...wd......wd......wd...3-1某材料的對稱循環彎曲疲勞極限，取循環基數，，試求循環次數N分別為7000、25000、620000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。[解]3-2材料的力學性能為，，，試繪制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。[解]得，即根據點，，按比例繪制該材料的極限應力圖如以以以下圖所示3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的材料，設其強度極限σB=420MPa，精車，彎曲，βq=1，試繪制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。[解]因，，查附表3-2，插值得，查附圖3-1得，將所查值代入公式，即查附圖3-2，得；按精車加工工藝，查附圖3-4，得，，則根據按比例繪出該零件的極限應力線圖如以以以下圖3-5如題3-4中不安全截面上的平均應力，應力幅，試分別按①②，求出該截面的計算安全系數。[解]由題3-4可知〔1〕工作應力點在疲勞強度區，根據變應力的循環特性不變公式，其計算安全系數〔2〕工作應力點在疲勞強度區，根據變應力的平均應力不變公式，其計算安全系數5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯接螺栓在工作時的受力變化情況，它的最大應力，最小應力若何得出當氣缸內的最高壓

力提高時，它的最大應力，最小應力將若何變化解：最大應力出現在壓縮到最小體積時，最小應力出現在膨脹到最大體積時。當汽缸內的最高壓力提高時，它的最大應力增大，最小應力不變。5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯承受外力FΣ作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個螺栓受力最大堡證聯接安全工作的必要條件有哪些5-9受軸向載荷的緊螺栓聯接，被聯接鋼板間采用橡膠墊片。螺栓預緊力Fo=15000N,當受軸向工作載荷F＝10000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯接件之間的剩余預緊力。采用橡墊片密封，取螺栓的相對剛度螺栓的總拉力：剩余預緊力為：5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯接。汽缸內的工作壓力P=0~1MPa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm,D2=250mm.上、下凸緣厚均為25mm.試設計此聯接。10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力〔用受力圖表示各力的作用位置及方向〕。[解]受力圖如以以以下圖：10-2如圖，ABC的材料為中碳鋼調制，其硬度：齒輪A為240HBS，B:260HBS，C:220HBS，試確定齒輪B的許用接觸應力和許用彎曲應力.假定：1〕齒輪B為“惰輪〞〔中間輪〕齒輪A為主動輪，齒輪C為從動輪，設;2)齒輪B為在主動輪，齒輪A和齒輪C均為從動，設10-3對于做雙向傳動的齒輪來說，她的齒面接觸應力和齒根彎曲應力各屬于什么循環特性在做強度計算時應若何考慮10-4齒輪的精度等級與齒輪的選材及熱處理方法有什么關系10-5要提高齒輪的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有那些關系措施10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，，兩齒輪的齒數為，8級精度，小齒輪材料為〔調質〕，大齒輪材料為45鋼〔調質〕，壽命20年〔設每年300工作日〕，每日兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對稱布置，試計算該齒輪傳動所能傳遞的功率。[解]〔1〕齒輪材料硬度查表10-1，根據小齒輪材料為〔調質〕，小齒輪硬度217~269HBS，大齒輪材料為45鋼〔調質〕，大齒輪硬度217~255HBS〔2〕按齒面接觸疲勞硬度計算①計算小齒輪的分度圓直徑②計算齒寬系數③由表10-6查得材料的彈性影響系數，由圖10-30選取區域系數④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。⑤齒數比⑥計算應力循環次數⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數⑧計算接觸疲勞許用應力取失效概率為，安全系數⑨由圖10-26查得⑩計算齒輪的圓周速度計算尺寬與齒高之比計算載荷系數根據，8級精度，查圖10-8得動載荷系數由表10-3，查得按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數由表10-4查得{按=1查得}由，，查圖10-13得故載荷系數由接觸強度確定的最大轉矩〔3〕按彎曲強度計算①計算載荷系數②計算縱向重合度③由圖10-28查得螺旋角影響系數④計算當量齒數⑤查取齒形系數及應力校正系數由表10-5查得⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命。⑧計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數⑨計算大、小齒輪的，并加以對比取⑩由彎曲強度確定的最大轉矩〔4〕齒輪傳動的功率取由接觸強度和彎曲強度確定的最大轉矩中的最小值即第十一章蝸桿傳動p272習題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向。[解]各軸的回轉方向如以以以下圖所示，蝸輪2、4的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如以以以下圖11-3設計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率，傳動比，由電動機驅動，載荷平穩。蝸桿材料為20Cr，滲碳淬火，硬度。蝸輪材料為，金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h，要求工作壽命為7年〔每年按300工作日計〕。[解]〔1〕選擇蝸桿傳動類型根據GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿〔ZI〕。〔2〕按齒面接觸疲勞強度進展設計①確定作用蝸輪上的轉矩T2按，估取效率，則②確定載荷系數K因工作載荷平穩，故取載荷分布不均勻系數；由表11-5選取使用系數；由于轉速不高，無沖擊，可取動載系數，則③確定彈性影響系數蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故④確定接觸系數假設，從圖11-18中可查得⑤確定許用接觸應力由表11-7中查得蝸輪的基本許用應力應力循環系數壽命系數則⑥計算中心距取中心距，因，故從表11-2中取模數，蝸桿分度圓直徑。此時，從圖11-18中查取接觸系數，因為，因此以上計算結果可用。〔3〕蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸①蝸桿蝸桿頭數，軸向齒距；直徑系數；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚。②蝸輪蝸輪齒數；變位系數驗算傳動比，此時傳動比誤差，是允許的。蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪咽喉母圓直徑〔4〕校核齒根彎曲疲勞強度①當量齒數根據，從圖11-19中可查得齒形系數②螺旋角系數③許用彎曲應力從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應力壽命系數④校核齒根彎曲疲勞強度彎曲強度是滿足的。〔5〕驗算效率；與相對滑動速度相關從表11-18中用插值法查得，，代入式得大于原估計值，因此合格13-1試說明以下各軸承的內徑有多大哪個軸承公差等級最高哪個允許的極限轉速最高哪個承受徑向載荷能力最高哪個不能承受徑向載荷N307/P462073020751301[解]N307/P4、6207、30207的內徑均為35mm，51301的內徑為5mm；N307/P4的公差等級最高；6207承受徑向載荷能力最高；N307/P4不能承受徑向載荷。13-5根據工作條件，決定在軸的兩端用的兩個角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑，工作中有中等沖擊，轉速，兩軸承的徑向載荷分別為，，外加軸向載荷，作用方向指向軸承1，試確定其工作壽命。[解]〔1〕求兩軸承的計算軸向力和對于的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，兩軸計算軸向力〔2〕求軸承擔量動載荷和由表13-5查得徑向動載荷系數和軸向動載荷系數為對軸承1對軸承2因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則〔3〕確定軸承壽命由于題目中沒給出在軸承的具體代號，這里假設選用7207AC，查軸承手冊得基本額定載荷，因為，所以按軸承1的受力大小驗算13-6假設將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其他條件同例題13-2，試驗算軸承的壽命。[解]〔1〕求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面〔以以以下圖b〕和水平面〔以以以下圖a〕兩個平面力系。其中：圖c中的為通過另加轉矩而平移到指向軸線；圖a中的亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線上〔上訴轉化仔圖中均未畫出〕。由力分析可知：〔2〕求兩軸承的計算軸向力和查手冊的30207的，，兩軸計算軸向力〔3〕求軸承擔量動載荷和由表13-5查得徑向動載荷系數和軸向動載荷系數為對軸承1對軸承2因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則〔4〕確定軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。13-7某軸的一端支點上原采用6308軸承，其工作可靠性為90%，現需將該支點軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠性提高到99%，試確定可能用來替換的軸承型號。[解]查手冊得6308軸承的基本額定動載荷。查表13-9，得可靠性為90%時，，可靠性為99%時，。可靠性為90%時可靠性為99%時即查手冊，