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1第九章9-2.写出下列材料的名称，并按小尺寸试件查出该材料的抗拉强度σB（Mpa）、屈服极限σS（Mpa）、延伸率δ(%):Q235,45,40MnB,ZG270-500,HT200,QT500-7,ZCuSn10P1,ZAlSi12.解：如图所示牌号名称抗拉强度屈服极限延伸率Q235碳素结构钢3752352645优质碳素结构钢6003551640MnB合金结构钢98078510ZG270-500铸钢50027018HT200灰铸铁195----------QT500-7球墨铸铁5003207ZCuSn10P1铸造锡青铜3301703ZAlSi12铸造铝合金145----4ZCuSn10Pb1砂型铸造时抗拉强度为200MPa,屈服强度为100MPa,伸长率为3%,布氏硬度为HBS785;金属型铸造时抗拉强度为310MPa,屈服强度为170MPa,伸长率为2%,布氏硬度为HBS885;离心铸造时抗拉强度为330MPa,屈服强度为170MPa,伸长率为4%,布氏硬度为HBS785;连续铸造时抗拉强度为360MPa,屈服强度为170MPa,伸长率为6%,布氏硬度为HBS885;9-4.如题9-4图所示夹钳弓架的材料为45钢，已知尺寸a=65mm,b=16mm,h=50mm,试按弓架强度计算夹钳所能承受的最大夹紧力F(计算时取安全系数S=2)并绘出应力分布图。题9-4图解：查教材表9-1，45钢的屈服极限σS=355Mpa2许用应力[σ]=S==177.5Mpa把夹紧力F向截面中心转化，则有拉力F和弯距M=F(a+h/2)=Fx(65+50/2)=90F截面面积A=bh=16x50=800mm2抗弯截面模量W===6666.67mm3σ+=()177.5则最大夹紧力F=12034N应力分布图如图所示图9.3题9-4解图9-16．如题9-16图所示，活塞销两端与活塞孔为过渡配合，活塞销中段与连杆孔为间隙配合。（1）绘制轴与孔的公差带图；（2）说明它们是哪一种基准制，为什么要采用这种基准制。3题9-16图解：（1）公差带图见题9-16解图，查表得的极限偏差为，的极限偏差为M极限偏差为（2）均采用的是基轴制，当同一尺寸的轴段要与多个有不同配合要求的孔相结合而形成不同的配合性质时，则宜采用基轴制，图中所示的活塞销，它与活塞孔的配合为过渡配合，而与连杆衬套的配合为间隙配合，如要采用基孔制，则要把活塞销加工成两头大中间小的阶梯轴，显然不利于加工及装配4题9-16解图第十章10-12.试计算一起重器的螺杆和螺母的主要尺寸。已知起重量Fa=30KN,最大举起高度=550mm,螺栓杆用45号钢，螺母用铝青铜ZCuAl10Fe3.解：选用梯形螺纹（1）根据耐磨性初选参数：1.5，查表10-8，螺旋副的许用压强[p]=15~25Mpa,取[p]=20Mpa，则螺纹中径的设计公式为：d20.8√mm=0.8x√mm=25.29mm查手册，选取梯形螺纹GB/5796.1-1986，选取公称直径d=28mm,中径d2=25.5mm,小径d1=23mm,螺距p=5mm.(2)初选螺母，初步计算螺母的高度H=d2=1.5x25.5=38.25mm则螺栓与螺母接触的螺纹圈数为:z===7.65取z=8螺母高度为H=zp=8x5=40mm,系数===1.57(3)校核耐磨性，螺纹的工作高度为：h=0.5p=0.5x5=2.5mm则螺纹接触处的压强为：p===18.7Mpa[p]合适5(4)校核螺杆稳定性，起重器的螺母端为固定端，另一端为自由端，故取，螺杆危险截面的惯性半径i===5.75,螺杆的最大工作长度为L=550mm,则螺杆的长细比为：===191.3所以临界载荷为FC===1475KN取安全系数S=4，则:S=368.7=30KN不会失稳（5）校核螺纹牙强度，对于梯形螺纹，则有：B=0.65p=0.65x5=3.25===15.9Mpa对于青铜螺母，取[]=30~40Mpa,[],合适。第十一章11-3．单级闭式直齿圆柱齿轮传动中，小齿轮的材料为45钢调质处理，大齿轮的材料为ZG310-570正火，P=4kW,n1=720r/min,m=4mm,z1=25,z2=73,b1=84mm,b2=78mm,单向转动，载荷有中等冲击，用电动机驱动，试验算此单级传动强度。解：软齿面闭式齿轮传动应分别验算其接触强度和弯曲强度。（1）许用应力查教材表11-1,取小齿轮45钢调质的接触疲劳极限σ=600Mpa,弯曲疲劳极限为σ=450Mpa；取大齿轮ZG270-500正火,接触疲劳极限6σ=300Mpa,弯曲疲劳极限为σ=240Mpa；由表11-5，取SH=1.1;SF=1.25;则：[σ]=S=Mpa=545Mpa[σ]=S=Mpa=273Mpa[σ]=S=Mpa=360Mpa[σ]=S=Mpa=192Mpa（2）按齿面接触强度验算，取载荷系数K=1.5(表11-3)，小齿轮上的转矩：T1=9.55X106X=9.55X106XN.mm=5.3x104N.mm取ZE=188(表11-4)，标准齿轮ZH=2.5，d1=mz=4x25=100mm,u===2.92因此：σ=ZEZH√=188x2.5√=260Mpa545Mpa[σ]因此，接触强度满足要求（3）验算齿轮弯曲强度：查表11-8得出齿形系数YFa1=2.73YSa1=1.58YFa2=2.27YSa2=1.75因此：σ===20.4Mpa[σ]7σ=σ=20.4x=18.8Mpa[σ]弯曲强度满足要求综上所述，该齿轮传动满足强度要求。11-16．在题11-15图中，试画出作用在斜齿轮3和锥齿轮2上的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr的作用线和方向。题11-15图解：见下图：对于锥齿轮2，为从动轮，径向力总是从作用点指向其转动中心，水平向右；圆周力与其转动方向相同，从纸面向外；锥齿轮轴向力从小端指向大端，垂直向下；对于斜齿轮3，为主动轮，圆周力与其转向方向相反，转向向里，圆周力向外；径向力指向转动中心。考虑II轴的受力，轴向力应向上。8题11-16解图第12章12-1.计算例12-1的蜗杆和蜗轮的几何尺寸。（例12-1.在带传动和蜗杆传动组成的传动系统中，初步计算后取蜗杆模数，m=4mm,头数z1=2,分度圆直径d1=40mm,蜗轮齿数z2=39,试计算蜗杆直径系数q,导程角及蜗杆传动的中心距）解：有例12-1可得：蜗杆的直径系数q=10导程角=11.3099中心距a=98mm且m=4mmz1=2d1=40mmz2=39因此可以求得有关的几何尺寸如下：蜗轮的分度圆直径：d2=mz2=4x39mm=156mm蜗杆的分度圆直径：d1=mq=4x10mm=40mm蜗轮和蜗杆的齿顶高：ha=m=4mm蜗轮和蜗杆的齿根高:hf=1.2m=1.2x4mm=4.8mm蜗杆齿顶圆直径：da1=m(q+2)=4x(10+2)mm=48mm蜗轮喉圆直径：da2=m(z2+2)=4x(39+2)mm=164mm蜗杆齿根圆直径:df1=m(q-2.4)=4x(10-2.4)mm=30.4mm蜗轮齿根圆直径：df2=m(z2-2.4)=4x(39-2.4)mm=146.4mm9蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距:pa1=pt2=px=m=4x3.14mm=12.56mm径向间隙:c=0.20m=0.20x4mm=0.8mm12-2.如题12-2图所示，蜗杆主动，T1=20Nm,m=4mm,z1=2,d1=50mm,蜗轮齿数z2=50,传动的啮合效率。试确定：（1）蜗轮的转向（2）蜗杆与蜗轮上作用力的大小和方向。题12-2图解：（1）从图示看，这是一个左旋蜗杆，蜗杆主动，因此用左手握杆，四指指向n1方向，大拇指指向为蜗杆轴向力方向Fa1（垂直纸面向里），Fa1与蜗轮圆周力平衡，因此蜗轮方向垂直纸面向外，作为蜗轮旋转的驱动力，因此蜗轮旋转方向为顺时针。蜗轮蜗杆受10力如图：题12-2解图（2）由题意，根据已知条件，可以得到蜗轮上的转矩为T2=T1=T1=20x0.75x=375Nm蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力大小相等，方向相反，即：Ft1=Fa2==800N蜗杆的轴向力与蜗轮的圆周力大小相等，方向相反，即：d2=mz2=4x50mm=200mmFa1=Ft2==3750N蜗杆的径向力与蜗轮的径向力大小相等，方向相反，即Fr1=Fr2=Fr2tan=3750Xtan20=1364.89N11第13章13-1.一平带传动，已知两带轮直径分别为150mm和400mm，中心距为1000mm,小轮主动、转速为1460r/min。试求：（1）小轮包角；（2）带的几何长度；（3）不考虑带传动的弹性滑动时大轮的转速；（4）滑动率=0.015时大轮的实际转速。解：（1）小轮的包角：d1=150mm,d2=400mm=180—x57.3=180—x57.3=165.675(2)带的几何长度:L=2a+()+=2x1000+()+=2879.125mm(3)不考虑带传动的弹性滑动时大轮的转速:n2===547.5r/min（4）滑动率=0.015时大轮的实际转速:n2=(1-)=547.5x(1-0.015)=539.3r/min