机械设计习题答案文档格式.docx

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2.计算螺栓的最大轴向工作载荷F

1）.计算螺栓组的最大轴向工作载荷FQ

2）计算单个螺栓的最大轴向工作载荷F

3.计算螺栓的总拉力F2

4.计算螺栓直径

螺栓材料为45，性能等级为6.8级，σs=480MPa，S=1.5

则[σ]=σs/S=320MPa

查GB/T196-2003，取M12（d1=10.106mm>

9.08mm）

5.校核螺栓疲劳强度

选用金属垫片，cb/（cb+cm）=0.2

螺栓满足疲劳强度要求。

3-8解：

对钢板进行受力分析，FA=4F/11,FB=7F/11,

FC=10F/11,FD=6F/11,

承受横向载荷的普通螺栓组连接，靠结合面上产生的摩擦力平衡外载荷，螺栓受拉。

强度条件：

螺栓材料35，性能等级为6.8级，σs=640MPa，S=1.5

则[σ]=σs/S=427MPa

接合面不产生滑移的条件是：

3-9解：

承受横向载荷的铰制孔螺栓组连接，靠螺栓侧面直接承受外载荷，螺栓受剪。

螺栓材料35，性能等级为6.8级，σs=640MPa，Sτ=2.5则[σ]=σs/S=256MPa。

d0=d+1=17mm

剪切强度：

挤压强度：

故改用铰制孔用螺栓时，最大载荷为63885.18N.

3-10解：

（1）采用普通螺栓连接

1.螺栓组受力分析

将最大载荷R=20KN向螺栓组的形心简化，得一横向载荷R=20KN和一旋转力矩T=R*L=20*300=6000KN﹒mm

2.确定各螺栓所受横向载荷。

在横向载荷R作用下，每个螺栓

所受的横向载荷F1=R/8=2.5KN。

在旋转力矩的作用下，由于各螺

栓中心至形心的距离相等，故各

螺栓产生的摩擦力F2也大小一样，

方向各垂直于螺栓中心与形心的

连线。

各螺栓中心至形心点O的距离为

左边螺栓所受两力夹角最小，左边螺栓受横向载荷最大。

即

F∑=9.01KN

普通螺栓是靠预紧螺栓在被连接件的结合面间产生摩擦力来传递横向载荷。

因此，先求出螺栓所需的预紧力F0。

由

根据强度条件，得螺栓小径

螺栓材料为45，性能等级为6.8，σs=480MPa，S=1.5.得：

[σ]=σs/S=480/1.5=320MPa

选M24（d1=20.752）的螺栓.

（2）采用铰制孔螺栓连接。

在旋转力矩的作用下，铰制孔用

螺栓连接时靠螺栓侧面直接承受

横向载荷，即工作剪力。

右边螺栓所受两力夹角最小，右边螺栓受横向载荷最大。

螺栓材料为45，性能等级为6.8，σs=480MPa，Sτ=2.5.得：

[τ]=σs/Sτ=480/2.5=192MPa

选用M8的螺栓。

为保证连接的挤压强度[σ]p=σs/Sp=480/1.25=384MPa

5-6解：

带传动的失效形式是打滑和疲劳破坏。

设计准则：

保证带传动不打滑的前提下，充分发挥带的传动能力，并使带有足够的疲劳强度和寿命，p92

5-7解：

避免新带和旧带的载荷分布不均匀。

5-9解：

链传动的平均传动比

主、从动轮的瞬时传动比i12

由于链传动的多边形效应使链的瞬时运动速度变化，

同时使从动链轮瞬时角速度变化，这给传动产生很大的动载荷和冲击。

为减轻这种影响，可采取下述措施：

（1）由于

所以增加两链轮齿数z1、z2，能使λ、δ减小，链速变化减小。

（2）使紧边链长为链节距的整数倍，使λ、δ的变化均处在相同相位，变化趋势的变化范围减小，动载荷减小。

5-10解：

小链轮齿数z1过少，增加链传动的不均匀性和动载荷，冲击增大，链传动寿命降低，链节进入和退出时啮合时，磨损增大。

小链轮齿数z2过大，磨损使链条节距伸长而发生脱链。

5-11解：

两轮轴线在同一铅垂面内，链传动张紧的目的，主要是为了避免在链条的垂直过大时产生啮合不良和链条的振动现象，同时也可以增大链条与链轮的啮合包角。

考虑小链轮旋转方向时，保证松边链节过多的垂落到小链轮上，产生链条卡住的现象。

5-12解：

由p97表5-9得KA=1.1

由i=n1/n2=1450/650=2.23

由p100，取dd2=425mm。

初算带长Lc

由p96，表5-6得Ld=2800mm，KL=1.05。

确定实际中心距a

验算小轮包角α1

由相关资料查得：

Kα=0.96

ΔP0：

由表5-4，p95，按插值法计算：

n1=1450时，ΔP0=0.47

6-2解：

软齿面闭式传动，常因齿面点蚀而失效，设计准则是按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。

硬齿面闭式传动，由于齿面接触承载能力较高，常因齿根疲劳折断而失效，故按齿根弯曲疲劳强度设计，然后校核齿面接触疲劳强度。

开式齿轮传动，由于可能出现的主要失效形式是齿面磨损，轮齿磨薄后常易发生轮齿折断，通常按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后适当增大模数，已考虑磨损影响。

6-5解：

小齿轮轮齿单位时间内所受变应力次数都多于大齿轮，提高齿面硬度，有利于提高抵抗各种形式失效发生的能力，使大小齿轮更接近于等强度。

6-6解：

不相等，小齿轮的齿宽比大齿轮的宽5~10mm，目的是防止装配误差造成轴向错位时，导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷。

6-7解：

齿轮传动中，接触应力取决于两接触物体的材料和综合曲率半径，因此大小齿轮的实际接触应力是相等的。

因大小齿轮的YFa、YSa不相等，所以弯曲应力不相等。

6-11解：

a图：

6-12解：

1）材料及精度

根据大、小齿轮材料45钢，小齿轮调质，硬度为250~270HBS,查图6-14c得：

σHlim1=490MPa查图6-15d得：

σFlim1=210MPa，大齿轮正火，硬度为190~210HBS,查图6-14c得：

σHlim2=390MPa，查图6-15c得：

σFlim2=160MPa，

2）确定载荷系数

使用系数KA：

按载荷平稳，由表6-1得：

KA=1.00

小齿轮的分度圆直径：

齿轮的圆周速度v：

由图6-6得：

Kv=1.24，

由表6-2得：

Kα=1.1，

齿宽系数φd：

φd=b/d1=72/96=0.75,由图6-10得：

Kβ=1.06，

载荷系数K：

K=KAKvKαKβ=1.46。

3）确定弹性影响系数，查表6-3得ZE=189.8MPa1/2

4）区域系数ZH=2.5.

5）由表6-4查得齿形系数YFa和应力校正系数YSa，YFa1=2.5，YSa1=1.63，YFa2=2.17，YSa2=1.8。

6）计算许用应力

计算应力循环次数N1=60*n1*j*Lh=60*1460*1*10000=8.76*108

N2=60*n2*j*Lh=60*433*1*10000=2.6*108

由图6-16得：

ZN1=1.0，ZN2=1.0。

由图6-17得：

YN1=1.0，YN2=1.0。

●

计算许用接触应力：

●计算许用弯曲应力：

取Yst=2.0，SF=1.4。

7）由弯曲强度确定的最大扭矩。

比较和

取较小值，

8）由接触强度确定的最大扭矩

8）齿轮传动功率

由弯曲强度和接触强度知，齿轮传动所能传递的最大转矩为T1=

。

7-2解：

pa1=πmm=pa1/π=6.283/π=2

蜗杆的齿顶圆直径da1=d1+2ha*m→d1=26

由d1=qm→q=13mm

由a=0.5（d1+d2）→d2=94mm

d2=z2m→z2=47

蜗杆分度圆导程角γ=arctg（z1m/d1）=arctg（2*2/26）=8°

44´

7-9解：

1.选择蜗杆传动类型采用渐开线蜗杆。

2.选择材料选蜗杆用45钢，蜗杆螺旋表面要求淬火，硬度为45~55HRC，满足效率高，耐火性好。

蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，为节省有色金属，蜗轮的轮芯采用灰铸铁HT100，齿圈用青铜制造。

3.按齿面接触疲劳强度进行设计

根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，由式

1）确定作用在蜗轮上的转矩T2

按z1=2，估取传动效率η=0.8。

2）确定载荷系数K

因工作载荷稳定，选齿向载荷分布系数Kβ=1，由表7-8选使用系数KA=1.15，转速不高，冲击不大，取动载系数Kv=1.0。

则

K=Kβ*KA*Kv=1.15

3）确定弹性影响系数ZE=160MPa1/2

4）确定接触系数Zρ

假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为d1/a=0.3，由图7-14查Zρ=3.1.

5）确定许用应力[σH]

根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，硬度为45~55HRC，查表7-10得蜗轮基本许用接触应力[σH]´

=268MPa。

应力循环次数N

寿命系数

6）计算中心距

取中心距a=125mm，i12=20，从表7-2取m=5，蜗杆分度圆直径d1=50mm，则d1/a=0.4，由图7-14查得接触系数Zρ´

=2.74，

Zρ´

<

Zρ,以上计算结果可用。

4.蜗轮、蜗杆的主要参数和几何尺寸

1）蜗杆有表11-2查得蜗杆头数z1=2，直径系数q=10，分度圆导程角γ=11°

18´

36″=11.31°

.则

轴向齿距pa=πm=15.708mm

齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=50+2*5=60mm

齿根圆直径df1=d1-2hf1=d1-2（ha*m+c*m）=38mm

蜗杆轴向齿厚sa=0.5πm=7.86mm

2）蜗轮变位系数x2=-0.5，蜗轮齿数z2´

=z2-2x2=40+1=41

验算传动比i=z2/z1=20.5,传动比误差为2.5%，是允许的。

蜗轮分度圆直径d2=z2m=205mm

蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=d2+2m（ha*-x2）=210mm

蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=20mm

5.校核齿根弯曲疲劳强度

根据x2=-0.5，zv2=53.48，从图7-15查得齿形系数YFa2=2.87

Yβ----为螺旋角影响系数，Yβ=1-γ/120˚=0.91

许用弯曲用力

由表7-11查得ZCuSn10P1制造的蜗轮基本许用弯曲应力[σF]´

=56MPa。

弯曲强度满足。

6.热平衡计算取润滑油的最高工作温度t0=80℃，周围空气温度取ta=20℃，箱体表面传热系数αd=15W/（mm2℃）

滑动速度

由表7-13插值求得当量摩擦角φv=2.42°

，蜗杆传动的总效率

蜗杆传递的功率

保持工作温度所需散热面积