机械设计习题卡答案-浙江工业大学

机械设计习题卡—浙江工业大学

3 复习与思考

(1)组成机械的基本单元是什么? (2)何谓零件？何谓部件?

(3)机械零件可归纳为哪两种类型?试各举两个典型实例说明，本课程的研究对象是什么? (4)什么叫在普通条件下工作，且具有一般参数的通用零件？试从你所学专业的机械设 备中，对联接零件，传动零件、轴系零件和其他零件各举两例。 (5)为什么说本课程起着基础课与专业课之间的承前启后的作用？

(6)在了解本课程的性质、内容和任务以后，总结本课程的特点和你所采取的学习方 法。 复习与思考

(1)设计机械的基本要求有哪些? (2)设计机械的经济性要求包括哪些方面?

(3)何谓机械的可靠度?机械中零件之间组成的模式不同，其可靠度如何计算？

(4)机械设计的一般程序怎样?

机器设计应满足哪些基本要求?机械零件设汁应满足哪些基本要求?分析下列机械零件应满足的基本要求是什么：电动机轴，普通减速器中的齿轮轴，起重机吊钩，精密机床主轴．汽门弹簧。农业机械中的拉曳链，联合收割机中的V带。

(5)设计机械零件的基本要求有哪些?是否所有零件都要满足这些要求?这些要求主要 针对哪些零件？

(6)机械零件的失效形式有哪些？针对这些失效形式相应建立的设计准则是什么? (7)机械零件设计的一般步骤有哪些？

(8)机械设计中，为什么要实行零件和部件的标准化、系列化与通用化?你能举出一些 标准化、系列化与通用化的零部件吗？

(9)我国现行的标准化有哪些?GB、JB、YB、QB、ISO和Γ0CT、DIN、JIS、BS 各代表什么标准?

(10)目前常用的现代机械设计新方法有哪几种? 复习与思考

(1)何谓摩擦、磨损和润滑，它们之间的相互关系如何?

(2)摩擦对哪些机械零件的工作性能、寿命是不利的?哪些机械零件是靠摩擦来工作 的?试举例说明。 ，

(3)按摩擦副的运动状态或按摩擦副表面的润滑情况，摩擦可分为哪几种? (4)机械零件的典型磨损过程分为哪几个阶段(试以磨损量与工作时间的关系曲线说明

之)?作为机械设计各应如何对待?

(5)磨损可分为哪几种类型？你能各举一、二例来说明吗？ (6)减少磨损的一般方法有哪些? (7)润滑的目的和功用是什么?

(8)按照润滑剂的物理状态和按照润滑将二个摩擦表面而隔开的情况，润滑可分成哪几种类型，各有何特点？

复习与思考

(1)机械零件的常用材料有哪些？这些材料各有何特点，适用在何种场合? (2)铸铁和钢的区别是什么?普通碳钢与优质碳钢的区别是什么? (3)什么叫做合金钢，与碳钢相比有何优缺点7

(4)选择机械零件材料时，通常考虑的机械性能、物理化学性能和工艺性能有哪些？ (5)为节约原材料，尤其是节约贵重材料而选用廉价材料时，可采取哪些具体措施? 举例说明之。

(6)选用机械零件材料时，应考虑的基本要求有哪些?

(7)机械零件在进行结构没计时，主要应从哪些方面去考虑和改善它的结构工艺性? 复习与思考

(1)零件的名义载荷与计算载荷，两者之间的区别及其关系如何？ (2)何谓机械零件的强度?它可以分成哪两类?各举两个实例。 (3)强度条件的一般形式有哪些？并说明式中各符号代表的意义。 (4)机械设计中常用的强度理论有哪几个?各适用于何种场合？

(5)对零件的工作应力应如何进行分类？承受拉伸载荷的零件就一定产生拉伸应力吗？

如果不是，试举例说明。

(6)稳定循环交应力的主要参数有哪些，它们的相互关系怎样?

(7)变载荷下一定产生变应力，那么静载荷下也一定产生静应力吗?举例说明之。 (8)下列零件均受静载荷作用(见图)，试判断零件上A点的应力性质(拉、压、 弯、扭或接触应力)，是静应力还是变应力?应力变化的规律(即应力变化循环特性系数r 的大小或范围)及应力变化图(即σ-τ图)是怎样的？

(9)什么是疲劳曲线？试用图线描述碳钢材料的疲劳曲线形状，说明应力循环次数N与 疲劳极限?r的关系。有色金属及高硬度合金钢的疲劳曲线又是怎样?

(14)影响零件疲劳强度的因素有哪些，如何影响？零件疲劳强度的综合影响系数K?和

K?如何定义，计算公式怎样?

4-5 某旋转轴受径向力F＝10kN作用如图所示，已知跨距L＝2m，直径d＝50mm，轴的角速度为ω．求中间剖面上A点的应力随时间变化的表达式，并求A点的?max、?min、

?a和?m

4—12已知试件的对称循环疲劳极限??1 =240Nmm，屈服极限?s＝360Nmm，平均应力折合成应力幅的等效系数??＝0．2， 试按比例画出该试件的极限应力简化线图，并在图上量出该试件在受到应力为：?m＝200Nmm，r＝1／3时，按r=c; ?m=c; ?min=c三种情况下的极限应力值。

4-14一铬镍合金钢制成的零件，在危险剖面上的最大工作应力为?max＝280Nmm，最小工作应力为?min＝-80Nmm，该剖面处的有效应力集小系数k?＝1.32，尺寸系数??＝0.85、表面状态系数??＝0.90，该合金钢的机械性能为：?B＝900Nmm，?s＝800Nmm，??1＝440Nmm及?0＝800Nmm，试：

1) 按比例绘制零件的极限应力简化线图；

2) 按r＝C情况，求对应的极限应力幅?ae?，极限平均应力?me?和极限应力?max?; 3) 故r＝C情况，校核此零件在该危险剖面上的安全系数S?。 第五章

一、选择与填空题 1． 1 _2_ 3__ 2．_ 3 _1___ 1 _ 3 222222222说明：自锁：???。两者数值越接近，自锁性能越差；数值相差越大，自锁性能越好。 螺纹传动效率：??tg?/tg(???)。?增大，?增大；

增大，?减小。

牙型角?与当量摩擦系数大。

f?间的关系是：

ff??cos(?/2)。当?增大，

f?增大，

?增

3．__2__。 4．_ 90_％ _螺纹根部_ 5．_3_ 6． 4 7. C 8. B 9. A 10. A

11. B 12. A 二、分析与思考题

1．[见P60页表5-1。联接螺纹要求自锁性较好，强度高；传动螺纹要求传动效率高。] 2．[螺纹联接在冲击、振动或变载作用下，或当温度变化较大时，螺旋副间的摩擦力可能减小或瞬时消失，或由于螺纹联接件和被联接件的材料发生蠕变和应力松驰等，会使联接中的预紧力和摩擦力逐渐减小，导致联接松动，甚至松开。防松例子见P68表5-3]

3．[P70。普通螺栓联接：对受拉螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂，因而其设计准则是保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度；对于受剪螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断，其设计准则是保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中联接的挤压强度对联接的可靠性起决定性作用。铰制孔用螺栓用抗剪切来承受外载荷，螺栓杆与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压；在联接接合面处，螺栓杆则受剪切。因此，应分别按挤压及剪切强度条件来计算。]

4．紧螺栓靠预紧力产生的摩擦力来抵抗横向载荷，在抵抗横向载荷过程中，外载荷可能发生变化，但预紧力不会发生变化，因此螺栓上的应力为静应力。[P85降低螺栓疲劳强度的应力幅。非对称循环变应力]

5．[P83。根据螺母的性能等级不应低于与之相配螺栓的性能等级这一要求，螺母可选用9级。小数点前的数字代表材料的抗拉强度极限的1/100(材料的屈服极限（

?B/100)，小数点后的数字代表

10?S/?B）。]

?S或

?0.2）与抗拉强度极限（

?B）之比值的10倍（

6．[P84。不控制预紧力的普通螺栓联接，其安全系数大小与螺栓直径有关，其安全系数S随螺纹直径增大而减小，因为尺寸小的螺栓在拧紧时容易产生过载，故采用加大安全系数的方法来弥补可能产生的过载。]

7．[P85-86。紧螺栓所受工作拉力在0～F间变化，则螺栓所受总拉力将在

F0F2之间

A．58mm B．61mm C．65mm D．51mm 8．下面是几种普通平键连接的剖视面，其中 B 在结构上正确。

9．楔键连接的主要缺点是 D

A.键的斜面加工困难 B.键安装时易损坏 C.键楔紧后在轮毂中产生初应力 D.轴和轴上零件对中性差 10．半圆键和切向键的应用场合是 B 。

A．前者多用来传递较大扭矩，后者多用来传递较小扭矩 B．前者多用来传递较小扭矩，后者多用来传递较大扭矩 C．各种大小扭矩均可传递 11．常用来制造键的材料是 B 。

A．低碳钢 B. 中碳钢 C. 高碳钢 D. 合金钢 12. 轴的键槽通常是由 D 加工而得到的。 A. 插削 B. 拉削 C. 钻及铰 D. 铣削 13. 楔键和 B ，两者的接触面都具有1:100的斜度。

A. 轴上键槽的底面 B. 轮毂上键槽的底面 C. 键槽的侧面 14. 半圆键和切向键的应用场合是 B 。

A. 前者多用来传递较大转矩，后者多用来传递较小转矩 B. 前者多用来传递较小转矩，后者多用来传递较大转矩 C. 两者都用来传递较小转矩

D. 两者都用来传递较大转矩

15. 花键连接与平键连接(采用多键时)相比较， C 的观点是错误的。 A. 承载能力比较大

B. 旋转零件在轴上有良好的对中性和沿轴移动的导向性 C. 对轴的削弱比较严重

D. 可采用研磨加工来提高连接质量和加工精度 16. 花键连接的强度，主要取决于 C 强度。 A. 齿根弯曲 B. 齿根剪力 C. 齿侧挤压 D. 齿侧接触 17. 应用较广的花键齿形是 C 。

A. 矩形与三角形 B. 渐开线与三角形 C. 矩形与渐开线 D.矩形、渐开线与三角形

三、简答题

1．根据用途不同，平键分为哪几种类型？其中哪些用于静连接，哪些用于动连接？ 根据用途不同，平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中普通平键和薄型平键用于静连接，导向平键和滑键用于动连接。

2．薄型平键连接与普通平键连接相比，在使用场合、结构尺寸和承载能力上有何区别？ 薄型平键与普通平键的主要区别是键的高度约为普通平键的60%-70%，也分为圆头、平头和单圆头三种形式，但传递转换的能力较低，常用于薄壁结构、空心轴和一些径向尺寸受限制的场合。

3. 普通平键的强度条件怎样(用公式表示)？如何在进行普通平键连接强度计算时，强度条件不能满足，可采用哪些措施？

普通平键连接的强度条件为：

?p?2000T???p???kld

T：传递的转矩；k：键与轮毂的接触高度；l：键的工作长度；d：轴的直径。

可采用的措施有：a. 增大键和轮毂的长度，但键不宜过长，否则，载荷沿键长分布不均；b. 用两个键相隔1800布置；c. 改用花键; d. 更换键、轴或毂的材料。

4．为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔180?的位置；采用两个楔键时，相隔90?120? ；而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？

两个平键沿周向相隔180?布置，对轴的削弱均匀，并且两键对轴的挤压力平衡，对轴不产生附件弯矩，受力状态较好。

两个楔键相隔90?120?布置，若夹角过小，则对轴的局部削弱过大，若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降，若夹角为180?，两个楔键承载能力相当于一个楔键的承载能力。

两个半圆键布置轴的同一母线上。半圆键对轴的削弱较大，两个半圆键不能放在同一横截面上，只能放在同一母线上。

5. 平键和楔键在结构和使用性能上有何区别？为什么平键应用较广？

平键的工作面是两侧面，楔键的上、下面为工作面；楔键的上表面和与它相配合的轮毂键槽底面均有1:100的斜度，而平键无斜度。楔键连接的缺点是键楔紧后，轴和轮毂的配合产生偏心和偏斜，因此楔键主要毂类零件的定心精度要求不高和低转速的场合。平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性好优点，因此应用较广。

6. 半圆键与普通平键连接相比，有什么优缺点？它适用在什么场合？

半圆键也是靠侧面来传递转矩，它工艺性好、装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接。缺点是轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，故一般只用轻载连接中。

7．为什么在轴的零件图上，轴的键槽深度可以用t表示，也可以用d?t 标注？而在轮毂的工作图上，键槽深度1必须用

tD?t1来标注(d,D——轴的直径)？

轴上键槽深度(t或d?t)或毂上键槽深度较好，故采用这种标注方法。

8．什么叫无键连接？它有何优缺点？

凡轴与毂的连接不用键或花键时，统称为无键连接。无键连接主要有型面连接和胀紧连接。

型面连接：轴和毂孔通过非圆截面构成连接。型面连接装拆方便，能保证良好的对中性；连接面上没有键槽及尖角，减少了应力集中，故可传递较大的转矩。加工工艺比较复杂。

胀紧连接：在轴和毂孔之间装入胀紧连接套而构成的一种静连接。胀紧连接定心性好，装拆方便，引起的应力集中小，承载能力高，并有安全保护作用。由于要在轴和毂孔间安装胀紧套，应用时会受到结构尺寸的限制。

9. 销有哪几种？各用在何种场合？

销根据用途可分为定位销、连接销和安全销三种。定位销用来固定零件之间的相对位置，它是组合加工和装配时的重要辅助零件。连接销可传递不大的载荷；安全装置中过载剪断元件称为安全销。

D?t1不受槽宽b的影响，测量精度及稳定性

四、计算分析题

1. 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连接。已知：轴传递的转矩T＝1000N·m，齿轮材料为锻钢，若

?s?0.5?s，许用安全系数?S??2。凸缘联轴器

的材料为HT250，工作时有轻微冲击，连接处轴及轮毂的尺寸如图示。试选择键的类型和尺寸，并校核其连接强度。

联轴器处的键：

根据结构要求，选用A型普通平键。由轴径d?70mm，选取b?h?20?12，根据轮毂宽度130mm，选取键长L?125mm。

校核：

键的接触高度k?0.5h?0.5?12?6mm;键的工作长度l?L?b?125?20?105mm

?p?2000T2000?1000??47.6MPakld6?105?70

根据表6-2知，轻微冲击下，HT250的许用挤压应力?故联轴器处键合用。

齿轮连接处的键：

??p???50MPa，所以

?p????p??，

根据结构要求，选用A型普通平键。由轴径d?90mm，选取b?h?25?14，根据轮毂宽度90mm，选取键长L?80mm。

d2=90mm、齿宽b2=50mm，则齿宽系数Φd= C 。

A. 1.1 B. 5/9 C. 1 D. 1.3

32. 设计一对软齿面减速齿轮传动，从等强度要求出发，选择硬度时应使 D 。 A. HBS1=HBS2 B. HBS1≤HBS2

C. HBS1＞HBS2 D. HBS1=HBS2+（30～50）

33. 一对齿轮传动，小轮材为40Cr；大轮材料为45钢，则它们的接触应力 A 。 A．?H1=?H2

B. ?H1＜?H2 C．?H1＞?H2 D．?H1≤?H2

34. 减速齿轮传动，小齿轮1选用45钢调质；大齿轮2选用45钢正火，齿面接触应力 C 。 A. ?H1＞?H2 B. ?H1＜?H2 C. ?H1=?H2 D. ?H1≤?H2 35. 一对圆柱齿轮传动中，当齿面产生疲劳点蚀时，通常发生在 D 。 A. 靠近齿顶处 B. 靠近齿根处 C. 靠近节线的齿顶部分 D. 靠近节线的齿根部分

36. 一对减速齿轮传动中，若保持分度圆直径d1不变，而减少齿数并增大模数，其齿面接触应力将 C 。 A．明显增大

B．明显减小 C．基本保持不变

D．略有增加

37. 在下面的各种方法中， A 不能提高齿轮传动的齿面接触疲劳强度。 A．直径d不变而增大模数 B．改善材料 C．增大齿宽b D．增大齿数以增大d

38．设计一对闭式软齿面齿轮传动。在中心距a和传动比i不变的条件下，提高齿面接触疲劳强度最有效的方法是 B 。 A．增大模数，相应减少齿数 C．提高加工精度

B．提高主、从动轮的齿面硬度

D．增大齿根圆角半径

39．一对齿轮传动的接触强度已够，而弯曲强度不足，首先应考虑的改进措施是 B 。 A．增大中心距

B．使中心距不变，增大模数 D．模数不变，增加齿数

C．使中心距不变，增加齿数

40. 齿轮设计时，当随着选择齿数的增多而使直径增大时，若其他条件相同，则齿轮的弯曲承载能力 D 。 A．成线性地减小。

B．成线性地增加

C．不成线性，但有所减小 D．不成线性，但有所增加

41. 若保持传动比i和齿数和z??z1?z2不变，而增大模数m，则齿轮的 A 。 A. 弯曲强度提高，接触强度提高 B. 弯曲强度不变，接触强度提高 C. 弯曲强度与接触强度均不变 D. 弯曲强度提高，接触强度不变

42．计算一对直齿圆柱齿轮的弯曲疲劳应力时，若齿形系数、应力修正系数和许用应力均不相同，则应以 C 为计算依据。

A．[?F]较小者

B．YFaYSa较大者

[?F]YYC．FaSa较小者

[?F]YY C．FaSa较大者

43．在以下几种工况中， A 齿轮传动的齿宽系数φd可以取大些。 A．对称布置 B．不对称布置 C．悬臂布置

D．同轴式减速器布置

44．在下列措施中， B 可以降低齿轮传动的齿向载荷分布系数A．降低齿面粗糙度 C．增加齿轮宽度

B．提高轴系刚度

K?

D．增大端面重合度

45. 齿轮传动设计时，为何小齿轮的齿宽应比大齿轮的齿宽大5～10 mm？

答：将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为地加宽5~10mm，以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的工作载荷，同时因小齿轮工作的循环次数较多，也可以适当提高小轮的接触强度和弯曲强度。

46. 图中：a）为标准直齿圆柱齿轮传动；b）为标准内齿轮传动；c）为标准直齿圆柱齿轮齿条传动。已知：各齿轮和齿条的材料、热处理方法、许用应力均相同；各传动中小齿轮 的参数、尺寸、所传递的转矩及工作条件也都相同。试比较三种传动的接触疲劳强度高低（用关系式表示）。（提示：由赫兹公式分析比较方便） 答：

47. 标准直齿圆柱齿轮传动，若传动比i，、转矩T1、齿宽b均保持不变，试问在下列条件下齿轮的弯曲应力和接触应力各将发生什么变化? (1)模数m不变，齿数Z1增加； (2)齿数z1不变，模数m增大；

a） b） c） (3)齿数zl增加一倍，模数m减小一半。

48. 有一同学设计闭式软齿面直齿圆柱齿轮传动，方案一其参数为：m=4mm、z1=20 、z2=60 ,经强度计算其齿面接触疲劳强度刚好满足设计要求，但齿根弯曲应力远远小于许用应力，因而又进行了两种方案设计。方案二为： m=2mm、z1=40 、z2=120，其齿根弯曲疲劳强度刚好满足设计要求；方案三为： m=2mm、z1=30 、z2=90 。假设改进后其工作条件、载荷系数K、材料、热处理硬度、齿宽等条件都不变，问：

⑴改进后的方案二、方案三是否可用？为什么？ ⑵应采用哪个方案更合理？为什么？ 答：⑴分析：直径d1决定齿面接触疲劳强度，模数m决定齿根弯曲疲劳强度

⑵方案一与方案二相比较，应采用方案二更合理，因为在强度均满足的条件下，齿数多、模数小有如下优点：①重合度ε?↑，传动平稳；②齿高h↓，滑动系数↓，磨损↓、切削量↓； ③da↓，齿坯小，齿轮重量↓。

49. 齿轮传动的精度指标分别用三种公差组来表示。其中： 第Ⅰ公差组，决定 齿轮传递运动的准确程度 ； 第Ⅱ公差组，决定 齿轮运转的平稳程度 ； 第Ⅲ公差组，决定 齿轮载荷分布的均匀程度 。 根据用途决定优先满足的主要使用功能，然后再兼顾其他要求。

50. 图示单级标准直齿圆柱齿轮减速器，因工作需要，拟加入一介轮3来增大输入轴和输出轴间的中心距。若z1 = z3 = 20，z2 = 4z1 = 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。试分析：加介轮后，承载能力与原传动相比有无变化？齿面接触强度和齿根弯曲疲劳强度如何变化？

答：加介轮后，承载能力与原传动相比有变化。因为：虽然小齿轮上的载荷没变，但是1

轮和3轮的综合曲率半径变小了，接触应力变大了，接触强度降低。又：3轮的齿根弯曲应力为对称循环，许用应力为1轮的0.7倍，弯曲强度降低。

51. 如图所示的齿轮传动，齿轮A、B和C的材料都是中碳钢调质，其硬度：齿轮A为240HBS，齿轮B为260HBS，齿轮C为220HBS，试确定齿轮B的许用接触应力[σH]和许用弯曲应力[σF]。假定：

（1） 齿轮B为“惰轮”（中间轮），齿轮A为主动轮，设KFN=KHN=1； （2） 齿轮B为主动，齿轮A和C均为从动，设KFN=KHN=1。

解：齿面接触疲劳许用应力的计算式为：齿根弯曲疲劳许用应力的计算式为：

[?H]?KHN??HlimSHA B C

[?F]?KFN??FlimSF

lim为：

取SH=1 SF=1.4（1.25~1.5之间均可）

查图10-24（c），知在脉动循环交变应力作用下，B齿轮的弯曲疲劳强度极限σσ

lim=σFE=350Mpa

（注意超出范围则采用外插法取值，为近似值，且设应力校正系数YST=1）

而受对称循环交变载荷作用时的应力极限值为脉动循环交变应力的70%——见P210倒数第6行）

查图10-25（d），知B齿轮的接触疲劳强度极限σ

Hlim为：σHlim=620Mpa

（1）、（2）两种情况下，B齿轮上的每个齿在一转的过程中，导致轮齿齿根弯曲的力的方向是不一样的，而导致齿面接触疲劳与B齿轮是否为主动轮无关。 则B齿轮在（1）、（2）两种情况下的许用接触应力[σH]均为： [?H]?KHN??Hlim1?620??620(MPa)SH1

下面讨论两种情况下齿轮B的许用弯曲应力[σF]

（1）齿轮B为惰轮的情况下，齿轮B所受力状态如图示： 则齿轮上任一点在一转的过程中，受力方向将反转一次，于是轮齿受力为对称循环交变载荷 σ

Flim=350×70%=245（Mpa）

A F1 主动B F2 C

许用弯曲应力为：

[?F]?KFN??Flim1?245??175(MPa)SF1.4 A F1 B F2 C （2）齿轮B为主动轮时，齿轮B所受力状态如下图所示：

主动轮 可见，在齿轮一转的过程中，轮齿的受力方向没有发生变化，只是受力时有时无，因此是受脉动循环交变载荷的作用。

从P204图10-20（c）查得的值即为在脉动循环交变应力作用下的弯曲疲劳强度极限σσ

lim=σFE=350(Mpa)

lim。

（设应力校正系数YST=1）

[?F]?则许用弯曲应力为：

KFN??Flim1?350??250(MPa)SF1.4

52. 要提高轮齿的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有那些可能的措施？

53. 如图所示的二级斜齿圆柱齿轮减速器，已知：电动机功率P=3kW，转速n=970r/min；高速级mn1=2mm，z1=25，z2=53，?1?12?50?19??；低速级mn2=3mm，z3=22，z4=50。试求： （1）为使轴II上的轴承所承受的轴向力较小，在图上确定齿轮3、4的螺旋线方向； （2）绘出齿轮3、4在啮合点处所受各力的方向； （3）β2取多大值才能使轴II上所受轴向力相互抵消？

（1）齿轮3、4的螺旋线的方向如题图解所示：

（2）齿轮3、4在啮合点所受各分力Ft3、Ft4、Fr3、Fr4、Fa3、Fa4的方向如图示： （3）若要求轴II上齿轮2、3的轴向力能相互抵消，则必须满足下式： Fa2=Fa3，即

Ft2tan?1?Ft3tan?3,?3?Ft2tan?1Ft3

由轴II的力矩平衡，得

Ft2d2d?Ft2322，则

σF1?

2KT12?2.055?49397YFa1YSa1??2.6?1.595?99.64MPa??σF?1bd1m52?65?2.5

σF2?

2KT12?2.055?49397YFa2YSa2??2.3?1.712?94.61MPa??σF?2bd1m52?65?2.5

所以满足弯曲强度，所选参数合适。

51. 要提高轮齿的抗弯疲劳强度和齿面抗点蚀能力有那些可能的措施？ 另外的解答：

提高齿根弯曲疲劳强度的主要措施有：

A、在d、b一定的情况下，m对σF的影响比z大，故m增大(z相应减小)，σF减小； B、适当增大齿宽b(或齿宽系数φd)；

C、采用较大变位系数，x增大，YFa减小，σF减小； D、提高齿轮精度等级；

E、改善齿轮材料和热处理方式，以提高许用应力。 提高齿面抗点蚀能力的措施有： A、加大齿轮直径d或中心距a； B、适当增大齿宽b(或齿宽系数φd)； C、采用正变位齿轮； D、提高齿轮精度等级；

E、改善齿轮材料和热处理方式，以提高许用应力。

第十一章

第十一章（答案） 11－1填空题

1.B 2.C 3.B 4.D 5.A 6.A 7.A 8.B 9.A 10.D 11－2填空题

1. 为齿面胶合、疲劳点蚀、轮齿折断、磨损、蜗轮齿上、齿面胶合、齿面间相对滑动速度大、良好的磨合、耐磨性能。 2. 齿条、齿轮、轴面、端面 3. 右、轴面、端面

4. 油温不断升高而使润滑油稀释；胶合；单位时间内产生的热量；散发的热量；加散热片，蜗杆轴端加装风扇、传动箱内装循环冷却管路。

5. i?z2/z1;d2?mz2;??arctan(z1m/d1);???；右旋

6. 限制蜗轮滚刀的数目，便于滚刀的标准化、z1/m、m 7. 低、好、1~4 8. 啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗、搅油损耗 9. 相对滑动；减摩、耐磨；碳素钢或合金钢，青铜或铸铁；蜗轮 11－3分析计算题

1．解：(1)电机转向箭头向上。 (2)蜗杆受各力方向如图。

T1?9550000(3)

P10?9550000??98454n1970N·mm

Fa2?Ft1?2T12?98454??3077mq8?8N

Ft2?2T1i2?98454?30??12307mz28?60N

N

2．解：蜗轮左旋，顺时针转动。

3. 解：（1）Q上升h： h?n2?D?1000mm

n2?i?h?D

n1z2??40n2z1所以

n1?40n2?40?1000?63.7??200 圈

蜗杆转向箭头向下（从手柄端看为逆时针方向）。

tan??（2） 所以

z11??0.125?fv?0.2q8

???v

故该机构自锁

1L （3）T1?PT2?T1?i???T1

z2tan??z1tan?(??v)

?P1L??40?

tan?tan(???v)

?40P1L

0.1250.125?40?150?L?tan(7.1250?11.310)tan(7.1250?11.310)

?2251L

又

T2?Q?D?2251L2

L?所以

Q?D1000?9.8?200??435.6mm2?22512?2251

第十二章（答案） 12－1选择题

1.B 2.A 3.C 4.A 5.C 6.C 7.D 8.D 9.C 10.C，B，B 12－2填空题

1．径向轴承、止推轴承、不完全液体润滑轴承、液体润滑轴承、液体动压轴承、液体静压轴承

2．磨损与胶合、边界润滑油膜不遭到破坏、p?[p]；pv?[pv]；v?[v]。

3．耐磨 4．干摩擦、液体摩擦、不完全液体摩擦 5．温度、压力 6．摩擦、传动效率、非承载区 7. 吸附 8. 粘度；油性（润滑性） 9. 增大、提高、增大 10. a. 存在收敛性油楔 b. 一定粘度的足够供油 c. 由大端指向小端的相对运动速度，d.适当外载F 12－3判断题

1．(√) 2．(√) 3．(√) 4．(√) 5．(√) 6．(√) 7．(×) 8．(×) 12－4分析计算题

1．解：非液体润滑状态下：

① 当n1?320r/min时，求许用载荷F1： 按许用压强?p?，求

Fmax1：

p?因为

F??p?dB

Fmax1??p??dB?32000N：

按许用?pv?，求

Fmax1pv?

?dn1F?n1F??dB60?100019100B≤?pv?

N

Fmax1??pv??19100Bn1?47750v? （所以

?dn160???0.08?32060?1.34ms??v?）

Fmax1应为32000N。

② 当n2?640r/min时，求许用载荷F2： 按?p?求

Fmax2： ：

Fma2＝x32000N

按?pv?求

Fmax2Fmax2??pv??19100Bn2?23875Nv? (所以

?dn260???0.08?64060?2.68m/s??v?)

Fmax2也应为23875N。

由①、②可知，在两种转速下均能正常工作时，许用载荷应为23875N。

2．解：由机械设计手册查得轴承材料ZQSn6-6-3的许用最大值：[p]=5MPa，[v]=3m/s，[pv]=12MPa·m/s。

按已知数据，并取B/d=1，得

p?F2600??0.722dB60?60MPa

v??dn60?1000?3.14?60?1500?4.7160?1000m/s

pv=0.722?4.71=3.40 MPa·m/s

由计算可知，选用ZQSn6-6-3材料不能满足要求，而[p]、满足。 现考虑如下两个方案进行计算：

(1)不改材料，减少轴颈直径以减小速度v，取d为允许的最小值48mm，则

v??dn60?1000?3.14?48?1500?3.7760?1000m/s＞[v]=3m/s

仍不能满足要求，此方案不可用，所以必须改选轴承材料。

(2)改选材料，在铜合金轴瓦上浇铸轴承合金ZCuPbSb15-15-3，查得[p]=5MPa，[v]=6m/s，[pv]=5MPa·m/s，经试算，取d=50mm，B=42mm。

p?F2600??1.24dB42?50MPa＜[p]

v??dn60?1000?3.14?50?1500?3.9360?1000m/s＜[v]

pv=1.24?3.93=4.87 MPa·m/s＜[pv]

结论：可用铜合金轴瓦浇铸ZCuPbSb15-15-3轴承合金。轴颈直径d=50mm，轴承宽度B=42mm。 3. 解：1) 求轴承相对间隙?

??

2) 计算轴颈圆周速度v

?r?2?2?0.06??0.0015d80

v＝ 3) 确定承载系数根据

3.14?80?1500m/s?6.28m/s60?100060?1000

?dnCp

B/d?80/80?1，偏心率?＝0.6，查表可得：Cp＝1.253

F?2Cp?2?vB 4) 根据

Fmax?

2Cp?vB?2?2?1.253?0.02?6.28?0.08N?11191.2N0.00152

第十三章

第十三章 一、 选择题

1.(2) 2.(1) 3.(1) 4.(3) 5.(3) 6.(4) 7.(1) 8.(4) 9.(2)10.D 11.D 12.A 13.A 14.A 15.A,B 二、 填空题

1. 内圈 外圈 滚动体 保持架 2. 相对滑动速度 3. 滚动体 接触角 越大 4. 滚子 球 精度 5. 点蚀 接触应力

6. (1) N316/P6 51316 (2) 51316 N316/P6 (3) 6306/P5 51316 (4) 6306/P5 (5) 30306

7.轴向，径向，轴向负荷和径向负荷 8.基孔，基轴 9.轴承所受载荷的大小、方向及

性质，转速的高低，调心性能要求，装拆方便及经济性要求，向心、推力。 10.疲劳点蚀，可靠度90%，塑性变形，静强度。 判断题。 1-5 √√××× 三、 问答题

1． 圆锥滚子轴承 圆柱滚子轴承 滚针轴承

2． 基本额定动载荷C：使轴承的基本额定寿命恰好为106r(转)时，轴承所能承受

的载荷值。

基本额定静载荷C0：使受载最大的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到—定值的载荷，作为轴承静强度的界限。

基本额定寿命L10：按一组轴承中10％的轴承发生点蚀破坏，而90％的轴承不发生点蚀破坏前的转数(以106转为单位)或工作小时数作为轴承的寿命。

当量动载荷P：为一假想载荷，在该假想载荷作用下，滚动轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相当。

当量静载荷P0：为一假想载荷，在该假想载荷作用下，滚动轴承的永久接触变形量与实际载荷作用下的永久接触变形量相当。

3． 滚动轴承的内、外圈和滚动体，—般用轴承铬钢制造。热处理：淬火＋低温回

火，硬度一般不低于60HRC；∵相对运动表面易发生磨损，要提高其表面硬度，

以增强耐磨性。保持架常用低碳钢、铜合金、铝合金或塑料制成；∵易成形，减摩。

4． 高速运转时离心力大，推力球轴承的钢球与保持架磨损、发热严重，寿命降低，

故不宜采用。当工作转速高时，通常采用深沟球轴承或角接触球轴承为宜。 5． 角接触球轴承(6000型)和圆锥滚子轴承(7000型)承受径向载荷时，要产生派生

轴向力，派生轴向力迫使轴承内、外圈有分离的趋势，为保证轴承能正常工作，故通常成对使用。

面对面安装：两轴承外圈窄端面相对安装。实际跨距l较轴承之间的距离短些，轴系的刚度较高，轴承的间隙调整和装配较易。常用。

背靠背安装：两轴承外圈宽端面相对安装。实际跨距l较轴承之间的距离长些，轴系的刚度较低，轴承的间隙调整困难。常用于要求轴的外伸部分挠曲变形小时。

调心轴承(10000型和20000型)能自动调心，允许内圈对外圈轴线偏斜量大，可以调整轴线的误差，但若不成对使用，则不可能实现其功能。

6．在安装时要调整轴承游隙的滚动轴承类型：10000，20000，30000，50000，60000，70000。 调整轴承游隙的常用方法：①加厚或减薄端盖与箱体间调整垫片②用调节螺钉调整③用圆螺母调整

7．两支点各单向固定：工作温升较小，支承跨距不大的轴。

一支点双向固定，另一支点游动：工作温升较高,支承跨距较长(L>350mm)的轴。 两支点游动：要求左右游动的轴(如人字齿轮的主动轴)。

8．滚动轴承的回转套圈和不回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质有何不同?常选用什么配合?其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合有何不同? 滚动轴承的回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质：过盈配合

(js5,js6,k5,k6,m5,m6,r5,r6,M7,N7)。不回转套圈与轴或机座装配时所取的配合性质：不回转套圈与轴或机座装配应比回转套圈与轴或机座装配有较松的配合(H6,H7,J7,J6,K7,K6,M7,M6,h6,g6)。

其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合不同：滚动轴承是标准件，轴承内孔与轴的配合采用基孔制，即以轴承内孔的尺寸为基推；轴承外径与外壳孔的配合采用基轴制，即以轴承的外径尺寸为基准。与

内圈相配合的轴的公差带以及与外圈相配合的外壳孔的公差带，均按圆柱公差与配合的国家标准选取。由于dm的公差带在零线之下，而圆柱公差标准中基淮孔的公差带在零线之上，所以轴承内圈与轴的配合比圆柱公差标准中规定的基孔制同类配合要紧得多。对轴承内孔与轴的配合而言．圆柱公差标准中的许多过渡配合实际成为过盈配合，而有的间隙配合实际变为过渡配合。轴承外圈与外壳孔的配合与圆柱公差标准中

规定的基轴制同类配合相比较，配合性质的类别基本一致，但由于轴承外径的公差值较小，因而配合也较紧。

9. 1）轴承的载荷：轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。2）轴承的转速：在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。3）轴承的调心性能；4）轴承的安装和拆卸。

10. 静载荷是指轴承套圈相对转速为零或相对转速极度低时，作用在轴承上的载荷。为了限制滚动轴承在静载荷下产生过大的接触应力和永久变形，需进行静载荷计算。

11. 润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阴力，还可以起着散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有两种：油润滑和脂润滑。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。

四、分析计算题 1、解：

(1) 一对轴承中当量动载荷大的那个轴承危险。 ①求支反力Fr1、Fr2

Fr1?FL2200?6000??4000NL1?L2100?200 Fr2＝F- Fr1=6000-4000=2000N

②计算轴承的轴向载荷Fd1、Fd2 先计算内部轴向力：Fd=Fr/2Y Fd1=Fr1/2Y＝4000/2×2.1＝952N Fd2=Fr2/2Y=200/2×2.1＝476N

∵Fd1+Fa=952+1000=1952N> Fd2＝476N 轴承2压紧，轴承1放松。 ∴Fa1＝Fd1=952N Fa2＝Fd1+Fa＝1952N ③计算当量动载荷

Fa1/ Fr1＝952/4000＝0.239< e=0.29，得：X=1，Y=0 P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=1.2×4000＝4800N

Fa2/ Fr2＝1952/2000＝0.976>e＝0.29，得：X=0.4，Y=2.1 P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=1.2×(0.4×2000＋2.1×1952)＝5879N ∵P2> P1 ∴轴承2危险。 (2)

Lh?310?C?10?6480?0??h?9L'h?1500h0?????517360n?P?60?960?587?96?610 合用。

2、解：

1)．计算轴承的轴向载荷Fd1、Fd2

由表13-7，70000C型轴承的内部轴向力为Fd=eFr，由表13-5得e=0.38~0.56，初定e=0.45(轴承1)，e=0.40(轴承2) Fd1=eFr1=0.45×1000＝450N Fd2=eFr2=0.40×2060＝824N

∵Fd2+Fae=824+1200=2024N> Fd1＝470N 轴承1压紧，轴承2放松。 ∴Fa1＝Fd2+Fae=2024N Fa2＝Fd2＝824N 2)．计算当量动载荷

由手册查得7307C轴承：基本额定动载荷C=35.1kN，基本额定静载荷Co=27.5kN。 由表13-5 Fa1/Co=2024/27500=0.0736 得：e=0.45(与初选相同)。 Fa1/ Fr1＝2024/1000＝2.024> e=0.45，由表13-5查得：X=0.44，Y=1.25 由表13-6，取载荷系数fp=1.5

P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=1.5(0.44×1000＋1.25×2024)＝4455N Fa2/Co=824/27500=0.03 得：e=0.40 (与初选相同)

Fa2/ Fr2＝824/2060＝0.40＝e，由表13-5查得：X=1，Y=0 P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=1.5×2060＝3090N 3)．核验轴承寿命

∵P1> P2 ∴应以轴承1的当量动载荷P1为计算依据。

106?C?106?35100?'Lh????????2329h?Lh?2500h60n?P?60?3500?4455??3

由此可知，7307C轴承不满足使用要求，还需要另选轴承。 4)．改选一对7307AC轴承作核验计算

内部轴向力：70000C型轴承的内部轴向力由表13-7查得：Fd=0.68Fr Fd1=0.68Fr1=0.68×1000＝680N Fd2=0.68Fr2=0.68×2060＝1400.8N 轴向载荷Fd1、Fd2：

∵Fd2+Fae=1400.8+1200=2600.8N> Fd1＝680N 轴承1压紧，轴承2放松。 ∴Fa1＝Fd2+Fae=2600.8N Fa2＝Fd2＝1400.8N

由手册查得7307AC轴承：基本额定动载荷C=33.4kN，基本额定静载荷Co=25.2kN。 由表13-5 查得：e=0.68。

Fa1/ Fr1＝2600.8/1000＝2.6> e=0.68，由表13-5查得：X=0.41，Y=0.87 由表13-6，取载荷系数fp=1.5

P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=1.5(0.41×1000＋0.87×2600.8)＝4009N

Fa2/ Fr2＝1400.8/2060＝0.68＝e，由表13-5查得：X=1，Y=0 P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=1.5×2060＝3090N 同理：

∵P1> P2 ∴应以轴承1的当量动载荷P1为计算依据。

106?C?106?33400?'Lh????????2754h?Lh?2500h60n?P?60?3500?4009??3

由此可知，7307AC轴承满足使用要求。

讨论：由手册查得的7307C轴承的基本额定动载荷，其数值为C=35.1KN，略高于7307 AC轴承。但计算结果表明，7307C轴承不满足使用要求，而使用7307AC轴承却可行，原因何在？

70000C轴承与70000 AC轴承虽同属角接触球轴承，但两者在结构上尚有一定的区别。70000 AC轴承接触角α较大，e值较高而Y值较小，故承受轴向载荷的能力较强。在本传动装置的轴系上，作用有较大的外部轴向载荷，因而选用能承受较大轴向载荷的70000 AC轴承较为合适。 五、结构题

1、 按要求在给出的结构图中填画合适的轴承 a)30000，60000，70000 b)10000，20000，60000 c)N0000，NU0000，NA0000 d)10000，20000，60000 e)30000，60000，70000 f)51000，(60000)

2、解：此轴系结构图有以下错误

1） 2） 3） 4） 5） 6） 7） 8） 9） 10） 11） 12）

带轮左端轴向固定不合理。 轴承盖加工表面应减少。 通盖轴承无密封装置。 无轴承间隙的调整垫片。 挡油环与箱体相接触。 轴承无法拆卸。 齿轮轴向固定不可靠。 齿轮无安装基准。 键过长。 轴承安装不方便。 轴承盖孔与轴接触。 带轮无安装基准。

13）

带轮无周向固定。

3. 存在问题分析：

1．轴承的轴向固定、调整，轴向力传递方面错误

1）轴系采用全固式结构，两轴承反装不能将轴向力传到机架，应该为正装。 2）全固式结构中，轴左端的弹性挡圈多余，应去掉。 3）端盖处没有调整垫片，不能调整轴承游隙。 2．转动零件与固定零件接触，不能正常工作方面错误 1）轴右端的联轴器不能接触端盖，用端盖轴向定位更不行。 2）轴与右端盖之间不能接触，应有间隙。

3）定位齿轮的套筒径向尺寸过大，与轴承外圈接触。 4）轴的左端端面不能与轴承端盖接触。 3．轴上零件装配、拆卸工艺性方面错误

1）右轴承的右侧轴上应有工艺轴肩，轴承装拆路线长（精加工面长），装拆困难。 2）套筒径向尺寸过大，右轴承拆卸困难。 3）因轴肩过高，右轴承拆卸困难

4）齿轮与轴联接的键过长，套筒和轴承不能安装到位。 4．轴上零件定位可靠方面错误

1）轴右端的联轴器没有轴向定位，位置不确定。

2）齿轮轴向定位不可靠，应使轴头长度短于轮毂长度。 3）齿轮与轴联接键的长度过大，套筒顶不住齿轮。 5．加工工艺性方面错误

1）两侧轴承端盖处箱体上没有凸台，加工面与非加工面没有分开。 2）轴上有两个键，两个键槽不在同一母线上。

3）联轴器轮毂上的键槽没开通，且深度不够，联轴器无法安装。2）套筒径向尺寸过大，右轴承拆卸困难。

3）因轴肩过高，右轴承拆卸困难

4）齿轮与轴联接的键过长，套筒和轴承不能安装到位。 4．轴上零件定位可靠方面错误

1）轴右端的联轴器没有轴向定位，位置不确定。 2）齿轮轴向定位不可靠，应使轴头长度短于轮毂长度。 3）齿轮与轴联接键的长度过大，套筒顶不住齿轮。 5．加工工艺性方面错误

1）两侧轴承端盖处箱体上没有凸台，加工面与非加工面没有分开。 2）轴上有两个键，两个键槽不在同一母线上。

3）联轴器轮毂上的键槽没开通，且深度不够，联轴器无法安装。

第十四章

一、填空题

1. 齿轮联轴器允许轴线具有 综合 位移，十字滑块联轴器允许轴线具有 径向 位移(均答一种主要位移)。

2．当受载较大、两轴较难对中时，应选 无弹性元件的挠性 联轴器连接；当原动机输出的动力不稳定时，其输出轴与传动轴之间应选用 有弹性元件的挠性 联轴器来连接。 3．联轴器的作用是 连接轴与轴以传递运动和转矩，离合器的作用是 操纵机器传动系统的断续以便进行变速及换向等 。

4．常用刚性联轴器的类型有：(a) 套筒式 ；(b) 夹壳式 ；(c) 凸缘式

5．刚性凸缘联轴器两种对中方法为(a) 铰制孔用螺栓来实现 ；(b) 凸肩与凹槽相配合实现。 6．齿轮联轴器能补偿综合位移的原因： 外齿的齿顶制成椭球面，且保证与内齿啮合后具有适当的顶隙和侧隙，故在传动时，套筒可有轴向和径向位移以及角位移。

7．弹性联轴器中的弹性元件多用非金属材料制成的原因是 具有良好的弹性滞后性因而具有较强的减振能力 。

8．离合器的操纵机构必须安装在与 从动 轴相连的半离合器上。 9．牙嵌离合器适宜用在传力 转矩不大 ，结合处 速度较低 的场合。

10．联轴器和离合器的功能都是连接两轴，传递转矩，两者的区别是：机器在运转时，联轴器连接的两轴不能分离，而离合器可以 。 二、分析与思考题

1． 十字轴式万向联轴器适用于什么场合?为何常成对使用?在成对使用时如何布置才能使主、从动轴的角速度随时相等?

十字轴式万向联轴器可以允许两轴间有较大的夹角，而且在机器运转时，夹角发生改变时仍可正常传动，这种联轴器结构紧凑，维修方便，广泛应用于汽车、多头钻床等机器的传动系统中。

十字轴式成向联轴器缺点：当主动轴角速度

?1为常数时，从动轴的角速度?2并不是常数，

而是在一定范围内变化，因而在传动中产生附加动载荷。为克服此缺点，十字轴式万向联轴器常成对使用。 主动轴

2．牙嵌离合器和摩擦式离合器各有何优缺点?

牙嵌离合器是借牙的相互嵌合来传递运动和转矩的；摩擦离合器是通过主、从动盘的接触面间产生的摩擦力矩来传递转矩的。

牙嵌离合器一般用于转矩不大，低速接合处。摩擦离合器：不论在何种速度时，两轴都可以拼接合和分离；接合过程平稳，冲击、振动较小；从动轴的加速时间和所传递的最大转矩可以调节；过载时可发生打滑，以保护重要零件不致损坏，缺点是外廓尺寸较大，接合和分离过程中要产生滑动摩擦，发热量较大。

三、设计计算题

1．有一链式输送机用联轴器与电动机相联接。已知传递功率P=15kW，电动机转速n=1460r/min，电动机轴伸直径d=42mm。两轴同轴度好，输送机工作时起动频繁并有轻微冲击。试选择联轴器的类型和型号。 (1) 选用联轴器类型。

由于机组功率不大，运转较平稳，且结构简单，易于采取措施提高其制造和安装精度，使其轴线偏移量减小，所以选用刚性凸缘联轴器。 (2) 计算转矩。

查表14-1，知工作情况

O1、从动轴

O3与中间轴之间的夹角相等，且中间轴两端的叉形接头应在同一平面内。

KA?1.5

Tca?KAT?KA?9550P15?1.5?9550??147.17N?mn1460

(3)确定联轴器的型号和尺寸。 根据

Tca、d及n等条件，由标准GB5843-86选用YL8型凸缘联轴器，其额定转矩

，许用转速

Tn?250N?m

?n??4300r/min，轴孔直径有42mm，符合要求。

Tmax?800N?m，销钉

2．一剪切销安全联轴器结构如图所示。已知联轴器传递的最大转矩

??410MPa，销钉中心所在圆的直径

直径d?6mm，销钉材料的抗拉强度极限BD?100mm，销钉数z?2，取????0.7?B。试求此联轴器在载荷为多大时方能起到安

全保护作用。

??设作用在销钉上的剪力为F，则作用在销钉上的剪应力

F?4d2。

当

?????T?z?F?r?2?F?时，销钉被过载剪断。联轴器传递的转矩

D?F?D2，即

TT?F?D?d24D，所以有T?0.7?B?D??????0.7?B

23.14??6?10?3??811.1N?m4

?4d2?0.7?410?106?100?10?3?即当传递的转矩超过811.1N?m时，此联轴器上的安全销起作用。

第十五章

第十五章 一、填空题

1．＿不承受弯矩，只承受转矩＿ ＿传动轴＿ ＿只承受弯矩，而不承受转矩＿ ＿既承受弯矩，又承受转矩＿＿ ＿转轴＿ ＿转动心轴＿ ＿固定心轴＿ 2．＿曲轴 ＿直轴＿ ＿汽油机主轴＿ ＿变速箱轴＿

3． 碳钢 合金钢 淬火 、 渗碳 和＿氮化＿ 喷丸或滚压 4． 键 销 过盈配合及型面联接 5．＿轴肩＿ ＿套筒＿ ＿圆螺母＿＿ 6． 强度计算 刚度 振动稳定性

7. 为了加工和装配方便 为了使与轴做过盈配合的零件易于装配 8. 双圆螺母 圆螺母与止动垫圈 前者依靠摩擦预紧、易松动；后者联接可靠但对轴的强度削弱更大。

9. 套筒与轴的配合较送，高速旋转时质量偏心惯性力大 10. 保证轴肩与轴上零件的可靠接触 二、选择题

1． D 2．A 3．B 4．B 5．B 6．B 7．C 8. D 9. A 10. C 三、计算题：

⑴

Ft?2T2?50??1000Nmz0.002?50

Fr?Ft?tg??1000?tg20o?363.9702N20Nm ⑵经计算

FNH1?500NFNH2?500N

7.2794Nm 21.2836Nm FNV1?181.9851NFNV2?181.9851N两平面弯矩图及合成弯矩图，转矩图如右 ⑶显然，弯曲应力为对称循环变应力

?b?故

M21.2836??8.5134MPaW2500?10?9

50Nm ?m?0MPa，而?a?8.5134MPa

⑷显然，扭转剪应力为静应力

?T?故

T50??1MPaWT50000?10?9

?m?1MPa，而?a?0MPa

四、结构改错：

1．用编号指出下图中的错误, 并作简单说明，提出修改意见。（轴承采用脂润滑）

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