機械設(shè)計基礎(chǔ)李良軍版部分答案

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1、第四章 齒輪傳動 4-2 解：選擇齒輪材料及熱處理方法時應(yīng)考慮：①輪齒表面要有足夠的硬度以提高齒面抗點蝕和抗磨損的能力；②輪齒芯部要有足夠的強度和韌性，以保證有足夠的抗沖擊能力和抗折斷能力；③對軟齒面，大小輪面要有一定的硬度差HBS1=HBS2+（20~50），以提高其抗膠合能力。同時還應(yīng)考慮材料加工的工藝性和經(jīng)濟性等。 常用材料：45鋼，40Cr等各種鋼材，其次是鑄鐵和鑄鋼，塑料齒輪的采用也增多。 熱處理方式：以調(diào)質(zhì)，正火、表面淬火及低碳合金鋼的滲碳淬火最常見。 軟硬齒面是以齒面硬度來分，當(dāng)HBS≤350時為軟齒面?zhèn)鲃?，?dāng)HBS>350時為硬齒面?zhèn)?/p>

2、動。 4-3 解：設(shè)計齒輪時，齒數(shù)z，齒寬b應(yīng)圓整為整數(shù)；中心距a應(yīng)通過調(diào)整齒數(shù)，使其為整數(shù)（斜齒傳動中要求為0或5的整數(shù)）；模數(shù)應(yīng)取標準值（直齒中端面模數(shù)為標準模數(shù)，斜齒中法面模數(shù)為標準模數(shù)），d，da，df為嚙合尺寸應(yīng)精確到小數(shù)點后二位；b，d1，d2須精確到“秒”。 4-9 解：在齒輪強度計算中，齒數(shù)z1（小齒輪齒數(shù)）應(yīng)大于最小齒數(shù)，以免發(fā)生根切現(xiàn)象；一般閉式軟齒面z1取得多一些（z1=25~40），閉式硬齒面少一些（z1=20~25），開式傳動更少（z1=17~20）。 因為d1=mz1，當(dāng)d1不變時，z1↑，m↓，彎曲強度↓，但重合度e↑，傳動平穩(wěn)性↑，同時由于齒高降低，

3、齒頂圓直徑減小，滑動速度減小，有利于減小輪齒磨損，提高抗膠合能力，同時使加工工時減少，加工精度提高，故在滿足彎曲強度的條件下，取較多的齒數(shù)和較小的模數(shù)為好。閉式軟齒面?zhèn)鲃影唇佑|強度設(shè)計，其彎曲強度很富裕，故可取較多的齒數(shù)；閉式硬齒面及開式傳動，應(yīng)保證足夠的彎曲強度，模數(shù)m是主要因素，故z1取得少一些，m取得大一些。 齒寬系數(shù)fd=b/d1，fd↑（假設(shè)d1不變）則b↑，輪齒承載能力↑，但載荷沿齒寬分布的不均勻性↑，故fd應(yīng)按表9-10推薦的值選取。 螺旋角b=8°~25°，螺旋角取得過?。╞<8°）不能發(fā)揮斜齒輪傳動平穩(wěn)、承載能力高的優(yōu)越性。但過大的

4、螺旋角（b>25°）會產(chǎn)生較大的軸向力，從而對軸及軸承的設(shè)計提出較高的要求。 4-12 解：（1）一對標準直齒圓柱齒輪傳動，當(dāng)z、b、材料、硬度、傳動功率及轉(zhuǎn)速都不變時，增大模數(shù)，則可提高齒根彎曲疲勞強度，由于d1增大，齒面接觸疲勞強度也相應(yīng)提高。（2）當(dāng)m下降，z1及z1增大，但傳動比不變，d1也不變時，因m下降，其齒根彎曲疲勞強度下降，因d1不變，齒面接觸疲勞強度不變。 4-13 解：該傳動方案最不合理的是，因為轉(zhuǎn)速不同，承載情況不同，使得兩對齒輪齒面接觸強度和齒根彎曲強度是不等的。低速級齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩在忽略效率的情況下，大約為第一級的2.5倍（i=z2/z1=50

5、/20=2.5），而兩對齒輪參數(shù)，材質(zhì)表面硬度等完全相同，那么如果滿足了第二級齒輪的強度，則低速級齒輪強度就不夠，反之，如果低速級齒輪強度夠了，則第二級齒輪傳動就會過于富裕而尺寸太大，所以齒輪參數(shù)的確定是不合理。齒輪的參數(shù)z、m及齒寬b等對箱體內(nèi)的高速級或低速級應(yīng)有所不同，高級速要求傳動平穩(wěn)，其傳遞的轉(zhuǎn)矩小，故z1取多一些，齒寬系數(shù)fd取小一些，低速級傳遞轉(zhuǎn)矩大，要求承載能力高，可取少一些的z1，使m大一些，齒寬系數(shù)fd也大一些。其次，齒輪相對軸承的布置也不合理。彎曲對軸產(chǎn)生的變形與扭矩對軸產(chǎn)生的變形產(chǎn)生疊加增加了載荷沿齒輪寬度的分布不均勻性，為緩和載荷在齒寬上的分布不均勻性，應(yīng)使齒輪離遠扭矩

6、輸入（輸出）端 4-27 解：(1) 低速級直齒圓柱齒輪傳動 1. 選擇材料 查表小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，HBS3=217~255，大齒輪45鋼正火，HBS4=162~217。計算時取HBS3=230，HBS4=190。(HBS3~HBS4=230~190=40，合適) 2. 按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計 由式 d3≥ 1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩N·m 2) 齒寬系數(shù)fd，由表知，軟齒面、非對稱布置，取fd=0.8 3) 齒數(shù)比u，對減速傳動，u=i=3.8 4) 載荷系數(shù)K，初選K=2 (直齒輪，非對稱布置) 5) 確定許用接觸應(yīng)力[sH] 由式

7、 a. 接觸疲勞極限應(yīng)力sHlim由圖9-34c查得sHlim3=580MPa，由圖查得sHlim4=390MPa（按圖中MQ查值） b. 安全系數(shù)SH，由表查得，取SH=1 c. 壽命系數(shù)ZN，由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60ant 式中a=1，n2=970/4.8=202r/min，t=10´250´8´1=20000h 查圖得ZN3=1.1，ZN4=1.17（均按曲線1查得） 故 MPa 故 MPa 6) 計算小齒輪分度圓直徑d3 d3≥mm 7) 初步確定主要參數(shù) a. 選取齒數(shù)，取 z3=31 z

8、4=uz1=3.8´31=118 b. 計算模數(shù) mm 取標準模數(shù) m=5mm c. 計算分度圓直徑 d3=mz3=5´31=155mm>152.47mm (合適) d4=mz4=5´118=590mm d. 計算中心距 mm 為方便箱體加工及測量，取z2=119，則d2=5´119=595mm mm 傳動比誤差£ (3~5)% e. 計算齒寬 mm 取b=125mm 3. 驗算齒面接觸疲勞強度 由式 ≤[sH] 1) 彈性系數(shù)ZE，由表查得ZE=189.8 2) 節(jié)點區(qū)域系

9、數(shù)ZH，由圖查得ZH=2.5 3) 重合度系數(shù)Ze 由 ea»1.88~3.2 則 4) 載荷系數(shù)K=KAKvKHbKHa a. 使用系數(shù)KA，由表查得KA=1.25 b. 動載荷系數(shù)Kv，由 查圖得Kv=1.12（初選8級精度） c. 齒向載荷分布系數(shù)KHb，由表按調(diào)質(zhì)齒輪，8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整可得 d. 齒間載荷分配系數(shù)KHa，由表9-8 先求 N N/mm<100N/mm 則 故 K=KAKvKHbKHa=1.25´1.12´1.47´1.3=2.68 5) 驗

10、算齒面接觸疲勞強度 4. 驗算齒根彎曲疲勞強度 由式 ≤[st] 1) 由前可知 Ft=6710N，b=125mm，m=5mm 2) 載荷系數(shù)K=KAKvKFbKFa a. 使用系數(shù) KA同前，即KA=1.25 b. 動載荷系數(shù)Kv同前，即Kv=1.12 c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb 由圖，當(dāng)KFb=1.47， b/h=125/2.25M=125/(2.25´5)=11.11時，查出KFb=1.4 d. 齒間載荷分配系數(shù)KFa 由KAFt/b=67.1N/mm<100N/mm，查得KFa=1/Ye（8級精度），又由重合度系數(shù)Ye=

11、0.25+0.75/ea=0.25+0.75/1.75=0.68得，KFa=1/Ye=1/0.68=1.47 故 K=KAKvKFbKFa=1.25´1.12´1.4´1.47=2.88 3) 齒形系數(shù)YFa，由z3=31，z4=119查圖得YFa3=2.53，YFa4=2.17 4) 齒根應(yīng)力修正系數(shù)Ysa，由z3=31，z4=119，查得Ysa3=1.63，Ysa4=1.81 5) 重合度系數(shù)Ye，由前，Ye=0.68 6) 許用彎曲應(yīng)力[sF] 由式 式中sFlim由圖查得：sFlim3=430MPa，sFlim4=320MP

12、a（按MQ查值）；安全系數(shù)SF，由表取SF=1.25；壽命系數(shù)YN，由N3=2.43´108，N4=6.4´107 ，查圖得YN3=0.9，YN4=0.94，尺寸系數(shù)YX由m=5mm，查YX3=YX4=1。 則： MPa MPa 7) 驗算齒根彎曲疲勞強度 故彎曲疲勞強度足夠 5. 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 z3=31，z4=119，m=5mm，a=375mm 分度圓直徑 mm mm 齒頂圓直徑 da3=d3+2m=155´2´5=165mm da4=d4+2m=595´2

13、0;5=605mm 齒根圓直徑 df3=d3-2.5m=155-2.5´5=142.5mm df4=d4-2.5m=595-2.5´5=582.5mm 齒寬 b2=b=125mm b1=b2+(5~10)mm=125+(5~10)=(130~135)mm 取b1=135mm 中心距 mm 6. 確定齒輪制造精度 小輪標記為：8GJ GB/T10095-1988 大輪標記為：8HK GB/T10095-1988 7. 確定齒輪的結(jié)構(gòu)、尺寸并繪制零件工作圖(略) (2) 高速級斜齒圓柱齒輪傳動 1. 選擇材料：同前。 2.

14、 按齒面接觸疲勞強度初步設(shè)計 設(shè)計公式 d1≥ 1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩N·m 2) 齒寬系數(shù)fd，由表取fd =1（軟齒面，非對稱布置） 3) 齒數(shù)比u=i=4.8 (減速傳動) 4) 載荷系數(shù)K，取K=2 5) 許用接觸應(yīng)力[sH] 由式 a. 接觸疲勞極限應(yīng)力sHlim，同直齒輪 sHlim1=580MPa，sHlim2=390MPa b. 安全系數(shù)SH，由查得，取SH=1 c. 壽命系數(shù)ZN，由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60ant 式中a=1，n1=970r/min，t=10´250´8´1=20000

15、h N1=60ant=60´970´20000=1164´109 N2=N1/i1=1.164´109/4.8=2.43´108 查圖9-35ZN1=1，ZN2=1.1（均按曲線1查得） 故 MPa MPa 6) 計算小齒輪分度圓直徑 d1≥mm 7) 初步確定主要參數(shù) a. 選取齒數(shù) 取z1=34，z2=uz1=4.8´34=163.2，取z2=163 b. 初選b=15° c. 計算法向模數(shù) mm 取標準模數(shù)mn=2.5mm d. 計算中心距 mm 為便于

16、箱體的加工及測量，取a=255mm e. 計算實際螺旋角b f. 計算分度圓直徑 mm 驗證 mm g. 輪齒寬度 b=fd·d1=1´88.02=88.02mm 圓整取b=90mm 3. 驗算齒面接觸疲勞強度 由式≤[sH] 1) 彈性系數(shù)ZE，由查得ZE=189.8 2) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖查得ZH=2.4 3) 重合度系數(shù)Ze 先由，知 故 4) 螺旋角系數(shù)Zb= 5) 圓周力N 6) 載荷系數(shù)K=KAKvKHbKHa a. 使用系數(shù)KA，由表查得KA=1.25 b.

17、 動載系數(shù)Kv，由mm/s 查圖，Kv=1.17（初取8級精度） c. 齒向載荷分布系數(shù)KHb，由表，按調(diào)質(zhì)齒輪，8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調(diào)整可得 d. 齒間載荷分配系數(shù)KHa，由 查表得，式中ea=1.71 由 =20.65° 則 KHa=KFa= 故 K=KAKvKHbKHa=1.25´1.17´1.59´1.82=4.23 盡管sH>[sH2]，但末超過5%，故可用。 4. 驗算齒根彎曲疲勞強度 由式 ≤[sF] 1) 由前已知：Ft=2461N，b=90mm，mn=2.

18、5mm 2) 載荷系數(shù)K=KAKvKFbKFa a. 使用系數(shù)KA同前，即KA=1.25 b. 動載系數(shù)Kv同前，即Kv=1.17 c. 齒向載荷分布系數(shù)KFb，由圖當(dāng)KHb=1.59， ，查出KFb=1.49 d. 齒間載荷分布系數(shù)KFa 由前可知ea=1.70，eb=2.98，則eg=ea+eb=1.71+2.98=4.69 由式 則 前面已求得KFa=1.82< 故 KFa=1.82 可得K=KAKvKFbKFa=1.25´1.17´1.49´1.82=3.97 3) 齒形系數(shù)YFa，由當(dāng)量齒數(shù)

19、 查圖，得YFa1=2.42，YFa2=2.12 4) 齒根應(yīng)力修出系數(shù)Ysa，由zv1=37.75，zv2=181。查圖得 Ysa1=1.67，Ysa2=1.85 5) 重合度系數(shù)Ye，由前可知Ye=0.7 6) 螺旋角系數(shù)Yb，由式，由前面知，eb=2.98>1， 故計算時取eb=1及b=15.05294°，得=0.87 7) 許用彎曲應(yīng)力[sF]， a. 彎曲疲勞極限應(yīng)力sFlim，同直齒，即sFlim1 =430Mpa，sFlim2 =320MPa b. 安全系數(shù)SF，由表取SF=1.25 c. 壽命系數(shù)YN，由

20、N1=1.164´109，N2=2.43´108查，YN1=0.88，YN2=0.9 d. 尺寸系數(shù)YX，由mn=2.5mm查圖，YX1=YX2=1 則 MPa MPa 8) 驗算齒根彎曲疲勞強度 故彎曲疲勞強度足夠。 5. 確定齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 z1=34，z2=163，mn=2.5mm，b=15.05294°，a=255mm 分度圓直徑 mm mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2mn=88.02+2´2.5=93.02mm da2=d2+2mn=421.98+2´2.5

21、=426.98mm 齒根圓直徑 df1=d1-2.5mn=88.02-2.5´2.5=81.77mm df2=d2-2.5mn=421.98-2.5´2.5=415.73mm 齒寬 b2=b=90mm b1=b2+(5~10)mm=90+(5~10)=(95~100)mm 取b1=100mm 中心距 mm 6. 確定齒輪制造精度 小輪標記為8GJ GB/T10095-1988， 大輪標記為8HK GB/T10095-1988。 7. 確定齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸并繪制零件工作圖(略)。 第五章 蝸桿傳動 5-5 解：在中

22、間平面內(nèi)，阿基米德蝸桿傳動就相當(dāng)于齒條與齒輪的嚙合傳動，故在設(shè)計蝸桿傳動時，均取中間平面上的參數(shù)（如模數(shù)、壓力角等）和尺寸（如齒頂圓、分度圓度等）為基準，并沿用齒輪傳動的計算關(guān)系，而中間平面對于蝸桿來說是其軸面，所以軸向模數(shù)和壓力角為標準值。 阿基米德蝸桿傳動的正確嚙合條件是： mx1=mt2=m（標準模數(shù)） ax1=at2=20° g（導(dǎo)程角）=b（蝸輪螺旋角）且同旋向 式中： mx1、ax1——蝸桿的軸向模數(shù)，軸向壓力角； mt2、at2——蝸輪的端面模數(shù)、端面壓力角。 5-7 解：（1）i=w1/w2=n1/n2=z2/z1≠d2/d1；因為蝸

23、桿分度圓直徑d1=z1m/tang，而不是d1=z1m。 （2）同理：a=(d1+d2)/2≠m(z1+z2)/2； （3）Ft2=2000T2/d2≠2000T1i/d2；因為蝸桿傳動效率較低，在計算中，不能忽略不計，T2=ihT1。 5-10 解：當(dāng)蝸輪材料選得不同時，其失效形式不同，故其許用接觸應(yīng)力也不同。當(dāng)蝸輪材料為錫青銅時，其承載能力按不產(chǎn)生疲勞點蝕來確定，因為錫青銅抗膠合能力強，但強度低，失效形式為齒面點蝕，其許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生疲勞點蝕來確定。當(dāng)蝸輪材料為鑄鐵或無錫青銅時，其承載能力主要取決于齒面膠合強度，因這類材料抗膠合能力差，失效形式為齒面膠合，通過限制齒面接觸應(yīng)力來

24、防止齒面膠合，許用接觸應(yīng)力按不產(chǎn)生膠合來確定。 5-12 解：對于連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動進行熱平衡計算其目的是為了限制溫升、防止膠合。蝸桿傳動由于效率低，工作時發(fā)熱量大，在閉式傳動中，如果散熱不良溫升過高，會使?jié)櫥驼扯冉档停瑴p小潤滑作用，導(dǎo)致齒面磨損加劇，以至引起齒面膠合，為使油溫保持在允許范圍內(nèi)，對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動要進行熱平衡計算，如熱平衡不能滿足時可采用以下措施：①增大散熱面積A：加散熱片，合理設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)。②增大散熱系數(shù)Ks：在蝸桿軸端加風(fēng)扇以加速空氣的流通；在箱體內(nèi)裝循環(huán)冷卻管道，采用壓力噴油循環(huán)潤滑 5-15 解：（1）根據(jù)蝸桿與蝸輪的正確嚙合條件，可知蝸輪2與蝸桿1

25、同旋向——右旋。為使II軸上所受軸向力能抵消一部分，蝸桿3須與蝸輪2同旋向——右旋，故與之嚙合的蝸輪4也為右旋。 （2）II軸和III軸的轉(zhuǎn)向見上圖。 （3） 5-16 解：（1）蝸桿與蝸輪的旋向均為右旋 （2）作用于蝸桿上的轉(zhuǎn)矩T1為 T1=200R=200×200=40000N·mm 蝸桿效率h（忽略軸承，攪油的效率） 式中：tang=z1m/d1=1×5/50=0.1，則g=5.71° 由fv=0.14查表得rv=7°58’ 作用于蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2 T2=ihT1=(z2/z1)hT1=50*0

26、.41*40/1=821.69N·m ，故N （3）因為g=5.71°，rv=7.97°，g<rv，滿足自鎖條件，所以重物不會自行下降。 第六章 帶傳動 6-3 解：V帶的橫截面為梯形，其兩個側(cè)面為工作面。由于楔形摩擦原理，在相同的摩擦因素f和初拉力下，V帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生較大的摩擦力（當(dāng)帶輪槽角f=400時，當(dāng)量摩擦因素fv=f/sin(f/2)>f，fv≈3f），故V帶傳遞的功率比平帶約高2倍，并且V帶為封閉的環(huán)狀，沒有接頭，傳動更為平穩(wěn)。 6-6 解：因為帶的彈性及拉力差的影響，使帶沿帶輪表面相對滑動（在主動輪上滯后，在從

27、動輪上超前）的現(xiàn)象叫帶的彈性滑動。 傳動帶是彈性體，在拉力作用下會產(chǎn)生彈性伸長，其伸長量隨拉力的變化而變化，當(dāng)帶繞入主動輪時，傳動帶的速度v與主動輪的圓周速度v1相同，但在轉(zhuǎn)動過程中，由緊邊變?yōu)樗蛇叀系睦χ饾u減小，故帶的伸長量相應(yīng)減小。帶一面隨主動輪前進，一面向后收縮，使帶速v低于主動輪圓周速度v1（滯后）產(chǎn)生兩者的相對滑動。在繞過從動輪時，情況正好相反，拉力逐漸增大，彈性伸長量逐漸增大，帶沿從動輪一面繞進，一面向前伸長，帶速大于從動輪的圓周速度v2，兩者之間同樣發(fā)生相對滑動。彈性滑動就是這樣產(chǎn)生的。 它是帶傳動中無法避免的一種正常的物理現(xiàn)象。 它使從動輪的圓周速度低于主動輪，并

28、且它隨外載荷的變化而變化，使帶不能保證準確的傳動比。引起v2的波動；它使帶加快磨損，產(chǎn)生摩擦發(fā)熱而使溫升增大，并且降低了傳動效率。 6-7 解：帶傳動過程中，帶上會產(chǎn)生：拉應(yīng)力s（緊邊拉應(yīng)力s1和松邊拉應(yīng)力s2），彎曲應(yīng)力sb及離心拉應(yīng)力sc。其應(yīng)力分布見其應(yīng)力分布圖（教材圖7-13）。因此帶在變應(yīng)力下工作，當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)達到一定數(shù)值后，帶將發(fā)生疲勞破壞：脫層、撕裂、拉斷。這是帶的一種失效形式，設(shè)計中應(yīng)考慮。帶上最大應(yīng)力發(fā)生在緊邊繞入主動輪處，其值為smax=s1+sb1+sc 6-8 解：帶傳動靠摩擦力傳動，當(dāng)傳遞的圓周阻力超過帶和帶輪接觸面上所能產(chǎn)生的最大摩擦力時，傳動帶將在帶輪上

29、產(chǎn)生打滑而使傳動失效；另外帶在工作過程中由于受循環(huán)變應(yīng)力作用會產(chǎn)生疲勞損壞：脫層、撕裂、拉斷。這是帶傳動的另一種失效形式。 其設(shè)計準則是：即要在工作中充分發(fā)揮其工作能力而又不打滑，同時還要求帶有一定的使用壽命 6-10 解：帶上的彎曲應(yīng)力sb=2Ey0/d。可知帶愈厚，帶輪直徑愈小，則帶上的彎曲應(yīng)力愈大，為避免過大的彎曲應(yīng)力，設(shè)計V帶傳動時，應(yīng)對V帶輪的最小基準直徑dmin加以限制。 6-11 解：帶輪基準直徑d太大，結(jié)構(gòu)不緊湊，過小的d會使彎曲應(yīng)力增大，影響帶的疲勞強度，同時在傳遞相同功率時，d小，則帶速v下降。使帶上的拉力增大。帶的受力不好，故對小帶輪的直徑加以限制，不能太小。

30、 由P=Fv可知，在傳遞相同功率時，v增大，F(xiàn)減小?？蓽p少帶的根數(shù)，故帶傳動宜布置在高速級上，但v太高離心力太大，使帶與輪面間的正壓力減小而降低了帶的工作能力。同時離心應(yīng)力增大，使帶的疲勞強度下降，故帶速在(5~25)m/s內(nèi)合適。 中心距a取得小，結(jié)構(gòu)緊湊。但小輪包角減小，使帶的工作能力降低。同時在一定速度下，由于帶在單位時間內(nèi)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增多，而使帶的使用壽命下降；但過大的中心距，使結(jié)構(gòu)尺寸不緊湊，且高速時易引起帶的顫動。 當(dāng)帶輪直徑一定時，帶長Ld與a直接有關(guān)，故Ld對傳動的影響同中心距a，帶的工作能力與Ld有關(guān)。由于Ld為標準長度系列，常由它確定帶傳動的實際中心距a。

31、為使帶傳動有一定的工作能力，包角a1≥1200，a1愈大，則帶傳遞的最大有效拉力愈大，但由于結(jié)構(gòu)受限a1≤1800。 初拉力F0直接影響帶傳動的工作能力。F0愈大，其最大有效拉力也愈大，適當(dāng)?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動正常工作的重要因數(shù)之一。但過大的F0會使帶的壽命降低，軸和軸承的壓軸力增大，也會使帶的彈性變形變成塑性變形，反而使帶松弛，而降低工作能力。 帶與帶輪表面的摩擦系數(shù)f也影響帶傳動的工作能力，增大f可提高帶與輪面之間的摩擦力，即最大有效拉力。但會因磨損加劇而大大降低帶的壽命。 6-12 解：由于傳動帶不是完全彈性體，帶工作一段時間后會因伸長變形而產(chǎn)生松弛現(xiàn)象，使初拉力降低，帶的工

32、作能力也隨之下降。因此為保證必需的初拉力應(yīng)及時重新張緊，故要有張緊裝置。 常用的張緊方法是調(diào)整帶傳動的中心距。如把裝有帶輪的電動機安裝在滑道上，并用調(diào)整螺栓調(diào)整或擺動電動機底座并用調(diào)整螺栓使底座轉(zhuǎn)動來調(diào)整中心距。如中心距不可調(diào)整時可采用張緊輪。張緊輪一般放置在帶的松邊上，壓在松邊的內(nèi)側(cè)并靠近大帶輪。這樣安裝可避免帶反向彎曲降低帶的壽命，且不使小帶輪的包角減小過多。 6-13 解：因為單根V帶的功率P1主要與帶的型號，小帶輪的直徑和轉(zhuǎn)速有關(guān)。轉(zhuǎn)速高，P1增大，則V帶根數(shù)將減?。▃=KAP/(P1+△P1)KaKL），因此應(yīng)按轉(zhuǎn)速低的工作情況計算帶的根數(shù)，這樣高速時更能滿足。同時也因為P=

33、Fv，當(dāng)P不變時，v減小，則F增大，則需要的有效拉力大，帶的根數(shù)應(yīng)增加。按300r/min設(shè)計的V帶傳動，必然能滿足600r/min的要求，反之則不行。 6-14 解：當(dāng)d2由400mm減小為280mm時，滿足運輸帶速度提高到0.42m/s的要求。但由于運輸帶速度的提高，在運輸機載荷F不變的條件下，因為P=Fv。即輸出的功率增大，就V帶傳動部分來說，小輪轉(zhuǎn)速n1及d1不變，即帶速不變，而傳遞的功率要求增加，帶上有效拉力也必須增加，則V帶根數(shù)也要增加，故只改變d2是不行的。可以增加V帶的根數(shù)或重新選擇帶的型號來滿足輸出功率增大的要求。 不過通常情況下，齒輪傳動和帶傳動是根據(jù)同一工作機要求

34、的功率或電動機的額定功率設(shè)計的。若齒輪傳動和電動機的承載能力足夠，帶傳動的承載能力也能夠，但d2的變化會導(dǎo)致帶傳動的承載能力有所變化，是否可行，必須通過計算做出判斷。 6-19 解：因為z=KAP/(P1+DP1)KaKL，所以P=z(P1+DP1)KaKL/KA 查表得工況系數(shù) KA=1.1 查表得B型帶的 P1=4.39kW 由i=n1/n2=d2/d1=650/180=3.6 得 DP1=0.46kW 由a1=1800-(d2-d1)*57.30/a=1800-(650-180)*57.30/916=150.60 查表得 Ka=0.93 由La=2a+p(d1+d

35、2)/2+(d2-d1)2/4a=2*916+p(180+650)/2+(650-180)2/4*916=3195mm 取 Ld =3150mm 查表得 KL=1.07 由已知條件，得 z=3 故 P=3*(4.39+0.46)*0.93*1.07/1.1=13.16kW 6-20 解：1）確定設(shè)計功率Pc 查表得工況系數(shù)KA=1.2 則 Pc=KA*P=1.2*4=4.8kW 2) 選擇V帶型號 根據(jù)Pc=4.8kW，n1=1440r/min。查圖選用A型。 3）確定帶輪基準直徑d1，d2 查表A型V帶帶輪最小基準直徑dmin=75mm 查表并根據(jù)圖中A型

36、帶推薦的d1范圍取d1=100mm 則 d2=i*d1=3.8*100=380mm 查表基準直徑系列取 d2=375 mm 傳動比 i=n1/n2=d2/d1=375/100=3.75 傳動比誤差為(3.75-3.8)/3.8=-1.3%≤±5%，允許 4）驗算帶的速度 v=pd1n1/60*1000=p*100*1440/60*1000=7.54m/s 5)確定中心距a和基準長度Ld 初取a0： 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2) 0.7(100+375)≤a0≤2(100+375) 332.5≤a0≤940 取a0=500mm

37、初算V帶基準長度 Ld0=2a0+p(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0 =2*500+p(100+375)/2+(375-100)2/4*500=1784mm 查表選標準基準長度Ld=1800mm 實際中心距a=a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1784)/2=508mm 6)驗算小帶輪上包角a1 a1=1800-(d2-d1)*57.30/a =1800-(375-100)*57.30/508=148.980>1200，合適 7）確定V帶根數(shù) 由d1=100mm，n1=1440r/min，查表7-4A型帶的P1=1.32kW

38、。DP1=0.17kW。查表得Ka=0.918，查表得KL=1.01。則 z≥Pc/[P1]=Pc/(P1+DP1)KaKL=4.8/(1.32+0.17)*0.918*1.01=3.47 取z=4根。 8）確定初拉力F0 F0=500Pc[(2.5/Ka)-1]/zv+qv2 查表A型帶q=0.10kg/m F0=500*4.8[(2.5/0.918)-1]/4*7.54+0.10*7.542=143N 9）確定作用在軸上的壓軸力FQ FQ=2zF0(sin(a1/2))=2*4*143*(sin148.980/2)=1102N 第七章 鏈傳動

39、 7-5 解：鏈傳動在工作時，雖然主動輪以勻速旋轉(zhuǎn)，但由于鏈條繞在鏈輪上呈多邊形。這種多邊形嚙合傳動，使鏈的瞬時速度v=r1w1cosb產(chǎn)生周期性變化（b在±f1/2之間變化）。從而使從動輪轉(zhuǎn)速也產(chǎn)生周期性變化，與此同時鏈條還要上下抖動。這就使鏈傳動產(chǎn)生了運動不均勻性。這是不可避免的。影響運動不均勻性的因素有小鏈輪（主動鏈輪）轉(zhuǎn)速n1，鏈條節(jié)距p及鏈輪齒數(shù)z。采用較小的節(jié)距，較多的齒數(shù)并限制鏈輪的轉(zhuǎn)速，可減少運動的不均勻性。 7-6 解：z1不宜過小。因為z1少會增加傳動的不均勻性和附加動載荷；其次增加鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角，而加速鉸鏈磨損；當(dāng)功率P一定時，鏈速v小（z1少，在n1一

40、定時，v降低），則增大了鏈的拉力，使鏈條受力不好，加速了鏈和鏈輪的損壞。z2=iz1，z2不宜過多，因為鏈輪分度圓直徑d=p/sin(1800/z)，當(dāng)鏈節(jié)距p一定時，z增大，d增大。使傳動尺寸和自重增大，并且鏈容易脫鏈，跳齒，其使用壽命縮短。 從提高傳動均勻性和減少動載荷考慮，同時考慮限制大鏈輪齒數(shù)和減少傳動尺寸，傳動比大，鏈速較低的鏈傳動。選取較少的鏈輪齒數(shù)，zmin=9，反之可選較多的齒數(shù)，但zmax≤120。由于鏈節(jié)數(shù)常是偶數(shù)，為考慮磨損部分，鏈輪齒數(shù)一般應(yīng)為奇數(shù)。 7-11 解：傳動裝置方案不合理。帶傳動應(yīng)布置在高速級上，因為帶是彈性體，有減振、緩沖的作用。使傳動平穩(wěn)；在傳遞

41、功率P一定時，帶速高，帶上的作用力小，可減少帶的根數(shù)；摩擦傳動結(jié)構(gòu)尺寸大，當(dāng)傳動功率P一定時（T=9550P/n），轉(zhuǎn)速n高，傳遞的扭矩小，帶傳動裝置的尺寸減小。所以帶傳動應(yīng)布置在高速級上。而鏈傳動由于運動的不均勻性，動載荷大，高速時沖擊振動就更大。故不宜用于高速的場合，應(yīng)布置在低速級上。 第十章 軸的設(shè)計 10-2 解：Ⅰ軸為聯(lián)軸器中的浮動軸，工作時主要受轉(zhuǎn)矩作用，由于安裝誤差產(chǎn)生的彎扭很小，故Ⅰ軸為傳動軸。 Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸皆為齒輪箱中的齒輪軸，工作時既要傳遞扭矩，還要承受彎矩作用，故為轉(zhuǎn)軸。 Ⅴ軸為支承卷筒的卷筒軸，它用鍵與卷筒周向聯(lián)結(jié)與卷筒一齊轉(zhuǎn)動，承受彎矩作用，為轉(zhuǎn)動心軸

42、。 10-5 解：利用公式d≥C，估算軸的直徑d是轉(zhuǎn)軸上受扭段的最小直徑，系數(shù)C由于軸的材料和承載情況的確定，根據(jù)軸的材料查表可確定C值的范圍，因為用降低許用應(yīng)力的方法來考慮彎矩的影響，所以當(dāng)彎矩相對于扭矩較小時或只受扭矩時，C取值較小值如減速箱中的低速軸可取較小值，反之取較大值，如高速軸取較大值。 10-6 解：進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，應(yīng)考慮：1）軸和軸上零件要有確定的軸向工作位置及恰當(dāng)?shù)妮S向固定，2）軸應(yīng)便于加工，軸上零件要易于裝拆，3）軸的受力要合理并盡量減小應(yīng)力集中等。 10-9 解： 10-12 解：a軸為轉(zhuǎn)動心軸，承受彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，但為變應(yīng)力。在結(jié)構(gòu)上，大齒輪

43、與卷筒可用螺栓組固聯(lián)在一起，轉(zhuǎn)矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒，卷筒軸用鍵與大齒輪同向聯(lián)接。所以卷筒軸與大齒輪一道轉(zhuǎn)動 b軸為固定心軸，承受彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，但為靜應(yīng)力。在結(jié)構(gòu)上大齒輪與卷筒的聯(lián)接同前，不同的是卷筒軸與機架固聯(lián)，不隨齒輪轉(zhuǎn)動 c軸為轉(zhuǎn)軸，承受彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭矩產(chǎn)生的切應(yīng)力的聯(lián)合作用。在結(jié)構(gòu)上大齒輪與卷筒分開，卷筒軸分別用鍵與大齒輪和卷筒同向聯(lián)接，故隨之轉(zhuǎn)動， 10-19 解：1）求中間軸兩齒輪上的作用力 圖a)同軸式與圖b) 展開式兩減速器由于兩齒輪尺寸參數(shù)所受的扭矩相同，各力大小均相等。 圓向力 Ft2=2000T2/d2=2000×500/490.

44、54=2039N 徑向力 Fr2=Ft2tanan/cosb2=2039×tan20°/cos9°22′=752N 軸向力 Fa2=Ft2tanb=2039×tan9°22′=336N 齒輪3圓周力 Ft3=2000T2/d3=2000×500/122.034=8194N 徑向力 Fr3=Ft3tanan/cosb=8194×tan20°/cos10°28′31′′=3033N 軸向力 Fa3=Ft3tanb3=8194×tan 10°28′33′′=1515N 2）中間軸

45、的受力圖： a)同軸式 b)展開式 3）計算軸承反力 同軸式減速器： RAH=Fr3(L2+L3)+Fr2L3+Ma3-Ma2/(L1+L2+L3) Ma2=Fa2d2/2=336×490.54/2=82411N·mm Ma3=Fa3d3/2=1515×122.034/2=92441N·mm 若RAH=(3033×2L+752L+92441-82411)/3L=2303N RBH=Fr3+Fr2-RAH=752+3033-2303=1482N RVH=(Ft3×2L-Ft2

46、L)/3L=(8194×2L-2039L)/3L=4783N RBV=Ft3-Ft2-RAV=8194-2039-4783=1372N A軸承的反力FRA===5308N B軸承的反力FRB===2020N 展開式減速器 RAH=(Fr3*2L+Ma2+Ma3-Fr2*L)/3L =3033×2L+92441+82411-752L/3L=2351N RBH=RAH-Fr3+ Fr2=2354-3033+752=72N RAV=(Ft3*2L+ Fr2*L)/3L=(2×8194+2039)/3=6142N RBV= Ft3+Ft2-RAV=819

47、4+2039-6142=4091N A軸承的反力FRA===6576N B軸承的反力FRB===4092N 由以上計算可知道：展開式減速器中間軸兩個軸承的反力均大于同軸式減速器的軸承 第十二章 滾動軸承 12-3 解：滾動軸承的失效形式有：①滾動體或座圈工作表面產(chǎn)生疲勞點蝕；②軸承元件的工作表面發(fā)生塑性變形而出現(xiàn)凹坑；③磨損。 其設(shè)計準則是： ①一般工作條件的回轉(zhuǎn)軸承，針對疲勞點蝕，進行疲勞強度（壽命）計算（按基本額定的載荷計算）； ②低速軸承或受沖擊載荷，重載的軸承，針對塑性變形，進行靜強度計算（按基本額定靜載荷計算）； ③高速軸承，針對磨損，燒傷等，須驗算極限轉(zhuǎn)

48、速。 12-4 解：基本額定壽命L10：一批同樣型號的軸承在同樣的條件下運轉(zhuǎn)，其中90%的軸承能達到的壽命?？捎脡勖接嬎愦_定。 基本額定動載荷C：當(dāng)軸承的基本額定壽命為106轉(zhuǎn)時，軸承所受的載荷值。當(dāng)軸承型號一定時，查軸承標準可確定。 基本額定靜載荷C0：受載最大的滾動體和滾道接觸中心處的接觸應(yīng)力達到一定值（如球軸承為4200MPa調(diào)心球軸承為4600MPa，滾子軸承為4000MPa）的載荷。軸承型號已知時查標準可知。 當(dāng)量動載荷P：它為一假想載荷，在它作用下軸承的壽命與實際聯(lián)合載荷作用（徑向載荷與軸向載荷聯(lián)合作用）下壽命相同，其一般計算公式為 P=XFR+YFA

49、式中： X、Y——分別為徑向、軸向載荷系數(shù)其值查表14-7； FR、FA——軸承所受的名義徑向載荷，軸向載荷（N）。 12-5 解：滾動軸承的壽命計算公式： 式中：C——軸承的基本額定動載荷（N） P——軸承的當(dāng)量動載荷（N） e——軸承的壽命指數(shù)。球軸承e=3，滾子軸承e=10/3 L10——軸承的基本額定壽命（106 r） 當(dāng)軸承的工作轉(zhuǎn)速為n (r/min)，則： ， （1）對于6207軸承轉(zhuǎn)速一定時，P增大為2P，壽命將下降為Lh/8 （2）P一定，n增大為2n，壽命將下降為Lh/2 （3）6207軸承的極限轉(zhuǎn)速高，N207軸承的Cr大，

50、因為6207軸承的滾動體為球，而N207的滾動體為滾子，球軸承與座圈為點接觸，摩擦因數(shù)小，摩擦阻力小，發(fā)熱量小，旋轉(zhuǎn)精度高，故極限轉(zhuǎn)速高但承載能力低，抗沖擊能力差，反之滾子與座圈為線接觸，承載能力高，但極限轉(zhuǎn)速低。 12-8 解：滾動支承有三種基本結(jié)構(gòu)形式： ①兩端單向固定。其結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，適用于工作溫度不高的短軸（跨距l(xiāng)＜400mm＝如齒輪軸； ②一端固定支承一端游動支承。用于較長的軸或工作溫度較高的軸，如蝸桿軸； ③兩端游動支承。此種形式用得較少，用于某些特殊的情況如人字齒輪減速器的高速軸。 12-11 解：1）計算小齒輪受力的大小 圓周力Ft=2920N，徑向力

51、Fr=1110N，軸向力Fa=870N，查標準30206軸承：Cr=41.2KN，e=0.37，y=1.6。比較方案—（小輪右旋，大輪左旋）及方案二（小輪左旋，大輪右旋） 方案一 方案二 （1）方案一為例：軸承徑向力FR1=2200N，F(xiàn)R2=2210N 內(nèi)部軸向力： 軸承軸向力： 當(dāng)量動載荷： 軸承壽命： ， 取 ft=1，fp=1.2，e=10/3 則 兩方案計算結(jié)果比較如下： FR(N) S(N) FA(N) FA/FR

52、 X Y P(N) Lh(h) 方案一 軸承I 軸承II 2200 2210 688 691 1561 691 0.71>e 0.31<e 0.4 1 1.6 0 3378 2210 98724 406110 方案二 軸承I 軸承II 1930 1935 603 605 603 1473 0.31<e 0.76>e 1 0.4 0 1.6 1930 3131 637358 127067 結(jié)論：方案一的兩軸承壽命比較接近，應(yīng)比方案二合理。方案二中的軸承II壽命比方案一中的軸承II壽命

53、短，故應(yīng)為方案一的軸承壽命較高。 12-12 解：1）求兩軸承支反力R1、R2 R1(200+100)=F1×100 R2=F1-R1=1200-400=800N 2）初選軸承型號為6306查標準可得：Cr=20.8×103N，C0r=14.2×103N 3）計算當(dāng)量動載荷P 由題可知： FA2=Fa=1000N，F(xiàn)A1=0 計算f0FA2/C0r=14.7×1000/14.2×103=1.035，查表得e=0.28 因FA2/F2=1000/800=1.25>e，查表得X2=0.56，Y2=1.5

54、5 由式（14-8）得：P2=X2FR2+Y2FA2=0.56×800+1.55×1000=1998N 軸承I受徑向載荷故P1=FR1=400N 4）計算軸承應(yīng)具有的基本額動載荷C¢(N) 由于受載最大的是軸承II，故將P2代入下式： 計算所得的比6306軸承的Cr稍小，故所選型號合適。 12-13 解：1）初選軸承型號為7308C，查標準可得：Cr=40.2KN，C0r=32.3KN，a=15° 2）計算兩支承的軸向載荷 對于7000C型軸承，軸承內(nèi)部軸向力S=eFR，其值查表，須由f0FA/C0r確定，現(xiàn)FA未知，故

55、先初取e=0.4進行計算。 對于軸承I S2+Fa=800+480=1220N>S1 FA1=S2+Fa=1280N 對于軸承II FAZ=S2=480N 查表得e1=0.419 查表得e2=0.384 兩次計算的e值相差不大，確定： 3) 計算兩軸承的當(dāng)量動載荷 對于軸承I P1=X1FR1+Y1FA1 4）計算軸承應(yīng)具有的基本額定動載荷 （取P1與P2中的大值計算） 查表得fp=1.5。查表14-4得ft=1，e=3 則 計算可得的，比7308C軸承的Cr稍小的所選型號合

56、適。 第十四章 螺紋連接 14-1 解：螺紋聯(lián)接的基本類型有：螺栓聯(lián)接，雙頭螺柱聯(lián)接，螺釘聯(lián)接，緊定螺釘聯(lián)接。螺栓聯(lián)接按結(jié)構(gòu)不同分為普通螺栓聯(lián)接和鉸制孔螺栓聯(lián)接。普通螺栓廣泛應(yīng)用于被聯(lián)接件不太厚并需經(jīng)常拆卸，并能從聯(lián)接兩邊進行裝配的場合。當(dāng)需要借助螺桿承受較大的橫向載荷或須精確固定兩被聯(lián)接件的相對位置時，則采用鉸制孔螺栓聯(lián)接。 雙頭螺柱聯(lián)接用于因結(jié)構(gòu)受限制不能用于螺栓聯(lián)接的地方如被聯(lián)接件之一很厚不便穿孔或希望結(jié)構(gòu)較緊湊且需經(jīng)常拆卸的場合。 螺釘聯(lián)接應(yīng)用與雙頭螺柱聯(lián)接相似，但經(jīng)常拆卸易使螺孔損壞，故不宜用于經(jīng)常裝拆的場合。螺釘還可用以調(diào)整零件位置，如調(diào)節(jié)螺釘。 緊定螺釘主要用來

57、固定兩個零件的相對位置，可傳遞不大的力及轉(zhuǎn)矩，多用于軸與軸上零件的聯(lián)接。 14-2 解：螺紋聯(lián)接在變載荷，沖擊、振動、及溫度變化較大的情況下，螺紋牙間和支承面間的摩擦力可能瞬時消失，而失去自鎖的能力，經(jīng)多次重復(fù)后，聯(lián)接可能松動，甚至松脫失效，直接影響聯(lián)接的可靠性和緊密性，以至產(chǎn)生嚴重事故，故應(yīng)采取防松措施。 按防松原理，防松的方法分為摩擦防松，機械防松和永久止動防松三類。摩擦防松如彈簧墊圈，對頂螺母，金屬鎖緊螺母，尼龍鎖緊螺母等，機械防松如槽形螺母和開口銷，圓螺母和止動墊片，串聯(lián)金屬絲等；永久止動如端面沖點法或電焊以及在螺紋副間涂金屬膠接劑等。 14-3 解：松螺栓裝配時不需擰緊，不

58、受力。工作時才承受載荷，并且只能承受軸向外載荷，故只按拉伸強度計算。緊螺栓裝配時，由于擰緊而受預(yù)緊力和螺紋阻力矩的聯(lián)合作用，工作時可承受軸向外載荷，也可承受橫向載荷。強度計算時，螺栓所受的拉應(yīng)力須增大30%來考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（螺紋阻力矩）的影響。 14-5 解：為提高螺紋聯(lián)接的疲勞強度，則要： 1）改善螺紋牙間的載荷分配不均勻的現(xiàn)象，可用懸置螺母，環(huán)槽螺母，內(nèi)斜螺母，鋼絲螺套等結(jié)構(gòu)。 2）降低螺栓的應(yīng)力幅，可減少螺栓剛度或增大被聯(lián)接件剛度來達到這一目的。 3）減少應(yīng)力集中，避免附加彎曲應(yīng)力以及在工藝上采用一些措施如滾壓螺紋及噴丸處理、冷礅螺栓頭部以及滲氮、碳氮共滲等表面熱處理以改

59、善材料的力學(xué)性能，均能提高其疲勞強度。 如圖所示，受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，當(dāng)c1，c2及F0不變時，只增大F′，則螺栓聯(lián)接的應(yīng)力幅下降，故疲勞強度提高。 14-7 解：1）F″=F′-(1-Kc)F，工作中被聯(lián)接件接合面不出現(xiàn)縫隙，要求F″>0，而Kc=c1/(c1+c2)=c1/(c1+3c1)=1/4，即須 F′-(1-Kc)F≥0 得： F′≥(1-Kc)F=(1-1/4)×10=7.5KN 2）F″=F′-(1-Kc)F=10-(1-1/4)×10=2.5KN 3）F0=F′+KcF=10+1/4×10=12.5KN 拉力

60、變幅： (F0-F′)/2=DF/2=1.25KN 拉力平均值： (F0+F′)/2=(10+12.5)/2=11.25KN 14-11 解：1）用普通螺栓聯(lián)接 傳遞的扭矩： T=9550P/n=9550×2.8/70=382N·m 作用在螺栓中心圓上總的圓周力： R=2T/D0=2×382×103/180=4244N 單個螺栓所需的預(yù)緊力： F′=KfR/zmfc=1.2×4244/4×1×0.2=6366N 確定普通螺栓直徑d(mm)： d1≥ 由表得[s]=ss/S，因為螺栓的強度級別為

61、4.6。由表查得ss=240N/mm2。初估螺栓直徑d=14mm（查標準得d1=12.367mm）。查表，當(dāng)不控制預(yù)緊力時，S=3.2（用內(nèi)插法求得）故[s]=ss/S=240/3.2=75MPa 則 d1≥=11.856mm 因 11.856mm＜12.367mm 故選用4個M14（GB5782-86）的六角頭螺栓。 2）用鉸制孔螺栓聯(lián)接 單個螺栓所受橫向工作剪力為：Fs=R/z=4244/4=1061N 由表查得 [t]=ss/2.5=240/2.5=96MPa [sp]=sb/2.5=220/2.5=88MPa （查GB9439-88，HT250，sb=22

62、0MPa） 由螺栓桿的抗剪強度條件得： t=4Fs/pd02m≤[t] d0≥==3.75mm 由螺栓桿與孔壁接觸表面的擠壓強度條件得： sp=Fs/d0h≤[sp] d0≥Fs/[sp]h=1061/88*20=0.6mm 選用4個M6的六角頭鉸制孔螺栓（d0=7mm）。 14-13 解：1）用普通螺栓聯(lián)接時： 1）確定螺栓所承受的最大載荷 由圖可見，載荷作用于總體結(jié)構(gòu)的對稱平面內(nèi)，所以每一塊板所承受的載荷R=20/2=10kN；應(yīng)用力的平移定理，將力R向接縫面形心O簡化?？梢娐菟ńM接縫面受橫向載荷R=10kN，每個螺栓受的橫向力R1=R2=R3=R

63、4=R/4=2500N。繞中心旋轉(zhuǎn)的扭矩T=10*300=3000kN·mm，由此扭矩使各個螺栓所受的剪切P1=P2=P3=P4（因r1=r2=r3=r4）故rmax==75，則 P1=Pmax=Trmax/=3000×75/4×(75)2=7.072kN 根據(jù)力的合成原理，由圖可看出，作用于螺栓1或2的總的剪切載荷F1或F2最大。用余弦定律可得： F1== ==9015N 2）計算螺栓直徑d =KfF1/zfsm=1.2*9015/1*0.16*1=67612.5N d1≥==26.893<29.211mm （初選M

64、33的螺栓查標準可得d1=29.211mm，查表，S=1.93。則[s]=ss/S=300/1.93 =155.44MPa） 故可選用8個M33的螺栓。 （2）用鉸制孔螺栓聯(lián)接時確定螺栓桿（螺栓孔）直徑d0： d0≥ 查表，[t]=ss/3.5~5，（龍門起重機的工況使螺栓受變載荷，取S=4） 則 [t]=300/4=75MPa d0≥=12.37mm 查標準GB27-88，選用8個M12的六角頭鉸制孔用螺栓。 14-14 解：為便于裝拆，采用受拉螺栓緊聯(lián)接。 1）受力分析，確定單個螺栓的最大載荷 將F力向螺栓組形心轉(zhuǎn)化，則螺栓組將承受軸向工作載荷F及彎

65、矩M的作用： F=25KN，M=380F=9500N·m 由于F的作用，各螺栓上受到拉伸載荷為F1 F1=F/2=25/2=12.5kN。 由于M使托架底板繞形心軸轉(zhuǎn)動，螺栓受到加載的作用。產(chǎn)生在螺栓上的拉伸載荷為F2 F2==18269N 左邊螺栓受力最大，F(xiàn)max=F1+F2=12500+18269=30769N 2）計算螺栓直徑 螺栓的總載荷： F0=F″+Fmax 根據(jù)工作要求，考慮F有變化，取F″=Fmax，則F0=Fmax+Fmax=2*30769=61538N。 螺栓材料選用35鋼，強度級別為5.6級，則ss =300MPa，若不考慮控制

66、預(yù)緊力時，初選M30的螺栓，查標準（d1=26.211mm）。查表取S=2， 則 [s]=ss/s=300/2=150MPa 由式得 d1≥==26.0653mm 因26.0653mm<26.211mm，故選用2個M30（GB5782-86）的螺栓，與原估計直徑相符。 3）校核螺栓組聯(lián)接的工作能力。 為保證受壓一側(cè)的接縫不被壓潰和受拉一側(cè)不出現(xiàn)縫隙，不計彎矩M對預(yù)緊力的影響。則接合面不被壓潰的條件： spmax≤[sp]，spmax=spF′-spF+M/W=zF′/A-F/A+M/W 式中： F′=F″+(1-Kc)Fmax=Fmax+0.7Fmax=1.

67、7*30769=52307N（用金屬墊片，取Kc=0.3） A=660*180-300*180=64800mm2 W=(180/6)*(6602-3003/660)=11840730mm3 得： spmax=2*52307/64800-25000/64800+9500*103/11840730 =1.61-0.386+0.8=2.03MPa<[sp] [sp]=0.8ss=0.8×315=252MPa（托架材料為35號鋼） 接合面間不出現(xiàn)間隙：spmin>0 spmin=σpF′-spmax-spM=1.61—0.39—0.8=0.42MP

68、>0 故不會出現(xiàn)間隙。 14-17 解：1）這兩個設(shè)計方案，圖（A）更合理。將兩圖中的外載荷F∑向螺栓聯(lián)接結(jié)合面形心簡化后可知，圖（A）螺栓組只受軸向拉力和橫向剪力，每棵螺栓的總拉力F0相等；而圖（B）螺栓組，由于外載荷F∑力線不通過結(jié)合面形心，故該螺栓組除了承受與圖（A）相同且相等的載荷外，還要多承受一個傾翻力矩M（其大小等于e F∑），使各棵螺栓的總拉力不相等。 （2）①螺栓的總拉力F0和預(yù)緊力F’ 由于在加載之后扳動螺母，故由公式T=2.4F’求到的F’為螺栓的總拉力F0，即螺栓的總拉力： F0=T/2.4=12000/2.4=5000N 又每棵螺栓的工作拉力： F= F∑/4·cos30°=8000/4·/2=3000N 又螺栓拉力增量△F=KcF=1/3·3000=1000N，故螺栓的預(yù)緊力： F’=F0-△F=5000-1000=4000N ②支座底板結(jié)合面間能產(chǎn)生的最大摩擦力Ffmax 。 ∵螺栓的剩余預(yù)緊力F”= F0- F=5000-3000=2000N ∴Ffmax =4 F”· fs=4×2000×0.4=3200N 友情提示：部分文檔來自網(wǎng)絡(luò)整理，供您參考！文檔可復(fù)制、編制，期待您的好評與