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第三章机械零件的强度p45习题答案某材料的对称循环弯曲疲劳极限，取循环基数，试求循环次数分3-1=180MPa N=5x106,m=9N-10别为、、次时的有限寿命弯曲疲劳极限700025000620000［I［解］产=O d=180x106=
373.6MPa-可N\7x103-1N1已知材料的力学性能为
①,试绘制此材料的简化的等寿命寿命3-2a=260MPa,o=170MPa,=
0.2s-1a曲线解A0,170C260,0得，即D
283.
33283.33%,
0141.67,
141.67根据点按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示A0,170,C260,0,D
141.67,
141.67圆轴轴肩处的尺寸为如用题中的材料,设其强度极限精车,3-4D=72mm,d=62mm,r=3mmo3-2OB=420MPa,弯曲,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线g=1,n54r3解因上=经=，二查附表插值得，查附图得，将所查值
1.2=2_=
0.067,3«2,a=
1.883-1qa
0.78d45d45代入公式，即查附图・得£；按精车加工工艺,查附图得，已知,则32,=
0.7534P=
0.910=1a aq根据按比例绘出该零件的极限应力线图如下图A0,
72.34,C260,0,D
141.67,
60.29如题中危险截面上的平均癖力母力幅试分别按
①二
②3-53-4wei=20MPa=20MPa,r C=C,a m求出该截面的计算安全系数S Oca廨］由题可知
①3«4o=170MPa,o=260MPa,=
0.2,K=
2.35-1S OO1r=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20=Cm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，其计算安全系数第五章罗纹连接和螺旋传动P101习题答案分析比较普通罗纹.管罗纹、梯形罗纹和锯齿形罗纹的特点，各举一例说明它们的应用5-1罗纹类里特息_______________________________________________应用普通罗纹牙形为等力三角形,牙型角,内外罗纹旋合后留有径向间普通联接多用粗牙罗纹，细牙罗纹常隙，60外罗纹牙根允许有较大的圆角，以减少应力留集中同一用于细小零件、薄壁管件或者受冲击、公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙细牙罗纹升角小，自振动和变载荷的连接中，也
⑤查取齿形系数及应力校正系数由表查得*10-5=
2.6Y=
2.304F ala2
⑥校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式丫]进行校核=211Y[o Fbd mF as a F1所以满足弯曲强度，所选参数合适某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知，两齿轮的齿数为10-7n=750rmin1级精度，小齿轮材料为（调质，大齿轮z=24,z=108,0=922,m=6mm,b=160mm,838SiMnMo12n材料为钢（调质，寿命年（设每年工作日，每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置,试计算4520300该齿轮传动所能传递的功率（齿轮材料硬度m1查表根据小齿轮材料为（调质，小齿轮硬度大齿轮材料为钢（调1038SiMnM217~269HBS,45质，大齿轮硬度217-255HBS（按齿面接触疲劳硬度计算2
①计算小齿轮的分度圆直径
②计算齿宽系数1
③由表查得材料的弹性影响系数由图选取区域系数10-6Z=
189.8MPa2,
10.30Z=
2.47E H
④由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲10-21d=730MPaH Iim1劳强度极限a=550MPaH lim2z108
⑤齿数比u=2==
4.5z241
⑥计算应力循环次数
⑦由图取接触疲劳寿命系数10-19K=
1.04,K=
1.1HN1HN2
⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数1%S=1
⑨由图查得£贝胫=£+£10-26=
0.75,E=
0.88,=
1.63a1a2a a1a2⑩计算齿轮的圆周速度b计算尺宽与齿高之比h计算载荷系数根据级精度，查图・得动载荷系数v=
5.729ms,8108K=
1.22V由表・查得103,K=K=
1.4Ha Fa按轻微冲击，由表・查得使用系数102K=
1.25A由表查得｛按
①查得｝104K=
1.380=1HP db由渣图・得=
11.85,K=
1.3801013K=
1.33hHp Fp故载荷系数根根根K=K KKK=
1.
251.
221.
41.380=
2.946Av HaHb由接触强度确定的最大转矩（按弯曲强度计算3
①计算载荷系数根根根K=KKK K=
1.
251221.
41.33=
2.840Av FaFb
②计算纵向重合度£=
①根根根
0.318ztanp=
0.
3181.09624tan922=
1.380OB d1
③由图查得螺旋角影响系数丫10-28=
0.92
④计算当量齿数
⑤查取齿形系数及应力校正系数Y YFaSa由表查得105Y=
2.62Y=
2.17Fa1Fa2
⑥由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限10-20c a=520MPaFE1o=430MPa oFE2
⑦由图取弯曲疲劳寿命10-18K=
0.88,K=
0.90FN1FN2
⑧计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4
⑨计算大、小齿轮的，并加以比较FY YFa Sa[o]C to][o]）mYFY=min IVY15YFV卜「
66.05FaSaYFa1Sa1Fa2Sa2J⑩由弯曲强度确定的最大转矩（齿轮传动的功率4取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即「T
1284464.096N第十一章蜗杆传动p272习题答案试分析图・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1126置及方向[解]各轴的回转方向如下图所示，蜗轮、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24方向如下图设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率，传动比由电11-3P=
5.0kW,n=960r/min i=23,11动机驱动，载荷平稳蜗杆材料为渗碳淬火，硬度〉蜗轮材料为金属模铸造蜗20Cr,58HRC ZCuSn10P1,杆减速器每日工作要求工作寿命为年每年按工作日计8h,7300选择蜗杆传动类型[W]1根据的推荐，采用渐开线蜗杆GBb10085-1988ZL按齿面接触疲劳强度进行设计2
①确定作用蜗轮上的转矩T2按，估取效率，则z=2n=
0.81
②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；由表选取使用系数；由于转K=111-5K=1PA速不高，无冲击,可取动载系数，则K q
1.05A
③确定弹性影响系数蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故Z Z=160MPa2E E
④确定接触系数ZP假设从图・中可查得9=
0.35,1118Z=
2.9a P
⑤确定许用接触应力[由表・中查得蜗轮的基本许用应力117l=268MPaH应力循环系数N=60n jL=60x x1x7x300x8=
4.21x107232h八“LL1,107寿命系数K———=
0.8355V
4.21x1HN07则[o LK[a]=
0.8355X268=
223.914MPaH HNH
⑥计算中心距取中心距』故从表・中取模数蜗杆分度圆直径a=200mm,023,112m=8mm,此时从图中查取接触系数因为，因此d=80mm Q=
0.4,
11.18Z=
2.74,ZZ1a200p pp以上计算结果可用蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸3
①蜗杆蜗杆头数轴向齿距几几=；直径系数；齿顶圆直径z=2,p=m=
825.133q=101a；齿根圆直径分度圆导程角d=d+2h*m=96mm d=d—2h*m+J=
60.8mm.a11af11a；蜗杆轴向齿厚几Y=111836S=
0.5m=
12.567mm0o a
②蜗轮蜗轮齿数；变位系数Z=47x=-0,522747235—23验算传动比二口才此时传动比误差.“是允许的i
23.5,=
2.17%,z2231蜗轮分度圆直径二人mz847=376mmd22=蜗轮喉圆直径卜+人人d=d+2m x=376+281—0,5=384ma22a2蜗轮齿根圆直径d=d-2h=376-2A8A1-
0.5+
0.2=
364.8mmf22f2蜗轮咽喉母圆直径r=a--d=200--1A376=12mm22g2a2校核齿根弯曲疲劳强度4Z47
①当量齿数z==
49.852—=COS3Y coss1115’36v2o根据，从图中可查得齿形系数匚x=—
0.5,z=
49.8511-19Y=
2.75F2v22的旋角系数丫=一丫一,1=
1310.9192P140140=o o
③许用弯曲应力口]=【0].KF F FN从表中查得由创造的蜗轮的基本许用弯曲应力116zcusmopi10J=56MPa~寿命系数；K=QI----------------=
0.
66、人FN
4.21107
④校核齿根弯曲疲劳强度弯曲强度是满足的验算效率5n已知；与相对滑动速度相关Y=Ho1836;Q=arctan ff vv v va从表11-18中用插值法查得f=
0.0238,Q=
1.36338=12148”，代入式得n=
0.845〜
0.854,vv大于原估计值，因此不用重算第十三章滚动轴承p342习题答案试说明下列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13-1荷能力最高？哪个不能承受径向载荷？N307/P462073020751301［］、、的内径均为的内径为；的公差等级最高；承W N307/P462073020735mm,513015mm N307/P46207受径向载荷能力最高；不能承受径向载荷N307/P4根据工作条件，决定在轴的两端用的两个角接触球轴承，如图所示正装轴颈直径13-5a=2513-13b工作中有中等冲击，转速，已知两轴承的径向载荷分别为d=35mm,n-1800r/min，外加轴向载荷，作用方向指向轴承试确定其工作寿命F=3390N,F=3390N F=870N1,r1r2ae［解］求两轴承的计算轴向力和1F Fa1a2对于=的角接触球轴承，按表・轴承派生轴向力25o137,F=
0.68F,e=
0.68d r两轴计算轴向力求轴承当量动载荷和2P P112由表查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为13-5对轴承1X=1Y=011对轴承2X=
0.41Y=
0.8722因轴承运转中有中等冲击载荷，按表・取，则136,f=
1.5确定轴承寿命3由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用查轴承手册得基本额定载荷7207AC,因为，所以按轴承的受力大小验算C=29000N,PP112若将图中的两轴承换为圆锥滚子轴承,代号为其他条件同例题试验算轴承的寿命1861334a30207o12,［解］求两轴承受到的径向载荷和1F Fr1r2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面下图和水平面下图两个平面力系其中图b ac中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线F aFteae上上诉转化仔图中均未画出由力分析可知求两轴承的计算轴向力和2F Fa1a2查手册的的丫=30207e=
0.37,
1.6,C=54200N两轴计算轴向力求轴承当量动载荷和3P P12由表・查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为13514/16对轴承1X=
0.4Y=
1.611对轴承=2X=1Y22因轴承运转中有中等冲击载荷，按表・取，则136,f=
1.5确定轴承寿命4因为，所以按轴承的受力大小验算PP112故所选轴承满足寿命要求某轴的一端支点上原采用轴承，其工作可靠性为现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将137630890%,工作可靠性提高到试确定可能用来替换的轴承型号99%,[解]查手册得轴承的基本额定动载荷查表・得可靠性为时,因=河靠性为6308C=40800N139,90%1时,99%q=
0.21r当狂.I106alC106x140800可靠性为时|二90%L=11=--------------------------------------------[io60nlp J60nl P一3d4106alC¥106x
68641.547N
130.21查手册，得轴承的基本额定动载荷，基本符合要求,故可用来替换的轴承型号为6408C=65500N6408第十五章轴p383习题答案图・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15-41528［解］处两轴承应当正装1处应有间隙并加密封圈2处应有轴间定位3处键不能伸入端盖，轴的伸出部份应加长4处齿轮不能保证轴向固定5处应有轴间定位6处应加调整垫片7改正图见轴线下半部份转速，传动功率，有关的齿轮参数见下表:n=180/min P=
5.5kW2m/mm n,a nz P旋向齿轮右2320°1121044o齿轮3420°23922,右0a b解］求出轴上转矩1求作用在齿轮上的力2求轴上载荷3两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴见图・尺寸和结构见图・所示已知中间轴1571530a,1530b作轴的空间受力分析，如图a作垂直受力图、弯矩图，如图b作水平受力图、弯矩图，如图c作合成弯矩图，如图d作扭矩图，如图9作当量弯矩力，如图fo转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=
0.6按弯矩合成应力校核轴的强度，校核截面、4B C截面B截面C轴的材料为号钢正火,〉［］45HBS200,=560MPa,o=51MPa0a[a1故安全caC caB-1锁性较好，搞剪强度高，但因牙细在耐磨，容易滑扣调机构的调整罗纹用管罗纹牙型为等腰三角形,牙型角管联接用细牙普通罗纹薄壁管件,内外罗纹旋合后无径向间非罗纹密封的圆柱管罗纹管接关、旋塞、阀门及其他附件5555隙，牙顶有较大的圆角用罗纹密封的圆锥管罗纹管子、管接关、旋塞、阀门及其他螺55纹连接的附件米制锥罗纹气体或者液体管路系统依靠罗纹密封的联接罗纹梯形罗纹牙型为等腰梯形，牙侧角,内外罗纹以锥面巾紧不易松动，最常用的传动罗纹3工艺较好，牙根强度高，对中性好锯齿形螺牙型不为等腰梯形，工作面的牙侧角,非工作面的牙侧角只能用于单向受力的罗纹联接或者螺旋3纹外罗纹牙根有较大的圆角，以减少应力集中内外罗纹传动,如螺旋压力机30oo旋合后，大径处无间隙，便于对中兼有矩形罗纹传动效率高和梯形罗纹牙根旨度高的特点将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部份做得细些有什么好处？5-2答可以减小螺栓的刚度，从而提高螺栓联接的强度分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力,最小应力如何得出？当5-3••■・»■•—^―.・•■♦—^一..»、•・••■.•・・••»%.»».»a―•・一解最大应力浮现在压缩到最小体积时，最小应力浮现在膨胀到最大体积时当汽缸内的最高压力提高时，它的最大应力增大，最小应力不变图舁所示的底板螺栓组联接受外力工作用在包含轴并垂直于底板接合面的平面内试分析底板螺栓组的受5449F x力情况,并判断哪个螺栓受力最大？堡证联接安全工作的必要条件有哪些？图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个螺栓与立柱相连接,托架所承5-55494受的最大载荷为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较制孔用螺栓连接为宜？为什么？20kN,若用较孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为校核螺栓连接强度Q215,M6X
408.8,［解］采用较制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，较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密切性，以防止受载后被连接件间浮现缝隙或者发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的磨擦力矩来反抗转矩，连接不牢靠确定的许用切应力］1M6X400由螺栓材料Q215,性能等级
8.8,查表5-8,可知［o］=640MPa，查表5/0,可知［S］=
3.5〜
5.0S T螺栓组受到剪力和力矩设剪力分在各个螺栓上的力为转矩分在各个螺栓上2F T=FL,F F,Ti150「的分力为各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为即E,r,r-——=752mmvJ2cos45o由图可知,螺栓最大受力故的剪切强度不满足要求，不可靠M6X40已知一个托架的边板用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5-
66、大小为的载荷作用现有如图舁所示的两种螺栓布置形式,设采用钱制孔用螺栓连接，试问哪一250mm60kN50种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么？［解］螺栓组受到剪力和转矩，设剪力分在各个螺栓上的力为,转矩分在各个螺栓上的分力为FFF TFi J中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为即a r,r=125mm由图可知，最左的螺栓受力最大aF=F+F=10+20=30kNmaxi i方案中b由图可知，螺栓受力最大为b图所示为一拉杆罗纹联接已知拉丁所受的载荷载荷稳定，拉丁材料为钢,试设计此联接5-75«52F=56KN,Q235两块金属板用两个的普通螺栓联接若接合面的磨擦系数螺栓预紧力控制在其屈服极限的螺栓用5-8M12f=
0.3,70%o性能等级为的中碳钢创造，求此联接所能传递的横向载荷
4.8舁受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片已知螺栓预紧力当受轴向工作载荷9Fo=15000N,F=10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残存预紧力图・所示为一汽缸盖螺栓组联接已知汽缸内的工作压力缸盖与缸体均为钢制，直径5-10524P=0~1MPa,.上、下凸缘厚均为试设计此联接D1=350mm,D2=250mm25mm.设计简单千斤顶参见图的螺杆和螺母的主要尺寸起分量为起重高度为，材料自选5-1154140000N,200mm＞选作材料螺栓材料等选用号钢％介口螺母材料选用渣表确定需用压强V145=300ZCuA19Mn2[P]=15MPa.＜＞确定罗纹牙型梯形罗纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好,本题采用梯形罗纹2Fd N
0.8J=26A3mm妙］按耐磨性计算初选罗纹的中径因选用梯形罗纹且螺母兼作支承，故取根据教材式得38=2,5»45按螺杆抗压强度初选罗纹的内径根据第四强度理论,其强度条件为但对中小尺寸的螺杆，可认为丁制°%所以上式可简化为5A=——L-式中,为螺杆罗纹段的危险截面面神；为螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋,・；A weiS5=
3.
55.0对于传导螺旋对于精密螺杆或者水平螺杆＞.本题取值为.故,S=
2.540;,S45,kxl.3SQ…＞4I------------=
33.2mm\叫综合考虑，确定螺杆直径比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果,可知本题螺杆直径的选定应以抗压强度计算的5结果为准，按国家标准选定螺杆尺寸参数罗纹外径罗纹内径罗纹中径GB/T5796-1986d=44mm,d1=36mm,罗纹线数螺距d2=
40.5mm,n=1,P=7mm.＜＞校核螺旋的自锁能力对传力螺旋传动来说，普通应确保自锁性要求，以避免事故本题螺杆的材料为钢，螺母6的材料为青铜，钢对青铜的醐系数卬＜查《机械设计手册》＞因梯形螺纹牙型角09oa=—,S=—=—，所以6212
二、W arctan——=3*9工=p=arctan arctan——=519cos£r因可以满足自锁要求注意若自锁性不足，可增大螺杆直径或者减沾上螺距进行调整取为计算螺母高度因选
⑦所以,罗纹圈数计算7H.=2$1^2=1015102mm z=H/P=
14.5罗纹圈数最好不要超过圈，因此宜作调整10普通手段是在不影响自锁性要求的前提下，可适当增大螺距而本题螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准，耐P,磨性已相当富裕，所以可适当减低螺母高度现取螺母高度则罗纹圈数满足要求H=70mm,z=10,罗纹牙的强度计算由于螺杆材料强度普通远大于螺母材料强度，因此只需校核螺母罗纹的牙根强度8根据教材表异13,对于青铜螺母〔封=30〜40眩尸口,这里取30MPa,由教材式5-50得罗纹牙危wei险截面的剪切应力为T=—^―=
6.36MPa[r]穴口而满足要求螺母罗纹根部普通不会弯蜿蜒断，通常可以不进行弯曲强度校核螺杆的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
9.则螺杆的工作长度B=70mml=L+B+H/2=305mm螺杆危险面的惯性半径wei i=d1/4=9mm螺杆的长度按一端自由,一段固定考虑，取2月二-id677—螺杆的柔度,1,因此本题螺杆，为中柔度压杆棋失稳时的临界载荷按欧拉公Y4Y100式计算得或7T2痂4=1=
449.用=2/2=112AS=
3.5〜
5.0所以满足稳定性要求第六章键、花键、无键连接和销连接p115习题答案6-16-2在向来径的轴端，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6-3d=80mm L=
1.5d平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩[解]根据轴径，查表得所用键的剖面尺寸为d=80mm b=22mm,h=14mm4/16翩■长度人L=
1.5d=
1.580=120mm取键的公称长度L=90mm键的标记键人2290GB1096-79键的工作长度为I=L—b=90—22=68mm键与轮毂键槽接触高度为k=T=7mm根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力]=HOMPa p根据普通平键连接的强度条件公式o变形求得键连接传递的最大转矩为6-46-56-6第八章带传动P164习题答案带传动的，带与带轮的当量摩擦系数，包角二，初拉力8-1V n=1450rnain f=
0.51a180试问该传动所能传递的最大有效拉力为多少？若其传递的最大转矩F=360N12d=100mm,0d1为多少？若传动效率为弹性滑动忽稍不计，从动轮输出效率为多少？
30.95,11-1—1（）向_=人人1F=2F a2360FWL=
478.4N1/Iec01+1+——几eg eg带传动传递效率，带速，紧边拉力是松边拉力的两倍,即，试求紧边拉P=
7.5kW v=10m sF=F8-2V12力、F有效拉力和初拉力F Fo1eFvnP=e-10008-3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带传动,电动机功率转速V P=7kW,8-4，减速器输入轴的转速，允许误差为，运输装置工作时有轻度冲击，两960r minn=330r min±5%2班制工作，试设计此带传动确定计算功率[W]1Pca由表查得工作情况系数・故8-7K A=12,选择带的带型2V根据、,由图选用型P n11B ca1确定带轮的基准直径，并验算带速3d vd
①由表和取主动轮的基准直径8-68-8,d=180mmd1
②验算带速V
③计算从动轮的基准直径确定带的中心距和基准长度4V a Ld
①由式，初定中心距
0.7d+da2d+d a=550mmd1d20d1d20
②计算带所需的基准长度由表选带的基准长度8»2L=2240mmd
③实际中心距a中心距的变化范围为550〜630mm验算小带轮上的包角5a故包角合适1计算带的根数6z
①计算单根带的额定功率V Pr由和门，查表得d=180mm=960rd s8-4a P=
3.25kWd110根据吧和型带，查表得n=960m/s,1==
2.9B AP=
0.303kW330o1查表得，表得尸，于是8-5k=
0.9148-2k1aL
②计算带的根数V z取根3计算单根带的初拉力的最小值7V F0min由表得型带的单位长度质量所以3B q=018kg/m计算压轴力8带轮结构设计略9第九章链传动pl84习题答案某链传动传递的功率，主动链轮转速，从动链轮转速以二，载荷平稳,定期9-2P=1kW n=48min14/min人工润滑，试设计此链传动［解］选择链轮齿数1取小链轮齿数大链轮的齿数=等力Z=19,z=iz=4z9=65n1412112确定计算功率2由表查得由图查得，单排链,则计算功率为9-6K=
1.0,9-13K=
1.52A z选择链条型号和节距3根据及「由访，查图・可选查表・链条节距P=
1.52kW n=48911,16A,91,p=
25.4mmca1计算链节数和中心距4初选中心距a二30~50p=30〜50x
25.4=762~1270mm取a=900mm湘应的链长00节数为取链长节数节L=114P查表得中心距计算系数,则链传动的最大中心距为9-7f=0244571计算链速，确定润滑方式5v由和链号查图可知应采用定期人工润滑v=
0.386m/s16A,4计算压轴力6FP、/p1有效圆周力为F=1000-=1000x2591Ne V
0.386链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为必必K=
1.15F KF=
1.15x25912980NF pF e尸P P已知主动链轮转速，齿数，从动链齿数中心距，滚子链极限9-3n=850r,min z=21z=99,a=900mm1f12拉伸载荷为工作情况系数试求链条所能传递的功率
55.6kN,K=1,A［解］由，查表」得，链型号F=
55.6kW9p=
25.4mm16Alim根据渣图」得额定功率p=
25.4mm,n=850/min91p=35kW1ca由查图・得z=21913K=
1.451z且K=1A第十章齿轮传动p236习题答案试分析图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10-11047［解］受力图如下图补充题如图他已知标准锥齿轮
①标准斜齿轮01=5,2=20,z=50,=
0.3,T2=4x105N.mm,12R若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消邛应为多少？并计算、齿轮各分力大小m=6,z=24,23n3［解］］齿轮的轴向力12齿轮的轴向力3m ztana sin605用心飒750由=匕=*tan62,5:sin6=
0.928cos6=
0.371Z202221即p=
13.231o（齿轮所受各力22齿轮所受各力3设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知寿命106P=
7.5kW,n=1450r min,z=26,z=54,1112，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图L=12000hh［解］＜＞选择齿轮类型、精度等级、材料1
①选用直齿圆柱齿轮传动
②铳床为普通机器，速度不高,故选用级精度（7GB10095-88o
③材料选择由表选择小齿轮材料为（调质，硬度为大齿轮材料为刚（调质,硬10-140Cr280HBS,45度为二者材料硬度差为240HBS,40HBSo（按齿面接触强度设计2确定公式中的各计算值1
①试选载荷系数K=
1.5t
②计算小齿轮传递的力矩
③小齿轮作不对称布置,查表选取
①=10-7,
1.0d
④由表查得材料的弹性影响系数；10-6Z=
189.8MPaE
⑤由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳10-21d=600MPaH Iim1强度极限=550MPaH lim254Z
⑥齿数比u02g~
2.08
⑦计算应力循环次数
⑧由图取接触疲劳寿命系数10-19K=
0.98,K=
1.0HN1HN2
⑨计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数计算1%S=12
①计算小齿轮分度圆直径代入中较小值d n1t
②计算圆周速度
③计算尺宽V bb
④计算尺宽与齿高之比-h
⑤计算载荷系数根据级精度，查图・得动载荷系数v=
4.066ms,7108K=
1.2V直齿轮，K=K=1Ha Fa由表・查得使用系数102K=
1.25A由表用插值法查得10-4K=
1.420由一二，查图得HP b
11.56,K=
1.42010-13K=
1.37h HPFB故载荷系数K=KKK K=
1.25x
1.2x1x
1.420=
2.13A vHa Hp
⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径
⑦计算模数m取
⑧几何尺寸计算m=
2.5分度圆直径d=mz=
2.5x26=65mm11d65+135中心距a=—i-----=--------------=100mm22J确定尺宽圆整后取b=52mm,b=57mmo21按齿根弯曲疲劳强度校核3
①由图卜查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限120c=500MPaFE1o=380MPa oFE2
②由图取弯曲疲劳寿命10-18K=
0.89,K=
0.930FN1FN2
③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4
④计算载荷系数。
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