1、机械设计作业集（第四版）解题指南西北工业大学机电学院2012.7前言本书是高等教育出版社出版、西北工业大学濮良贵、纪名刚主编机械设计（第八版）和李育锡主编机械设计作业集（第三版）的配套教学参考书，其编写目的是为了帮助青年教师使用好上述两本教材，并为教师批改作业提供方便。本书是机械设计课程教师的教学参考书，也可供自学机械设计课程的读者和考研学生参考。机械设计作业集已经使用多年，希望广大教师将使用中发现的问题和错误、希望增加或删去的作业题、以及对机械设计作业集的改进建议告知编者（电子信箱： ），我们会认真参考，努力改进。本书由李育锡编写，由于编者水平所限，误漏之处在所难免，敬请广大使用者批评指正。
2、编者2012.7目录第三章 机械零件的强度（1）第四章 摩擦、磨损及润滑概述（5）第五章 螺纹连接和螺旋传动（6）第六章 键、花键、无键连接和销连接（9）第七章 铆接、焊接、胶接和过盈连接（11）第八章 带传动（15）第九章 链传动（18）第十章 齿轮传动（19）第十一章 蜗杆传动（24）第十二章 滑动轴承（28）第十三章 滚动轴承（30）第十四章 联轴器和离合器（34）第十五章 轴（36）第十六章 弹簧（41）机械设计自测试题（43）第三章 机械零件的强度31 表面化学热处理 ；高频表面淬火 ；表面硬化加工 ；3 2 （3） ；33 截面形状突变 ；增大 ； 34 （1） ；（1） ； 35
3、 （1） ；36 答：零件上的应力接近屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数在 10310 4范围内，零件破坏断口处有塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为低周疲劳破坏，例如飞机起落架、火箭发射架中的零件。零件上的应力远低于屈服极限，疲劳破坏发生在应力循环次数大于 10 4时，零件破坏断口处无塑性变形的特征，这种疲劳破坏称为高周疲劳破坏，例如一般机械上的齿轮、轴承、螺栓等通用零件。37 答：材料的持久疲劳极限 r 所对应的循环次数为 N D，不同的材料有不同的 N D值，有时 N D很大。为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循环次数 N 0，称为循环基数，所对应的极限应力 r称为材料的疲劳极限。 r
4、 和 N D为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当 N N0时，则取rN= r。38 答：图 a 中 A 点为静应力， r = 1 。图 b 中 A 点为对称循环变应力， r = 1。图 c 中 A 点为不对称循环变应力， 1 103时，在一定的应力变化规律下，如果极限应力点落在极限应力线图中的屈服曲线 GC 上时，也应按静强度条件计算；如果极限应力点落在极限应力线图中的疲劳曲线 AG 上时，则应按疲劳强度条件计算；312 答：在单向稳定变应力下工作的零件，应当在零件的极限应力线图中，根据零件的应力变化规律，由计算的方法或由作图的方法确定其极限应力。313 答：该假说认为零件在每
5、次循环变应力作用下，造成的损伤程度是可以累加的。应力循环次数增加，损伤程度也增加，两者满足线性关系。当损伤达到 100时，零件发生疲劳破坏。疲劳损伤线性累积假说的数学表达式为n i/Ni1。314 答：首先求出在单向应力状态下的计算安全系数，即求出只承受法向应力时的计算安全系数 S和只承受切向应力时的计算安全系数 S，然后由公式（335）求出在双向应力状态下的计算安全系数 Sca，要求 S caS（设计安全系数）。315 答：影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小，零件的尺寸，零件的表面质量以及零件的强化方式。提高的措施是：1）降低零件应力集中的影响；2）提高零件的表面质量；3）对
6、零件进行热处理和强化处理；4）选用疲劳强度高的材料；5）尽可能地减少或消除零件表面的初始裂纹等。316 答：结构内部裂纹和缺陷的存在是导致低应力断裂的内在原因。317 答：应力强度因子 K I表征裂纹顶端附近应力场的强弱，平面应变断裂韧度 K IC表征材料阻止裂纹失稳扩展的能力。若 K I K IC，则裂纹不会失稳扩散；若 KI K IC，则裂纹将失稳扩展。318 解：已知 B= 750MPa ， s= 550MPa ， 1=350MPa ，由公式（3-3），各对应循环次数下的疲劳极限分别为 1N 1= m N09= 350 5 106= 583 .8 MPa 因此，取 1N1 =550MPa
7、 = s1 N1 5 10946s 1N 2=m1 mNN02 = 350 5 105 1095 = 452 MPa = N 0 = 350 5 106= 271 MPa 0 。4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力 F f F2。8527 答：题解 526 图a) 参见教材图 5-3b； b）参见教材图 5-3a ； c）参见教材图 5-2b，螺栓应当反装，可以增大 Lmin；d)参见教材图 5-4 ；e) 参见教材图 5-6；f ）参见教材图 5-3b，螺钉上方空间应增大，以便装拆螺钉。改正图从略。第六章 键、花键、无键连接和销连接61 （4） ；6 2 接合面的挤压破坏 ；接
8、合面的过度磨损 ；63 （4） ；6 4 小径 ；齿形 ；6 5 （4） ；66 答：薄型平键的高度约为普通平键的 6070，传递转矩的能力比普通平键低，常用于薄壁结构，空心轴以及一些径向尺寸受限制的场合。67 答：半圆键的主要优点是加工工艺性好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的链接。主要缺点是轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大。一般用于轻载静连接中。68 答：两平键相隔 180u24067X置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附加弯矩，受力状态好。两楔键相隔 90 120 布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为 180u
9、26102X，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因此，两个楔键间的夹角既不能过大，也不能过小。半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置在轴的同一横截面上。故可将两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。69 答：轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花方法加工。610 答：因为动连接的失效形式为过度磨损，而磨损的速度快慢主要与压力有关。压力的大小首先应满足静强度条件，即小于许用挤压应力，然后，为了使动连接具有一定的使用寿命，特
10、意将许用压力值定得较低。如果动连接的相对滑动表面经过淬火处理，其耐磨性得到很大的提高，可相应地提高其许用压力值。611 答：静连接花键的主要失效形式是工作面被压溃，动连接花键的主要失效形式是工作面过度磨损，静连接按式（65）计算，动连接按式（66）计算。9612 答：胀套串联使用时，由于各胀套的胀紧程度有所不同，因此，承受载荷时各个胀套的承载量是有区别的。所以，计算时引入额定载荷系数 m 来考虑这一因素的影响。613 答：销的类型和应用场合略，销连接的失效形式为销和孔壁的挤压破坏以及销的剪断。614 答：定位用销的尺寸按连接结构确定，不做强度计算。连接用销的尺寸根据连接的结构特点按经验或规范确
11、定，必要时校核其剪切强度和挤压强度。安全销的直径按过载时被剪断的条件确定。615 答：1键的工作长度 l = 180 22 = 158mm 错误，应当为 l = 130 22 / 2 5 = 114mm 。2许用挤压应力 p = 110MPa 错误，应当为 P = 40MPa 。616 解：1确定联轴器处键的类型和尺寸选 A 型平键，根据轴径 d = 70mm ，查表 6-1 得键的截面尺寸为： b = 20mm ， h = 12mm ，取键长L = 110mm ，键的标记为：键 20110 GB/T 1096-2003。2校核连接强度联轴器的材料为铸铁，查表 6-2，取 p = 55MPa
12、， k = 0.5h =110 20 = 90mm ，由公式（6-1），挤压应力0.512 = 6mm ， l = L b = = 2000T 2000 1000 满足强度条件。pkld = 6 90 70= 52.9MPa p3确定齿轮处键的类型和尺寸。选 A 型平键，根据轴径 d = 90mm ，查表 6-1 得键的截面尺寸为： b = 25mm ， h = 14mm ，取键长L = 80mm ，键的标记为：键 2580 GB/T 1096-2003。4校核连接强度齿轮和轴的材料均为钢，查表 6-2，取 p = 110MPa ， k = 0.5h = 0.514 = 7mm ， l = L
13、 b= 80 25 = 55mm，由公式（6-1），挤压应力 2000T 2000 1000 = = = 57.7MPa 满足强度条件。617 解：1轴所传递的转矩pkld 7 55 90p2确定楔键尺寸T = Fedd/ 2 = 1500 250 / 2 = 187.5N m根据轴径 d = 45mm ，查手册得钩头楔键的截面尺寸为： b = 14mm ， h = 9mm ，取键长 L = 70mm ，键的标记为：键 1470 GB/T 1565-1979。3校验连接强度带轮的材料为铸铁，查表 6-2，取 p = 55MPa ，取 f = 0.15，l = L h = 70 9 = 61mm
14、 ，由公式（6-3），挤压应力满足强度条件。 p = 12000Tfdbl(b + 6 )= 12000187.514 61(14 + 6 0.1545) 10= 4 8.3MPa p618 解：1计算普通平键连接传递的转矩查表 6-1 ，B 型平键的截面尺寸为：b = 28mm ，h = 16mm ，取键长 L = 140mm ，k = 0.5h =l = L = 140mm ，由公式（6-1），平键连接所允许传递的转矩0.5 16 = 8mm ，kld = 8140 102100 = 5712N mT120002计算花键连接传递的转矩p 2000查手册，中系列矩形花键的尺寸为：z d D
15、B = 10 9210214 ，C = 0.6mm ， = 0.75 ，l = 150mm ，102 92dm=D+ d=+=2 2递的转矩97mm ， 210292h =D d C = 2 0.6 = 3.8mm ，由公式（6-5），花键连接所允许传2 2619 解：T2 12000 zhldmp= 12000 =0.7510 3.8150 9710020734N m根据轴径 d = 100mm ，查手册得 Z2 型胀套的尺寸为： d = 100mm ， D = 145mm ，单个胀套的额定转T =矩 9.6kNm，额定轴向力F a = 192kN ，Z2 型胀套的标记为：Z2-100145
16、 GB/T 5876-86 。查表 6-4 ，额定载荷系数 m = 1.8 ，总额定转矩和总额定轴向力分别为传递的联合作用力Tn = mT = 1.8 9.6 =Fan = mFa = 1.8 192 =T 2 17.28kN m345.6kN= 2 + ( 2000)2=+ 2000 122 =FR连接的承载能力足够。620 答：Fad 100 ( 100 ) F260kN ana) 参见教材图 6-1a ； b）两楔键之间的夹角为 90 120 ； c) 参见教材图 6-5； d）轮毂无法装拆，应当改用钩头楔键，增长轴上的键槽； e)半圆键上方应有间隙； f) 参见教材图 6-18b。改正
17、图从略。621 解：题解 621 图第七章 铆接、焊接、胶接和过盈连接71 （3） ；7 2 对接焊缝 ；角焊缝 ；同一平面内 ；不同平面内 ；73 剪切 ； 拉伸 ；7 4 （4） ； 75 （3） ；76 答：按铆缝性能的不同分为强固铆缝，强密铆缝和紧密铆缝。强固铆缝用于以铆接强度为基本要求的铆缝；强密铆缝用于不但要求具有足够的强度，而且要求保证良好的紧密性的铆缝；紧密铆缝用于仅以紧密性为基本要求的铆缝。77 答：铆钉连接的破坏形式为铆钉被剪断，被铆板挤压、剪切、拉伸等破坏。校核铆钉连接时，应校核被铆件的拉伸强度条件，校核被铆件孔壁的挤压强度条件，以及校核铆钉的剪切强度条件，见教材中式（7
18、1）、（72）、（73）。78 答：焊缝的强度与被焊件本身的强度之比，称为焊缝强度系数。对于对接焊缝，当焊缝与被焊件边线的夹角 45时，焊缝的强度将不低于母板的强度。79 答：当焊接结构中有角钢等构件时，因为角钢截面的形心在角钢宽度方向上是不对称的，应该采用不对称侧面焊缝，两侧焊缝的长度按式（75）计算。710（略）711（略）712 答：过盈连接的装配方法有压入法和胀缩法，在过盈量相同的情况下，采用胀缩法装配的过盈连接，可减少或避免损伤配合表面，因此紧固性好。713 答：过盈连接的承载能力是由连接的结构尺寸，过盈量、材料的强度以及摩擦系数、表面粗糙度、装配方法等共同决定的。714 答：可主要
19、采取以下几种措施来提高连接强度：增大配合处的结构尺寸，从而可减小过盈量，降低连接件中的应力；增大包容件和被包容件的厚度，可提高连接强度；改用高强度的材料；提高配合面的摩擦系数，从而减小过盈量。715 解：1确定许用应力被铆件的材料为 Q235，查表 7-1，取 = 210MPa ， p = 420MPa 。铆钉的材料为 Q215，查表7-1，取 = 180MPa 。2验算被铆件的强度被铆件上的拉伸应力可由下式简化计算。其中 d = 2 = 210 = 20mm 。F 3 = d = 200 10 = 166.7MPa 被铆件上的挤压应力 (b 3 ) (180 3 20) 10200 103
20、p =F= = 142.9MPa 满足强度条件。d z20 10 712p1验算铆钉的剪切强度4F 3满足强度条件。716 解：1确定许用应力 = 2d z = 4 200 10 2 20 7= 90.9MPa 被焊件的材料为 Q235，采用普通方法检查焊缝质量，查表 7-3，取 = 180MPa ， = 140MPa 。2校核焊缝强度对接焊缝和搭接焊缝所能承受的载荷分别为F1 b = 17012180 = 367200NF2 0.7b1 = 0.7 80 12 140 = 94080N焊缝所能承受的总载荷F=F1+ F2= 367200 + 94080 = 461280N 461kN焊缝所受
21、到的工作载荷 F = 400kN F ，满足强度条件。717 解：1计算最小过盈量 min+0.046 +0.169过盈连接的配合为 H7/s6，查手册得孔公差为 250 0。轴公差为 250 +0.140 ，最小有效过盈量min= 140 46 = 94m 。查表 7-6，表面粗糙度 R a= 0.8m 对应于 R z= 3.2m 。由公式（7-12），采用压入法和胀缩法装配得到的最小过盈量分别为 = = +压入法： minmin 2 min 0.8(Rz1Rz2)胀缩法：= 94 0.8 (3.2 + 3.2) =min= min= 94m88.9 m2计算配合面间的最小径向压力 p mi
22、n包容件的材料为铸锡磷青铜，查得 E 2= 1.13105MPa ， 2= 0.35 。被包容件的材料为铸钢，查得E1= 2 105MPa ， 1= 0.3 。两者的刚度系数分别为2 + 2 2 + 2= d d 250 210c 1 = 0.3 = 5.491 2 2 1 2 2d d12 2250 210+ 2 + 2c = d2d + =280 250 + 0.35 = 9.212 2 2 2 2 2d2d280 250由公式（7-11），采用两种方法装配，配合面间的最小径向压力分别为压入法： pmin= d( c1minc2+ 3=88.95.49+ 9.21 3= 3.26MPaE
23、E ) 10 250 ( 5 5 ) 10胀缩法： pmin=1250 (25.49 594+ 9.2152 10=3) 101.13 103.45MPa2 103计算允许传递的最大转矩 T 1.13 10由公式（7-9 ），两种装配方法允许传递的最大转矩分别为13压入法： T 2Pmind lf2= 3.26 2502 60 0.12= 1920N m胀缩法：718（略）719 解：T 3.45 2502 60 0.12= 2032N m1计算切向键连接传递的转矩根据轴径 d = 100mm ，查手册得普通切向键的尺寸为：t = 9mm ，取 c = 0.7mm ， f = 0.15 ，l
24、= 150mm ，由公式（6-4 ）普通切向键连接所允许传递的转矩1T (0.5 f + 0.45)dl(t c) 1=100011000 (0.5 0.15 +p0.45)100 150 (9 0.7)100 = 6536N m2计算渐开线花键连接传递的转矩渐开线花键的参数为： z = 19 ， h = m = 5mm， l = 150mm ， d m= mz = 519 = 95mm ，取 = 0.75。由公式（6-5 ），渐开线花键连接所允许传递的转矩T2 1 =zhldmp1 0.75 19 5 150 95100 = 50766N m20003计算 Z2 型胀套连接传递的转矩2000
25、根据轴径 d = 100mm ，查手册得 Z2 型胀套的额定转矩 T = 9.6kN m ，查表 6-4，两个 Z2 型胀套串联使用时的额定载荷系数 m = 1.8 ，总额定转矩Tn = mT = 1.8 9.6 103 = 17280N m720 解：1计算螺栓连接传递的转矩螺栓的性能等级为 8.8 级，查表 5-8， s= 640MPa 。按螺栓连接受静载荷，不控制预紧力，查表5-10，取 s = 5 ，则许用应力 = s/ s = 640 / 5 = 128MPa 。查手册，M8 螺栓 d 1= 6.647mm ，由公式（5-28），螺栓连接的预紧力2d 1=2 F01.346.647
26、1281.34= 3416.7N取 f = 0.15， K s= 1.2 ，由公式（ 5-10），螺栓连接所允许传递的转矩zF0f rT i=1Ksi = F0fzD0/ 2=Ks3416.7 0.15 4 901.22=2计算平键连接传递的转矩 76876N mm76.9N m根据轴径 d = 30mm ，查表 6-1，得 A 型平键的尺寸为： b = 8mm ， h = 7mm ，取 L = 50mm ，l = L b = 50 8 = 42mm ， k = 0.5h = 0.5 7 = 3.5mm ，按键连接受静载荷，联轴器材料为铸铁，查表 6-2，取 p = 75MPa ，由公式（ 6
27、-1），平键连接所允许传递的转矩T kldp =3.5 42 302000200075 = 165N m由以上的计算结果可知，此联轴器允许传递的最大静转矩 T = 76.9N m 。14第八章 带转动81 （2） ；8 2 （3） ；（3） ；83 拉应力，离心拉应力，弯曲应力 ； 1+b1+c；带的紧边开始绕上小带轮 ；84 （2） ；8 5 预紧力 F0 、包角 和摩擦系数 f ；86（略）87 答：P0随小带轮转速增大而增大，当转速超过一定值后，P 0随小带轮转速的进一步增大而下降。这是因为 P=F ev，在带传动能力允许的范围内，随着小带轮转速的增大（带速 v 增大）带传递的功率增大。
28、然而当转速超过一定值后，由于离心力的影响，使得带所能传递的有效拉力 Fe 下降，因此，小带轮转速进一步增大时，带的传动能力 P 0下降。88（略）89 答：V 带绕在带轮上，顶胶变窄，底胶变宽，宽度不改变处称为带的节宽 b P。把 V 带套在规定尺寸的测量带轮上，在规定的张紧力下，沿 V 带的节宽巡行一周的长度即为 V 带的基准长度 L d。V 带轮的基准直径是指带轮槽宽尺寸等于带的节宽尺寸处的带轮直径。810 答：若大带轮上的负载为恒功率负载，则转速高时带轮上的有效拉力小，转速低时有效拉力大。因此，应当按转速为 500r/min 来设计带传动。若大带轮上的负载为恒转矩负载，则转速高时输出功率
29、大，转速低时输出功率小。因此，应当按转速为 1000r/min 来设计带传动。811 答：因为单根普通 V 带的基本额定功率 P 0是在 i=1 （主、从动带轮都是小带轮）的条件下实验得到的。当 i1 时，大带轮上带的弯曲应力小，对带的损伤减少，在相同的使用寿命情况下，允许带传递更大一些的功率，因此引入额定功率增量P 0。812 答：摩擦系数 f 增大，则带的传动能力增大，反之则减小。这样做不合理，因为若带轮工作面加工得粗糙，则带的磨损加剧，带的寿命缩短。813 答：在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变形以及传递动力时松、紧边的拉力差造成的，是带在轮上的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有的，
30、是不可避免的。弹性滑动使带传动的传动比增大。当带传动的负载过大，超过带与轮间的最大摩擦力时，将发生打滑，打滑时带在轮上全面滑动，打滑是带传动的一种失效形式，是可以避免的。打滑首先发生在小带轮上，因为小带轮上带的包角小，带与轮间所能产生的最大摩擦力较小。814 答：小带轮的基准直径过小，将使 V 带在小带轮上的弯曲应力过大，使带的使用寿命下降。小带轮的基准直径过小，也使得带传递的功率过小，带的传动能力没有得到充分利用，是一种不合理的设计。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
31、当避免。815 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15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 F 0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 F 0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
32、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。816 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）d d2 减小，V 带传动的工作能力没有提高（ P 0，K L，K a，P 0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） d d1 增大，V 带传动的工作能力提高（ P 0增大 30%左右， K L， K
33、a， 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。故该方案不合理。817 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。818 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。819（略）820 解：由公式（8-22），带的基准长度L = 2a + +( d d) + (d d 2 d d1 )2d
34、 0= 2+d 1d 2+4a(400 140 )2 =2 815 2 (140 + 400 ) 4 8152499 mm查表 8-2 ， L d= 2500mm ，由公式（8-7 ），小带轮的包角d d 1 = 180 d 2 a d 1 =57 .5 180 400 140815 57 .5 = 161 .7查表 8-5 ， K =0.95 ，查表 8-2 ， K L= 1.09 。查表 8-4a， P 0= 2.28kW 。查表 8-4b，P 0= 0.17kW ，查表 8-7 ，取 KA= 1.2 。带的计算功率 P ca= KAP ，由公式（8-26），带所允许传递的功率821 解：
35、P = z ( P0 + P0) K KKAL = 4 ( 2 .28 + 0 .17 ) 0 .95 1 .091 .2 = 8 .46 kW查表 8-7 ，取 KA= 1.2 。带传动的计算功率Pca= KAP = 1.2 3.6 = 4.32kW度查图 8-11 ，由 Pca= 4.32kW ， n 1= 1440r/min ，选取 A 型普通 V 带。由公式（8-22），带的基准长16Ld 0 = 2a 0 + 2 (dd 1 + d d 2 ) +(d d 2 d4a0d 1 )22= 2 530+ (90 + 250 ) +(250 90 ) = 1606 mm2 4 530查表
36、8-2 ， Ld= 1600mm ， a a 0，由公式（ 8-7），小带轮的包角 = 180 d d 2 dd 1 57 .5 = 18025090 57 .5 = 162 .61 a 530查表 8-5，取 K =0.955 ，查表 8-2，取 K L= 0.99 ，查表 8-4a，取P0= 0.17kW ，由公式（8-26 ），带的根数P 4 .32P0= 1.07kW 。查表 8-4b，取z = ( P ca+ P K K = = 3 .68取 z = 4 ，型号为 A 型。822 解：0 0 ) L (1 .07+ 0 .17 ) 0 .955 0 .99由公式（8-4 ），带传动的
37、有效拉力 Fe=P = 7.5 =1000 1000v10 750N由公式（8-3 ），有效拉力 Fe= F = F 。因此，带的松边拉力和紧边拉力分别为F12= 2F2 F22由公式（8-1 ），带的初拉力F2= Fe= 750N ；1 1F1= 2F2= 1500N823（略）824 答：F0= 2 ( + F ) =F122 (1500 + 750) = 1125N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。825 解第九章 链转动91 （3）
38、 ；9 2 内链板与套筒 ；外链板与销轴 ；滚子与套筒 ；套筒与销轴 ；93 销轴与套筒 ； 94 越高 ；越大 ；越少 ；95 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 ；96（略）97 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。98 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。99 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
39、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。910 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。911 答：链传动为链轮和链条的啮合传动，平均传动比 i 12= z2/ z1为常数。由于链传动的多边形效应，瞬时传动比 i s是变化的。912 答：链传动的额定功率曲线的实验条件和修正项目见教材（176177 页）。913 答：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p = d sin180可知，当 d 一z定时，齿数
40、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。914 答：小链轮的齿数 z 1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，z 1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 z 1过大将使的大链轮齿数 z 2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。915 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。916 答：链传动的中心距一般取为 a 0=(3050)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。
