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班级:姓名:学号:机械设计习题绪论1、【答】机械系统总是由一些机构组成，每个机构又是由许多零件组成。所以，机器的基本组成 要素就是机械零件。2、【答】在各种机器中经常能用到的零件称为通用零件。如螺钉、齿轮、弹簧、链轮等。 在特定类型的机器中才能用到的零件称为专用零件。 如汽轮机的叶片、 内燃机的活塞、 曲轴 等。3、【答】本课程的主要任务是培养学生1）有正确的设计思想并勇于探索创新；2）掌握通用零件的设计原理、 方法和机械设计的一般规律， 进而具有综合运用所学的知识， 研究改进或开发新的基础件及设计简单机械的能力；3）具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力；4）掌握典型机械零件的试验方法，获得实验技能的基本训练；5）了解国家当前的有关技术经济政策，并对机械设计的新发展有所了解。机械设计总论1、【答】机器的三个基本组成部分是：原动机部分、执行部分和传动部分。传动装置的作用：介于机器的原动机和执行部分之间，改变原动机提供的运动和动力参数， 以满足执行部分的要求。2、【答】机械零件由于某种原因丧失工作能力或达不到设计要求的性能称为失效。 机械零件的主要失效形式有1）整体断裂；2）过大的残余变形（塑性变形） ；3）零件的表面破坏，主要是腐蚀、磨损和接触疲劳；4）破坏正常工作条件引起的失效：有些零件只有在一定的工作条件下才能正常工作，如果 破坏了这些必要的条件， 则将发生不同类型的失效， 如带传动的打滑， 高速转子由于共振而引起 断裂，滑动轴承由于过热而引起的胶合等。3、【答】机械零件的设计准则是指机械零件设计计算时应遵循的原则。 机械零件的主要设计准则有：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性准则、可靠性准4、【答】浴盆曲线是失效率曲线的形象化 称呼，表示了零件或部件的失效率与时间的关 系，一般用实验方法求得。浴盆曲线分为三段：第I段代表早期失效阶段，失效率由开始时很高的数值急剧地下降到某一稳定的数值；第n段代表正常使用阶段，失效率数值缓慢增长； 第川段代表损坏阶段，失效率数值由稳定的数值逐渐急剧上升。5、【答】机械零件的基本设计要求有：避免在预定寿命期内失效的要求；结构工艺性要求；经济 性要求；质量小要求；可靠性要求。6、【答】机械零件的一般设计步骤是：(1) 选择零件的类型和结构；(2)计算作用载荷；(3)选择材料；(4)确定基本尺寸；(5)结构设计；(6)校核计算；(7)绘图和编写技术文件。7、【答】机械零件的常规设计方法有：(1) 理论设计：根据长期总结出来的设计理论和实验数据所进行的设计称为理论设计。理论设计中常采用的处理方法有设计计算和校核计算两种。前者是指由公式直接算出所需的零件尺寸，后者是指对初步选定的零件尺寸进行校核计算；(2) 经验设计：根据从某类零件已有的设计与使用实践中归纳出的经验关系式，或根据设 计者本人的工作经验用类比的办法所进行的设计；(3) 模型实验设计：对于一些尺寸巨大而且结构又很复杂的重要零件件，尤其是一些重型 整体机械零件，为了提高设计质量，可采用模型实验设计的方法。计算机辅助设计、可靠性设计、优化设计、并行设计属于现代设计方法。8、【答】机械零件金属材料的在选用时主要考虑下列因素：1、载荷、应力及其分布状况；2、零件的工作情况；3、零件的尺寸及质量；4、零件结构的复杂程度及材料的加工可能性；5、材料的经济性；6、材料的供应状况。9、【答】零件的标准化就是对零件的尺寸、结构要素、材料性能、检验方法、制图要求等制定出 各种各样大家共同遵守的标准。标准化的意义主要表现为：1) 能以最先进的方法在专门化工厂中对那些用途最广的零件进行大量、集中的制造，以提 高质量、降低成本；2）统一了材料和零件的性能指标，使其能够进行比较，提高了零件性能的可靠性；3）采用了标准结构及零、部件，可以简化设计工作，缩短设计周期，提高设计质量，同时 也简化了机器的维修工作。机械零件的强度1、【答】影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件几何形状、尺寸大小、加工质量及强化因素。 零件设计时，可以采用如下的措施来提高机械零件的疲劳强度：1）尽可能降低零件上应力集中的影响是提高零件疲劳强度的首要措施。应尽量减少零件结构形状和尺寸的突变或使其变化尽可能地平滑和均匀。在不可避免地要产生较大的应力集中的结构处，可采用减荷槽来降低应力集中的作用；2）选用疲劳强度大的材料和规定能够提高材料疲劳强度的热处理方法及强化工艺；3）提高零件的表面质量；4）尽可能地减小或消除零件表面可能发生的初始裂纹的尺寸，对于延长零件的疲劳寿命有 着比提高材料性能更为显著的作用。2、【解】由公式得Ni = 7000 时1N1= 180t 70005 X106=373.6 MPaN = 25000 时65 X1025000=324.3 MPa评语:任课教师:日期:(37 )2 T 1 t3、【解】由公式3-6=1 一得TN3 =时(T 吋匝=180(： 5 X10= 227.0 MPa1 1 N36200002 X170=283.33 MPa1 + 0.2简化极限应力线图上各点的坐标分别为A （0,170）; D（141.7 ,1 41.7）； C （260,0） 按比例绘制的简化极限应力线图如图所示。4、解1）绘制零件的简化极限应力线图 零件极限应力线图上各点的坐标分别为:170141.7A（石）=（，141.7）； D（141.7P）=（141.7,118恥（260，0）工作点M坐标为（务，om） = （30,20）2）标出极限应力点 Si和S2r =C 和om = C时在零件的简化极限应力线 图上的极限应力点 Si和S2如图所示。3）按r = C和om =C求该截面的计算安全系数Sca显然，两种情况可能的失效形式均为疲劳失效。 故安全系数分别为：r =C时Oi170= 4.25S =1=ca K o o + 叭怖 1.2 X30 + 0.2 X20On = C 时匕叽山=170+（1.2 OF） x20 = 3.17Ko（o + On）1.2（30+20）摩擦、磨损及润滑概述1、【答】膜厚比（入）用来大致估计两滑动表面所处的摩擦（润滑）状态。.=hmin（Rq12+Rq22）1/2式中，hmin为两滑动粗糙表面间的最小公称油膜厚度，Rq1、Rq2分别为两表面轮廓的均方根偏差。膜厚比入W1时，为边界摩擦（润滑）状态；当入=13时，为混合摩擦（润滑）状态；当入3时为流体摩擦（润滑）状态。2、【答】试验结果表明，机械零件的一般磨损过程大致分为三个阶段，即磨合阶段、稳定磨损阶段及剧烈磨损阶段。1）磨合阶段：新的摩擦副表面较粗糙，在一定载荷的作用下，摩擦表面逐渐被磨平，实际接触面积逐渐增大，磨损速度开始很快，然后减慢；2）稳定磨损阶段：经过磨合，摩擦表面加工硬化，微观几何形状改变，从而建立了弹性接触的条件，磨损速度缓慢，处于稳定状态；3）剧烈磨损阶段：经过较长时间的稳定磨损后，因零件表面遭到破化，湿摩擦条件发生 加大的变化（如温度的急剧升高，金属组织的变化等），磨损速度急剧增加，这时机械效率下降，精度降低，出现异常的噪声及振动，最后导致零件失效。3、【答】油性（润滑性）是指润滑油中极性分子湿润或吸附于摩擦表面形成边界油膜的性能，是 影响边界油膜性能好坏的重要指标。油性越好，吸附能力越强。对于那些低速、重载或润滑 不充分的场合，润滑性具有特别重要的意义。极压性是润滑油中加入含硫、氯、磷的有机极性化合物后， 油中极性分子在金属表面生成抗磨、耐高压的化学反应边界膜的性能。它在重载、高速、高温条件下，可改善边界润滑性能。4、 【答】润滑油的主要质量指标有：粘度、润滑性（油性）、极压性、闪点、凝点和氧化稳定性。润滑脂的主要质量指标有：锥（针）入度（或稠度）和滴点。5、 【答】粘度是指润滑油抵抗剪切变形的能力，标志着油液内部产生相对运动运动时内摩擦阻力 的大小，可定性地定义为它的流动阻力。粘度越大，内摩擦阻力越大，流动性越差。粘度是 润滑油最重要的性能指标，也是选用润滑油的主要依据。粘度的常用单位有 Pa s （国际单位制），dyn s cm2 （P泊，cP厘泊），St（斯），cSt（厘斯），Et （恩氏度），SUS （赛氏通用秒），R （雷氏秒）等。6、【答】流体动力润滑是借助于相对速度而产生的粘性流体膜将两摩擦表面完全隔开，由流体膜产生的压力来平衡外载荷，具有一定粘性的流体流入楔形收敛间隙产生压力效应而形成。流体静力润滑是靠液压泵（或其它压力流体源），将加压后的流体送入两摩擦表面之间，利用流体静压力来平衡外载荷。螺纹连接和螺旋传动1、【答】普通螺纹：牙型为等边三角形，牙型角60度，内外螺纹旋合后留有径向间隙，外螺纹牙根允许有较大的圆角，以减小应力集中。同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙，细 牙螺纹升角小，自锁性好，抗剪切强度高，但因牙细不耐磨，容易滑扣。应用：一般连接多 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和变载荷的连接中，也可作 为微调机构的调整螺纹用。矩形螺纹：牙型为正方形，牙型角a= 0 ,传动效率较其它螺纹高，但牙根强度弱，螺旋副磨损后，间隙难以修复和补偿，传动精度降低。梯形螺纹：牙型为等腰梯形，牙型角为30度，内外螺纹以锥面贴紧不易松动，工艺较好，牙根强度高，对中性好。主要用于传动螺纹。锯齿型螺纹：牙型为不等腰梯形，工作面的牙侧角 3 度，非工作面牙侧角 30 度。外螺纹牙 根有较大的圆角，以减小应力集中，内外螺纹旋合后，大径无间隙便于对中，兼有矩形螺纹传动 效率高和梯形螺纹牙型螺纹牙根强度高的特点。用于单向受力的传动螺纹。普通螺纹适合用于连接，矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹适合用于传动。 普通螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹已经标准化。2、将承受轴向变载荷连接螺栓的光杆部分做的细些有什么好处？ 【答】可以减小螺栓的刚度，从而提高螺栓连接的强度。3、【答】 连接用螺纹紧固件一般都能满足自锁条件， 并且拧紧后， 螺母、 螺栓头部等承压面处的摩擦 也都有防松作用， 因此在承受静载荷和工作温度变化不大时， 螺纹连接一般都不会自动松脱。 但 在冲击、振动、变载荷及温度变化较大的情况下，连接有可能松动，甚至松开，造成连接失效， 引起机器损坏，甚至导致严重的人身事故等。所以在设计螺纹连接时，必须考虑防松问题。螺纹连接防松的根本问题在于防止螺旋副相对转动。 具体的防松装置或方法很多， 按工作原 理可分为摩擦防松、机械防松和其它方法，如端面冲点法防松、粘合法防松，防松效果良好，但 仅适用于很少拆开或不拆的连接。4、【答】螺纹联接的主要类型有螺栓联接、螺钉联接、双头螺柱联接和紧定螺钉联接四种。主要 特点是：1）螺栓联接：有普通螺栓联接和铰制孔螺栓联接两种。普通螺栓联接被联接件的通孔与螺栓杆之间有间隙，所以孔的加工精度可以低些，不需在被联接件上切制螺纹，同时结构简单、装 拆方便， 所以应用最广。 铰制孔螺栓联接螺栓杆与孔之间没有间隙， 能确定被联接件的相对位置， 并能承受横向载荷。2）螺钉联接：螺钉直接旋入被联接件的螺纹孔中。适用于被联接件之一较厚，或另一端不 能装螺母的场合。由于不用螺母，所以易于实现外观平整、结构紧凑；但要在被联接件上切制螺 纹，因而其结构比螺栓联接复杂一些。 不适用于经常拆装的场合。如经常拆装，会使螺纹孔磨 损，导致被联接件过早失效。3）双头螺柱联接： 使用两端均有螺纹的螺柱， 一端旋入并紧定在较厚被联接件的螺纹孔中， 另一端穿过较薄被联接件的通孔，加上垫片，旋上螺母并拧紧，即成为双头螺柱联接。这种联接 在结构上较前两种复杂， 但兼有前两者的特点， 即便于拆装， 又可用于有较厚被联接件或要求结 构紧凑的场合。4）紧定螺钉联接：将紧定螺钉拧入一零件的螺纹孔中，其末端顶住另一零件的表面，或顶入相应的凹坑中，以固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或扭矩,多用于固定轴上零件的相对位置。5、【答】垫圈的主要作用是增加被联接件的支承面积或避免拧紧螺母时擦伤被联接件的表面。常用的是平垫圈。当被联接件表面有斜度时，应使用斜垫圈，特殊情况下可使用球面垫圈。6、【答】1)降低表面粗造度，保证连接的紧密性；2)避免螺栓承受偏心载荷；3)减少加工面,降低加工成本。7、解将F工等效转化到底板面上，可知底板受到轴向力F工y，横向力F工X和倾覆力矩M。(1) 底板最左侧螺栓受力最大，为防止螺栓拉断， 应验算该螺栓的拉伸强度，要求拉应力bW司；(2) 为防止底板右侧压碎，应验算底板右侧边缘的最大挤压应力，要求最大挤压应力Cp max W d ；(3) 为防止底板左侧出现间隙，应验算底板左侧边缘的最小挤压应力，要求最小挤压应力怖册 0 ；8、解Fo = 0.7 d A1 0.7 dsnj(4 )为防止底板向右滑移，应验算底板在横向力作用下是否会滑动，要求摩擦力Ff F 乂。3、由公式 fziF。KsF2z = 2, i =1, f =0.3,取Ks =1.2因此，该连接能传递的最大横向载荷为fziF。0.3 X2 X1nX10.106M12的螺纹小径为d! =10.106 mm ； 确定螺栓的预紧力性能等级4.8的碳钢d =320 MPa ,由题意，预紧力为Fmax X0.7 X320 X 8983.93 NKs1.24(注意:图书馆借的机械设计学习辅导 书给出的答案有问题， 其解法为：螺栓数目为2,接合面数为1，取防滑系数为Ks =1.2，性能等级为4.8的碳钢d 320 MPa。螺栓所需预紧力Fo为F0 T0 fzi因此，所能传递的最大载荷为1.2F,曲= 0.7 X320 X0：心 X2 X =1.12 X108 n） Ks9、【解】采用橡胶垫片密封，取螺栓的相对刚度C CbC = 0.9Cb+6Cb由教材公式（5-18）,螺栓总拉力-F =1500+0.9 X10000 = 24000 Nm由教材公式（5.15）,残余预紧力为Fj=F2F = 240001 0 00=01 4000键、花键、无键连接和销连接1、【答】平键连接的工作面是两侧面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙，工作时，靠键与键槽的互压传递转矩，但不能实现轴上零件的轴向定位，所以也不能承受轴向力。具有制造简单、装拆方便、定心性较好等优点，应用广泛。楔键连接的工作面是上下面，其上表面和轮毂键槽底面均有1:100的斜度，装配时需打紧，靠楔紧后上下面产生的摩擦力传递转矩，并能实现轴上零件的轴向固定和承受单向轴向力。由于楔紧后使轴和轮毂产生偏心，故多用于定心精度要求不高、载荷平稳和低速的场合。2、【答】平键连接的主要失效形式是较弱零件（通常为轮毂）的工作面被压溃（静连接）或磨损（动连接，特别是在载荷作用下移动时），除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。键的截面尺寸b xh应根据轴径d从键的标准中选取。键的长度L可参照轮毂长度从标准中选取。为了保证轮毂轴向定位可靠，键的长度L值应略短于轮毂长度。3、 【答】两个平键连接，一般沿周向相隔180布置，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。采用两个楔键时，相隔90 120布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大。若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为180时，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。采用两个半圆键时， 在轴的同一母线上布置。半圆键对轴的削弱较大,两个半圆键不能放在同一横截面上。只能放在同一母线上。4、【解】（1）确定联轴器段的键根据结构特点，选A型平键。由轴径 d = 70mm，查手册得键的截面尺寸为 b = 20mm， h = 12mm，取键的公称长度 L = 110mm。键的标记：键 20 X110 GB/T1069 -1979键 的 工 作 长 度 为 丨二L b = 11020 = 90mm ,键与轮毂键槽接触高度为k = h/2 = 6mm，根据联轴器材料铸 铁，载荷有轻微冲击，查教材表6-1,取许用挤压应力% = 55MPa，则其挤压强度3_州(T3_ 2T X10=kid_ 2 X1000 X1000=6 X90 X70=52.91MPa 55MPa = %满足强度要求。（注：（1）该键也可以选择长度 L = 125 mm; （ 2）由于在轴端部，因此也可以选用单圆头 普通平键。）（2 ）确定齿轮段的键根据结构特点，选 A型平键。由轴径d = 90 mm，查手册得键的截面尺寸为 b = 25 mm , h =14 mm，取键的公称长度 L = 80 mm。键的标记：键 25 X80 GB/T1069 -1979键的工作长度为丨二L b = 8025 = 55 mm ,键与轮毂键槽接触高度为k = h/2 = 7 mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查教材表6-1，取许用挤压应力% =110 MPa，则其挤压强度1、【答】由公式（8-7） Fee =2F011/efa1 +1/efa32T X10% = 二 pkid32 X1000 X10=57.72 MPa %p = 110 MPa7 X55 X90p满足强度要求。带传动影响带传动工作能力的因素有:(1) 预紧力：预紧力越大，工作能力越强，但应适度，以避免过大拉应力;(2) 包角：包角越大越好，一般不小于120度；(3) 摩擦系数：摩擦系数越大越好。2、【答】由公式 氐=9匕 可知，为避免过大的离心应力，带速不宜太高; c A1) 由公式(8-3 )和(8-4)可知，紧边拉力Fi = Fo +Fe2PF0 +1000-u因此，为避免紧边过大的拉应力5 = ，带速不宜太低。A3、 【答】带传动中的弹性滑动是由于带松边和紧边拉力不同，导致带的弹性变形并引起带与带轮 之间发生相对微小滑动产生的，是带传动固有的物理现象。带传动中由于工作载荷超过临界值并进一步增大时，带与带轮间将产生显著的相对滑动，种现象称为打滑。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速急剧降低，甚至使传动失效，这种情况应 当避免。4、【答】带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。带传动的设计准则是在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。fa0.51 n1 1/e1 1/e5、【解】(1) Fec = 2F0石=2 X360 X-玮=478.35N1 + 1/e1 + 1/e(2)传递的最大扭矩T = Fecdd12=478.35 X1002=23917.5N .mm(3)输出功率FecU1000X0.95 =Fee Xn1 ndd160 X1000 X1000X0.95X0.95 = 3.63 kW478.35 X1450 XnX10060 X1000 X10006、V带传动传递的功率P = 7.5 kW，带速u=10 m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1 =2F2，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和预紧力F。【解】由p = -FeU kW，得10001000P1000 X7.5Fe=750Nu10由 Fe = F1 F2，又 F1 = 2F2，得F, =2F2 =2 X750 = 1500N由R = F +号，得Fe750F0 = F1 y=1500-2-=1125N7、【解】1）确定计算功率由表8-7查得Ka =1.2，计算功率为Pea = KAP =1.2 X7 = 8.4 kW2）选取V带型号 根据Pca = 8.4 kWm = 960 r/min，由图8-11选用B型带。3）确定带轮的基准直径，并验算带速确定小带轮基准直径由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径 dd1 =150 mm验算带速按式8-13nd1 n1nX150 X960u= 7.54 m/s60 X100060 X1000由于 5 m/s u 30 m/s，故带速合适。确定大带轮基准直径传动比960= 2.91330根据式8-15a，有dd2 idd1 = 2.91X150 = 436.5根据表8-8，圆整为 dd2 =450 mm。验算带速误差由式8-14，从动轮实际转速dd1 门1(1 n2,=2dd2) = 150 X960 X(102) =313.6 r/min450n2 n2，330 3136带速误差 =丄=X100% = 4.97% 5%，满足要求。n23304）确定V带的中心距和基准长度确定小带轮基准直径根据式8-200.7(dd1 + dd2) = 420 a0 120包角合适。6）计算带的根数计算单根V带的额定计算功率 由 dd1 = 150 mm 和 n1 = 960 r/min，查表 8-4a 得 Pg =2.60 kW 查表 8-4b 得 AP0 = 0.30 kW8.4查表8-5得K a = 0.92，查表8-2得Kl =1.0，根据式8-26Z= (P0 + 夕0)K aKL = (2.60 + 0.30) X0.92 X1.0 = 3.15取4根。7）计算单根V带的最小初拉力（Fo）min由表8-3得B型带的单位长度质量 q = 0.18 kg/m(Fo ) min=500(2.5 K a)PcaKaZU=500(2.5 0.92) X8.40.92 X4 X7.54+ 0.18 X7.542 = 249.4 N8）计算压轴力FP压轴力的最小值为a152.7（Fp）min =2z（F0）minsin 3 = 2 X4 X249.4 Xsin 3= 1938.85 r?9）带轮结构设计（略）链传动1、【答】与属于摩擦传动的带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保证准确的平均传动比，传动效率较高；又因链条不需要像带那样张得很，所以作用于轴上的径向压力较小；在同样的条件下，链传动结构较为紧凑。同时链传动能在高温和低温的情况下工作。2、【答】链传动运动中由于链条围绕在链轮上形成了正多边形，造成了运动的不均匀性，称为链 传动的多边形效应。这是链传动固有的特性。减轻链传动多边形效应的主要措施有：1）减小链条节距；2）增加链轮齿数；3）降低链速。3、【答】滚子链传动的主要失效形式和原因如下：1）链的疲劳破坏：链在工作时，周而复始地由松边到紧边不断运动着，因而它的各个元件都是在变应力作用下工作，经过一定循环次数后，链板将会出现疲劳断裂，或者套筒、滚子表面 将会出现疲劳点蚀（多边形效应引起的冲击疲劳）。2）链条铰链的磨损：链条在工作过程中，由于铰链的销轴与套筒间承受较大的压力，传动时彼此又产生相对转动，导致铰链磨损，使链条总长伸长，从而使链的松边垂度变化，增大动载荷，发 生振动，引起跳齿，加大噪声以及其它破坏，如销轴因磨损削弱而断裂等。3）链条铰链的胶合：当链轮转速高达一定数值时，链节啮入时受到的冲击能量增大，销轴和套筒间润滑油被破坏，使两者的工作表面在很高的温度和压力下直接接触，从而导致胶合。因此，胶合在一定程度上限制了链的传动的极限转速。4）链条静力拉断：低速（ u YFa2Ysa2 , OF 1 = OF 2，将齿轮1的参数代入设计公式中得mnt 3咎V dz1E F 9=1.84mm2 X1.6 X106658 X0.89 Xcos2142.62 X1.590.5 X232 X1.66X2434取标准值mn = 2mm。验算载荷系数：小齿轮的分度圆直径ZMn23 X2”，d1 = 47.4 mmcos 卩 cos14齿轮的圆周速度4 n13.141 X47.4 X116470“,u=28.9 m /s60 X100060 X1000由教材图10-8查得：K u = 1.16假设 KAFt /b 100 N/mm，由教材图10-3查得K Fa = K Ha= 1.1齿宽 b = d1 = 0.5 X47.4 = 23.7 mmb23.7齿宽与齿高比b/h = 5.32.25mn 2.25 X2由教材表10-4查得Kh卩=1.15，由教材图10-13查得Kf 3 = 1.12弯曲强度载荷系数K = KAKvKFaKF卩= 1.25X1.16 X1.1 X1.12 = 1.79修正模数：mn = mnt3 K/K=1.84x3 1.79/1.6 = 1.91mm因此取标准值mn = 2 mm合适。辺确定螺旋角：亠、卄Z1 + Z2 mn23 + 732中心距a二一 - 二x= 98.94 mm2 cos B 2 cos14圆整中心距 a = 99 mm后，螺旋角B=arccos(乙 + Z2 m (23 + 73) X2-=14 8282 X992a一 arccos斜齿轮的相关参数d1 : ze 23 X2=47.437mmcos卩cos14 828d2 =Z2mn73 X2=150.562mmcos卩cos14 828b = d1 = 0.5 X47.437 = 23.7mm对齿宽圆整：b2 = 24mm, Q = 28mmK = KaKvSKf 卩=1.25 X1.16 X1.1 X1.15=1.833) 齿面接触强度校核 确定接触强度载荷系数查教材图10-21 (e)得 确定接触强度许用应力:H lim1 =H lim 2 = 1500MPa查教材图10-19中曲线2得K HN 1 = 1.0,K HN2 = 1.08取安全系数SH = 1.0时=KhN1 Oh lim 1Sh1.0 X15001.0= 1500 MPa0H2=K HN2 Oh lim 2Sh1.08 X15001.0= 1620 MPa确定弹性影响系数：据教材表10-6查得 Ze =189.8.、MPa确定区域载荷系数：据教材图10-30查得 Zh =2.43校核接触强度= ZeZh2K u +1=189.8 X2.43 X2 X1.83X106658 x317 + 1=1140MPa oh满足接触强度要求，以上所选参数合适。1、 【答】蜗杆传动的主要特点有：（1）传动比大，零件数目少，结构紧凑；（2）冲击载荷小、传动平稳，噪声低；（3）当蜗杆的螺旋升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动具有自锁性；（4）摩擦损失较大，效率低；当传动具有自锁性时，效率仅为0。4左右；（5）由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮（或轮圈），以便与钢制蜗杆配对组成减摩性良好的滑 动摩擦副。蜗杆传动通常用于空间两轴线交错，要求结构紧凑，传动比大的减速装置，也有少数机器用作增速装置。2、【答】蜗杆直径系数是蜗杆分度圆直径和模数的比值。d1弓I入蜗杆直径系数是为了限制蜗轮滚刀的数目及便于滚刀的标准化。3、【答】1）在中间平面上，普通圆柱蜗杆传动就相当于齿条与齿轮的啮合传动。所以在设计蜗杆传动时，均取中间平面上的参数（如模数、压力角等）和尺寸（如齿顶圆、分度圆等）为基准，并沿用齿轮传动的计算关系。对于蜗轮来说，端面模数等于中间平面上的模数。2）蜗杆传动的正确啮合条件是：蜗杆的轴向模数等于蜗轮的端面模数，蜗杆的轴向压力角等于蜗轮的端面压力角， 蜗杆中圆柱上螺旋线的导程角等于蜗轮分度圆上的螺旋角，且螺旋线方向相同。即ma1 = mt2 = m ；為=a2 ； y= B4、【答】蜗杆传动的失效形式主要有齿面点蚀、齿根折断、齿面胶合及过度磨损等。在开式传动中多发生齿面磨损和轮齿折断，因此应以保证齿根弯曲疲劳强度作为开式传动的 主要设计准则。在闭式传动中，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀而失效。因此，通常是按齿面接触疲劳强度进行设计，而按齿根弯曲疲劳强度进行校核。对于闭式传动，由于散热较为困难，还应作热平衡核算。5、【解】1）各轴的回转方向如图所示；2）蜗轮轮齿的螺旋方向：由于两个蜗杆均为右旋，因此两个蜗轮也必为右旋。3）蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置和方向如图所示6、解滑动轴承1、 【答滑动轴承的失效形式有：磨粒磨损、刮伤、咬合（胶合）、疲劳剥落和腐蚀，还可能出 现气蚀、流体侵蚀、电侵蚀和微动磨损等损伤。2、 【答滑动轴承材料性能应具有以下性能：（1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性。（2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性。（3）足够的强度和抗腐蚀能力。（4）良好的导热性、工艺性、经济性等。不存在一种轴承材料能够同时满足以上这些性能。3、【答非液体润滑轴承常以维持边界油膜不遭破坏作为设计的最低要求。限制p的目的是保证润滑油不被过大的压力挤出，间接保证轴瓦不致过度磨损。轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗fp u成正比，限制 p u的目的就是限制轴承的温升，防止吸附在金属表面的油膜发生破裂。4、答形成流体动力润滑（即形成动压油膜）的必要条件是：1）相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；2）被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度（亦即滑动表面带油时要有足够的油层最大速度），其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出；3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。向心滑动轴承形成动压油膜的基本过程为：1）轴颈静止时，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触，两表面间自然形成一收敛的楔形空间；2）轴颈开始转动时，速度极低，带入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力的作用下沿孔壁爬升；3）随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐增多。这时楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上。这时，轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与外载荷相平衡。由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。5、解轴瓦的材料为 ZCuAI10Fe3，查其许用应力p = 15 MPa，许用p u = 12 MPa m/s1）轴承的平均压力应满足式（12-1）,据此可得F wpdB=15 X200 X200 = 6 X1Q5 N2）轴承的 p应满足式12-2，据此可得p UX19100B12 X19100 X2005F 35000N所以，可以实现液体动压润滑。滚动轴承1、【答】滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的点蚀破坏。对于慢慢摆动及转速极低的轴承，主要失效形式是滚动轴承接触面上由于接触应力过大而产 生的永久性过大的凹坑。除点蚀和永久性变形外，还可能发生其它多种形式的失效，如：润滑油不足使轴承烧伤，润 滑油不清洁使轴承接触部位磨损，装配不当使轴承卡死、内圈涨破、挤碎内外圈和保持架等。这 些失效形式都是可以避免的。62、 【答】一组轴承中，10%的轴承发生点蚀破坏，90%的轴承不发生点蚀破坏前的转数（以 10 为单位）或工作小时数称为滚动轴承的基本额定寿命，以Lio表示。滚动轴承的基本额定动载荷就是使轴承的基本额定寿命恰好为106转时，轴承所能承受的载荷值，用字母C表示。3、 【答】对于在工作载荷下基本上不旋转的轴承（例如起重机吊钩上用的推力轴承），或者慢慢 地摆动以及转速极低的轴承，需要进行滚动轴承的静载荷计算。4、【答】各轴承的内径均为 35 mm ；6207/P2为深沟球轴承，公差等级最高；允许的极限转速最高；N307/P4为圆柱滚子轴承，承受径向载荷能力最高；30207为圆锥滚子轴承；51307/P6为双列推力球轴承，不能承受径向载荷。5、【解】8小时20分时转动的转数为L = （8 X60 + 20） X2000 = 1 X106 r6此寿命刚好为1 X10 r，且轴承在基本额定载荷下试验，所以其失效率应为10%，应约有50 X10% = 5个轴承已失效。6、【解】根据式13-3有P 160nLh7150 ,60 X1800 X3800C=r r= 1 31?=53.134 kN7、【解】1）确定轴承型号基本额定动载荷Cr = 29.0 kN根据题目要求，可以选用的轴承型号为 在此选用7207AC轴承，其基本参数为：Fa/ FrW eFa / Fr e派生轴向力Fd判断系数eXYXY0.68Fr0.68100.410.87基本额定静载荷 C0r =19.2 kN2）计算派生轴向力Fd1 =0.68Fr1 = 0.68 X3390 = 2305.2 N ； Fd2 =0.68Fr2 =0.68X1040= 707.2 N3) 计算两个轴承的轴向力如图，由于 Fd2 +Fae =707.2+870=1577.2 N e，故轴承2的X= 0.41 , Y= 0.87Fr21040其当量动载荷为P2 = fp(XFr2 +YFa2) =1.5 X(0.41X1040+0.87 X1435.2) =2512.5 N5）计算两个轴承的寿命13-5a,轴承1、2的寿命分别为由题意，温度系数ft =1.0。由公式1063ftCr1063 329 X10360nP =60 X180050851063ftCr1063329 X060nP2 =60 X18002515.2Lh1 =1717.5 h=14192.3 hLh2联轴器和离合器1、 【答】联轴器和离合器主要用来联接轴与轴（或轴与其它回转零件），以传递运动与转矩，有 时也可用作安全装置。联轴器和离合器的区别是：在机器运转时，联轴器联接的两轴不能分离，只有在机器停车并将联接器拆开后，两轴才能分离。而离合器在机器运转过程中不需停车便可使两轴随时接合或分 离2、【答】根据对各种相对位移有无补偿能力，联轴器可以分为刚性联轴器和挠性联轴器两种。刚 性联轴器无位移补偿能力，挠性联轴器有位移补偿能力。挠性联轴器有无弹性元件和有弹性元件的挠性联轴器两种，后者具有缓冲吸振的能力。3、【解】1）计算名义转矩TP4T = 9550= 9550 X = 39.79 N.mn9602）确定计算转矩Tea，由表17.1查得Ka =1.3，故由式14-1得Tea = KAT =1.3 X39.79 = 51.73 N.m3）选择联轴器型号。从GB/T4323-1984中查得TL5型弹性套柱销联接器许用转矩T=125N.m，铁制的n = 3600 r/min，钢制的n = 4600 r/min，轴径在 2535 mm 之间，故选用 TL5型弹
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