机械设计作业集解题指南811章西北工业大第八版Word格式.docx
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带速v过小,带所能传递的功率也过小(因为P=Fv),带的传动能力没有得到充分利用;
带速v
过大,离心力使得带的传动能力下降过大,带传动在不利条件下工作,应当避免。
8-15答:
带传动的中心距a过小,会减小小带轮的包角,使得带所能传递的功率下降。
中心距a过小也使得带的长度过小,在同样的使用寿命条件下,单根带所能传递的功率下降。
中心距小的好处是带传动的
结构尺寸紧凑。
带传动中心距a过大的优缺点则相反,且中心距过大使得带传动时松边抖动过大,传动不平稳。
初拉力F0过小,带的传动能力过小,带的传动能力没有得到充分利用。
初拉力F0大,则带的传动
能力大,但是,初拉力过大将使的带的寿命显著下降,也是不合适的。
带的根数z过少(例如z=1),这有可能是由于将带的型号选得过大而造成的,这使得带传动的结构尺寸偏大而不合适。
如果带传动传递的功率确实很小,只需要一根小型号的带就可以了,这时使用z=1完全合适。
带的根数z过多,将会造成带轮过宽,而且各根带的受力不均匀(带长偏差造成),每根带的能力得不到充分利用,应当改换带的型号重新进行设计。
8—16答:
输送机的F不变,v提高30%左右,则输出功率增大30%左右。
三种方案都可以使输送带的速度v
提高,但V带传动的工作能力却是不同的。
(1)dd2减小,V带传动的工作能力没有提高(P0,KL,Ka,∆P0基本不变),传递功率增大30%
将使小带轮打滑。
故该方案不合理。
(2)dd1增大,V带传动的工作能力提高(P0增大30%左右,KL,Ka,∆P0基本不变),故该方案合理。
(3)D增大不会改变V带传动的工作能力。
8—17答:
应全部更换。
因为带工作一段时间后带长会增大,新、旧带的长度相差很大,这样会加剧载荷在各
带上分配不均现象,影响传动能力。
8-18答:
带在使用过程中会伸长变形,造成带对轮的张紧力下降。
将中心距设计成可调节的,可方便的调节带中的张紧力大小。
对于中心距不可调节的带传动,只能采用张紧轮来调节带中的张紧力。
对于V带传动,张紧轮应当布置在松边靠近大带轮处,并且从内向外张紧。
8-19(略)
8—20解:
由公式(8-22),带的基准长度
π(d
−d)2
Ld0
=2a+
(dd1
2
+dd2
)+d2d1
4a
=2×
815+π(140+400)+(400−140)
=2499mm
24×
815
查表8-2,Ld=2500mm,由公式(8-7),小带轮的包角
α=180o−dd2
−dd1×
57.5o
=180o−400
−140
×
57.5o
=161.7o
1a815
查表8-5,
Kα=0.95,查表8-2,KL=1.09。
查表8-4a,P0=2.28kW。
查表8-4b,∆P0=0.17kW,
查表8-7,取KA=1.2。
带的计算功率Pca=KAP,由公式(8-26),带所允许传递的功率
P=
8—21解:
z(P0+∆P0)Kα⋅KL=
KA
4×
(2.28+0.17)×
0.95×
1.09
1.2
=8.46kW
查表8-7,取KA=1.2。
带传动的计算功率
Pca=KAP=1.2×
3.6=4.32kW
查图8-11,由Pca=4.32kW,n1=1440r/min,选取A型普通V带。
由公式(8-22),带的基准长
度
Ld0
=2a0+
2(dd1
4a0
530
+π(90+250)+(250
−90)
=1606mm
24×
查表8-2,Ld=1600mm,a≈a0,由公式(8-7),小带轮的包角
d−d
α=180o−d2d1×
1a
=180o−250−90×
530
=162.6o
α
查表8-5,取K
=0.955,查表8-2,取KL=0.99,查表8-4a,取P0=1.07kW。
查表8-4b,取
∆P0=0.17kW,由公式(8-26),带的根数
z=
取z=4,型号为A型。
8—22解:
Pca
(P0+∆P0)KαKL
=4.32
(1.07+0.17)×
0.955×
0.99
=3.68
由公式(8-4),带传动的有效拉力
F=1000P=1000×
7.5=750N
ev10
由公式(8-3),有效拉力Fe=F1−F2=2F2−F2=F2。
因此,带的松边拉力和紧边拉力分别为
F2=Fe=750N;
F1=2F2=1500N
由公式(8-1),带的初拉力
F=1(F+F)=1(1500+750)=1125N
8—23(略)
8-24答:
02122
图(a)为平带传动,张紧轮应布置在松边,从外向内张紧,张紧轮靠近小带轮,可增大小带轮的包角。
图(b)为V带传动,张紧轮应布置在松边,从内向外张紧,张紧轮靠近大带轮,以免减少小带轮的包角。
8—25解
题解8—25图
第九章链转动
9—1(3);
9—2内链板与套筒;
外链板与销轴;
滚子与套筒;
套筒与销轴;
9—3销轴与套筒;
9—4越高;
越大;
越少;
9—5链条疲劳破坏、链条铰链的磨损、链条铰链的胶合、链条静力破坏;
链条的疲劳强度;
9-6(略)
9-7答:
由于链条制造精度的影响,链条的排数过多,将使得各排链承受的载荷不易均匀。
9-8答:
对链轮材料的基本要求是具有足够的耐磨性和强度。
由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮的多,
小链轮轮齿受到链条的冲击也较大,故小链轮应采用较好的材料,并具有较高的硬度。
9-9答:
与滚子链相比,齿形链传动平稳,噪声小,承受冲击性能好,效率高,工作可靠,故常用于高速、
大传动比和小中心距等工作条件较为严酷的场合。
但是齿形链比滚子链结构复杂,难于制造,价格较高。
滚子链用于一般工作场合。
9-10答:
国家标准GB/T1243-1997中没有规定具体的链轮齿形,仅规定了最小和最大齿槽形状及其极限参数,实际齿槽形状位于最小与最大齿槽形状之间,都是合适的滚子链齿形。
9—11答:
链传动为链轮和链条的啮合传动,平均传动比i12=z2/z1为常数。
由于链传动的多边形效应,瞬时
传动比is是变化的。
9-12答:
链传动的额定功率曲线的实验条件和修正项目见教材(176~177页)。
9—13答:
∆p=∆dsin
若只考虑链条铰链的磨损,脱链通常发生在大链轮上。
因为由公式180o可知,当∆d一
z
定时,齿数z越多,允许的节距增长量∆p就越小,故大链轮上容易发生脱链。
9-14答:
小链轮的齿数z1过小,运动不均匀性和动载荷增大,在转速和功率给定的情况下,z1过小使得链条上的有效圆周力增大,加速了链条和小链轮的磨损。
小链轮齿数z1过大将使的大链轮齿数z2过大,既增大了链传动的结构尺寸和重量,又造成链条在大链轮上易于跳齿和脱链,降低了链条的使用寿命。
9-15答:
链的节距越大,则链条的承载能力就越大,动载荷也越大,周期性速度波动的幅值也越大。
在高速、
重载工况下,应选择小节距多排链。
9-16答:
链传动的中心距一般取为a0=(30~50)p(p为链节距)。
中心距过小,单位时间内链条的绕转次数增多,链条的磨损和疲劳加剧,链的使用寿命下降。
中心距过小则链条在小链轮上的包角变小,链轮齿上的载荷增大。
中心距过大,则链条松边的垂度过大,链条上下抖动加剧,且链传动的结构尺寸过大。
9-17答:
链传动的润滑方式有:
定期人工润滑,滴油润滑,油池润滑或油盘飞溅润滑,压力供油润滑。
确
定润滑方式时是根据链条速度v大小以及链号(即链节距)大小,由润滑范围选择图9-14选取润滑方式。
9-18答:
1、从动轮齿数不变,则主动小链轮齿数变为
z1′=zz/i12=z2n2/n1=75×
250/900=20.8
取z1′=21。
小链轮的齿数从25减少到21,齿数系数Kz增大,根据公式(9-15),在相同的计算功率Pca的情况下,链传动所能传递的功率P下降。
2、主动轮齿数不变,则从动大链轮齿数变为
z2′=z1/i12=z1n1/n2=25×
900/250=90
大链轮的齿数从75增加到90,其他参数不变,由公式(9-15)可知,在相同的计算功率Pca的情况下,
链传动所能传递的功率P不变。
9—19解:
由公式(9-2),大链轮的齿数
z1=
取z2=61,由公式(9-16),链节数
n1z1
n2
=960×
21=
330
61.09
L=2a
+z+z+
z−zp
p0p
12(
21)2
2πa0
1
600+21+61+(61−2
)2×
12.7=136.3
12.72
2π600
取Lp=136,查图9-13,由z1=21查的齿数系数Kz=1.2。
根据n1=960r/min,p=12.7mm(08A),查图9-11,得08A型链所能传递的最大计算功率
Pca=4.2kW,由公式(9-15),多排链系数
P
K=KAKzP=1.2×
1.2×
6.5=2.23
取3排链,KP=2.5满足要求。
9—20解:
由公式(9-16),链节数
4.2
(
2πa0
910+
25.4
21+105
+105−21)2
2π
25.4
910
=139.6
取Lp=140,查图9-13,由z1=21查的齿数系数Kz=1.2。
根据n1=600r/min,p=25.4mm(16A),查图9-11,得16A型链所能传递的最大计算功率
Pca=20kW,由公式(9-15),链传动所允许传递的功率
9-21(略)
P=KPPca=
KAKZ
1×
20
1.2
=13.9kW
第十章齿轮传动
10—1
(1)(7);
(4)(5);
(2)(3)(6)(8)(9)(10);
10—2
(2);
10—3
(1);
10—4(3);
10—5为了减小动载荷;
为了改善载荷沿齿向的分布不均;
10—6齿轮的圆周速度大小和精度高低;
10—7
(1);
10—8
(2);
10—91%;
脉动;
10—10齿宽中点处;
10-11答:
减小齿根处的应力集中;
增大轴和轴承处的支承刚度;
采用合适的热处理方法,使齿面具有足够硬度,而齿芯具有足够的韧性;
对齿根表面进行喷丸、滚压等强化处理。
10-12答:
在节线附近通常为单对齿啮合,齿面的接触应力大;
在节线附近齿面相对滑动速度小,不易形成
承载油膜,润滑条件差,因此易出现点蚀。
在开式齿轮传动中,由于齿面磨损较快,在点蚀发生之前,表层材料已被磨去,因此,很少在开
式齿轮传动中发现点蚀。
提高齿面硬度可以有效地提高齿面抗点蚀的能力,润滑油可以减少摩擦,减缓点蚀。
10-13答:
高速重载的齿轮传动易出现热胶合,有些低速重载的齿轮传动会发生冷胶合。
胶合破坏通常发生
在轮齿相对滑动速度大的齿顶和齿根部位。
采用抗胶合能力强的润滑油,在润滑油中加入极压添加剂,均可防止或减轻齿面的胶合。
10-14答:
闭式齿轮传动的主要失效形式为轮齿折断、点蚀和胶合。
设计准则为保证齿面接触疲劳强度和保
证齿根弯曲疲劳强度。
采用合适的润滑方式和采用抗胶合能力强的润滑油来考虑胶合的影响。
开式齿轮传动的主要失效形式为齿面磨损和轮齿折断,设计准则为保证齿根弯曲疲劳强度。
采用适当增大齿轮的模数来考虑齿面磨损对轮齿抗弯能力的影响。
10-15答:
软齿面齿轮的齿面硬度≤350HBS,硬齿面齿轮的齿面硬度>350HBS。
软齿面齿轮毛坯经正火或调质处理之后进行切齿加工,加工方便,经济性好。
硬齿面齿轮的齿面硬度高,不能采用常规刀具切削加工。
通常是先对正火或退火状态的毛坯进行切齿粗加工(留有一定的磨削余量),然后对齿面进行硬化处理(采用淬火或渗碳淬火等方法),最后进行磨齿精加工,加工工序多,费用高,适用于高速、重载以及精密机器的齿轮传动。
10-16答:
轴、轴承以及支座的支承刚度不足,以及制造、装配误差等都会导致载荷沿轮齿接触线分布不均,另一方面轴承相对于齿轮不对称布置,也会加大载荷在接触线上分布不均的程度。
改进措施有:
增大轴、轴承以及支座的刚度;
对称布置轴承;
尽量避免将齿轮悬臂布置;
适当限制齿轮的宽度;
提高齿轮的制造和安装精度等。
10-17答:
齿轮上的公称载荷Fn是在平稳和理想条件下得来的,而在实际工作中,还应当考虑到原动机及工作机的不平稳对齿轮传动的影响,以及齿轮制造和安装误差等造成的影响。
这些影响用引入载荷系数K来考虑,K=KAKvKαKβ。
KA为使用系数,用于考虑原动机和工作机对齿轮传动的影响;
Kv为动载系数,用于考虑齿轮的精
度和速度对动载荷大小的影响;
Kα为齿间载荷分配系数,用于考虑载荷在两对(或多对)齿上分配不均的影响;
Kβ为齿向载荷分布系数,用于考虑载荷沿轮齿接触线长度方向上分布不均的影响。
10-18答:
齿面接触疲劳强度计算公式是按齿轮在节点啮合时的受力情况推导出来的。
选择节点作为计算点可以使计算公式得以简化,同时节点处的接触应力值与齿面最大接触应力值(位于单对齿啮合极限点)相差很小。
因此,通常以节点啮合进行齿面的接触疲劳强度计算。
10—19答:
(1)z1增大则d1增大,在T1不变的条件下,Fn将减小。
对于接触应力,d1增大和Fn减小都使得σH
减小。
对于弯曲应力,Fn减小使得σF减小,z1增加使得YFaYsa减小,也同样使σF减小。
(2)m增大则d1增大,在T1不变的条件下,Fn将减小。
对于接触应力,d1增大和Fn减小都使得σH
对于弯曲应力,Fn减小和m增大都使得σF减小。
(3)z1增加一倍,m减小一半,则d1不变,Fn也不变。
对于接触应力,d1不变则σH不变。
对于
弯曲应力,z1增大使得σF少量减小,而m减小则使得σF大量增大。
因此,σF增大。
10—20答:
在任何情况下,大、小齿轮的接触应力都相等。
若大、小齿轮的材料和热处理情况相同,许用接触应力不一定相等,这与两齿轮的接触疲劳寿命系数KHN是否相等有关,如果KHN1=KHN2,则两者的许用接触应力相等,反之则不相等。
10-21答:
当相互啮合的两齿轮之一为软齿面齿轮时,或两齿轮均为软齿面齿轮时,较硬齿面的齿轮将会对
较软齿面的齿轮的齿面造成冷作硬化效应,从而使较软齿面的齿面硬度得以提高,即提高了较软齿面齿轮的疲劳极限。
10-22答:
在进行齿轮尺寸的设计计算时,齿轮的分度圆直径d1和齿宽b都是待求参数,而使用弯曲疲劳强度或接触疲劳强度设计计算时,只能将其中的分度圆直径d1作为设计值,而将齿宽b转化为与d1成比例的齿宽系数φd,设计时φd由表查取,齿宽系数的大小主要与支承方式以及齿面硬度有关。
10—23答:
在直齿、斜齿圆柱齿轮传动中,轴系零件和支承箱体存在加工和装配偏差,使得两齿轮轴向错位而减少了轮齿的接触宽度。
为此将小齿轮设计得比大齿轮宽一些,这样即使有少量轴向错位,也能保证轮
齿的接触宽度为大齿轮宽度。
在人字齿轮传动中,一齿轮为双向固定支承,另一齿轮为游动支承,靠齿形定位,大、小齿轮两端面平齐,没有轴向错位,故两齿轮应设计成相同宽度。
在圆锥齿轮传动中,两齿轮的锥顶应当重合,大端面应当对齐,故两齿轮的齿宽应当设计成相同尺寸。
10—24解:
10—25解:
题解10—24图
题解10—25图
10—26答:
(1)将齿轮2轮齿的两个工作面分别称为A面和B面。
齿轮1为主动轮,若齿轮1推动A面使齿轮
2转动,则齿轮2靠B面推动齿轮3转动。
因此,轮齿的弯曲应力为对称循环,r=−1,齿面接触应力总是脉动循环,r=0。
(2)在齿轮2上,轮齿的A面和B面接触应力具有相同的循环次数
NH2=60n2jLh=60n1jLhz1/z2=60×
450×
2000×
25/20=6.75×
107
7
齿轮2转动一圈,轮齿的A面受力一次,B面受力一次,弯曲应力为一次对称循环。
因此,弯曲
应力的循环次数
10-27答:
NF2=NH2=6.75×
10。
一对齿轮传动,大小齿轮的许用接触应力分别为〔σH〕1和〔σH〕2,在直齿轮传动中,用于设计公式的许用应力
〔σH〕=min{〔σH〕1,〔σH〕2}在斜齿轮传动中,用于设计公式的许用应力
〔σH〕=min{(〔σH〕1+〔σH〕2)/2,1.23〔σH〕2}。
10-28答:
对齿轮进行正变位修正,轮齿的抗弯能力有所提高;
对齿轮进行负变位修正,轮齿的抗弯能力有
所降低。
10-29答:
对于开式或半开式齿轮传动,或速度较低的闭式齿轮传动,通常采用人工定期加油润滑。
对于闭
式齿轮传动,当齿轮的圆周速度v<12m/s时,采用浸油润滑;
当齿轮的圆周速度v>12m/s时,采用喷油润滑。
润滑油的粘度与齿轮传动载荷大小和圆周速度有关,载荷小时或圆周速度高时选择粘度低的润滑油。
反之则选择粘度高的润滑油。
10-30(略)
10—31解:
小齿轮的分度圆直径d1,圆周速度v,齿宽系数Φd,齿高h和比值b/h分别计算如下:
1n
zm
d1==
cosβ
30×
3
cos13.82o
=92.68mm
v=d1πn1
60×
1000
=92.68×
π×
1440=7m/s
Φd=b/d1=80/92.68=0.86h=2.25mn=2.25×
3=6.75mmb/h=80/6.75=11.85
由表10-2查得KA=1.0,由图10-8按第Ⅱ公差组7级精度查得Kv=1.17。
对于软齿面齿轮,假设
KAFt/b<
100N/mm,由表10-3按第Ⅱ公差组7级精度查得KHα=KFα=1.4,由表10-4按第Ⅲ公差组
7级精度插值查得KHβ
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