机械设计第十三章
机械设计-轴
第十三章 轴 轴设计的基本要求： 1、轴与轴上零件要有准确的相对位置,轴向、 周向定位可靠；
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2、轴的加工、装配有良好的工艺性； 3、受力合理,轴结构有利于提高轴的强度和刚 度、减少应力集中；
第十三章 轴
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一、轴上零件的轴向定位和固定
零件轴向定位的方式常取决于轴向力的大小
h h h
1.轴肩和轴环 要求： r＜C＜h r＜R＜h h=(0.07～0.1)d b=1.4h
第十三章 轴
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四、阶梯轴的结构设计实例分析
F
等强度 1、拟定轴上零件装配方案 轴颈：装轴承处
阶梯轴
尺寸= 轴承内径； 直径与轮毂内径相当；
组成 轴头：装轮毂处
轴身：联接轴颈和轴头部分。
第十三章 轴
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第十三章 轴
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装配方案的比较：
第十三章 轴
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例题：指出图中轴结构设计中的不合理之处，并绘 出改进后的结构图。 1.轴两端均未倒角；
3
Fa Ft tg 1960 tg12o 417N
d 118 3 4 / 130 36.78mm
考虑到联轴器的影响以及联轴器孔径系 列标准，取d=38mm
第十三章 轴 3. 齿轮上作用力的计算
50
T 9.55 106 4 / 130 294 103 Nmm
Ft 2T / d 2 29410 / 300 1960N
2.齿轮右侧未作轴向固定； 3.齿轮处键槽太短； 5.左轴承无法拆卸； 6.齿轮与右轴承装卸不便； 7.轴端挡圈未直接压在轴 端轮毂上。
4.键槽应开在同一条直线上；
第十三章 轴 轴系结构改错
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四处错误
第十三章 机械运动方案及创新设计
4 2 1 6 3
5 1 2 3
襟翼操纵机构 V型双缸发动机 型双缸发动机
3. 复合式机构组合 一个两（ 一个两（多）自由度作为基础机构A，一个（几个）单 自由度作为基础机构 ，一个（几个） 自由度基本机构B（这里指附加机构） 自由度基本机构 （这里指附加机构）的输出构件接入基础 机构所构成的并联组合形式称为复合式机构组合。 机构所构成的并联组合形式称为复合式机构组合。
ห้องสมุดไป่ตู้
ω1
Ⅱ Ⅲ
V2 V3
Ⅰ
ω1″
刨床传动系统机构组合情况的初步方案图 Ⅰ——减速传动机构（带传动+齿轮传动） 减速传动机构（带传动 齿轮传动） 减速传动机构 齿轮传动 Ⅱ——刨刀往复直线急回运动机构 ——刨刀往复直线急回运动机构 Ⅲ——工作台间歇直线步进机构 工作台间歇直线步进机构
◆ 在Ⅲ后部串联一个能将转动 (或间歇转动 变为移动 或间歇 或间歇转动)变为移动 或间歇转动 变为移动(或间歇 移动)的基本机构 的基本机构Ⅲ 移动 的基本机构Ⅲ″； ◆ 在Ⅲ前部串联能减少间歇运 动冲击又容易获得任意运动规 律的高副机构Ⅲ ； 律的高副机构Ⅲ′； ◆ ω′= ω ″。
14 13 12 11
10 1 2 3 4 5 6 7 8 9
1-电机； 电机； 电机 2-V带传动； 带传动； 带传动 3-高速级齿轮传动； 高速级齿轮传动； 高速级齿轮传动 4-低速级齿轮传动； 低速级齿轮传动； 低速级齿轮传动 5-摆动到感机构； 摆动到感机构； 摆动到感机构 6-凸轮机构； 凸轮机构； 凸轮机构 7-双摇杆机构； 双摇杆机构； 双摇杆机构 8-升降机构； 升降机构； 升降机构 9-工作台； 工作台； 工作台 10-棘轮 丝杠进给机 棘轮—丝杠进给机 棘轮 构； 11-工件； 工件； 工件 12-让刀机构； 让刀机构； 让刀机构 13进刀机构； 进刀机构； 进刀机构 14-滑枕 滑枕
哈尔滨工程大学机械设计基础 第十三章 带传动简答题
第十三章带传动1.在V带传动中，影响最大有效圆周力的因素有哪些，其关系如何？答：（1）初拉力F0，最大有效圆周力的大小随初拉力F0的增大而增大；（2）包角α，包角越大最大有效圆周力也越大；（3）当量摩擦系数f'，当量摩擦系数越大，最大有效圆周力也越大；（4）V带的型号，V带型号有Y，Z，A，B，C，D，E，从左往右单根V带能够传递的最大有效圆周力增大；（5）V带的根数，V带根数越多，最大有效圆周力越大。
2.（1）带传动的弹性滑动将引起什么样的后果？减少弹性滑动可采取哪些措施？答：后果：（1）从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，使得传动比不准确；（2）传动效率降低；（3）会引起带的磨损；（4）会使带的温度升高。
措施：（1）增加张紧轮减小拉力差，同时增大当量摩擦系数，从而减小滑动率ε；（2）改用同步齿形带以完全消除；（3）增大摩擦力，例如采用多楔带、增大初拉力、改变轮槽角等。
3.带传动的打滑通常在什么情况下发生？打滑是发生在大带轮上还是小带轮上，为什么？答：当工作载荷超过限定值时就会发生打滑；随着有效圆周力的增大，弹性滑动带将会逐渐扩大，当扩大至整个圆弧段时即达到最大有效圆周力，若此时工作载荷进一步增大，则会发生带轮与带的全面滑动，即打滑。
小带轮的包角小于大带轮的包角，所以一般打滑发生在小带轮上。
4.（1）带传动的弹性滑动与打滑的区别是什么？答：（1）弹性滑动是指的是带传动工作时，带受到拉力而产生弹性变形，而紧边和松边的拉力不同，对应的弹性变形也不同，因而在主、从动轮边缘处会出现相对滑动的现象；打滑指的是带传动工作时所承受的工作载荷超过极限值时出现的带轮和带全面相对滑动的现象；（2）弹性滑动只发生在离开主从动轮的边缘处，而打滑发生在相对于全部包角的圆弧段上；（3）弹性打滑是带传动工作时的固有特性，是无法避免的，而打滑则是带传动失效，是可以避免的。
5.（1）带传动中为什么要限制带速、小带轮直径？答：带速过高，离心力过大，带速过低，带传动的工作效率则较低，易发生打滑；小带轮直径过小，承受的弯曲应力会过大，直径过大，则带传动的外廓尺寸会比较大。
《机械设计基础》课后习题答案
第十三章习题册参考答案绪论0-1 判断题1× 2× 3× 4√ 5√ 6× 7×0-2 填空题1确定的相对 2机械 3零件 4构件0-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A一、机构的自由度1-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√8√ 9× 10√ 11√ 12× 13× 14×1-2 填空题1运动副 2独立 32 4低 5机构自由度 6机架1-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12A 13A1-4 解：a F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1b F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=1c F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1d F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1e F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1f F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1g F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=11-5 解：a F=3n－2p l－p h =3×5－2×7－0=1b滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×8－2×11－1=1c E处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×6－1=2d F=3n－2p l－p h=3×6－2×8－1=1e滚子中心存在局部自由度,两移动副处之一为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链F=3n－2p l－p h=3×9－2×12－2=1f齿轮、杆和机架以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×4－2×4－2=2g F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－0=3h滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－2=1i中间三根杆以转动副相连处存在复合铰链,=3n－2p l－p h=3×7－2×10－0=1 j左边部分全为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=11-6 解：a该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×5－1=1>0 b该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－1=0 c该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×6－0=0d该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1>0二、平面连杆机构2-1 判断题1× 2× 3√ 4× 5√ 6× 7√8√ 9√ 10× 11× 12√ 13× 14×15√ 16× 17× 18√ 19× 20√ 21×22× 23× 24× 25√2-2 填空题1低 2转动 33 4连杆,连架杆 5曲柄,摇杆6最短 7曲柄摇杆 8摇杆,连杆 92 10＞11运动不确定 12非工作时间 13惯性 14大15中的摆动导杆机构有,中的转动导杆机构无 16机架 17曲柄18曲柄滑块 19双摇杆 20双曲柄机构 21无,有2-3 选择题1A 2C 3B 4A 5B 6B 7A8C 9A 10A 11A 12C 13C 14A15A 16A 17A 18A 19A 20A 21A2-4 解：a双曲柄机构,因为40+110<70+90,满足杆长条件,并以最短杆为机架b曲柄摇杆机构,因为30+130<110+120,满足杆长条件,并以最短杆的邻边为机架c双摇杆机构,因为50+100>60+70,不满足杆长条件,无论以哪杆为机架都是双摇杆机构d双摇杆机构,因为50+120=80+90,满足杆长条件,并以最短杆的对边为机架2-5 解：1由该机构各杆长度可得l AB+ l BC＜l CD+ l AD,由此可知满足杆长条件,当以AB杆或AB杆的邻边为机架时该机构有曲柄存在2以l BC或l AD杆成为机架即为曲柄摇杆机构,以l AB杆成为机架即为双曲柄机构,以l CD杆成为机架即为双摇杆机构2-6 解：1曲柄摇杆机构由题意知连架杆CD杆不是最短杆,要为曲柄摇杆机构,连架杆AB杆应为最短杆0<l AB≤300 mm且应满足杆长条件l AB+l BC≤l CD+l AD,由此可得0<l AB≤150mm 2双摇杆机构由题意知机架AD杆不是最短杆的对边,要为双摇杆机构应不满足杆长条件①AB杆为最短杆0<l AB≤300mm时,l AB+l BC>l CD+l AD,由此可得150mm<l AB≤300mm②AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC>l CD+l AB,由此可得300mm≤l AB<450mm③AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD>l CD+l BC,由此可得550mm<l AB<1150mm由此可知：150mm<l AB<450 mm,550mm<l AB<1150 mm3双曲柄机构要为双曲柄机构,AD杆必须为最短杆且应满足杆长条件①AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC≤l CD+ l AB,由此可得450mm≤l AB ≤500mm②AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD≤l CD+l BC,由此可得500mm≤l AB ≤550mm由此可知：450mm≤l AB≤550mm2-7 解：a b c d e 各机构压力角和传动角如图所示,图a 、d 机构无死点位置,图b 、c 、e 机构有死点位置2-8 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3615.115.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出A 、D 、C 三点,如图所示4连接AC ,以AC 为边作角的另一角边线,与以D 为圆心、摇杆DC 为半径的圆弧相交于C 1和C 2点,连接DC 1和DC 2得摇杆的另一极限位置两个5从图中量得AC =71mm,AC 1=26mm,AC 2=170mm 6当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .2221=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .4821=+⨯=AC AC l BC μ 7当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .4922=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .12022=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为、和、; 2-9 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=4.1612.112.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出滑块的两极限位置C 1、C 2两点,如图所示4连接C 1C 2,以C 1C 2为直角边作直角三角形C 1C 2P ,使∠C 1C 2P =90°－θ=° 5以C 2P 为直径作圆O6将C 1C 2偏移e 值,与圆O 交于A 点,连接AC 1和AC 2, 7从图中量得AC 1=34mm,AC 2=82mm,则：24mm 212=⨯=AC AC l AB －μ,58mm 221=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为24mm 和58mm; 2-10 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3014.114.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出机架AC ,如图所示 4根据摇杆的摆角等于极为夹角作出摇杆的两极限位置 5过A 点作摇杆两极限位置的垂线,得垂足点B 1、B 2 6从图中量得AB 1=23mm,则26m m 1=⨯=AB l AB μ 答：曲柄的长度为26mm; 2-11 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=0111118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出D 、C 1、C 2三点,如图所示 4过D 点作C 1D 的垂线,并与C 1C 2的连线交于A 点 5从图中量得AD =220mm,AC 1=234mm,AC 2=180mm,则：27mm 212=⨯=AC AC l AB －μ, 207mm 212=+⨯=AC AC l BC μ,220m m =⨯=AD l AD μ答：曲柄的长度为27mm,连杆的长度为207mm,机架的长度为220mm;三、凸轮机构3-1 判断题1√ 2× 3√ 4× 5× 6× 7× 8× 9√ 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16√ 17√ 18√ 19× 3-2 填空题1使用 2盘形 3凸轮轮廓 4变曲率 5行程 6行程 7轮廓 8凸轮的转角,从动件的位移 9最小 10法线 11大 12等速 13小 14许用压力角 15低 16大 17大 18内凹 19抛物线 20刚性 3-3 选择题1B 2A 3A 4A 5A 6C 7A 8A 9A 10A 11A 12A 13A 14A 15A 16A 17B 18A 19A 20C 21D 22A 23B 24D 25B 26B 27C 3-4 解：1凸轮的基圆和基圆半径的标注如图所示2从动件的位移线图s-t 和升程h 的标注如图所示 3-5 解：凸轮的位移线图如图所示;3-6 解：1凸轮的位移线图如图所示2凸轮的位移线图如图所示3-7 解：所设计对心直动尖顶从动件盘形凸轮机构如图所示3-8 解：所设计偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构如图所示3-9 解：各凸轮机构中b、c点的压力角如图所示四、间歇运动机构4-1 判断题1√ 2√ 3× 4√ 5√ 6× 7× 8×4-2 填空题1周期性 2棘轮 3内 42 5锯4-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A五、联接5-1 判断题1× 2√ 3√ 4× 5√ 6√ 7×8× 9× 10× 11× 12√ 13× 14×15× 16× 17√ 18× 19× 20√ 5-2 填空题1牙型 2大 3越高 4自锁性 54 6螺钉 7拧紧力矩 8防松 9一致 10摩擦 11直线 12梯形 13传力,传导,调整 14右 15轴和毂,挤压 16轴的直径,轴头 17A,B,C,C 18增加键的长度 19B 2080 5-3 选择题1B 2A 3A 4C 5D 6C 7B 8A 9A 10D 11B 12A 13B 14B 15C 16A 17B 18A 19A 20B 21A 22B 23A 24B 25C 26B 27D 28B 29C 30A 31A 32A 33A 34D 35A 36A 37A 38A 39A 40A 41A 42B 43A 44D 45A 5-4 解：该螺栓连接为松螺栓连接,其强度条件为：[]214Fσσπd =≤ 拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235138.24MPa 1.7s σσS=== 则：114.56mm d ≥== 查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =20mm 的粗牙普通螺纹; 答：拉杆螺纹的直径为M20;5-5 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 0Ra CF F F zmf=≥,查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;取C =,则： 答：该螺栓组能承受的横向载荷应不大于; 5-6 解：该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 各螺栓所受轴向工作载荷220005500N 4Q E F F n=== 各螺栓所受残余预紧力F R =,各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×5500=8800N拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235156.67MPa 1.5s σσS===则：19.64mm d查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =12mm 的粗牙普通螺纹; 答：所求螺栓直径为M12; 5-7 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 材料为35钢,其315MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]315210MPa 1.5s σσS===查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;则：0Ra CF F F zmf=≥,[]221420.15 3.1413.83521024.27kN 5.2 5.2 1.2R zmf πd σF C ⨯⨯⨯⨯⨯≤==⨯答：允许承受的最大载荷不大于;5-8解：1确定螺杆的直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ F a =W =20kN材料为45钢,其355MPa s σ=,该连接不需严格控制预紧力,取安全系数S =4,则：查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =24mm 的粗牙普通螺纹; 2确定扳手手柄的最小长度查教材表5-2可知公称直径d =24mm 粗牙普通螺纹中径d 2=,则：122.05120221102.55mm 200ad F L F ⨯≥==,取L =1103mm 答：1螺杆直径为M24;2扳手手柄的最小长度为1103mm; 5-9解：1校核螺栓的剪切和挤压强度该螺栓连接为受横向工作载荷的铰制孔螺栓连接：剪切强度条件为：[]204F ττm πd =≤；挤压强度条件为：[]p 0p σδσ≤=d F查教材表5-3可知：级的螺栓的σbp =800Mpa ；σs =640Mpa ；查教材表5-4可知：s τ=,s p =则：[]640256MPa 2.5sτστS ===；bp p p800320MPa 2.5σσS ⎡⎤===⎣⎦ 2204424237.72MPa 256MPa /41 3.1412F τm πd ⨯===<⨯⨯；p 02423 5.27MPa<320MPa 2023F σd δ===⨯ 答：所用螺栓满足剪切和挤压强度要求 2平键的选择及强度校核选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b =16mm,h = 10mm,L = 70mm;键的标记为：键 16×70 GB/T 1096 —2003;答：所选择的键不满足强度要求; 5-10解：该螺栓连接为受横向工作载荷的普通螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 级的螺栓的640MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]640426.67MPa 1.5s σσS===取C =,则：31.263012.115kN 660.166510a CT F fr -⨯≥==⨯⨯⨯则： 查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =10mm 的粗牙普通螺纹; 答：螺栓直径为M10; 5-11解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 受力分析如图所示将外载荷P 向螺栓组中心简化得螺栓组所受的转矩T 和横向载荷P 横向载荷P = 10000N ；转矩T =⨯ = 3000000 N ·mm,方向如图所示由于横向载荷作用每个螺栓受到的横向力1234100002500N 44P P P P P F F F F ======由于转矩作用每个螺栓受到的横向力12347071N 4T T T T T F F F F r ======由图可知,螺栓1、2所受的横向力相等,螺栓3、4所受的横向力相等,且螺栓1、2所受的横向力最大,其值为m =1,取C =,则：1 1.29013.867603.5N 10.16a CF F mf ⨯≥==⨯ 查设计手册可知,可选小径d 1=,公称直径d =36mm 的粗牙普通螺纹;答：该螺栓组螺栓的小径须大于,可选M36的螺栓;5-12 解：略 5-13解：1确定螺柱直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 每个螺栓平均承受的轴向工作载荷：223.1431607536N 448E πpDF z ⨯⨯===⨯ 取残余预紧力F R =,则各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×7536=级螺栓的400MPa s σ=,按控制预紧力取安全系数S =,则：[]400266.67MPa 1.5sσσS === 则：111.03mm d ≥查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =16mm 的粗牙普通螺纹; 2确定螺柱分布直径取螺柱间距为5d ,则055816203.82mm 3.14zd D π⨯⨯===,取D 0=200mm答：连接螺栓直径可选M16的粗牙普通螺纹,分布直径为200mm; 5-14解：1平键类型和尺寸选择安装齿轮处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 25mm,h = 14mm,L =80mm;键的标记为：键 25×80 GB/T 1096 —2003;安装联轴器处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 20mm,h = 12mm,L =100mm;键的标记为：键 20×100 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核安装齿轮处平键强度校核：()()p 4480046.18MPa 100~120MPa 90148025T σdhl⨯===<⨯⨯-安装联轴器处平键强度校核：()()p 4480047.62MPa 50~60MPa 701210020T σdhl⨯===<⨯⨯-所选择的平键满足强度要求 答：所选择的平键满足强度要求5-15解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 22mm,h = 14mm,L =100mm;此键的标记为：键 22×100 GB/T 1096 —2003;2传递的最大扭矩查教材表5-7得σp =100 ~ 120Mpa,取σp =120Mpa答：能传递的最大扭矩不大于·m;5-16解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b= 25mm,h= 14mm,L = 90mm;此键的标记为：键 25×90 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核所选择的平键满足强度要求答：所选择的平键为键 25×90 GB/T 1096 —2003;经验算该键满足强度要求;六、带传动和链传动6-1 判断题1× 2× 3√ 4√ 5× 6× 7×8√ 9× 10× 11√ 12× 13√ 14√15× 16× 17× 18× 19× 20× 21√22× 23× 24√ 25×6-2 填空题1中心角,120° 2两侧,40° 3梯形,7,Y4初拉力,摩擦系数,小轮包角 5越大 65~25 7小8带的基准长度 9平行,对称平面应在同一平面 10小11传动比 12张紧轮 13摩擦力 14可以15弹性滑动,打滑 16打滑 1710 18外19主 20小 214 22型号 23主24绳芯 25平均,瞬时 26链轮的多边效应27不能保持恒定的瞬时传动比；传动平稳性差；工作时有噪音等28偶,奇 29疲劳破坏,胶合 30外链板与销轴31制造精度的影响,致使各排链的载荷分布不均32大,跳齿 33少,冲击,动载荷6-3 选择题1C 2B 3B 4A 5A 6A 7C8A 9B 10B 11A 12A 13C 14A15C 16A 17A 18C 19A 20D 21D22A 23A 24B 25A 26A 27A 28A29D 30B 31B 32A 33B 34A 35B36A 37B 38C6-4解：1小轮包角2带的几何长度查教材表6-3可知,选带的基准长度L d=2800mm3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速1221d d n d i n d ==,11221460150547.5r /min 400d d n d n d ⨯===4滑动率ε=时大带轮的实际转速()12211d d n d i n d ε==-,()()11221146015010.015539.3r /min 400d d n d εn d -⨯⨯-=== 答：1小轮包角为°；2带的几何长度为,应选带的基准长度2800mm ；3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速min ；4大带轮的实际转速min;6-5解：1确定带的基准长度L d查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 2确定实际中心距a 取实际中心距a =530mm 3计算所需带的根数z查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =3根答：1带的基准长度L d =1600mm ；2实际中心距a =530mm ；3所需带的根数为3根;6-6解：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 取实际中心距a =460mm查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,查教材表6-8取工作情况系数K A =答：能传递的最大功率为; 6-7解： 1选择V 带型号查教材表6-8取工作情况系数K A =,故：c 1.17.58.25kW A P K P =⨯=⨯= 根据P c 和n 1,由图6-12选用A 型普通Ｖ带; 2确定大小带轮基准直径由1选择知小带轮基准直径d d1的取值范围为112~140mm,又由教材表6-5知此范围内d d1只有112mm 、125mm 、140mm 三种取值,现选取d d1=125mm;则：根据教材表6-2选从动轮基准直径d d2=280mm; 3验算带速带速在5~25m/s 范围内,带速合适; 4求V 带的基准长度和中心距初定中心距的取值范围0283.5810a ≤≤,现取初定中心距a 0=500mm 带的初定长度：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 带传动的中心距：d d0016001648500476mm 22L L a a --≈+=+=取实际中心距a =476mm中心距变动范围为452~500mm 5验算小轮包角α1=°>120°,合适;6确定带的根数查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =5根7计算单根Ｖ带的预紧力 查教材表6-1得q =m,则： 8计算带轮轴上的压力 9带轮结构设计略 6-8解： 1求链节数由教材表6-9查得链节距p=取链节数L p=1322求链所能传动的最大功率由教材图6-25查得P0=10kW,查表6-11得K A=,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：1链节数L p=132；2链所能传动的最大功率P=10kW;6-9解：由教材表6-9查得链节距为p=的链号为12A由n1=min、链号12A查教材图6-25可得P0=20kW6-10解：由教材表6-9查得满足极限载荷Q = 50kN的链号为16A,链节距为p=由教材图6-25查得P0=40kW,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：链能传递的功率为;6-11解：1选择链号由传动比i= 3查教材表6-10 取z1=25,则z2=i z1=3×25=75查表6-11取K A=,查表6-12取K z=,单排链取K m=1,由式6-22b得根据P0=和n l=720r/min查教材图6-25可选链号10A2确定润滑方式由表6-9查得链节距p=答：由链号10A,v=s,查图6-26,可选择油浴或飞溅润滑;6-12解：1两轮的合理转向如图所示2两轮的包角如图所示3V带与带轮接触处的弯曲应力分布如图所示,σb1＞σb24载荷过大时,打滑首先出现在小带轮处;由于小带轮上的包角小于大带轮上的包角,因此小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力,故打滑首先出现在小带轮处5d11 3.1410014607.64m/s 601000601000πd n v ⨯⨯===⨯⨯,带速在5~25m/s 范围内,带速合适6-13解：图a 、b 、c 所示的链传动布置中链轮均按逆时针旋转七、齿轮传动7-1 判断题1√ 2× 3× 4√ 5× 6× 7× 8√ 9× 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16× 17× 18√ 19× 20× 21× 22× 23× 24× 25× 26× 27√ 28× 29× 30√ 31× 32√ 33× 34× 35× 7-2 填空题1基圆,基圆 220° 3等于,大于 4恒定,不变 5两轮的模数相等、压力角相等 6≥1,实际啮合线段/基圆齿距 7轴向力,8°～25° 8两轮的模数相等、压力角相等、螺旋角大小相等方向相反9右,14°30′,3mm 10相切,相割,相离11正,弯曲 1217 13少,小 14≤350HBS,齿面点蚀 15轮齿折断 16高20～50HBS,5～10mm 17齿面磨损 18硬度 19相反,相同 20相同,不同 21多 22 2320～40 24少,大,弯曲 25浸油 2610 27直径大小 28500 29铸造30同时参加啮合的齿对数 7-3 选择题1B 2C 3A 4C 5B 6B 7C 8B 9C 10D 11D 12D 13A 14D 15B 16D 17A 18C 19A 20C 21A 7-4解：1啮合线N 1N 2如图所示；2节点P 如图所示；3两轮的节圆如图所示 7-5解：分度圆直径：11 2.52050mm d mz ==⨯=,22 2.540100mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021) 2.555mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25) 2.543.75mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯= 基圆直径：b11cos 50cos 2046.985mm d d α==⨯= 标准中心距：125010075mm 22d d a ++=== 答：两轮的分度圆直径分别为50mm 、100mm,两轮的齿顶圆直径分别为55mm 、105mm,两轮的齿根圆直径分别为、,两轮的基圆直径分别为、,标准中心距为75mm;7-6解： 模数：12221204mm 2040a m z z ⨯===++ 分度圆直径：1142080mm d mz ==⨯=,22440160mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021)488mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25)470mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯=答：两轮的模数为4mm,两轮的分度圆直径分别为80mm 、160mm,两轮的齿顶圆直径分别为88mm 、168mm,两轮的齿根圆直径分别为70mm 、150mm;7-7解：1验算齿面接触疲劳强度查表7-6取载荷系数K =,查表7-7取弹性系数Z E =22175325z u z ===,275mm b b ==,1132575mm d mz ==⨯= []Hlim H H S σσ=,查表7-4取Hlim1580MPa σ=、Hlim2300MPa σ=,Hlim Hlim2300MPa σσ== 查表7-8取H 1.1S =,[]Hlim H H300272.73MPa 1.1S σσ===满足齿面接触强度要求; 2验算齿根弯曲强度查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=[]FFE F S σσ=,查表7-4取FE1450MPa σ=、FE2230MPa σ=,查表7-8取F 1.25S =[]FE1F1F450360MPa 1.25S σσ===,[]FE2F2F 230184MPa 1.25S σσ=== 满足齿根弯曲强度要求;答：齿面接触强度和齿根弯曲强度均满足 7-8解：开式齿轮传动主要失效形式是齿面磨损和齿根折断, 由[]1Fa SaF F 212KTY Y bm z σσ=≤得齿轮所能传递的最大转矩21F 1max Fa Sa[]2bm z T K Y Y σ=⋅查表7-6取载荷系数K =,b =b 2=40mm查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=考虑磨损对齿厚的影响[]FE F F0.7S σσ=⨯,查表7-4取FE1FE2120MPa σσ==,查表7-8取F 1.3S =F1Fa1Sa 2[]64.6214.232.91 1.56Y Y σ==⨯,F2Fa2Sa2[]64.6216.362.27 1.74Y Y σ==⨯,F F1F2Fa Sa Fa1Sa1Fa2Sa2[][][]min ,14.23Y Y Y Y Y Y σσσ⎧⎫==⎨⎬⎩⎭齿轮传动传递的最大功率1max 1max 66118583.33500.62kW 9.55109.5510T n P ⋅⨯===⨯⨯ 答：该齿轮传动所能传递的最大功率为; 7-9解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选小齿轮材料用38SiMnMo 调质,硬度为260HBS,σHlim1=720MPa,σFE1=590MPa,大齿轮材料为40Cr 调质,硬度为230HBS,σHlim2=700MPa,σFE2=580MPa;属软齿面传动,二者的硬度差为30HBS;2由表7-8取S H =,S F =,许用应力[]Hlim1H1H720654.55MPa 1.1S σσ===,[]H2700636.36MPa 1.1σ== []FE1F1F590472MPa 1.25S σσ===,[]F2580464MPa 1.25σ== 2按齿面接触强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=25,z 2=iz 1=×25=80,实际传动比80 3.225i ==3小齿轮传递的转矩 4计算小齿轮分度圆直径由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 1φ=,由表7-7取弹性系数Z E =2,则：5模数1153.24 2.13mm 25d m z ===,由表7-1取标准值m = 齿轮分度圆直径：11 2.52562.5mm d mz ==⨯=,22 2.580200mm d mz ==⨯=6齿宽d 1162.562.5mm b d φ==⨯=,取b 2=63mm,b 1=68mm7中心距3验算轮齿的弯曲强度由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2= 故所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-10解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4大、小齿轮材料均选用40Cr 调质后表面淬火,小齿轮齿面硬度为52HRC,σFE1=720MPa,大齿轮齿面硬度为50HRC,σFE2=700MPa;属硬齿面传动;2由表7-8取S F =,考虑磨损对齿厚的影响,许用应力[]FE F F0.7S σσ=⨯[]FE1F1F7200.70.7403.2MPa 1.25S σσ=⨯=⨯=,[]F27000.7392MPa 1.25σ=⨯= 2按齿轮弯曲强度设计1齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=73,实际传动比73 4.2917i ==2小齿轮传递的转矩 3计算齿轮模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.6φ=由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=Fa1Sa1F1 3.07 1.530.0116[]403.2Y Y σ⨯==,Fa2Sa2F2 2.26 1.750.0101[]392Y Y σ⨯== 由表7-1取m =3mm 4齿宽d 10.631730.6mm b d φ==⨯⨯=,取b 2=32mm,b 1=37mm其他计算从略; 7-11解： 螺旋角：n 12()4(2150)arccos arccos 184********m z z a β+⨯+'''===⨯ 分度圆直径：n 1142188.73mm cos cos184748m z d β⨯==='''齿顶圆直径：a11n 288.732496.73mm d d m =+=+⨯= 齿根圆直径：f11n 2.588.73 2.5478.73mm d d m =-=-⨯=答：螺旋角为847418'''︒,分度圆直径分别为、,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、;7-12解：小齿轮传递的转矩：6611109.55109.551079583.33N mm 1200P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小齿轮分度圆直径：n 1132886.96mm cos cos15m z d β⨯=== 圆周力：1t1t 212279583.331830.34N 86.96T F F d ⨯==== 径向力：t1n r1r2tan 1830.34tan 20689.69N cos cos15F F F αβ⨯==== 轴向力：a1a 2t1tan 1830.34tan15490.44N F F F β===⨯= 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,径向力为,轴向力为;7-13解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选大、小齿轮材料均用40Cr,并经调质后表面淬火,齿面硬度为50~55HRC,σHlim1=σHlim2=1200MPa,σFE1=σFE2=720MPa,属硬齿面传动;2由表7-8取S H =1,S F =,许用应力[][]Hlim1H1H2H12001200MPa 1S σσσ====,[][]FE1F1F2F 720576MPa 1.25S σσσ==== 2按齿根弯曲强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=61,实际传动比61 3.5917i ==3小齿轮传递的转矩 4初选螺旋角β=15o 5计算法向模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.5φ= 当量齿数：1v1331718.86cos cos 15z z β===,v236167.69cos 15z == 由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=[]Fa1Sa1F1 2.97 1.550.0080576Y Y σ⨯==,[]Fa2Sa2F2 2.29 1.730.0069576Y Y σ⨯== 由表7-1取标准值m n = 6中心距n 12() 2.5(1761)100.94mm 2cos 2cos15m z z a β+⨯+===⨯,取实际中心距a =101mm7修正螺旋角 8齿轮分度圆直径n 11 2.51744.03mm cos cos15739m z d β⨯===''',n 22 2.561157.97mm cos cos15739m z d β⨯==='''9齿宽d 10.544.0322.02mm b d φ==⨯=,取b 2=25mm,b 1=30mm3验算齿面接触强度由表7-7取弹性系数Z E =2 所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-14解：分度圆锥角：11219arctanarctan 26335438z z δ'''===, 分度圆直径：1151995mm d mz ==⨯=,22538190mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a1112cos 9525cos 263354103.94mm d d m δ'''=+=+⨯⨯= 齿根圆直径：f1112.4cos 95 2.45cos 26335484.27mm d d mδ'''=-=-⨯⨯=锥距：1106.21mm 2R === 齿顶角和齿根角：a f 1.2 1.25arctan arctan 31359106.21m R θθ⨯'''====顶锥角：a11a 26335431359294753δδθ'''''''''=+=+= 根锥角：f 11f 26335431359231955δδθ'''''''''=-=-=答：分度圆锥角分别为453326'''︒、66263'''︒,分度圆直径分别为95mm 、190mm,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、,锥距为,齿顶角和齿根角为95313'''︒,顶锥角分别为357429'''︒、50466'''︒,根锥角为559123'''︒;7-15解：小锥齿轮传递的转矩：661139.55109.551029843.75N mm 960P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小锥齿轮分度圆直径：11425100mm d mz ==⨯= 小锥齿轮分度圆锥角：11225arctan arctan 22371160z z δ'''=== 小锥齿轮齿宽中点的分度圆直径：m111sin 10050sin 22371180.77mm d d b δ'''=-=-=圆周力：N d T F F m t t 98.78377.8075.29843221121=⨯=== 径向力、轴向力：N F F F t a r 28.248117322cos 20tan 98.738cos tan 1121='''︒⨯︒⨯===δα 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,齿轮1的径向力和齿轮2的轴向力为,齿轮1的轴向力和齿轮2的径向力为;7-16解：1两图在K 点的圆周力和轴向力的方向如图所示 2两图各轮的转向如图所示 3斜齿轮的旋向如图所示 7-17解：1齿轮2的轮齿旋向及转动方向如图所示 2两轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-18解：1从动轮2的转动方向如图所示 2各轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-19解：1其它各轴的转向如图所示2齿轮2、3、4的轮齿旋向如图所示3各轮齿在啮合处的三个分力方向如图所示7-20解：1斜齿轮3和斜齿轮4的轮齿旋向如图所示2圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各力的方向如图所示八、蜗杆传动8-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8×9× 10√ 11× 12× 13√ 14× 15√8-2 填空题1斜,齿轮 2低,好,1、2、4、6 3越大 4低5合金钢,渗碳淬火,锡青铜 6m a1=m t2=m,αa1=αt2=α ,γ=β旋向相同7斜齿轮齿条的啮合 8mq 9直径系数 10蜗轮11浸油,压力喷油8-3 选择题1C 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12D 13B 14A15A 16A 17A 18B8-4解：1各图未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向如图所示2a图蜗轮左旋,b图蜗杆左旋,c图蜗轮右旋,d图蜗轮右旋3各图蜗杆和蜗轮在啮合点处的各分力方向如图所示a bc d8-5解：1各轮的转动方向如图所示2斜齿圆柱齿轮3、4和蜗轮2、6的轮齿螺旋线方向如图所示 8-6解：25.1345312===z z i ,()()m m 5.157531055.05.02=+⨯⨯=+=z q m a 答：传动比为,标准中心距为; 8-7解：11轮为左旋,2轮为右旋,4轮为顺时针转动 22轮各分力的方向如图所示 3根据中心距相等2cos 2)(4321d d z z m a n +=+=β,解得9105120'''=β根据γtan 33mz d =,解得6381110'''=γ 34341213434ηηi i T i T T == 解得m N 03.4394⋅=T答：斜齿轮螺旋角为12°50′19″,蜗杆导程角11°18′36″,作用在蜗轮上转矩为·m8-8解：1蜗杆旋向如图所示,蜗轮右旋 2蜗轮啮合点处各力的方向如图所示3轴向力和圆周力方向反向,径向力方向不变 4m m 64881=⨯==mq d ,m m 48060822=⨯==mz d ,mm 272248064221=+=+=d d a 答：蜗杆的分度圆直径为64mm,蜗轮的分度圆直径为480mm,传动的中心距为272mm;九、轮系9-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8√ 9√ 10× 9-2 填空题1固定 2周转 3首轮,末 4行星,差动 5行星,差动 6定轴,差动,行星 7行星轮,中心轮 8行星架 9－n H ,转化轮系 10大,简单 9-3 选择题1A 2B 3B 4C 5A 6B 9-4解：1根据213d r r +=和齿轮1、2、3模数相同得：60202202213=⨯+=+=z z z 2该轮系为定轴轮系,其传动比为： 3min r/45.1773.51001515===i n n 4各轮转向如图所示答：齿轮3的齿数为60,轮系的传动比为,n 5大小为min,各轮的转向如图所示; 9-5解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为：2各轮转向如图所示答：n 4的大小为min,各轮的转向如图所示; 9-6解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为： 2各轮转向如图所示答：n 8的大小为40r/min,各轮的转向如图所示; 9-7解：1该轮系为周转轮系,其传动比为： 25.128010003113－－===n n i 答：n 3=－80 r/min ,i 13=－; 9-8解：1根据2231r r r r ++='和各轮模数相等得：202025652213==='－－－－z z z z 2该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相同答：齿轮3的齿数为20,n H 的大小为min,n H 的转向与n 1相同; 9-9解：该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相反答：行星架H 的转速的大小为min,n H 的转向与n 1相反; 9-10解：1该轮系为周转轮系,其自由度F =3n ―2p l ―p h =3×4―2×4―3=1,该轮系为行星轮系2该轮系为周转轮系,其传动比为：208013213231H 13－－－－－====z z z z z z n n n n i H H ,03=n =H i 1 5n 1与n H 转向相同答：图示轮系为行星轮系,轮系的传动比为5,n 1与n H 转向相同;十、轴承10-1 判断题1× 2√ 3× 4√ 5× 6√ 7× 8√ 9√ 10× 11√ 12√ 13× 14× 15√ 10-2 填空题1滑动,滚动 2承受轴向载荷,轴向承载,越大3外圈,内圈,滚动体,保持架 4阻力小,冲击 5向心,推力 660 7深沟球轴承,6312 8轴向承载 9点蚀,磨损,塑性变形 10接触式,非接触式 11外圈,承载 12液体摩擦,非液体摩擦 13向心,推力 14散热,减小接触应力,吸振,防锈 15内表面 16间歇,低,轻 17滑动18形成楔形油楔,相对运动,有一定粘度的润滑油 19低,高 20磨损,胶合10-3 选择题1D 2A 3A 4D 5C 6B 7B 8A 9C 10B 11A 12A 13A 14A 15B 16C 17A 18A 19A 20A 21A22D 23C 24A 25A 26C 27A 28A 29B 30A 10-4解： 1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选6207轴承,查教材附表3得6207轴承的C =25500N,C 0r =15200N2求当量动载荷F a /C or = 720/15200= ,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求e 值0.220.260.220.0470.0280.0560.028e --=--,0.247e = F a /F r =720/1770=>e ,由教材表10-7查得X =,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求Y 值1.99 1.71 1.990.0470.0280.0560.028Y --=--, 1.8Y = P =XF r +YF a =×1770+×720=3求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p = 所选轴承6207不合适改选6307轴承按照上述步骤重新计算,此处不再详细计算,只给出计算结果如下：C =33200N,C 0r =19200N,F a /C or = ,e =,F a /F r =>e ,X =,Y =,P =,L h =12089h>6000h答：所选轴承6307合适 10-5解：P =F r =1500N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,查教材附表3得6309轴承的C =52800N答：该轴承满足使用寿命要求 10-6解： 1选择轴承根据轴承类型为角接触球轴承和轴颈70mm 从表中选择7214C 轴承 2计算轴承寿命P =40600N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,从表中查得7214C 轴承的C =69200N3判断轴承的压紧和放松当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松答：1选择7214C 轴承；2轴承寿命为13340h ；3当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松;10-7解：1求轴承所受的径向力80802800933.3N 240240r rC F F ⨯===,2800933.31866.7N rD r rC F F F =-=-= 2确定轴承内部附加轴向力的方向：S C 向左,S D 向右 3求轴承的内部附加轴向力S C ==×=,S D ==×=4求轴承的轴向力A +S D =750+=>>S C ,所以轴承C 被压紧,轴承D 被放松 F aC = A +S D =,F aD = S D =答：F aC =,F aD =10-8解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向左,S2向右2求轴承的内部附加轴向力S1==×1400=952N,S2==×900=612N3求轴承的轴向力A+S2=800+612=1412N>952N>S1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松F a1= A+S2=800+612=1412N,F a2= S2=612N4求轴承的当量动载荷查教材表10-7知7210AC轴承的e=F a1/ F r1＝1412/1400＝>= e,查教材表10-7取X1＝,Y1＝F a2/ F r2＝612/900＝= e,查教材表10-7取X2＝1,Y2＝0P1＝X1F r1+Y1F a1=×1400+×1412=P2＝X2F r2+Y2F a2=1×900+0×612=900NP=max{P1,P2}=5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,查教材附表4得7210AC轴承的C=40800N, 答：该轴承的寿命为;10-9解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左2求轴承的内部附加轴向力查设计手册得30212轴承的e=,Y=S1=F r1 /2Y=4800/3=1600N,S2=F r2 /2Y=2200/3=,3求轴承的轴向力A+S1=650+1600=2250N>>S2,所以轴承2被压紧,轴承1被放松F a1=S1=1600N,F a2= A+S1=2250N4求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝1600/4800＝<= e,查教材表10-7取X1＝1,Y1＝0F a2/ F r2＝2250/2200＝>= e,查教材表10-7取X2＝,Y2＝P1＝X1F r1+Y1F a1=1×4800+0×1600=4800NP2＝X2F r2+Y2F a2=×2200+×2250=4255NP=max{P1,P2}=4800N5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,10-9取f p=,查教材附表5得30212轴承的C=102000N, 答：该对轴承合适10-10解：1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选30207轴承,查设计手册得30207轴承的e=,Y=,C=54200N2求轴承所受的径向力119519527102072.4N 60195255rr FF⨯===+,2127102072.4637.6Nr r rF F F=-=-=3确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左4求轴承的内部附加轴向力S1=F r1 /2Y==,S2=F r2 /2Y==,5求轴承的轴向力A +S 2=960+=>>S 1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松 F a1=A +S 2=,F a2= S 2=6求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝＝>= e ,查教材表10-7取X 1＝,Y 1＝ F a2/ F r2＝＝<= e ,查教材表10-7取X 2＝1,Y 2＝0 P 1＝X 1F r1+Y 1F a1=×+×= P 2＝X 2F r2+Y 2F a2=1×+0×= P =max{P 1,P 2}=7求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,10-9取f p = 答：选用30207轴承合适 10-11解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn10P1,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =10m/s2选择轴承宽径比据径向滑动轴承宽径比的选择范围,选取B/d =1,B =1×100 =100mm 3验算轴承工作能力 压强p 的验算：[]r 200002MPa<15MPa=100100F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 20000120012.57MPa m/s<15MPa m/s=1910019100100F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.1410012006.28m/s<10m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理10-12解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn5Pb5Zn5,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =8Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =3m/s2验算轴承工作能力 压强p 的验算：[]r 50000.16MPa<8MPa=200160F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 50003000.39MPa m/s<15MPa m/s=1910019100200F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.141603002.51m/s<3m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理 10-13解： 1查许用值查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s 2由压强p 确定的径向载荷 3由pv 确定的径向载荷答：轴承的主要承载能力由pv 确定,由2和3可知,该轴承的最大径向载荷为23875N;十一、轴11-1 判断题1× 2× 3× 4× 5√ 6√ 7× 8√ 9√ 10√ 11× 12× 13× 14× 15√ 11-2 填空题1转轴,心轴,传动轴 2心,转 3回转 4轴径5轴向定位,工作 6相对转动,键连接,花键连接 7轴端,轴向 83nPC d ≥ 9[]w 1-3e e 1.0σσ≤=d M 10应力集中 11-3 选择题1A 2A 3A 4A 5B 6A 7B 8A 9A 10C 11A 12A 13A 14A 15A 16A 11-4解：材料为40Cr 的传动轴,C 取小值98,则：07mm .5280129833=⨯=≥n P C d ,圆整为标准值取d =56mm答：轴的直径可取56mm; 11-5解：由[]3T 62.01055.9nP d τ⨯≥得[]631055.92.0⨯≤nd P T τ,则： 答：该轴能传递的最大功率为; 11-6解： 1计算支反力425.5r/min 1212==n z z n ,mm 246886N 1055.9262⋅=⨯=n PT 圆周力F t ：N 21667632468862222t =⨯⨯==d T F 合力F n ：N 230520cos 2166cos 0t n ===αF F 支反力：N 5.11522n r2r1===FF F2计算弯矩并绘制弯矩图。
机械设计基础 第十三章 轴承
油性：指润滑油吸附在接触表面的能力 非全液体润滑时，润滑油的油性对防止金属磨 损起着主要作用。
润滑脂选择原则：
(1) 轻载高速时选针入度大的润滑脂，反之 选针入度小的润滑脂。
(2) 所用润滑脂的滴点应比轴承的工作温度高 约20~30℃。
3、固体润滑剂 轴承在高温，低速、重载情况下工作，
不宜采用润滑油或脂时可采用固体润滑剂。 常用：石墨、聚四氟乙烯、二硫化钼、二硫化钨等。
使用方法： (1) 调配到油或脂中使用； (2) 涂敷或烧结到摩擦表面； (3) 渗入轴瓦材料或成型镶嵌在轴承中使用。
选择粘度时，应考虑如下基本原则：
(1) 压力大、温度高、载荷冲击变动大 →粘度大的润滑油。
例：机床、发电机、轧钢机、大型电机、 内燃机、铁路机车、仪表等。
§13—2 滑动轴承的结构
一、向心滑动轴承
1、整体式向心滑动轴承
2、剖分式向心滑动轴承
适于低速、轻载或间隙工作的机器。 3、自动调心式向心滑动轴承
剖分式径向滑动轴承装拆方便，轴瓦磨损后 可调整剖分面处的垫片来调整轴承间隙。
4、调隙式向心滑动轴承
→硬晶粒起耐磨作用，软基体则增加材料的塑性。
特点：嵌入性、顺应性最好，抗胶合性好，但机械强度较低。
∴ 作为轴承衬浇注在软钢或青铜轴瓦的表面。——价格较贵
(5) 多孔质金属材料（粉末冶金）——含油轴承 原理：利用铁或铜和石墨粉末、树脂混合 经压型、烧结、整形、浸油而制成。
特点：组织疏松多孔，孔隙中能大量吸收润滑油， ∴ 称含油轴承，具有自润滑的性能。
间歇供油: 油壶或油枪
连续供油: (1) 滴油润滑 可调节油量!
陈立德版机械设计基础第13、14章课后题答案
第13章机械传动设计13.1简述机械传动装置的功用。
答： (1) 把原动机输出的速度降低或增速。
（2) 实现变速传动。
（3）把原动机输出转矩变为工作机所需的转矩或力。
（4）把原动机输出的等速旋转运动，转变为工作机的转速或其它类型的运动。
（5）实现由一个或多个原动机驱动若干个相同或不同速度的工作机。
13.2选择传动类型时应考虑哪些主要因素？答：根据各种运动方案，选择常用传动机构时，应考虑以下几个主要因素：（1）实现运动形式的变换。
（2）实现运动转速（或速度）的变化。
（3）实现运动的合成与分解。
（4）获得较大的机械效益。
13.3常用机械传动装置有哪些主要性能？答：（1）功率和转矩；（2）圆周速度和转速；（3）传动比；（4）功率损耗和传动效率；（5）外廓尺寸和重量。
13.4机械传动的总体布置方案包括哪些内容？答：总体布置方案包括合理地确定传动类型；多级传动中各种类型传动顺序的合理安排及各级传动比的分配。
13.5简述机械传动装置设计的主要内容和一般步骤。
答：（1）确定传动装置的总传动比。
（2）选择机械传动类型和拟定总体布置方案。
（3）分配总传动比。
（4）计算机械传动装置的性能参数。
性能参数的计算，主要包括动力计算和效率计算等。
（5）确定传动装置的主要几何尺寸。
（6）绘制传动系统图。
（7）绘制装置的装配图。
第14章轴和轴毂连接14.1轴按功用与所受载荷的不同分为哪三种？常见的轴大多属于哪一种？答：轴按功用与所受载荷不同可分为心轴、传动轴和转轴三类。
常见的轴大多数属于转轴。
14.2轴的结构设计应从哪几个方面考虑？答：轴的结构设计应从以下几方面考虑：（1）轴的毛坯种类；（2）轴上作用力的大小及其分布情况；(3)轴上零件的位置、配合性质以及连接固定的方法；（4）轴承的类型、尺寸和位置；（5）轴的加工方法、装配方法以及其它特殊要求。
14.3制造轴的常用材料有几种？若轴的刚度不够，是否可采用高强度合金钢提高轴的刚度？为什么？答：制造轴的常用材料有碳素钢和合金钢。
第十三章 轴讲解
第十三章轴讨论题13-1 解：此轴系有以下四方面的错误结构：一、转动件与静止件接触1）端盖内孔与轴之间须有间隙，同时应有密封装置，轴承采用脂润滑，可采用毛毡密封；2）套筒与轴承外圈之间不能接触；二、轴上零件未定位、固定3）套筒顶不住齿轮，故与齿轮轮毂相配合的轴段长度应比齿轮轮毂宽度短(2~3)mm，以确保套筒压在齿轮的端面上；4）联轴器未定位，应设置定位轴肩；5）应设置与联轴器周向固定的键联接，才能传递转矩；6）轴承内圈不需双向轴向定位，卡圈无用；三、工艺不合理（加工）7）精加工面过长，且装拆轴承不便，应设置非定位轴肩；8）联轴器孔未打通；9）要避免螺栓受附加弯矩作用，螺栓的接合面应平整，为区别加工面-非加工面，轴承盖的接合面须凸起(2~5)mm；（安装）10）轴肩过高，无法拆卸轴承，故定位轴承内圈的轴肩不能超过内圈厚度；11）键过长，套筒无法装配，键长应比轮毂宽度小(5~10)mm；（调整）12）无法调整垫片，无法调整轴承游隙；四、润滑与密封的问题13）齿轮油润滑，轴承脂润滑应设置挡油环，防止箱体内的热油进入轴承孔内，常代润滑脂，14）无密封见1）。
13-2 解：1）求中间轴两齿轮上的作用力图a)同轴式与图b) 展开式两减速器由于两齿轮尺寸参数所受的扭矩相同，各力大小均相等。
圆向力F t2=2000T2/d2=2000×500/490.54=2039N径向力F r2=F t2tanαn/cosβ2=2039×tan20°/cos9°22′=752N轴向力F a2=F t2tanβ=2039×tan9°22′=336N齿轮3圆周力F t3=2000T2/d3=2000×500/122.034=8194N径向力F r3=F t3tanαn/cosβ=8194×tan20°/cos10°28′31′′=3033N轴向力F a3=F t3tanβ3=8194×tan 10°28′33′′=1515N2）中间轴的受力图：a)同轴式b)展开式3）计算轴承反力同轴式减速器：R AH=F r3(L2+L3)+F r2L3+M a3-M a2/(L1+L2+L3)M a2=F a2d2/2=336×490.54/2=82411N·mmM a3=F a3d3/2=1515×122.034/2=92441N·mm若R AH=(3033×2L+752L+92441-82411)/3L=2303N R BH=F r3+F r2-R AH=752+3033-2303=1482NR VH=(F t3×2L-F t2L)/3L=(8194×2L-2039L)/3L=4783N R BV=F t3-F t2-R AV=8194-2039-4783=1372NA轴承的反力F RA=22AVAHRR+=2247832303+=5308NB轴承的反力F RB=22BVBHRR+=2213721482+=2020N展开式减速器R AH=(F r3*2L+M a2+M a3-F r2*L)/3L=3033×2L+92441+82411-752L/3L=2351NR BH=R AH-F r3+ F r2=2354-3033+752=72NR AV=(F t3*2L+ F r2*L)/3L=(2×8194+2039)/3=6142N R BV= F t3+F t2-R AV=8194+2039-6142=4091NA轴承的反力F RA=22AVAHRR+=2261422354+=6576NB轴承的反力F RB=22BVBHRR+=22409173+=4092N由以上计算可知道：展开式减速器中间轴两个轴承的反力均大于同轴式减速器的轴承思考题及习题13-1 解：Ⅰ轴为联轴器中的浮动轴，工作时主要受转矩作用，由于安装误差产生的弯扭很小，故Ⅰ轴为传动轴。
机械设计习题 第十三章
⑾联轴器轴向位置不确定；
⑿联轴器周向位置不确定；
⒀轴承内、外圈剖面线方向错误；
⒁加工面过长，应设非定位轴肩；
⒂轴承处未加挡油环；
⒃同4
一、选择题：
1．滚动轴承内圈与轴颈、外圈与座孔的配合。
A．均为基轴制B.前者基轴制,后者基孔制 C.前者基孔制,后者基轴制
2．滚动轴承的基本额定寿命是指同一批轴承中的轴承能达到的寿命。
A． 90%B．95%C.ห้องสมุดไป่ตู้0%
3．不是滚动轴承预紧的目的。
A．提高旋转精度B.减轻振动噪音C.降低摩擦阻力
4.对滚动轴承的密封，不能起到的作用。
A．深沟球轴承B．圆锥滚子轴承C．圆柱滚子轴承
11．不宜用来同时承受径向载荷和轴向载荷。
A．圆锥滚子轴承B．角接触球轴承C．圆柱滚子轴承
12．某轮系的中间齿轮（惰轮）通过一滚动轴承固定在不转的心轴上，轴承内、外圈的配合应满足。
A．内圈、外圈配合均较紧B．内圈与心轴较紧、外圈与齿轮较松C．内圈与心轴较松、外圈与齿轮较紧
13．可采用滚动轴承。
A．大型低速柴油机曲轴B．大型水轮发电机推力轴承C．轧钢机轧辊轴承
14．滚动轴承的类型代号由表示。
A．数字 B．数字或字母 C．数字加字母
15．深沟球轴承，内径100mm，宽度系列O，直径系列2，公差等级为O级，游隙O组，其代号为。
A．60220B．6220/P0C．6220
16．一角接触球轴承，内径85mm，宽度系列O，直径系列3，公差等级为6级，游隙2组，接触角150，其代号为。
故：所选轴承满足寿命要求。
四、结构分析题：
①轴上无倒角，轴上零件不便装配；
②端盖的加工面与非加工面未分开；
浙江大学《机械设计基础》第十三章概念自测题
基本概念自测题一、 填空题1、按摩擦性质轴承分为 _________和 _________两大类。
2、按滑动表面润滑情况，有 _________、 _________ 和 _________三种摩擦状态，其3 摩擦系 数一般分别为_________、 _________和 _________。
、按承受载荷的方向承受径向载荷的滑动轴承称为滑动轴承，承受轴_________4 向载荷的滑动轴承称为_________滑动轴承。
、抗振性 、噪声、与滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力___________________________、寿命 _________，在液体润滑条件下可 _________速运转。
5 、在一般机器中，摩擦面多处于干摩擦、边界摩擦和液体摩擦的 混合状态，称 为 _________摩擦或 _________ 摩擦。
6、向心滑动轴承的结构形式有 _________式、 _________ 式和 _________式三种，剖分式滑动轴承便于轴 _________和调整磨损后 __________________ ，应用广泛。
7、滑动轴承油沟的作用是使润滑油_________；一般油沟不应开在轴承油膜_________ 区内，油沟应有足够的轴向长度，但绝不能开通轴瓦。
和 ，此外还有_________等。
8、轴瓦的主要失效形式是_________________、_________________9、为保证轴承正常工作，要求轴承材料有足够的_________和_________性，_________ 性 和 _________性 好，耐 _________和抗 _________ 能力 强，导 _________ 性好，容易 _________，且易于加工。
10、轴承材料有 _________、_________和 _________。
金属材料包括 _________、_________和 _________等。
《机械设计》讲义(第八版)濮良贵(第13章)
第十三章滚动轴承§１３—１概述：1．优点：〔与滑动轴承相比〕摩擦小，功耗低，起动、正反转容易。
2．滚动轴承的结构： P.307.图13-11〕内圈：装在轴颈上，一般随轴颈转动。
2〕外圈：装在轴承座中，一般固定。
3〕滚动体：处于内外圈之间，将内外圈的相对转动变成滚动体在滚道上的滚动。
4〕保持架：均匀地隔开滚动体，有二种：4．轴承设计：§１３—２1．类型12321〕α：2〕β：轴承实际承受的径向载荷R与轴向载荷A的合力与半径方向的夹角。
5．性能与特点：滚动轴承类型很多，常用轴承性能及特点，见： 09. 表13-1.二．滚动轴承的代号：滚动轴承类型很多，每种类型又有多种不同的结构，尺寸及公差等级，为统一表征各类轴承的特点，GB/T 272-1993 规定轴承代号由以下三局部组成：1．根本代号：1①代号内径②可见2代号系列3① O表示正常宽度系列：a. 一般轴承，表示正常宽度的O可不标b. 对调心及圆锥滚子轴承，代号O应标出②直径系列中也含轴承宽度，但该宽度是随直径的相应变化注：直径系列代号和宽度系列代号统称为尺寸系列代号4〕类型代号：表示轴承的类型〔数字或字母〕。
以下几种应记住1 ──调心球轴承 3 ──圆锥滚子轴承6 ──深沟球轴承7 ──角接触球轴承N ──圆柱滚子轴承1012．后置代号：用数字或字母表示轴承的结构,公差及材料的特殊要求,很多04.表13-2)以下仅介绍几个常用代号1〕内部结构代号：〔字母〕表示同类轴承的不同内部结构。
如：角接触球轴承代号 C AC B接触角 15° 25° 40°2〕公差等级代号：表示公差等级，共6级代号 /P2 /P4 /P5 /P6 /P6x /P0公差等级 2级 4级 5级 6级 6x级 0级〔精度渐低〕〔0级为普通级，在轴承代号中不标〕3〕游隙代号：表示轴承的径向游隙，共6个组别代号 /C1 /C2 /C0 /C3 /C4 /C5游隙组别 1组 2组 0组 3组 4组 5组〔径向游隙渐大〕〔0组是常用游隙组别，在轴承代号中不标〕3．前置代号：用字母表示轴承的分部件〔套圈、滚动体与保持架组件等〕。
机械设计与理论：第13章 链传动
§13-5 链的受力、失效和许 用功率
一、链的受力
• 与带传动相似，链传动工作时，链的两边形成 紧边和松边。紧边和松边所受的拉立分别为F1 和F2： F1=Ft+Fc+Ff , F2=Fc+Ff
轮芯可用一般钢材或铸铁以节省贵重钢材。采用可拆联接的组合 式链轮的另一优点是轮齿失效后只需更换齿圈即可。
链轮材料
• 可用灰铸铁(不低于HT200)，热处理后硬 度为260--280HB。
• 较多的是用优质碳钢和合金钢如15-50号 钢、15Cr、20Cr、40Cr、35SiMn 、 35CrMo 、45Mn、 ZG310-570钢等，热 处理后硬度均在40HRC和40HRC以上。
• F1为有效圆周力(有效拉力)(N)， • Fc 为离心拉力(N)，Fc=qv2 (其中q为单排链每
米质量kg/m )，当 v≤7m/s 时, Fc可忽略不计; • F一f为般悬不垂大拉，力可(近N)似，取Ff是为由链边自重而产生的，
Ff≈0.1Ft 。
二、链的失效
• 链的疲劳破坏
链是在变应力下工作的，导致链板可能发生疲劳断裂或套筒、滚子表 面产生疲劳点蚀。
滚子链轮轮齿的齿形
链轮几何参数
• 分度圆直径 d ＝ p ／sin(180°／z ) • 齿顶圆直径 da ＝ p (0.54 + cot(180°／z)) • 齿根圆直径 df ＝ d - dr • 式中 p 为节距，z 为齿数。
滚子链轮的结构型式
• 小直径的链轮可采用板式， • 中等尺寸的链轮可采用孔板式， • 大直径的链轮多用组合式，齿圈焊接在或用螺栓联接在轮芯上。
机械设计试题及答案第十三章 轴
13－22在设计工作转速n不高的轴时，应使它的临界转速n。为工作转速n的多少？
（1）0.85 倍以下；（2）0．85～1倍；（3）1～1.5 倍；（4）1．5倍以上。 答案：1．5倍以上 13－23轴的临界角速度为 c，工作角速度为，则对柔性轴而言，有哪种关系？
13－24图示13－3为斜齿轮动力分配箱，动力由I轴输入（功率p1，转速n1）， 轴负载相同），齿轮2、3尺寸相同。试比较： （1）两方案Ⅰ轴受力，画出空间受力图（仅画出各力的方向）。 （2）两方案Ⅰ轴是心轴、传动轴还是转轴? 解：（1）两方案Ⅰ轴受力比较如因13－4所示。 图 13－4为两方案 Ⅰ轴空间受力图。从图 13－4（a）可看出，
例13－25设计某搅拌机 轴（包括选择两端的轴承及外伸端的联轮器），见图 。已知：电动机额定功率 P＝4kw． 转速
n1 ＝750 r／min；低速轴转速n2= 13o r/min；大齿轮节圆直径d 2=300 mm，
宽度B2=90 mm，齿 轮螺旋角＝ 12 ，法面压力角an＝ 20 。要求： （1）完成轴的全部结构设计。 （2）根据弯扭合成理论验算轴的强度。 （3）精确校核轴的危险剖面是否安全。 解：1．求输出轴上的功率P2及扭矩T2 ; P2 =1 2 P 式中 1 ——弹性联轴器传动效率，查机械设计手册， 1 ＝ 0.99； 2——齿轮啮合效率（含轴承效率），查机械设计手册，2 ＝ 0·97； P——电动机功率，由题意 P＝4 kw。 代入上述数据得 低速轴示意图
Ⅱ、Ⅲ轴输出（ Ⅱ、Ⅲ
（a）方案Ⅰ 轴上外载荷除轴向力Fa21和Fa31外，全部自相平衡，整个轴系不受弯矩的作用；（b）方案I 上的外载荷也具有同样的特点，但由于两齿轮对不在同一平面上，则两齿轮之间轴段受有弯矩作用。
机械设计基础(第13章)
25
Ｖ带型号:
(1) 分类 普通Ｖ带：Y、Z、A、B、C、D、E 窄Ｖ带 ： SPZ、SPA、SPB、SPC
(2) 当带弯曲时→中性层带长不变→节面 带楔角φ变化(减小) →带轮轮槽角φ 0＜40°
26
表13-1 普通V带的截面尺寸（GB11544-89）
型号 ZA B C D E F
b
顶宽b
10 13 17 22 32 38 50
bd
节宽 bd
8.5 11 14 19 27 32 42
高度 h
6 8 10.5 13.5 19 23.5 30
楔角φ
40 ˚
φ
每米质量q（kq/m） 0.06 0.01 0.17 0.30 0.62 0.90 1.52
在V带轮上，与所配用V带的节面宽度相对 应的带轮直径称为基准直径d。
1 F2 n1
F2 n2 2
Ff
F1 工作状态 F1
9
2. 紧松边力的大小
分析: 设带在工作前后带的总长不变，
∵紧边由Ｆ0 →Ｆ1→拉力增加，带增长 松边由Ｆ0 →Ｆ2→拉力减少，带缩短
∵总长不变→∴带增长量＝带缩短量 ∴F1－F0＝F0－F2 ; F1＋F2＝２F0 (13-4)
3.摩擦力的方向:
→Kα↓
当L＞特定条件→绕转次数N↓→传动功率↑→ＫL ＞1
当L＜特定条件→绕转次数N↑→传动功率↓→ＫL ＜ 1
当ｉ4.＞单1根→Ｖd2↑带→功σb率2 ↓增→量承△载P力0 ↑→表传（动1功3-率4）↑P.204 → △P0 ＞0
单根Ｖ带的许用功率[Ｐ0]
[P0]= (P0+△P0) KαKL (13-14)
但vmin≥5 m/S (P=Fv/1000)
机 械 设 计第十三章 滚动轴承 课后习题参考答案
第十三章滚动轴承课后习题参考答案13-3解：根据式（13.3），有13-4 解：由于轴径已确定，所以采用验算的方法确定轴承的型号。
初选6207轴承，其基本额定动载荷C=25500N,基本额定静载荷C0=15200N,验算如下：（1）求相对轴向载荷对应的e值和Y值。
根据教材表13-5注1，对深沟球轴承取,则相对轴向载荷在表中介于0.689-1.03之间，对应的e值为0.26-0.28，由于,显然比e大，所以Y值为1.71-1.55（2）用线性插值法求Y值,故X=0.56,Y=1.7(3)求当量动载荷P.取载荷系数，则（4）验算轴承寿命所以所选轴承不能满足说干就干要求。
改选6307轴承重新计算。
结果如下：C=33200N,Co=19200N,Y=1.81,P=2705.95N,Lh =10614.65h>6000h所以选6307轴承可满足设计要求。
13-5解：(1)求派生轴向力Fd根据教材表13-7得(2)计算各轴承轴向力(3)确定X,Y。
根据教材表13-5，因为,所以X1=1,Y1=0.因为，所以X2??? =0.41,Y2=0.87.(4)计算当量动载荷P。
取载荷系数,则（5）计算轴承寿命。
由于题目中未给出轴承的具体代号，不能确定轴承的基本额定静载荷C0,这里选7207AC，查轴承手册得其基本额定动载荷C=29000N.由于P1>P2,所以用P1计算轴承寿命13-6 解：（1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2同教材例题。
（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2。
查轴承手册得30207轴承e=0.37,Y=1.6,Cr=54200N。
根据教材表13-7得（3）求轴承当量动载荷P1和P2，因为?根据教材表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1? X1=0.4,Y1=1.6对轴承2? X2=1,? Y2=0因轴承运转中有中等冲击载荷，按教材表13-6，,取1.5.则（4）计算轴承寿命13-7 解：查滚动轴承样本或设计手册可知6308轴承的基本额定动载荷C=40800N.由于要求寿命不降低的条件下奖工作可靠度提高到99%，所以有由上式得C=68641.55N查滚动轴承样本或设计手册得6408轴承的基本额定动载荷C=65500N,勉强符合要求，故可用来替换的轴承型号为6408。
机械设计基础_孙立鹏_习题第十三章带传动和链传动
第十三章 带传动和链传动题13-1 简答题（1）带传动的带速v 为什么规定在5～25 m/s 范围内？答：因为P = F e v /1000 kW ，故当功率P 确定，v 过小时，则力F e 过大使带的根数过多，故v 不宜小于5m/s 。
而v 过大时，由于离心力过大，带与轮间正压力减小，摩擦力严重下降，带传动能传递的极限有效拉力F e li m 减小，容易使得F e ≥ F e li m 产生打滑，且此时抖动严重，故v 不宜大于25m/s 。
（2）带传动为什么要限制最大中心距、最大传动比、最小带轮直径？ 答：中心距过大，将引起严重抖动。
在中心距一定条件下，传动比大，小带轮包角过小。
带轮直径过小弯曲应力则过大。
故应对三个参数加以限制。
（3）影响链传动动载荷的主要参数是什么？设计中应如何选择？答：影响链传动动载荷的主要参数是链轮齿数、链节距和链轮转速。
设计中采用较多的小链轮齿数，较小的链节距，并限制链轮转速不要过高，对降低动载荷都是有利的。
（4）链传动的传动比写成121221d d z z n n i ===是否正确？为什么？答：不正确。
因zp d ︒=180sin/，故1212d d z z ≠。
题13-2 单根V 带传动的初拉力F 0=354N ，主动带轮的基准直径d d1=160mm ，主动轮转速 n 1=1500r/min ，主动带轮上的包角α1=150°，带与带轮上的摩擦系数为f =0.485。
试求：（1）V 带紧边、松边的拉力F 1和F 2；（忽略带的离心拉力的影响） （2）V 带传动能传递的最大有效拉力F e 及最大功率P 0 。
解答：1．求V 带紧边、松边的拉力F 1和F 2()()559371827182N 708N 3542261824850180150485021021...eF F F F F ...fa=====⨯==+⨯π⨯︒︒⨯解得： F 1=552.703N ， F 2=155.297N2．求V 带传动能传递的最大有效拉力F e li m 及最大功率P 0 (1) 最大有效拉力：N406397N 15593155933542112110...ee F Ff f lim e =+-⨯⨯=+-=αα(2) 带 速：m/s5712m/s 100060150016010006011.n d v =⨯⨯⨯π=⨯π=(3) 最大功率：kW994kW 1000561240639710000 (v)F P lim e =⨯==题13-3 一带传动的大、小带轮的基准直径d 1=100mm ，d 2=400mm ，小带轮转速n 1=1460r/min ，滑动率ε=0.02，传递功率P=10 kW 。
机械设计基础第十三章带传动
3.由带弯曲运动而产生的离心拉应力: FC → σC 由带弯曲运动而产生的离心拉应力 由带弯曲运动而产生的离心拉应力
FC=qV2
→发生在带作圆周运动部分, 作用于带的全长 为限制离心拉应力σ 不过大→限制 限制V 为限制离心拉应力 C不过大 限制 但Vmin≥5 m/S (P=FV/1000) → Vmax≤25m/S
第十三章 带传动
P.204
§13-1 带传动的类型和应用 13 §13-2 带传动工作情况分析 13 §13-5 普通V带传动的计算 13- 普通V §13-7 V带传动的张紧装置 13-
§13-1 带传动的类型和应用
构成 工作原理 : 带轮1,带轮2,环形带 : 靠带与带轮接触弧间的摩擦力 传递运 动和动力 带 α2 带轮2 α 带轮1 α1 d2 ,d1-大小轮直径 α -中心距 α 2 , α 1-大小轮包角 L-带长 计算公式见p.205
(二)弹性滑动与打滑 二
P.211 §13-4
1. 什么是弹性滑动 什么是打滑 什么是弹性滑动, 什么是打滑? 2. 为什么会发生弹性滑动或打滑 是否可以避免 为什么会发生弹性滑动或打滑? 是否可以避免? 3. V1, V2,V带之间的关系如何 为什么 带之间的关系如何?为什么 带之间的关系如何 为什么?
(一)带传动中的力分析 一 带传动中的力分析 初始状态: 一. 初始状态 P.206
P.196~201
(二)弹性滑动与打滑 带两边拉力相等= 带两边拉力相等=F0 → 张紧力 相等
(三)带传动最大有效拉力Fec 带两边拉力不相等 带两边拉力不相等 工作状态: 二. 工作状态 (四)带传动的应力分析 拉力增加→紧边 紧边拉力 拉力增加 紧边 F0↗F1 紧边拉力 (五)带传动的优缺点 拉力减少→松边 松边拉力 拉力减少 松边 F0↘F2 松边拉力
机械设计基础 第13章 带传动
带传动和链传动是通过挠性曳（ye）引元 件，在两个或多个传动轮之间传递运动和动 力。故，也称挠性传动 带传动中所使用的挠性曳引元件为各种形式 的传动带，为摩擦传动。 链传动中所用的挠性曳引元件为各种形式的 传动链。链传动通过链条的各个链节与链轮轮 齿相互啮合实现传动。
§13—1 带传动的类型和应用
1 1
c
dd
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
从动 从动
b1 b1
主动 主动
c c
2
2
σσmxax ma
qV 2 σ C = FC / A = A
v是带速，m/s。
σσ1 1
qV 2 σ C = FC / A = A
σc为v的二次曲线，当v较小时，影响不大。v↑ σc ↑ ， 当v ↑一定时， σc ↑↑，影响巨大。故 v 不可过大。 另：v大，离心力大，带与带轮压紧力↓， Ffmax ↓， 传动能 力↓，故 v 也不可过大。 3. 弯曲应力 带运动到带轮处产生弯曲，有弯曲应力。 σb1 ， σb2
F2 = Fe
1 e
fα 1
−1
Fe = F1 (1 −
1 e
fα 1
)
四、Ffmax大小——为了保证正常工作，需要知道
极限状态下
F f max = F1 − F2 = F2 (e fα1 − 1)
2 F0 = F1 + F2 = F2 (e fα1 + 1)
F1 = e fα 1 F2
两式相除
F f max
1 2
当弹性滑动扩展到整个带轮时，带打滑， Fe > Ffmax 。 开式传动：α1< α2，打滑总是发生在小带轮处 。 打滑可以避免，使 Fe < Ffmax 。 弹性滑动与打滑的区别：原因、现象、后果、能否避免。
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13.2.2 机பைடு நூலகம்类零件性能设计要求
铸铁机架零件常进行时效处理。其目的是在不降低铸铁力学性能的前提下,消除铸 铁的内应力和机械加工的切削应力,从而减少零件使用中的变形,使其具有良好的几 何精度保持性。
铸钢件一般都要经过正火加回火、退火等热处理,热处理的目的是消除铸造内应力 和改善力学性能。结构较复杂、力学性能要求较高的机架多采用正火加回火;形状 简单的机架采用退火;表面粘砂严重、不易清砂的铸钢机架则可用高温均匀化退火。
3.机架类零件的工艺 机架的结构类型主要根据功能要求及其制造方法进行确定。 1)铸造机架特点是结构较复杂,有较好的吸振性和机加工性能,常用于成批生产的中小 型箱体。 2)焊接机架由钢板、型钢或铸钢件焊接而成。其结构较简单,生产周期较短。焊接机 架适用于单件小批量生产及大型箱体。 3)螺栓连接机架和铆接机架适于大型机架零件,也广泛用于需拆卸场合。 4)其他类型机架,如冲压、轧制、锻造机架。冲压机架适于大批量生产的小型、轻载 和结构形状简单的机架。
第13章 机架零件
13.1 概 述
机器中支承或容纳其他绝大多数零件的大型主要零件,如底座、机架、箱体、基础板 等,称为机架类零件。复杂零件结构设计的概念单元方法是基于结构拓扑优化理论与 有限元分析软件,结合复杂机械零件的结构与性能设计特点,总结形成的设计计算内 容与流程。该方法概括为四部分:几何物理模型建立、概念单元设计、强度刚度设计 和工艺造型设计。
1.刚度 机架类零件刚度是其主要性能要求之一。机架类零件的刚度准则是其最大弹性变形y 小于许用值:y≤[y]。刚度分为静刚度和动刚度。静刚度表现为静态载荷下零件抵抗变形 的能力。动刚度是衡量机架抗振能力的指标。
机架类零件刚度对机器系统刚度影响较大,如机床系统刚度影响其加工零件的精度。 机床在加工过程中,各部件在其自重和工件质量、切削力、驱动源、惯性力、摩擦阻力 等作用下将发生变形,如支承件的弯曲变形、零件间结合面的接触变形等。这些变形都 会直接和间接地改变刀具与工件之间的绝对位移,从而改变了刀具和工件间原有准确的 相对位置,影响机床的加工精度。。 提高静刚度和动刚度的途径是:合理设计机架零件的截面形状和尺寸,合理选择壁厚及 布肋,注意机架的整体刚度和局部刚度以及结合面刚度的匹配等。提高机架抗振性能应 从控制固有频率、加大阻尼等方面着手。
图13-3 加工中心立柱的 基本几何实体模型
2.载荷与约束 机架类零件的载荷主要是支承结构所受的外载荷,包括机架类零件上的设备质量、 机架类零件本身质量、设备运转的动载荷等。对于高架结构,还要考虑风载、雪载
和地震载荷。载荷属性包括类型、方向、大小及其空间位置。一般机器常具有多 种复杂工况,计算工况常选用最危险工况或同时加载几种典型工况,并给定合理的工 况权重系数。零件的载荷是在确定的工况下通过建立力学模型并进行求解,并确定 载荷的作用域。
1.基本几何实体模型 机架类零件基本几何实体模型是根据零件主要功能结构的(连接面)几何形状、大小和 位置,忽略细节结构,利用三维造型软件建立的基本几何模型。 机架类零件基本几何模型的形状和尺寸大小,决定于其各个功能连接面的大小和位置 分布与运动情况等,也包括安装在其内部或外部的零部件形状、尺寸。零件基本实体 模型的构建过程分解为下述三方面。首先依据零件主要功能确定其主体结构形状和 子功能结构的简单形体,一般为简单几何形体,如圆柱体、长方体等(包括内部空心结 构)。各个连接面形状与结构取决于实际连接结构设计。其次,主体结构和子功能结构 进行组合,从而获得基本实体模型。第三,根据机器相关参数、邻接零件的运动空间或 载荷作用位置等确定零件主体结构形状的主要尺寸,图13-3所示为加工中心立柱的基 本几何实体模型。
图13-2 机架类零件类型实例 a)汽车发动机箱体 b)机床工作台 c)加工中心龙门架 d)斜床身车床床身
2.机架类零件的材料 机架类零件材料需根据机架的工况载荷、性能要求和制造方法等因素进行选用。零件 按制造方法主要分为铸造、锻造、螺栓连接或铆接、冲压、轧制和焊接等类型。铸造 机架的常用材料为铸铁、铸钢和铝合金等。铸铁的铸造性能好、吸振能力强且价格低 廉,广泛用于结构复杂的机架零件;重型机架零件常采用铸钢;机架零件重量要求轻时, 常采用铝合金等轻金属。焊接机架具有制造周期短、重量轻和成本低等优点,常在单 件、小批量或大型设备中采用。焊接机架常用钢、轻合金型材等材料。目前,一些高 精度设备(如加工中心)的机架零件也向复合材料方向发展。
3.稳定性 机架类零件受压结构及受压受弯结构均存在失稳问题。某些板壳结构也存在局部失稳。 稳定性用以描述失稳问题,是保证机架正常工作的基本条件,设计时必须加以校核。 机架类零件除应满足功能和性能要求外,同时还需具有良好的加工及装配工艺性、相 对运动表面的耐磨性、重量轻和经济性等特点。
13.3 机架类零件结构与性能设计 13.3.1 几何物理模型建立
13.2 机架类零件设计要求 13.2.1 机架类零件结构工艺
1.机架类零件的结构形式 机架类零件根据应用场合具有不同的结构形式。 常见结构形式可分为机座(柱)类(如机床床身、主 柱及横梁等)、箱体类(如减速器、汽车变速器及 机床主轴箱等)、框架类(锻压机机身、汽车车架、 桥式起重机桥架等)和板式类(如水压机的基础平 台、机床工作台、机器底座等),如图13-2所示。
2.强度 机架类零件强度准则是其危险截面的最大应力小于许用值:σ≤[σ].强度是评定重载机架 类零件工作性能的基本准则。机架类零件一般受载状态复杂,其工作应力可能是静应力 或交变应力;应力类型也可包括弯曲应力、拉应力、压应力或切应力等。因此,机架类零 件的强度应根据机器在运转过程中所承受的最大载荷及类型,确定危险截面的应力类型 和大小来进行强度设计。