机械设计课后答案(朱理)

带传动作业 4.1 解： 由题意得： ， 所以   4.3 解： 一、确定计算功率 由表4.6（P69）取KA=1.1 , 则 二、选择带的型号 根据Pca 、n1 由图4.11（P71）选A型V带。 三、确定带轮基准直径dd 1. 确定小带轮基准直径dd1 由表4.4（P61）及图4.11（P71）取dd1 = 90 mm 2. 验算带速 合适 3.计算大带轮基准直径dd2 由表4.4（P61）取dd2 =400 mm 。 4. 验算实际传动比 合适 四、确定中心距及带的基准长度 1.初选中心距 取 2. 确定带的基准长度 由表4.2（P60）取Ld = 2000 mm 3. 计算实际中心距 五、验算包角 合适 六、确定带的根数 由表4.5（P68）得P0 =0.95 , 由表4.7（P72）得△P0 =0.165, 由表4.8（P73）得Kα =0.92, 由表4.2（P60）得KL =1.07, 则 取 七、确定有效拉力 八、求对轴的压力   链传动作业 5.1 解： 1. 选择链轮齿数 1）根据 查表5.5（P92）取z1 = 23 ； 2）则z2 = i z1 =2.9×23 = 66.7，取z1 = 68 2. 确定计算功率 由表5.6（P93）得 KA=1.0 ，则Pca = KA P =1.0×7=7 kw 3. 初定中心距 由题意取 a0 = 40p 4. 计算链条的节数 取 L p = 128 节 5. 选择链条的型号和确定链条的节距 由表5.7（P94）得KZ =1.23； 由表5.8 (P94) 得KL=1.06； 由表5.9 (P94) 得Km =1 则 根据所求出的功率P0和小链轮转速n1由图5.10(P91)查得链号为12A,再根据链号由表5.1(P85)得到链条节距为p =19.05 mm 。 6. 验算链速 合适 7. 确定链传动的实际中心距 8. 链传动作用在轴上的力即压轴力 FQ= 1.2Fe=1.2×998.57=1198.29 N   5.3 解： 1. 选择链轮齿数 1）根据i查表5.5（P92）取z1 = 23 ； 2）则z2 = i z1 =3×23 = 69 2. 确定计算功率 由表5.6（P93）得 KA=1.4 ，则Pca = KA P =1.4×22=30.8 kw 3. 初定中心距 由题意取 a0 = 40p 4. 计算链条的节数 取 L p = 128 节 5. 选择链条的型号和确定链条的节距 由表5.7（P94）得KZ =1.23； 由表5.8 (P94) 得KL=1.06； 由表5.9 (P94) 得Km =1 则 根据所求出的功率P0和小链轮转速n1由图5.10(P91)查得链号为12A,再根据链号由表5.1(P85)得到链条节距为p =19.05 mm 。 6. 验算链速 合适 7. 确定链传动的实际中心距 合适。 8. 链传动作用在轴上的力即压轴力 FQ= 1.2Fe=1.2×3806.2=4567.5 N   5.4 解： 全为顺时针转。   齿轮传动作业 6.1 解： 一、确定大齿轮齿面硬度及齿轮许用应力 1. 由表6.1(P106)选：大齿轮45钢调质 HBS=210 。 2. 由图6.8b(P110)得：σHlin1 = 600 N/mm2 , σHlin2 = 560 N/mm2。 3. N1 = 60n1 j L h = 60×1460×1×10000 = 8.76×108 ； i =z2 /z1 =108 / 32 =3.375 N2 = N1 / i = 8.76×108/ 3.375=2.6×108 ； 由图6.8(P108)得：KHN1=1 , KHN2=1.05 。 4. 取SH=1 , 则： [σH1]= 600 N/mm2 [σH2]= 560× 1.05 = 588 N/mm2 5. 计算K 1) 由表6.2(P112)得：KA =1 2) 计算 mm , d1= z1 m = 32×3= 96 mm v=πd1 n1 /6×104=π×96×1460/6×104=7.34m/s ， 由图6.10(P114)得：K v =1.23 3) 取Kα =1.0 4) , 由图6.13a(P115)得：Kβ =1.02 5) K= KA K v KαKβ =1×1.23×1.0×1.02=1.25 二、按齿面接触疲劳强度校核计算 1.由表6.3(P117)得：ZE =189.8 ，取ZH =2.445 2.由 ； 得： 3. 由 ，得： 6.2 解： 一、选择齿轮 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 、精度及许用应力 1.由表6.1(P106)选：小齿轮45钢调质 HBS=260 ， 大齿轮45钢调质 HBS=220 。 2. 取7级精度。 3. 3. 由图6.9b(P111)得：σFlin1 =230 N/mm2 , σFlin2 = 210 N/mm2 ； 由图6.8b(P110)得：σHlin1 = 600 N/mm2 , σHlin2 = 560 N/mm2 。 4. N1 = 60n1 j L h = 60×1440×1×5×16×300 = 2.07×109 ； N2 = N1 / i = 2.107×109/2.08 =9.97×108 ； 5. 由图6.7(P109)得：KFN1= KFN2=1 ；由图6.8(P108)得：KHN1=1 , KHN2=1 。 6. 取SH=1 ，SF=1.4 ,则： [σF1]= 230×0.7/1.4=115 N/mm2 ,[σF2]= 210×0.7/1.4=105 N/mm2 [σH1]=600 N/mm2 , [σH2]= 560 N/mm2 二、按齿面接触疲劳强度设计计算 1. 试选 K t = 1.3 2. 3. 由表6.5(P121)取 φd =1.1 (不对称布置) 4. 由表6.3(P117)得：ZE =189.8 , 且ZH =2.5 5. 计算： 6. 求K 1) 由表6.2(P112)得：KA =1 2) v=πd1 n1 /6×104=π×50×1440/6×104=3.77 m/s ， 由图6.10(P114)得：K v =1.1 3) 取Kα =1.2 4) 由图6.13a(P115)得：Kβ =1.1 5) K= KA K v KαKβ =1×1.1×1.2×1.1=1.452 7. 修正 三、几何尺寸计算 1. ， 取 2. , 3. , 4. 取 b1 =65 mm , b2 =60 mm 四、按齿根弯曲疲劳强度校核 1. 由表6.4(P120)得：YFa1 =2.60 , YSa1 =1.595 , YFa2 =2.3 , YSa2 =1.71 2. 所以强度足够。 五、结构设计（略）   6.4 解：其螺旋线方向和各受力方向如图所示。 6.5 解：一、求螺旋角 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 二、其各受力方向如图所示。   蜗杆传动作业 7.1 解：各受力方向如图所示。 7.2 解： 一、确定许用应力及计算参数 查表7.10(P161)得[σ0H]=200 N/mm2 , N = 60n2 j L h = 60×46×1×15000 = 4.14×107 [σH]=ZN[σ0H]=0.84×200=168 N/mm2 查表7.9(P160)得ZE=155,查表7.8(P160)得K=1.1 取z1=2 ，则 二、求传递的扭矩和功率 ， 由表7.5(P154)得 ， 则 取 则 所以   滚动轴承作业 8.2 解：1.求轴承所受载荷 由轴承手册得 , Cr = 97.8 KN ,C0r = 74.5 KN 由表8.10(P196)得 由表8.11(P197)得 所以 ， Fae+Fs1= 650+1621.62=2271.62 N > Fs2=742.24 N 所以 Fa1=Fs1= 1621.62 N , Fa2= Fae+Fs1=2271.62 N 2.求轴承的当量动载荷 由表8.10(P196)得 而 ， 由表8.10(P196)得X1=1 , Y1= 0 X2=0.4 , Y2=1.48 由表8.7(P194)得 f P =1.3 P1= f P (X1Fr1+Y1Fa1) =1.3(1×4800+0×1621.62)=6240 N P2= f P (X2Fr2+Y2Fa2) =1.3(0.4×2200+1.48×2271.62)=5514.6 N 因为P1>P2 ，所以取P =P1=6240 N 3. 求轴承的额定动载荷 而C′= 47.54 KN < Cr = 97.8 KN 故该对轴承合适。   8.3 解：1.求轴承所受的径向载荷 2.求轴承所受的派生轴向力 由表8.11(P197)得 Fs = 0.68Fr Fsc=0.68Frc=0.68×933.3=634.64 N Fsd=0.68Frd=0.68×1866.7=1269.36 N 3.求轴承所受的轴向载荷 Fae+Fsd = 750+1269.36=2019.36 N > Fsc =634.64 N 所以 Fac = Fae+Fsd = 2019.36 N , Fad = Fsd = 1269.36 N   8.4 解：1.将作用在齿轮上的力转化到轴上 则 2. 求轴承所受的径向载荷 3.求轴承所受的派生轴向力 初选轴承型号为30207， 由轴承手册得 , Cr = 51.5 KN ,C0r = 37.2 KN 由表8.10(P196)得 由表8.11(P197)得 所以 ， 4.求轴承所受的轴向载荷 Fae+Fs2= 960+47.27=1034.27 N > Fs1=772.61 N 所以 Fa1= Fae+Fs2=1034.27 N , Fa2= Fs2= 74.27 N 5.求轴承的当量动载荷 由表8.10(P196)得 而 ， 由表8.10(P196)得X1=0.4 , Y1=1.6 , X2=1 , Y2=0 由表8.7(P194)得 f P =1.2 P1= f P (X1Fr1+Y1Fa1) =1.2(0.4×2472.35+1.6×1034.27)=3172.53 N P2= f P (X2Fr2+Y2Fa2) =1.2(1×237.65+0×74.27)=285.18 N 因为P1>P2 ，所以取P =P1=3172.53 N 3. 求轴承的额定动载荷 而C′=24.47 KN < Cr = 51.5 KN 故该对轴承合适。 所以轴承型号为30207。   滑动轴承作业 9.2 解： 1. 验算轴承的工作能力 由表9.2(P221)得 ， ， 所以轴承的工作能力不够。 2. 计算轴的允许转速 根据 得 根据 得 所以轴承允许的转速n为477.5 r/min 。 3. 计算轴承能承受的最大载荷 根据 得 根据 得 所以轴承能承受的最大载荷Fr为 19100 N 。 4. 计算轴所允许的最大转速 根据 得 根据 得 根据 得 所以轴所允许的最大转速nmax为596.88 r/min 。 9.3 解：选择轴承材料为ZcuPb5Sn5Zn5 , 则由表9.8(P236)得： ，， 根据 得 所以该轴承所能承受的最大轴向载荷Fa为63617.25 N。   轴作业 11.2 解：其轴系的正确结构如下图所示。 11.4 解：一、求轴上的载荷 1. 计算齿轮上的力 齿轮的分度圆： 圆周力： 径向力： 轴向力： 轴向力对轴产生的弯矩： 2. 求轴的支反力 （如上图所示） 轴左、右端水平的支反力： 轴左端垂直的支反力： 轴右端垂直的支反力： 轴左端的支反力： 轴右端的支反力： 二、绘制轴的弯矩图和扭矩图（如上图所示） 截面处C处水平弯矩： 截面处C处垂直弯矩： 截面处C初合成弯矩： 轴的扭矩： 取联轴器效率为： ，滚动轴承效率为： ， 齿轮效率为： ， 则总效率为： 所以 三、弯扭合成强度校核 考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，则取 ， 截面处C处计算弯矩： 由表11.2(P288)得： 由 得截面处C处的直径为： 考虑键槽的影响则截面处C处的直径为： 11.5 解：一、求轴上的载荷 1. 计算齿轮上的力 齿轮的分度圆： 圆周力： 径向力： 轴向力： 圆周力： 径向力： 轴向力： 轴向力对轴产生的弯矩： 2. 求轴的支反力 （如上图所示） 轴左端水平的支反力： 轴右端水平的支反力： 轴左端垂直的支反力： 轴右端垂直的支反力： 轴左端的支反力： 轴右端的支反力： 二、绘制轴的弯矩图和扭矩图（如下图所示） 截面处Ⅰ处水平弯矩： 截面处Ⅱ处水平弯矩： 截面处Ⅰ处垂直弯矩： 截面处Ⅱ处垂直弯矩： 截面处Ⅰ初合成弯矩： 轴的扭矩： 三、弯扭合成强度校核 考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，则取 ， 各截面处处计算弯矩： 由表11.2(P288)得： 截面Ⅰ处的强度： 截面Ⅱ处的强度： 所以截面Ⅰ、Ⅱ处强度足够。   轴毂联接 12.1 解： 1. 确定键的类型和尺寸 两处都采用平键联接，由手册得： b1×h1×L1 =25×14×80, k1=h1－t =14－9=5 mm b2×h2×L2 =20×12×125 , k2=h2－t =12－7.5=4.5 mm , 2. 确定许用应力 由表12.1(P325)得： ， 3. 校核其连接强度 在半联轴器处采用C型键联接，故其联接强度为： 所以两处平键连接的强度都足够。   螺纹连接 13.2 解： 1. 确定螺栓所需的预紧力 2. 确定螺栓的许用应力 由表13.5(P347)得： 由表13.7(P348)得：S = 2 (不控制预紧力，静载、碳钢、M16~M30) 3. 确定螺栓直径 由机械设计手册得：取M30的螺栓，其d1=27.835 mm，p =2 mm 。   13.3 解：一、计算螺栓受力 取螺栓组个数为20个 。 1. 汽缸盖所受合力FQ ： 2. 单个螺栓所受最大工作载荷Fmax 3. 剩余预紧力F0′： 4. 螺栓所受最大拉力F∑ F∑ =Fmax + F0′= 19634.95 + 35342.92 = 54977.87 N 5. 相对刚度系数 由表13.9(P351)得： 6. 预紧力F0 二、设计螺栓尺寸 1. 选择螺栓材料及等级 因螺栓受变载荷作用，故按静强度条件进行设计，按变载荷情况校核螺栓疲劳强度。螺栓选用45钢，强度等级为5.6级。 2. 计算许用应力 由表13.5(P347)得： 由表13.7(P348)得：S = 3 (不控制预紧力，变载、碳钢、M16~M30) 3. 确定螺栓直径 由机械设计手册得：取M30的螺栓，其d1=28.376 mm， d2=29.026 mm ， p =1.5 mm 。 三、校核螺栓的疲劳强度 1. 计算螺栓的应力幅 2. 计算许用应力 由表13.4(P347)得： 由表13.7(P348)得： 则 3. 疲劳强度校核 因 ，所以疲劳强度满足要求。 故该螺栓组选用直径为：M30的20个螺栓。