机械设计作业集答案-第四版-西北工大版.docx

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1、机械设计作业集（第四版）解题指南西北工业大学机电学院2012.7二 1.52 .2+2+。 o 4030r s由附表3-12查得对应的可靠度R= 6(1.5)=0.933194第四章摩擦、磨损及润滑概述4-1 （略）42 答：膜厚比人是指两滑动外表间的最小公称油膜厚度与两外表轮廓的均方根偏差的比值，边界摩擦状态 时入W1,流体摩擦状态时人3,混合摩擦状态时1W入W3。4-3 （略）44 答：润滑剂的极性分子吸附在金属外表上形成的分子膜称为边界膜。边界膜按其形成机理的不同分为吸 附膜和反响膜，吸附膜是由润滑剂的极性分子力（或分子的化学键和力）吸附于金属外表形成的膜，反 应膜是由润滑剂中的元素与金

2、属起化学反响形成的薄膜。在润滑剂中加入适量的油性添加剂或极压添加剂，都能提高边界膜强度。4-5 答：零件的磨损过程大致分为三个阶段，即磨合阶段、稳定磨损阶段以及剧烈磨损阶段。磨合阶段使接触轮廓峰压碎或塑性变形，形成稳定的最正确粗糙面。磨合是磨损的不稳定阶段，在零 件的整个工作时间内所占比率很小。稳定磨损阶段磨损缓慢，这一阶段的长短代表了零件使用寿命的长 短。剧烈磨损阶段零件的运动副间隙增大，动载荷增大，噪声和振动增大，需更换零件。46 答：根据磨损机理的不同，磨损分为粘附磨损，磨粒磨损，疲劳磨损，冲蚀磨损，腐蚀磨损和微动磨损 等，主要特点略。4-7 答：润滑油的粘度即为润滑油的流动阻力。润滑油

3、的粘性定律：在液体中任何点处的切应力均与该处流体的速度梯度成正比（即xdudy ） 0在摩擦学中，把但凡服从粘性定律的流体都称为牛顿液体。48 答：粘度通常分为以下几种：动力粘度、运动粘度、条件粘度。按国际单位制，动力粘度的单位为Pa S （帕 u31186X）, 运动粘度的单位为m7s,在我国条件粘度的单位为E （恩氏度）。运动粘度与条件粘度八的换算关系见式（4-5）；动力粘度n与运动粘度v,的关系见式（4-4） o4-9 答：润滑油的主要性能指标有：粘度，润滑性，极压性，闪点，凝点，氧化稳定性。润滑脂的主要性能 指标有：锥入度（稠度），滴点。4-10 答：在润滑油和润滑脂中加入添加剂的作用

4、如下：1）提高润滑油的油性、极压性和在极端工作条件下更有效工作的能力。2）推迟润滑剂的老化变质，延长润滑剂的正常使用寿命。3）改善润滑剂的物理性能，例如降低凝点，消除泡沫，提高粘度，改善其粘一温特性等。411 答：流体动力润滑是利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润滑。流体静力润滑是从外部将加压的油送入摩擦面间，强迫形成承载油膜的润滑。流体静力润滑的承载能力不依赖于流体粘度，故能用低粘度的润滑油，使摩擦副既有高的承载能力， 又有低的摩擦力矩。流体静力润滑能在各种转速情况下建立稳定的承载油膜。4-12 答：流体动力润滑通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题。弹性流体动力润滑是研究在相互滚动

5、(或伴有滑动的滚动)条件下，两弹性体之间的润滑问题。流体动力润滑把零件摩擦外表视为刚体，并认为润滑剂的粘度不随压力而改变。弹性流体动力润滑 考虑到零件摩擦外表的弹性变形对润滑的影响，并考虑到润滑剂的粘度随压力变化对润滑的影响。第五章螺纹连接和螺旋传动5-1 大径； 中径； 小径；52(3)；(1)；(1) ；(3) ；53 (2) ；54 90；螺纹根部；55(3)；56_(4)；5-7 答：常用螺纹有普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹和锯齿形螺纹等。前两种螺纹主要用于连接， 后三种螺纹主要用于传动。对连接螺纹的要求是自锁性好，有足够的连接强度；对传动螺纹的要求是传动精度高，效率高，以 及具

6、有足够的强度和耐磨性。5-8 答：螺纹的余留长度越长，那么螺栓杆的刚度G越低，这对提高螺栓连接的疲劳强度有利。因此，承受 变载荷和冲击载荷的螺栓连接，要求有较长的余留长度。5-9 (略)5-10 答：普通螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆螺纹局部断裂，设计准那么是保证螺栓的静力拉伸强度或疲劳 拉伸强度。较制孔用螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆和孔壁被压溃或螺栓杆被剪断，设计准那么是保证连接的 挤压强度和螺栓的剪切强度。5-11 答：螺栓头、螺母和螺纹牙的结构尺寸是根据与螺杆的等强度条件及使用经验规定的，实践中很少发生 失效，因此，通常不需要进行强度计算。512 答：普通紧螺栓连接所受轴向工作载荷为脉

7、动循环时，螺栓上的总载荷为不变号的不对称循环变载荷， 0r 9.7mm圆整为d = 10mm错误，应当根据小径Ji 9.7mm ,由螺纹标准中查取螺纹大 径d。521 解：=o Js=480/3 =160MPa。3 .8级螺栓的屈服极限。产480Mpa, 由式(5-28),螺栓上的预紧力160 xF 0由式(5 9),最大横向力71dX 1xn 10.106x二 9872522 (略)523 解:1.计算单个螺栓的工作剪力2.确定许用应力联轴器的材料为铸铁 栓的性能等级为8.8级，1.3 4wK1.3 49872 x 0.2 x 2 13291 N1.2F= 27L2x 630x10 =zD

8、x 4 1302423NHT200, 61= 200MPa ,设联轴器工作时受变载荷，查表5-10,取S* 3。螺 640MPa ，查表5-10,取SG5 ，许用应力6,20066.7MPa;PSPT 6I 二 5t640二 128MPa53.验算连接强度查手册，钱制孔用螺栓GB/T 27-88 M12X60,光杆局部的直径尸13mm ，光杆局部的长度为6022 = 38mm,因此连接处的最小挤压高度L,in= 18mm ,由公式(5-35),接合面的挤压应力。=F0 d L0 min2423X13o10.35MPaL，18由公式(5-36),螺栓杆的剪切应力4F工二兀12420200dx42

9、423匹 X132满足强度条件。524 解:t18.25 MPa 采用橡胶垫片密封，螺栓的相对刚度比n =0.9 ,由公式(5-32),螺栓的总拉力C C7F2o=1500 +0.9x1000 = 2400N=F +c/ bcm由公式（5-29）,剩余预紧力F产 F- F = 2400- 1000 = MOON525 解：1.计算方案一中螺栓的受力螺栓组受到剪力尸和转矩7（7二包），设剪力尸分在各螺栓上的力为R,转矩7分在各螺栓上的力 为3那么F和6分别为1FL 300 二 5Fi= F ； Fj _ F FX32。 2 602由图a可知，螺栓3受力最大，所受力1517F、= FiFj+ =

10、F + F = 6 F = 2.8332F2.计算方案二中螺栓的受力螺栓上的，5Fj= F ,由b可知. 擘栓1和3受力最大，所受力=+=(1 ?+ 5 2 =22F F F F F) ( F) 2.52F3.计算方案三中螺栓的受力FL5-300=5F- F- 33 60由图c可知，螺栓2受力最大，所受比拟二个万茶口以有出，万茶二1牧好。S)题解525图526 解:将E力等效转化到底板面上，可知底板受到轴向力E,横向力E和倾覆力矩M o 1）底板最左侧的螺栓受力最大，应验算该螺栓的拉伸强度，要求拉应力QO o 2）应验算底板右侧边缘的最大挤压应力，要求最大挤压应力max a，。3）应验算底板左

11、侧边缘的最小挤压应力，要求最小挤压应力o4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力F。题解526图527 答：a）参见教材图5-3b； b）参见教材图5-3a ； c）参见教材图5-2b,螺栓应当反装，可以增大人；d）参见教材图5-4； e）参见教材图5-6； f）参见教材图5-3b,螺钉上方空间应增大，以便装拆螺钉。改 正图从略。第六章 键、花键、无键连接和销连接61 ；6-2接合面的挤压破坏；接合面的过度磨损；63 （4） ； 64 小径 ； 齿形 ；65 （4） ；6 - 6 答：薄型平键的高度约为普通平键的60%70%,传递转矩的能力比普通平键低，常用于薄壁结构， 空心轴以及一

12、些径向尺寸受限制的场合。67 答：半圆键的主要优点是加工工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的链接。主要缺点是轴 上键槽较深，对轴的强度削弱较大。一般用于轻载静连接中。68 答：两平键相隔180 u24067X置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附加弯矩,受力状态好。两楔键相隔90-120布置。假设夹角过小，那么对轴的局部削弱过大；假设夹角过大，那么两个楔键的总承载能力下降。当夹角为180 u26102X,两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因 此，两个楔键间的夹角既不能过大，也不能过小。半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置在

13、轴的同一横截面上。故可将 两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。69 答：轴上的键槽是在铳床上用端铳刀或盘铳刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以 由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花方法加工。6-10 答：因为动连接的失效形式为过度磨损，而磨损的速度快慢主要与压力有关。压力的大小首先应满足静 强度条件，即小于许用挤压应力，然后，为了使动连接具有一定的使用寿命，特意将许用压力值定得较 低。如果动连接的相对滑动外表经过淬火处理，其耐磨性得到很大的提高，可相应地提高其许用压力值。6-11 答：静连接花键的主要失效形式是工作面被压溃

14、，动连接花键的主要失效形式是工作面过度磨损，静连 接按式（65）计算，动连接按式（66）计算。612 答：胀套串联使用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷时各个胀套的承载量是有区别 的。所以，计算时引入额定载荷系数m来考虑这一因素的影响。6-13 答:销的类型和应用场合略，销连接的失效形式为销和孔壁的挤压破坏以及销的剪断。6-14 答：定位用销的尺寸按连接结构确定，不做强度计算。连接用销的尺寸根据连接的结构特点按经验或规 范确定，必要时校核其剪切强度和挤压强度。平安销的直径按过载时被剪断的条件确定。615 答：1 .键的工作长度 /= 180-22 = 158mm 错误，应当为 /

15、= 130 - 22 / 2 - 5 = 114mm。2 .许用挤压应力= UOMPa错误，应当为P=40MPa。616 解：1 .确定联轴器处键的类型和尺寸选A型平键，根据轴径d - 70mm ,查表6-1得键的截面尺寸为：h = 20mm , h = 12mm ,取键长 L = 110mm ,键的标记为：键 20X 110 GB/T 1096-2003。2 .校核连接强度联轴器的材料为铸铁，查表6-2,取oj = 55MPa , k =0.5x12 = 6mm , 1 = L-b =0.5h =110-20 = 90mm ,由公式（6-1）,挤压应力xg = 2000T 2000 1000

16、oPkid = x52.9MPa 满足强度条件。6x 90 703 ,确定齿轮处键的类型和尺寸。选A型平键，根据轴径d - 90mm ,查表6-1得键的截面尺寸为：b = 25mm , h = 14mm ,取键长 L = 80mm ,键的标记为：键 25 义 80 GB/T 1096-2003。4 .校核连接强度齿轮和轴的材料均为钢,查表6-2,取oj = 11 OMPa , k = 0.5h = 0.5x14 = 7mm , 1 = L - b =80-25 = 55mm,由公式（6-1）,挤压应力x02000T 2000 1000a二 =57.7MPa Pkldx满足强度条件。7 x55

17、90617 解：1 .轴所传递的转矩/ 2 = 1500x 250/2 二2 .确定楔键尺寸187.5N m根据轴径d - 45mm ,查手册得钩头楔键的截面尺寸为：b - 14mm , h = 9mm ,取键长L - 70mm , 键的标记为：键 14X70GB/T 1565-1979o3 .校验连接强度带轮的材料为铸铁，查表6-2,取。=55Mpa ,取/ =0.15, / = - / = 70- 9 = 61 mm ,由公式（6- 3）, 挤压应力r 二 12000T =12000X187.5二fd 14x 61x（14+ 6x 0.15x45）1满足强度条件。bl（b + 6）0本书是

18、高等教育出版社出版、西北工业大学濮良贵、纪名刚主编机械设 计（第八版）和李育锡主编机械设计作业集（第三版）的配套教学参考书, 其编写目的是为了帮助青年教师使用好上述两本教材，并为教师批改作业提供 方便。本书是机械设计课程教师的教学参考书，也可供自学机械设计课程的读者和 考研学生参考。机械设计作业集已经使用多年，希望广大教师将使用中发现的问题和错 误、希望增加或删去的作业题、以及对机械设计作业集的改进建议告知编 者（电子信箱：liyuxi05126 ）,我们会认真参考,努力改进。本书由李育锡编写，由于编者水平所限，误漏之处在所难免，敬请广大使用 者批评指正。编者2012.74 8.3MPaM61

19、8 解：1.计算普通平键连接传递的转矩0.5 x6 = 8mm ，查表6-1, B型平键的截面尺寸为：h - 28mm , h = 16mm ,取键长L - 140mm , k = 0.5/z =/ =140mm ,由公式（6-1）,平键连接所允许传递的转矩/Id 。北20002.计算花键连接传递的转矩=8x140 x;P& p 20005712N m查手册,中系列矩形花键的尺寸为:102 92z x 6/ x )x B = 10x 92x102x14 ， C - 0.6mm ,f = 0.75 ， I = 150mm ，f D , d,n + d=+=2递的转矩97mm ,2l0292T W

20、2 2000h =D d -2619解：根据轴径(5xzhlcl,C =- - 2x 0.6 = 3.8mm ,由公式2= 1 xx =20000.75xl0x 3.8xl50x 97100(6-5),花键连接所允许传20734N m100mm ，查手册得Z2型胀套的尺寸为:d - 100mm ，145mm ，单个胀套的额定转查表6-4,额定载荷受传递的联合作用力2+ (2000)22X+ 2000 122FR连接的承载能力足够。620 答：a）参见教材图6-la； 装100100 )F260kN 口b）两楔键之间的夹角为90120;c）参见教材图6-5； d）轮毂无法T =,额定轴向力国=

21、192kN , Z2型胀套的标记为：Z2-100X145 GB/T 5876-86o矩9.6kNmII数m=1.8 ,总勰定转矩和总额定轴向力分别为Tfl = mT = 1.8 x9.6 =因i吃“8x192=%就非拆，应当改用钩头楔键，增长轴上的键槽；e）半圆键上方应有间隙；f）参见教材图6-18bo改正图从 略。621 解：a）轴伸b）级孔题解621图第七章钟接、焊接、胶接和过盈连接71(3) ； 72对接焊缝；角焊缝；同一平面内；不同平面内；73 剪切； 74 ；75(3)；7 6 答：按密缝性能的不同分为强固钾缝，强密钾缝和紧密钏缝。强固钾缝用于以钾接强度为基本要求的 钾缝；强密钾缝用

22、于不但要求具有足够的强度，而且要求保证良好的紧密性的钾缝；紧密钾缝用于仅以 紧密性为基本要求的伽缝。7-7 答：钾钉连接的破坏形式为钾钉被剪断，被钾板挤压、剪切、拉伸等破坏。校核钾钉连接时，应校核 被卸件的拉伸强度条件，校核被钾件孔壁的挤压强度条件，以及校核钏钉的剪切强度条件，见教材中式 (7-1)、(7-2)、(7-3) o7-8 答：焊缝的强度与被焊件本身的强度之比，称为焊缝强度系数。对于对接焊缝，当焊缝与被焊件边线的夹角aW45时，焊缝的强度将不低于母板的强度。7-9 答：当焊接结构中有角钢等构件时，因为角钢截面的形心在角钢宽度方向上是不对称的，应该采用不 对称侧面焊缝，两侧焊缝的长度按

23、式(7-5)计算。7-10 (略)7-11 (略)7-12 答：过盈连接的装配方法有压入法和胀缩法，在过盈量相同的情况下，采用胀缩法装配的过盈连接， 可减少或防止损伤配合外表，因此紧固性好。7-13 答:过盈连接的承载能力是由连接的结构尺寸，过盈量、材料的强度以及摩擦系数、外表粗糙度、装配 方法等共同决定的。7-14 答：可主要采取以下几种措施来提高连接强度：增大配合处的结构尺寸，从而可减小过盈量，降低连 接件中的应力；增大包容件和被包容件的厚度，可提高连接强度；改用高强度的材料；提高配合 面的摩擦系数，从而减小过盈量。715 解：1 .确定许用应力被钾件的材料为Q235,查表7-1,取g =

24、 210Mpa , oP = 420MPa。钾钉的材料为Q215,查表7-1,取t = 180MPa o2 .验算被钾件的强度被密件上的拉伸应力可由下式简化计算。其中d=28 =2x10 = 20mm。FX 3o = d 8 = 2001() x- =o166.7MPa被钏件上的挤压应力S3 )(180-3x 20) 10x20x10 7142.9MPa满足强度条件。121.验算钾钉的剪切强度4F满足强度条件。716 解：1.确定许用应力被焊件的材料为Q235,.兀 2 =4x200 10d z兀 2X X20 7T90.9MPa 采用普通方法检查焊缝质量，查表7-3,取b=180MPa ，

25、t = 140MPa 。2.校核焊缝强度对接焊缝和搭接焊缝所能承受的载荷分别为F. bdG r = 170x12x180 = 367200NF2 0.7Z?iS t 1 = 0.7x 80 xi2 x40 = 94080N 焊缝所能承受的总载荷R=Fi+ F：= 367200 + 94080 = 461280N 弋 461 kN焊缝所受到的工作载荷F = 400kN Fz717 解：1.计算最小过盈量Anin,满足强度条件。+0.046八169 +0.过盈连接的配合为H7/S6,查手册得孔公差为250。轴公差为。，最小有效过盈耍8min= 140 - 46 = 94pm。查表76 外表粗糙度R

26、产0.8pm对应于R:= 3.2im 。由公式(7-12),采用压 入法和胀缩法装配得到的最小过盈量分别为8 |i 8压入法:胀缩法:* - = +,nin 2 min 0.8(R&= 94-0.8x (3.2+ 3.2)=(1Am产 8min= 94)10189Hl2 .计算配合面间的最小径向压力包容件的材料为铸锡磷青铜，查得Ez=1.13xl0Wa , |12= 0.35。被包容件的材料为铸钢，查得 E1=2xlO5MPa ,内=0.3。两者的刚度系数分别为2十22+2=d d |i 2502102 - 2dd22+d-d-0.3 = 5.492 _22502102 +2280250 +

27、0.35 = 9.21did280250由公式(7-11),采用酉独立法装配合面间的最小径向压力分别为压入法:niina Ci+x 5.4988.99.21= 3.26MPaX 3胀缩法:Pmin二XE ) 102250 ( x 52 10x 5) 101.1310X250 (945.49 +X 59.25力)103.45MPa2 103.计算允许传递的最大转矩T 1/310由公式（7-9）,两种装配方法允许传递的最大转矩分别为1371压入法：胀缩法：718 (略)Fo/zDo/ 2T -而吗 V 3.26 xx 2502x 60x 0.1 一 oonNT2八1920N m4271T 3.45

28、x x 2502x 60x0.1 =22032N m719 解：1.计算切向键连接传递的转矩根据轴径d - 100mm ，查手册得普通切向键的尺寸为：t = 9mm ，取c- 0.7mm ， f =0.15 , 1 = 150mm ，由公式(6-4)普通切向键连接所允许传递的转矩T 1时，大带轮上带的弯曲应力小，对带的损伤减少，在相同的使用寿命情况下，允许带传递更大 一些的功率，因此引入额定功率增量R。812 答：摩擦系数#曾大，那么带的传动能力增大，反之那么减小。这样做不合理，因为假设带轮工作面加工得 粗糙，那么带的磨损加剧，带的寿命缩短。813 答：在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变

29、形以及传递动力时松、紧边的拉力差造成的，是带在 轮上的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有的，是不可防止的。弹性滑动使带传动的传动比增大。当带传动的负载过大，超过带与轮间的最大摩擦力时，将发生打滑，打滑时带在轮上全面滑动，打 滑是带传动的一种失效形式，是可以防止的。打滑首先发生在小带轮上，因为小带轮上带的包角小，带 与轮间所能产生的最大摩擦力较小。8-14 答：小带轮的基准直径过小，将使V带在小带轮上的弯曲应力过大，使带的使用寿命下降。小带轮的 基准直径过小，也使得带传递的功率过小，带的传动能力没有得到充分利用，是一种不合理的设计。带速u过小，带所能传递的功率也过小（因为占入），带的传动能力没有得

30、到充分利用；带速v 过大，离心力使得带的传动能力下降过大，带传动在不利条件下工作，应当防止。8-15 答：带传动的中心距Q过小，会减小小带轮的包角，使得带所能传递的功率下降。中心距。过小也使得带的 长度过小，在同样的使用寿命条件下，单根带所能传递的功率下降。中心距小的好处是带传动的15结构尺寸紧凑。带传动中心距。过大的优缺点那么相反，且中心距过大使得带传动时松边抖动过大， 传动不平稳。初拉力冗过小，带的传动能力过小，带的传动能力没有得到充分利用。初拉力冗大，那么带的传动 能力大，但是，初拉力过大将使的带的寿命显著下降，也是不合适的。带的根数Z过少(例如z=l),这有可能是由于将带的型号选得过大

31、而造成的，这使得带传动的结 构尺寸偏大而不合适。如果带传动传递的功率确实很小，只需要一根小型号的带就可以了，这时使用 Z=1完全合适。带的根数Z过多，将会造成带轮过宽，而且各根带的受力不均匀(带长偏差造成)，每根带的能力得不到充分利用，应当改换带的型号重新进行设计。816 答：输送机的F不变，v提高30%左右，那么输出功率增大30%左右。三种方案都可以使输送带的速度v 提高，但V带传动的工作能力却是不同的。(1)42减小，V带传动的工作能力没有提高(P0, Kl, Ka, AB基本不变)，传递功率增大30% 将使小带轮打滑。故该方案不合理。(2) &八增大，V带传动的工作能力提高(几增大30%

32、左右，Kl,孔基本不变)，故该方案合理。(3) D增大不会改变V带传动的工作能力。故该方案不合理。817 答：应全部更换。因为带工作一段时间后带长会增大，新、旧带的长度相差很大，这样会加剧载荷在各 带上分配不均现象，影响传动能力。8-18 答：带在使用过程中会伸长变形，造成带对轮的张紧力下降。将中心距设计成可调节的，可方便的调 节带中的张紧力大小。对于中心距不可调节的带传动，只能采用张紧轮来调节带中的张紧力。对于 V 带传动，张紧轮应当布置在松边靠近大带轮处，并且从内向外张紧。8-19 (略)820 解：由公式(8-22),带的基准长度r - 兀(d d . yL = 2 + 一 +) + 心

33、 d(d ddo2 d 1 dl4a_ x + 丁, (400- 140 )2 .2 815 2 (140 + 400)x2499 mm4 815查表8-2, L尸2500mm ,由公式(&7),小带轮的包克 d da = 180 12 di *=-400140 x 57 .5 = 161 .757.5180815查表 8-5, Ka=0.95 ,查表 8-2,_仁J.09。查表 8-4a,_228kW。查表 8-4b,0.17kW ,查表8-7,取K.= 1.2 o带的计算功率PcF KaP ,由公式(8-26),带所允许传递的功率= 8 .46 kWp = z ( P + = 4x(2.2

34、8 + 0.17 )x0.95 x 1 .09R) -1 .2821 解: 查表8-7,取K.= 1.2 o带传动的计算功率P = KP = 1.2 x 3.6 = 4.32kW查图8-11,由凡=4.32kW , n.= 1440r/min ,选取A型普通V带。由公式(8.22),带的基准长1671（d 口 一 d ）Go =2。+（。+九 2）+ j 24a.712= x +（90 +250）+（250-90） = 1606 mm2 5302x4 530查表8-2, L- 1600mm , a = a0,由公式（8-7）,小带轮的包角a =180 - d（il dd x57 .5 = 18

35、0259057 .5 = 162 .6-X5308-4b,取查表8-5,取尤=0.955 ,查表8-2,取K= 0.99 ,查表8-4a,取P.= 1.07kW 。查表APo= 0.17kW ,由公式（8-26）,带的根数4.32Z 二 （P 0z = 4 ,型号为A型。ca+ 尸 K K0 ） a（1 .07+0.17）x0.955xO.993 .68822 解：由公式（8-4）,带传动的有效拉力* P _7.5r x =10001000 10 750Nv由公式（8-3）,有效拉力E= FF-2= 2F- Fa=F o因此，带的松边拉力和紧边拉力分别为由公式（8-1）p2= f-750N ；

36、 带的初拉F产 2E= 1500N力823 （略）8-24 答：1 1F =2（ + 尸）=2（150 +750） = 1125N（） E2 0目录第三章机械零件的强度（1）第四章 摩擦、磨损及润滑概述（5）第五章螺纹连接和螺旋传动（6）第六章 键、花键、无键连接和销连接（9）第七章钟接、焊接、胶接和过盈连接（11）第八章带传动（15）第九章链传动（18）第十章齿轮传动（19）第十一章蜗杆传动（24）第十二章滑动轴承（28）第十三章滚动轴承（30）第十四章 联轴器和离合器（34）第十五章轴（36）第十六章弹簧（41）机械设计自测试题（43）图（a）为平带传动，张紧轮应布置在松边，从外向内张紧，张紧轮靠近小带轮，可增大小带轮的 包角。图（b）为V带传动，张紧轮应布置在松边，从内向外张紧，张紧轮靠近大带轮，以免减少小带 轮的包角。825 解第九章链转动91 （3） ； 92内链板与套筒；外链板与销轴；滚子与套筒套筒与宿轴；93销轴与套筒；94越高；