机械设计课后习题及答案.pdf

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1、第三章机械零件的强度3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限/=180M Pa,取循环基数N()=5xl()6,m =9,试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。解%必 一 燃=180 x5x10 _7x103 一373.6MPa=180 x11 5xlQ62.5 xlO4=324.3MPa一”陛=180 xJ 5xl()66.2 xlO5=227.0MPa3-2已知材料的力学性能为a,=260M Pa,a_|=170MPa,=0.2,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A(0,170)C(26Q0).(7。=1+之=2。_ 一1 +念序=28得D(

2、283.3%,283.3%),即D(141.67,14 1.67)根据点A(0,17Q)，C(26Q0),D(141.67,14 1.67)按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4圆轴轴肩处的尺寸为：。二72mm,仁62mm,r=3mm。如用题3-2中的材料，设其强度极限OB=420MPa,精车，弯曲，为二1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。D 5 4 r 3 解 因 一=一 =1.2,-=0.0 6 7 ,查附表 3-2,插值得 4=1.88,查附图 3-1 得%=0.7 8,将a 4 5 d 4 5所查值代入公式，即kf f=l+(aa-l)=l+0.7 8 x(1.8 8-l)=1

3、.6 9查附图3-2,得4=0.7 5；按精车加工工艺，查附图3-4,得&=0.9 1,已知4=1,则疝 17%)C(2 6 Q 0),D(1 41.6 7,1 4 L6%)根 据A（0,7 2.3 4）C（2 6 Q 0）,41.6 7,6 0.2 9）按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如 题3-4中 危 险 截 面 上 的 平 均 应 力=2 0 M P a,应力幅%=2 0 M P a,试分别按r =C%,=C,求出该截面的计算安全系数工“。（1）r-C工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数K。%+念。-2.3 5 x 3 0+0.2 x 2 00=

4、c工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数二%+区-也 仇 1 7 0+(2.3 5-0.2 0)x 2 0(&+*)2.3 5 x(3 0+2 0)第五章螺纹连接和螺旋传动5-5图5-4 9是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4个螺栓与立柱相连接,托架所承受的最大载荷为2 0 kN,载荷有较大的变动。试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是较制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q 2 1 5,若用M 6 X 4 0钱孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8,校核螺栓连接强度。I解 采用较制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，较制孔用螺栓连

5、接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。(1)确定M6 X 4 0的许用切应力T由螺栓材料Q 215,性能等级8.8,查表5-8,可知 q =6 4 0MP a,查表5-10,可知 S=3.5 5.0 =6 4 0 ST 3.5 5.0(18286 128)MP a a =2=时=4 26 6 7 M P .Sp 1.5(2)螺栓组受到剪力厂和力矩(T=F L),设剪力F分在各个螺栓上的力为耳，转 矩T分在各个螺栓上的分力为F ,各螺栓轴线到螺栓组对称中

6、心的距离为匚即r=-15 =7 5行m m12c os 4 5 F.=-F =-x20=2.5 k N8 8.F L 20 x300 x107卜 _=-J 8r 8x7 5 7 2 x 10-3=5 V 2k N由图可知，螺栓最大受力Fm m=:+F：+2F jF jC ose=V 2.52+(5 7 2)2+2 x 2.5 x 5 7 2 x c os4 5 =9.015 k NK.lx 9.01p 5=x l0m3 a x _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _%；：x(6 xl(y3)2=319T巴，FmM _ 9.015 xltf(A nin-6 x10-3x1 1d X

7、i。=131.8 叫故M 6 X 4 0的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6己知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为25 0mm、大小为6 0k N的载荷作用。现有如图5-5 0所示的两种螺栓布置形式，设采用校制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么？(b)(a)解I螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为Fi,转矩7分在各个螺栓上的分力为F j=,尸=,、6 0=10k N(a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为心即xl25 mm666 0 x 25 0 x IO、=-=20k N6 x 125 x IO-

8、3由(a)图可知，最左的螺栓受力最大4na x=4 +与=10+20=30k N(b)方案中Fm m=J耳2+写2+2耳.jc ose =ltf+(24.39)2+2xl0 x 24.39x2=33.6 3k NV 5.由4券号可知采用S）布置形式所用的螺嘴径较小v中5-10解 Q）确定螺栓数z 和直径d.查教材5-5,螺栓间距4 Y 7 d ,取 t0=6 d,取 z=12,则螺栓间距“4=。z螺栓直径 d=t 0/6=92/6=15.33ira n,取 d=16 ira n.”（2）选择螺栓性能等级。选择螺栓性能等级为8.8 级，查教材表5-8提“c rB=800A f f i3t,o;=

9、640MPa（3）计算螺栓上的载荷，作用在气缸上的最大压力4和单个螺栓上的工作载荷F 分别为“F=p=7363N1 4PFF=）=6136N取残余预紧力Fl二 1.5 F,由教材公式Z（5-15）,螺栓的总载荷，F2=F1+F=2.5 F=2.5*6 136=15 34 0（4）许用应力。按不控制预紧力确定安全系数，查教材表5-10,取 S=4,许用拉应力.，c r =*=1 6 0 M R a（5）验算螺栓的强度。查手册，螺栓的大径d=1 6 m 小 径 d l=13.835 mm.取螺栓公称长度1=7 0画.一由教材公式（5-19）,螺栓的计算应力aa=L =132.7 M%Y b .，满

10、足强度条件。螺栓的标记为G B/T 5 7 82-86 1116 x7 0,螺栓数量z=l2.,第六章键、花键、无键连接和销连接6-3在一直径d=80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮(如下图)，轮毂宽度L=/.5 d,工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。L 解根据轴径d=80mm,查表得所用键的剖面尺寸为b=22mm,h=14mm根据轮毂长度 L=7.5=1.5x80=120mm取键的公称长度 L-90mm键的标记 键22 x 90GB1096-79键的工作长度为/=L A=9()-22=68mm键与轮毂键槽接触高度为 人=：h=7mm2根据齿轮材料为钢，载荷有轻

11、微冲击，取许用挤压应力 匕3=1 1 0M根据普通平键连接的强度条件公式2TX 1O3kid4 明变形求得键连接传递的最大转矩为kld(7p 7x68x80 x1102000-20002094N-m第八章带传动习题答案8-1 V带传动的 =1 45 0 m i n,带与带轮的当量摩擦系数=0.5 1,包 角a1=1 8（P,初拉力玲=3 6 0 N。试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？（2）若d d|=1 0 S n m,其传递的最大转矩为多少？（3）若传动效率为0.9 5,弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？1 1 /八0.5 1 71：I 解（1）/=24一=2 x 3 6

12、 0 x=47&4N1 +西 1+*T =Fec =47&4x1 0 01（）3=2 3.9 2 N m mO。名1 0 0 0 x 6 0 x 1 0 0 047 8.4x 1 45 0 x 3.1 4x 1 0 0 八21 0 0 0 x 6 0 x 1 0 0 0=3.45 k W8-2 V带传动传递效率P=7.5 k W,带速v=1 Om/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即 片=，试求紧边拉力耳、有效拉力月和初拉力与。阐.房1000PJ000 X 7.5=75()Nv1 0.月=耳 一 月 且 耳=2 5二耳=2 6=2 x 7 5 0=1 5 0 0 N片=温+与=写 一 言=1 5

13、0 0 半=1 1 2 5 N8-4有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V带传动，电动机功率P=7 k W,转速i=9 6 0 m i n,减速器输入轴的转速=3 3 0 r/m i n,允许误差为5%,运输装置工作时有轻度冲击,两班制工作，试设计此带传动。解（1）确定计算功率Ea由表8-7查得工作情况系数KA=1.2,故匕=1.2 x 7 =8.4k W（2）选择V带的带型根据I 3、/，由图8-1 1 选用B型。(3)确定带轮的基准直径d,，并验算带速u由表8-6 和 8-8,取主动轮的基准直径d m =1 8 S n m验算带速v.V-6 0 x 1 0 0 0_ 7 1

14、 x 1 8 0 x 9 6 06 0 x 1 0 0 0=9.O4 3 0 i/s/5 m/s v 3 0 m/s.带速合适计算从动轮的基准直径九二”1a-(4)确定V带的中心距。和基准长度4由式0.7(d 4+dd 2)aa F(I2=Ff2 tana sin a =tana sin&=-7-7 tana sin 32-力%-ml-0.5R)z2齿轮3的轴向力：工3=4 3 ta =ta n tanQ=N-sin 夕m,Z3*22=月3=20P=T32T/.-7-r-tana sin 心771(1-0.50)Z2-“3即 sinQ=mnz31 ana sin&zn(l O.50R)Z2由t

15、an5,=-=2.52 4 20r.sin 打=0.928 cos x ta n 2 0=1.272X 103N=1.272kNcosl 2.321F3=三=3.765x1 炉 _=5 889K 1(fN =5.889kNcosa“cos cos20cosl 2.32110-6设 计 铳 床 中 的 一 对 圆 柱 齿 轮 传 动，已 知 =7.5kW,i=1450r/min,Z|=2 6=5 4 ,寿命4=1 2 0 0 6,小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。解(D选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。铳床为一般机器，速度不高，故选用7 级 精 度(G B

16、1009 5-88)。材料选择。由表1 0 T 选择小齿轮材料为40C r (调质)，硬度为2 80H B S,大齿轮材料为45 刚(调质)，硬度为2 40H B S,二者材料硬度差为40H B S。(2)按齿面接触强度设计公 2.323KTt u+l%u21)确定公式中的各计算值试选载荷系数K,=1.5计算小齿轮传递的力矩95.5x10s/4=95.5 xl(/x 7.51450=4939的 mm小齿轮作不对称布置，查 表 10-7,选取吗,=1.0由表10-6查得材料的弹性影响系数Z 石=189.8M P a?由 图 10-2 1d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 m i m i=

17、60C M P a；大齿轮的接触疲劳强度极限 叫“im 2=550M Pa。齿 数 比0=&=丝=2.084 26计算应力循环次数N、=60/必=60 x 1450 x 1 x 12000=1.044x 109乂 =1.044x10：=0 5 0 2 x 109u 2.08由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.9 8,=1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1KHNBU IE I=898x600=588 MpaL H J|S I口 ,=K-2%im 2=1.03/5 5_0=5 6 65M P zL w j 2 S 12）计算计算小齿轮分度圆直径4,代入a中较小值23樽.誓.

18、阂23 卜5x49397、型型 1 2.08189.8?5665J=53.57加 m计算圆周速度v60 x10003.14x53.577x145060 x1 000=4.0 6 6n/s计算尺宽方=电&=1x53.577=53.577mm计算尺宽与齿高之比乡d,53.577m,=-=2.061mmz,26h-2.25m,-2.25x2.061=4.636mmv=b _ 53.577厂 4.636=11.56计算载荷系数根据v=4.066m/s,7级精度，查 图10-8得动载荷系数K、,=1.2直齿轮，KH a=KFa=由表1 0-2查得使用系数KA=1.2 5由表1 0-4用插值法查得KH p

19、=1.4 2 0b由 7 =1 1.5 6,K珈=1.4 2 0,查图 1 0-1 3 得 K印=1.3 7故载荷系数 K=KAKvKH aK=1.2 5 x 1.2 x 1 x 1.4 2 0=2.1 3按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径4-4 t2 1 35 3.5 7 7 x 3 =6 0.2 2V 1.5计算模数加d.6 0.2 2m =-Z1 2 6=2.3 2 mm取/n=2.5几何尺寸计算分度圆直径：4 =加4 =2.5*2 6=6 5 m md2-mzy 2.5 x 5 4=1 3 5 nm,d,+d-,6 5 +1 3 5中心距：a=-=-=1 0 0 m m2 2确定尺宽

20、：,2K T.w +1 (2.5 Zf Y2 x 2.1 3 x 4 9 3 9 76 522.0 8+1x-x2.0 82.5 x 1 8 9.85 6 6 52=5 1.7 4 mm圆整后取=5 2 m m力 =5 7 m m。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由 图1 0-2 0 c查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限=5 0（M P a；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=3 8 S 4 Pa。由图1 0-1 8取弯曲疲劳寿命K.i =0.8 9,长硒2 =0 9 3。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S =1.4r L -KFNIFEI 0-89X5002-=3 1

21、7 .8 6 M P iL J S 1.4=K-2*2 =O空0 0=2 5 2.4 3 M P aL rj 2 S 1.4计算载荷系数K=KAKvKFaK=1.25x1.2x1x1.37=2.055查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得 Y.=2.6 K.=2.304ralK=1.595 匕=1.712校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式aF=YFYs 进行校核b 4m 2町bdm n Sa=凶地为bdm 1,2.2x2.055x49397 n 1-x 2.6 x 1.595=99.64M P W 凡|52x65x2.5 L2x2.055x49397_.)-x2.3x1.712=94.6

22、IM P W 卜 J52x65x2.5 L FJ2所以满足弯曲强度，所选参数合适。10-7某 齿 轮 减 速 器 的 斜 齿 轮 圆 柱 齿 轮 传 动，已 知4=750r/min,两 齿 轮 的 齿 数 为4=24*2=10&夕=922,加“=6mm力=/6Qnm,8级精度，小齿轮材料为38SiMnMo（调质），大齿轮材料为45钢（调质），寿命20年（设每年300工作日），每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。解（1）齿轮材料硬度查 表10-1,根据小齿轮材料为38SiMnMo（调质），小齿轮硬度217269HBS,大齿轮材料为45钢（调质），大齿轮硬度

23、217255 HBs（2）按齿面接触疲劳硬度计算计算小齿轮的分度圆直径24x6cos922=145.95mm计算齿宽系数b160145.95=1.096由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa，,由图10-30选取区域系数Z*=2.47 由 图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。小加1 =730MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限。1沁2=550M Pa。齿 数 比“=&=U =4.5zl 24计算应力循环次数T V,=60nJLh=60 x 750 x 1 x 300 x20 x2=5.4 xl(f止电=12x1082 u 4.5由图10-19取接触疲劳寿命系数

24、 KHNl=1.0 4,2=1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1 3加 小=L04 2=759.2MPaL WJ|S 1.,=K?=1 .咕50=605M P zL J2 s 1由图 10-26 查 得%=0.75,%2=0.88,贝U%+%2=L63计算齿轮的圆周速度nd.n.3.14 x 145.95 x 750v=-=-60 x100060 x10005.729 m/s 计算尺宽与齿高之比2hm,u c o s J4 5.9 5 x c o s9 2 2 6 m mzi26h=2.25%=2.25x6=13.5mmbIt160=11.85计算载荷系数根据v=5.72

25、9m/s,8级精度，查 图10-8得动载荷系数K.=1.22由表 10-3,查得KH。=K.a=14按轻微冲击，由表10-2查得使用系数K.=1.25由表10-4查得K坳=1.380 按生产1查得由，=11.85,K瑚=1.3 8 0,查图 10-13 得 K”=1.33故载荷系数 K=KAKvKHaK =1.25x 1.22x 1.4x 1.380=2.946 由接触强度确定的最大转矩T 心疝 _u_(mi nm Y1 -2K u+I ZHZF 1.096xl.63xl45.953 4.5(605 Y2x2.946 4.5+1(2.47x189.8 J=1284464096N(3)按弯曲强度

26、计算T W b2 K%,计算载荷系数 KUKAE K及K阴=1.2 5x1.2 2 x1.4 x1.3 3 =2.8 4 0计算纵向重合度%=0.3 1 幽/Z j a n 4 =0.3 18 x1.09 6 x2 4 xt a n 9 02 2 =1.3 8 0由图10-2 8查得螺旋角影响系数 =0.9 2计算当量齿数4 2 4 八 八zv l=T=7-4=2 4.9 9coss(cos9022)2 i-_ Z2z -_ -J 108 rr-_ 11 1120 3.cos3/(cos9022f查取齿形系数匕.及应力校正系数匕,由表10-5查得 匕加=2.6 2 YFa2=2.17几=1.5

27、9%=L 8 0 由 图10-2 0c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 7即=5 2(M P a；大齿轮的弯曲疲劳强度极限E FEI=4 3 0M P a。由图10-18取弯曲疲劳寿命K.M=0.8 8,长次2 =0 9 0。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S =1.4 0里=。加 切=3()5 07L尸 S 1.5必况/9 0 x 4 3 Q =2 58 M P aL F12 S 1.5计算大、小齿轮的3 _,并加以比较4号305.07-=/3.23%照“2.62x1.59=66.05H L 一 258=66.05由弯曲强度确定的最大转矩T 1 声 温；1”12$KL匕滥“1.096xl.

28、63xl45.952 x62x2.840 x0.92x 66.05=2885986309N-mm（4）齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即 工=1284464)964邛19.55 xlO61284464.096x7509.55 x 1()6=100.87kW第十一章蜗杆传动11-1试分析图11-2 6 所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。I解各轴的回转方向如下图所示，蜗 轮 2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率弓=5.01KT2

29、确定作用蜗轮上的转矩T2按马=2,估取效率=0.8,则(=9.55x10 合=9.55x106 2=9.55x10 =9 152 08 mm%96%确定载荷系数K因工作载荷平稳，故取载荷分布不均匀系数K 4=l；由表1 1-5选取使用系数K.=1；由于转速不高，无冲击，可取动载系数K y=1.0 5,则K=KA0 KV=1 x 1 x 1.0 5 =1.0 5确定弹性影响系数ZE蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故ZE=1 6 C M P a2确定接触系数Z 0假设4=0.3 5,从 图1 1-1 8中 可 查 得=2.9确定许用接触应力匕 由表1 1-7中查得蜗轮的基本许用应力b=2 6 8M

30、P a应力循环系数N=6 0 2 儿=6 0 x 型 x 1 x(7 x 3 0 0 x 8)=4.2 1 x 1 07寿命系数卜 =Km 匕/=0.83 5 5 x 2 6 8=2 2 3 91 4 M P a计算中心距a 2 )1.0 5 x 91 5 2 0双 仕 更 型=1 6 Q 3 96 mmv 2 2 3.91 4 j取中心距a =2(X)mm,因i =23,故 从 表1 1-2中取模数m=8 m m,蜗杆分度圆直径4=8 0m m。此 时?=爵 =04,从 图 口-1 8中查取接触系数Z,=2.7 4,因为Z；,?=9 6 m m；齿 根 圆 直 径 肛=42 G：m+c)=6

31、 Q 8 m m；分度圆导程角y=1 1 1 83 6；蜗杆轴向齿厚 S“=O.5 7 t m=1 2.5 6 7 mm。蜗轮蜗轮齿数Z 2=4 7；变位系数=-0.5验算传动比，=7&=4*7 =2 3.5,此时传动比误差 2 3 5 -2 3=2.1 7%，是允许的。4 2蜗轮分度圆直径d2=mz2=8x47=376mm蜗轮喉圆直径 da 2=d2+2加(；+w)=376+2x8x(l-0.5)=3 84m蜗轮齿根圆直径 -2 k =376-2x8x(l-0.5+0.2)=3648mm蜗轮咽喉母圆直径4?=。一g d 0 2 =200 g x376=12mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度L53

32、KT,v y 7一上 方 比 ala2m2 47当量齿数%=V =4-=49.8512 cos3y cos511 1536根据 2=-0,5-2 =49.85,从 图1 1-1 9中可查得齿形系数与，=2.75 螺 旋角系数以=1 一 系=1 一爵=0.9192许用弯曲应力 口/=口 代相从 表1 1-8中查得由ZCuSnlOPl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力*J=56M Pa寿命系数 K.N=4竺 节=0.66卬 V4.21X 107，瓦 =卜/KQ=56X 0.66=36.958MPa校核齿根弯曲疲劳强度1.53x1.05x915208 _ 八八。1.i=-x 2.75x0.9192=15.

33、445 e由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1 X1=l 匕=0对轴承 2 X2=0.41 马=0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按 表13-6,取力,=1.5,则片=力(乂 斗+YE4)=1.5x(lx3390+0 x23052)=508WP2=f(X2Fr2+Y2F(l2)=1.5 x(0.4 lx 1040+0.87x14352)=2512536N(3)确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用7 2 0 7 AC,查轴承手册得基本额定载荷C =29（）（X）N ,因 为 鸟，所以按轴承I 的受力大小验算_ io6(cY4一丽 瓦1()6 ,/2 9

34、 0 0甲6 0 x l 8 0 0X eFa2 _ 47269三7-1512620.3125,所 以 按 轴 承1的受力大小验算._ io6(cY106/54200607520 2619846.=2838023431 4 故所选轴承满足寿命要求。13-7某轴的一端支点上原采用6308轴承，其工作可靠性为90%,现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠性提高到99%,试确定可能用来替换的轴承型号。解查手册得6308轴承的基本额定动载荷C=40800N。查 表13-9,得可靠性为90%时，q=l,可靠性为99%时，卬=0.21。可靠性为90%时 Lw=3且(C 6 0(P、31()6 x

35、1(4 0 8 0邛6 0 1 P )可靠性为99%时71 06x 0,2 i r c 6 0-P)Ao=AI t f x l 4 0 8 0砰 _ I t f x 0.2 1 r cY6 0/i I P)6 0 n-P)即c=4 0 8 0 0 _V 0.2 1 6 8 6 4 5 1 4 闪查手册，得6408轴承的基本额定动载荷C=65500N,基本符合要求，故可用来替换的轴承型号为6408,第十五章轴15-4图15-28所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。解(1)处两轴承应当正装。(2)处应有间隙并加密封圈。(3)处应有轴间定位。(4)处键不能伸入端盖，轴的伸出

36、部分应加长。(5)处齿轮不能保证轴向固定。(6)处应有轴间定位。(7)处应加调整垫片。改正图见轴线下半部分。15-7两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴(见图15-30a),尺寸和结构见图15-30b所示。已知：中间轴转速2=1 8 0 r/m in,传动功率P=5.5 k W,有关的齿轮参数见下表：旋向 解(1)求出轴上转矩p5 5T=9.55 xl06-=9.55 xl06x=291805.56N-mmn 180(2)求作用在齿轮上的力d3cos23x112cosl(F44=3 4 1.98mmcos43 cos9022仍/33 x 2 3=93.24mm包=2.29180556=17 Q

37、 6 5 7 Nt2 d2 341.982T 2x29180556-”、T=-=625924N493.24 1 7 0 6 5 7 x-t a n 2(P 6322Ncos/?2cosl0044tanacos%t q n flP=170657x I*=230896Ncos922工 2=Ft2 tany52=170657x tanl 4 4=32349N月 3=吊 tan&=625924x tan922=103247N（3）求轴上载荷作轴的空间受力分析，如 图（a）。作垂直受力图、弯矩图，如 图（b）F B D +F.C D 6259.24 x 210+1706.57 x 80-=-=4680.

38、54NAD310FNHD Ft2+F3+FNHA=170657+625924-468054=328527N“H B =%-AB=468054x100=46805的 711111=468.05Nm FNHD-CD=328527x80=2628216N-mm=262822N-m作水平受力图、弯矩图，如 图(C)o-五8。+七，A C+居3。+居丁勺FNVA=AD9 3 2 4 3 4 1 9 9-2 3 0 8 9 6 x 2 1 0+6 3 2 2 x 8 0+1 0 3 2 4 7 x +3 2 3.4 9 x =-工-2 =_ 1 0 6 7 2 8 N3 1 0Fr3M B-Fr2-AC+

39、4+4F-_=_=N D-AD9 3 2 4 3 4 1 9 92 3 0 8 9 6 x 1 0 0-6 3 2 2 x 2 3 0+1 0 3 2 4 7 x +3 2 3.4 9 x-一 二=-Z-Z =6 0 9.4 8 N3 1 0MVB=FN V AAB=-106728X100=-106728N.md 93 24明广九遣=-1067.28 x 100-1032.47 x =.154.86N.mMvc=-FIVHD CD=-609.48x80=-48.76N-md 341 Q O用vc=居2 孑一 FN H D CD=323.49 x:j-609.48 x 80=6.555N-m作合

40、成弯矩图，如 图(d)MB=出+呜=/6 8.0 5 +(-10672郎=48Q068N mMB=+%=也68.0亍+(-154.86)2=4 9 3 0 0 7 N.mMc=M，+=V2 6 2 8 2 2 2+(-48.76)2=267.307N-mMc=J2628222+(6.555)2=262804N-m作扭矩图，如 图(e)T=291805.56N-mm作当量弯矩力，如 图(f)o转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取a=0.6。McaB=MB=48Q068N-m(T=0)M B=J”J +(aT)2 =7493.0072+(0.6 x 291.80556)2=523.173 N m =267.307N-m例展=1 方=V 2629042+(0.6 x 2 9 1.80552=315.868N-m（4）按弯矩合成应力校核轴的强度，校核截面B、C B 截面用=0./=0 1x5)=1 2 5 0(WDO aRM1Y l caBWB523.17312500 200/TB=56CM Pa(7_J=51M PacaC%aB L-J，故安全。