【正文】 hn1h 1 260 4501 2000 25 / 20 = 10齒輪 2 轉(zhuǎn)動一圈，輪齒的 A 面受力一次， B 面受力一次，彎曲應(yīng)力為一次對稱循環(huán)。由圖 1021d 查得σHlim 1=580MPa ，由圖 1021c 查得σHlim 2=390MPa ，取 SH= ，兩齒輪的許用接觸應(yīng)力分別為σ[ ]=K σHN1 H lim1 580==586MPaH1SH1σ[H2]=2 H lim 2KHNσ 390==425MPa3． 計算許用彎曲應(yīng)力SH1查圖 1018，從安全可靠考慮，取 KFN1=KFN=21。在圓錐齒輪傳動中，兩齒輪的錐頂應(yīng)當(dāng)重合，大端面應(yīng)當(dāng)對齊，故兩齒輪的齒寬應(yīng)當(dāng)設(shè)計成相同尺寸。對于接觸應(yīng)力，d1增大和 Fn減小都使得σH減小。采用合適的潤滑方式和采用抗膠合能力強的潤滑油來考慮膠合的影響。確定潤滑方式時是根據(jù)鏈條速度 v 大小以及鏈號（即鏈節(jié)距）大小，由潤滑范圍選擇圖 9－14 選取潤滑方式。滾子鏈用于一般工作場合。對于 V帶傳動，張緊輪應(yīng)當(dāng)布置在松邊靠近大帶輪處，并且從內(nèi)向外張緊。初拉力 F0大，則帶的傳動能力大，但是，初拉力過大將使的帶的壽命顯著下降，也是不合適的。8－11 答：因為單根普通 V 帶的基本額定功率 P0是在 i=1（主、從動帶輪都是小帶輪）的條件下實驗得到的。由公式（712），采用壓入法和脹縮法裝配得到的最小過盈量分別為δμ δ= ? = ?+壓入法：Δminmin2min(Rz1Rz2)脹縮法：= 94 ? ( + ) =Δmin= δmin= 94μmμ m2．計算配合面間的最小徑向壓力 pmin包容件的材料為鑄錫磷青銅，查得 E2= 105MPa ， μ2= 。對于對接焊縫，當(dāng)焊縫與被焊件邊線的夾角 α ≤ 45 時，焊縫的強度將不低于母板的強度。6—16 解：1．確定聯(lián)軸器處鍵的類型和尺寸選 A 型平鍵，根據(jù)軸徑 d = 70mm ，查表 61 得鍵的截面尺寸為： b = 20mm ， h = 12mm ，取鍵長L = 110mm ，鍵的標(biāo)記為：鍵 20110 GB/T 10962003。故可將兩個半圓鍵布置在軸的同一母線上。3）應(yīng)驗算底板左側(cè)邊緣的最小擠壓應(yīng)力，要求最小擠壓應(yīng)力σPmin0 。所以小直徑的螺栓應(yīng)取較大的安全系數(shù)。4－12 答：5流體動力潤滑通常研究的是低副接觸零件之間的潤滑問題。潤滑油的粘性定律：在液體中任何點處的切應(yīng)力均與該處流體的速度梯度成正比（即τ = －η?u ?y）。零件不強化處理，則 βq= 1 。題解 3—10 圖3—11 答：承受循環(huán)變應(yīng)力的機械零件，當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N ≤ 103時，應(yīng)按靜強度條件計算；當(dāng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 103時，在一定的應(yīng)力變化規(guī)律下，如果極限應(yīng)力點落在極限應(yīng)力線圖中的屈服曲線 GC 上時，也應(yīng)按靜強度條件計算；如果極限應(yīng)力點落在極限應(yīng)力線圖中的疲勞曲線 AG 上時，則應(yīng)按疲勞強度條件計算；3－12 答：在單向穩(wěn)定變應(yīng)力下工作的零件，應(yīng)當(dāng)在零件的極限應(yīng)力線圖中，根據(jù)零件的應(yīng)力變化規(guī)律，由計算的方法或由作圖的方法確定其極限應(yīng)力。本書由李育錫編寫，由于編者水平所限，誤漏之處在所難免，敬請廣大使用者批評指正。3—9 答：在對稱循環(huán)時， Kσ 是試件的與零件的疲勞極限的比值；在不對稱循環(huán)時， Kσ 是試件的與零件的極限應(yīng)力幅的比值。3－17 答：應(yīng)力強度因子 KI表征裂紋頂端附近應(yīng)力場的強弱，平面應(yīng)變斷裂韌度 KIC表征材料阻止裂紋失穩(wěn)擴展的能力。4－5 答：零件的磨損過程大致分為三個階段，即磨合階段、穩(wěn)定磨損階段以及劇烈磨損階段。4－10 答：在潤滑油和潤滑脂中加入添加劑的作用如下：1） 提高潤滑油的油性、極壓性和在極端工作條件下更有效工作的能力。5－9（略）5－10 答：普通螺栓連接的主要失效形式是螺栓桿螺紋部分?jǐn)嗔?，設(shè)計準(zhǔn)則是保證螺栓的靜力拉伸強度或疲勞拉伸強度。5—21 解： 級螺栓的屈服極限σs=480MPa，許用應(yīng)力［σ］＝σs/s＝480/3＝160MPa。\u24067X置，對軸的削弱均勻，并且兩鍵的擠壓力對軸平衡，對軸不產(chǎn)生附加彎矩，受力狀態(tài)好。所以，計算時引入額定載荷系數(shù) m 來考慮這一因素的影響。6—20 答：Fad100 (100)F260kN [an]a) 參見教材圖 61a； b）兩楔鍵之間的夾角為 90 ~ 120 ； c) 參見教材圖 65； d）輪轂無法裝拆，應(yīng)當(dāng)改用鉤頭楔鍵，增長軸上的鍵槽； e)半圓鍵上方應(yīng)有間隙； f) 參見教材圖 618b。F3σ =d δ=200 10=σ [ ]被鉚件上的擠壓應(yīng)力(b ?3 )(180 ? 3 20) 10200 103σp=F==σ [ ]滿足強度條件。8－8（略）8－9 答：V 帶繞在帶輪上，頂膠變窄，底膠變寬，寬度不改變處稱為帶的節(jié)寬 bP。小帶輪的基準(zhǔn)直徑過小，也使得帶傳遞的功率過小，帶的傳動能力沒有得到充分利用，是一種不合理的設(shè)計。（3） D 增大不會改變 V 帶傳動的工作能力。因此，帶的松邊拉力和緊邊拉力分別為F1?2= 2F2? F22由公式（81），帶的初拉力F2= Fe= 750N ；11F1= 2F2= 1500N8—23（略）8－24 答：F0=2(+ F ) =F122(1500+750) = 1125N圖（a）為平帶傳動，張緊輪應(yīng)布置在松邊，從外向內(nèi)張緊，張緊輪靠近小帶輪，可增大小帶輪的包角。9－15 答：鏈的節(jié)距越大，則鏈條的承載能力就越大，動載荷也越大，周期性速度波動的幅值也越大。在開式齒輪傳動中，由于齒面磨損較快，在點蝕發(fā)生之前，表層材料已被磨去，因此，很少在開式齒輪傳動中發(fā)現(xiàn)點蝕。10－17 答：齒輪上的公稱載荷 Fn是在平穩(wěn)和理想條件下得來的，而在實際工作中，還應(yīng)當(dāng)考慮到原動機及工作機的不平穩(wěn)對齒輪傳動的影響，以及齒輪制造和安裝誤差等造成的影響。10—20 答：在任何情況下，大、小齒輪的接觸應(yīng)力都相等。對于閉式齒輪傳動，當(dāng)齒輪的圓周速度 v＜12m/s 時，采用浸油潤滑；當(dāng)齒輪的圓周速度 v＞12m/s 時，采用噴油潤滑。反之則選擇粘度高的潤滑油。10－21 答：當(dāng)相互嚙合的兩齒輪之一為軟齒面齒輪時，或兩齒輪均為軟齒面齒輪時，較硬齒面的齒輪將會對較軟齒面的齒輪的齒面造成冷作硬化效應(yīng)，從而使較軟齒面的齒面硬度得以提高，即提高了較軟齒面齒輪的疲勞極限。KA為使用系數(shù)，用于考慮原動機和工作機對齒輪傳動的影響；Kv為動載系數(shù)，用于考慮齒輪的精度和速度對動載荷大小的影響；Kα為齒間載荷分配系數(shù)，用于考慮載荷在兩對（或多對）齒上分配不均的影響；Kβ為齒向載荷分布系數(shù)，用于考慮載荷沿輪齒接觸線長度方向上分布不均的影響。10－13 答：高速重載的齒輪傳動易出現(xiàn)熱膠合，有些低速重載的齒輪傳動會發(fā)生冷膠合。9－16 答：鏈傳動的中心距一般取為 a0=(30～50)p(p 為鏈節(jié)距)。8—25 解題解 8—25 圖17第九章 鏈轉(zhuǎn)動9—1 （3） ；9—2 內(nèi)鏈板與套筒 ；外鏈板與銷軸 ；滾子與套筒 ；套筒與銷軸 ；9—3 銷軸與套筒 ； 9—4 越高 ；越大 ；越少 ；9—5 鏈條疲勞破壞、鏈條鉸鏈的磨損、鏈條鉸鏈的膠合、鏈條靜力破壞；鏈條的疲勞強度 ；9－6（略）9－7 答：由于鏈條制造精度的影響，鏈條的排數(shù)過多，將使得各排鏈承受的載荷不易均勻。8—17 答：應(yīng)全部更換。8－15 答：帶傳動的中心距 a 過小，會減小小帶輪的包角，使得帶所能傳遞的功率下降。V 帶輪的基準(zhǔn)直徑是指帶輪槽寬尺寸等于帶的節(jié)寬尺寸處的帶輪直徑。7—16 解：1．確定許用應(yīng)力τ =π2d z=4 200 10π 2 20 7=τ [ ]被焊件的材料為 Q235，采用普通方法檢查焊縫質(zhì)量，查表 73，取[σ ′] = 180MPa ， [τ ′] = 140MPa 。6—21 解：題解 6—21 圖11第七章 鉚接、焊接、膠接和過盈連接7—1 （3） ；7—2 對接焊縫 ；角焊縫 ；同一平面內(nèi) ；不同平面內(nèi) ；7—3 剪切 ； 拉伸 ；7—4 （4） ； 7—5 （3） ；7－6 答：按鉚縫性能的不同分為強固鉚縫，強密鉚縫和緊密鉚縫。6－14 答：定位用銷的尺寸按連接結(jié)構(gòu)確定，不做強度計算。若夾角過小，則對軸的局部削弱過大；若夾角過大，則兩個楔鍵的總承載能力下降。螺栓的性能等級為 級， σs= 640MPa ，查表 510，取Sτ=5 ，許用應(yīng)力σσB200τ σs640[ ] = ==；[ ] = == 128MPa3．驗算連接強度pSp3Sτ5查手冊，鉸制孔用螺栓 GB/T 2788 M1260，光桿部分的直徑 d0= 13mm ，光桿部分的長度為 60－22＝38mm，因此連接處的最小擠壓高度 Lmin= 18mm ，由公式（535），接合面的擠壓應(yīng)力σp=Fd L0 min2423=13 18=σ [p]由公式（536），螺栓桿的剪切應(yīng)力4Fτ = π120d24020滿足強度條件。5－11 答：螺栓頭、螺母和螺紋牙的結(jié)構(gòu)尺寸是根據(jù)與螺桿的等強度條件及使用經(jīng)驗規(guī)定的，實踐中很少發(fā)生失效，因此，通常不需要進(jìn)行強度計算。3） 改善潤滑劑的物理性能，例如降低凝點，消除泡沫，提高粘度，改善其粘－溫特性等。磨合是磨損的不穩(wěn)定階段，在零件的整個工作時間內(nèi)所占比率很小。3—18 解：已知 σB= 750MPa ，σs= 550MPa ， σ ?1=350MPa ，由公式（33），各對應(yīng)循環(huán)次數(shù)下的疲勞極限分別為σ ?1N 1=σ ?mN09= 350 5 106=583 .8 MPaσ因此，取σ ?1N1=550MPa = σs1N15 10946sσσ?1N 2=?m1mNN02= 350 5 105 1095= 452 MPaσ= σN0= 350 5 106= 271 MPa σ因此，取σN?1 3N?1 3= 350MPa = σ ?1 。 Kσ 對零件的疲勞強度有影響，對零件的靜強度沒有影響。本書是機械設(shè)計課程教師的教學(xué)參考書，也可供自學(xué)機械設(shè)計課程的讀者和考研學(xué)生參考。但兩者的失效形式也有可能不同，如圖中 n1′ 和 n2′ 。查附圖 3—3，取 ετ= 。4－6 答：根據(jù)磨損機理的不同，磨損分為粘附磨損，磨粒磨損，疲勞磨損，沖蝕磨損，腐蝕磨損和微動磨損等，主要特點略。流體靜力潤滑的承載能力不依賴于流體粘度，故能用低粘度的潤滑油，使摩擦副既有高的承載能力，又有低的摩擦力矩。5－14 答：在不控制預(yù)緊力的情況下，螺栓連接的安全系數(shù)與螺栓直徑有關(guān)，螺栓直徑越小，則安全系數(shù)取得越大。1）底板最左側(cè)的螺栓受力最大，應(yīng)驗算該螺栓的拉伸強度，要求拉應(yīng)力 σ ≤ [σ ] 。因此，兩個楔鍵間的夾角既不能過大，也不能過小。6—15 答：1．鍵的工作長度 l = 180 ? 22 = 158mm 錯誤，應(yīng)當(dāng)為 l = 130 ? 22 / 2 ? 5 = 114mm 。校核鉚釘連接時，應(yīng)校核被鉚件的拉伸強度條件，校核被鉚件孔壁的擠壓強度條件，以及校核鉚釘?shù)募羟袕姸葪l件，見教材中式（7－1）、（7－2）、（7－3）。軸公差為Φ 250+ ，最小有效過盈量δmin= 140 ? 46 = 94μm 。若大帶輪上的負(fù)載為恒轉(zhuǎn)矩負(fù)載，則轉(zhuǎn)速高時輸出功率大，轉(zhuǎn)速低時輸出功率小。帶傳動中心距 a 過大的優(yōu)缺點則相反，且中心距過大使得帶傳動時松邊抖動過大，傳動不平穩(wěn)。將中心距設(shè)計成可調(diào)節(jié)的，可方便的調(diào)節(jié)帶中的張緊力大小。9－9 答：與滾子鏈相比，齒形鏈傳動平穩(wěn)，噪聲小，承受沖擊性能好，效率高，工作可靠，故常用于高速、大傳動比和小中心距等工作條件較為嚴(yán)酷的場合。中心距過大，則鏈條松邊的垂度過大，鏈條上下抖動加劇，