機械設計基本A2參考答案2

1、機械設計基礎A2（第五版）課后習題10-16章答案10-7解 查教材表 10-5 P147得，螺栓的屈服極限s320MPa。當不能嚴格控制預緊力時，查教材表 10-7得S=23取S=2.5螺栓的許用應力 ,查教材表 10-1得， 的小徑 螺栓所能承受的最大預緊力 所需的螺栓預緊拉力 則施加于杠桿端部作用力 的最大值 10-9解 （ 1）確定螺栓的長度 由教材圖 10-9 a）得：螺栓螺紋伸出長度螺栓螺紋預留長度 查手冊選取六角薄螺母 GB6172-86 ，厚度為 墊圈 GB93-87 16，厚度為 則所需螺栓長度 查手冊中螺栓系列長度，可取螺栓長度 螺栓所需螺紋長度 ， 取螺栓螺紋長度 （ 2

2、）每個螺栓所承擔的橫向力 F=2T/zD=2×630/6×0.13=1615.39N（ 3）每個螺栓所需的預緊力 由題圖可知 ，取可靠性系數 Fa=CF/mf=1.3×1615.39/1×0.15=14000.05N（ 4）每個螺栓的應力 查教材表 10-1得 的小徑 由公式 得 a=1.3×14000.05×4/3.14/0.0138352=121.14MPa查教材表 10-6、10-7得，當不能嚴格控制預緊力時，碳素鋼取安全系數 由許用應力 查教材表 10-5得 螺栓力學性能等級為5.8級的屈服極限，所以螺栓的力學性能等級為5.8

3、級10-10解（ 1）初選螺柱個數（ 2）每個螺柱的工作載荷 （ 3）螺柱聯接有緊密性要求，取殘余預緊力 （ 4）螺柱總拉力 （ 5）確定螺柱直徑 查教材表 10-5 P147得，螺栓的屈服極限s400MPa。查教材表 10-7得，當不能嚴格控制預緊力時，暫時取安全系數 許用應力螺栓小徑 查教材表 10-1，取 螺栓（ ），由教材表10-7可知取安全系數 是合適的。（ 6）確定螺柱分布圓直徑 由題 10-10圖可得 取。 （ 7）驗證螺柱間距 所選螺柱的個數和螺柱的直徑均合適。11-1 解 1）由公式可知： 輪齒的工作應力不變，則 則，若 ，該齒輪傳動能傳遞的功率 11-2解 由公式可知，由抗

4、疲勞點蝕允許的最大扭矩有關系： 設提高后的轉矩和許用應力分別為 、 當轉速不變時，轉矩和功率可提高 69%。 11-6解 斜齒圓柱齒輪的齒數及其當量齒數 之間的關系： （ 1）計算傳動的角速比用齒數 。 （ 2）用成型法切制斜齒輪時用當量齒數 選盤形銑刀刀號。 （ 3）計算斜齒輪分度圓直徑用齒數。 （ 4）計算彎曲強度時用當量齒數 查取齒形系數。 11-7解 見題解圖。從題圖中可看出，齒輪1為左旋，齒輪2為右旋。當齒輪1為主動時按左手定則判斷其軸向力 ；當齒輪2為主動時按右手定則判斷其軸向力 。 輪1為主動 輪2為主動時 題11-7解圖 11-9解 （ 1）要使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反，

5、則低速級斜齒輪3的旋向應及齒輪2的旋向同為左旋，斜齒輪4的旋向應及齒輪3的旋向相反，為右旋。 （ 2）由題圖可知：、 、 、 、 分度圓直徑 軸向力 要使軸向力互相抵消，則： 即 11-10解 軟齒面閉式齒輪傳動，分別校核其接觸強度和彎曲強度。 P175例11-1和P178例11-2（ 1）許用應力 查教材表 11-1小齒輪40MnB調質硬度：241286HBS；大齒輪35SiMn調質硬度：207286HBS。 查教材表 11-1取：，查教材表 11-1取：，； 查教材表 11-5 取，SH=1，SF=1.25故：,（ 2）驗算接觸強度，其校核公式11-8： P178其中：小齒輪轉矩 載荷系數

6、 查教材表11-3P169得 齒寬 中心距 齒數比 ZE：材料彈性系數，查表11-4。 ZH：節(jié)點區(qū)域系數，考慮節(jié)點處齒廓曲率對H的影響。對標準齒輪傳動：ZH=2.5則： 滿足接觸強度。 H1= H2強度計算時，取H=min(H1 ， H2)。一對齒輪必然有：但：材料、熱處理不同H1 H2（3）驗算彎曲強度，校核公式： 小齒輪當量齒數 大齒輪當量齒數 齒形系數 查教材圖 11-8得 應力校正系數 查教材圖 11-9得：或者滿足彎曲強度。 11-16解 見題 11-16解圖。徑向力總是指向其轉動中心；對于錐齒輪2圓周力及其轉動方向相同，對于斜齒輪3及其圓周力方向相反。 圖11.16 題

7、11-16 解圖 12-2 圖12.2解 ：（ 1）從圖示看，這是一個左旋蝸桿，因此用右手握桿，四指 ，大拇指 ，可以得到從主視圖上看，蝸輪順時針旋轉。（見圖12.2） （ 2）由題意，根據已知條件，可以得到蝸輪上的轉矩為 蝸桿的圓周力及蝸輪的軸向力大小相等，方向相反，即： 蝸桿的軸向力及蝸輪的圓周力大小相等，方向相反，即： 蝸桿的徑向力及蝸輪的徑向力大小相等，方向相反，即： 各力的方向如圖 12-2所示。 12-3 圖 12.3解 ：（ 1）先用箭頭法標志出各輪的轉向，如圖12.3所示。由于錐齒輪軸向力指向大端，因此可以判斷出蝸輪軸向力水平向右，從而判斷出蝸桿的轉向為順時針，如圖12.3所示

8、。因此根據蝸輪和蝸桿的轉向，用手握法（左手）可以判定蝸桿螺旋線為右旋。 （ 2）各輪軸軸向力方向如圖12.3所示。 12-6解 （1）重物上升 ，卷筒轉的圈數為： 轉； 由于卷筒和蝸輪相聯， 也即蝸輪轉的圈數為 圈；因此蝸桿轉的轉數為： 轉。 （ 2）該蝸桿傳動的蝸桿的導程角為： 而當量摩擦角為 比較可見 ，因此該機構能自鎖。 （ 3）手搖轉臂做了輸入功，等于輸出功和摩擦損耗功二者之和。 輸出功 焦耳； 依題意本題摩擦損耗就是蝸輪蝸桿嚙合損耗，因此嚙合時的傳動效率 則輸入功應為 焦耳。 由于蝸桿轉了 轉，因此應有： 即： 可得： 圖 12.6 12-8解 ，取 ， ，則 則油溫 ，小于 ，滿足

9、使用要求。13-1解 （ 1 ）（ 2 ） =2879.13mm （ 3 ）不考慮帶的彈性滑動時， （ 4 ）滑動率 時， 13-2解（ 1 ）（ 2 ） = （ 3 ） = = 13-5解 由教材表 13-8 得 P221例13-2由圖 13-15 P219得選用 A 型帶(n1=150r/min)由教材表 13-3 P214得 表13-9P219選得 初選 取 =1979.03mm 由教材表 13-2 P213得 =2000mm 由教材表 13-3 得： =1.92 kW， 由教材表 13-5 得： =0.17kW 由教材表 13-2 得： ，由教材表 13- 得： 取 z=4 13-11

10、解 例（ 1 ）鏈輪齒數 假定 ， 由教材表 13-12P232，取z1=25，725選 實際傳動比 2.92鏈輪節(jié)數 初選中心距 由式 13-得 = 130.46取 130由教材表 13-15查得 取 估計此鏈傳動工作位于圖 13-32所示曲線的左側，由教材表13-13得 1.35采用單排鏈表13-14得， 2.12KW由教材圖 13-33得當 =960r/min時，08A鏈條能傳遞的功率 滿足要求，表13-11 P226 節(jié)距 p =12.7mm。 （ 4 ）實際中心距 （ 5）驗算鏈速 由式 13-得 5.08m/s，符合原來假定。 13-12解 例（ 1）鏈速 v 由教材表 13-得，

11、10A型滾子鏈，其鏈節(jié)距p=15.875mm，每米質量q=1kg/m，極限拉伸載荷（單排）Q=21800N。由式 13-得速度 ，故應驗算靜強度。（ 2）緊邊拉力 離心拉力 由于是水平傳動， K y=（）7， ，則懸垂拉力 緊邊拉力 由教材表 13-15查得 取 根據式（ 13-）可得所需極限拉伸載荷 所以選用 10A型鏈不合適。14-1解 I 為傳動軸， II 、 IV 為轉軸， III 為心軸。 14-6解/103=1。429扭切應力為脈動循環(huán)變應力，取折合系數選45鋼，調質，表4-1 b =650 MPa, 表4-3 -1b =60 MPa 41.68 mm故 42 mm。 14-8解

12、1. 計算中間軸上的齒輪受力 中間軸所受轉矩為： 圖 14.8 題 14-8 解圖 2. 軸的空間受力情況如圖 14.8 （ a ）所示。 3. 垂直面受力簡圖如圖 14.8 （ b ）所示。 垂直面的彎矩圖如圖 14.8 （ c ）所示。 4. 水平面受力簡圖如圖 14.8 （ d ）所示。 水平面的彎矩圖如圖 14.8 （ e ）所示。 B 點左邊的彎矩為： B 點右邊的彎矩為： C 點右邊的彎矩為： C 點 左 邊的彎矩為： 5. B 點和 C 點處的合成最大彎矩為： 6. 轉矩圖如圖 14.8 （ f ）所示，其中 。 7 可看出， B 截面為危險截面，取 ，則危險截面的當量彎矩為：

13、查表得： ，則按彎扭合成強度計算軸 II 的直徑為： 考慮鍵槽對軸的削弱，對軸直徑加粗 4% 后為： 14-9解（1）應加調整墊圈 （2）應有間隙 （3）應有軸肩 （4）應有軸肩、外徑減小 （5）（6）應有間隙 （7）應有軸肩、外徑減小 （8）應有軸肩 （9）應有螺釘 （10）間隙過大、應有軸肩 （11）應有間隙、軸端應有倒角 （12）（13）應加鍵（1） （1） （9）（2）（3）（4） （5） （6） （7）（8） （10）（13） （11） （12） 15-1答 滑動軸承按摩擦狀態(tài)分為兩種：液體摩擦滑動軸承和非液體摩擦滑動軸承。 液體摩擦滑動軸承：兩摩擦表面完全被液體層隔開，摩擦性質取決

14、于液體分子間的粘性阻力。根據油膜形成機理的不同可分為液體動壓軸承和液體靜壓軸承。 非液體摩擦滑動軸承：兩摩擦表面處于邊界摩擦或混合摩擦狀態(tài)，兩表面間有潤滑油，但不足以將兩表面完全隔離，其微觀凸峰之間仍相互搓削而產生磨損。 15-5證明 液體內部摩擦切應力 、液體動力粘度 、和速度梯度之間有如下關系： 軸頸的線速度為 ，半徑間隙為 ，則 速度梯度為 磨擦阻力 摩擦阻力矩 將 、 代入上式 16-1解 由手冊查得6005 深溝球軸承，窄寬度，特輕系列，內徑 ，普通精度等級（0級）。主要承受徑向載荷，也可承受一定的軸向載荷；可用于高速傳動。 N209/P6 圓柱滾子軸承，窄寬度，輕系列，內徑 ，6級

15、精度。只能承受徑向載荷，適用于支承剛度大而軸承孔又能保證嚴格對中的場合，其徑向尺寸輕緊湊。 7207CJ 角接觸球軸承，窄寬度，輕系列，內徑 ，接觸角 ,鋼板沖壓保持架，普通精度等級。既可承受徑向載荷，又可承受軸向載荷，適用于高速無沖擊, 一般成對使用，對稱布置。 30209/P5 圓錐滾子軸承，窄寬度，輕系列，內徑 ，5級精度。能同時承受徑向載荷和軸向載荷。適用于剛性大和軸承孔能嚴格對中之處，成對使用，對稱布置。 16-6解 （ 1）按題意，外加軸向力 已接近 ，暫選 的角接觸軸承類型70000AC。 （ 2）計算軸承的軸向載荷 (見圖16-6P289反裝結構) 由教材表 16-12查得，軸

16、承的內部派生軸向力 ，方向向左 ，方向向右 因 ， 同向相加軸承 1被壓緊 軸承 2被放松 （ 3）計算當量動載荷 查教材表 16-11， ，查表16-11得 ， 查表16-12得 ， （ 3）計算所需的基本額定動載荷 查教材表 16-8，常溫下工作， ；查教材表16-9，有中等沖擊，取 ；球軸承時，P278，；并取軸承1的當量動載荷為計算依據 查手冊，根據 和軸頸 ，選用角接觸球軸承7308AC合適（基本額定動載荷 ）。或7210AC Cr=40.8KN16-8解 (1)求斜齒輪上的作用力P287圖16-14正裝結構齒輪傳遞的轉矩 齒輪的分度圓直徑 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 由圖可知 ,斜齒輪為右旋,主動小齒輪,順時針方向旋轉（向下）時其軸向力指向右 （ 2）求軸承徑向載荷 假設小齒輪及大齒輪的嚙合點位于小齒輪的上端。 t題16-8解圖1 垂直方向 水平方向 左端軸承 1的徑向載荷 右端軸承 2的徑向載荷 （ 3）