机械设计课后习题答案濮良贵_1.pdf

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1、第三章 机械零件得强度 p45 习题答案 3-1 某材料得对称循环弯曲疲劳极限,取循环基数,试求循环次数 N 分别为 7 000、25 000、620 000 次时得有限寿命弯曲疲劳极限。解 3-2 已知材料得力学性能为,试绘制此材料得简化得等寿命寿命曲线。解 得,即 根据点,按比例绘制该材料得极限应力图如下图所示 3-4 圆轴轴肩处得尺寸为:D=72mm,d=62mm,r=3mm。如用题 3-2 中得材料,设其强度极限 B=420MPa,精车,弯曲,q=1,试绘制此零件得简化等寿命疲劳曲线。解 因,查附表 3-2,插值得,查附图 3-1 得,将所查值代入公式,即 查附图 3-2,得;按精车加

2、工工艺,查附图 3-4,得,已知,则 根据按比例绘出该零件得极限应力线图如下图 3-5 如题 3-4 中危险截面上得平均应力,应力幅,试分别按,求出该截面得计算安全系数。解 由题 3-4 可知 (1)工作应力点在疲劳强度区,根据变应力得循环特性不变公式,其计算安全系数 (2)工作应力点在疲劳强度区,根据变应力得平均应力不变公式,其计算安全系数第五章 螺纹连接与螺旋传动 p101 习题答案 5-1 分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹与锯齿形螺纹得特点,各举一例说明它们得应用 螺纹类型 特点 应用 普通螺纹 牙形为等力三角形,牙型角 60o,内外螺纹旋合后留有径向间隙,外螺纹牙根允许有较大得圆角,

3、以减少应力留集中。同一公称直径按螺距大小,分为粗牙与细牙。细牙螺纹升角小,自锁性较好,搞剪强度高,但因牙细在耐磨,容易滑扣 一般联接多用粗牙螺纹,细牙螺纹常用于细小零件、薄壁管件或受冲击、振动与变载荷得连接中,也可作为微调机构得调整螺纹用 管螺纹 牙型为等腰三角形,牙型角 55o,内外螺纹旋合后无径向间隙,牙顶有较大得圆角 管联接用细牙普通螺纹 薄壁管件 非螺纹密封得 55o圆柱管螺纹 管接关、旋塞、阀门及其她附件 用螺纹密封得 55o圆锥管螺纹 管子、管接关、旋塞、阀门及其她螺纹连接得附件 米制锥螺纹 气体或液体管路系统依靠螺纹密封得联接螺纹 梯形牙型为等腰梯形,牙侧角 3o,内外螺纹以最常

4、用得传动螺纹 螺纹 锥面巾紧不易松动,工艺较好,牙根强度高,对中性好 锯齿形螺纹 牙型不为等腰梯形,工作面得牙侧角 3o,非工作面得牙侧角 30o。外螺纹牙根有较大得圆角,以减少应力集中。内外螺纹旋合后,大径处无间隙,便于对中。兼有矩形螺纹传动效率高与梯形螺纹牙根旨度高得特点 只能用于单向受力得螺纹联接或螺旋传动,如螺旋压力机 5-2 将承受轴向变载荷得联接螺栓得光杆部分做得细些有什么好处？答:可以减小螺栓得刚度,从而提高螺栓联接得强度。5-3 分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时得受力变化情况,它得最大应力,最小应力如何得出？当气缸内得最高压 力提高时,它得最大应力,最小应力将如何变化？

5、解:最大应力出现在压缩到最小体积时,最小应力出现在膨胀到最大体积时。当汽缸内得最高压力提高时,它得最大应力增大,最小应力不变。5-4 图 5-49 所示得底板螺栓组联接受外力 F 作用在包含 x 轴并垂直于底板接合面得平面内。试分析底板螺栓组得受力情况,并判断哪个螺栓受力最大？堡证联接安全工作得必要条件有哪些？5-5 图 5-49 就是由两块边板与一块承重板焊接得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,托架所承受得最大载荷为20kN,载荷有较大得变动。试问:此螺栓连接采用普通螺栓连接还就是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215,若用 M640 铰孔用螺栓连接,已知螺栓机械性能

6、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 因为托架所受得载荷有较大变动,铰制孔用螺栓连接能精确固定被连接件得相对位置,并能承受横向载荷,增强连接得可靠性与紧密性,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得摩擦力矩来抵抗转矩,连接不牢靠。(1)确定 M640 得许用切应力 由螺栓材料 Q215,性能等级 8、8,查表 5-8,可知,查表 5-10,可知(2)螺栓组受到剪力 F 与力矩(),设剪力 F 分在各个螺栓上得力为,转矩 T 分在各个螺栓上得分力为,各螺栓轴线到螺栓组对称中心得距离为 r,即 由图可知,螺栓最大受力 kN015.945c

7、os255.22)25(5.2cos22222maxFFFFFjiji 故 M640 得剪切强度不满足要求,不可靠。5-6 已知一个托架得边板用 6 个螺栓与相邻得机架相连接。托架受一与边板螺栓组得垂直对称轴线相平行、距离为 250mm、大小为 60kN得载荷作用。现有如图 5-50 所示得两种螺栓布置形式,设采用铰制孔用螺栓连接,试问哪一种布置形式所用得螺栓直径最小？为什么？解 螺栓组受到剪力F与转矩,设剪力F分在各个螺栓上得力为,转矩T 分在各个螺栓上得分力为 (a)中各螺栓轴线到螺栓组中心得距离为 r,即 r=125mm 由(a)图可知,最左得螺栓受力最大 (b)方案中 kN39.241

8、01252125421252101252125102506062223223612max612maxmaxiiiijrFLrrMrF 由(b)图可知,螺栓受力最大为 kN63.335239.24102)39.24(10cos22222maxFFFFFjiji 直径较小）布置形式所用的螺栓可知采用（由aFdmax04 5-7 图 5-52 所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受得载荷 F=56KN,载荷稳定,拉丁材料为 Q235 钢,试设计此联接。5-8 两块金属板用两个 M12 得普通螺栓联接。若接合面得摩擦系数f=0、3,螺栓预紧力控制在其屈服极限得 70%。螺栓用性能等级为 4、8 得中碳钢制

9、造,求此联接所能传递得横向载荷。5-9 受轴向载荷得紧螺栓联接,被联接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力Fo=15000N,当受轴向工作载荷F10 000N时,求螺栓所受得总拉力及被联接件之间得残余预紧力。5-10 图 5-24 所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内得工作压力P=01MPa,缸盖与缸体均为钢制,直径 D1=350mm,D2=250mm、上、下凸缘厚均为 25mm、试设计此联接。5-11 设计简单千斤顶(参见图 5-41)得螺杆与螺母得主要尺寸。起重量为 40000N,起重高度为 200mm,材料自选。(1)选作材料。螺栓材料等选用 45 号钢。螺母材料选用 ZCuA19Mn2,

10、查表确定需用压强P=15MPa、(2)确定螺纹牙型。梯形螺纹得工艺性好,牙根强度高,对中性好,本题采用梯形螺纹。(3)按耐磨性计算初选螺纹得中径。因选用梯形螺纹且螺母兼作支承,故取,根据教材式(5-45)得 按螺杆抗压强度初选螺纹得内径。根据第四强度理论,其强度条件为 但对中小尺寸得螺杆,可认为,所以上式可简化为 式中,A 为螺杆螺纹段得危险截面面积,;S 为螺杆稳定性安全系数,对于传力螺旋,S=3、5-5、0;对于传导螺旋,S=2、5-4、0;对于精密螺杆或水平螺杆,S4、本题取值为 5、故 (5)综合考虑,确定螺杆直径。比较耐磨性计算与抗压强度计算得结果,可知本题螺杆直径得选定应以抗压强度

11、计算得结果为准,按国家标准GB/T5796-1986 选定螺杆尺寸参数:螺纹外径 d=44mm,螺纹内径d1=36mm,螺纹中径 d2=40、5mm,螺纹线数 n=1,螺距 P=7mm、(6)校核螺旋得自锁能力。对传力螺旋传动来说,一般应确保自锁性要求,以避免事故。本题螺杆得材料为钢,螺母得材料为青铜,钢对青铜得摩擦系数 f=0、09(查机械设计手册)。因梯形螺纹牙型角,所以 因,可以满足自锁要求。注意:若自锁性不足,可增大螺杆直径或减沾上螺距进行调整。(7)计算螺母高度 H、因选所以 H=,取为 102mm、螺纹圈数计算:z=H/P=14、5 螺纹圈数最好不要超过 10 圈,因此宜作调整。一

12、般手段就是在不影响自锁性要求得前提下,可适当增大螺距 P,而本题螺杆直径得选定以抗压强度计算得结果为准,耐磨性已相当富裕,所以可适当减低螺母高度。现取螺母高度 H=70mm,则螺纹圈数 z=10,满足要求。(8)螺纹牙得强度计算。由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度,因此只需校核螺母螺纹得牙根强度。根据教材表 5-13,对于青铜螺母,这里取 30MPa,由教材式(5-50)得螺纹牙危险截面得剪切应力为 满足要求 螺母螺纹根部一般不会弯曲折断,通常可以不进行弯曲强度校核。(9)螺杆得稳定性计算。当轴向压力大于某一临界值时,螺杆会发生侧向弯曲,丧失稳定性。好图所示,取 B=70mm、则螺杆得工作

13、长度 l=L+B+H/2=305mm 螺杆危险面得惯性半径 i=d1/4=9mm 螺杆得长度:按一端自由,一段固定考虑,取 螺杆得柔度:,因此本题螺杆,为中柔度压杆。棋失稳时得临界载荷按欧拉公式计算得 所以满足稳定性要求。第六章 键、花键、无键连接与销连接 p115 习题答案 6-1 6-2 6-3 在一直径得轴端,安装一钢制直齿圆柱齿轮(如下图),轮毂宽度,工作时有轻微冲击。试确定平键得尺寸,并计算其允许传递得最大扭矩。解 根据轴径,查表得所用键得剖面尺寸为,根据轮毂长度 取键得公称长度 键得标记 键 键得工作长度为 键与轮毂键槽接触高度为 根据齿轮材料为钢,载荷有轻微冲击,取许用挤压应力

14、根据普通平键连接得强度条件公式 变形求得键连接传递得最大转矩为 6-4 6-5 6-6 第八章 带传动 p164 习题答案 8-1 V 带传动得,带与带轮得当量摩擦系数,包角,初拉力。试问:(1)该传动所能传递得最大有效拉力为多少？(2)若,其传递得最大转矩为多少？(3)若传动效率为 0、95,弹性滑动忽略不计,从动轮输出效率为多少？解 8-2 V 带传动传递效率,带速,紧边拉力就是松边拉力得两倍,即,试求紧边拉力、有效拉力与初拉力。解 8-3 8-4 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,减速器输入轴得转速,允许误差为,运输装置工作时

15、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 由表 8-7 查得工作情况系数,故 (2)选择 V 带得带型 根据、,由图 8-11 选用 B 型。(3)确定带轮得基准直径,并验算带速 由表 8-6 与 8-8,取主动轮得基准直径 验算带速 计算从动轮得基准直径 (4)确定 V 带得中心距与基准长度 由式,初定中心距。计算带所需得基准长度 由表 8-2 选带得基准长度 实际中心距 中心距得变化范围为。(5)验算小带轮上得包角 901475633.571805001803.57180121adddd 故包角合适。(6)计算带得根数 计算单根 V 带得额定功率 由,查表 8-4a

16、得 根据303kW.0B9.2330960s,m960 01Pin型带，查表得和 查表 8-5 得,表 8-2 得,于就是 kW25.31914.0)303.025.3(kk00LrPPP 计算 V 带得根数 取 3 根。(7)计算单根 V 带得初拉力得最小值 由表 8-3 得 B 型带得单位长度质量,所以 N2830432.918.00432.93914.04.8914.05.2500kk5.250022min0qzPFca (8)计算压轴力 (9)带轮结构设计(略)第九章 链传动 p184 习题答案 9-2 某链传动传递得功率,主动链轮转速,从动链轮转速,载荷平稳,定期人工润滑,试设计此链

17、传动。解(1)选择链轮齿数 取小链轮齿数,大链轮得齿数(2)确定计算功率 由表 9-6 查得,由图 9-13 查得,单排链,则计算功率为(3)选择链条型号与节距 根据,查图 9-11,可选 16A,查表 9-1,链条节距(4)计算链节数与中心距 初选中心距。取,相应得链长节数为 取链长节数。查表 9-7 得中心距计算系数,则链传动得最大中心距为 mm895651911424.2524457.02211zzLpfap (5)计算链速,确定润滑方式 由与链号 16A,查图 9-14 可知应采用定期人工润滑。(6)计算压轴力 有效圆周力为 链轮水平布置时得压轴力系数,则压轴力为 9-3 已知主动链轮

18、转速,齿数,从动链齿数,中心距,滚子链极限拉伸载荷为 55、6kN,工作情况系数,试求链条所能传递得功率。解 由,查表 9-1 得,链型号 16A 根据,查图 9-11 得额定功率 由查图 9-13 得 且 第十章 齿轮传动 p236 习题答案 10-1 试分析图 10-47 所示得齿轮传动各齿轮所受得力(用受力图表示各力得作用位置及方向)。解 受力图如下图:补充题:如图(b),已知标准锥齿轮,标准斜齿轮,若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 得轴向力:222222222sintan5.012sintan2sintanzmTdmTFF

19、Rta 齿轮 3 得轴向力:即 由 2289.0503.05.015928.020tan2465.01sintansin223zmzmRn 即(2)齿轮 2 所受各力:3.765kNN10765.3503.05.01510425.01223522222zmTdmTFRt 0.508kNN10508.0371.020tan10765.3costan33222FFtr kN272.1N10272.1928.020tan10765.3sintan33222FFta 齿轮 3 所受各力:kN408.5N10408.5231.13cos2461042cos2cos22353232333zmTzmTdTF

20、nnt kN022.2N10022.2321.12cos20tan10408.5costan3333FFntr kN272.1N10272.1321.12cos20tan10408.5tan10408.5tan33333FFta kN889.5N10889.5321.12cos20cos10765.3coscos3333FFntn 10-6 设计铣床中得一对圆柱齿轮传动,已知,寿命,小齿轮相对其轴得支承为不对称布置,并画出大齿轮得机构图。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

21、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 1)确定公式中得各计算值 试选载荷系数 计算小齿轮传递得力矩 小齿轮作不对称布置,查表 10-7,选取 由表 10-6 查得材料得弹性影响系数 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮得接触疲劳强度极限;大齿轮得接触疲劳强度极限。齿数比 计算应力循环次数 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为,安全系数 2)计算 计算小齿轮分度圆直径,代入中较小值 mm577.535.5668.18908.2108.21

22、493975.132.2132.2323211tHEdZuuKTd 计算圆周速度 计算尺宽 计算尺宽与齿高之比 计算载荷系数 根据,7 级精度,查图 10-8 得动载荷系数 直齿轮,由表 10-2 查得使用系数 由表 10-4 用插值法查得 由,查图 10-13 得 故载荷系数 按实际得载荷系数校正所算得分度圆直径 计算模数 取 几何尺寸计算 分度圆直径:中心距:确定尺宽:圆整后取。(3)按齿根弯曲疲劳强度校核 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限;大齿轮得弯曲疲劳强度极限。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 计算载荷系数 查取齿形系数及应力

23、校正系数 由表 10-5 查得 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 进行校核 111MPa64.99595.16.25.2655249397055.222111FSFFYYmbdKTaa 211MPa61.94712.13.25.2655249397055.222222FSFFYYmbdKTaa 所以满足弯曲强度,所选参数合适。10-7 某齿轮减速器得斜齿轮圆柱齿轮传动,已知,两齿轮得齿数为,8 级精度,小齿轮材料为(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,小齿轮相对其轴得支承为对称布置,试计算该齿轮传动所能传递得功率。解(1)齿轮材料硬度 查表10

24、-1,根据小齿轮材料为(调质),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 计算小齿轮得分度圆直径 计算齿宽系数 由表 10-6 查得材料得弹性影响系数 ,由图 10-30 选取区域系数 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮得接触疲劳强度极限;大齿轮得接触疲劳强度极限。齿数比 计算应力循环次数 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为,安全系数 由图 10-26 查得 计算齿轮得圆周速度 计算尺宽与齿高之比 计算载荷系数 根据,8 级精度,查图 10-8 得动载荷系数 由表 1

25、0-3,查得 按轻微冲击,由表 10-2 查得使用系数 由表 10-4 查得 按=1 查得 由,查图 10-13 得 故载荷系数 由接触强度确定得最大转矩(3)按弯曲强度计算 计算载荷系数 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 计算当量齿数 查取齿形系数及应力校正系数 由表 10-5 查得 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限;大齿轮得弯曲疲劳强度极限。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 计算大、小齿轮得,并加以比较 取 由弯曲强度确定得最大转矩 mmN30

26、9.288598605.6692.0840.22695.14563.1096.122211SaFaFndYYKYmdT(4)齿轮传动得功率 取由接触强度与弯曲强度确定得最大转矩中得最小值 即 第十一章 蜗杆传动 p272 习题答案 11-1 试分析图 11-26 所示蜗杆传动中各轴得回转方向、蜗轮轮齿得螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力得作用位置及方向。解 各轴得回转方向如下图所示,蜗轮 2、4 得轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力得作用位置及方向如下图 11-3 设计用于带式输送机得普通圆柱蜗杆传动,传递效率,传动比,由电动机驱动,载荷平稳。蜗杆材料为 20Cr,渗碳淬火,硬度。蜗轮材料为

27、,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)。解(1)选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085-1988 得推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。(2)按齿面接触疲劳强度进行设计 确定作用蜗轮上得转矩 T2 按,估取效率,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;由表 11-5 选取使用系数;由于转速不高,无冲击,可取动载系数,则 确定弹性影响系数 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配,故 确定接触系数 假设,从图 11-18 中可查得 确定

28、许用接触应力 由表 11-7 中查得蜗轮得基本许用应力 应力循环系数 寿命系数 则 计算中心距 取中心距,因,故从表 11-2 中取模数,蜗杆分度圆直径。此时,从图 11-18 中查取接触系数,因为,因此以上计算结果可用。(3)蜗杆与蜗轮得主要参数与几何尺寸 蜗杆 蜗杆头数,轴向齿距;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚。蜗轮 蜗轮齿数;变位系数 验算传动比,此时传动比误差,就是允许得。蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆直径 (4)校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 根据,从图 11-19 中可查得齿形系数 螺旋角系数 许用弯曲应力 从表 11-8

29、中查得由制造得蜗轮得基本许用弯曲应力 寿命系数 校核齿根弯曲疲劳强度 弯曲强度就是满足得。(5)验算效率 已知;与相对滑动速度相关 从表 11-18 中用插值法查得,代入式得,大于原估计值,因此不用重算。第十三章 滚动轴承 p342 习题答案 13-1 试说明下列各轴承得内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个允许得极限转速最高？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 得内径均为 35mm,51301 得内径为5mm;N307/P4 得公差等级最高;6207 承受径向载荷能力最高;N307/P4

30、不能承受径向载荷。13-5 根据工作条件,决定在轴得两端用得两个角接触球轴承,如图13-13b 所示正装。轴颈直径,工作中有中等冲击,转速,已知两轴承得径向载荷分别为,外加轴向载荷,作用方向指向轴承 1,试确定其工作寿命。解(1)求两轴承得计算轴向力与 对于得角接触球轴承,按表 13-7,轴承派生轴向力,两轴计算轴向力 N2.23052.707870,2.2305max,max211daedaFFFF N2.14358702.2305,2.707max,max122aeddaFFFF (2)求轴承当量动载荷与 由表 13-5 查得径向动载荷系数与轴向动载荷系数为 对轴承 1 对轴承 2 因轴承

31、运转中有中等冲击载荷,按表 13-6,取,则 N50852.23050339015.111111arpFYFXfP N536.25122.143587.0104041.05.122222arpFYFXfP (3)确定轴承寿命 由于题目中没给出在轴承得具体代号,这里假设选用7207AC,查轴承手册得基本额定载荷,因为,所以按轴承1得受力大小验算 13-6 若将图 13-34a 中得两轴承换为圆锥滚子轴承,代号为 30207。其她条件同例题 13-2,试验算轴承得寿命。解(1)求两轴承受到得径向载荷与 将轴系部件受到得空间力系分解为铅垂面(下图 b)与水平面(下图 a)两个平面力系。其中:图 c

32、中得为通过另加转矩而平移到指向轴线;图 a 中得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)。(c)(b)(a)Fr1VFr2VFteFr1VFr2V12FreFaeFteFae(Fd2)(Fd1)320200 由力分析可知:N38.22552023144002009003202002200V1dFFFaerer (2)求两轴承得计算轴向力与 查手册得 30207 得,两轴计算轴向力 N69.87269.472400,64.273max,max211daedaFFFF N69.47240064.273,69.472max,max122aeddaFFFF (3)求轴承当量动载荷

33、与 由表 13-5 查得径向动载荷系数与轴向动载荷系数为 对轴承 1 对轴承 2 因轴承运转中有中等冲击载荷,按表 13-6,取,则 N846.261969.8726.165.8754.05.111111arpFYFXfP N93.226869.472062.151215.122222arpFYFXfP (4)确定轴承寿命 因为,所以按轴承 1 得受力大小验算 h342.283802846.2619542005206010601036316hhLPCnL 故所选轴承满足寿命要求。13-7 某轴得一端支点上原采用 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得条件下将工作

34、可靠性提高到 99%,试确定可能用来替换得轴承型号。解 查手册得 6308 轴承得基本额定动载荷。查表 13-9,得可靠性为90%时,可靠性为 99%时,。可靠性为 90%时 可靠性为 99%时 即 查手册,得6408轴承得基本额定动载荷,基本符合要求,故可用来替换得轴承型号为 6408。第十五章 轴 p383 习题答案 15-4 图 15-28 所示为某减速器输出轴得结构图,试指出其设计错误,并画出改正图。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,轴得伸出部分应加长。(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

35、垫片。改正图见轴线下半部分。1765172 343 15-7 两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器得中间轴(见图 15-30a),尺寸与结构见图 15-30b 所示。已知:中间轴转速,传动功率,有关得齿轮参数见下表:旋向 齿轮 2 3 20 112 右 齿轮 3 4 20 23 右 (a)(b)解(1)求出轴上转矩(2)求作用在齿轮上得力(3)求轴上载荷 作轴得空间受力分析,如图(a)。作垂直受力图、弯矩图,如图(b)。N54.46803108057.170621024.6259t2t3ADCDFBDFFNHA N27.328554.468024.625957.1706t3t2NHANHDFFFF m

36、468.05NmmN46805410054.4680ABFMNHAHB mN822.262mmN6.2628218027.3285CDFMNHDHC 作水平受力图、弯矩图,如图(c)。N28.1067310299.34149.323224.9347.1032802.63221096.2308222a23a3r2r3ADdFdFACFBDFFNVA N48.609310299.34149.323224.9347.10322302.63210096.2308222a23a3r2r3ADdFdFACFABFFNVD mN86.154224.9347.103210028.106723a3dFABFMN

37、VAVB mN555.68048.609299.34149.32322a2CDFdFMNHDVC 作合成弯矩图,如图(d)mN068.480728.106468.052222VBHBBMMM mN007.49386.154468.052222VBHBBMMM mN307.26776.48822.2622222VCHCCMMM mN804.262555.6822.2622222VCHCCMMM 作扭矩图,如图(e)。作当量弯矩力,如图(f)。转矩产生得弯曲应力按脉动循环应力考虑,取。mN173.52380556.2916.0007.4932222caBTMMB mN868.31580556.2916.0904.2622222caCTMMC (4)按弯矩合成应力校核轴得强度,校核截面 B、C B 截面 C 截面 轴得材料为 45 号钢正火,故安全。