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机械设计基础(机电类第三版)习题参考答案.doc

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1、机械设计基础(第3版)复习题参考答案第2章 平面机构运动简图及自由度2-1 答:两构件之间直接接触并能保证一定形式的相对运动的连接称为运动副。平面高副是点或线相接触,其接触部分的压强较高,易磨损。平面低副是面接触,受载时压强较低,磨损较轻,也便于润滑。2-2 答:机构具有确定相对运动的条件是:机构中的原动件数等于机构的自由度数。2-3 答:计算机构的自由度时要处理好复合铰链、局部自由度、虚约束。2-4 答:1. 虚约束是指机构中与其它约束重复而对机构运动不起新的限制作用的约束。2. 局部自由度是指机构中某些构件的局部运动不影响其它构件的运动,对整个机构的自由度不产生影响,这种局部运动的自由度称

2、为局部自由度。3. 说虚约束是不存在的约束,局部自由度是不存在的自由度是不正确的,它们都是实实在在存在的。2-5 答:机构中常出现虚约束,是因为能够改善机构中零件的受力,运动等状况。为使虚约束不成为有害约束,必须要保证一定的几何条件,如同轴、平行、轨迹重合、对称等。在制造和安装过程中,要保证构件具有足够的制造和安装精度。2-6 答:1.在分析和研究机构的运动件性时,机构运动简图是必不可少的;2. 绘制机构运动简图时,应用规定的线条和符号表示构件和运动副,按比例绘图。具体可按教材P14步骤(1)(4)进行。2-7 解:运动简图如下:2-8 答:1. F=3n2PLPH=33240=1。该机构的自

3、由度数为1。2.机构的运动简图如下:2-9答:(a)1.图(a)运动简图如下图;2.F=3n2PLPH=33240=1,该机构的自由度数为1(b)1.图(b)运动简图如下图;2. F=3n2PLPH =33240=1。该机构的自由度数为1。 2-10 答:(a)n=9 PL=13 PH=0F=3n2PLPH=392130=1该机构需要一个原动件。(b)机构中有局部自由度。n=3 PL=3 PH=2F=3n2PLPH=33232=1该机构需要一个原动件。(c)n=5 PL=7 Ph=0F=3n2PLPH =35270=1该机构需要一个原动件。(d)机构中有局部自由度。n=6 PL=8 PH=1F

4、=3n2PLPH =36281=1该机构需要一个原动件。(e)n=5 PL=7 PH=0F=3n2PLPH =35270=1该机构需要一个原动件。(f)机构中A处为复合铰链、B处存在局部自由度。n=9 PL=12 Ph=1F=3n2PLPH =392121=2该机构需要两个原动件。(g)机构中有复合铰链及局部自由度。n=9 PL=12 Ph=2F=3n2PLPH =392122=1该机构需要一个原动件。2-11 解:(a)有复合铰链。n=7 PL=10 PH=0F=3n2PLPH =372100=1有一个原动件,机构中各构件的运动是确定的。(b)有局部自由度及虚约束。n=4 PL=4 PH=2

5、F=3n2PLPH =34242=2有两个原动件,机构中各构件的运动是确定的。(c)有局部自由度。n=6 PL=8 PH=1F=3n2PLPH =36281=2有一个原动件,机构中各构件的运动是确定的。(d)有复合铰链、局部自由度及虚约束。n=8 PL=11 PH=1F=3n2PLPH =382111=1有一个原动件,机构中各构件的运动是确定的。2-12 解:(a)n=5 PL=7 PH=1F=3n2PLPH=35271=0机构的自由度数等于0,说明机构不能运动,机构设计不合理。改进方案如下图:F=3n2PLPH =36281=1改进后机构的自由度数等于原动件数,说明机构具有确定的运动。(b)

6、n=5 PL=7 PH=1F=3n2PLPH=35271=0机构的自由度数等于0,说明机构不能运动,主要原因是D点的轨迹为弧线,而被带动的构件与受到的约束是走直线。改进方案如下图:F=3n2PLPH=36281=1机构的自由度数等于原动件数,说明机构改进方案合理。第3章 平面连杆机构3-1答:平面四杆机构的基本形式有:(1)曲柄摇杆机构,(2)双曲柄机构,(3)双摇杆机构。3-2答:可利用曲柄滑块机构。3-3解:(1)AD+DCAD+AB 此时最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和,故为双摇杆机构。(3)CD+BC=AD+AB 此时最短杆与最长杆长度之和等于其余两杆长度之和,并以最短杆的对

7、杆为机架,故为双摇杆机构。3-4答:曲柄摇杆机构中,当曲柄等速转动时,摇杆返回摆动时的平均速度大于工作行程的平均速度,此现象即为急回特性。3-5答:曲柄滑块机构中,以滑块为主动件,当曲柄与连杆两次共线位置时,通过连杆传递给曲柄的压力角为90,传动角为0,即为死点。克服死点位置的方法可采用飞轮,利用飞轮的惯性通过死点。3-6解:(1)如图,摇杆摆角为:=73.95(2)行程速比系数:(3)最小传动角3-7解:(1)如图,滑块的行程为:S=311.7mm(2)行程速比系数:(3)最小传动角满足要求3-8解:选定比例尺作图。由图中可直接量得机构中各杆的尺寸为:曲柄 lAB=150mm;导杆lCD=4

8、50mm。 3-9解:选定比例尺作图,连接,作此连线的中垂线,相交yy轴即为A点,连接,作此连线的中垂线,相交yy轴即为D点。由图中可直接量得机构中各杆的尺寸。第4章 凸轮机构4-1答:行程是指从动件移动的最大位移h。从动件由最低位置点升至最高位置点的过程中,对应的凸轮转角称为推程运动角。从动件由最高位置点降至最低位置点的过程中,对应的凸轮转角称为回程运动角。从动件处于静止不动时,对应的凸轮转角称为休止角。4-2答:从动件在某瞬时由于加速度和惯性力在理论上均趋于无穷大时引起的冲击,称为刚性冲击。从动件在某瞬时加速度发生有限值的突变所引起的冲击,称为柔性冲击。两种冲击对凸轮机构的强度、震动等都有

9、较大的影响。4-3答:从动件的常用运动规律有:等速运动规律,等加速等减速运动规律,简谐运动规律。等速运动规律在运动的起点和终点会产生刚性冲击,因此只适用于低速轻载的凸轮机构。等加速等减速运动规律在运动的起点,中间点和终点会产生柔性冲击,因此适用于中速的凸轮机构。简谐运动规律在运动的起点和终点会产生柔性冲击,因此适用于中速的凸轮机构。4-4答:当minrT时,则有a0,凸轮实际轮廓曲线不仅出现尖点,而且相交,导致部分轮廓在实际加工中被切去,使从动件工作时不能达到预定的工作位置,无法实现预期的运动规律,这种现象叫运动失真。当minrT时,则可避免运动失真。4-5答:略。4-6答:见下图。基圆半径r

10、0=15mm;推程运动角0=180;行程h=R=30mm; D点处凸轮机构的压力角D=26.57。4-7答:4-8答:4-9答:略。第5章 其它常用机构5-1答:螺距P是螺纹相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应两点间的轴向距离。5-2答:一般联接多用粗牙普通螺纹,自锁性能较好,且强度高。螺旋传动中多用梯形螺纹,传动效率比矩形螺纹低,但工艺性较好,牙根强度高,对中性好。当采用剖分螺母时,还可以调整因磨损而产生的间隙。5-3答:滚珠螺旋机构由螺母、丝杠、滚珠和滚珠循环装置等组成。在丝杠和螺母的螺纹滚道之间装入许多滚珠,以减小滚道间的摩擦,当丝杠与螺母之间产生相对转动时,滚珠沿螺纹滚道滚动,并沿滚珠循环

11、装置的通道返回,构成封闭循环。5-4答:(1)啮合的齿式棘轮机构的棘轮外缘、内缘或端面上具有刚性的轮齿,齿式棘轮机构的棘轮转角都是相邻两齿所夹中心角的倍数,也就是说,棘轮的转角是具有级性改变的。齿式棘轮机构传动平稳、转角准确;但运动只能有级调节,且噪声、冲击和磨损都较大。(2)摩擦式棘轮机构,可以实现无级性改变转角的间歇运动,即可实现运动的无级调节。摩擦式棘轮机构传动平稳、无噪声、;但其运动准确性较差。(3)棘轮机构通常用于实现机械的间歇送料、分度、制动和超越离合器等运动。如自动线上的输送装置,牛头刨床的横向进给机构等。5-5答:槽轮机构是由主动拨盘、从动槽轮、机架等组成的。拨盘以1作等角速度

12、转动时,驱动槽轮作时动时停的单向间歇运动。当拨盘上圆销末进入槽轮径向槽时,由于槽轮的内凹锁止弧被拨盘的外凸圆弧卡住,故槽轮静止。圆销刚开始进入槽轮径向槽时,这时锁止弧刚被松开,因此槽轮受圆销的驱动开始沿顺时针方向转动;当圆销离开径向槽时,槽轮的下一个内凹锁止弧又被拨盘的外凸圆弧卡住,致使槽轮静止,直到圆销再进入槽轮另一径向槽时,两者又重复上述的运动循环。5-6答:不完全齿轮机构,由具有一个或几个齿的不完全齿轮1、具有正常轮齿和带锁止弧的齿轮2及机架组成。在轮1主动等速连续转动中,当轮1上的轮齿与轮2的正常齿相啮合时,轮1驱动从动轮2转动;当轮1的锁止弧S1与轮2锁止弧S2接触时,则从动轮2停歇

13、不动并停止在确定的位置上,从而实现周期性的单向间歇运动。第6章 带传动和链传动6-1答:1. 带传动的主要类型有摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动按传动带的截面形状又可分为:平带传动、V型带传动、多楔带传动、圆带传动等。2. 带传动的特点:(1)传动平稳,噪声小;(2)过载打滑保护;(3)带传动的中心距大,结构简单,制造、安装和维护较方便,且成本低;(4)因存在弹性滑动,故传动比不稳定,且传动效率较低(5)不宜在酸、碱等恶劣环境下工作。6-2答:1. 带传动时紧边与松边的拉力之差称为有效圆周力F。2. 初拉力是带传动未工作时,带中拉力。3. 两者关系:,F与F0成正比。6-3答:1. 弹性滑动

14、的原因是带的弹性变形和拉力差而产生的带与带轮间的滑动。打滑的原因是过载。2. 影响:弹性滑动使从动轮的圆周速度小于主动轮的圆周速度。打滑回使带传动失效。3. 弹性滑动不可避免,打滑可以避免。6-4答:1. 带截面上存在的应力有:由拉力产生的拉应力、离心力产生的拉应力、带绕在带轮上弯曲变形产生的拉应力。2. 应力分布见教材图6-4。3. 紧边绕入小带轮时所受的应力最大。6-5答:小带轮包角增大,有效拉力F也增大。由于大带轮的包角大于小带轮的包角,故打滑首先发生在小带轮上,所以只给出小带轮包角的公式。6-6答:一般情况,带传动的打滑多发生在小带轮上,因为大带轮的包角大于小带轮的包角。6-7答:带的

15、基准长度:V带在规定的张紧力下,带与带轮基准直径相配处的周线长度。带轮基准直径:和V带节宽相对应的带轮直径称为基准直径。6-8答:V带传动的设计准则:在保证带传动不打滑的条件下,使带具有一定的疲劳强度和寿命。6-9答:验算带速:带速高则离心力增大,使带与带轮间的摩擦力减小,传动易打滑,且带的绕转次数多,使带的寿命降低。带速低则带传递的圆周力增大,带的根数增多。6-10答:1. 带传动的张紧装置:当带传动工作一段时间后,会产生松弛变形,使张紧力减小,故带传动要设置张紧装置。2. 张紧方法:(1)调整中心距;(2)采用张紧轮。6-11答:许用功率;:单根普通V带的基本额定功率;:单根普通V带的基本

16、额定功率增量;:包角系数;:带长修正系数。:考虑实际传动比时,V带绕过大带轮所受的弯曲应力比特定条件下的小,额定功率的增大值;:考虑包角时包角对传递功率的影响;考虑带为非特定长度时带长对传递功率的影响。6-12答:1. 或5m/s:应重选带轮直径;2. :适当增大中心距或加张紧轮等方法;3. Z太多:重选带的型号。6-13答:与带传动相比,链传动的优点如下:链传动能得到准确的平均比;链条不需要太大的张紧力,故对轴的作用力小,传递的功率较大,低速时能传递较大的圆周力。可在高温、油污、潮湿、日晒等恶劣环境下工作。链传动的缺点如下:传动平稳性差,不能保证恒定的瞬时链速和瞬时传动比;链的单位长度重量较

17、大,工作时有周期性的动载荷和啮合冲击,引起噪声;链节的磨损会造成节距加长,甚至使链条脱落,速度高时,尤为严重,同时急速反向性能差,不能用于高速。6-14答:当链条连成环形时,正好是外链板和内链板相接,接头处可用开口销或弹簧锁紧,若链节数为奇数,则需采用过渡链节,在链条受拉时,过渡链节还要承受附加的弯曲载荷,所以通常应采用偶数链节。6-15答:F=710.87N6-16答:v=9.42m/s;1=172.36;F=530.78N。6-17答:略。6-18答:P=2.5kw6-19答:略。第7章 齿轮传动 7-17-20答:略(见教材)。7-21答:(1) k=3.4;k =31;k=36.05m

18、m.。(2) r=63.85mm;k=0.014904(rad);=21.84mm。7-22答:分度圆直径 d1=38mm齿顶圆直径 da1=42mm齿根圆直径 df1=33mm基圆直径 db1=36mm齿距 p =6.28mm齿厚 s=3.14mm齿槽宽 e=3.14mm7-23答:模数 m=3mm分度圆直径 d1=60mm d2=180mm齿顶圆直径 da1=66mm da2=186mm齿根圆直径 df1=52.5mm df2=172.5mm7-24答:模数 m=5mm齿顶高系数 ha*=17-25答:可行齿轮的齿数 z2=52模数 m=2.5mm分度圆直径 d2=130mm齿顶圆直径 d

19、a2=135mm齿根圆直径 df2=123.75mm7-26答:模数 m=3mm齿顶高 ha=3mm齿根高 hf=3.75mm全齿高 h=6.75mm顶隙 c=0.75mm分度圆直径 d=120mm基圆直径 db=112.76mm齿顶圆直径 da=133.5mm齿根圆直径 df=112.5mm齿距 p=9.425 mm齿厚 s=4.712 mm齿槽宽 e=4.712 mm7-27答:i=n1/n1=400/100=4取z1=20 z2=80m=2mm7-28答:因为两轮的模数相等,m=10mm,且压力角相等,所以两轮可以正确啮合。7-29答:z2=70;a=135mm;da2=216mm;df

20、2=203.25mm;db2=197.335mm;k2=8.28,取k2=8;W=69.364 mm。7-30答:(1)中心距 a=112.5mm。(2)分度圆直径d2=130mm;齿顶圆直径da2=135mm;齿根圆直径df2=123.75mm;基圆直径db2=122.16mm;分度圆上的齿厚及槽宽s=e=3.927mm。(3)啮合角=21.978 mm。节圆半径r1=48.133mm;r2=65.867mm。(4)齿顶圆压力角a2=25.192 mm。7-31答:(1):轮1和轮4的渐开线形状相同。(2):轮1和轮2能正确啮合。(3):轮1和轮2可用同一把滚刀制造,不可以用同一把铣刀制造。

21、7-32答:中心距 a=150mm7-33答:标准直齿圆柱齿轮的标准中心距为:a=92.5 mm。依题意,当采用标准斜齿圆柱齿轮时,取:a=95 mm。则:螺旋角=13.174;分度圆直径d1=53.919mm;齿顶圆直径da1=58.919mm;齿根圆直径df1=47.669mm;当量齿数zv1=22.749;齿轮2的尺寸计算略。7-34答:(1)当=12时,中心距a=117.569mm。(2)当改取a=120时,螺旋角等于16.598。7-35答:(1)T1=39792Nmm;cos=0.978;=12.101;d1=70.568mm;Ft2=1128N;Fr2=420N;Fa2=242N

22、;(2)7-36答:(1)齿轮3的轮齿旋向为右旋,齿轮4的轮齿旋向为左旋。齿轮1轴向力方向向上,齿轮2的轴向力方向向下,齿轮3轴向力方向向上,齿轮4的轴向力方向向下。(2)(3)3=65714。7-37答:略。7-38答:d1=103.528mm;d2=414.110mm;da1=111.528mm;da2=422.110mm;df1=94.528mm;df2=405.110mm;a=258.819mm。7-39答:d1=110mm;d2=330mm;1=18.435;2=71.565;da1=119.487mm;da2=333.162mm;df1=98.616mm;df2=326.205mm

23、,R=173.925mm;a1=20.082;a2=73.212;f1=16.459;f2=69.589;zV1=23.190;zV2=208.710。第8章 蜗杆传动8-1答:特点:传动比大,结构紧凑;传动平稳,噪声小;可制成具有自锁性的蜗杆传动机构;传动效率低;蜗轮的造价较高。一般用于减速传动,传递空间两相错轴之间的运动和动力。8-2答:传动比的计算公式为:。不能用分度圆直径之比表示传动比,因为当蜗杆转过一周时,蜗轮将转过个齿。8-3答:与齿轮传动相比,蜗杆传动的失效形式的特点如下:蜗杆传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。因为蜗杆传动中由于蜗杆为连续的螺旋齿,且其材料的强度高

24、于蜗轮轮齿的强度,所以失效总是发生在蜗轮轮齿上。由于蜗杆传动的相对滑动速度大,发热量大而效率低,故传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。8-4答:中间平面:通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的剖面。在中间平面内蜗杆和蜗轮的啮合相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。该平面内的参数为标准值。8-5答:因为蜗杆传动齿面间存在较大的相对滑动,摩擦损耗大,传动的效率较低。一般为0.70.8,具有自锁性的蜗杆传动,效率小于0.5。8-6答:由于蜗杆齿呈连续的螺旋状,它与蜗轮齿的啮合是连续不断地进行的,同时啮合的齿数较多,故传动平稳,噪声小。8-7答:由于蜗杆传动的效率低,发热量大,若不及时散热,将引起箱体内

25、的油温升高,粘度降低,润滑失效,导致齿面磨损加剧,甚至胶合。因此要依据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量进行热平衡计算,以保证油温稳定地处在规定的范围内。当热平衡不满足时,应采取下列措施:在箱体外表面设置散热片,以增加散热面积;在蜗杆轴上安装风扇;在箱体油池内安装蛇形冷却水管,用循环水冷却;利用循环油冷却。8-8答:对闭式蜗杆传动,一般按齿面接触疲劳强度设计,按齿根弯曲疲劳强度校核和热平衡核算;对开式蜗杆传动或传动时载荷变动较大,或蜗轮齿数大于90的蜗杆传动,通常只需按齿根弯曲疲劳强度进行设计。当蜗杆直径较小而跨距较大时,还应作蜗杆轴的刚度验算。8-9答:蜗杆传动要求蜗杆和蜗轮具有足够的强

26、度,良好的减摩性、耐磨性和抗胶合能力。一般采用钢制蜗杆配青铜制蜗轮。设计时应根据齿面滑动速度及载荷来选择材料。8-10答:8-11答:8-12答:第9章 轮系9-19-4答:略。9-5答:v=10.5mm/s,方向向左。9-6答:zb=45,zc=489-7答:进给速度是50mm/min,方向向右。9-8答:这是一个行星轮系。其中齿轮 1、3为中心轮,齿轮2、2为行星轮,构件H为行星架。 则有: , 传动比 为10,构件S与H的转向相同。 9-9答:i15=0.42,齿轮1与5转向相同。9-10答:i1H=1+z3*( z4+ z6)/(z1*z4)9-11答:这是一个组合轮系。齿轮 3、4、

27、4、5和行星架 H组成行星轮系,其中齿轮3、5为中心轮,齿轮4、4为行星轮。齿轮1、2组成定轴轮系。 在行星轮系中:(1) 在定轴轮系中: (2) 又因为: , , (3) 依题意,指针P转一圈即np=1(4) 此时轮子走了一公里,即 (5) 联立(1)、(2)、(3)、(4)、(5)可求得z2=68。9-12答:齿轮7的转速n7=-192r/min,齿轮7与齿轮1的转向相反。9-13答:齿轮1的转速n1=2800r/min,齿轮1与齿轮7的转向相同。9-14答:n3=872r/min9-15答:齿轮7的转速n7=45.45r/min,齿轮7与齿轮1的转向相同。9-16答:解:(1)求nA0时

28、工作进给传动比i64当nA0时,双联齿轮2和3为行星轮,H为行星架,齿轮1和齿轮4为中心轮,它们一起构成行星轮系部分;齿轮5和齿轮6构成定轴轮系部分,该轮系为组合轮系。对行星轮系部分(a)对定轴轮系部分(b)注意到此时n1 nA 0,两部分轮系之间的运动联系为:nHn5,由(b)得:(c)将(c)代入(a),整理得:(2)求nB0快速进给传动比i14当nB0时,nBn6n5nH0,所以齿轮1、2、3、4构成定轴轮系第10章 连接10-1答:略。10-2答:见教材P163表10-1。10-3答:增加联结刚度、紧密性和提高防松能力。10-4答:略。10-5答:b=900MPa,S=720MPa。螺

29、母应选用35钢,9级,需要进行热处理。10-6解:(1)t0=2803.148110=5.5 d,螺栓间距满足紧密性要求,合理。(2)图中的螺母拧紧顺序不合理。10-7.解:由d1=,F=推出:FS=696.2N所以该联结允许传递的静载荷为696.2N。10-8.解:(1)求螺栓所受预紧力:F=8888.89N 。(2)确定需用应力:根据材料是Q235可知B=400MPa,s=240MPa。查表10-3取安全系数S=4,所以= s /S=60MPa。(3)计算螺栓直径d1=15.66mm,查机械设计手册选择螺栓:M1670,螺母为M16。10-9解:单个螺栓所受的总拉力F为:F=2.5Fa/4

30、=2.54500/4=2812.5N。许用应力:=s /S=240/4=60MPa。计算螺纹的小径:=8.81mm查表选用M10的螺纹。10-10解:(1)根据螺栓材料35钢(5.8级),有B=500MPa, s=400MPa。(2)螺栓所受的总拉力FQ取螺栓数z=12,每个螺栓所受的工作载荷为查表得F=1.6F,则FQ=F+ F=2.619635=51050N。(3)计算所需螺栓直径查表得:安全系数S=2,则=400/2=200MPa,所需螺栓直径=20.6mm查表选用12个M24的螺栓。螺栓间距t0=3503.1412168=7 d,螺栓间距满足紧密性要求。(4)查手册得螺栓、螺母、垫圈的

31、型号为螺栓 GB5782-86 M2490;螺母 GB6170-86 M24;垫圈 GB93-87 24。10-11答:略。10-12答:平键的下面与轴上键槽贴紧,上面与轮毂键槽顶面留有间隙。两侧面为工作面,依靠键与键槽之间的挤压力传递功率。加工容易、装拆方便、对中性好,应用非常广泛。10-13答:可以考虑增加键的长度、采用双键或花键连接。10-14答:见教材P173174之间。10-15答:略。10-16答:矩形花键用小径定心。渐开线花键用齿形定心。10-1718答:略。10-19答:查教材表10-7及表10-8得键的尺寸:b=14,h=9,l=90。代号标记为:GB/T1096 键1499

32、0强度校核挤压强度足够。10-20答:转矩TC=208.9Nm选择联轴器型号:TL6。10-21答:转矩TC=275.7Nm选择联轴器型号:TL7。10-2224答:略。第11章 轴11-1答:电动机轴-转轴;减速器轴-转轴;车床的主轴-转轴;卡车发动机与后桥之间的轴-传动轴;铁路车辆的轴-心轴。11-2答:普通自行车的前轮轴、后轮轴、脚踏轴是心轴;自行车的中轴、立轴是转轴。11-3答:轴上零件的轴向定位常用轴肩、套筒。轴上零件的周向定位常用键、螺钉、销钉等。11-4答:减速器轴各部分名称为:轴上与轴承配合的部分称为轴颈,与轮毂配合的部分称为轴头,联接轴颈和轴头的非配合部分统称为轴身,直径大且

33、呈环状的短轴段称为轴环,截面尺寸变化的台阶处称为轴肩。11-5答:轴的常用材料有碳素钢、合金钢、球墨铸铁等。工程中常用35、45、50等优质碳素钢,其中以45钢用得最为广泛。其价格低廉,对应力集中敏感性较小,可以通过调质或正火处理以保证其机械性能,通过表面淬火或低温回火以保证其耐磨性。对于轻载和不重要的轴也可采用Q235、Q275等普通碳素钢.合金钢常用于高温、高速、重载以及结构要求紧凑的轴,有较高的力学性能,但价格较贵,对应力集中敏感,所以在结构设计时必须尽量减少应力集中。球墨铸铁耐磨、价格低、吸振性好,对应力集中的敏感性较低,但可靠性较差,一般用于形状复杂的轴,如曲轴、凸轮轴等。11-6答

34、:主要应考虑轴上零件的轴向定位、固定和周向固定: 为了保证轴上零件靠紧定位面,轴肩处的圆角半径R必须小于零件内孔的圆角R1 或倒角C1; 轴上零件的轴向固定就是不允许轴上零件沿轴向窜动。轴上零件的周向固定是保证轴上的传动零件与轴一起转动。 制造工艺和装配工艺要求:制造工艺要求是指轴的结构应尽可能便于加工,节约加工成本。为此,轴端倒角的尺寸应尽量一样,轴肩的圆角半径也要尽可能相同。若轴上采用多个单键联接时,键宽应尽可能统一,并在同一加工直线上。在磨削和车螺纹的轴段应有砂轮越程槽和螺纹退刀槽。标准尺寸要求:轴上的零件多数都是标准零件,如滚动轴承、联轴器、圆螺母等,因此与标准零件配合处的轴段尺寸必须

35、符合标准零件的标准尺寸系列。 提高轴的疲劳强度:加大轴肩处的过渡圆角半径和减小轴肩高度,就可以减少应力集中,从而提高轴的疲劳强度。提高轴的表面质量、合理分布载荷等也可以提高轴的疲劳强度。11-7答:为了保证轴上零件靠紧定位面,轴肩处的圆角半径R必须小于零件内孔的圆角R1 或倒角C1; 轴肩高度一般取h=(0.070.1)d。11-8答:的含义是折合系数,其大小按教材P199200定。11-9答:危险剖面应取在(1)受力大处;(2)受力不是最大但应力集中处。11-10答:提高轴的疲劳强度主要是加大轴肩处的过渡圆角半径和减小轴肩高度,就可以减少应力集中,从而提高轴的疲劳强度。提高轴的表面质量、合理

36、分布载荷等也可以提高轴的疲劳强度。11-11答:此轴系有以下错误结构:(1)左轴承处轴肩过高,轴承无法拆卸。(2)齿轮与轴连接的键槽位置不对,应开在配合轴段的中部。(3)齿轮右端没有固定。(4)两个键槽不在同一条线上,工艺性不好。(5)右端零件的轮毂宽度与配合轴段的长度一样,轴端挡板不能可靠的固定住右端零件。11-1214答:略。第12章 轴承12-1答:滑动轴承按所承受的载荷方向不同分向心滑动轴承、推力滑动轴承,向心滑动轴承用于承受径向载荷,推力滑动轴承用于承受轴向载荷。12-2答:常用的轴瓦材料有:轴承合金、青铜、黄铜、铸铁、塑料、橡胶及粉末冶金等。轴承合金机械强度较差,只能用作轴承衬。1

37、2-3答:开油孔、油沟的目的是为了把润滑油导入轴承工作表面。开油孔、油沟时应注意:(1)油沟与轴瓦端面应保持一定距离,以防止漏油。(2)油孔和油沟应开在非承载区。12-4答:验算平均强度p是为防止轴颈与轴瓦间的润滑油被挤出而发生过渡磨损。验算pv值是为了防止轴承因温度升高过热,导致润滑不良或失效发生胶合。验算速度v是为防止滑动速度过高而加速磨损。12-5答:略。12-6答:6201-深沟球轴承,直径系列代号为2,内径 12mm,公差等级为0级。6410-深沟球轴承,直径系列代号为4,内径 50mm,公差等级为0级。5130-推力球轴承,直径系列代号为1,内径 150mm,公差等级为0级。731

38、1C-角接触球轴承,直径系列代号为3,内径 55mm,接触角15,公差等级为0级。30312-圆锥滚子轴承,宽度系列代号为0,直径系列代号为3,内径 60mm,公差等级为0级。N211/P5-圆柱滚子轴承,直径系列代号为2,内径 55mm,公差等级为5级。 12-7答:6207、6307、6407轴承的内径相同,外径及宽度尺寸、基本额定动载荷为:6207小,6407大,6307介于二者之间。轴承的直径系列代号指:内径相同的轴承配有不同的外径尺寸系列。12-8答:主要应考虑载荷条件、转速、调心性能、允许的空间、装调性能及经济性等。12-9答:见教材P233。12-10答:滚动轴承的失效形式主要有

39、:疲劳点蚀、塑性变形及磨损等。12-11答:基本额定动载荷是指基本额定寿命为L=106r时,轴承所能承受的最大载荷。 基本额定静载荷是轴承两套圈间相对转速为零,使受最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值k时的静载荷。12-12答:滚动轴承的基本额定寿命:一批相同的轴承,在同样的受力、转数等常规条件下运转,其中有10%的轴承发生疲劳点蚀破坏(90%的轴承未出现点蚀破坏)时,一个轴承所转过的总转(圈)数或工作的小时数称为轴承的基本额定寿命。滚动轴承的当量动载荷是将作用在轴承上的实际载荷折算成在一定的试验条件下的载荷。在该载荷的作用下,轴承的寿命与实际载荷作用下轴承的寿命相同。滚动轴

40、承基本额定寿命的计算公式为当量动载荷的计算公式为P=fP(XFr+YFa)。12-13 解:材料ZcuSn5PB5Zn5的性能参数分别为p=8Mpa;pv=15MPam/s;v=3m/s。(1)验算平均压强p(2)验算pv值(3)验算v值12-14解:6208轴承的基本额定静载荷为18kN,应用线性差值法求得e值为:,取X0.56,Y值用线性差值法求得:N12-15解:6307轴承的基本额定动载荷为33.2KN,此轴承满足要求。12-16解:略。12-17解:依题意d=30mm,试选6006轴承,查手册得 C13200N,C08300N。应用线性差值法求得e值为:,取X0.56,Y值用线性差值

41、法求得:可知所选6006轴承合适。12-18解:两轴承的轴向力为:=1600N,=2400N。12-19解:Lh=67941h。12-20解:(1)计算轴承轴向力、. 计算内部轴向力查表12-13 7310AC轴承内部轴向力的计算公式为,故有: .绘出计算简图. 判断轴承被压紧或被放松因为 由计算简图可判定轴承1被压紧,轴承2被放松。. 计算两轴承的轴向力(2)计算当量动载荷、由表12-12,查得e=0.68,而: 查表12-12可得:则轴承的当量动载荷为:(3)计算轴承寿命因,且两轴承型号相同,所以只计算轴承2寿命,7310AC轴承的基本额定动载荷为C55500N,取,故可见该对轴承满足要求

42、。12-21解:(1)计算轴承所受载荷斜齿轮的转矩T为:,分度圆直径,斜齿轮所受圆周力、径向力、轴向力分别为:由于对称布置,轴承所受径向力,(2)试选6211轴承进行计算。该轴承C=43200N;C0=29200N。,应用线性插值得e=0.205,取X0.56,Y值应用线性插值求得Y2.145故此轴承满足要求。12-22答:(1)C1=2.5mm;(2)r1=1mm,r2=2mm;(3)h=3mm(4)d=42mm,C=1mm;l=58mm。12-23 答:分析图12-43,此轴系有以下错误:(1)转动件轴与静止件右轴承端盖直接接触,二者之间无间隙。(2)套筒直径过大,且与轴承外圈接触。(3)

43、与齿轮配合轴段的长度和齿轮轮毂的宽度一样,套筒不能可靠的固定住齿轮。与齿轮配合轴段的长度应略短于齿轮轮毂的宽度。(4)轴外伸端无轴肩,半联轴器轴向未固定。(5)半联轴器周向未固定。(6)左轴承左侧的轴段及轴上的挡圈无用。(7)右轴承右端面处的轴段无轴肩,不易安装轴承。如不加轴肩,则轴承右端面右侧轴段的直径应略小于安装轴承处轴段的直径。(8)半联轴器盲孔。(9)装轴承盖箱体的加工面与非加工面没有分开。(10)左轴承处轴肩过高,轴承无法拆卸。(11)齿轮上的键过长。(12)轴承盖与箱体之间无调整垫片,轴承的轴向间隙无法调整。(13)如果轴承用脂润滑,则缺少挡油环。(14)右轴承端盖上无密封件。正确

44、图如下:第13章 机械的调速与平衡13-1 机械运转过程中为什么会发生速度波动?速度波动有哪几种类型? 答:当作用在机器上的驱动力及阻抗力随时间变化时,机械的主轴的速度和加速度也是随时间而变化的,这使机械在运动过程中将会出现速度波动。速度波动有“周期性速度波动”与“非周期性速度波动” 两种类型。13-2 说明“周期性速度波动”与“非周期性速度波动”的危害。答:周期性速度波动的的危害是:在机械运动副中引起附加的动压力,降低机械的工作效率,还会影响机械所进行的工艺过程和工作质量;同时又可能在机械中引起振动,这些振动将影响机械各部分的强度和消耗部分动力。非周期性速度波动的危害是:在机器的稳定运转时期,如果驱动力、生产阻力或有害阻力突然发生巨大变化,机器主轴的速度

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