[机械设计基础课后答案]机械设计基础第五版课后习题答案 机械设计基础课后答案
1-1至1-4解 机构运动简图如下图所示。图 1.11 题1-1解图
图1.12 题1-2解图图1.13 题1-3解图
图1.14 题1-4解图1-5 解1-6 解1-7 解1-8 解1-9 解1-10 解1-11 解1-12 解1-13解 该导杆机构的全部瞬心如图所示，构件 1、3的角速比为：1-14解 该正切机构的全部瞬心如图所示，构件 3的速度为：，方 向垂直向上。1-15解 要求轮 1与轮2的角速度之比，首先确定轮1、轮2和机架4三个构件的三个瞬心，即，，如图所示。则：，轮2与轮1的转向相反。1-16解 （ 1）图a中的构件组合的自由度为：自由度为零，为一刚性桁架，所以构件之间不能产生相对运和动。（ 2）图b中的 CD 杆是虚约束，去掉与否不影响机构的运动。故图 b中机构的自由度为：所以构件之间能产生相对运动。题 2-1答 : a ）b ）c ）d ） ，且最短杆为机架，因此是双曲柄机构。
，且最短杆的邻边为机架，因此是曲柄摇杆机构。
，不满足杆长条件，因此是双摇杆机构。
，且最短杆的对边为机架，因此是双摇杆机构。与均为周转副。和 题 2-2解 : 要想成为转动导杆机构，则要求（ 1 ）当。在在 中，直角边小于斜边，故有：中，直角边小于斜边，故有：即可。
为周转副时，要求能通过两次与机架共线的位置。 见图 2-15 中位置 （极限情况取等号）；
（极限情况取等号）。
综合这二者，要求（ 2 ）当。在位置在位置时，从线段时，因为导杆 为周转副时，要求 能通过两次与机架共线的位置。 见图 2-15 中位置和来看，要能绕过点要求：（极限情况取等号）；
是无限长的，故没有过多条件限制。（ 3 ）综合（ 1 ）、（ 2 ）两点可知，图示偏置导杆机构成为转动导杆机构的条件是：题 2-3 见图 2.16 。图 2.16题 2-4解 : （ 1 ）由公式，并带入已知数据列方程有：因此空回行程所需时间（ 2 ）因为曲柄空回行程用时转过的角度为 ；
，因此其转速为：题 2-5转 / 分钟解 : （ 1 ）由题意踏板 在水平位置上下摆动 ，就是曲柄摇杆机构中摇杆的极限位置，此时和（见图 曲柄与连杆处于两次共线位置。取适当比例 图 尺，作出两次极限位置2.17 ）。由图量得：解得 ：，。由已知和上步求解可知：，，，和代入公式（ 2-3 ） （ 2 ） 因最小传动角位于曲柄与机架两次共线位置，因此取计算可得：或：代入公式（ 2-3 ）′，可知题 2-6解： 因为本题属于设计题，只要步骤正确，答案不唯一。这里给出基本的作图步骤，不 给出具体数值答案。作图步骤如下（见图 2.18 ）：（ 1 ）求（ 2 ）作（ 3 ）以（ 4 ）作在图上量取，，为底作直角三角形的外接圆，在圆上取点，和机架长度；并确定比例尺 。
。（即摇杆的两极限位置）
，摇杆长度，。
。则曲柄长度。在得到具体各杆数据之后，代入公式 （ 2 ― 3 ）和 （ 2-3 ）′求最小传动角，能满足即可。图 2.18题 2-7图 2.19解 : 作图步骤如下 （见图 2.19 ） ：（ 1 ）求（ 2 ）作（ 3 ）作，，顶角 ，；并确定比例尺 。
的外接圆，则圆周上任一点都可能成为曲柄中心。相距，，交圆周于。解得 ：点。
（ 4 ）作一水平线，于（ 5 ）由图量得曲柄长度：连杆长度：题 2-8解 : 见图 2.20 ，作图步骤如下：（ 1 ）（ 2 ）取 ，选定。（ 3 ）定另一机架位置：分线，（ 4 ），。
，作 和 ，角平
。杆即是曲柄，由图量得 曲柄长度：题 2-9解： 见图 2.21 ，作图步骤如下：（ 1 ）求 ，，作，与，，，由此可知该机构没有急回特性。
。（即摇杆的两极限位置）
和机架长度。
（ 2 ）选定比例尺（ 3 ）做（ 4 ）在图上量取曲柄长度：交于连杆长度：题 2-10解 : 见图 2.22 。这是已知两个活动铰链两对位置设计四杆机构，可以用圆心法。连 接与，交于，作图2.22 的中垂线与交于点。然后连接，，作的中垂线 ，点。图中画出了一个位置，。从图中量取各杆的长度，得到：题 2-11解 : （ 1 ）以，。
为中心，设连架杆长度为 ，根据作出，（ 2 ）取连杆长度（ 3 ）另作以，以，，、为圆心，作弧。
，的另一连架杆的几个位置，并作出不同 点为中心，半径的许多同心圆弧。（ 4 ）进行试凑，最后得到结果如下：机构运动简图如图 2.23 。
，，，。题 2-12解 : 将已知条件代入公式（ 2-10 ）可得到方程组：联立求解得到：，，。将该解代入公式（ 2-8 ）求解得到：，又因为实际，，。
，因此每个杆件应放大的比例尺为：，故每个杆件的实际长度是：，，题 2-13证明 : 见图 2.25 。在可知点将，。
上任取一点，，下面求证。
点的运动轨迹为一椭圆。见图 分为两部分，其中又由图可知，，二式平方相加得可见点的运动轨迹为一椭圆。3-1解图 3.10 题3-1解图如图 3.10所示，以O为圆心作圆并与导路相切，此即为偏距圆。过B点作偏距圆的下切线，此线为 凸轮与从动件在B点接触时，导路的方向线。推程运动角3-2解如图所示。图 3.12 题3-2解图如图 3.12所示，以O为圆心作圆并与导路相切，此即为偏距圆。过D点作偏距圆的下切线，此线为 凸轮与从动件在D点接触时，导路的方向线。凸轮与从动件在D点接触时的压力角3-3解 ：从动件在推程及回程段运动规律的位移、速度以及加速度方程分别为：（ 1）推程：如图所示。0°≤ ≤ 150°（ 2）回程：等加速段等减速段0°≤ ≤60 °60°≤ ≤120 °为了计算从动件速度和加速度，设。 计算各分点的位移、速度以及加速度值如下：根据上表 作图如下（注：为了图形大小协调，将位移曲线沿纵轴放大了 5倍。）：图 3-13 题3-3解图3-4 解 ：图 3-14 题3-4图根据 3-3题解作图如图3-15所示。根据(3.1)式可知，取最大，同时s 2 取最小时，凸轮机构的压力角最大。从图3-15可知，这点可能在推程段的开始处或在推程的中点处。由图量得在推程的 开始处凸轮机构的压力角最大，此时＜[ ]=30° 。图 3-15 题3-4解图3-5解 ：（ 1）计算从动件的位移并对凸轮转角求导当凸轮转角得：在0≤ ≤ 过程中，从动件按简谐运动规律上升 h=30mm。根据教材(3-7)式 可0≤ ≤0≤当凸轮转角在≤ ≤ ≤
过程中，从动件远休。≤ ≤S 2 =50当凸轮转角在≤ ≤ ≤ ≤
过程中，从动件按等加速度运动规律下降到升程的一半。根据 教材(3-5)式 可得：≤ ≤当凸轮转角 在≤ ≤ ≤ ≤
过程中，从动件按等减速度运动规律下降到起始位置。根 据教材(3-6)式 可得：≤ ≤当凸轮转角 在 ≤ ≤≤ ≤
过程中，从动件近休。≤ ≤S 2 =50
≤ ≤（ 2）计算凸轮的理论轮廓和实际轮廓本题的计算简图及坐标系如图 3-16所示，由图可知，凸轮理论轮廓上B点(即滚子中心)的直角坐标 为图 3-16式中。由图 3-16可知，凸轮实际轮廓的方程即B ′ 点的坐标方程式为因为所以故由上述公式可得 理论轮廓曲线和实际轮廓的直角坐标，计算结果如下表，凸轮廓线如图3-17所 示。图 3-17 题3-5解图3-6 解：图 3-18 题3-6图从动件在推程及回程段运动规律的角位移方程为：
1.推程： 2.回程：0°≤
0°≤≤ 150°
≤120 °根据上表 作图如下：图 3-19 题3-6解图3-7解：从动件在推程及回程段运动规律的位移方程为：
1.推程： 2.回程：计算各分点的位移值如下：0°≤
0°≤≤ 120°
≤120 °图 3-20 题3-7解图4.5课后习题详解4-1解
分度圆直径齿顶高齿根高顶 隙中心距齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿距齿厚、齿槽宽4-2解由分度圆直径4-3解 由可得模数得4-4解
分度圆半径分度圆上渐开线齿廓的曲率半径分度圆上渐开线齿廓的压力角基圆半径基圆上渐开线齿廓的曲率半径为 0；压力角为 。齿顶圆半径齿顶圆上渐开线齿廓的曲率半径齿顶圆上渐开线齿廓的压力角4-5解
正常齿制渐开线标准直齿圆柱齿轮的齿根圆直径：基圆直径假定故当齿数齿根圆。
，基圆小于 时，正常齿制渐开线标准直齿圆柱齿轮的基圆大于齿根圆；齿数4-6解
中心距内齿轮分度圆直径内齿轮齿顶圆直径内齿轮齿根圆直径正好在刀具 4-7 证明 用齿条刀具加工标准渐开线直齿圆柱齿轮，不发生根切的临界位置是极限点的顶线上。此时有关系：正常齿制标准齿轮、 ，代入上式短齿制标准齿轮、 ，代入上式图 4.7 题4-7解图4-8证明 如图所示， 、 两点为卡脚与渐开线齿廓的切点，则线段。
即为渐开线的法线。根据渐 开线的特性：渐开线的法线必与基圆相切，切点为再根据渐开线的特性：发生线沿基圆滚过的长度，等于基圆上被滚过的弧长，可知：AC对于任一渐开线齿轮，基圆齿厚与基圆齿距均为定值，卡尺的位置不影响测量结果。图 4.8 题4-8图
图4.9 题4-8解图4-9解 模数相等、压力角相等的两个齿轮，分度圆齿厚
相等。但是齿数多的齿轮分度圆直径大，所以基圆直径就大。根据渐开线的性质，渐开线的形状取决于基圆的大小，基圆小,则渐开线曲率 大,基圆大，则渐开线越趋于平直。因此，齿数多的齿轮与齿数少的齿轮相比，齿顶圆齿厚和齿根圆齿 厚均为大值。4-10解 切制变位齿轮与切制标准齿轮用同一把刀具，只是刀具的位置不同。因此，它们的模数、压 力角、齿距均分别与刀具相同，从而变位齿轮与标准齿轮的分度圆直径和基圆直径也相同。故参数 、、不变。、、
变位齿轮分度圆不变，但正变位齿轮的齿顶圆和齿根圆增大，且齿厚增大、齿槽宽变窄。因此、变大，变小。是一对齿轮啮合传动的范畴。
啮合角 与节圆直径4-11解
因螺旋角端面模数端面压力角当量齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径4-12解 （1）若采用标准直齿圆柱齿轮，则标准中心距应说明采用标准直齿圆柱齿轮传动时，实际中心距大于标准中心距，齿轮传动有齿侧间隙，传动不 连续、传动精度低，产生振动和噪声。（ 2）采用标准斜齿圆柱齿轮传动时，因螺旋角分度圆直径节圆与分度圆重合4-13解，4-14解
分度圆锥角分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径外锥距齿顶角、齿根角顶锥角根锥角当量齿数4-15答： 一对直齿圆柱齿轮正确啮合的条件是：两齿轮的模数和压力角必须分别相等，即
、。一对斜齿圆柱齿轮正确啮合的条件是：两齿轮的模数和压力角分别相等，螺旋角大小相等、方向 相反（外啮合），即 、 、。、
一对直齿圆锥齿轮正确啮合的条件是：两齿轮的大端模数和压力角分别相等，即。5-1解： 蜗轮 2和蜗轮3的转向如图粗箭头所示，即 和 。图 5.5
图5.65-2解： 这是一个定轴轮系，依题意有：齿条 6 的线速度和齿轮 5 ′分度圆上的线速度相等；而齿轮 5 ′的转速和齿轮 5 的转速相等，因此有：通过箭头法判断得到齿轮 5 ′的转向顺时针，齿条 6 方向水平向右。5-3解：秒针到分针的传递路线为： 6→5→4→3，齿轮3上带着分针，齿轮6上带着秒针，因此有：。分针到时针的传递路线为： 9→10→11→12，齿轮9上带着分针，齿轮12上带着时针，因此有：。图 5.7
图5.85-4解： 从图上分析这是一个周转轮系，其中齿轮 1、3为中心轮，齿轮2为行星轮，构件为行星 架。则有：∵∴∴当手柄转过 ，即时，转盘转过的角度，方向与手柄方向相同。5-5解： 这是一个周转轮系，其中齿轮 1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，构件为行星架。
则有：∵，∴∴传动比为10，构件 与的转向相同。图 5.9
图5.105-6解： 这是一个周转轮系，其中齿轮 1为中心轮，齿轮2为行星轮，构件为行星架。
则有：∵，，∵∴∴5-7解： 这是由四组完全一样的周转轮系组成的轮系，因此只需要计算一组即可。取其中一组作分析，齿轮 4、3为中心轮，齿轮2为行星轮，构件1为行星架。这里行星轮2是惰轮，因此它的齿数与传动比大小无关，可以自由选取。（1）由图知 （2）又挖叉固定在齿轮上，要使其始终保持一定的方向应有：（3）联立（ 1）、（2）、（3）式得：图 5.11
图5.125-8解： 这是一个周转轮系，其中齿轮 1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，为行星架。∵，∴∴与方向相同5-9解： 这是一个周转轮系，其中齿轮 1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，为行星架。∵设齿轮 1方向为正，则，∴∴与方向相同图 5.13
图5.145-10解： 这是一个混合轮系。其中齿轮 1、2、2′3、组成周转轮系，其中齿轮1、3为中心轮， 齿轮2、2′为行星轮，为行星架。而齿轮4和行星架组成定轴轮系。在周转轮系中：（1）在定轴轮系中：（2）又因为：（3）联立（ 1）、（2）、（3）式可得：5-11解： 这是一个混合轮系。其中齿轮 4、5、6、7和由齿轮3引出的杆件组成周转轮系，其中齿轮4、7为中心轮，齿轮5、6为行星轮，齿轮3引出的杆件为行星架。而齿轮1、2、3组成定轴轮 系。在周转轮系中：（1）在定轴轮系中：（2）又因为： ，联立（ 1）、（2）、（3）式可得：（ 1）当，时，，的转向与齿轮1和4的转向相同。（ 2）当 时，（ 3）当，时，，的转向与齿轮1 和4的转向相反。图 5.15
图5.165-12解： 这是一个混合轮系。其中齿轮 4、5、6和构件组成周转轮系，其中齿轮4、6为中心轮 ，齿轮5为行星轮，是行星架。齿轮1、2、3组成定轴轮系。在周转轮系中：（1）在定轴轮系中：（2）又因为： ，（3）联立（ 1）、（2）、（3）式可得：即齿轮 1 和构件的转向相反。5-13解： 这是一个混合轮系。齿轮 1、2、3、4组成周转轮系，其中齿轮1、3为中心轮，齿轮2为 行星轮，齿轮4是行星架。齿轮4、5组成定轴轮系。在周转轮系中：， ∴（1）在图 5.17中，当车身绕瞬时回转中心转动时，左右两轮走过的弧长与它们至点的距离 成正比，即：（2）联立（ 1）、（2）两式得到：，（3）在定轴轮系中：则当：时，代入（ 3）式，可知汽车左右轮子的速度分别为，5-14解： 这是一个混合轮系。齿轮 3、4、4′、5和行星架组成周转轮系，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。在周转轮系中：（1）在定轴轮系中：（2）又因为：， ，（3）依题意，指针转一圈即（4）此时轮子走了一公里，即（5）联立（ 1）、（2）、（3）、（4）、（5）可求得图 5.18
图5.195-15解： 这个起重机系统可以分解为 3个轮系：由齿轮3′、4组成的定轴轮系；由蜗轮蜗杆1′和5 组成的定轴轮系；以及由齿轮1、2、2′、3和构件组成的周转轮系，其中齿轮1、3是中心轮，齿 轮4、2′为行星轮，构件是行星架。一般工作情况时由于蜗杆 5不动，因此蜗轮也不动，即（1）在周转轮系中：（2）在定轴齿轮轮系中：（3）又因为： ，， （4）联立式（ 1）、（2）、（3）、（4）可解得：。当慢速吊重时，电机刹住，即，此时是平面定轴轮系，故有：5-16解： 由几何关系有：又因为相啮合的齿轮模数要相等，因此有上式可以得到：故行星轮的齿数：图 5.20
图5.215-17解： 欲采用图示的大传动比行星齿轮，则应有下面关系成立：（ 1）（2）（3）又因为齿轮 1与齿轮3共轴线，设齿轮1、2的模数为，齿轮2′、3的模数为，则有：（4）联立（ 1）、（2）、（3）、（4）式可得（5）当时，（5）式可取得最大值1.0606；当时，（5）式接近1，但不可能取到1。 因此的取值范围是（1，1.06）。而标准直齿圆柱齿轮的模数比是大于1.07的，因此，图示的 大传动比行星齿轮不可能两对都采用直齿标准齿轮传动，至少有一对是采用变位齿轮。5-18解： 这个轮系由几个部分组成，蜗轮蜗杆 1、2组成一个定轴轮系；蜗轮蜗杆5、4′组成一个定 轴轮系；齿轮1′、5′组成一个定轴轮系，齿轮4、3、3′、2′组成周转轮系，其中齿轮2′、4是中心轮，齿轮3、3′为行星轮，构件是行星架。在周转轮系中：（1）在蜗轮蜗杆 1、2中：（2）在蜗轮蜗杆 5、4′中：（3）在齿轮 1′、5′中：（4）又因为：，，，（5）联立式（ 1）、（2）、（3）、（4）、（5）式可解得：，即。5-19解： 这个轮系由几个部分组成，齿轮 1、2、5′、组成一个周转轮系，齿轮 1、2、2′、3、组成周转轮系，齿轮3′、4、5组成定轴轮系。在齿轮 1、2、5′、组成的周转轮系中：由几何条件分析得到：，则（1）在齿轮 1、2、2′、3、组成的周转轮系中：由几何条件分析得到：，则（2）在齿轮 3′、4、5组成的定轴轮系中：（3）又因为： ，（4）联立式（ 1）、（2）、（3）、（4）式可解得：系统的运转不均匀系数：；9-1答 退火：将钢加热到一定温度，并保温到一定时间后，随炉缓慢冷却的热处理方法。主要用来消除内 应力、降低硬度，便于切削。正火：将钢加热到一定温度，保温一定时间后，空冷或风冷的热处理方法。可消除内应力，降低硬度，便 于切削加工；对一般零件，也可作为最终热处理，提高材料的机械性能。淬火：将钢加热到一定温度，保温一定时间后，浸入到淬火介质中快速冷却的热处理方法。可提高材料的 硬度和耐磨性，但存在很大的内应力，脆性也相应增加。淬火后一般需回火。淬火还可提高其抗腐蚀性。
调质：淬火后加高温回火的热处理方法。可获得强度、硬度、塑性、韧性等均较好的综合力学性能，广泛 应用于较为重要的零件设计中。表面淬火：迅速将零件表面加热到淬火温度后立即喷水冷却，使工件表层淬火的热处理方法。主要用于中 碳钢或中碳合金钢，以提高表层硬度和耐磨性，同时疲劳强度和冲击韧性都有所提高。渗碳淬火：将工件放入渗碳介质中加热，并保温一定时间，使介质中的碳渗入到钢件中的热处理方法。适 合于低碳钢或低碳合金钢，可提高表层硬度和耐磨性，而仍保留芯部的韧性和高塑性。9-2解 见下表9-3解查教材表 9-1，Q235的屈服极限查手册 GB706-88标准，14号热轧工字钢的截面面积则拉断时所所的最小拉力为9-4解 查教材表9-1，45钢的屈服极限许用应力把夹紧力 向截面中心转化，则有拉力 和弯距截面面积抗弯截面模量则最大夹紧力应力分布图如图所示图 9.3 题9-4解图9-5解 查手册，查手册退刀槽宽度 ，沟槽直径，过渡圆角 半径，尾部倒角 设所用螺栓为标准六角头螺栓，对于 的螺栓，最 小中心距，螺栓轴线与箱壁的最小距离 。9-6解 查手册，当圆轴 时，平键的断面尺寸为 且轴上键槽尺寸 、轮毂键 槽尺寸。图 9.5 题9-6解图9-7解 （1）取横梁作为示力体，当位于支承 右侧 处时由得由得由得由得（ 2）横梁弯矩图图 9.7 题9-7解图（ 3）横梁上铆钉组的载荷力矩水平分力垂直分力9-8解 水平分力在每个铆钉上产生的载荷垂直分力 在每个铆钉上产生的载荷力矩在每个铆钉上产生的载荷各力在铆钉上的方向见图所示图 9.9 题9-8解图根据力的合成可知，铆钉 1的载荷最大9-9解 铆钉所受最大载荷校核剪切强度校核挤压强度均合适。9-10解 支承 可用铸铁HT200或铸钢ZG270-500。其结构立体图见图。图 9.10 题9-10解图支承 的可能失效是回转副的磨损失效，或回转副孔所在横截面处拉断失效。9-11解 （ 1）轮齿弯曲应力可看成是脉动循环变应力。（ 2）大齿轮循环次数（ 3）对应于循环总次数 的疲劳极限能提高提高了 1.24倍。9-12答 由图5-1可见，惰轮4的轮齿是双侧受载。当惰轮转一周时，轮齿任一侧齿根处的弯曲应力的变化 规律：未进入啮合，应力为零，这一侧进入啮合时，该侧齿根受拉，并逐渐达到最大拉应力，然后退出啮 合，应力又变为零。接着另一侧进入啮合，该侧齿根受压，并逐渐达到最大压应力，当退出啮合时，应力 又变为零。所以，惰轮4轮齿根部的弯曲应力是对称循环变应力。9-13答 在齿轮传动中，轮齿工作面上任一点所产生的接触应力都是由零（该点未进入啮合）增加到一最 大值（该点啮合），然后又降低到零（该点退出啮合），故齿面表面接触应力是脉动循环变应力。9-14解 （ 1）若支承可以自由移动时，轴的伸长量（ 2）两支承都固定时，因轴的温升而加在支承上的压力9-15 基孔制优先配合为、、、、、、、、、、、，试以基本尺寸为 绘制其公差带图。
、图 9.13 题9-15解图9-16答 （1）公差带图见题9-16解图。（ 2）、均采用的是基轴制，主要是为了制造中减少加工孔用的刀具品种。图 9.15 题9-16解图10-1证明 当升角与当量摩擦角符合时，螺纹副具有自锁性。当时，螺纹副的效率所以具有自锁性的螺纹副用于螺旋传动时，其效率必小于 50%。10-2解 由教材表10-1、表10-2查得，粗牙，螺距 ，中径螺纹升角，细牙，螺距 ，中径螺纹升角对于相同公称直径的粗牙螺纹和细牙螺纹中，细牙螺纹的升角较小，更易实现自锁。
10-3解 查教材表10-1得粗牙 螺距 中径小径螺纹升角普通螺纹的牙侧角，螺纹间的摩擦系数当量摩擦角拧紧力矩由公式可得预紧力拉应力查教材表 9-1得 35钢的屈服极限拧紧所产生的拉应力已远远超过了材料的屈服极限，螺栓将损坏。10-4解 （1）升角当量摩擦角工作台稳定上升时的效率：（ 2）稳定上升时加于螺杆上的力矩（ 3）螺杆的转速螺杆的功率（ 4）因，该梯形螺旋副不具有自锁性，欲使工作台在载荷作用下等速下降， 需制动装置。其制动力矩为10-5解 查教材表9-1得 Q235的屈服极限，查教材表 10-6得，当控制预紧力时，取安全系数由许用应力查教材表 10-1得 的小径由公式得预紧力由题图可知 ，螺钉个数 ，取可靠性系数牵曳力10-6解 此联接是利用旋转中间零件使两端螺杆受到拉伸 ,故螺杆受到拉扭组合变形。
查教材表 9-1得，拉杆材料Q275的屈服极限，取安全系数 ，拉杆材料的许用应力所需拉杆最小直径查教材表 10-1，选用螺纹 （）。10-7解 查教材表 9-1得，螺栓35钢的屈服极限，查教材表 10-6、10-7得螺栓的许用应力查教材表 10-1得， 的小径螺栓所能承受的最大预紧力所需的螺栓预紧拉力则施加于杠杆端部作用力 的最大值10-8解 在横向工作载荷作用下，螺栓杆与孔壁之间无间隙，螺栓杆和被联接件接触表面受到 挤压；在联接接合面处螺栓杆则受剪切。假设螺栓杆与孔壁表面上的压力分布是均匀的，且这种联接的预紧力很小，可不考虑预 紧力和螺纹摩擦力矩的影响。挤压强度验算公式为：其中；为螺栓杆直径。螺栓杆的剪切强度验算公式其中 表示接合面数，本图中接合面数 。10-9解 （ 1）确定螺栓的长度由教材图 10-9 a）得：螺栓螺纹伸出长度螺栓螺纹预留长度查手册选取六角薄螺母 GB6172-86 ，厚度为垫圈 GB93-87 16，厚度为则所需螺栓长度查手册中螺栓系列长度，可取螺栓长度螺栓所需螺纹长度
取螺栓螺纹长度（ 2）单个螺栓所受横向载荷（ 3）螺栓材料的许用应力由表 9-1查得 被联接件HT250的强度极限查表 10-6取安全系数被联接件许用挤压应力查教材表 9-1得 螺栓35钢的屈服极限，查表 10-6得螺栓的许用剪切应力螺栓的许用挤压应力（ 4）校核强度查手册，六角头铰制孔用螺栓 GB28-88 ，其光杆直径螺栓的剪切强度最小接触长度：挤压强度所用螺栓合适。10-10解 （ 1）每个螺栓所允许的预紧力查教材表 9-1得 45钢的屈服极限，查教材表 10-6、10-7得，当不能严格控制预紧力时，碳素钢取安全系数
由许用应力查教材表 10-1得 的小径由公式得预紧力（ 2）每个螺栓所能承担的横向力由题图可知 ，取可靠性系数横向力（ 4）螺栓所需承担的横向力（ 5）螺栓的个数取偶数 。在直径为 155的圆周上布局14个 的普通螺栓，结构位置不允许。10-11解 （ 1）初选螺柱个数（ 2）每个螺柱的工作载荷（ 3）螺柱联接有紧密性要求，取残余预紧力（ 4）螺柱总拉力（ 5）确定螺柱直径选取螺柱材料为 45钢，查表9-1得 屈服极限，查教材表 10-6得，当不能严格控制预紧力时，暂时取安全系数许用应力螺栓小径查教材表 10-1，取 螺栓（），由教材表10-7可知取安全系数 是合 适的。（ 6）确定螺柱分布圆直径由题 10-11图可得取。（ 7）验证螺柱间距所选螺柱的个数和螺柱的直径均合适。10-12解 （ 1）在力作用下，托架不应滑移，设可靠性系数 ，接合面数 ，此时每个 螺栓所需的预紧力（ 2）在翻转力矩 作用下，此时结合面不应出现缝隙。托架有绕螺栓组形心轴线O-O翻转的趋势，上 边两个螺栓被拉伸，每个螺栓的轴向拉力增大了，下边两个螺栓被放松，每个螺栓的轴向力减小了，则有力的平衡关系，故可得为使上边两个螺栓处结合面间不出现缝隙，也即残余预紧力刚为零，则所需预紧力 （ 3）每个螺栓所需总的预紧力（ 4）确定螺栓直径选取螺栓材料为 35钢，查教材表9-1屈服极限，查教材表 10-6得，当不能严格控制预紧力时，暂时取安全系数许用应力螺栓小径查教材表 10-1，取 螺栓（），由教材表10-7可知取安全系数 也是合适 的。10-13解 (1)计算手柄长度查手册 ,梯形螺纹GB5796-86，公称直径，初选螺距 ,则中径， 小径螺纹升角当量摩擦角所需的转矩则 ,手柄的长度(2)确定螺母的高度初取螺纹圈数 ,则螺母的高度这时处于1.2～2.5的许可范围内。10-14解 选用梯形螺纹。（ 1）根据耐磨性初选参数初选查表 10-8 螺旋副的许用压强，取查手册，选取梯形螺纹 GB5796-86，选取公称直径 ，中径，小径， 螺距。（ 2）初选螺母初步计算螺母的高度则螺栓与螺母接触的螺纹圈数，取螺母的高度系数（ 3）校核耐磨性螺纹的工作高度则螺纹接触处的压强合适。（ 4）校核螺杆的稳定性起重器的螺母端为固定端，另一端为自由端，故取，螺杆危险截面的惯性半径，螺杆的最大工作长度 ，则螺杆的长细比临界载荷取 安全系数，不会失稳（ 5）校核螺纹牙强度对于梯形螺纹对于青铜螺母10-15解 （ 1）初选螺纹直径，合适。查手册，选取梯形螺纹 GB5796-86，选取公称直径 ，中径，小径， 螺距。（ 2）验证其自锁性螺纹升角当量摩擦角，所以满足自锁条件。（ 3）校核其耐磨性设 螺栓与螺母参加接触的螺纹圈数 ，则 螺母的高度 ，，处于1.2～2.5的许可范围内。螺纹的工作高度则螺纹接触处的压强查教材表 10-8，钢对青铜许用压强，合适。（ 4）校核螺杆强度取，则所需扭矩则危险截面处的强度对于 45 钢正火，其许用应力，故合适。（ 5）校核螺杆的稳定性压力机的螺母端为固定端，另一端为铰支端，故取，螺杆危险截面的惯性半径，螺杆的最大工作长度 ，则螺杆的长细比，不会失稳。（ 6）校核螺纹牙强度对于梯形螺纹对于青铜螺母
，合适。（ 7 ）确定手轮的直径由 得10-16解 （ 1）选用A型平键，查教材表10-9，由轴的直径 可得平键的截面尺寸
，；由联轴器及平键长度系列，取键的长度 。其标记为：键GB1096-79（ 2）验算平键的挤压强度由材料表 10-10查得，铸铁联轴器的许用挤压应力A型键的工作长度，使用平键挤压强度不够，铸铁轴壳键槽将被压溃。这时可使轴与联轴器孔之间采用过盈配合，以便承担一部分转矩，但其缺点是装拆不便。也可改用花键联接。10-17解 （ 1）选择花键根据联轴器孔径 ，查手册可知花键小径 最接近，故选择矩形花键的规格为 花键GB1144-87花键的齿数 、小径 ，大径 ，键宽 ，键长取 ，倒角.（ 2）验算挤压强度取载荷不均匀系数齿面工作高度平均半径查教材表 10-11，在中等工作条件Ⅱ、键的齿面未经热处理时，其许用挤压应力， 故合适。11-1 解 1）由公式可知：轮齿的工作应力不变，则则，若 ，该齿轮传动能传递的功率11-2解 由公式可知，由抗疲劳点蚀允许的最大扭矩有关系：设提高后的转矩和许用应力分别为、当转速不变时，转矩和功率可提高 69%。11-3解 软齿面闭式齿轮传动应分别验算其接触强度和弯曲强度。（ 1）许用应力查教材表 11-1小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮ZG270-500正火硬 度：140～170HBS，取155HBS。查教材图11-7，查教材图11-10,查教材表 11-4取，故：（ 2）验算接触强度，验算公式为：其中：小齿轮转矩载荷系数 查教材表11-3得齿宽中心距齿数比则：、，能满足接触强度。（ 3）验算弯曲强度，验算公式：其中：齿形系数：查教材图 11-9得、则 ：满足弯曲强度。11-4解 开式齿轮传动的主要失效形式是磨损，目前的设计方法是按弯曲强度设计，并将许用应力 降低以弥补磨损对齿轮的影响。（ 1）许用弯曲应力 查教材表11-1小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮45钢正火硬度：170～210HBS，取190HBS。查教材图11-10得,查教材表11-4 ，并将许用应用降低30%故（ 2）其弯曲强度设计公式：其中：小齿轮转矩载荷系数 查教材表11-3得取齿宽系数齿数，取齿数比齿形系数 查教材图 11-9得、因故将代入设计公式因此取模数中心距齿宽11-5解 硬齿面闭式齿轮传动的主要失效形式是折断，设计方法是按弯曲强度设计，并验算其齿面接触 强度。（ 1）许用弯曲应力查教材表 11-1，大小齿轮材料40Cr 表面淬火硬度：52～56HRC，取54HRC。查教材图11-10得，查材料图11-7得。查教材表11-4 ，因齿轮传动是双向工作，弯曲应力为对称循环，应将极限值乘 70%。故（ 2）按弯曲强度设计，设计公式：其中：小齿轮转矩载荷系数 查教材表11-3得取齿宽系数齿数，取齿数比齿形系数 应将齿形系数较大值代入公式，而齿形系数值与齿数成反比，将小齿轮的齿形系数代入设计公 式，查教材图 11-9得因此取模数（ 3）验算接触强度，验算公式：其中：中心距齿宽，取满足接触强度。11-6解 斜齿圆柱齿轮的齿数与其当量齿数 之间的关系：（ 1）计算传动的角速比用齿数 。（ 2）用成型法切制斜齿轮时用当量齿数 选盘形铣刀刀号。（ 3）计算斜齿轮分度圆直径用齿数。（ 4）计算弯曲强度时用当量齿数 查取齿形系数。11-7解 见题11-7解图。从题图中可
看出，齿轮1为左旋，齿轮2为右旋。当齿轮1为主动时按左手定 则判断其轴向力；当齿轮2为主动时按右手定则判断其轴向力。轮1为主动
轮2为主动时图 11.2 题11-7解图11-8解 见题11-8解图。齿轮2为右旋，当其为主动时，按右手定则判断其轴向力方向；径向力总是指向其转动中心；圆向力的方向与其运动方向相反。图 11.3 题11-8解图11-9解 （ 1）要使中间轴上两齿轮的轴向力方向相反，则低速级斜齿轮3的螺旋经方向应与齿轮2的 旋向同为左旋，斜齿轮4的旋向应与齿轮3的旋向相反，为右旋。（ 2）由题图可知：、、、、分度圆直径轴向力要使轴向力互相抵消，则：即11-10解 软齿面闭式齿轮传动应分别校核其接触强度和弯曲强度。（ 1）许用应力查教材表 11-1小齿轮40MnB调质硬度：240～280HBS取260HBS；大齿轮35SiMn调质硬度：200～ 260HBS，取230HBS。查教材图 11-7：；查教材图 11-10：；查教材表 11-4 取，故：（ 2）验算接触强度，其校核公式：其中：小齿轮转矩载荷系数 查教材表11-3得齿宽中心距齿数比则：满足接触强度。（3）验算弯曲强度，校核公式：小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数齿形系数 查教材图 11-9得、满足弯曲强度。11-11解 软齿面闭式齿轮传动应按接触强度设计，然后验算其弯曲强度：（ 1）许用应力查教材表 11-1小齿轮40MnB调质硬度：240～280HBS取260HBS；大齿轮45钢调质硬度：210～ 230HBS，取220HBS。查教材图 11-7：；查教材图 11-10：；查教材表 11-4 取，故：（ 2）按接触强度设计，其设计公式：其中：小齿轮转矩载荷系数 查教材表11-3得齿宽系数 取中心距齿数比将许用应力较小者代入设计公式则：取中心距初选螺旋角大齿轮齿数，取齿数比：模数，取螺旋角（ 3）验算其弯曲强度，校核公式：小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数齿形系数 查教材图 11-9得、满足弯曲强度。11-12解 由题图可知：，高速级传动比低速级传动比输入轴的转矩中间轴转矩输出轴转矩11-13解 硬齿面闭式齿轮传动应按弯曲强度设计，然后验算其接触强度。
（ 1）许用应力查教材表 11-1齿轮40Cr表面淬火硬度：52～56HRC取54HRC。
查教材图 11-7：查教材图 11-10：查教材表 11-4 取，故：（ 2）按弯曲强度设计，其设计公式：其中：小齿轮转矩载荷系数 查教材表11-3得齿宽系数 取大齿轮齿数，取齿数比：分度圆锥角小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数齿形系数 查教材图 11-9得 、则平均模数：大端模数取（ 3）校核其接触强度，验算公式：其中：分度圆直径锥距齿宽取则：满足接触强度。11-14解 开式齿轮传动只需验算其弯曲强度（ 1）许用弯曲应力查教材表 11-1小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮ZG310-570正火硬度：160～ 200HBS取190HBS。查教材图 11-10：；查教材表 11-4 取，故：（ 2）校核弯曲强度，验算公式：其中：小齿轮转矩载荷系数 查教材表11-3得分度圆锥角小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数齿形系数 查教材图 11-9得、分度圆直径锥距齿宽系数平均模数则：满足弯曲强度。11-15解 （ 1）圆锥齿轮2的相关参数分度圆直径分度圆锥角平均直径轴向力（ 2）斜齿轮3相关参数分度圆直径轴向力（ 3）相互关系因得：（4）由题图可知，圆锥齿轮2的轴向力指向大端，方向向下；斜齿轮3的轴向力方向指向上，转 动方向与锥齿轮2同向，箭头指向右。齿轮3又是主动齿轮，根据左右手定则判断，其符合右手定则，故 斜齿轮3为右旋。图11.6 题11-16 解图11-16解 见题 11-16解图。径向力总是指向其转动中心；对于锥齿轮2圆周力与其转动方向相同，对于斜齿轮3与其圆周力方向相反。12-1解 ：从例 12-1已知的数据有： ，，，，，，中心距 ，因此可以求得有关的几何尺寸如下：蜗轮的分度圆直径：蜗轮和蜗杆的齿顶高：蜗轮和蜗杆的齿根高：蜗杆齿顶圆直径：蜗轮喉圆直径：蜗杆齿根圆直径：蜗轮齿根圆直径：蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距：径向间隙：12-2图12.3解 ：（ 1）从图示看，这是一个左旋蜗杆，因此用右手握杆，四指，大拇指，可以 得到从主视图上看，蜗轮顺时针旋转。（见图12.3）（ 2）由题意，根据已知条件，可以得到蜗轮上的转矩为蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力大小相等，方向相反，即：蜗杆的轴向力与蜗轮的圆周力大小相等，方向相反，即：蜗杆的径向力与蜗轮的径向力大小相等，方向相反，即：各力的方向如图 12-3所示。12-3图 12.4解 ：（ 1）先用箭头法标志出各轮的转向，如图12.5所示。由于锥齿轮轴向力指向大端，因此可以判 断出蜗轮轴向力水平向右，从而判断出蜗杆的转向为顺时针，如图12.5所示。因此根据蜗轮和蜗杆的转 向，用手握法可以判定蜗杆螺旋线为右旋。（ 2）各轮轴轴向力方向如图12.5所示。12-4解 ：（ 1）根据材料确定许用应力。由于蜗杆选用 ，表面淬火，可估计蜗杆表面硬度 。根据表12-4，（ 2）选择蜗杆头数。传动比，查表12-2，选取，则（ 3 ）确定蜗轮轴的转矩取 ，传动效率（ 4）确定模数和蜗杆分度圆直径按齿面接触强度计算由表 12-1 查得，， ，，。（ 5）确定中心距（ 6）确定几何尺寸蜗轮的分度圆直径：蜗轮和蜗杆的齿顶高：蜗轮和蜗杆的齿根高：蜗杆齿顶圆直径：蜗轮喉圆直径：蜗杆齿根圆直径：蜗轮齿根圆直径：蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距：径向间隙：（ 7 ）计算滑动速度 。符合表 12-4给出的使用滑动速度（说明：此题答案不唯一，只要是按基本设计步骤，满足设计条件的答案，均算正确。）12-5解 ：一年按照 300天计算，设每千瓦小时电价为 元。依题意损耗效率为 ，因此 用于损耗的费用为：12-6解 （1）重物上升 ，卷筒转的圈数为：转；
由于卷筒和蜗轮相联， 也即蜗轮转的圈数为 圈；因此蜗杆转的转数为：转。（ 2）该蜗杆传动的蜗杆的导程角为：而当量摩擦角为比较可见 ，因此该机构能自锁。（ 3）手摇转臂做了输入功，等于输出功和摩擦损耗功二者之和。输出功焦耳；依题意本题摩擦损耗就是蜗轮蜗杆啮合损耗，因此啮合时的传动效率则输入功应为焦耳。由于蜗杆转了 转，因此应有：即：可得：图 12.612-7解 蜗轮的分度圆直径：蜗轮和蜗杆的齿顶高：蜗轮和蜗杆的齿根高：蜗杆齿顶圆直径：蜗轮喉圆直径：蜗杆齿根圆直径：蜗轮齿根圆直径：蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距：径向间隙：图 12.712-8解，取，，则则油温，小于 ，满足使用要求。13-1解 （ 1 ）（ 2 ）==2879.13mm（ 3 ）不考虑带的弹性滑动时，（ 4 ）滑动率时，13-2解（ 1 ）（ 2 ）=（ 3 ）==
13-3解 由图 可知=图 13.6 题 13-3 解图13-4解 （ 1 ）=（ 2 ）由教材表 13-2 得=1400mm（ 3 ）13-5解由教材表 13-6 得由教材表 13-4 得： △=0.17kW, 由教材表 13-3 得：=1.92 kW, 由教材表 13-2 得：,由教材表 13-5 得：取 z=313-6解 由教材表 13-6 得由图 13-15 得选用 A 型带由教材表 13-3 得选初选取==1979.03mm由教材表 13-2 得=2000mm由教材表 13-3 得：=1.92 kW， 由教材表 13-4 得： △=0.17kW 由教材表 13-2 得：，由教材表 13-5 得：取 z=413-7解 选用 A 型带时，由教材表 13-7 得，依据例 13-2 可知：，=2240mm ， a =757mm ，i =2.3 ，。由教材表 13-3 得=2.28 kW， 由教材表 13-4 得： △=0.17kW， 由教材表 13-2 得：取 z =5由此可见，选用截面小的 A 型带较截面大的 B 型带，单根带的承载能力减小，所需带的根数增多。
13-8 解略。13-9解 由教材表 13-9 得 p =15.875mm ，滚子外径15.875(0.54+cot =113.90mm15.875(0.54+cot =276.08mm=493.43mm13-10解 （1） 由图 13-33得查教材表 13-11，得取由式（ 13-18）得P≤（ 2 ）由图 13-33 得可能出现链板疲劳破坏（ 3 ）由图 13-34 查得可用滴油润滑。13-11解（ 1 ）链轮齿数假定， 由教材表 13-10，取，，选实际传动比链轮节数初选中心距=取由教材表 13-13查得 取估计此链传动工作位于图 13-33所示曲线的左侧，由教材表13-11得采用单排链，≤由教材图 13-33得当=960r/min时，08A链条能传递的功率 满足要求，节距 p =12.7mm。
（ 4 ）实际中心距（ 5）验算链速由式 13-19得，符合原来假定。13-12解 （ 1）链速 v由教材表 13-9得，10A型滚子链，其链节距p=15.875mm，每米质量q=1kg/m，极限拉伸载荷（单 排）Q=21800N。速度 ，故应验算静强度。（ 2）紧边拉力离心拉力由于是水平传动， K y =7 ，则悬垂拉力紧边拉力根据式（ 13-19）可得所需极限拉伸载荷所以选用 10A型链不合适。14-1解 I 为传动轴， II 、 IV 为转轴， III 为心轴。14-2解圆整后取 d=37 mm 。14-3解14-4解按弯扭合成强度计算，即：代入数值计算得： 。14-5解 这两个轴都是心轴，只承受弯矩。两种设计的简化图如下：图 14.5 题 14-5 解图图 14.6 （ a ）中，因为是心轴，故，查相关手册得：，则考虑到键槽对轴的削弱，直径再扩大 4 % 。得：图 14.6 （ b ）中，14-6解故 。14-7解 由题可知，， 若不计齿轮啮合及轴承摩擦的功率损失，则（ i = Ⅰ , Ⅱ ,Ⅲ ）设：，则，，14-8解 1. 计算中间轴上的齿轮受力
中间轴所受转矩为：图 14.8 题 14-8 解图2. 轴的空间受力情况如图 14.8 （ a ）所示。3. 垂直面受力简图如图 14.8 （ b ）所示。垂直面的弯矩图如图 14.8 （ c ）所示。4. 水平面受力简图如图 14.8 （ d ）所示。水平面的弯矩图如图 14.8 （ e ）所示。B 点左边的弯矩为：B 点右边的弯矩为：C 点右边的弯矩为：C 点 左 边的弯矩为：5. B 点和 C 点处的合成最大弯矩为：6. 转矩图如图 14.8 （ f ）所示，其中。7 ．可看出， B 截面为危险截面，取 ，则危险截面的当量弯矩为：查表得：，则按弯扭合成强度计算轴 II 的直径为：考虑键槽对轴的削弱，对轴直径加粗 4% 后为：14-9解 该题求解过程类似于题 14-8 。在此略。14-10解钢的切变模量，按扭转刚度要求计算，应使即14-11解 1. 求该空心轴的内径空心轴的抗扭截面模量实心轴的抗扭截面模量令，即解得圆整后取 。2 ．计算减轻重量的百分率实心轴质量＝密度×体积空心轴质量空心轴减轻重量的百分率为 42.12% 。15-1答 滑动轴承按摩擦状态分为两种：液体摩擦滑动轴承和非液体摩擦滑动轴承。液体摩擦滑动轴承：两摩擦表面完全被液体层隔开，摩擦性质取决于液体分子间的粘性阻力。根据油 膜形成机理的不同可分为液体动压轴承和液体静压轴承。非液体摩擦滑动轴承：两摩擦表面处于边界摩擦或混合摩擦状态，两表面间有润滑油，但不足以将两 表面完全隔离，其微观凸峰之间仍相互搓削而产生磨损。15-2解 （ 1）求滑动轴承上的径向载荷（ 2）求轴瓦宽度（ 3）查许用值查教材表 15-1，锡青铜的，（ 4）验算压强（ 5）验算 值15-3解 （1）查许用值查教材表 15-1，铸锡青铜ZCuSn10P1的，（ 2）由压强 确定的径向载荷由得（ 3）由 值确定的径向载荷得轴承的主要承载能力由 值确定，其最大径向载荷为 。15-4解 （ 1）求压强（ 5）求 值查表 15-1，可选用铸铝青铜ZCuAl10Fe3 ，15-5证明 液体内部摩擦切应力 、液体动力粘度 、和速度梯度之间有如下关系：轴颈的线速度为 ，半径间隙为 ，则速度梯度为磨擦阻力摩擦阻力矩将、代入上式16-1解 由手册查得6005 深沟球轴承，窄宽度，特轻系列，内径 ，普通精度等级（0级）。 主要承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷；可用于高速传动。N209/P6 圆柱滚子轴承，窄宽度，轻系列，内径 ，6级精度。只能承受径向载荷，适用 于支承刚度大而轴承孔又能保证严格对中的场合，其径向尺寸轻紧凑。7207CJ 角接触球轴承，窄宽度，轻系列，内径 ，接触角 ,钢板冲压保持架，普 通精度等级。既可承受径向载荷，又可承受轴向载荷，适用于高速无冲击, 一般成对使用，对称布置。
30209/P5 圆锥滚子轴承，窄宽度，轻系列，内径 ，5级精度。能同时承受径向载荷 和轴向载荷。适用于刚性大和轴承孔能严格对中之处，成对使用，对称布置。16-2解 室温下工作；载荷平稳，球轴承查教材附表 1，（ 1）当量动载荷时在此载荷上，该轴承能达到或超过此寿命的概率是 90%。（ 2）当量动载荷时16-3解 室温下工作；载荷平稳，球轴承
当量动载荷查教材附表1，可选用轴承6207（基本额定动载荷）。
16-4解 （1）计算当量动载荷查手册， 6313的，，查教材表16-12，并插值可得，所以 ，当量动载荷（ 2）计算所需基本额定动载荷查教材表 16-9，室温下工作；查教材表16-10有轻微冲击，球轴承因所需的，所以该轴承合适。16-5解 选择轴承型号查教材表 16-9，工作温度125℃时，；载荷平稳，选用球轴承时，查教材附表 1，根据和轴颈 ，可选用球轴承6408（基本额定动载荷）.
选用滚子轴承时，查教材附表 1，根据和轴颈 ，可选用圆柱滚子轴承N208（基本额定动载荷）。（ 2）滚子轴承的载承能力较大，并查手册可知其径向尺寸小。16-6解 （ 1）按题意，外加轴向力已接近，暂选 的角接触轴承类型70000AC。
（ 2）计算轴承的轴向载荷 (解图见16.4b)由教材表 16-13查得，轴承的内部派生轴向力，方向向左，方向向右因，轴承 1被压紧轴承 2被放松（ 3）计算当量动载荷查教材表 16-12，，查表16-12得，查表16-12得，（ 3）计算所需的基本额定动载荷查教材表 16-9，常温下工作，；查教材表16-10，有中等冲击，取；球轴承时，；并取轴承1的当量动载荷为计算依据查手册，根据和轴颈 ，选用角接触球轴承7308AC合适（基本额定动载荷）。16-7 根据工作要求，选用内径 的圆柱滚子轴承。轴承的径向载荷，轴的转速，运转条件正常，预期寿命，试选择轴承型号。解 正常条件下，；；滚子轴承当量动载荷查手册，根据和轴颈 ，选用圆柱滚子轴承N310（基本额定动载荷）。
16-8解 (1)求斜齿轮上的作用力齿轮传递的转矩齿轮的分度圆直径齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力由图可知 ,斜齿轮为右旋,主动小齿轮,顺时针方向旋转时其轴向力指向右（ 2）求轴承径向载荷假设小齿轮与大齿轮的啮合点位于小齿轮的上端。图16.12 题16-8解图1垂直方向水平方向左端轴承 1的径向载荷右端轴承 2的径向载荷（ 3）求轴承的派生轴向力现已知、、（向右）
查教材附表 3，圆锥滚子轴承30206的接触角（向右）（向左）（ 4）求轴承的轴向力因向右、向右、向左图16.13 题16-8解图2左端轴承 1被放松右端轴承 2被压紧（ 5）求当量动载荷查教材表 16-12 圆锥滚子轴承，查表16-12得，查表16-12得，（ 6）求轴承的基本额定寿命正常条件下，；；滚子轴承 ，查教材附表3，圆锥滚子轴承30206的当量动载荷取17-1解 1）选择型号：因此类机组一般为中小型，所需传递的功率中等，直流发电机载荷平稳，轴的 弯曲变形较小，联接之后不再拆动，故选用传递转矩大、结构简单的固定式刚性联轴器，如凸缘联轴器。2）按传递最大功率求计算转矩转矩。由教材表 17-1查得，当工作机为发电机时的工作情况系数。则计算转矩根据计算转矩、轴的转速 、外伸轴直径d=45mm查手册，可用标准GB5843-1986铰制孔型凸缘联轴器 YL9。其许用转矩为，许用最大转速。其 他主要尺寸：螺栓孔中心所在圆直径，6只M10 螺栓。17-2解 （ 1）选择型号：因汽轮发电机组的转子较重，传递的转矩特大，轴有一定的弯曲变形，工作 环境为高温高压蒸汽，轴有伸长，故选用耐温的齿式联轴器。（ 2）求计算转矩转矩。由教材表 17-1,当工作机为发电机原动机为汽轮机时的工作情况系数仍可取。则计算转矩根据计算转矩、轴的转速 、外伸轴直径d=120mm查手册，可用标准ZB1GCLD型鼓型齿式联轴器GCLD7。其许用转矩为，许用最大转速。17-3图 17.2 题17-3图
图17.3 题17-3解图解 可选用一超越离合器，如图 17.3所示。电动机1和电动机2的转速是相同的，但电动机1经过蜗杆蜗 轮传动后，转速降至 ，并有。当两电机同时开动时，因，超越离合器松开，
传不到轴上，轴由电机2带动。若电动机1开动后，再停止电动机2，那么当电动机2停止转动 时，，，超越离合器被滚珠楔紧带动轴旋转。所以任何时间都不会卡死。
17-4图 17.4 题17-4图解 （ 1）求计算转矩转矩。由教材表 17-1查得，当工作机为车床时的工作情况系数。则计算转矩（ 2）求摩擦面数目由教材式（ 17-7）得由教材表 17-2查得，并将、、、得
代入上式摩擦面数应为 10。主动摩擦片为6片，从动摩擦片为5片时，摩擦面数 即可实现。
（ 3）验算压强查教材表 17-2，取合适。17-5答 ：自行车从动链轮与内棘轮 3相固联，棘爪4通过弹簧始终与棘齿啮合。当脚蹬踏板顺时转动时，经 主动链轮1、链条2带动从动链轮3顺时针转动，再通过棘爪4使后轮轴5顺时转动，驱动自行车前行。自 行车前进时，如果脚踏板不动，从动链轮（内棘轮）不转，后轮轴5便超越内棘轮3而转动，棘爪4在棘轮 齿背上滑过，从而实现 图17.5 题17-5解图不蹬脚踏板的自行滑行。17-6图 17.6 题17-6图解 自动离心离合器的工作原理是：活动瓦块在离心惯性力的作用下克服弹簧拉力压紧鼓轮内壁，当输入 轴转速达到一定值时，压紧力所产生的摩擦力矩克服外力矩后，离合器处于接合状态。故离合器所能传递 的转矩与轴的转速之间的关系是：则：当输入轴的角速度为时，传递转矩欢迎您转载分享：
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