020112231044922a(b) 解解 1求出轴上转矩T 9.55106P5.5 9.55106 291805.56Nmmn1802求作用在齿轮上的力d2d3Ft2mnz23112 341.98mmcos 2cos1044mnz3323 93.24mmcos 3cos9222T2291805.561706.57Nd2341.982T2291805.56 6259.24Nd393.24tanntan201706.57 632.2Ncos 2cos1044tanntan201706.57 2308.96Ncos 3

49、cos922Ft3Fr2 Ft2Fr3 Ft3Fa2 Ft2tan 21706.57tan1044 323.49N学习文档 仅供参考Fa3 Ft3tan 3 6259.24tan9221032.47N3求轴上载荷作轴的空间受力分析，如图a 。作垂直受力图、弯矩图，如图b 。FNHAFt3BD Ft2CD6259.242101706.5780 4680.54NAD310FNHD Ft2 Ft3 FNHA1706.57 6259.24 4680.54 3285.27NMHB FNHA AB 4680.54100 468054Nmm 468.05N mMHC FNHDCD 3285.2780 262

50、821.6Nmm 262.822Nm作水平受力图、弯矩图，如图c 。FNVAAD93.24341.99 2308.96210 632.2801032.47323.4922 1067.28N310Fr3 AB Fr2 AC Fa3d3d Fa2222 Fr3BD Fr2 AC Fa3d3d Fa2222FNVDAD93.24341.992308.96100632.22301032.47323.4922 609.48N310MVB FNVA AB 1067.28100 106.728NmMVB FNVA AB Fa3d393.24 1067.281001032.47 154.86Nm22MVC F