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1、第一章 机械设计基础知识 思 考 题 1-1 机械零件设计应满足哪些基本准则？ 1-2 什么叫机械零件的失效？机械零件主要的失效形式有哪些？ 1-3 提高机械零件强度的措施有哪些？ 1-4 在什么条件下要按刚度准则设计机械零件？提高零件的刚度有哪些措施？ 1-5 选用机械零件材料时主要考虑什么原则？ 1-6 举例说明什么叫静载荷、变载荷、静应力和变应力？ 1-7 什么是零件的工作应力、计算应力、极限应力和许用应力？ 1-8 影响材料的极限应力的因素有那些？ 1-9 线性疲劳损伤累积方程（Miner方程）的意义是什么？
2、 1-10 影响材料疲劳强度的主要因素有哪些？原因是什么？这些因素对变应力的哪一部分有影响？ 1-11 什么是有效应力集中系数？机械零件设计中，常见的应力集中源有哪些？有三个形状尺寸一样，工作条件也相同，分别用铸铁、低强度钢、高强度钢制造的零件，哪个零件的有效应力集中系数最大？ 1-12 什么叫接触应力和接触强度？影响接触应力大小的因素有哪些？ 1-13 举例说明零件的结构及工艺对被设计零件疲劳强度的影响。 习 题
3、 1-1 从手册中查找下面各材料的名称和性能数据，并填入表中： 材料牌号 材料名称 抗拉强度极限 σB/ MPa 屈服强度极限 σs / MPa 延伸率 σ5 / % 硬 度 HB 弹性模量 E / MPa HT200 ZG270-500 Q235 45调质 40Cr QA19-4
4、 1-2 已知σmin＝500 MPa，σa = 300 MPa，求 σmax，σm，r,并画出变应力图。 1-3 图示为一转轴，在轴上作用有轴向力Fa＝3000 N和径向力Fr＝6000N，支点间距L＝300 mm，轴的直径d＝50mm，求力Fr 作用面上的σmax，σmin，σm，σa，r，并画出变应力图。 1-4 已知一合金结构钢的简化疲劳极限线图如图所示。等效系数ψσ＝0.43，若零件工作应力点M 恰在 OE 线上，其最大工作应力σmax＝426 MPa，最小工作应力σmin＝106 MPa，有效应力集中系数kσ
5、＝1.42，绝对尺寸系数 εσ＝0.91，表面状态系数 β＝1，试求按简单加载情况下零件的安全系数（按无限寿命考虑）。 1-5 某钢制零件承受非对称循环（循环特性 r＝-0.4）的两级应力（不稳定变应力）作用，第一级名义应力最大值 σ1＝500 MPa，作用105次，第二级名义应力最大值 σ2＝400 MPa，作用2×105次，如该钢材的标准平滑试件试验得的 σ-1＝500 MPa，σ0 =800 MPa，循环基数 N0 = 107次，材料常数 m = 9，该零件的有效应力集中系数 kσ =1.62，绝对尺寸系数 εσ＝0.83，表面状态系数 β＝0.95。试估算该零件的计算
6、安全系数。 例 题 例1-1 某转动心轴，其危险剖面上的平均应力为 σm = 20 MPa，应力幅 σa = 30 MPa，试求最大应力 σmax 、最小应力 σmin 和循环特性 r。 解 最大应力为 σmax =σm + σa = 20 + 30 = 50 MPa 最小应力为 σmin = σm - σa = 20 - 30 = -10 MPa 循环特性为 该变应力为非对称循环变应力。 例1-2 某静止构件受弯曲应力 σb＝150 MPa，扭转剪应
7、力 τr＝50 MPa；材料为35钢（σB＝540 MPa，σs＝320 MPa）。试分别用第一、三、四强度理论求计算应力 σca，并校核静强度是否安全？用哪个强度理论较为合理？ 解 （1）求材料的许用拉应力 由于 σs/σB = 320／540＝0.593，按表用内插法得 许用拉应力 MPa （2）按第一、三、四强度理论求计算应力 σca 按第一强度理论得 MPa 按第三强度理论得 MPa 按第四理论强度得 MPa （3）结论 由于许用拉应力 [σ]＝212 MPa 均大于按第一、三、四强度理论所求得的计算应力 σca，所以
8、该构件强度足够，较为安全。但由于35钢塑性较好，故用三、四强度理论较合理。 例1-3 如图所示，某轴受弯矩 M 作用。已知：材料为 优质碳素结构钢，其抗拉强度极限 σB =600 MPa；D =60 mm； d =55 mm；r =1.5 mm；表面精车削加工（表面粗糙度 Ra =1.6 μm）；调质处理。求过渡圆角处的有效应力集中 糸数 kσ 、绝对尺寸系数 εσ 和表面状态系数 β。 解 （1）有效应力集中糸数 kσ 为求（D－d）/r = 3.33 及 r/d = 0.0273 参数下的 kσ 值，须先从附表1-2中查出 （D－d）/r = 2 以及 r/d =
9、0.02 和0.03下的kσ值，然后通过插值计算才可求得所要求的 kσ 值。 计算步骤如下： 查附表1-2，在（D－d）/r =2 和 σB = 600 MPa 条件下，r/d = 0.02 时，kσ = 1.47，r/d = 0.03 时，kσ = 1.67；通过内插法可求得（D－d）/r = 2，r/d = 0.0273时的应力集中糸数为 再查附表1-2，在（D－d）/r = 4 和 σB = 600 MPa 条件下，r/d = 0.02 时，kσ =1.86，r/d = 0.03时，kσ =1.88；通过内插法可求得（D－d）/r = 4，r/d =
10、 0.0273时的应力集中糸数为 最后再通过内插法计算即可求得（D－d）/r ＝3.33 和 r/d = 0.0273 时的有效应力集中糸数为 （2）绝对尺寸糸数 εσ 查查附表1-4，当 d＝55 mm，材料为碳素结构钢时，εσ = 0.81。 （3）表面状态系数 β 查附表1-5，当材料的 σB＝600 MPa 及表面精车削加工（Ra＝1.6 μm）田寸，β＝0.95。 在疲劳强度计算中，应根据具体晴况选取 β 值。例如，零件表面只经过切削加工或不加工时，则应按附表1-5选取 β 值；若零件表面不仅机械加工而且经过强化工艺处理，则应按附表1-6 选取 β 值。 例1-
11、4 一优质碳素结构钢零件，其σB＝560 MPa，σs＝280 MPa，σ-1＝250 MPa。承受工作变应力 σmax＝155 MPa，σmin＝30 MPa。零件的有效应力集中系数 kσ = 1.65，绝对尺寸糸数 εσ = 0.81，表面状态糸数 β=0.95（精车）。如取许用安全系数［S］＝1.5。校核此零件的强度是否足够。 解 （1）计算应力幅和平均应力 应力幅 MPa 平均应力 MPa （2）计算疲劳强度安全糸数 椐表1.5查得等效糸数ψσ＝0.30（拉压应力，车削表面）。 计算安全系数为 （3）计算静强度安全糸数
12、 由上述计算结果可知，该零件的疲劳强度和静强度安全系数均大于许用安全糸数[S]＝1.5，故零件强度足够。 例1-5 一转轴受规律性非稳定非对称循环变应力作用，其各级变应力的σa和σm初的名义值见下表的第二、第三列。各级变应力的循环次数见第四列。材料力45钢调质，σ-1＝250MPa，m＝9，N0＝107。kσ = 1.76，εσ = 0.78，表面状态糸数 β=0.95，ψσ＝0.34。许用安全糸数[S]＝1.5。求该轴的计算安全糸数Sσ。 解 （1）计算各级变应力的当量应力σi 根据式（1-33） σi 的计算结果见下表的第五列。 例1-5表
13、 MPa 应力级序号 应力幅 σa 平均应力 σm 循环次数 ni 当量应力 σi 1 2 3 120 110 90 20 20 20 3×104 7×104 4×106 292 268 220.6 （2）求当量应力循环次数Nv 因 σ3 小干材料的σ-1，故对零件不会造成疲劳损伤，在求Nv时不计入。 根据式（1-39） （3）求寿命糸数KN 根椐式（1-40） （4）求计算安全糸数S 根据式（1-41） 结论：该转轴疲劳强
14、度足够安全。 第二章 螺纹联接及轴毂联接 思 考 题 2-1 常用螺纹有哪些类型？其中哪些用于联接，哪些用于传动，为什么？哪些是标准螺纹？ 2-2 螺纹联接预紧的目的是什么？如何控制预紧力？ 2-3 拧紧螺母时，螺栓和被联接件各受什么载荷？拧紧力矩要克服哪些阻力矩？ 2-4 联接螺纹能满足自锁条件，为什么在设计螺纹联接时还要考虑防松问题？根据防松原理，防松分哪几类？可拆卸的防松中哪类工作可靠，为什么？ 2-5 在受横向载荷的螺纹联接中，螺栓是否一定受剪切？为什么？ 2-6 为改善螺纹牙上载荷分配不均现象，常采用悬置螺母或内斜螺母，试分析其原因。 2-7 画出题
15、2-7图中各螺纹联接的正确结构并选择标准螺纹联接件。 2-8 平键的标准截面尺寸如何确定？键的长度如何确定？ 2-9 矩形花键和渐开线花键如何定心？ 2-10 过盈配合联接中有哪几种装配方法？哪种方法能获得较高的联接紧固性？为什么？ 2-11 影响过盈配合联接承载能力的因素有哪些？为提高承载能力可采取什么措施？ 习 题 2-1 用图示的扳手拧紧M16的螺母，扳手有效长度L= 400 mm，求实现预紧力 QP =135
16、00 N 的拧紧力F。 2-2 图示为普通螺栓组联接，载荷R＝5000 N，L＝280 mm，l＝100 mm，接合面间的摩擦系数 f＝0.3。试确定预紧力。 2-3 如图所示，用六个M16的普通螺栓联接的钢制液压油缸，螺栓8.8级，安全系数S＝3，缸内油压 p＝2.5 MPa，为保证紧密性要求，剩余预紧力Qp′≥1.5F。求预紧力的取值范围。（缸盖与油缸结合面处采用金属垫片） 2-4 图示减速器端盖用四个螺钉固定在铸铁箱体上，端盖与箱体间采用
17、金属垫片。端盖受轴向载荷FΣ＝6000 N，试确定预紧力及螺钉直径。 2-5 在图示的夹紧联接中，柄部承受载荷P＝600 N，柄长L＝350 mm，轴直径db＝60mm，螺栓个数 z＝2，接合面摩擦系数 f＝0.15，试确定螺栓直径。 2-6 在图示的气缸盖联接中，气缸内径 D＝400 mm，螺栓个数z＝16，缸内气体压力 p 在0～2 MPa之间变化，采用铜皮石棉垫片，试选择螺栓直径。 2-7 图示为GZ5刚性联轴器，材料为ZG270－500，用6个8.8级螺栓联接。已知该联轴器允许的最大转矩为160
18、00N.m，两个半联轴器间的摩擦系数 f＝0.16，载荷平稳。 （1）采用普通螺栓，求螺栓直径； （2）若改用铰制孔用螺栓，计算螺栓直径。 2-8 图示为两块边板和一块承重板焊接成的龙门起重机导轨托架。两边板各用四个螺栓与工字钢立柱联接，托架承受的最大载荷为R＝20 kN，问： （1）此联接采用普通螺栓还是铰制孔螺栓为宜？ （2）若用铰制孔用螺栓联接，已知螺栓机械性能等级为8.8，试确定螺栓直径。 2-9 图示的铸铁托架用四个普通螺栓固定在钢立柱上，已知托架上的载荷 P =
19、5 kN，其作用线与铅垂方向的夹角α = 45°。托架材料的强度极限 σB＝200 MPa，立柱材料的屈服强度极限 σs＝235 MPa，结构尺寸如图所示，试确定螺栓直径。 2-10 图示减速器的低速轴与凸缘联轴器及圆柱齿轮之间分别用键联接。已知轴传递的功率P = 9 kW，转速 n=100 r/min，轴和齿轮的材料均为钢，联轴器材料为铸铁，工作时有轻微冲击。试选择两处键的类型和尺寸，并校核其联接强度。 2-11 图示的双联滑
20、移齿轮与轴用矩形花键联接，已知传递的转矩T＝140 N.m，齿轮在 空载下移动，工作情况良好，轴D＝34 mm，齿轮宽度L＝40 mm，轴和齿轮的材料均为钢，花键齿面热处理后硬度小于45HRC。试选择花键、校核联接强度，并写出联接的标记代号。 例 题 例2-1 如图a所示的铸铁（HT150）支架，用一组螺栓固定在钢制底座上，支架轴孔中心受一斜力P＝10000 N，P力与水平面的夹角α＝30°，轴孔中心高度 h＝250 mm，底板尺寸l1＝200 mm，l2＝400 mm，l3＝150 mm，螺栓孔中心距 l＝320 mm。试求螺栓所受
21、的最大轴向总载荷，并校核螺栓组联接接合面的工作能力。 解 （1）螺栓受力分析 ①将斜力P 分解为水平分力Px 和垂直分力Pz；再将水平分力Px简化到接合面上，得翻转力矩M 和作用在接合面上的横向力Px，见例2-1图b。支架螺栓组共受以下诸力和力矩作用： 轴向力（作用干螺栓组形心，垂直向上） N 横向力（作用于接合面，水平向右） N 翻转力矩（绕O 轴，顺时针方向） N.mm ②计算每个螺栓所需要
22、的预紧力Qp。 Px 要使底板向右滑移，受到联接接合面摩擦力的阻挡。预紧力Qp使接合面间产生摩擦力。Px 使预紧力减小。M 对摩擦力无影响，因在M作用下，底板右部的压力虽然增犬，但其左部的压力却以同样程度减小。参照式（2-9）并考虑Pz 对预紧力的影响可得底扳不滑移条件为 取Kf ＝1.2，f＝0.15（表2-3，铸铁对干燥加工表面），（表2-5，无垫片）， 则 N ③计算螺栓的工作拉力。在垂直拉力Pz作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-8）知 N 在翻转力矩M作用下，螺栓所受到的工作拉力，按式（2-17）知 N 故总工作拉力为 N ④计算螺
23、栓总拉力。由式（2-28）得螺栓的总拉力为 N （2）校核螺栓组联接接含面的工作能力 ①检查受载时铸铁底板右边缘处走否压溃 参照式（2-18）得 式中 接合面有效面积为 mm2 接合面的有效抗弯剖面模量为 mm3 代入得 MPa 查表2-4知铸铁（HT150）的许用挤压应力为 MPa，由于σpmax<< [σp]，故接合面右边缘处不致压溃。 ②检查受载时底板左边缘处走否出现间隙 参照式（2-19）得 故接合面左边缘处不会产生间隙。 例2-2 试选定蜗轮与轴的键联接。已知：蜗轮为8级精度，蜗轮轮毂材料为HT200，轴的材
24、料为45钢，蜗轮与轴的配合直径为50 mm，蜗轮轮毂长为80 mm，传递转矩T＝480 N·m。载荷平稳。蜗轮沿轴向固定。 解 （1）选择键联接的类型及其尺寸 由于蜗轮为8级精度要求有较高的对中性，故选用平键联接。又因是静联接，选圆头普通平键，由手册查得，当d＝44～50 mm 时，键的剖面尺寸为：宽 b＝14 mm，高 h＝9 mm。参考轮毂长度选键长L＝70 mm。键的材料选45钢。 （2）键联接的强度计算 联接的失效形式是轴、轮毂和键三个零件中较弱零件的压溃和键的剪断。由于蜗轮轮毂材料是铸铁，故应按轮毂进行挤压强度校核计算。键的工作长度l＝L—b＝70－14＝56 mm，由表2-
25、10查得联接的许用挤压应力 [σp]＝80 MPa（因载荷平稳，取大值）。由式（2-37）得键联接工作面上的挤压应力 MPa 由于 σp < [σp]，故所选键联接强度足够。 例2-3 设计蜗轮轮毂与轴的过盈配合联接。已知： 联接传递的最大转矩T＝780 N.m；轴向力F＝3500N； 轴和轮毂联接处尺寸如例2-5图所示。采用平键作辅助 联接。蜗轮轮毂材料为ZG310－570，其屈服强度极限 σs2＝320 MPa；轴材料为45钢，其屈服强度极限σs1＝ 360 MPa。轴和毂孔的表面粗糙度参数故分别为Rz1＝ 6.3μm和Rz2＝12.5μm。拟用压入法装配。 解 在
26、此轴毂联接中，平键为辅助联接。故计算 时假定全部载荷均由过盈配合联接传递。但考虑到平 键辅助联接的有利因素，取较大的摩擦糸数。 （1）确定最小压强 pmin 取 f=0.1(表2-12有润滑的情况下)，由式（2-40）可求得 MPa （2）确定最大压强Pmax 由式（2-43）和（2-44）知： 被包容件 MPa 包容件 MPa 最大压强取两零件中较小值，故取 pmax＝89 MPa。 （3）确定最小过盈量δ’min 由表2-13查得：E1＝2.1×105 MPa；v1＝v2＝0.26。 由式（2-45）得 mm
27、 根椐式（2-47）确定δ’min mm （4）确定允许的最大过盈量δ’max 按式（2-49）得 mm （5）选择配含 由公差配合标准中选H7/t6基孔制过盈配合，查得孔，轴为。计算出最大、最小的装配过盈量为 mm> δ’min mm< δmax 结论：所选配合满足要求。 （6）计算装拆力 为了得到足够的装拆力，我们忽略装配时擦平的影响。即按装配时出现的最大过盈量计算压强。 MPa N 选用250 kN压力机即可。 例2-4在图示的夹紧联接中，柄部承受载荷P＝600 N，柄长L＝350 mm，轴直径db＝60m
28、m，螺栓个数 z＝2，接合面摩擦系数 f＝0.15，试确定螺栓直径。 按夹紧面受集中压力R 考虑。 （1）求预紧力QP 取可靠性糸数 Kf ＝1.2，根据平衡条件，则 fRdb，＝Kf PL 所以 N N （2）确定螺栓直径 螺栓机械性能等级为8.8，则屈服强度极限 σs＝640 MP。查表2-8a，取S＝1.5，螺栓材料的许用应力为 MPa 根据式（2-25），螺栓的最小直径为 mm 查粗牙普通螺纹基本尺寸标准GB196－81，选用M10的螺拴，其小径d1＝8.376＞7.37 mm。
29、 第三章 带 传 动 思 考 题 3-1 带传动有何特点？在什么情况下宜采用带传动？ 3-2 在相同条件下，V 带传动与平带传动的传动能力有何不同？为什么？ 3-3 常见V带剖面结构有几种？它们由哪几部分组成？各部分的作用是什么？ 3-4 根据欧拉公式，用什么措施可使带传动能力提高？ 3-5 带传动弹性滑动是如何产生的？它和打滑有什么区别？对传动产生什么影响？ 3-6 带传动的打滑经常在什么情况下发生？打滑多发生在大轮上还是小轮上？ 3-7 分析带传动中应力的分布情况，最大应力发生在何处？它等于什么？ 3-8 带传动的失效形式是什么？设计计
30、算准则是什么？ 3-9 普通V带剖面夹角是40°，为何带轮轮槽角分别是32°，34°，36°，38°？ 3-10 带传动为何要有张紧装置？常用张紧装置有哪些？ 3-11 V带轮轮槽与带的安装情况如图所示，其中哪种情况是正确的？为什么？ 3-12 带传动中包角的大小对传动有何影响？如何增大包角？ 3-13 影响带寿命的因素是什么？如何保证带具有足够的寿命？ 3-14 为什么带传动一般放在高速级而不放在低速级？ 3-15 V带传动中，为什么要限制带的根数？限制条件如何？ 3
31、16 某一带传动在使用中发现丢转太多，分析其产生的原因并指出解决的办法？ 习 题 3-1 已知V带传递的实际功率P＝7 kW，带速v＝10m/s，紧边拉力是松边拉力的2倍，试求有效圆周力Fe和紧边拉力F1。 3-2 设单根V带所能传递的最大功率P＝5 kW，已知主动轮直径dd1＝140 mm，转速n＝1460 r/min，包角 α1＝140°，带与带轮间的当量摩擦系数 fv＝0.5，求最大有效圆周力Fe和紧边拉力F1。 3-3 图示为外圆磨床中的三级塔轮平带传动，主动带轮最小直径 dd1＝50 mm，主动轴转速n1＝960 r/min，传动中心距约a0＝250 mm，从动轮最
32、低转速 n2min＝240 r/min，最高转速 n2max＝600 r/min，中间转速n2m＝360 r/min, 试设计此传动的平带长度和各级带轮的尺寸。 3-4 有一A型普通V带传动，主动轴转速n1＝1480 r/min，从动轴转速n2＝600 r/min，传递的最大功率P＝1.5kW，假设带速v＝7.75 m/s，中心距 a＝800 mm，当量摩擦系数 fv＝0.5，求带轮基准直径dd1，dd2；带基准长度 Ld 和初拉力F0。 3-5 某车床的电动机和主轴箱之间采用普通V带传动，已知电动机额定功率P＝7.5kW，转速n1＝1450 r/min，要求传
33、动比比 i＝2.1，取工况系数 KA＝1.2，试设计此V 带传动，并画大带轮的结构图。 3-6 已知一普通V带传动，用鼠笼式交流电机驱动，中心距a ≈ 800 mm，转速n1＝1460 r/min，n2＝650 r/min，主动轮基准直径dd1＝125 mm，B型带三根，棉帘布结构、载荷平稳、两班制工作。试求此V带传动所能传递的功率P。 例 题 例3-1 设计一带式输送机中的普通V带传动，装于电动机与减速器之间。电动机为鼠笼式异步交流电机，输出功率为 6kW，，满载转速为1450 r/mim，从动轴转速n2＝500 r/min，单班工作，传动水平布置。 解 按第四节所述
34、步骤进行。设计结果为：A型，z＝5，Ld＝1600 mm，dd1＝112 mm，dd2＝315 mm，a＝445 mm（amax＝503 mm, amin＝431 mm），F0＝139 N，Q＝1352 N。 设计过程如下： （1）确定设计功率Pc由表3-4查得工作情况系数KA＝1.1，故 Pc＝KA P＝1.1×6＝6.6 kW （2）选取V带型号 根椐Pc，nl 由图3-12确定。因工作点处于A型区,故选A型。 （3）确定带轮基准直径dd1，dd2 ①选择小带轮直径dd1 由表3-5，表3-6确定，由于占用空间限制不严，取dd1＞ddmin对 传动有利，按表3-6取标准值。
35、取dd1＝112 mm。 ②验算带速v m/s 在5～25m/s，故合乎要求。 ③确定从动轮基准直径dd2 mm 查表3-6取标准值 dd2＝315 mm。 ④实际从动轮转速 n2 和实际传动比 i 不计 ε 影响，若算得n2与预定转速相差±5%为允许。 r/mim （误差 3.2%） （4）确定中心距a和带的基准长度Ld ①初定中心距a0 本题目没有给定中心距，故按式3-25自定。取a0为500 mm。 ②确定带的计算基准长度Lc 按式（3-26） mm ③取标准 Ld 按表3-3取 Ld＝1600 mm
36、 ④确定中心距a 按式（3-27） mm a调整范围： mm mm （5）验算包角α 按式（3-28）使 α≥120° 符合要求 （6）确定带根救 z 按式（3-29） 由式（3-19），单根 V带所能传递的功率 kW 由式（3-20），得包角糸数Ka 由表（3-2）查得 rad/s L0＝1700 mm 由式（3-18） 由式（3-21） 由式（3-22） 则 由式（3-29），V带的根数 z 取 z = 5 （7）确定初拉力F0
37、 按式（3-30） N 式中 q 由表（3-1）查得 q = 0.1 kg/m。 （8）计算压轴力 Q 按式（3-31） N (9) 带的结构设计（略） 例3-2 已知一普通V带传动，用鼠笼式交流电机驱动，中心距a ≈ 800 mm，转速n1＝1460 r/min，n2＝650 r/min，主动轮基准直径dd1＝125 mm，B型带三根，棉帘布结构、载荷平稳、两班制工作。试求此V带传动所能传递的功率P。 解： 由式（3-29），式（3-23）和式（3-19）解得： 由表（3-2）查得： L0＝2
38、240 mm 依题意： rad/s mm，取 dd2＝280 mm。 mm 取 Ld = 2240 mm 由式（3-19） 由式（3-20） 由式（3-18） 由式（3-21） 则 查表 3-4 KA =1.10 故此V带所能传递的功率 kW 第四章 链 传 动 思 考 题 4-1 与带传动、齿轮传动相比，链传动有何特点？ 4-2 为什么链节数一般采用偶数？而链轮齿数一般选用奇数？ 4-3 链传动的平均传动
39、比是否也等于链轮节圆直径反比？为什么？ 4-4 试分析链传动产生动载荷的原因。何谓链传动的多边形效应？它对链传动有什么影响？ 4-5 滚子链的功率曲线是综合考虑了哪几种失效形式的影响而用实验方法得到的？其主要的失效形式是什么？该曲线是在哪几种特定条件下实验得到的？ 4-6 链传动设计中，主、从动轮齿数的选择要受到下列条件限制：最少齿数 zmin＝9，最多齿数zmax＝120，为什么？ 4-7 链传动设计中，其传动比的选择一般 i ≤6，i＝2～3.5，为什么？ 4-8 在高、中速链传动设计中，推荐的链速一般为 0.6～12m/s 范围，为什么？ 4-9 链传动设计中，其中心距推荐
40、范围一般为 a＝（30～50）p，最大取 amax＝80 p。为什么？ 4-10 链传动设计时，节距 p选择的原则是什么？并分析其理由。 4-11 链传动和带传动在设计步骤上有何相类似的地方？在哪些步骤上是有区别的？ 4-12 图示为链传动与带传动组成的减速传动装置简图，试指出其存在问题，分析其原因，并提出改进的措施。 习 题 4-1 某标记为滚子链 16AGB1243.l－83 的链条传动，其主动链轮齿数z1＝21，转速n1＝730 r/min。试求该链传动的平均速度v，瞬时最大链速 vmax 和最小链速 vmin。并画图表示链速的变化规律。 4-2 已
41、知标记为滚子链 08A－2 x120GB1243.1－83 的链传动。小链轮齿数 z1＝23，大链轮齿数 z2＝69。水平传动，原动机为电动机，工作机为链式运输机。 （1）若主动轮转速 n1＝960 r/min时，试求此链传动能传递的额定功率； （2）若主动轮转速 n1＝330 r/min时，试求此链传动能传递的额定功率。 4-3 设计一驱动鼓风机用滚子链传动。已知传递功率 P＝6 kW，主动链轮转速 n1＝960 r/min，从动链轮转速n2＝320 r/min。要求中心距 a ≈ 500 mm。 4-4 图示为带式运输机的减速装置，原动机为 Y系列三相交流异步电动机，通过蜗杆减
42、速器及一单列滚子链传动减速后，带动一带式运输机。已知 n1＝105 r/min，n2＝35 r/min，z1＝21，z2＝63，a＝40 p。传递功率 P＝1.3 kW，水平传动。试设计此链传动。 例 题 例4-1 设计一均匀加料胶带输送机用的滚子链传动。已知条件为：传动功率 P =7.5 kW， 主动轮转速 n1＝240 r/min，从动轮转速n2＝80 r/min。载荷平稳，要求中心距 a ≈ 600 mm， 环境温度为 25℃ 左右。 解 （1）
43、确定链轮齿数 计算传动比 设链链速v =3 ~ 8 m/s，由表4-5选取 z1＝25，又 z2＝i z1 = 3 x25 =75 （2）选定链型号，确定链节距 p 由式4-8 得 kW 式中 工况糸数 KA 由表4-6查得KA＝1；小链轮齿数糸数 Kz 由图4-13查得 Kz = 0.74；多 排链糸数 Kp 按单排链由表4-7 查得 Kp＝1。 根据 P0＝5.55 kW 及n1＝240 r/min，由图4-11选定链型号为16A，由表4-1查其节距 p＝25.4 mm。 （3）验算链速 m/s 链速适宜。 （4）计算链节数与实际中心距 按题目要求
44、a0 ≈ 600 mm 计算链节数 取 L p= 100 确定实际中心距 mm （5）确定润滑方法及润滑油品种 根椐链速 v＝2.54 m/s 及链号16A，由图4-16选油浴润滑。据表4-9用32号低黏节能通用齿轮油。 （6）计算对轴的作用力 取 KQ＝1.25 N （7）计算链轮主要几何尺寸 分度圆直径 mm mm 其他尺寸从略。 （8）绘制链轮零件工作图（从略）。 第五章 齿轮传动 思 考 题 5-l 与带传动、链传动相比，齿轮传动有哪些主要优、缺点？ 5
45、2 齿轮传动的类型有哪些？各有何特点？ 5-3 齿轮传动的主要失效形式有哪些？开式、闭式齿轮传动的失效形式有什么不同？设计准则通常是按哪些失效形式制定的？ 5-4 图示为混料碾子的传动系统展开简图。其传动由两级圆柱齿轮减速器和开式直齿圆锥齿轮组成，各对齿轮的材料及硬度如表。试说明各对齿轮可能发生的主要失效形式，并说明每对齿轮按什么强度设计，按什么强度校核（公式不必写出）？ 齿轮副 齿轮号 材料 齿面硬度 一 1 40Cr 50HRC 2 40Cr 45HRC 二 3 45 220HB 4 45 180HB 三 5 45 220HB
46、6 HT200 180HB 5-5 齿轮材料的选择原则是什么？常用齿轮材料和热处理方法有哪些？ 5-6 什么是名义载荷？什么是计算载荷？载荷系数 K 由几部分组成？各考虑什么因素的影响？ 5-7 图（a），（b）分别表示二级减速器中齿轮的两种不同布置方案，试问哪种方案较为合理？为什么？ 5-8 开式齿轮传动应按何种强度条件进行计算？为什么？怎样考虑磨损问题？ 5-9 齿面接触疲劳强度计
47、算和齿根弯曲疲劳强度计算的理论依据各是什么？公式是怎样推导出来的？ 5-10 图示单级标准直齿圆柱齿轮减速器（图（a）），因工作需要，拟加入一介轮（惰轮）3（图（b））来增大输入轴和输出轴间的中心距。若 z1 = z3 = 20，z2＝4 z1＝80，模数为 m，各齿轮材料和热处理均相同，长期工作，1轮主动，单向回转。试问： （1） 加介轮后，承载能力与原传劫相比有无变化？ （2） 按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度列式表达加介轮后的承载能力是原传动的几倍？ 注 ① ② ③ 假定加入介轮前后Zε 和Yε变化不大，变化的 值可忽略不计。
48、 5-11 在如图所示的三个圆柱齿轮传动中，若1，3两轮齿数相同，忽略摩擦损失，问： （1）在1轮主动或2轮主动这两种情况下，2 轮齿面所受接触应力的性质分别是什么？ 齿根弯曲应力的性质分别是什么？ （2）如按有限寿命考虑，哪种情况下2轮的接触疲劳强度高？为什么？ （3）如按无限寿命考虑，哪种情况下2轮的弯曲疲劳强度高？为什么？
49、 5-12 齿宽系数φd和φa的定义各是什么？有何用途？φd和φa有何关系？其值取大取小对设计结果将产生什么影响？ 5-13 设计圆柱齿轮传动时，常取小齿轮的齿宽 bl 大于大齿轮的齿宽 b2，为什么？在强度计算公式中齿宽 b 代入 bl 还是 b2？ 5-14 直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮、直齿圆锥齿轮各取什么位置的模数为标准值？为什 么？ 5-15 直齿圆锥齿轮为什么以齿宽中点处的当量齿轮来进行强度计算？ 5-16 选取齿轮毛坯时，什么情况下取（1）锻造齿轮；（2）铸造齿轮；（3）焊接齿轮；（4）组装式齿轮？ 5-17 图示两个传动方案，哪个合理？说明理由。
50、 5-18 图示两个传动方案，哪个合理？为什么？ 习 题 5-1 图示的直齿圆柱齿轮减速器，长期工作，2 轮和3 轮输出最大转矩T2和T3相等（不计摩擦损失）；各齿轮参数 z1 =20，z2＝60，z3 =80，m＝5 mm，b＝80 mm，1轮为主动，单向回转。如轮1，2，3均用45钢调质处理，8级精度，载荷平稳，K＝1.3，试求主动轴 I允许输入的最大转矩T1。
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