应力、降低硬度，便于切削。
正火：将钢加热到一定温度，保温一定时间后，空冷或风冷的热处理方法。可消除内应力，降低硬度，便
于切削加工；对一般零件，也可作为最终热处理，提高材料的机械性能。
淬火：将钢加热到一定温度，保温一定时间后，浸入到淬火介质中快速冷却的热处理方法。可提高材料的
硬度和耐磨性，但存在很大的内应力，脆性也相应增加。淬火后一般需回火。淬火还可提高其抗腐蚀性。
调质：淬火后加高温回火的热处理方法。可获得强度、硬度、塑性、韧性等均较好的综合力学性能，广泛
应用于较为重要的零件设计中。
表面淬火：迅速将零件表面加热到淬火温度后立即喷水冷却，使工件表层淬火的热处理方法。主要用于中
碳钢或中碳合金钢，以提高表层硬度和耐磨性，同时疲劳强度和冲击韧性都有所提高。
渗碳淬火：将工件放入渗碳介质中加热，并保温一定时间，使介质中的碳渗入到钢件中的热处理方法。适
合于低碳钢或低碳合金钢，可提高表层硬度和耐磨性，而仍保留芯部的韧性和高塑性。
9-2
解 见下表
9-3解查教材表 9-1，Q235的屈服极限
查手册 GB706-88标准，14号热轧工字钢的截面面积
则拉断时所所的最小拉力为
9-4解 查教材表9-1，45钢的屈服极限
许用应力
把夹紧力 向截面中心转化，则有拉力 和弯距
截面面积
抗弯截面模量
则最大夹紧力
应力分布图如图所示
图 9.3 题9-4解图
9-5解 查手册角
，查手册退刀槽宽度 ，沟槽直径 ，过渡圆
半径，尾部倒角 设所用螺栓为标准六角头螺栓，对于 的螺栓，最
小中心距 ，螺栓轴线与箱壁的最小距离 。
9-6解 查手册，当圆轴 时，平键的断面尺寸为 且轴上键槽尺寸 、轮毂键
槽尺寸。
图 9.5 题9-6解图
9-7解 （1）取横梁作为示力体，当
位于支承
右侧
处时
由 得
由 得
由 得
由 得
（ 2）横梁弯矩图
图 9.7 题9-7解图
（ 3）横梁上铆钉组的载荷
力矩
水平分力
垂直分力
9-8解 水平分力在每个铆钉上产生的载荷
垂直分力 在每个铆钉上产生的载荷
力矩 在每个铆钉上产生的载荷
各力在铆钉上的方向见图所示
图 9.9 题9-8解图
根据力的合成可知，铆钉 1的载荷最大
9-9解 铆钉所受最大载荷
校核剪切强度
校核挤压强度
均合适。
9-10解 支承 可用铸铁HT200或铸钢ZG270-500。其结构立体图见图。
图 9.10 题9-10解图
支承 的可能失效是回转副的磨损失效，或回转副孔所在横截面处拉断失效。
9-11解 （ 1）轮齿弯曲应力可看成是脉动循环变应力。
（ 2）大齿轮循环次数
（ 3）对应于循环总次数 的疲劳极限能提高
提高了 1.24倍。
9-12答 由图5-1可见，惰轮4的轮齿是双侧受载。当惰轮转一周时，轮齿任一侧齿根处的弯曲应力的变化
规律：未进入啮合，应力为零，这一侧进入啮合时，该侧齿根受拉，并逐渐达到最大拉应力，然后退出啮
合，应力又变为零。接着另一侧进入啮合，该侧齿根受压，并逐渐达到最大压应力，当退出啮合时，应力
又变为零。所以，惰轮4轮齿根部的弯曲应力是对称循环变应力。
9-13答 在齿轮传动中，轮齿工作面上任一点所产生的接触应力都是由零（该点未进入啮合）增加到一最
大值（该点啮合），然后又降低到零（该点退出啮合），故齿面表面接触应力是脉动循环变应力。
9-14解 （ 1）若支承可以自由移动时，轴的伸长量
（ 2）两支承都固定时，因轴的温升而加在支承上的压力
9-15 基孔制优先配合为 、 、 、 、 、 、 、 、、
、 ，试以基本尺寸为 绘制其公差带图。
图 9.13 题9-15解图
9-16答 （1）公差带图见题9-16解图。
（ 2）、 均采用的是基轴制，主要是为了制造中减少加工孔用的刀具品种。、 、
图 9.15 题9-16解图
10-1证明 当升角与当量摩擦角 符合 时，螺纹副具有自锁性。
当 时，螺纹副的效率
所以具有自锁性的螺纹副用于螺旋传动时，其效率必小于 50%。 10-2解 由教材表10-1、表10-2查得
，粗牙，螺距 ，中径
螺纹升角
，细牙，螺距 ，
中径
螺纹升角
对于相同公称直径的粗牙螺纹和细牙螺纹中，细牙螺纹的升角较小，更易实现自锁。 10-3解 查教材表10-1得
粗牙 螺距 中径 小径
螺纹升角
普通螺纹的牙侧角 ，螺纹间的摩擦系数
当量摩擦角
拧紧力矩
由公式 可得预紧力
拉应力
查教材表 9-1得 35钢的屈服极限
拧紧所产生的拉应力已远远超过了材料的屈服极限，螺栓将损坏。
10-4解 （1）升角
当量摩擦角
工作台稳定上升时的效率：
（ 2）稳定上升时加于螺杆上的力矩
（ 3）螺杆的转速
螺杆的功率
（ 4）因 ，该梯形螺旋副不具有自锁性，欲使工作台在载荷 作用下等速下降，
需制动装置。其制动力矩为
10-5解 查教材表9-1得 Q235的屈服极限 ，
查教材表 10-6得，当控制预紧力时，取安全系数
由许用应力
查教材表 10-1得 的小径
由公式 得
预紧力
由题图可知 ，螺钉个数 ，取可靠性系数
牵曳力
10-6解 此联接是利用旋转中间零件使两端螺杆受到拉伸 ,故螺杆受到拉扭组合变形。
查教材表 9-1得，拉杆材料Q275的屈服极限 ，
取安全系数 ，拉杆材料的许用应力
所需拉杆最小直径
查教材表 10-1，选用螺纹 （ ）。
10-7解 查教材表 9-1得，螺栓35钢的屈服极限 ，
查教材表 10-6、10-7得螺栓的许用应力
查教材表 10-1得， 的小径
螺栓所能承受的最大预紧力
所需的螺栓预紧拉力
则施加于杠杆端部作用力 的最大值
10-8解 在横向工作载荷 作用下，螺栓杆与孔壁之间无间隙，螺栓杆和被联接件接触表面受到
挤压；在联接接合面处螺栓杆则受剪切。
假设螺栓杆与孔壁表面上的压力分布是均匀的，且这种联接的预紧力很小，可不考虑预
紧力和螺纹摩擦力矩的影响。
挤压强度验算公式为：
其中 ； 为螺栓杆直径。
螺栓杆的剪切强度验算公式
其中 表示接合面数，本图中接合面数 。
10-9解 （ 1）确定螺栓的长度
由教材图 10-9 a）得：螺栓螺纹伸出长度
螺栓螺纹预留长度
查手册选取六角薄螺母 GB6172-86 ，厚度为
垫圈 GB93-87 16，厚度为
则所需螺栓长度
查手册中螺栓系列长度，可取螺栓长度
螺栓所需螺纹长度 ，
取螺栓螺纹长度
（ 2）单个螺栓所受横向载荷
（ 3）螺栓材料的许用应力
由表 9-1查得 被联接件HT250的强度极限
查表 10-6取安全系数
被联接件许用挤压应力
查教材表 9-1得 螺栓35钢的屈服极限 ，
查表 10-6得螺栓的许用剪切应力
螺栓的许用挤压应力
（ 4）校核强度
查手册，六角头铰制孔用螺栓 GB28-88 ，其光杆直径
螺栓的剪切强度
最小接触长度：
挤压强度
所用螺栓合适。
10-10解 （ 1）每个螺栓所允许的预紧力
查教材表 9-1得 45钢的屈服极限 ，
查教材表 10-6、10-7得，当不能严格控制预紧力时，碳素钢取安全系数
由许用应力
查教材表 10-1得 的小径
由公式 得
预紧力
（ 2）每个螺栓所能承担的横向力
由题图可知 ，取可靠性系数
横向力
（ 4）螺栓所需承担的横向力
（ 5）螺栓的个数
取偶数 。
在直径为 155的圆周上布局14个 的普通螺栓，结构位置不允许。
10-11解 （ 1）初选螺柱个数
（ 2）每个螺柱的工作载荷
（ 3）螺柱联接有紧密性要求，取残余预紧力
（ 4）螺柱总拉力
（ 5）确定螺柱直径
选取螺柱材料为 45钢，查表9-1得 屈服极限 ，
查教材表 10-6得，当不能严格控制预紧力时，暂时取安全系数
许用应力
螺栓小径
查教材表 10-1，取 螺栓（ ），由教材表10-7可知取安全系数 是合
适的。
（ 6）确定螺柱分布圆直径
由题 10-11图可得
取。
（ 7）验证螺柱间距
所选螺柱的个数和螺柱的直径均合适。
10-12解 （ 1）在力作用下，托架不应滑移，设可靠性系数 ，接合面数 ，此时每个
螺栓所需的预紧力
（ 2）在翻转力矩 作用下，此时结合面不应出现缝隙。托架有绕螺栓组形心轴线O-O翻转的趋势，上
边两个螺栓被拉伸，每个螺栓的轴向拉力增大了 ，下边两个螺栓被放松，每个螺栓的轴向力减小了
，则有力的平衡关系 ，故可得
为使上边两个螺栓处结合面间不出现缝隙，也即残余预紧力刚为零，则所需预紧力
（ 3）每个螺栓所需总的预紧力
（ 4）确定螺栓直径
选取螺栓材料为 35钢，查教材表9-1屈服极限 ，
查教材表 10-6得，当不能严格控制预紧力时，暂时取安全系数
许用应力
螺栓小径
查教材表 10-1，取 螺栓（ ），由教材表10-7可知取安全系数 也是合适
的。
10-13解 (1)计算手柄长度
查手册 ,梯形螺纹GB5796-86，公称直径，初选螺距 ,则中径 ，
小径
螺纹升角
当量摩擦角
所需的转矩
则 ,手柄的长度
(2)确定螺母的高度
初取螺纹圈数 ,则
螺母的高度
这时 处于1.2～2.5的许可范围内。
10-14解 选用梯形螺纹。
（ 1）根据耐磨性初选参数
初选
查表 10-8 螺旋副的许用压强 ，取
查手册，选取梯形螺纹 GB5796-86，选取公称直径 ，中径 ，小径 ，
螺距。
（ 2）初选螺母
初步计算螺母的高度
则螺栓与螺母接触的螺纹圈数 ，取
螺母的高度
系数
（ 3）校核耐磨性
螺纹的工作高度
则螺纹接触处的压强
合适。
（ 4）校核螺杆的稳定性
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
，螺杆的最大工作长度 ，则
螺杆的长细比
临界载荷
取 安全系数
，不会失稳
（ 5）校核螺纹牙强度
对于梯形螺纹
对于青铜螺母
10-15解 （ 1）初选螺纹直径
，合适。
查手册，选取梯形螺纹 GB5796-86，选取公称直径 ，中径 ，小径 ，
螺距。
（ 2）验证其自锁性
螺纹升角
当量摩擦角 ，所以满足自锁条件。
（ 3）校核其耐磨性
设 螺栓与螺母参加接触的螺纹圈数 ，
则 螺母的高度 ， ，处于1.2～2.5的许可范围内。
螺纹的工作高度
则螺纹接触处的压强
查教材表 10-8，钢对青铜许用压强 ，合适。
（ 4）校核螺杆强度
取 ，则所需扭矩
则危险截面处的强度
对于 45 钢正火，其许用应力 ，故合适。
（ 5）校核螺杆的稳定性
压力机的螺母端为固定端，另一端为铰支端，故取 ，螺杆危险截面的惯性半径
，螺杆的最大工作长度 ，则螺杆的长细比 ，
不会失稳。
（ 6）校核螺纹牙强度
对于梯形螺纹
对于青铜螺母 ，合适。
（ 7 ）确定手轮的直径
由 得
10-16解 （ 1）选用A型平键，查教材表10-9，由轴的直径 可得平键的截面尺寸
，；由联轴器及平键长度系列，取键的长度 。其标记为：键
GB1096-79
（ 2）验算平键的挤压强度
由材料表 10-10查得，铸铁联轴器的许用挤压应力
A型键的工作长度
，使用平键挤压强度不够，铸铁轴壳键槽将被压溃。这时可使轴与联轴器孔之间采用过盈配
合，以便承担一部分转矩，但其缺点是装拆不便。也可改用花键联接。 10-17解 （ 1）选择花键
根据联轴器孔径 ，查手册可知花键小径 最接近，故选择矩形花键的规格为 花键
GB1144-87
花键的齿数 、小径 ，大径 ，键宽 ，键长取 ，倒角
.
（ 2）验算挤压强度
取载荷不均匀系数
齿面工作高度
平均半径
查教材表 10-11，在中等工作条件Ⅱ、键的齿面未经热处理时，其许用挤压应力 ，
故合适。
11-1 解 1）由公式可知：
轮齿的工作应力不变，则
则，若 ，该齿轮传动能传递的功率
11-2解 由公式
可知，由抗疲劳点蚀允许的最大扭矩有关系：
设提高后的转矩和许用应力分别为 、
当转速不变时，转矩和功率可提高 69%。
11-3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小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮ZG270-500正火硬
度：140～170HBS，取155HBS。
查教材图 11-7，
查教材图 11-10 ,
查教材表 11-4取 ，
故：
（ 2）验算接触强度，验算公式为：
其中：小齿轮转矩
载荷系数 查教材表11-3得
齿宽
中心距
齿数比
则：
、 ，能满足接触强度。
（ 3）验算弯曲强度，验算公式：
其中：齿形系数：查教材图 11-9得 、
则 ：
满足弯曲强度。
11-4解 开式齿轮传动的主要失效形式是磨损，目前的设计方法是按弯曲强度设计，并将许用应力
降低以弥补磨损对齿轮的影响。
（ 1）许用弯曲应力 查教材表11-1小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮 45钢正火硬度：170～210HBS，取190HBS。查教材图11-10得
,
查教材表 11-4 ，并将许用应用降低30%
故
（ 2）其弯曲强度设计公式：
其中：小齿轮转矩
载荷系数 查教材表11-3得
取齿宽系数
齿数 ，取
齿数比
齿形系数 查教材图 11-9得 、
因
故将 代入设计公式
因此
取模数
中心距
齿宽
11-5解 硬齿面闭式齿轮传动的主要失效形式是折断，设计方法是按弯曲强度设计，并验算其齿面接触
强度。
（ 1）许用弯曲应力
查教材表 11-1，大小齿轮材料40Cr 表面淬火硬度：52～56HRC，取54HRC。查教材图11-10得
，查材料图11-7得 。查教材表11-4 ，
因齿轮传动是双向工作，弯曲应力为对称循环，应将极限值乘 70%。
故
（ 2）按弯曲强度设计，设计公式：
其中：小齿轮转矩
载荷系数 查教材表11-3得
取齿宽系数
齿数 ，取
齿数比
齿形系数 应将齿形系数较大值代入公式，而齿形系数值与齿数成反比，将小齿轮的齿形系数代入设计公
式，查教材图 11-9得
因此
取模数
（ 3）验算接触强度，验算公式：
其中：中心距
齿宽 ，取
满足接触强度。
11-6解 斜齿圆柱齿轮的齿数与其当量齿数 之间的关系：
（ 1）计算传动的角速比用齿数 。
（ 2）用成型法切制斜齿轮时用当量齿数 选盘形铣刀刀号。
（ 3）计算斜齿轮分度圆直径用齿数。
（ 4）计算弯曲强度时用当量齿数 查取齿形系数。
11-7解 见题11-7解图。从题图中可看出，齿轮1为左旋，齿轮2为右旋。当齿轮1为主动时按左手定
则判断其轴向力 ；当齿轮2为主动时按右手定则判断其轴向力 。
轮1为主动 轮2为主动时
图 11.2 题11-7解图
11-8解 见题11-8解图。齿轮2为右旋，当其为主动时，按右手定则判断其轴向力方向 ；径向力
总是指向其转动中心；圆向力 的方向与其运动方向相反。
图 11.3 题11-8解图
11-9解 （ 1）要使中间轴上两齿轮的轴向力方向相反，则低速级斜齿轮3的螺旋经方向应与齿轮2的
旋向同为左旋，斜齿轮4的旋向应与齿轮3的旋向相反，为右旋。
（ 2）由题图可知：、 、 、 、
分度圆直径 轴向力
要使轴向力互相抵消，则：
即
11-10解 软齿面闭式齿轮传动应分别校核其接触强度和弯曲强度。
（ 1）许用应力
查教材表 11-1小齿轮40MnB调质硬度：240～280HBS取260HBS；大齿轮35SiMn调质硬度：200～ 260HBS，取230HBS。
查教材图 11-7： ；
查教材图 11-10： ；
查教材表 11-4 取 ，
故：
（ 2）验算接触强度，其校核公式：
其中：小齿轮转矩
载荷系数 查教材表11-3得
齿宽
中心距
齿数比
则：
满足接触强度。
（3）验算弯曲强度，校核公式：
小齿轮当量齿数
大齿轮当量齿数
齿形系数 查教材图 11-9得 、
满足弯曲强度。
11-11解 软齿面闭式齿轮传动应按接触强度设计，然后验算其弯曲强度：
（ 1）许用应力
查教材表 11-1小齿轮40MnB调质硬度：240～280HBS取260HBS；大齿轮45钢调质硬度：210～ 230HBS，取220HBS。
查教材图 11-7： ；
查教材图 11-10： ；
查教材表 11-4 取 ，
故：
（ 2）按接触强度设计，其设计公式：
其中：小齿轮转矩
载荷系数 查教材表11-3得
齿宽系数 取
中心距
齿数比
将许用应力较小者 代入设计公式
则：
取中心距
初选螺旋角
大齿轮齿数 ，取
齿数比：
模数 ，取
螺旋角
（ 3）验算其弯曲强度，校核公式：
小齿轮当量齿数
大齿轮当量齿数
齿形系数 查教材图 11-9得 、
满足弯曲强度。
11-12解 由题图可知： ，
高速级传动比
低速级传动比
输入轴的转矩
中间轴转矩
输出轴转矩
11-13解 硬齿面闭式齿轮传动应按弯曲强度设计，然后验算其接触强度。
（ 1）许用应力
查教材表 11-1齿轮40Cr表面淬火硬度：52～56HRC取54HRC。
查教材图 11-7：
查教材图 11-10：
查教材表 11-4 取 ，
故：
（ 2）按弯曲强度设计，其设计公式：
其中：小齿轮转矩
载荷系数 查教材表11-3得
齿宽系数 取
大齿轮齿数 ，取
齿数比：
分度圆锥角
小齿轮当量齿数
大齿轮当量齿数
齿形系数 查教材图 11-9得 、
则平均模数：
大端模数 取
（ 3）校核其接触强度，验算公式：
其中：分度圆直径
锥距
齿宽 取
则：
满足接触强度。
11-14解 开式齿轮传动只需验算其弯曲强度
（ 1）许用弯曲应力
查教材表 11-1小齿轮45钢调质硬度：210～230HBS取220HBS；大齿轮ZG310-570正火硬度：160～ 200HBS取190HBS。
查教材图 11-10： ；
查教材表 11-4 取 ，
故：
（ 2）校核弯曲强度，验算公式：
其中：小齿轮转矩
载荷系数 查教材表11-3得
分度圆锥角
小齿轮当量齿数
大齿轮当量齿数
齿形系数 查教材图 11-9得 、
分度圆直径
锥距
齿宽系数
平均模数
则：
满足弯曲强度。
11-15解 （ 1）圆锥齿轮2的相关参数
分度圆直径
分度圆锥角
平均直径
轴向力
（ 2）斜齿轮3相关参数
分度圆直径
轴向力
（ 3）相互关系
因 得：
（4）由题图可知，圆锥齿轮2的轴向力 指向大端，方向向下；斜齿轮3的轴向力 方向指向上，转
动方向与锥齿轮2同向，箭头指向右。齿轮3又是主动齿轮，根据左右手定则判断，其符合右手定则，故
斜齿轮3为右旋。
图11.6 题11-16 解图
11-16解 见题 11-16解图。径向力总是指向其转动中心；对于锥齿轮2圆周力与其转动方向相同，对于斜齿轮3与其圆周力方向相反。
12-1解 ：从例 12-1已知的数据有： ， ， ， ， ，
，中心距 ，因此可以求得有关的几何尺寸如下：
蜗轮的分度圆直径：
蜗轮和蜗杆的齿顶高：
蜗轮和蜗杆的齿根高：
蜗杆齿顶圆直径：
蜗轮喉圆直径：
蜗杆齿根圆直径：
蜗轮齿根圆直径：
蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距：
径向间隙：
12-2
图12.3
解 ：（ 1）从图示看，这是一个左旋蜗杆，因此用右手握杆，四指 ，大拇指 ，可以
得到从主视图上看，蜗轮顺时针旋转。（见图12.3）
（ 2）由题意，根据已知条件，可以得到蜗轮上的转矩为
蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力大小相等，方向相反，即：
蜗杆的轴向力与蜗轮的圆周力大小相等，方向相反，即：
蜗杆的径向力与蜗轮的径向力大小相等，方向相反，即：
各力的方向如图 12-3所示。
12-3
图 12.4
解 ：（ 1）先用箭头法标志出各轮的转向，如图12.5所示。由于锥齿轮轴向力指向大端，因此可以判
断出蜗轮轴向力水平向右，从而判断出蜗杆的转向为顺时针，如图12.5所示。因此根据蜗轮和蜗杆的转
向，用手握法可以判定蜗杆螺旋线为右旋。
（ 2）各轮轴轴向力方向如图12.5所示。 12-4解 ：（ 1）根据材料确定许用应力。
由于蜗杆选用 ，表面淬火，可估计蜗杆表面硬度 。根据表12-4，
（ 2）选择蜗杆头数。
传动比 ，查表12-2，选取 ，则
（ 3 ）确定蜗轮轴的转矩
取 ，传动效率
（ 4）确定模数和蜗杆分度圆直径
按齿面接触强度计算
由表 12-1 查得 ， ， ， ， 。
（ 5）确定中心距
（ 6）确定几何尺寸
蜗轮的分度圆直径：
蜗轮和蜗杆的齿顶高：
蜗轮和蜗杆的齿根高：
蜗杆齿顶圆直径：
蜗轮喉圆直径：
蜗杆齿根圆直径：
蜗轮齿根圆直径：
蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距：
径向间隙：
（ 7 ）计算滑动速度 。
符合表 12-4给出的使用滑动速度
（说明：此题答案不唯一，只要是按基本设计步骤，满足设计条件的答案，均算正确。）
12-5解 ：一年按照 300天计算，设每千瓦小时电价为 元。依题意损耗效率为 ，因此
用于损耗的费用为：
12-6解 （1）重物上升 ，卷筒转的圈数为： 转；
由于卷筒和蜗轮相联， 也即蜗轮转的圈数为 圈；因此蜗杆转的转数为：
转。
（ 2）该蜗杆传动的蜗杆的导程角为：
而当量摩擦角为
比较可见 ，因此该机构能自锁。
（ 3）手摇转臂做了输入功，等于输出功和摩擦损耗功二者之和。
输出功 焦耳；
依题意本题摩擦损耗就是蜗轮蜗杆啮合损耗，因此啮合时的传动效率
则输入功应为 焦耳。
由于蜗杆转了 转，因此应有：
即：
可得：
图 12.6
12-7解 蜗轮的分度圆直径：
蜗轮和蜗杆的齿顶高：
蜗轮和蜗杆的齿根高：
蜗杆齿顶圆直径：
蜗轮喉圆直径：
蜗杆齿根圆直径：
蜗轮齿根圆直径：
蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距：
径向间隙：
图 12.7
12-8解 ，取 ， ，则
则油温 ，小于 ，满足使用要求。
13-1解 （ 1 ）
（ 2 ）
=
=2879.13mm
（ 3 ）不考虑带的弹性滑动时，
（ 4 ）滑动率 时，
13-2解（ 1 ）
（ 2 ） =
（ 3 ） = =
13-3解 由图 可知
=
图 13.6 题 13-3 解图
13-4解 （ 1 ）
=
（ 2 ）由教材表 13-2 得 =1400mm
（ 3 ）
13-5解
由教材表 13-6 得
由教材表 13-4 得： △ =0.17kW, 由教材表 13-3 得： =1.92 kW, 由教材表 13-2 得：
,由教材表 13-5 得：
取 z=3
13-6解 由教材表 13-6 得
由图 13-15 得选用 A 型带
由教材表 13-3 得
选
初选
取
=
=1979.03mm
由教材表 13-2 得 =2000mm
由教材表 13-3 得： =1.92 kW， 由教材表 13-4 得： △ =0.17kW 由教材表 13-2 得：
，由教材表 13-5 得：
取 z=4
13-7解 选用 A 型带时，由教材表 13-7 得，
依据例 13-2 可知： ， =2240mm ， a =757mm ，i =2.3 ，
。
由教材表 13-3 得 =2.28 kW， 由教材表 13-4 得： △ =0.17kW， 由教材表 13-2 得：
取 z =5
由此可见，选用截面小的 A 型带较截面大的 B 型带，单根带的承载能力减小，所需带的根数增多。 13-8 解略。
13-9解 由教材表 13-9 得 p =15.875mm ，滚子外径
15.875(0.54+cot =113.90mm
15.875(0.54+cot =276.08mm
=493.43mm
13-10解 （1） 由图 13-33得
查教材表 13-11，得
取
由式（ 13-18）得
P ≤
（ 2 ）由图 13-33 得可能出现链板疲劳破坏
（ 3 ）
由图 13-34 查得可用滴油润滑。
13-11解
（ 1 ）链轮齿数
假定 ， 由教材表 13-10，取 ，
，选
实际传动比
链轮节数
初选中心距
=
取
由教材表 13-13查得 取
估计此链传动工作位于图 13-33所示曲线的左侧，由教材表13-11得
采用单排链，
≤
由教材图 13-33得当 =960r/min时，08A链条能传递的功率 满足要求，节距 p =12.7mm。
（ 4 ）实际中心距
（ 5）验算链速
由式 13-19得
，符合原来假定。
13-12解 （ 1）链速 v
由教材表 13-9得，10A型滚子链，其链节距p=15.875mm，每米质量q=1kg/m，极限拉伸载荷（单
排）Q=21800N。
速度 ，故应验算静强度。
（ 2）紧边拉力
离心拉力
由于是水平传动， K y =7 ，则悬垂拉力
紧边拉力
根据式（ 13-19）可得所需极限拉伸载荷
所以选用 10A型链不合适。
14-1解 I 为传动轴， II 、 IV 为转轴， III 为心轴。
14-2解
圆整后取 d=37 mm 。
14-3解
14-4解
按弯扭合成强度计算，即：
代入数值计算得： 。
14-5解 这两个轴都是心轴，只承受弯矩。两种设计的简化图如下：
图 14.5 题 14-5 解图
图 14.6 （ a ）中，
因为是心轴，故 ，查相关手册得： ，则
考虑到键槽对轴的削弱，直径再扩大 4 % 。得：
图 14.6 （ b ）中，
14-6解
故 。
14-7解 由题可知 ， ， 若不计齿轮啮合及轴承摩擦的功率损失，则
（ i = Ⅰ , Ⅱ ,Ⅲ ）
设： ，则
， ，
14-8解 1. 计算中间轴上的齿轮受力
中间轴所受转矩为：
图 14.8 题 14-8 解图
2. 轴的空间受力情况如图 14.8 （ a ）所示。 3. 垂直面受力简图如图 14.8 （ b ）所示。
垂直面的弯矩图如图 14.8 （ c ）所示。
4. 水平面受力简图如图 14.8 （ d ）所示。
水平面的弯矩图如图 14.8 （ e ）所示。
B 点左边的弯矩为：
B 点右边的弯矩为：
C 点右边的弯矩为：
C 点 左 边的弯矩为：
5. B 点和 C 点处的合成最大弯矩为：
6. 转矩图如图 14.8 （ f ）所示，其中 。
7 ．可看出， B 截面为危险截面，取 ，则危险截面的当量弯矩为：
查表得： ，则按弯扭合成强度计算轴 II 的直径为：
考虑键槽对轴的削弱，对轴直径加粗 4% 后为：
14-9解 该题求解过程类似于题 14-8 。在此略。
14-10解
钢的切变模量 ，按扭转刚度要求计算，应使
即
14-11解 1. 求该空心轴的内径
空心轴的抗扭截面模量
实心轴的抗扭截面模量
令 ，即
解得
圆整后取 。
2 ．计算减轻重量的百分率
实心轴质量＝密度×体积
空心轴质量
空心轴减轻重量的百分率为 42.12% 。
15-1答 滑动轴承按摩擦状态分为两种：液体摩擦滑动轴承和非液体摩擦滑动轴承。
液体摩擦滑动轴承：两摩擦表面完全被液体层隔开，摩擦性质取决于液体分子间的粘性阻力。根据油
膜形成机理的不同可分为液体动压轴承和液体静压轴承。
非液体摩擦滑动轴承：两摩擦表面处于边界摩擦或混合摩擦状态，两表面间有润滑油，但不足以将两
表面完全隔离，其微观凸峰之间仍相互搓削而产生磨损。 15-2解 （ 1）求滑动轴承上的径向载荷
（ 2）求轴瓦宽度
（ 3）查许用值
查教材表 15-1，锡青铜的 ，
（ 4）验算压强
（ 5）验算 值
15-3解 （1）查许用值
查教材表 15-1，铸锡青铜ZCuSn10P1的 ，
（ 2）由压强 确定的径向载荷
由 得
（ 3）由 值确定的径向载荷
得
轴承的主要承载能力由 值确定，其最大径向载荷为 。
15-4解 （ 1）求压强
（ 5）求 值
查表 15-1，可选用铸铝青铜ZCuAl10Fe3 ，
15-5证明 液体内部摩擦切应力 、液体动力粘度 、和速度梯度之间有如下关系：
轴颈的线速度为 ，半径间隙为 ，则
速度梯度为
磨擦阻力
摩擦阻力矩
将 、 代入上式
16-1解 由手册查得6005 深沟球轴承，窄宽度，特轻系列，内径 ，普通精度等级（0级）。
主要承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷；可用于高速传动。
N209/P6 圆柱滚子轴承，窄宽度，轻系列，内径 ，6级精度。只能承受径向载荷，适用
于支承刚度大而轴承孔又能保证严格对中的场合，其径向尺寸轻紧凑。
7207CJ 角接触球轴承，窄宽度，轻系列，内径 ，接触角 ,钢板冲压保持架，普
通精度等级。既可承受径向载荷，又可承受轴向载荷，适用于高速无冲击, 一般成对使用，对称布置。
30209/P5 圆锥滚子轴承，窄宽度，轻系列，内径 ，5级精度。能同时承受径向载荷
和轴向载荷。适用于刚性大和轴承孔能严格对中之处，成对使用，对称布置。
16-2解 室温下工作；载荷平稳 ，球轴承
查教材附表 1，
（ 1）当量动载荷 时
在此载荷上，该轴承能达到或超过此寿命的概率是 90%。
（ 2）当量动载荷 时
16-3解 室温下工作 ；载荷平稳 ，球轴承
当量动载荷
查教材附表1，可选用轴承6207（基本额定动载荷 ）。
16-4解 （1）计算当量动载荷
查手册， 6313的 ，
，查教材表16-12，并插值可得
，所以 ，
当量动载荷
（ 2）计算所需基本额定动载荷
查教材表 16-9，室温下工作 ；查教材表16-10有轻微冲击 ，球轴承
因所需的 ，所以该轴承合适。
16-5解 选择轴承型号
查教材表 16-9，工作温度125℃时， ；载荷平稳，
选用球轴承时，
查教材附表 1，根据 和轴颈 ，可选用球轴承6408（基本额定动载荷 ）.
选用滚子轴承时，
查教材附表 1，根据 和轴颈 ，可选用圆柱滚子轴承N208（基本额定动载荷
）。
（ 2）滚子轴承的载承能力较大，并查手册可知其径向尺寸小。
16-6解 （ 1）按题意，外加轴向力 已接近 ，暂选 的角接触轴承类型70000AC。
（ 2）计算轴承的轴向载荷 (解图见16.4b)
由教材表 16-13查得，轴承的内部派生轴向力
，方向向左
，方向向右
因 ，
轴承 1被压紧
轴承 2被放松
（ 3）计算当量动载荷
查教材表 16-12，
，查表16-12得 ，
查表16-12得 ，
（ 3）计算所需的基本额定动载荷
查教材表 16-9，常温下工作， ；查教材表16-10，有中等冲击，取 ；球轴承时，
；并取轴承1的当量动载荷为计算依据
查手册，根据 和轴颈 ，选用角接触球轴承7308AC合适（基本额定动载荷
）。
16-7 根据工作要求，选用内径 的圆柱滚子轴承。轴承的径向载荷 ，轴的转速
，运转条件正常，预期寿命 ，试选择轴承型号。
解 正常条件下， ； ；滚子轴承
当量动载荷
查手册，根据 和轴颈 ，选用圆柱滚子轴承N310（基本额定动载荷 ）。
16-8解 (1)求斜齿轮上的作用力
齿轮传递的转矩
齿轮的分度圆直径
齿轮的圆周力
齿轮的径向力
齿轮的轴向力
由图可知 ,斜齿轮为右旋,主动小齿轮,顺时针方向旋转时其轴向力指向右
（ 2）求轴承径向载荷
假设小齿轮与大齿轮的啮合点位于小齿轮的上端。
图16.12 题16-8解图1
垂直方向
水平方向
左端轴承 1的径向载荷
右端轴承 2的径向载荷
（ 3）求轴承的派生轴向力
现已知 、 、 （向右）
查教材附表 3，圆锥滚子轴承30206的接触角
（向右）
（向左）
（ 4）求轴承的轴向力
因 向右、 向右、 向左
图16.13 题16-8解图2
左端轴承 1被放松
右端轴承 2被压紧
（ 5）求当量动载荷
查教材表 16-12 圆锥滚子轴承
，查表16-12得 ，
查表16-12得 ，
（ 6）求轴承的基本额定寿命
正常条件下， ； ；滚子轴承 ，查教材附表3，圆锥滚子轴承30206的
当量动载荷取
17-1解 1）选择型号：因此类机组一般为中小型，所需传递的功率中等，直流发电机载荷平稳，轴的
弯曲变形较小，联接之后不再拆动，故选用传递转矩大、结构简单的固定式刚性联轴器，如凸缘联轴器。
2）按传递最大功率求计算转矩
转矩 。
由教材表 17-1查得，当工作机为发电机时的工作情况系数。则计算转矩
根据计算转矩、轴的转速 、外伸轴直径d=45mm查手册，可用标准GB5843-
1986铰制孔型凸缘联轴器 YL9。其许用转矩为 ，许用最大转速 。其
他主要尺寸：螺栓孔中心所在圆直径 ，6只M10 螺栓。
17-2解 （ 1）选择型号：因汽轮发电机组的转子较重，传递的转矩特大，轴有一定的弯曲变形，工作
环境为高温高压蒸汽，轴有伸长，故选用耐温的齿式联轴器。
（ 2）求计算转矩
转矩 。
由教材表 17-1,当工作机为发电机原动机为汽轮机时的工作情况系数仍可取 。则计算转矩
根据计算转矩、轴的转速 、外伸轴直径d=120mm查手册，可用标准ZB19012-
1989GCLD型鼓型齿式联轴器GCLD7。其许用转矩为 ，许用最大转速
。
17-3
图 17.2 题17-3图 图17.3 题17-3解图
解 可选用一超越离合器，如图 17.3所示。电动机1和电动机2的转速是相同的，但电动机1经过蜗杆蜗
轮传动后，转速降至 ，并有 。当两电机同时开动时，因 ，超越离合器松开，
传不到 轴上， 轴由电机2带动。若电动机1开动后，再停止电动机2，那么当电动机2停止转动
时， ，，超越离合器被滚珠楔紧带动 轴旋转。所以任何时间都不会卡死。
17-4
图 17.4 题17-4图
解 （ 1）求计算转矩
转矩 。
由教材表 17-1查得，当工作机为车床时的工作情况系数 。则计算转矩
（ 2）求摩擦面数目
由教材式（ 17-7） 得
由教材表 17-2查得 ，并将 、 、 、式
得
代入上
摩擦面数应为 10。主动摩擦片为6片，从动摩擦片为5片时，摩擦面数 即可实现。
（ 3）验算压强
查教材表 17-2，取
合适。
17-5
答 ：自行车从动链轮与内棘轮 3相固联，棘爪4通过弹簧始终与棘齿啮合。当脚蹬踏板顺时转动时，经
主动链轮1、链条2带动从动链轮3顺时针转动，再通过棘爪4使后轮轴5顺时转动，驱动自行车前行。自
行车前进时，如果脚踏板不动，从动链轮（内棘轮）不转，后轮轴5便超越内棘轮3而转动，棘爪4在棘轮
齿背上滑过，从而实现 图17.5 题17-5解图不蹬脚踏板的自行滑行。
17-6
图 17.6 题17-6图
解 自动离心离合器的工作原理是：活动瓦块在离心惯性力的作用下克服弹簧拉力压紧鼓轮内壁，当输入
轴转速达到一定值时，压紧力所产生的摩擦力矩克服外力矩后，离合器处于接合状态。故离合器所能传递
的转矩与轴的转速之间的关系是：
则：
当输入轴的角速度为 时，传递转矩
18-1解 1）弹簧丝最大剪应力取 时对应着最大工作载荷 由弹簧的材料、载荷性质查教材
表18-1得；由弹簧丝直径 查教材表18-2得 。故
由式（ 18-2）可解得最大工作载荷
将 ，及由教材图18-6查得 代入上式，得
在 作用下的变形量 即为最大变形量，由式（18-4）得
2）采用端部磨平结构时，设两端各有3/4圈并紧，其有效圈数为
圈
则其并紧高度
将 代入自由高度计算式，得其自由高度
3）验算稳定性
符合稳定性要求。
18-2解 （ 1）初选弹簧丝直径 根据对结构尺寸的限制条件，此弹簧的内径应 ，弹簧外径应
，故弹簧丝直径
，初选
（ 2）确定许用应力
弹簧用碳素钢丝 组制造，承受冲击载荷，由教材表18-1、表18-2查得
（ 3）确定弹簧丝直径
由式（ 18-2）可解得
因 各值
，取 ，则 ，查教材图18-6得 ，将
代入上式，得
说明取 的碳素钢丝满足强度要求。
（ 4）确定弹簧有效圈数
由式（ 18-5）得
将弹簧的刚度 代入上式，得
圈，取 圈
（ 5）计算弹簧的其他尺寸
弹簧内径：
弹簧外径：
弹簧间距： ，
弹簧节距：
螺旋升角：
弹簧总圈数： 两端各并紧 3/4圈磨平，则 圈
弹簧丝的展开长度：
自由高度：
安装高度：
（ 6）验算弹簧的稳定性
符合稳定性要求。
18-3解 1）弹簧储存的变形能为：
由题意可知 ， ， ，代入上式可得
则弹簧刚度：
2）由 ，查教材表18-1得 代入式（18-2）得
说明此弹簧的强度足够。 3）弹簧的有效圈数：
圈
18-4解 1）由弹簧的材料、载荷性质查教材表18-1得 ，且
弹簧中径
由旋绕比 ，查教材表18-1得
则极限载荷
由于 ，所以在最大工作载荷 作用时弹簧不会拉断。
2）由式（18-5）得弹簧刚度
则弹簧的工作行程
18-5解 1）计算初拉力
由弹簧的刚度公式可得
将已知数据代入上式：
得：
2）因两根弹簧的尺寸完全相同，故其刚度也完全相同
没有初拉力的弹簧在 时的伸长量：
故此时弹簧高度
18-6解 （1）初选弹簧丝直径 。
（ 2）确定材料的许用应力
由题意知弹簧材料为碳素弹簧，载荷性质为静载，按Ⅲ类载荷计算，查教材表 18-1及表18-2得
（ 3）初估弹簧中径 ，由弹簧中径标准系列可取 。
（ 4）根据弹簧强度确定弹簧丝直径
由式（ 18-2）可解得
由 ，查教材图18-6得 ，将各值代入上式得
说明取 的碳素钢丝满足强度要求。
（ 5）确定弹簧有效圈数
由式（ 18-5）得
将弹簧的刚度 代入上式，得
圈
（ 5）计算弹簧的其他尺寸
弹簧内径：
弹簧外径：
弹簧间距： ，取
弹簧节距：
螺旋升角： （在5°～9°之间）
弹簧总圈数： 两端各并紧 3/4圈磨平,则 圈
弹簧丝的展开长度：
自由高度：
（ 6）验算弹簧的稳定性
在弹簧内部有导向杆的条件下 , 虽高径比略高出许用值,也可满足稳定性。
(7)讨论 本解选用的材料是Ⅲ组碳素弹簧钢丝,其许用应力较小,在此条件下,设计出的弹簧体积可能不是最
优的。若选用强度好的Ⅰ或Ⅱ组碳素弹簧钢丝，尺寸会更小，更符合本题意。
18-7解 1）选取弹簧旋绕比 ，则
当门转到 180°时，弹簧承受最大转矩 ，由式（18-8）得
将 及 代入上式，得
取弹簧丝直径 ，则
弹簧中径 ，符合弹簧中径标准系列。
2）计算弹簧的有效圈数
因初始转矩 ，则
由式（ 18-9）可得
，取 圈
3）所需初始扭转角
因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容