1、 WORD格式 可編輯3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，取循環(huán)基數(shù)，試求循環(huán)次數(shù)N分別為7 000、25 000、620 000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。解 3-2已知材料的力學(xué)性能為，試?yán)L制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解 得，即 根據(jù)點(diǎn)，按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示3-4 圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的材料，設(shè)其強(qiáng)度極限B=420MPa，精車，彎曲，q=1，試?yán)L制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。解 因，查附表3-2，插值得，查附圖3-1得，將所查值代入公式，即查附圖3-2，得；按精車加工工藝，查附圖3-4，得，已知，則根據(jù)按比例繪出該

2、零件的極限應(yīng)力線圖如下圖3-5 如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力，應(yīng)力幅，試分別按，求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)。解 由題3-4可知 （1） 工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計(jì)算安全系數(shù) （2） 工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計(jì)算安全系數(shù) 專業(yè)知識 整理分享5-3 分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時(shí)的受力變化情況，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力如何得出？當(dāng)氣缸內(nèi)的最高壓  力提高時(shí)，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力將如何變化？解：最大應(yīng)力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時(shí)，最小應(yīng)力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時(shí)。當(dāng)汽缸內(nèi)的最高壓力提高時(shí)，它的最大應(yīng)力增大，最小應(yīng)力不變。

3、5-4 圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力F作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內(nèi)。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個(gè)螺栓受力最大？堡證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些？ 5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預(yù)緊力Fo=15000N,當(dāng)受軸向工作載荷F10 000N時(shí)，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力。采用橡墊片密封，取螺栓的相對剛度 螺栓的總拉力： 殘余預(yù)緊力為：   5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內(nèi)的工作壓力P=01MPa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm,D2=25

4、0mm.上、下凸緣厚均為25mm.試設(shè)計(jì)此聯(lián)接。10-1 試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作用位置及方向）。 解 受力圖如下圖：10-2如圖，ABC的材料為中碳鋼調(diào)制，其硬度：齒輪A為240HBS，B:260HBS，C:220HBS，試確定齒輪B的許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力.假定：1）齒輪B為“惰輪”（中間輪）齒輪A為主動(dòng)輪，齒輪C為從動(dòng)輪，設(shè);2)齒輪B為在主動(dòng)輪，齒輪A和齒輪C均為從動(dòng)，設(shè)10-3對于做雙向傳動(dòng)的齒輪來說，她的齒面接觸應(yīng)力和齒根彎曲應(yīng)力各屬于什么循環(huán)特性？在做強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)怎么考慮10-4齒輪的精度等級與齒輪的選材及熱處理方法有什么關(guān)系10-

5、5 要提高齒輪的抗彎疲勞強(qiáng)度和齒面抗點(diǎn)蝕能力有那些關(guān)系措施10-7 某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)，已知，兩齒輪的齒數(shù)為，8級精度，小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），壽命20年（設(shè)每年300工作日），每日兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對稱布置，試計(jì)算該齒輪傳動(dòng)所能傳遞的功率。解 （1）齒輪材料硬度 查表10-1，根據(jù)小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217269HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217255 HBS （2）按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算 計(jì)算小齒輪的分度圓直徑 計(jì)算齒寬系數(shù) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由圖10-21d按齒

6、面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。齒數(shù)比 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù) 由圖10-26查得計(jì)算齒輪的圓周速度 計(jì)算尺寬與齒高之比 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)，8級精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù) 由表10-3，查得 按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4查得 按=1查得 由，查圖10-13得故載荷系數(shù) 由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩 （3）按彎曲強(qiáng)度計(jì)算 計(jì)算載荷系數(shù) 計(jì)算縱向重合度 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 由圖10-20c查得小齒輪

7、的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。由圖10-18取彎曲疲勞壽命。計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較 取由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩 （4）齒輪傳動(dòng)的功率 取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值 即 第十一章 蝸桿傳動(dòng)p272習(xí)題答案11-1 試分析圖11-26所示蝸桿傳動(dòng)中各軸的回轉(zhuǎn)方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向。解 各軸的回轉(zhuǎn)方向如下圖所示，蝸輪2、4的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖11-3 設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，傳遞效率，傳動(dòng)比，由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材

8、料為20Cr，滲碳淬火，硬度。蝸輪材料為，金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h，要求工作壽命為7年（每年按300工作日計(jì)）。解 （1）選擇蝸桿傳動(dòng)類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按，估取效率，則 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)，則 確定彈性影響系數(shù) 蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故確定接觸系數(shù) 假設(shè)，從圖11-18中可查得確定許用接觸應(yīng)力 由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 壽命系數(shù) 則 計(jì)算中心

9、距 取中心距，因，故從表11-2中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑。此時(shí)，從圖11-18中查取接觸系數(shù)，因?yàn)?，因此以上?jì)算結(jié)果可用。（3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 蝸桿頭數(shù)，軸向齒距；直徑系數(shù)；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚。蝸輪 蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù) 驗(yàn)算傳動(dòng)比，此時(shí)傳動(dòng)比誤差，是允許的。 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑 （4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力 壽命系數(shù) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 彎曲強(qiáng)度是滿足的。（5）驗(yàn)算效率 已知；

10、與相對滑動(dòng)速度相關(guān) 從表11-18中用插值法查得，代入式得大于原估計(jì)值，因此合格 13-1 試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級最高？哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)不能承受徑向載荷？ N307/P4 6207 30207 51301解 N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑均為35mm，51301的內(nèi)徑為5mm；N307/P4的公差等級最高；6207承受徑向載荷能力最高；N307/P4不能承受徑向載荷。13-5 根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速，已知兩軸承的徑向載荷分別為，外加軸向

11、載荷，作用方向指向軸承1，試確定其工作壽命。解 （1）求兩軸承的計(jì)算軸向力和 對于的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力， 兩軸計(jì)算軸向力 （2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則 （3）確定軸承壽命 由于題目中沒給出在軸承的具體代號，這里假設(shè)選用7207AC，查軸承手冊得基本額定載荷，因?yàn)椋园摧S承1的受力大小驗(yàn)算 13-6 若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其他條件同例題13-2，試驗(yàn)算軸承的壽命。解 （1）求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的

12、空間力系分解為鉛垂面（下圖b）和水平面（下圖a）兩個(gè)平面力系。其中：圖c中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫出）。由力分析可知： （2）求兩軸承的計(jì)算軸向力和 查手冊的30207的， 兩軸計(jì)算軸向力 （3）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則 （4）確定軸承壽命 因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算 故所選軸承滿足壽命要求。13-7 某軸的一端支點(diǎn)上原采用6308軸承，其工作可靠性為90%，現(xiàn)需將該支點(diǎn)軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠性提高到99%，試確定可能用來替換的軸承型號。解 查手冊得6308軸承的基本額定動(dòng)載荷。查表13-9，得可靠性為90%時(shí)，可靠性為99%時(shí)，。 可靠性為90%時(shí) 可靠性為99%時(shí) 即 查手冊，得6408軸承的基本額定動(dòng)載