第一篇：機械設計基礎1-6章課后答案要點
1-1至1-4解 機構(gòu)運動簡圖如下圖所示。
圖 1.11 題1-1解圖
圖1.12 題1-2解圖
圖1.13 題1-3解圖
圖1.14 題1-4解圖 1-5 解 1-6 解 1-7 解 1-8 解 1-9 解 1-10 解 1-11 解 1-12 解
1-13解 該導桿機構(gòu)的全部瞬心如圖所示，構(gòu)件 1、3的角速比為：
1-14解 該正切機構(gòu)的全部瞬心如圖所示，構(gòu)件 3的速度為：，方
向垂直向上。
1-15解 要求輪 1與輪2的角速度之比，首先確定輪
1、輪2和機架4三個構(gòu)件的三個瞬心，即 向相反。，和，如圖所示。則：，輪2與輪1的轉(zhuǎn)1-16解（1）圖a中的構(gòu)件組合的自由度為：
自由度為零，為一剛性桁架，所以構(gòu)件之間不能產(chǎn)生相對運 動。
（2）圖b中的 CD 桿是虛約束，去掉與否不影響機構(gòu)的運動。故圖 b中機構(gòu)的自由度為：
所以構(gòu)件之間能產(chǎn)生相對運動。
題 2-1答 : a）構(gòu)。b）c）d），且最短桿為機架，因此是雙曲柄機，且最短桿的鄰邊為機架，因此是曲柄搖桿機構(gòu)。，不滿足桿長條件，因此是雙搖桿機構(gòu)。，且最短桿的對邊為機架，因此是雙搖桿機構(gòu)。
題 2-2解 : 要想成為轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu)，則要求 與 均為周轉(zhuǎn)副。（1）當 為周轉(zhuǎn)副時，要求 置 和。
在 在 中，直角邊小于斜邊，故有： 中，直角邊小于斜邊，故有：
即可。
（極限情況取等號）；（極限情況取等號）。
能通過兩次與機架共線的位置。見圖 2-15 中位綜合這二者，要求
（2）當 為周轉(zhuǎn)副時，要求 置 和。
在位置 時，從線段 取等號）； 在位置 時，因為導桿
能通過兩次與機架共線的位置。見圖 2-15 中位
來看，要能繞過 點要求：（極限情況
是無限長的，故沒有過多條件限制。
（3）綜合（1）、（2）兩點可知，圖示偏置導桿機構(gòu)成為轉(zhuǎn)動導桿機構(gòu)的條件是：
題 2-3 見圖 2.16。
圖 2.16
題 2-4解 :（1）由公式，并帶入已知數(shù)據(jù)列方程有：
因此空回行程所需時間
；，（2）因為曲柄空回行程用時 轉(zhuǎn)過的角度為
因此其轉(zhuǎn)速為： 題 2-5
轉(zhuǎn) / 分鐘
解 :（1）由題意踏板 限位置，此時
在水平位置上下擺動，就是曲柄搖桿機構(gòu)中搖桿的極曲柄與連桿處于兩次共線位置。取適當比例 圖 尺，作出兩次極限位置
（見圖 2.17）。由圖量得： 解得 ：
由已知和上步求解可知：，，和。
和
（2）因最小傳動角位于曲柄與機架兩次共線位置，因此取 式（2-3）計算可得：
代入公
或：
代入公式（2-3）′，可知
題 2-6解： 因為本題屬于設計題，只要步驟正確，答案不唯一。這里給出基本的作圖步驟，不
給出具體數(shù)值答案。作圖步驟如下（見圖 2.18）：
（1）求，（2）作（3）以（4）作 在圖上量取 度，為底作直角三角形
；并確定比例尺。（即搖桿的兩極限位置），即可。，搖桿長。的外接圓，在圓上取點 和機架長度
。則曲柄長度
。在得到具體各桿數(shù)據(jù)之后，代入公式（2 — 3）和（2-3）′求最小傳動 角，能滿足
即可。
圖 2.18 題 2-7
圖 2.19
解 : 作圖步驟如下（見圖 2.19）：
（1）求，（2）作（3）作，頂角，；并確定比例尺。
。的外接圓，則圓周上任一點都可能成為曲柄中心。
相距，交圓周于 點。（4）作一水平線，于
（5）由圖量得 曲柄長度： 連桿長度： 題 2-8。解得 ：
解 : 見圖 2.20，作圖步驟如下：（1）（2）取
。，選定，作。
（3）定另一機架位置： 分線，（4）。
角平和，桿即是曲柄，由圖量得 曲柄長度： 題 2-9解： 見圖 2.21，作圖步驟如下：
（1）求，（2）選定比例尺，作 置）（3）做
（4）在圖上量取 曲柄長度： 連桿長度：，與，由此可知該機構(gòu)沒有急回特性。。（即搖桿的兩極限位
交于 點。
和機架長度。
題 2-10解 : 見圖 2.22。這是已知兩個活動鉸鏈兩對位置設計四桿機構(gòu)，可以用圓心法。連 接，中垂線 與，作圖 2.22 的中垂線與
交于點。然后連接，作 的交于 點。圖中畫出了一個位置。從圖中量取各桿的長度，得到：題 2-11解 :（1）以 為中心，設連架桿長度為。，以，、，根據(jù) 作出
（2）取連桿長度 為圓心，作弧。，的另一連架桿的幾個位（3）另作以 點為中心，置，并作出不同 半徑的許多同心圓弧。
（4）進行試湊，最后得到結(jié)果如下：。機構(gòu)運動簡圖如圖 2.23。，，題 2-12解 : 將已知條件代入公式（2-10）可得到方程組：
聯(lián)立求解得到：。
將該解代入公式（2-8）求解得到：，又因為實際。，因此每個桿件應放大的比例尺為：，故每個桿件的實際長度是：，題 2-13證明 : 見圖 2.25。在 圓。見圖 可知 點將。
上任取一點，下面求證 點的運動軌跡為一橢，分為兩部分，其中。
又由圖可知，二式平方相加得
可見 點的運動軌跡為一橢圓。3-1解
圖 3.10 題3-1解圖
如圖 3.10所示，以O為圓心作圓并與導路相切，此即為偏距圓。過B點作偏距圓的下切線，此線為
凸輪與從動件在B點接觸時，導路的方向線。推程運動角 如圖所示。3-2解
圖 3.12 題3-2解圖
如圖 3.12所示，以O為圓心作圓并與導路相切，此即為偏距圓。過D點作偏距圓的下切線，此線為
凸輪與從動件在D點接觸時，導路的方向線。凸輪與從動件在D點接觸時的壓力角 如圖所示。
3-3解 ：從動件在推程及回程段運動規(guī)律的位移、速度以及加速度方程分別為：（1）推程：
0°≤ ≤ 150°
（2）回程：等加速段等減速段
0°≤ ≤60 °
60°≤ ≤120 °
。計算各分點的位移、速度以及加為了計算從動件速度和加速度，設 速度值如下：
總轉(zhuǎn)角 0°15°
30°
45°
60° 75° 90° 105°
位移
(mm 速度(mm/s 0 0.734 2.865 6.183 10.365 15 19.635 23.817 0 19.416 36.931 50.832 59.757 62.832 59.757 50.832 加速度（mm/s 65.797 62.577 53.231 38.675 20.333 0 2）
-20.333-38.675
總轉(zhuǎn)角 120°135° 150° 165° 180° 195° 210° 225°
位移
(mm 速度(mm/s 27.135 29.266 30 30 30 29.066 26.250 21.563 36.932 19.416 0 0 0-25-50-75 加速度（mm/s-53.231-62.577-65.797 0 2）
總轉(zhuǎn)角 240°255°
270°
285°
-83.333-83.333-83.333-83.333
300° 315° 330° 345°
位移
(mm 速度(mm/s 15 8.438 3.75 0.938 0 0 0 0-100-75-50-25 0 0 0 0 加速度（mm/s-83.333-83.333 83.333 83.333 83.333 0 2）
0 0
根據(jù)上表 作圖如下（注：為了圖形大小協(xié)調(diào)，將位移曲線沿縱軸放大了 5倍。）：
圖 3-13 題3-3解圖 3-4 解 ：
圖 3-14 題3-4圖
根據(jù) 3-3題解作圖如圖3-15所示。根據(jù)(3.1式可知，小時，凸輪
取最大，同時s 2 取最機構(gòu)的壓力角最大。從圖3-15可知，這點可能在推程段的開始處或在推程的中點處。由圖量得在推程的
開始處凸輪機構(gòu)的壓力角最大，此時
＜[ ]=30°。
圖 3-15 題3-4解圖
3-5解 ：（1）計算從動件的位移并對凸輪轉(zhuǎn)角求導
當凸輪轉(zhuǎn)角 在 0≤ ≤ 根據(jù)教材(3-7式 可 得：
過程中，從動件按簡諧運動規(guī)律上升 h=30mm。
0≤ ≤
0≤ ≤
當凸輪轉(zhuǎn)角 在
≤ ≤ 過程中，從動件遠休。
≤ ≤ ≤ ≤ S 2 =50
當凸輪轉(zhuǎn)角 在 ≤ ≤ 的一半。根據(jù) 教材(3-5式 可得：
過程中，從動件按等加速度運動規(guī)律下降到升程
當凸輪轉(zhuǎn)角 在 始位置。根
據(jù)教材(3-6式 可得：
≤ ≤
≤ ≤ ≤ ≤
過程中，從動件按等減速度運動規(guī)律下降到起
當凸輪轉(zhuǎn)角 在
≤ ≤
≤ ≤
≤ ≤
過程中，從動件近休。
≤ ≤ ≤ ≤
S 2 =50
（2）計算凸輪的理論輪廓和實際輪廓
本題的計算簡圖及坐標系如圖 3-16所示，由圖可知，凸輪理論輪廓上B點(即滾子中心的直角坐標 為
圖 3-16
式中
由圖 3-16可知，凸輪實際輪廓的方程即B ′ 點的坐標方程式為。
因為
所以
故
由上述公式可得 理論輪廓曲線和實際輪廓的直角坐標，計算結(jié)果如下表，凸輪廓線如圖3-17所 示。
x′ 0° 49.301 10° 47.421 20° 44.668 30° 40.943 40° 36.089 50° 29.934 60° 22.347 70° 13.284 80° 2.829 90°-8.778 100°-21.139 110°-33.714 120°-45.862 y′
8.333 180°16.843 190°25.185 200°33.381 210°41.370 220°48.985 230°55.943 240°61.868 250°66.326 260°68.871
270°69.110 280°66.760 290°61.695
300°x′
-79.223-76.070-69.858-60.965-49.964-37.588-24.684-12.409-1.394 8.392 17.074 24.833 31.867
y′
-8.885-22.421-34.840-45.369-53.356-58.312-59.949-59.002-56.566-53.041-48.740-43.870-38.529
130°-56.895 53.985 310° 140°-66.151 43.904 320° 150°-73.052 31.917 330° 160°-77.484 18.746 340° 170°-79.562 5.007 350° 180°-79.223-8.885 360°
圖 3-17 題3-5解圖 3-6 解：
38.074-32.410 43.123-25.306 46.862-17.433 49.178-9.031 49.999-0.354 49.301 8.333
圖 3-18 題3-6圖
從動件在推程及回程段運動規(guī)律的角位移方程為： 1.推程： 2.回程：
計算各分點的位移值如下： 總轉(zhuǎn)角（°）
0°≤ ≤ 150°
0°≤ ≤120 °
0 15 30 45 60 75 90 105 角位移（°）0 0.367 1.432 3.092 5.182 7.5 9.818 11.908 總轉(zhuǎn)角（°）120 135 150 165 180 195 210 225 角位移（°）13.568 14.633 15 15 15 14.429 12.803 0.370 總轉(zhuǎn)角（°）240 255 270 285 300 315 330 345 角位移（°）7.5 4.630 2.197 0.571 0 0 0 0
根據(jù)上表 作圖如下：
圖 3-19 題3-6解圖
3-7解：從動件在推程及回程段運動規(guī)律的位移方程為： 1.推程： 2.回程：
計算各分點的位移值如下： 總轉(zhuǎn)角（°）
0°≤ ≤ 120°
0°≤ ≤120 °
0 15 30 45 60 75 90 105 位移0（mm）0.761 2.929 6.173 10 13.827 17.071 19.239
總轉(zhuǎn)角（°）120 135 150 165 180 195 210 225 位移20 20 20 19.239 17.071 13.827 10 6.173（mm）
總轉(zhuǎn)角（°）240 255 270 285 300 315 位移（mm）2.929 0.761 0
0 0 0
圖 3-20 題3-7解圖 4.5課后習題詳解 4-1解
分度圓直徑
330 345
0 0
齒頂高
齒根高
頂 隙
中心距
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
基圓直徑
齒距
齒厚、齒槽寬
4-2解由
分度圓直徑
4-3解 由
可得模數(shù)
得
4-4解
分度圓半徑
分度圓上漸開線齒廓的曲率半徑
分度圓上漸開線齒廓的壓力角
基圓半徑
基圓上漸開線齒廓的曲率半徑為 0；
壓力角為。
齒頂圓半徑
齒頂圓上漸開線齒廓的曲率半徑
齒頂圓上漸開線齒廓的壓力角
4-5解
正常齒制漸開線標準直齒圓柱齒輪的齒根圓直徑：
基圓直徑
假定 則解
得
故當齒數(shù) 時，正常齒制漸開線標準直齒圓柱齒輪的基圓大于齒根圓；齒數(shù)，基圓小于 齒根圓。
4-6解
中心距
內(nèi)齒輪分度圓直徑
內(nèi)齒輪齒頂圓直徑
內(nèi)齒輪齒根圓直徑
4-7 證明 用齒條刀具加工標準漸開線直齒圓柱齒輪，不發(fā)生根切的臨界位置是極限點 正好在刀具 的頂線上。此時有關(guān)系：
正常齒制標準齒輪
短齒制標準齒輪、，代入上式、，代入上式
圖 4.7 題4-7解圖
4-8證明 如圖所示，、兩點為卡腳與漸開線齒廓的切點，則線段 的法線。根據(jù)漸
開線的特性：漸開線的法線必與基圓相切，切點為。
再根據(jù)漸開線的特性：發(fā)生線沿基圓滾過的長度，等于基圓上被滾過的弧長，可知：
AC
即為漸開線
對于任一漸開線齒輪，基圓齒厚與基圓齒距均為定值，卡尺的位置不影響測量結(jié)果。
圖 4.8 題4-8圖
圖4.9 題4-8解圖 4-9解 模數(shù)相等、壓力角相等的兩個齒輪，分度圓齒厚 的齒輪分度圓直徑
相等。但是齒數(shù)多大，所以基圓直徑就大。根據(jù)漸開線的性質(zhì)，漸開線的形狀取決于基圓的大小，基圓小,則漸開線曲率
大,基圓大，則漸開線越趨于平直。因此，齒數(shù)多的齒輪與齒數(shù)少的齒輪相比，齒頂圓齒厚和齒根圓齒 厚均為大值。
4-10解 切制變位齒輪與切制標準齒輪用同一把刀具，只是刀具的位置不同。因此，它們的模數(shù)、壓
力角、齒距均分別與刀具相同，從而變位齒輪與標準齒輪的分度圓直徑和基圓直徑也相同。故參數(shù)、、、不變。
變位齒輪分度圓不變，但正變位齒輪的齒頂圓和齒根圓增大，且齒厚增大、齒槽寬變窄。因此、、變大，變小。
嚙合角 與節(jié)圓直徑 是一對齒輪嚙合傳動的范疇。
4-11解 因
螺旋角
端面模數(shù)
端面壓力角
當量齒數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
4-12解（1）若采用標準直齒圓柱齒輪，則標準中心距應
說明采用標準直齒圓柱齒輪傳動時，實際中心距大于標準中心距，齒輪傳動有齒側(cè)間隙，傳動不
連續(xù)、傳動精度低，產(chǎn)生振動和噪聲。（2）采用標準斜齒圓柱齒輪傳動時，因
螺旋角
分度圓直徑
節(jié)圓與分度圓重合4-13解，4-14解 分度圓錐角
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
外錐距
齒頂角、齒根角
頂錐角
根錐角
當量齒數(shù)
4-15答： 一對直齒圓柱齒輪正確嚙合的條件是：兩齒輪的模數(shù)和壓力角必須分別相等，即、。
一對斜齒圓柱齒輪正確嚙合的條件是：兩齒輪的模數(shù)和壓力角分別相等，螺旋角大小相等、方向
相反（外嚙合），即、、。
一對直齒圓錐齒輪正確嚙合的條件是：兩齒輪的大端模數(shù)和壓力角分別相等，即、。
5-1解： 蝸輪 2和蝸輪3的轉(zhuǎn)向如圖粗箭頭所示，即
和。
圖 5.圖5.6 5-2解： 這是一個定軸輪系，依題意有：
齒條 6 的線速度和齒輪 5 ′分度圓上的線速度相等；而齒輪 5 ′的轉(zhuǎn)速和齒輪 5 的轉(zhuǎn)速相等，因 此有：
通過箭頭法判斷得到齒輪 5 ′的轉(zhuǎn)向順時針，齒條 6 方向水平向右。
5-3解：秒針到分針的傳遞路線為： 6→5→4→3，齒輪3上帶著分針，齒輪6上帶著秒針，因此有：。
分針到時針的傳遞路線為： 9→10→11→12，齒輪9上帶著分針，齒輪12上帶著時針，因此有：。
圖 5.7
圖5.8
5-4解： 從圖上分析這是一個周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪 1、3為中心輪，齒輪2為行星輪，構(gòu)件
為行星
架。則有：
∵
∴
∴
當手柄轉(zhuǎn)過，即 時，轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)過的角度，方向與手柄方向相同。
為行星架。5-5解： 這是一個周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪 1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，構(gòu)件
則有：
∵，∴
∴
傳動比
為10，構(gòu)件 與 的轉(zhuǎn)向相同。
圖 5.9
圖5.10
5-6解： 這是一個周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪 1為中心輪，齒輪2為行星輪，構(gòu)件
為行星架。
則有：
∵ ∵，∴ ∴
5-7解： 這是由四組完全一樣的周轉(zhuǎn)輪系組成的輪系，因此只需要計算一組即可。取其中一組作分 析，齒輪 4、3為中心輪，齒輪2為行星輪，構(gòu)件1為行星架。這里行星輪2是惰輪，因此它的齒數(shù)
與傳動比大小無關(guān)，可以自由選取。
（1）
由圖知（2）
（3）又挖叉固定在齒輪上，要使其始終保持一定的方向應有： 聯(lián)立（1）、（2）、（3）式得：
圖 5.11
圖5.12
5-8解： 這是一個周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪 1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，為行星架。
∵，∴ ∴
與
方向相同
為行星架。5-9解： 這是一個周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪 1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，∵設齒輪 1方向為正，則，∴ ∴
與 方向相同
圖 5.1圖5.14 5-10解： 這是一個混合輪系。其中齒輪 1、2、2′
3、齒輪2、2′為行星輪，為行星架。而齒輪4和行星架
組成周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪1、3為中心輪，組成定軸輪系。
在周轉(zhuǎn)輪系中：（1）
在定軸輪系中： 又因為：（3）
（2）
聯(lián)立（1）、（2）、（3）式可得：
5-11解： 這是一個混合輪系。其中齒輪 4、5、6、7和由齒輪3引出的桿件組成周轉(zhuǎn)輪系，其中齒 輪4、7為中心輪，齒輪5、6為行星輪，齒輪3引出的桿件為行星架 輪
。而齒輪1、2、3組成定軸系。在周轉(zhuǎn)輪系中：（1）
在定軸輪系中：（2）
又因為：，時，的轉(zhuǎn)向與齒輪1和4的轉(zhuǎn)向相同。聯(lián)立（1）、（2）、（3）式可得：（1）當，（2）當 時，（3）當 與齒輪1
和4的轉(zhuǎn)向相反。，時，的轉(zhuǎn)向
圖 5.1圖5.16
5-12解： 這是一個混合輪系。其中齒輪 4、5、6和構(gòu)件，齒輪5為行星輪，組成周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪4、6為中心輪
是行星架。齒輪1、2、3組成定軸輪系。
在周轉(zhuǎn)輪系中：（1）
在定軸輪系中： 又因為：，（3）
（2）
聯(lián)立（1）、（2）、（3）式可得： 即齒輪 1 和構(gòu)件 的轉(zhuǎn)向相反。
5-13解： 這是一個混合輪系。齒輪 1、2、3、4組成周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪1、3為中心輪，齒輪2為 行星輪，齒輪4是行星架。齒輪4、5組成定軸輪系。
在周轉(zhuǎn)輪系中：，∴（1）
在圖 5.17中，當車身繞瞬時回轉(zhuǎn)中心 轉(zhuǎn)動時，左右兩輪走過的弧長與它們至 點的距離
成正比，即：聯(lián)立（1）、（2）兩式得到：，（2）
（3）
在定軸輪系中： 則當：
時，代入（3）式，可知汽車左右輪子的速度分別為，5-14解： 這是一個混合輪系。齒輪 3、4、4′、5和行星架 心輪，齒輪4、4′為行星輪。齒輪1、2組成定軸輪系。
在周轉(zhuǎn)輪系中：
組成周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪3、5為中
（1）
在定軸輪系中： 又因為：，（2）
（3）
（4）依題意，指針 轉(zhuǎn)一圈即
此時輪子走了一公里，即（5）
聯(lián)立（1）、（2）、（3）、（4）、（5）可求得
圖 5.18
圖5.19
5-15解： 這個起重機系統(tǒng)可以分解為 3個輪系：由齒輪3′、4組成的定軸輪系；由蝸輪蝸桿1′和5
組成的定軸輪系；以及由齒輪1、2、2′、3和構(gòu)件 組成的周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪1、3是中心輪，齒
輪4、2′為行星輪，構(gòu)件 是行星架。
一般工作情況時由于蝸桿 5不動，因此蝸輪也不動，即
（1）
在周轉(zhuǎn)輪系中：（2）
在定軸齒輪輪系中： 又因為：，（4）
（3）
聯(lián)立式（1）、（2）、（3）、（4）可解得： 當慢速吊重時，電機剎住，即
。，此時是平面定軸輪系，故有：
5-16解： 由幾何關(guān)系有：
又因為相嚙合的齒輪模數(shù)要相等，因此有上式可以得到： 故行星輪的齒數(shù)：
圖 5.20
圖5.21
5-17解： 欲采用圖示的大傳動比行星齒輪，則應有下面關(guān)系成立：
（1）（2）（3）
又因為齒輪 1與齒輪3共軸線，設齒輪1、2的模數(shù)為 有：，齒輪2′、3的模數(shù)為，則
（4）
聯(lián)立（1）、（2）、（3）、（4）式可得
（5）
當
可能取到1。因此 此，圖示的 時，（5）式可取得最大值1.0606；當
時，（5）式接近1，但不的取值范圍是（1，1.06）。而標準直齒圓柱齒輪的模數(shù)比是大于1.07的，因大傳動比行星齒輪不可能兩對都采用直齒標準齒輪傳動，至少有一對是采用變位齒輪。
5-18解： 這個輪系由幾個部分組成，蝸輪蝸桿 1、2組成一個定軸輪系；蝸輪蝸桿5、4′組成一個定
軸輪系；齒輪1′、5′組成一個定軸輪系，齒輪4、3、3′、2′組成周轉(zhuǎn)輪系，其中齒輪2′、4是中
心輪，齒輪3、3′為行星輪，構(gòu)件 是行星架。
在周轉(zhuǎn)輪系中：
（1）
在蝸輪蝸桿 1、2中：（2）
在蝸輪蝸桿 5、4′中：（3）
在齒輪 1′、5′中：
又因為：，，（4）
（5）
聯(lián)立式（1）、（2）、（3）、（4）、（5）式可解得：，即。
5-19解： 這個輪系由幾個部分組成，齒輪 1、2、5′、3、組成周轉(zhuǎn)輪系，齒輪3′、4、5組成定軸輪系。
組成的周轉(zhuǎn)輪系中：，則
組成一個周轉(zhuǎn)輪系，齒輪 1、2、2′、在齒輪 1、2、5′、由幾何條件分析得到：
（1）
在齒輪 1、2、2′、3、由幾何條件分析得到：
組成的周轉(zhuǎn)輪系中：，則
（2）
在齒輪 3′、4、5組成的定軸輪系中：
（3）
又因為：，（4）
聯(lián)立式（1）、（2）、（3）、（4）式可解得： 6-1解
頂圓直徑
齒高
齒頂厚
齒槽夾角
棘爪長度
圖 6.1 題6-1解圖
6-2解
拔盤轉(zhuǎn)每轉(zhuǎn)時間
槽輪機構(gòu)的運動特性系數(shù)
槽輪的運動時間
槽輪的靜止時間
6-3解 槽輪機構(gòu)的運動特性系數(shù)
因： 6-4解 要保證
所以
則槽輪機構(gòu)的運動特性系數(shù)應為
因
得
，則
槽數(shù) 和拔盤的圓銷數(shù) 由此得當取槽數(shù) 6-5 解：
之間的關(guān)系應為：。
～8時，滿足運動時間等于停歇時間的組合只有一種：
機構(gòu)類型
工作特點
結(jié)構(gòu)、運動及動力性能
適用場合
結(jié)構(gòu)簡單、加工方適用于低速、轉(zhuǎn)角不搖桿的往復擺動變成棘輪的單棘輪機構(gòu)
便，運動可靠，但沖擊、大場合，如轉(zhuǎn)位、分度以向間歇轉(zhuǎn)動
噪音大，運動精度低
及超越等。
結(jié)構(gòu)簡單，效率高，撥盤的連續(xù)轉(zhuǎn)動變成槽輪的間用于轉(zhuǎn)速不高的輕工槽輪機構(gòu)
傳動較平穩(wěn)，但有柔性沖歇轉(zhuǎn)動
機械中
擊
不完全齒從動輪的運動時間和靜止時間需專用設備加工，有用于具有特殊要求的輪機構(gòu)的比例可在較大范圍內(nèi)變化
較大沖擊
專用機械中
運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、定位精度凸輪式間只要適當設計出凸輪的輪廓，可用于載荷較大的場
高，動荷小，但結(jié)構(gòu)較復歇運動機構(gòu)
就能獲得預期的運動規(guī)律。
合
雜
第二篇：《機械設計基礎》課后習題答案
模塊 八
一、填空
1、帶傳動的失效形式有 打滑 和 疲勞破壞。
2、傳動帶中的的工作應力包括 拉應力、離心應力 和 彎曲應力。
3、單根V帶在載荷平穩(wěn)、包角為180°、且為特定帶長的條件下所能傳遞的額定功率P0主要與 帶型號、小輪直徑 和 小輪轉(zhuǎn)速 有關(guān)。
4、在設計V帶傳動時，V帶的型號根據(jù) 傳遞功率 和 小輪轉(zhuǎn)速 選取。
5、限制小帶輪的最小直徑是為了保證帶中 彎曲應力 不致過大。
6、V帶傳動中，限制帶的根數(shù) Z≤Zmax，是為了保證 每根V帶受力均勻（避免受力不均）。
7、V帶傳動中，帶繞過主動輪時發(fā)生 帶滯后于帶輪 的彈性滑動。
8、帶傳動常見的張緊裝置有 定期張緊裝置、自動張緊裝置 和張緊輪等幾種。
9、V帶兩工作面的夾角?為 40°，V帶輪的槽形角?應 小于?角。
10、鏈傳動和V帶傳動相比，在工況相同的條件下，作用在軸上的壓軸力 較小，其原因是鏈傳動不需要 初拉力。
11、鏈傳動張緊的目的是 調(diào)整松邊鏈條的懸垂量。采用張緊輪張緊時，張緊輪應布置在松 邊，靠近小輪，從外向里張緊。
二、選擇
1、平帶、V帶傳動主要依靠（D）來傳遞運動和動力。
A．帶的緊邊拉力；B．帶的松邊拉力；C．帶的預緊力；D．帶和帶輪接觸面間的摩擦力。
2、在初拉力相同的條件下，V帶比平帶能傳遞較大的功率，是因為V帶（C）。A．強度高；B．尺寸小；C．有楔形增壓作用；D．沒有接頭。
3、帶傳動正常工作時不能保證準確的傳動比，是因為（D）。A．帶的材料不符合虎克定律；B．帶容易變形和磨損； C．帶在帶輪上打滑；D．帶的彈性滑動。
4、帶傳動在工作時產(chǎn)生彈性滑動，是因為（B）。A．帶的初拉力不夠；B．帶的緊邊和松邊拉力不等； C．帶繞過帶輪時有離心力；D．帶和帶輪間摩擦力不夠。
5、帶傳動發(fā)生打滑總是（A）。
A．在小輪上先開始；B．在大輪上先開始；C．在兩輪上同時開始；D不定在哪輪先開始。
6、帶傳動中，v1為主動輪的圓周速度，v2為從動輪的圓周速度，v為帶速，這些速度之間存在的關(guān)系是（B）。
A．v1 = v2 = v ；B．v1 ＞v＞v2；C．v1＜v＜ v2；D．v1 = v＞ v2。
7、一增速帶傳動，帶的最大應力發(fā)生在帶（D）處。
A．進入主動輪；B．進入從動輪；C．退出主動輪；D．退出從動輪。
8、用（C）提高帶傳動傳遞的功率是不合適的。A．適當增加初拉力F0 ；B．增大中心距a ；
C．增加帶輪表面粗糙度；D．增大小帶輪基準直徑dd ；
9、V帶傳動設計中，選取小帶輪基準直徑的依據(jù)是（A）。A．帶的型號；B．帶的速度；C．主動輪轉(zhuǎn)速；D．傳動比。
10、帶傳動采用張緊裝置的目的是（D）。A．減輕帶的彈性滑動；B．提高帶的壽命； C．改變帶的運動方向；D．調(diào)節(jié)帶的初拉力。
11、確定單根V帶許用功率P0的前提條件是（C）。A．保證帶不打滑；B．保證帶不打滑，不彈性滑動； C．保證帶不打滑，不疲勞破壞；D．保證帶不疲勞破壞。
12、設計帶傳動的基本原則是：保證帶在一定的工作期限內(nèi)（D）。A．不發(fā)生彈性滑動；B．不發(fā)生打滑；
C．不發(fā)生疲勞破壞；D．既不打滑，又不疲勞破壞。
13、設計V帶傳動時，發(fā)現(xiàn)帶的根數(shù)過多，可采用（A）來解決。
A．換用更大截面型號的V帶；B．增大傳動比；C．增大中心距；D．減小帶輪直徑。
14、與齒輪傳動相比，帶傳動的優(yōu)點是（A）。
A．能過載保護；B．承載能力大；C．傳動效率高；D．使用壽命長。
15、設計V帶傳動時，選取V帶的型號主要取決于（C）。
A．帶的緊邊拉力 ；B．帶的松邊拉力；C．傳遞的功率和小輪轉(zhuǎn)速；D．帶的線速度。
16、兩帶輪直徑一定時，減小中心距將引起（B）。A．帶的彈性滑動加劇；B．小帶輪包角減小； C．帶的工作噪聲增大；D．帶傳動效率降低。
17、帶的中心距過大時，會導致（D）。A．帶的壽命縮短；B．帶的彈性滑動加劇； C．帶的工作噪聲增大；D．帶在工作中發(fā)生顫動。
18、V帶輪是采用實心式、輪輻式或腹板式，主要取決于（C）。
A．傳遞的功率；B．帶的橫截面尺寸；C．帶輪的直徑；D．帶輪的線速度。
19、與齒輪傳動相比，鏈傳動的優(yōu)點是（D）。
A．傳動效率高；B．工作平穩(wěn)，無噪聲；C．承載能力大；D．傳動的中心距大，距離遠。20、鏈傳動張緊的目的主要是（C）。A．同帶傳動一樣；B．提高鏈傳動工作能力； C．避免松邊垂度過大；D．增大小鏈輪包角。
21、鏈傳動的張緊輪應裝在（A）。
A．靠近小輪的松邊上；B．靠近小輪的緊邊上； C．靠近大輪的松邊上；D．靠近大輪的緊邊上。
22、鏈傳動不適合用于高速傳動的主要原因是（B）。
A．鏈條的質(zhì)量大；B．動載荷大；C．容易脫鏈；D．容易磨損。
23、鏈條因為靜強度不夠而被拉斷的現(xiàn)象，多發(fā)生在（A）的情況下。A．低速重載；B．高速重載；C．高速輕載；D．低速輕載。
三、簡答
1、在多根V帶傳動中，當一根帶失效時，為什么全部帶都要更換？
答：在多根V帶傳動中，當一根帶失效時，為什么全部帶都要更換？新V帶和舊V帶長度不等，當新舊V帶一起使用時，會出現(xiàn)受力不均現(xiàn)象。舊V帶因長度大而受力較小或不受力，新V帶因長度較小受力大，也會很快失效。
2、為什么普通車床的第一級傳動采用帶傳動，而主軸與絲杠之間的傳動鏈中不能采用帶傳動？
答：帶傳動適用于中心距較大傳動，且具有緩沖、吸振及過載打滑的特點，能保護其他傳動件，適合普通機床的第一級傳動要求；又帶傳動存在彈性滑動，傳動比不準，不適合傳動比要求嚴格的傳動，而機床的主軸與絲杠間要求有很高的精度，不能采用帶傳動。
3、為什么帶傳動的中心距都設計成可調(diào)的？
答：因為帶在工作過程中受變化的拉力，其長度會逐漸增加，使初拉力減小。因此需要經(jīng)常調(diào)整中心距，以調(diào)整帶的初拉力。因此便將中心距設計成可調(diào)的。
四、分析與計算
1、如圖所示為一兩級變速裝置，如果原動機的轉(zhuǎn)速和工作機的輸出功率不變，應按哪一種速度來設計帶傳動？為什么？
題8-4-1圖
解：帶傳動應按照減速傳動要求進行設計，因為應該按照傳遞有效圓周力最大的工況設計帶傳動，而減速傳動時傳遞的有效圓周力比增速傳動時大。
根據(jù)： v??n1d160 和 Fe?P v當帶傳動傳遞的功率不變，帶速越小，傳遞的有效圓周力就越大。當原動機轉(zhuǎn)速不變時，帶速取決于主動輪直徑。主動輪直徑越小，帶速越低。綜上，按按照減速傳動要求進行設計。
2、已知：V帶傳遞的實際功率P = 7 kW，帶速 v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，試求有效圓周力Fe 和緊邊拉力F1。
解：根據(jù)：
得到： P?Fe?v
Fe?P7000??700 N v10聯(lián)立： ?Fe?F1?F2?700 ?F?2F2?1解得： F2?700N，F(xiàn)1?1400N
3、已知：V帶傳動所傳遞的功率P = 7.5 kW，帶速 v=10m/s，現(xiàn)測得初拉力F0 = 1125N，試求緊邊拉力F1和松邊拉力F2。
解：Fe?P7500??750 N v10Fe750?1125??1500 N 22Fe750?1125??750 N 22F1?F0?F2?F0?
第三篇：【機械設計基礎】(第五版)課后習題答案10-14章答案
10-1證明 當升角與當量摩擦角 符合 時，螺紋副具有自鎖性。
當 時，螺紋副的效率
所以具有自鎖性的螺紋副用于螺旋傳動時，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，中徑
螺紋升角，細牙，螺距，中徑
螺紋升角
對于相同公稱直徑的粗牙螺紋和細牙螺紋中，細牙螺紋的升角較小，更易實現(xiàn)自鎖。
10-3解 查教材表10-1得
粗牙 螺距 中徑 小徑
螺紋升角
普通螺紋的牙側(cè)角，螺紋間的摩擦系數(shù)
當量摩擦角
擰緊力矩
由公式
可得預緊力
拉應力
查教材表 9-1得 35鋼的屈服極限
擰緊所產(chǎn)生的拉應力已遠遠超過了材料的屈服極限，螺栓將損壞。
10-4解（1）升角
當量摩擦角
工作臺穩(wěn)定上升時的效率：
（2）穩(wěn)定上升時加于螺桿上的力矩
（3）螺桿的轉(zhuǎn)速
螺桿的功率
（4）因 速下降，該梯形螺旋副不具有自鎖性，欲使工作臺在載荷 作用下等需制動裝置。其制動力矩為
10-5解 查教材表9-1得 Q235的屈服極限，查教材表 10-6得，當控制預緊力時，取安全系數(shù)
由許用應力
查教材表 10-1得 的小徑
由公式
得
預緊力
由題圖可知，螺釘個數(shù)，取可靠性系數(shù) 牽曳力
10-6解 此聯(lián)接是利用旋轉(zhuǎn)中間零件使兩端螺桿受到拉伸 ,故螺桿受到拉扭組合變形。
查教材表 9-1得，拉桿材料Q275的屈服極限，取安全系數(shù)，拉桿材料的許用應力
所需拉桿最小直徑
查教材表 10-1，選用螺紋（）。
10-7解 查教材表 9-1得，螺栓35鋼的屈服極限，查教材表 10-
6、10-7得螺栓的許用應力
查教材表 10-1得，的小徑
螺栓所能承受的最大預緊力
所需的螺栓預緊拉力
則施加于杠桿端部作用力 的最大值
10-8解 在橫向工作載荷 作用下，螺栓桿與孔壁之間無間隙，螺栓桿和被聯(lián)接件接觸表面受到
擠壓；在聯(lián)接接合面處螺栓桿則受剪切。
假設螺栓桿與孔壁表面上的壓力分布是均勻的，且這種聯(lián)接的預緊力很小，可不考慮預
緊力和螺紋摩擦力矩的影響。
擠壓強度驗算公式為：
其中 ； 為螺栓桿直徑。
螺栓桿的剪切強度驗算公式
其中 表示接合面數(shù)，本圖中接合面數(shù)。
10-9解（1）確定螺栓的長度
由教材圖 10-9 a）得：螺栓螺紋伸出長度
螺栓螺紋預留長度
查手冊選取六角薄螺母 GB6172-86，厚度為
墊圈 GB93-87 16，厚度為
則所需螺栓長度
查手冊中螺栓系列長度，可取螺栓長度
螺栓所需螺紋長度，取螺栓螺紋長度
（2）單個螺栓所受橫向載荷
（3）螺栓材料的許用應力
由表 9-1查得 被聯(lián)接件HT250的強度極限
查表 10-6取安全系數(shù)
被聯(lián)接件許用擠壓應力
查教材表 9-1得 螺栓35鋼的屈服極限，查表 10-6得螺栓的許用剪切應力
螺栓的許用擠壓應力
（4）校核強度
查手冊，六角頭鉸制孔用螺栓 GB28-88，其光桿直徑
螺栓的剪切強度
最小接觸長度：
擠壓強度
所用螺栓合適。
10-10解（1）每個螺栓所允許的預緊力
查教材表 9-1得 45鋼的屈服極限，查教材表 10-
6、10-7得，當不能嚴格控制預緊力時，碳素鋼取安全系數(shù)
由許用應力
查教材表 10-1得 的小徑
由公式
得
預緊力
（2）每個螺栓所能承擔的橫向力
由題圖可知，取可靠性系數(shù)
橫向力
（4）螺栓所需承擔的橫向力
（5）螺栓的個數(shù)
取偶數(shù)。
在直徑為 155的圓周上布局14個 的普通螺栓，結(jié)構(gòu)位置不允許。
10-11解（1）初選螺柱個數(shù)
（2）每個螺柱的工作載荷
（3）螺柱聯(lián)接有緊密性要求，取殘余預緊力
（4）螺柱總拉力
（5）確定螺柱直徑
選取螺柱材料為 45鋼，查表9-1得 屈服極限，查教材表 10-6得，當不能嚴格控制預緊力時，暫時取安全系數(shù)
許用應力
螺栓小徑
查教材表 10-1，取 是合
螺栓（），由教材表10-7可知取安全系數(shù)
適的。
（6）確定螺柱分布圓直徑
由題 10-11圖可得
取。
（7）驗證螺柱間距
所選螺柱的個數(shù)和螺柱的直徑均合適。
10-12解（1）在力時每個
作用下，托架不應滑移，設可靠性系數(shù)，接合面數(shù)，此螺栓所需的預緊力
（2）在翻轉(zhuǎn)力矩 勢，上
作用下，此時結(jié)合面不應出現(xiàn)縫隙。托架有繞螺栓組形心軸線O-O翻轉(zhuǎn)的趨邊兩個螺栓被拉伸，每個螺栓的軸向拉力增大了 小了，下邊兩個螺栓被放松，每個螺栓的軸向力減，則有力的平衡關(guān)系，故可得
為使上邊兩個螺栓處結(jié)合面間不出現(xiàn)縫隙，也即殘余預緊力剛為零，則所需預緊力
（3）每個螺栓所需總的預緊力
（4）確定螺栓直徑
選取螺栓材料為 35鋼，查教材表9-1屈服極限，查教材表 10-6得，當不能嚴格控制預緊力時，暫時取安全系數(shù)
許用應力
螺栓小徑
查教材表 10-1，取 也是合適
螺栓（），由教材表10-7可知取安全系數(shù) 的。
10-13解(1)計算手柄長度
查手冊 ,梯形螺紋GB5796-86，公稱直徑，初選螺距 ,則中徑，小徑
螺紋升角
當量摩擦角
所需的轉(zhuǎn)矩
則 ,手柄的長度
(2)確定螺母的高度
初取螺紋圈數(shù) ,則
螺母的高度
這時 處于1.2～2.5的許可范圍內(nèi)。
10-14解 選用梯形螺紋。
（1）根據(jù)耐磨性初選參數(shù)
初選
查表 10-8 螺旋副的許用壓強，取
查手冊，選取梯形螺紋 GB5796-86，選取公稱直徑，中徑，小徑，螺距。
（2）初選螺母
初步計算螺母的高度
則螺栓與螺母接觸的螺紋圈數(shù)，取
螺母的高度
系數(shù)
（3）校核耐磨性
螺紋的工作高度
則螺紋接觸處的壓強
合適。
（4）校核螺桿的穩(wěn)定性
起重器的螺母端為固定端，另一端為自由端，故取，螺桿危險截面的慣性半徑，螺桿的最大工作長度，則 螺桿的長細比
臨界載荷
取 安全系數(shù)，不會失穩(wěn)
（5）校核螺紋牙強度
對于梯形螺紋
對于青銅螺母
10-15解（1）初選螺紋直徑，合適。
查手冊，選取梯形螺紋 GB5796-86，選取公稱直徑，中徑，小徑，螺距。
（2）驗證其自鎖性 螺紋升角
當量摩擦角，所以滿足自鎖條件。
（3）校核其耐磨性
設 螺栓與螺母參加接觸的螺紋圈數(shù)，則 螺母的高度 內(nèi)。，處于1.2～2.5的許可范圍螺紋的工作高度
則螺紋接觸處的壓強
查教材表 10-8，鋼對青銅許用壓強，合適。
（4）校核螺桿強度
取，則所需扭矩
則危險截面處的強度
對于 45 鋼正火，其許用應力，故合適。
（5）校核螺桿的穩(wěn)定性
壓力機的螺母端為固定端，另一端為鉸支端，故取，螺桿危險截面的慣性半徑，螺桿的最大工作長度，則螺桿的長細比，不會失穩(wěn)。
（6）校核螺紋牙強度
對于梯形螺紋
對于青銅螺母，合適。
（7）確定手輪的直徑
由 得
10-16解（1）選用A型平鍵，查教材表10-9，由軸的直徑 可得平鍵的截面尺寸，；由聯(lián)軸器及平鍵長度系列，取鍵的長度。其標記為：鍵
GB1096-79（2）驗算平鍵的擠壓強度
由材料表 10-10查得，鑄鐵聯(lián)軸器的許用擠壓應力
A型鍵的工作長度，使用平鍵擠壓強度不夠，鑄鐵軸殼鍵槽將被壓潰。這時可使軸與聯(lián)軸器孔之間采用過盈配
合，以便承擔一部分轉(zhuǎn)矩，但其缺點是裝拆不便。也可改用花鍵聯(lián)接。
10-17解（1）選擇花鍵
根據(jù)聯(lián)軸器孔徑 花鍵，查手冊可知花鍵小徑 最接近，故選擇矩形花鍵的規(guī)格為
GB1144-87 花鍵的齒數(shù)、小徑，大徑，鍵寬，鍵長取，倒角
.（2）驗算擠壓強度
取載荷不均勻系數(shù)
齒面工作高度 平均半徑
查教材表 10-11，在中等工作條件Ⅱ、鍵的齒面未經(jīng)熱處理時，其許用擠壓應力，故合適。
解 1）由公式可知：
輪齒的工作應力不變，則
則，若，該齒輪傳動能傳遞的功率
11-2解 由公式
可知，由抗疲勞點蝕允許的最大扭矩有關(guān)系：
設提高后的轉(zhuǎn)矩和許用應力分別為、當轉(zhuǎn)速不變時，轉(zhuǎn)矩和功率可提高 69%。
11-3解 軟齒面閉式齒輪傳動應分別驗算其接觸強度和彎曲強度。
（1）許用應力
查教材表 11-1小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪ZG270-500正火硬
度：140～170HBS，取155HBS。
查教材圖 11-7，查教材圖 11-10 ，查教材表 11-4取，故：
（2）驗算接觸強度，驗算公式為：
其中：小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 查教材表11-3得
齒寬
中心距
齒數(shù)比
則：、，能滿足接觸強度。
（3）驗算彎曲強度，驗算公式：
其中：齒形系數(shù)：查教材圖 11-9得、則 ：
滿足彎曲強度。
11-4解 開式齒輪傳動的主要失效形式是磨損，目前的設計方法是按彎曲強度設計，并將許用應力
降低以彌補磨損對齒輪的影響。
（1）許用彎曲應力 查教材表11-1小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪 45鋼正火硬度：170～210HBS，取190HBS。查教材圖11-10得 ，查教材表 11-4，并將許用應用降低30%
故
（2）其彎曲強度設計公式：
其中：小齒輪轉(zhuǎn)矩
載荷系數(shù) 查教材表11-3得
取齒寬系數(shù)
齒數(shù)
，取
齒數(shù)比
齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得、因
故將
代入設計公式
因此
取模數(shù)
中心距
齒寬
11-5解 硬齒面閉式齒輪傳動的主要失效形式是折斷，設計方法是按彎曲強度設計，并驗算其齒面接觸
強度。
（1）許用彎曲應力
查教材表 11-1，大小齒輪材料40Cr 表面淬火硬度：52～56HRC，取54HRC。查教材圖11-10得，查材料圖11-7得。查教材表11-4，因齒輪傳動是雙向工作，彎曲應力為對稱循環(huán)，應將極限值乘 70%。
故
（2）按彎曲強度設計，設計公式：
其中：小齒輪轉(zhuǎn)矩
載荷系數(shù) 查教材表11-3得
取齒寬系數(shù)
齒數(shù)
，取
齒數(shù)比
齒形系數(shù) 應將齒形系數(shù)較大值代入公式，而齒形系數(shù)值與齒數(shù)成反比，將小齒輪的齒形系數(shù)代入設計公
式，查教材圖 11-9得
因此
取模數(shù)
（3）驗算接觸強度，驗算公式：
其中：中心距
齒寬
，取
滿足接觸強度。
11-6解 斜齒圓柱齒輪的齒數(shù)與其當量齒數(shù) 之間的關(guān)系：
（1）計算傳動的角速比用齒數(shù)。
（2）用成型法切制斜齒輪時用當量齒數(shù) 選盤形銑刀刀號。
（3）計算斜齒輪分度圓直徑用齒數(shù)。
（4）計算彎曲強度時用當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)。
11-7解 見題11-7解圖。從題圖中可看出，齒輪1為左旋，齒輪2為右旋。當齒輪1為主動時按左手定
則判斷其軸向力 ；當齒輪2為主動時按右手定則判斷其軸向力。
輪1為主動
輪2為主動時
圖 11.2 題11-7解圖
11-8解 見題11-8解圖。齒輪2為右旋，當其為主動時，按右手定則判斷其軸向力方向 向力
；徑總是指向其轉(zhuǎn)動中心；圓向力 的方向與其運動方向相反。
圖 11.3 題11-8解圖
11-9解（1）要使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反，則低速級斜齒輪3的螺旋經(jīng)方向應與齒輪2的
旋向同為左旋，斜齒輪4的旋向應與齒輪3的旋向相反，為右旋。
（2）由題圖可知：、、、、分度圓直徑
軸向力
要使軸向力互相抵消，則：
即
11-10解 軟齒面閉式齒輪傳動應分別校核其接觸強度和彎曲強度。（1）許用應力
查教材表 11-1小齒輪40MnB調(diào)質(zhì)硬度：240～280HBS取260HBS；大齒輪35SiMn調(diào)質(zhì)硬度：200～
260HBS，取230HBS。
查教材圖 11-7： ；
查教材圖 11-10： ；
查教材表 11-4 取，故：
（2）驗算接觸強度，其校核公式：
其中：小齒輪轉(zhuǎn)矩
載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬
中心距
齒數(shù)比
則：
滿足接觸強度。
（3）驗算彎曲強度，校核公式：
小齒輪當量齒數(shù)
大齒輪當量齒數(shù)
齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得、滿足彎曲強度。
11-11解 軟齒面閉式齒輪傳動應按接觸強度設計，然后驗算其彎曲強度：（1）許用應力
查教材表 11-1小齒輪40MnB調(diào)質(zhì)硬度：240～280HBS取260HBS；大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度：210～
230HBS，取220HBS。
查教材圖 11-7： ；
查教材圖 11-10： ；
查教材表 11-4 取，故：
（2）按接觸強度設計，其設計公式：
其中：小齒輪轉(zhuǎn)矩
載荷系數(shù) 查教材表11-3得 齒寬系數(shù) 取
中心距
齒數(shù)比
將許用應力較小者 代入設計公式
則：
取中心距
初選螺旋角
大齒輪齒數(shù)
，取
齒數(shù)比：
模數(shù)
，取
螺旋角
（3）驗算其彎曲強度，校核公式：
小齒輪當量齒數(shù)
大齒輪當量齒數(shù)
齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得、滿足彎曲強度。
11-12解 由題圖可知：，高速級傳動比
低速級傳動比
輸入軸的轉(zhuǎn)矩
中間軸轉(zhuǎn)矩
輸出軸轉(zhuǎn)矩
11-13解 硬齒面閉式齒輪傳動應按彎曲強度設計，然后驗算其接觸強度。
（1）許用應力
查教材表 11-1齒輪40Cr表面淬火硬度：52～56HRC取54HRC。
查教材圖 11-7：
查教材圖 11-10：
查教材表 11-4 取，故：
（2）按彎曲強度設計，其設計公式：
其中：小齒輪轉(zhuǎn)矩
載荷系數(shù) 查教材表11-3得
齒寬系數(shù) 取
大齒輪齒數(shù)
，取
齒數(shù)比：
分度圓錐角
小齒輪當量齒數(shù)
大齒輪當量齒數(shù)
齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得、則平均模數(shù)：
大端模數(shù)
取
（3）校核其接觸強度，驗算公式：
其中：分度圓直徑
錐距
齒寬
取
則：
滿足接觸強度。
11-14解 開式齒輪傳動只需驗算其彎曲強度
（1）許用彎曲應力
查教材表 11-1小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪ZG310-570正火硬度：160～
200HBS取190HBS。
查教材圖 11-10： ；
查教材表 11-4 取，故：
（2）校核彎曲強度，驗算公式：
其中：小齒輪轉(zhuǎn)矩
載荷系數(shù) 查教材表11-3得
分度圓錐角
小齒輪當量齒數(shù)
大齒輪當量齒數(shù)
齒形系數(shù) 查教材圖 11-9得、分度圓直徑
錐距
齒寬系數(shù)
平均模數(shù)
則：
滿足彎曲強度。
11-15解（1）圓錐齒輪2的相關(guān)參數(shù)
分度圓直徑
分度圓錐角
平均直徑
軸向力
（2）斜齒輪3相關(guān)參數(shù)
分度圓直徑
軸向力
（3）相互關(guān)系
因 得：
（4）由題圖可知，圓錐齒輪2的軸向力 向上，轉(zhuǎn)
指向大端，方向向下；斜齒輪3的軸向力 方向指動方向與錐齒輪2同向，箭頭指向右。齒輪3又是主動齒輪，根據(jù)左右手定則判斷，其符合右手定則，故
斜齒輪3為右旋。
圖11.6 題11-16 解圖
11-16解 見題 11-16解圖。徑向力總是指向其轉(zhuǎn)動中心；對于錐齒輪2圓周力與其轉(zhuǎn)動方向相同，對于斜齒輪3與其圓周力方向相反。
解 ：從例 12-1已知的數(shù)據(jù)有：，，，中心距，因此可以求得有關(guān)的幾何尺寸如下：
蝸輪的分度圓直徑：
蝸輪和蝸桿的齒頂高：
蝸輪和蝸桿的齒根高：
蝸桿齒頂圓直徑：
蝸輪喉圓直徑：
蝸桿齒根圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：
徑向間隙：
12-2
圖12.3
解 ：（1）從圖示看，這是一個左旋蝸桿，因此用右手握桿，四指，大拇指，可以
得到從主視圖上看，蝸輪順時針旋轉(zhuǎn)。（見圖12.3）
（2）由題意，根據(jù)已知條件，可以得到蝸輪上的轉(zhuǎn)矩為
蝸桿的圓周力與蝸輪的軸向力大小相等，方向相反，即：
蝸桿的軸向力與蝸輪的圓周力大小相等，方向相反，即：
蝸桿的徑向力與蝸輪的徑向力大小相等，方向相反，即：
各力的方向如圖 12-3所示。
12-3
圖 12.4
解 ：（1）先用箭頭法標志出各輪的轉(zhuǎn)向，如圖12.5所示。由于錐齒輪軸向力指向大端，因此可以判
斷出蝸輪軸向力水平向右，從而判斷出蝸桿的轉(zhuǎn)向為順時針，如圖12.5所示。因此根據(jù)蝸輪和蝸桿的轉(zhuǎn)
向，用手握法可以判定蝸桿螺旋線為右旋。
（2）各輪軸軸向力方向如圖12.5所示。
12-4解 ：（1）根據(jù)材料確定許用應力。
由于蝸桿選用，表面淬火，可估計蝸桿表面硬度。根據(jù)表12-4，（2）選擇蝸桿頭數(shù)。
傳動比，查表12-2，選取，則
（3）確定蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩
取，傳動效率
（4）確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑
按齒面接觸強度計算
由表 12-1 查得，。
（5）確定中心距
（6）確定幾何尺寸
蝸輪的分度圓直徑：
蝸輪和蝸桿的齒頂高：
蝸輪和蝸桿的齒根高：
蝸桿齒頂圓直徑：
蝸輪喉圓直徑：
蝸桿齒根圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：
徑向間隙：
（7）計算滑動速度。
符合表 12-4給出的使用滑動速度
（說明：此題答案不唯一，只要是按基本設計步驟，滿足設計條件的答案，均算正確。）
12-5解 ：一年按照 300天計算，設每千瓦小時電價為 因此
元。依題意損耗效率為，用于損耗的費用為：
12-6解（1）重物上升，卷筒轉(zhuǎn)的圈數(shù)為： 轉(zhuǎn)；
由于卷筒和蝸輪相聯(lián)，也即蝸輪轉(zhuǎn)的圈數(shù)為 圈；因此蝸桿轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)數(shù)為：
轉(zhuǎn)。（2）該蝸桿傳動的蝸桿的導程角為：
而當量摩擦角為
比較可見，因此該機構(gòu)能自鎖。
（3）手搖轉(zhuǎn)臂做了輸入功，等于輸出功和摩擦損耗功二者之和。
輸出功
焦耳；
依題意本題摩擦損耗就是蝸輪蝸桿嚙合損耗，因此嚙合時的傳動效率
則輸入功應為
焦耳。
由于蝸桿轉(zhuǎn)了 轉(zhuǎn)，因此應有：
即：
可得：
圖 12.6 12-7解 蝸輪的分度圓直徑：
蝸輪和蝸桿的齒頂高：
蝸輪和蝸桿的齒根高：
蝸桿齒頂圓直徑：
蝸輪喉圓直徑：
蝸桿齒根圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：
徑向間隙：
圖 12.7 12-8解，取，則
則油溫，小于，滿足使用要求。
解（1）
（2）
=
=2879.13mm
（3）不考慮帶的彈性滑動時，（4）滑動率 時，13-2解（1）
（2）
=
（3）
= =
13-3解 由圖 可知
=
圖 13.6 題 13-3 解圖 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
由圖 13-15 得選用 A 型帶
由教材表 13-3 得
選
初選
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 選用 A 型帶時，由教材表 13-7 得，依據(jù)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 由此可見，選用截面小的 A 型帶較截面大的 B 型帶，單根帶的承載能力減小，所需帶的根數(shù)增多。
13-8 解略。
13-9解 由教材表 13-9 得 p =15.875mm，滾子外徑
15.875(0.54+cot =113.90mm
15.875(0.54+cot =276.08mm
=493.43mm
13-10解（1）由圖 13-33得
查教材表 13-11，得
取
由式（13-18）得
P ≤
（2）由圖 13-33 得可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞
（3）
由圖 13-34 查得可用滴油潤滑。
13-11解
（1）鏈輪齒數(shù)
假定，由教材表 13-10，取，選
實際傳動比
鏈輪節(jié)數(shù)
初選中心距
=
取
由教材表 13-13查得 取
估計此鏈傳動工作位于圖 13-33所示曲線的左側(cè)，由教材表13-11得
采用單排鏈，≤
由教材圖 13-33得當 =960r/min時，08A鏈條能傳遞的功率 滿足要求，節(jié)距 p =12.7mm。
（4）實際中心距
（5）驗算鏈速
由式 13-19得，符合原來假定。
第四篇：機械設計基礎課后答案(1-18章全)正式完全版
第11章 蝸桿傳動
11.1 蝸桿傳動的特點及使用條件是什么？
答：蝸桿傳動的特點是：結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大。一般在傳遞動力時，i?10~80；分度傳動時只傳遞運動，i可達1 000；傳動平穩(wěn)，無噪聲；傳動效率低；蝸輪一般用青銅制造，造價高；蝸桿傳動可實現(xiàn)自鎖。
使用條件：蝸桿傳動用于空間交錯(90)軸的傳動。用于傳動比大，要求結(jié)構(gòu)緊湊的傳動，傳遞功率一般小于50kW。
11.2 蝸桿傳動的傳動比如何計算？能否用分度圓直徑之比表示傳動比？為什么？
答：蝸桿傳動的傳動比可用齒數(shù)的反比來計算，即i?n1n2?z2z1；不能用分度圓直徑之比表示傳動比，因為蝸桿的分度圓直徑d1?mq?mz1。
11.3 與齒輪傳動相比較，蝸桿傳動的失效形式有何特點？為什么？
答：蝸桿傳動的失效形式與齒輪傳動類似，有點蝕、彎曲折斷、磨損及膠合。但蝸桿傳動中蝸輪輪齒的膠合、磨損要比齒輪傳動嚴重得多。這是因為蝸桿傳動嚙合齒面間的相對滑動速度大，發(fā)熱嚴重，潤滑油易變稀。當散熱不良時，閉式傳動易發(fā)生膠合。在開式傳動及潤滑油不清潔的閉式傳動中，輪齒磨損較快。
11.4 何謂蝸桿傳動的中間平面？中間平面上的參數(shù)在蝸桿傳動中有何重要意義？ 答：蝸桿傳動的中間平面是通過蝸桿軸線且垂直于蝸輪軸線的平面。中間平面上的參數(shù)是標準值，蝸桿傳動的幾何尺寸計算是在中間平面計算的。在設計、制造中，皆以中間平面上的參數(shù)和尺寸為基準。
11.5 試述蝸桿直徑系數(shù)的意義，為何要引入蝸桿直徑系數(shù)q? 答：蝸桿直徑系數(shù)的意義是：蝸桿的分度圓直徑與模數(shù)的比值，即q?d1m。引入蝸桿直徑系數(shù)是為了減少滾刀的數(shù)量并有利于標準化。對每個模數(shù)的蝸桿分度圓直徑作了限制，規(guī)定了1~4個標準值，則蝸桿直徑系數(shù)也就對應地有1~4個標準值。
11.6 何謂蝸桿傳動的相對滑動速度？它對蝸桿傳動有何影響？
答：蝸桿傳動的相對滑動速度是由于軸交角??90，蝸桿與蝸輪嚙合傳動時，在輪齒節(jié)點處，蝸桿的圓周速度v1和蝸輪的圓周速度v2也成90夾角，所以蝸桿與蝸輪嚙合傳動時，???齒廓間沿蝸桿齒面螺旋線方向有較大的相對滑動速度vs，其大小為vs?v12?v22?v1cos?。
相對滑動速度對蝸桿傳動有較大的不利影響，滑動速度的大小對齒面的潤滑情況、齒面失效形式、發(fā)熱以及傳動效率都有很大影響。相對滑動速度較大，溫升高，潤滑油變稀、油膜不易形成，散熱不好時極易發(fā)生膠合失效形式。在開式傳動中，磨損較嚴重，使蝸桿傳動的壽命較短。
11.7 蝸桿的頭數(shù)z1及升角?對嚙合效率各有何影響？
答：蝸桿傳動的嚙合效率為?1?tan?；由此式可知，當蝸桿的升角?越大，蝸
tan(???v)桿傳動的效率越高。tan??z1。當q一定時，z1越大，?越大，效率越高。q11.8 蝸桿傳動的效率為何比齒輪傳動的效率低得多？ 答：蝸桿傳動的效率比齒輪傳動的效率低得多，是由于蝸桿傳動中嚙合處的相對滑動速度較大，摩擦大，發(fā)熱量大，嚙合效率低。
11.9 為什么對蝸桿傳動要進行熱平衡計算？當熱平衡不滿足要求時，可采取什么措施？
答：由于蝸桿傳動中蝸輪齒和蝸桿齒面間有較大的相對滑動速度，所以發(fā)熱量大，傳動效率低。如果蝸桿傳動的散熱條件差，使工作溫度過高，潤滑油粘度降低，油膜破壞，引起潤滑失效，導致齒面膠合，并加劇磨損。所以，對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動進行熱平衡計算是為了使產(chǎn)生的熱量及時散出去，不發(fā)生膠合失效。
當熱平衡不滿足要求時，應采用不列措施，以增加傳動的散熱能力：（1）在箱體處增加散熱片，以增大散熱面積；(2)在蝸桿軸伸上裝風扇，以提高散熱系數(shù)；（3）在油池中在裝蛇形冷卻水管，以降低油溫；（4）大功率的蝸桿減速器，可采用壓力噴油潤滑。
11.10 蝸桿傳動的設計準則是什么？
答：蝸桿傳動的主要失效形式是膠合、磨損，但目前尚缺乏可靠的計算方法。因此，對閉式蝸桿傳動，一般按蝸輪齒面接觸疲勞強度來設計，并校核齒根彎曲疲勞強度；對于開式蝸桿傳動，通常只需按彎曲疲勞強度進行設計。以上的強度計算為條件性計算。
此外，對連續(xù)工作的閉式蝸桿傳動還必須作熱平衡計算，以保證油溫不超過許用值。
11.11 常用的蝸輪、蝸桿的材料組合有哪些？設計時如何選擇材料？
答：常用的蝸輪、蝸桿的材料組合應具有好的減摩性、耐磨性和抗膠合性能。蝸桿常用碳銅或合金鋼制成，對高速重載的蝸桿應進行淬硬并磨削，一般蝸桿可采用調(diào)質(zhì)鋼。
蝸輪多數(shù)用青銅制造，視滑動速度大小選不同含錫量的銅合金。當vs?5ms時選用錫青銅，當vs?5ms時選用鋁鐵青銅（蝸桿必須淬硬），當vs?2ms時蝸輪可用灰鑄鐵制作。
11.12 試分析如題11.12圖所示的蝸桿傳動中，蝸桿、蝸輪的轉(zhuǎn)動方向及所受各分力的方向。
題11.12 答：蝸桿、蝸輪的轉(zhuǎn)動方向及所受各分力的方向如題11.12答案圖所示。
題11.12答案圖
11.13 設計運輸機的閉式蝸桿傳動。已知電動機功率P?3kw，轉(zhuǎn)速n?960rmin，蝸桿傳動比i?21，工作載荷平穩(wěn)，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，每天工作8h,要求使用壽命為5年。
答：(1)選擇材料。蝸桿選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度＜350HB。蝸輪選用鋁鐵青銅： ZCuAl10Fe3。（2）確定蝸輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2。估計效率??0.78，T2?T1i??9.55?106?3?21?0.78?4.9?105N?mm 960（3）選擇蝸桿頭數(shù)和蝸輪齒數(shù)。選蝸桿頭數(shù)z1?2，蝸輪齒數(shù)z2?iz1?21?2?42。（4）確定許用應力。查表11.7，估計vs?3ms，??H??180MPa。查表11.8，??F??112MPa。
(5)確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑。取載荷系數(shù)K?1.1，則
2?480?480??5md1?KT2??1.1?4.9?10??2173mm 3???z?????42?180??2H?22查表11.2得m2d1?2500mm3，由此得m?6.3,q?10。蝸桿分度圓直徑：d1?mq?6.3?10?63mm 蝸輪分度圓直徑：d2?mz2?6.3?42?264.6mm 中心距：a??q?z2?m??10?42??6.3?163.8mm
22（6）計算蝸桿螺旋線升角λ。
??arctanz12?arctan?11.31? q10（7）按齒根彎曲強度校核。計算齒根彎曲應力?F。?F?1.53KT2cos?YF2
d1d2m查表11.5，YF2?2.3。
1.53?1.1?4.9?105cos11.31??F=?2.3?17.73???F?
63?264.6?6.3故彎曲疲勞強度合格。（8）驗算傳動效率?。
v1??d1n160?1000???63?96060?1000?3.17m/s
vs?v13.17??3.23m/s cos?cos11.31?查表11.9得fv?0.041，?v?2?31??2.52?，則效率?為
tan11.31????0.95~0.97??0.77~0.79 ??tan?11.31?2.52?與原估計?=0.78相近。（9）熱平衡計算。箱體散熱面積
1.75?a?A?0.33???100??163.8??0.33???100?m2
1.75?0.783m2
2取室溫t0?20?C，散熱系數(shù)Ks?15W/(m?C),則
?t1??1000?1???P1KsA17?0.783?t0
1000?1?0.78??3?20?C
?49.6?C?20?C?69.6?C?70?C
結(jié)論：合格。（10）選擇精度等級。
v2??d2n260?1000???264.6?96060?1000?21?0.63m/s 因v<1.5m/s，可選用9級精度。
（11）繪制蝸桿、蝸輪零件工作圖（略）。
11.14設計起重設備用閉式蝸桿傳動。蝸桿軸的輸入功率P1?7.5kW,蝸桿轉(zhuǎn)速n1?960rmin，蝸輪轉(zhuǎn)速n2?48rmin,間歇工作，每日工作4h，預定壽命10年。
答：（1）選擇蝸桿、蝸輪材料。蝸桿選 45鋼調(diào)質(zhì)，硬 度<45HRC；蝸輪選錫青銅Z.Cu.Sn10P1砂型；??H?'?180MPa。
（2）確定許用應力。N?60njLh?60?48?1?4?300?10?3.46?107
771010?8?8?0.86 7N3.46?10①KHN??H????H??KHN?180?0.86?155MPa
② KFN1069106???0.675 7N3.46?109??F????F?'?KFN?46?0.675?31MPa
（3）選擇蝸桿頭數(shù)z1，蝸輪齒數(shù)z2。因用于起重，選蝸桿頭數(shù)z1，i?n1/n2?960/48?20，z2?iz1?20
（4）計算蝸輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
T2,估計
?=0.75，則
T2?T1i??9.55?106?20?（5）
7.5?0.75?1.12?106N?mm 9602確定模數(shù)、直徑系數(shù)。取K=1.2，則
?480? m2d1?KT2??z??????2H??480?3?1.2?1.12?106???32222mm
?20?155?23查表11.2，按md1=35840mm計算，取m?16,q?8.75，則
2d1?mq?16?8.75?140mm d2?mz2?16?20?320mm a??q?z2?m/2??8.75?20??16/2?230mm
（6）計算蝸桿螺旋線升角?。
??arctanz11?arctan?6.5? q8.75（7）驗算齒根彎曲強度。查表11.5得YF2?2.76，則
?F?1.53KT2cos?YF2
d1d2m1.53?1.2?1.12?106?cos6.5???2.76
140?320?16?2.85?2.76?7.9MPa???F?
彎曲強度合格。（8）驗算傳動效率。
v1??d1n260?1000???140?96060?1000?7m/s
vs?v17??7.05m/s cos?cos6.5?查表11.9得fv?0.027,?v?1?33?1.55?，則
???0.95~0.97?tan?
tan????v?tan6.5???0.95~0.97??0.76~0.78
tan8.05?與估計的效率0.75相近。
（9）因起重設備工作不連續(xù)，可不作散熱計算。
11．15如題11.15圖所示為蝸桿-斜齒輪傳動，為使軸Ⅱ上的軸向力抵消一部分，斜齒輪3的旋向應如何？畫出蝸輪及斜齒輪3上的軸向力的方向。
答：如題11.15所示，斜齒輪3的旋向為左旋，Ⅱ軸上的軸向力抵消一部分。斜齒輪3的軸向力Fa3向左，蝸輪上的軸向力向右。
第12章 齒輪系
12.1 定軸齒輪系與行星齒輪系的主要區(qū)別是什么？
答：主要區(qū)別是：定軸齒輪系運轉(zhuǎn)時齒輪軸線相對于機架固定，而行星齒輪系運轉(zhuǎn)時則有一個或幾個齒輪的軸線相對于機架不固定。
12.2 各種類型齒輪系的轉(zhuǎn)向如何確定？??1?m的方法適用于何種類型的齒輪系？ 答：定軸輪系的轉(zhuǎn)向可用?1??m的方法或在圖上畫箭頭的方法確定；行星輪系的轉(zhuǎn)向
m應根據(jù)其轉(zhuǎn)化機構(gòu)經(jīng)計算確定；?1??方法適用于平面圓柱齒輪定軸輪系。
12.3 “轉(zhuǎn)化機構(gòu)法”的根據(jù)何在？ 答：根據(jù)在于運動的相對性原理。
12.4 擺線針輪行星傳動中，針輪與擺線輪的齒差為多少？ 答：齒數(shù)差為1。
12.5 諧波齒輪傳動是怎樣工作的？諧波齒輪傳動中剛輪與柔輪的齒數(shù)差如何確定？ 答：諧波齒輪傳動是利用波發(fā)生器使柔輪產(chǎn)生可控的彈性變形而實現(xiàn)柔輪與剛輪的嚙合及運動傳遞。剛輪與柔輪的齒數(shù)差
z1?z2??z2 iH2式中：z1—剛輪齒數(shù);z2—柔輪齒數(shù);iH2—波發(fā)生器與柔輪的傳動比。
12.6 諧波齒輪減速器與擺線針輪減速器相比有何特點？
答：諧波齒輪減速器與擺線針輪減速器相比有以下特點：結(jié)構(gòu)簡單，體積小，重量輕，安裝方便，傳動效率高，但使用壽命相對不如擺線針輪減速器。
12.7 如題12.7圖所示的某二級圓栓齒輪減速器，已知減速器的輸入功率P1=3.8kW,轉(zhuǎn)速n1=960r/min，各齒輪齒數(shù)z1=22，z2=77，z3=18，z4=81，齒輪傳動效率η齒=0.97，每對滾動軸承的效率η滾=0.98。求：（1）減速器的總傳動比iIIII；（2）各軸的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩。
題12.7圖
解：（1）總傳動比iIIII???1??2z2z477?81??15.75 z1z322?18(2)軸I的功率PI?P1η滾=3.8?0.98?3.724kW 轉(zhuǎn)速nI=960r/min 轉(zhuǎn)矩TI?9.55?103P1?378.02N?m n1軸II：PII?PI
η齒η滾=3.54kW nII?n1z122?960??274.29r/min z277PII?1235.527N?m nIITII?9.55?103軸III：PIII=PIIη齒η滾=3.37kW nIII?nIIz3?60.95r/min z4TIII?9.55?103PIII?528.031N?m nIII
12.8 在如題12.8圖所示的齒輪系中，已知各齒輪齒數(shù)（括號內(nèi)為齒數(shù)），3?為單頭右旋蝸桿，求傳動比i15。
題12.8圖
解：i15?z2z3z4z525?30?60?30??90 20?25?1?30z1z2z3?z4?
12.9 如題12.9圖所示為車床溜板箱手動操縱機構(gòu)，已知齒輪1、2的齒數(shù)z1=16，z2=80，齒輪3的齒數(shù)z3=13，模數(shù)m=2.5mm,與齒輪3嚙合的齒條被固定在床身上。試求當溜板箱移動速度為1m/min時的手輪轉(zhuǎn)速。
題12.9圖
解：手輪轉(zhuǎn)速
n?1000z2100080????49r/min ?mz3z13.14?2.5?1316
12.10 如題12.10圖所示為汽車式起重機主卷筒的齒輪傳動系統(tǒng)，已知各齒輪齒數(shù)z1=20，z2=30，z6=33，z7=57，z3=z4=z5=28，蝸桿8的頭數(shù)z8=2，蝸輪9的齒數(shù)z9=30。試計算i19，并說明雙向離合器的作用。
題12.10圖 解：i19?z2z4z7z930?28?57?30??38.86
z1z3z6z820?28?33?2雙向離合器向上或向下閉合可改變傳動系統(tǒng)的末端件的轉(zhuǎn)向，實現(xiàn)正反轉(zhuǎn)。
12.11 如題12.11圖所示的差速器中，已知z1=48，z2=42，z2?=18，z3=21，n1=100r/min，n3=80r/min，其轉(zhuǎn)向如題12.11圖所示，求nH。
題12.11圖
解：這個差速器是由圓錐齒輪1、2、2?、3、行星架H以及機架4所組成的差動輪系，1、3、H的幾何軸線互相重合，因此由式（12.2）得
Hi13?zzn1?nH100?nH21?4249???32????
n3?nH?80?nHz2?z118?4848式中齒數(shù)比i前的“-”號是由轉(zhuǎn)化機構(gòu)用畫箭頭的方法確定的。解上式得nH?880?9.07r/min 97其結(jié)果為正值，表明H的轉(zhuǎn)向與輪1的轉(zhuǎn)向相同。
12.12 在如題12.12圖所示齒輪系中，已知z1=22，z3=88，z3?=z5，試求傳動比i15。
題12.12圖
解：齒輪1、2、3及行星架H構(gòu)成行星齒輪系；齒輪3?、4、5構(gòu)成定軸齒輪系。有nH=n5； n3=n3?（式①）
對于定軸輪系： i3'5?z5?1，n3?與n5的方向相反，即 z3'n3???n5??nH
（式②）
H對于行星輪系： i13??z3??4，即 z1n1?nH??
4（式③）
n3?nH聯(lián)立①、②、③式，得
i1H?n1?9 nH因nH?n5，故i15?i1H?9。
第13章 機械傳動設計
13.1 簡述機械傳動裝置的功用。
答：(1)把原動機輸出的速度降低或增速。
（2)實現(xiàn)變速傳動。
（3）把原動機輸出轉(zhuǎn)矩變?yōu)楣ぷ鳈C所需的轉(zhuǎn)矩或力。
（4）把原動機輸出的等速旋轉(zhuǎn)運動，轉(zhuǎn)變?yōu)楣ぷ鳈C的轉(zhuǎn)速或其它類型的運動。
（5）實現(xiàn)由一個或多個原動機驅(qū)動若干個相同或不同速度的工作機。
13.2 選擇傳動類型時應考慮哪些主要因素？
答：根據(jù)各種運動方案，選擇常用傳動機構(gòu)時，應考慮以下幾個主要因素：
（1）實現(xiàn)運動形式的變換。
（2）實現(xiàn)運動轉(zhuǎn)速（或速度）的變化。（3）實現(xiàn)運動的合成與分解。（4）獲得較大的機械效益。
13.3 常用機械傳動裝置有哪些主要性能？ 答：（1）功率和轉(zhuǎn)矩；（2）圓周速度和轉(zhuǎn)速；（3）傳動比；（4）功率損耗和傳動效率；（5）外廓尺寸和重量。
13.4 機械傳動的總體布置方案包括哪些內(nèi)容？
答：總體布置方案包括合理地確定傳動類型；多級傳動中各種類型傳動順序的合理安排及各級傳動比的分配。
13.5 簡述機械傳動裝置設計的主要內(nèi)容和一般步驟。答：（1）確定傳動裝置的總傳動比。
（2）選擇機械傳動類型和擬定總體布置方案。（3）分配總傳動比。
（4）計算機械傳動裝置的性能參數(shù)。性能參數(shù)的計算，主要包括動力計算和效率計算等。
（5）確定傳動裝置的主要幾何尺寸。（6）繪制傳動系統(tǒng)圖。（7）繪制裝置的裝配圖。
第14章 軸和軸轂連接
14.1 軸按功用與所受載荷的不同分為哪三種？常見的軸大多屬于哪一種？
答：軸按功用與所受載荷不同可分為心軸、傳動軸和轉(zhuǎn)軸三類。常見的軸大多數(shù)屬于轉(zhuǎn)軸。
14.2 軸的結(jié)構(gòu)設計應從哪幾個方面考慮？ 答：軸的結(jié)構(gòu)設計應從以下幾方面考慮：（1）軸的毛坯種類；（2）軸上作用力的大小及其分布情況；(3)軸上零件的位置、配合性質(zhì)以及連接固定的方法；（4）軸承的類型、尺寸和位置；（5）軸的加工方法、裝配方法以及其它特殊要求。
14.3 制造軸的常用材料有幾種？若軸的剛度不夠，是否可采用高強度合金鋼提高軸的剛度？為什么？
答：制造軸的常用材料有碳素鋼和合金鋼。若軸的剛度不夠，不可采用高強度合金鋼提高軸的剛度。因為合金鋼與碳素剛的彈性模量相差不多。
14.4 軸上零件的周向固定有哪些方法？采用鍵固定時應注意什么？
答：軸上零件的周向固定有鍵、花鍵和銷聯(lián)結(jié)以及過盈聯(lián)結(jié)和成型聯(lián)結(jié)等。采用鍵固定時應注意加工工藝與裝配兩個方面的問題。加工工藝必須保證鍵槽有一定的對稱度。對于鍵的工作表面，在裝配時必須按精度標準要求選定一定的配合；對于鍵的非工作表面，必須留有一定的間隙。
14.5 軸上零件的軸向固定有哪些方法？各有何特點？
答：常見的軸向固定方法有軸肩、軸環(huán)定位，螺母定位，套筒定位及軸端圈定位等。軸肩、軸環(huán)定位的特點是簡單可靠，能承受較大的軸向力，應用廣泛。螺母和止動電圈定位的特點是固定可靠，可承受大的軸向力，常用于固定軸端零件。套筒定位的特點是結(jié)構(gòu)簡單，用于軸向零件軸向間距L不大時，可減少軸的階梯數(shù)。套筒與軸的配合較松，故不宜用于高速。軸端擋圈定位用于軸端零件的固定，可承受較大的軸向力。
14.6 在齒輪減速器中，為什么低速軸的直徑要比高速軸的直徑大得多？
答：根據(jù)軸的設計計算公式d?C3Pn可知，轉(zhuǎn)速越低，所要求的軸的直徑就應越大；轉(zhuǎn)速越高，所要求的軸的最小直徑就越小。所以低速軸的直徑要比高速軸的直徑大得多。
14.7 在軸的彎扭合成強度校核中，?表示什么？為什么要引人?？ 答：在軸的彎扭合成強度校核中，?表示修正系數(shù)。?是考慮到由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力σ和由扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力?T循環(huán)特性不同引入的應力校正系數(shù)。
14.8 常用提高軸的強度和剛度的措施有哪些？
答：為了提高軸的強度，可選用優(yōu)質(zhì)碳素鋼或合金鋼，并進行適當?shù)臒崽幚硪约氨砻嫣幚?。同時還應從改進零件的結(jié)構(gòu)、采用合理的軸和結(jié)構(gòu)設計等措施來提高軸的強度和剛度。具體地說可從下面幾方面來考慮：
（1）采用階梯軸的結(jié)構(gòu)，使軸的形狀接近等于強度條件，以充分利用材料的承載能力。（2）盡量避免各軸段剖面突然變化，以降低局部的應力集中，提高軸的疲勞強度。（3）改變軸上零件的布置，有時可以減小軸上的載荷。（4）改進軸上零件的結(jié)構(gòu)也可以減小軸上的載荷。
14.9 試述平鍵連接和楔鍵連接的工作特點和應用場合。
答：平鍵的兩個側(cè)面是工作面，工作是靠鍵與鍵槽側(cè)面的擠壓來傳遞轉(zhuǎn)矩。平鍵連接結(jié)構(gòu)簡單、裝拆方便，對中性好，應用最廣，但它不能承受軸向力，故對軸上零件不能起到軸向固定作用。
楔鍵的上下兩面為工作面，工作是靠鍵的楔緊作用來傳遞轉(zhuǎn)矩的，同時還能承受單方向的軸向載荷。楔鍵連接僅適用于傳動精度不高、低速、載荷平穩(wěn)且對中要求較低的場合。
14.10 如題14.10圖所示為二級圓柱齒輪減速器。已知：z1=z3=20，z2=z4=40，m=4mm，高速級齒寬b12=45mm，低速級齒寬b34=60mm,軸I傳遞的功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=960r/min,不計摩擦損失。圖中a、c取為5～20mm,軸承端面到減速箱內(nèi)壁距離取為5～10mm。試設計軸II，初步估算軸的直徑，畫出軸的結(jié)構(gòu)圖、彎矩圖及扭矩圖，并按彎扭合成強度校核此軸。
答：（1）選擇軸的材料，確定許用應力選用45鋼，正火處理由表14.4查得?B=600MPa。(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算直徑。根據(jù)表14.1得C=107～118mm。
n2?n3?n1z1z2??960?20?/40?480r/mind?CPn2??107~118?4/480mm=21.7~23.9mm33
考慮到鍵槽會削弱軸的強度取d=30mm。
（3）擬出軸的結(jié)構(gòu)。根據(jù)軸在危險截面的直徑，并考慮已給定的齒輪寬度，以及軸的結(jié)構(gòu)、工藝等有關(guān)因素，擬出軸的結(jié)構(gòu)圖如題14.10答案圖a所示。圖中安裝滾動軸承的直徑定為25mm；采用深溝球軸承型號為6205，寬度B=15mm，安裝高度為3mm。
此外，兩 輪間距離取為10mm，并根據(jù)減速箱體的結(jié)構(gòu)，定出兩輪到滾動軸承邊緣的距離為15mm。
（4）按彎扭合成強度，校核軸徑。
① 畫出軸的受力圖如題14.10答案圖b所示。
軸的轉(zhuǎn)速n2?n1?z1z2??960?20?/40?480r/min 大齒輪2的直徑d2=mz2=4?40?160mm
小齒輪3的直徑d3?mz3?4?20?80mm
軸的轉(zhuǎn)矩T?9.55?10?4/480?79583.3N?mm
大齒輪2的圓周力Ft2?2T/d2??2?79583.3?/160?994.8N 徑向力Fr2?Ft2tan??994.8tan20?362N 小齒輪3的圓周力Ft3?2T/d3?1989.6N 徑向力Fr3?Ft3tan20?724.1N
題14.10答案圖
② 作水平面內(nèi)的彎矩圖，如題14.10答案圖c所示。支點反力為：
6FHA??Ft2?l2?l3??Ft3l3?/l???994.8??62.5?52.5??1989.6?52.5??/160?1367.85N FHB??Ft2l1?Ft3?l1?l2??/l
??994.8?45?1989.6?107.5?/160?1616.55Nl2=62.5mm, l3=52.5mm)I-I截面處彎矩為：MHI?FHAl1?1367.85?45?61553.3N?mm II-II截面處彎矩為：MHII?FHBl3?1616.55?52.5?84868.9N?mm ③ 作垂直面的彎矩圖：如題14.10答案圖d所示。支點反力為：
(其中
l1=450mm，F(xiàn)VA???Fr2?l2?l3??Fr3l3??/l??362?115?724.1?52.5?/160?22.6N FVB???Fr2l1?Fr3?l1?l2???/l??362?45?724.1?107.5?/160??384.7N
I-I截面彎矩為：MVI?FVAl1?22.6?45?1017N?mm
II-II截面彎矩為：MVII?FVBl3??384.7?52.5??20196.8N?mm ④ 作合成彎矩圖M?MV2?MH2如題14.10圖e所示。
MI?MHI2?MVI2?61561.7N?mmMII=MHII?MVII?87239N?mm⑤ 作轉(zhuǎn)矩圖如題14.10答案圖f所示。22T?9.55?106P2/n2?79583.3N?mm
⑥ 求當量彎矩。取??0.6。
I-I截面MeI?MI2???T? 22?61561.72??0.6?79583.3??77909.6N?mm
II-II截面MeII?MII2???T? 22?872392??0.6?79583.3??99452N?mm
⑦ 確定危險截面及校核強度。因為meII?meI，且軸上還有鍵槽，故II-II可能為危險截面，故對截面II-II進行校核；III-III、IV-IV截面直徑為25mm，雖然較小且有應力集中，但因其不受扭矩作用且彎矩不大，故不對其校核。
II-II截面
?eII?MeII/W?99452/?0.1?d3??99452/?0.1?303?MPa?36.8MPa
查表得???1b??55MPa，滿足?e????1b?的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。
14.11 設計一齒輪與軸和鍵連接。已知軸的直徑d=90mm，輪轂寬B=110mm，軸傳遞的扭矩T?1800N?m，載荷平穩(wěn)，軸、鍵的材料均為鋼，齒輪材料為鍛鋼。
答：由題意可知齒輪與軸的鍵連接，要求有一定的定心，故選擇普通平鍵，圓頭（A型）。由表①4.5查得，當d=90mm時，鍵的剖面尺寸b=25mm, h=14mm。由輪轂寬B=110mm，選鍵長L=100mm。因載荷平穩(wěn)且軸、鍵的材料為鋼，齒輪材料為鍛鋼，所以由表14.6查得許用擠壓應力???jy???125~150MPa,鍵的工作長度為l=L-b=100-25=75mm。
鍵連接工作面上的擠壓應力?p，即
?p?4T/?dhl???4?1.8?106?/?90?14?75??76.2????jy??
由以上計算可知選擇的鍵連接的擠壓強度是足夠的，故可用。
第15章 軸承
15.1 滾動軸承的主要類型有哪些？各有什么特點？ 答：（1）深溝球軸承。主要承受徑向載荷，也能承受一定的雙向軸向載荷、可用于較高轉(zhuǎn)速。
（2）圓錐子軸承。內(nèi)、外圓可分離，除能承受徑向載荷外，還能承受較大的單向軸向載荷。
（3）推力球軸承。套圈可分離，承受單向軸向載荷。極限轉(zhuǎn)速低。
（4）角接觸球軸承?？捎糜诔惺軓较蚝洼^大軸向載荷，?大則可承受軸向力越大。（5）圓柱滾子軸承。有一個套圈（內(nèi)、外圈）可以分離，所以不能承受軸向載荷。由于是線接觸，所以能承受較大徑向載荷。
（6）調(diào)心球軸承。雙排球，外圈內(nèi)球面、球心在軸線上，偏位角大，可自動調(diào)位。主要承受徑向載荷，能承受較小的軸向載荷。
15.2 繪制下列滾動軸承的結(jié)構(gòu)簡圖，并在圖上表示出軸承的受力主向：6306、N306、7306ACJ，30306、51306。
答：按表15.2中表示的簡圖及受力方向繪制。
15.3滾動軸承的基本額定動載荷C與基本額定靜載荷Cο在概念上有何不同，分別針對何種失效形式？
答：（1）基本額定動載荷C與基本額定靜載荷Cο在概念上區(qū)別在于“動”與“靜”二字的區(qū)別。C是指軸承在L10（單位為106r）時軸承能承受的最大載荷值；Cο是指在靜載荷下極低速運轉(zhuǎn)的軸承。
（2）C下的失效形式為點蝕破壞；Cο下為永久塑性變形。
15.4 何謂滾動軸承的基本額定壽命？何謂當量動載荷？如何計算？
答：基本額定壽命是指一批同型號的軸承在相同條件下運轉(zhuǎn)時，90%的軸承未發(fā)生疲勞點蝕前運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)教，或在恒定轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)的總工作小時數(shù)，分別用L10、L10h表示。
當量動載荷是軸承在當量動載荷P作用下的壽命與在實際工作載荷（徑向和軸向載荷）條件下的壽命相等。其計算方式為
P?fP?XFr?YFa?
15.5滾動軸承失效的主要形式有哪些？計算準則是什么？ 答：對于一般轉(zhuǎn)速的軸承（10Y/min 對于高速軸承，除疲勞點蝕外其工作表面的過熱也是重要的失效形式，因此除需進行壽命計算外還應校驗其極限轉(zhuǎn)速。對于低速軸承（n<1r/min），可近似地認為軸承各元件是在靜應力作用下工作的，其失效形式為塑性變形，應進行以不發(fā)生塑性變形為準則的靜強度計算。 15.6 滾動軸承壽命計算中載荷系數(shù)FP及溫度系數(shù)Ft有何意義？靜載荷計算時要考慮這兩個系數(shù)嗎？ 答：因滾動軸承工作時，各個元件上的載荷及應力都是變化的，當量動載荷只是一個理論值。實際上，軸承上的載荷，由于機器的慣性、零件精度高低等其他影響因素，往往Fr和Fa和實際是有差別的，而這種差別很難從理論上精確求出，為了計及這些影響，故引進載荷系數(shù)fP。 一般軸承只能在低于120C的工作條件下使用，當軸承工作溫度t?120C時，軸承元 ??件材料組織變化，硬度降低等因素對軸承承載能力有影響，故引入溫度系數(shù)fT。 對靜載荷計算時，一般不考慮這兩個系數(shù)。 15.7 在進行滾動軸承組合設計時應考慮哪些問題？ 答：在進行軸承組合設計時應考慮如下幾個問題：（1）軸承的軸向固定；（2）軸承組的軸向固定；（3）軸承組合的調(diào)整；（4）軸承組合支承部分的剛度和同軸度；（5）軸承的預緊；（6）軸承的配合與裝拆；（7）軸承的潤滑與密封等。 15.8 試說明角接觸軸承內(nèi)部軸向力FS產(chǎn)生的原因及其方向的判斷方法。 答：由于接觸角?的存在，使得軸承在承受徑向載荷時會產(chǎn)生一個內(nèi)部軸向力FS，其方向由外圈的寬邊指向窄邊。 15.9 為什么兩端固定式軸向固定適用于工作溫度不高的短軸，而一端固定、一端游動式則適用于工作溫度高的長軸？ 答：主要原因為溫度高時，軸的軸向變形量大，無法依靠軸承本身的游隙來補償，只得依靠一端游動式來補償。 15.10 為什么說軸承預緊能增加支承的剛度和提高旋轉(zhuǎn)精度？ 答：預緊后能消除軸承的游隙并使?jié)L動體和內(nèi)、外圈接觸處產(chǎn)生彈性變形，這樣就可提高軸承的剛度和旋轉(zhuǎn)精度。 15.11 為什么角接觸軸承通常要成對使用？ 答：其目的是消除或減小內(nèi)部軸向力的影響。 15.12 列舉工廠中滾動軸承與滑動軸承的實際應用。（去工廠實習時注意觀察）答：學生去工廠進行實習，注意觀察滾動軸承和滑動軸承的實際應用。 15.13 軸承常用的密封裝置有哪些？各適用于什么場合？ 答：密封是為了阻止?jié)櫥瑒妮S承中消失，也為了防止外界灰塵、水分等侵入軸承。按照密封的原理不同，可分為接觸式密封和非接觸式密封兩大類，前一類用于速度不高的場合，后一類可用于高速。接觸式密封有氈圈密封、皮碗密封等；非接觸式密封有間隙式、迷宮式等。 15.14 滑動軸承有哪幾種類型？各有什么特點？ 答：滑動軸承的類型有如下幾種： （1）徑向滑動軸承。承受徑向載荷。（2）推力抽承。承受軸向載荷。 15.15 對軸瓦、軸承襯的材料有哪些基本要求？ 答：對軸瓦、軸承襯的材料有如下基本要求：（1）具有足夠的抗沖擊、抗壓、抗疲勞強度。（2）具有良好的減摩性、耐磨性和磨合性。（3）具有良好的順應性和嵌藏性。； （4）具有良好的工藝性、導熱性和耐腐蝕性。 15.16 試通過查閱手冊比較6008、6208、6308、6408軸承的內(nèi)徑d、外徑D、寬度B和基本額定動載荷C，并說明尺寸系列代號的意義。 答：（1）6008。內(nèi)徑d為40mm，外徑D為68mm，寬度B為15mm,基本額定動載荷Cr為17.0kN。 （2）6208。d=40mm，D=80mm，B=18mm, Cr=29.5kN。（3）6308。d=40mm，D=90mm，B=23mm, Cr=40.8kN。（4）6408。d=40mm，D=110mm，B=27mm, Cr=65.5kN。 在代號中，右起第一、二位數(shù)，表示內(nèi)徑代號，上述例子中為08，表示內(nèi)徑尺寸為08×5=40mm。 在代號中，右起第三、四位數(shù)，表示尺寸系列代號。第三位為直徑系列代號，第四位為寬度系列代號。如為01則可省略不表示。在6008中，第三位為0，表示直徑系列代號，寬度系列代號也為0，可省略。在6208中，2為直徑系列代號，在6308、6408中，3、4均為直徑系列代號。代號中右起第五、六、七位表示類型代號。在此例中，由于寬度系列代號為0，省去，第四位就缺了，第五、六位等無數(shù)字，故類型代號就占第四位了。6代表深溝球軸承類型。 15.17 一深溝球軸承受徑向載荷Fr=7500N，轉(zhuǎn)速n=2000r/min，預期壽命?Lh??4000h，中等沖擊，溫度小于100C。試計算軸承應有的徑向基本額定動載荷Cr值。 解:(1)求當量動載荷。由表15.12取載荷系數(shù)fP=1.5,由式(15.2)得當量動載荷P為 ?P?fPFr?1.5?7500?11250N (2)計算軸承的徑向基本額定動載荷。由表15.14取fT=1，深溝球軸承壽命指數(shù)??3，根據(jù)式(15.6)可得 Cr?P?60n?Lh??11250?60?2000?4000???????88085N 66fT?101?10???113所以該軸承應有的Cr=88085N。 15.18 30208軸承基本額定動載荷Cr=63000N。（1）若當量動載荷P=6200N，工作轉(zhuǎn)速n=750r/min,試計算軸承壽命L10h；（2）若工作轉(zhuǎn)速n=960r/min，軸承的預期壽命?Lh??10000h，求允許的最大當量動載荷。 解：（1）根據(jù)式(15.5)得（取fT=1，???10）3103L10h?10?fTC?10?1?63000?????50110h ??60n?P?60?750?6200?106?fTC??????Lh? 60n?P?1666?（2）由式（15.5）L10h?10???10 可得P??fC????1?63000?9359N ?60n?L???T60?960?10000??h???6103所以，允許的最大當量動載荷P?9359N。 15.19 直齒輪軸系用一對深溝球軸承支承，軸頸d=35mm,轉(zhuǎn)速n=1450r/min，每個軸承受徑向載荷Fr=2100N，載荷平穩(wěn)，預期壽命?Lh??8000N，試選擇軸承型號。 解：（1）計算當量動載荷P。查表15.12取fP=1.1，根據(jù)式(15.2)得 P?fPFr?1.1?2100?2310N （2）計算所需的徑向額定動載荷。由式(15.6)得 C?113P?60n?Lh??2310?60?1450?8000???????20471N fT?106?1?106??（3）軸承型號。查手冊，根據(jù)d=35mm選得6270軸承，其Cr?25500N?20471N，故選用6207軸承合適。 15.20 一對7210C角接觸球軸承分別受徑向載荷Fr1=8000N，F(xiàn)r2=5200N，軸向外載荷FA的方向如題15.20圖所示。試求下列情況下各軸承的內(nèi)部軸向力FS和軸向載荷Fa。（1）FA=2200N；(2)FA=900N；(3)FA=1120N。 題15.20圖 解：（1）FA=2200N。計算軸承內(nèi)部軸向壓力FS。根據(jù)表15.16，內(nèi)部軸向力FS?eFr，查軸承手冊得7210C軸承Cor=32000N。 圖a 根據(jù)FA2200??0.069，查表15.13得e?0.27，則 Cor32000 FS1?eFr1?0.27?8000?2160NFS2?eFr2?0.27?5200?1404N因為FS1?FS2?FA，根據(jù)力的平衡條件有FS1?F'S1??FS2?FA。所以Fa1=FS1+F'S1?=FS2+FA?1404?2200?3604N Fa2?FS2?1404N （2）FA?900N，則 FA900??0.028，查表15.53得e?0.04，則 Cor32000圖b FS1?eFr1?0.4?8000?3200N FS2?eFr2?0.4?5200?2080N 因為FS1?FS2?FA，根據(jù)力的平衡條件有FS1?FS2?Fs2??FA。所以Fa1?FS1?3200N Fa2?FS2?FS2??FS1?FA?3200?900?2300N （3）FA?1120N，則 FA1120??0.035，查表15.53得e?0.41則 Cor32000圖c FS1?eFr1?0.41?8000?3280N,FS2?eFr2?0.41?5200?2132N 因為FS1?FS2?FA，根據(jù)力的平衡條件有FS1?FS2?FS2??FA。 所以Fa1?FS1?3280N,Fa2?FS2?FS2??FS1?FA?3280?1120?2160N 15.21 如題15.21圖所示的一對軸承組合，已知Fr1=7500N，F(xiàn)r2=15000N,FA=3000N,轉(zhuǎn)速n=1470r/min,軸承預期壽命?Lh??8000h，載荷平穩(wěn)，溫度正常。試問采用30310軸承是否適用？ 題15.21圖 答：（1）計算軸承所受軸向載荷Fa1,Fa2。由手冊查得30310軸承Y=1.7，e=0.35，Cr=130000N，則 FS1?Fr17500??2205.88N 2Y2?1.7Fr215000??4411.76N 2Y2?1.7FS2?因FS1?FA?FS2，則FS1?FA?FS2?FS2?，軸承1放松，軸承2被壓緊。故Fa1?FS1?2205.88N Fa2?FS2?FS2??FS1?FA?5205.88N（2）計算當量動載荷P。 Fa12205.88??0.294?e Fr17500Fa25205.88??0.347?e Fr215000查表X1=1，Y1=0，X2=0.4 Y2?0.4cot12?57'10''?1.7,取fP=1.1，則P1?fP?XF1r?1YFa1??11.?1?17?500??0 8250NP2?fP?X2Fr2?Y2Fa2??1.1?0.4?15000?1.7?5205.88??16335N （3）驗算基本額定動載荷。因P2>P1，則應按P2計算，根據(jù)表15.14，取fT=1，則由式（15.6）可得 C?P?60n?Lh??16335?60?1470?8000???116865.6N?130000N ????66fT?101?10???1310所以,采用30310軸承是適用的。 15.22 錐齒輪軸系選用一對30206/P6圓錐滾子軸承（如題15.22圖所示）。已知軸的轉(zhuǎn)速n=640r/min，錐齒輪平均分度圓直徑dm=56.25mm，作用于錐齒輪上的圓周力F1=2260N，徑向力F2=760N，軸向力F a=292N。試求該對軸承的壽命。 題15.22圖 答：（1）計算軸承的徑向支反力，畫受力圖如題15.22答案圖所示；畫出水平面受力圖如題15.22答案圖b所示，求F1H、F2H。 由?MII?0 得F1H?100?Ft?50?0 F1H?Ft?502260?50??1130N 100100 F2H?Ft?F1H?2260?1130?3390N 圖a、b、c 畫出垂直平面受力圖如題15.22答案圖c所示，求F1V、F2V。 ?MI?0 得F2V?100?Fa?56.25?Fr?150?0 2F2V? ?Fa?56.25?150Fr150?760?292?28.1252? 100100?11400?8212.5?1057.88N F1V=F2V?Fr=1057.88?760=297.88N 合成反支力： Fr1?F1H2?F1V2?11302?297.882?1168.6N Fr2?F2H2?F2V2?33902?1057.882?3551.23N （2）求軸承內(nèi)部軸向力。由表15.16得FS?C=43200N。 Fr,查手冊30206軸承的Y=1.6，e=0.37，2YFS1?Fr11168.6??365.2N 2Y2?1.6Fr23551.23??1109.76N 2Y2?1.6FS2?FS1、FS1力向如題15.22答案圖d所示。 FS1?FS2?FA，根據(jù)力的平衡條件有FS1?FS1'?FS2?FA，則Fa?FS?1'F1?121?0A9.7?6S1F?SF2?9 21401.76NFa2?FS2?1109.76N （3）計算當量動載荷。Fa11401.76??1.12?0.37?e Fr11168.6由表15.13得X1=0.4，Y1=0.4cot?,查軸承手冊30206軸承?=1402'10''，則Y1=0.4，cot?=1.6。 ?Fa21109.76??0.31?e?0.37 Fr23551.23由表15.13得X2=1，Y2=0，則 P1?fP?X1Fr1?Y1Fa1??1??0.4?1168.6?1.6?1401.76??2710.26N P2?fP?X2Fr2?Y2Fa2??1??1?3551.23?0?1109.76??3551.23N （4）計算軸承壽命。取fT=1，???10，根據(jù)式(15.5)可得 36103軸承I L10h1?10?fTC?10?1?43200???????242008h 60n?P60?6402710.26??1?10?fTC?10?1?43200???????106922h 60n?P2?60?640?3551.23?66?6軸承II L10h2?103第16章 其他常用零、部件 16.1兩軸軸線的偏移形式有哪幾種？ 答：有經(jīng)向位移、軸向位移、偏角位移以及綜合以上三種位移中的幾種同時發(fā)生的情況。 16.2凸緣聯(lián)軸器兩種對中方法的特點各是什么？ 答：凹凸槽對中時軸必須作軸向移動；用螺栓與孔的緊配合對中時不須軸作軸向移動，且傳遞扭矩大。 16.3 聯(lián)軸器與離合器的主要區(qū)別是什么？ 答：聯(lián)軸器只保持兩軸的接合，離合器可在機器工作中隨時定成兩軸的接合與分離。 16.4 常用聯(lián)軸器和離合器有哪些類型？各有哪些特點？應用于哪些場合？ 答：常用聯(lián)軸器可分為剛性聯(lián)軸器和撓性聯(lián)器兩大類，剛性聯(lián)軸器不能補嘗兩軸的相對位移，用于兩軸嚴格對中并在工作中不發(fā)生相對位移的場合；撓性聯(lián)軸器具有一定的補嘗兩軸相對位移的能力，用于工作中兩軸可能會發(fā)生相對位移的場合。 常用離合器分為牙嵌式和摩擦式兩大類。牙嵌式離合器結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，但在接合式分離時齒間會有沖擊，用于轉(zhuǎn)矩不大、接合或分離時兩軸靜止或轉(zhuǎn)速差很小的場合；摩擦式離合器接合過程平穩(wěn)，沖擊、振動較小，有過載保護作用，但外廓尺寸大，接合分離時有滑動摩擦，發(fā)熱量及磨損較大，用于轉(zhuǎn)矩較大，兩軸有較大轉(zhuǎn)速差的場合。 16.5 無彈性元件聯(lián)軸器與彈性聯(lián)軸器在補償位移的方式上有何不同？ 答：無彈性元件聯(lián)軸器利用聯(lián)軸器工作元件間的動聯(lián)接實現(xiàn)位移補償；彈性聯(lián)軸器利用其中彈性元件的變形來補償位移。 16.6 牙嵌式離合器與牙嵌式安全離合器有何區(qū)別？ 答：不同點在于牙嵌式安全離合器的牙的傾斜角?較大，且無操縱機構(gòu)。 16.7 普通自行車上手閘、鞍座等處的彈簧各屬于什么類型？其功用是什么？ 答：手閘處的彈簧是扭轉(zhuǎn)彈簧，用于剎車后手閘復位；鞍座處的彈簧是螺旋壓簧，用于緩沖吸振。 16.8 圓栓螺旋彈簧的端部結(jié)構(gòu)有何作用？ 答：壓縮彈簧的端部結(jié)構(gòu)起支承作用，拉伸彈簧的端部結(jié)構(gòu)功用是利于彈簧的安裝及加載。 16.9 某電動機與油泵之間用彈性套柱銷連軸器連接，功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n=970r/min,兩軸直徑均為42mm，試選擇連軸器的型號。 解：（1）計算名義轉(zhuǎn)矩。 T?9550P7.5?9550??73.84N?m n970（2）計算轉(zhuǎn)矩。Tc?KT 查表16-1，K取1.75，則Tc?1.75T?129.22N?m（3）查機械設計手冊，選取型號為TL7Y型聯(lián)軸器。 16.10 選擇如題16.10圖所示的蝸桿蝸輪減速器與電動機及卷筒軸之間的聯(lián)軸器。已知電動機功率P1=7.5kw，轉(zhuǎn)連n1=970r/mm，電動機軸直徑d1=42mm，減速器傳動比i?30，傳動效率η=0.8，輸出軸直徑d=60mm，工作機為輕型起重機。 題16.10圖 解：電動機與減速器之間，選用彈性套栓銷聯(lián)軸器： 名義轉(zhuǎn)矩T?9550P7.51?9550??73.84N?m n1970轉(zhuǎn)矩Tc?KT?1.75?73.84?129.22N?m（K取1.75）查機械設計手冊，選取型號為TL7Y型聯(lián)軸器。 減速器與卷筒軸之間，可采用齒式聯(lián)軸器： 名義轉(zhuǎn)矩T?9550P27.5?0.8?9550??1772N?m n2970/30轉(zhuǎn)矩Tc?KT?3?1772?5317N?m（K取3）查機械設計手冊，選取型號為GICL6型齒式聯(lián)軸器。 第17章 機械的平衡與調(diào)速 17.1 剛性回轉(zhuǎn)件的平衡有哪幾種情況？如何計算？從力學觀點看，它們各有什么特點？ 答：有兩種情況：靜平衡和動平衡。 （1）靜平衡計算。方法是在同一平面內(nèi)增加或減少一個平衡質(zhì)量，使平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力Fb與原有各偏心質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力的矢量和?Fi相平衡。 特點：各偏心質(zhì)量及平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心慣性力組成一個平面匯交力系。 （2）動平衡計算。方法是任選兩個平衡平面，將回轉(zhuǎn)件上的不平衡質(zhì)量都向這兩個平面內(nèi)分解，在這兩個平面內(nèi)各加上一個平衡質(zhì)量，使慣性力的合力及合力矩同時為零。特點：各偏心質(zhì)量及平衡質(zhì)量產(chǎn)生的慣性力組成一空間力系。 17.2 怎樣的回轉(zhuǎn)件需要進行動平衡？需要幾個校正平面？ 答：對于軸向?qū)挾却?LD?0.2)的回轉(zhuǎn)件，需要進行動平衡。需要兩個校正平面。 17.3 “周期性速度波動”與“非周期性速度波動”的特點各是什么？各用什么方法來調(diào)節(jié)？ 答：周期性速度波動的特點是機器在穩(wěn)定運轉(zhuǎn)階段中，它的運動速度發(fā)生周期性的反復變化，其調(diào)節(jié)方法是采用飛輪。 非周期性速度波動的特點是機器運動速度的波動沒有一定的周期性，并且其作用不是連續(xù)的，其調(diào)節(jié)方法是采用調(diào)節(jié)器。 17.4 為了減輕飛輪的重量，飛輪最好安裝在何處？它能否安裝在有自鎖性的蝸輪軸上？能否安裝在萬向聯(lián)軸器的變速軸上？ 答：飛輪最好安裝在高速軸上。它既不能安裝在有自鎖的蝸輪軸（低速軸）上，也不能安裝在萬向聯(lián)軸的變速軸上。 17.5 機械的平衡與調(diào)速都可以減輕機械上的動載荷，但兩者有何本質(zhì)區(qū)別？ 答：機械的平衡是通過計算或?qū)嶒炇够剞D(zhuǎn)體上的離心慣性力的矢量和為零。而調(diào)速是通過一定的手段使機器所受的驅(qū)動功與阻力功保持平衡。 17.6 如題17.6圖所示，圓盤回轉(zhuǎn)件上有三個不平衡質(zhì)量：m1=2kg，m2=3kg，m3=2kg，r1=120mm，r2=10mm，r3=110mm，?1?30?,?2?60?,?3?120?。（1）若考慮在圓盤平面a?a中r?150mm的圓周上加平衡質(zhì)量，試求該平衡質(zhì)量的大小和方位；（2）若因結(jié)構(gòu)原因需將平衡質(zhì)量加在圖中Ⅰ、Ⅱ平面內(nèi)，且已知L1?150mm,L2?250mm,試求平衡平面Ⅰ、Ⅱ內(nèi)應加的平衡質(zhì)徑積。 題17.6圖 解：（1）由靜平衡條件得： m1r1?m2r2?m3r3?mbrb?0 又m1r1?2?120?240kg?mm m2r2?3?100?300kg?mm m3r3?2?110?220kg?mm 選取比例尺?W?10kg?mm/mm作向量圖，如題17.6答案圖b所示。由圖中可測得：mb?rb??W?Wb?10?7?70kg?mm，又因rb?150mm，則 mb?7070??0.47kg rb150方位同Wb一致，如題17.6答案圖a所示。（2）平衡面Ⅰ、Ⅱ內(nèi)的質(zhì)徑積分別為 mIrI?L2250Wb=?70?175kg?mm L2?L1250-150L1150Wb=?70?105kg?mm L2?L1250-150mIIrII? 17.7如題17.7圖所示為一厚度B=10的鋼制凸輪，質(zhì)量為m=0.8kg,質(zhì)心S離軸心的偏距e=2mm。為了平衡此凸輪，擬在R=30mm的圓周上鉆3個直徑相同且相互錯開60°的孔。試求應鉆孔的直徑d。（已知鋼材密度??7.8?10kgmm） ?63答：設鉆去每個圓柱孔的質(zhì)量為mb，則 m1R1?m2R2?m3R?me 取比例尺?W=0.05kg?mmmm，R1?R2?R3?R，m1?m2?m3?mb，作向量圖如題17.7答案圖b所示,由圖可知： 題17.7答案圖 mb?R1cos60??mbR2?mbR3cos60??me 現(xiàn)將R、e、凸輪質(zhì)量m值代入上式，可得 mb?me0.8?2??0.027kg R(2cos60??1)30?2又因m????d2?B，則 4d?4m4?0.027??21mm ?6?B???10?7.8?10結(jié)論：鉆孔的直徑為21mm。 17.8在電動機驅(qū)動的剪床中，已知作用在剪床主軸上的阻力矩Mr的變化規(guī)律如題17.8圖所示。設驅(qū)動力矩Md為常量，剪床主軸轉(zhuǎn)速為760r/min,不均勻系數(shù)δ=0.05，求安裝在主軸上的飛輪的轉(zhuǎn)動慣量JF。 解：（1）求Md。 題17.8圖 題17.8答案圖 在一個穩(wěn)定周期內(nèi)，Md與Mr的平均值應相等，又Md為常數(shù)，則 200?Md??2?1600??1????1400??200?(??)4244?462.5N?m 2?（2）求a、b、c、d、e五個位置的累積變化量ΔW及最大盈虧功Wmax。由題17.8答案圖可知：在Oa階段 W1??262.5N?m 在ab階段 W2??1137.5N?m 在bc階段 W3??317.4N?m 在cd階段 W4??29.8N?m 在de階段 W5??262.5N?m 即?Wa??262.5N?m ?Wb?262.5?(?1137.5)??875N?m ?Wc??875?(?317.4)??1192.4N?m ?Wd??1192.4?29.8??1162.6N?m ?We??1162.6?262.5??900.1N?m 則?Wmax??262.5N?m ?Wmin=-1192.4N?m Wmax??Wmax??Wmin?262.5?(?1192.4)?1454.4N?m （3）求飛輪的轉(zhuǎn)動慣量JF。 JF?900Wmax900?1454.42??4.6kg?m 2222?n???760?0.0517.9在柴油發(fā)電機機組中，設柴油機曲軸的上驅(qū)動力矩Med(?)曲線和阻力矩Mer(?)曲線如題17.9圖所示。已知兩曲線所圍各面積代表的盈、虧功為：W1??50N?m、W2??550N?m、W3??100N?m、W4??125N?m、W5??550N?m、W6??25N?m、W7??50N?m；曲線的轉(zhuǎn)速為600rmin；許用不均勻系數(shù)[δ]=1/300。若飛輪裝在曲軸上，試求飛輪的轉(zhuǎn)動慣量。 題17.9圖 解：（1）求量大盈虧功Wmax。由題意可知：在b、c、d、e、f、g、a各位置的累積變化量?W為 ?Wb?W1??50N?m ?Wc??50?W2=-50+550=500N?m ?Wd?500?W3=500+(-100)=400N?m ?We?400?W4=400+125=525N?m ?Wf?525?W5=525+(-500)=25N?m ?Wg?25?25=50N?m ?Wa?50?W7=50+(-50)=0 可得出?Wmax?525N?m ?Wmin??50N?m 則Wmax??Wmax-?Wmin=525-(-50)=575N?m （2）求飛輪的轉(zhuǎn)動慣量JF。 JF?900Wmax900?5752??43.7kg?m1?2n2??2?6002?300 第18章 機械設計CAD簡介 18.1 CAD的含義是什么？ 答：CAD的含義是Computer aided design的編寫，意思為計算機輔助設計。 18.2 機械設計CAD的主要內(nèi)容有哪些？ 答：機械設計CAD的內(nèi)容很廣泛，可從兩個方面來概括，一方面是設計計算，一方面是繪圖，均可通過對軟件的應用在計算機上完成。即計算機輔助計算數(shù)和計算機輔助繪圖。 18.3 在機械設計CAD中常用的數(shù)據(jù)處理方法有哪幾種？ 答：在機械設計CAD中常用的數(shù)據(jù)處理方法有：（1）取整數(shù)；（2）四舍五入取整數(shù)；（3）按某數(shù)的倍數(shù)取整數(shù)；（4）取標準值；（5）判斷兩個實數(shù)是否相等，是用兩實數(shù)的差的絕對值小于給定精度作為判別條件的。 18.4 在CAD程序中如何對數(shù)表進行處理？ 答：在CAD程序中對數(shù)表的處理是數(shù)表程序化。對于簡單數(shù)表，可以直接應用數(shù)組語句，分別用行或列表示規(guī)格及選項。按照數(shù)組的的定義規(guī)則，將表格中的數(shù)據(jù)輸入數(shù)組里，查詢數(shù)組相應的行或列，即可得到所需的參數(shù)。 若為復雜數(shù)表，根椐表格的結(jié)構(gòu)，使用開關(guān)語句，分層次查詢。外層變量起分類作用，內(nèi)層變量查詢表格，應用變量賦值。 18.5 在CAD程序中如何對線圖進行處理？ 答：應根椐線圖變化趨勢，分段找出函數(shù)表達式。繪出變量值，選擇合適的函數(shù)表達式并計算出函數(shù)值。對于不能直接確定函數(shù)表達式的線圖，可根據(jù)線圖的橫坐標或縱坐標分段，查出各分段點的函數(shù)值，然后將線圖轉(zhuǎn)化為表格，按表格程序的方式編程序。對于均勻變化的曲線，可以等分線圖的橫坐標，查出橫坐標相應的函數(shù)值，按表格形式進行程序化處理。 對于曲線線圖的處理較繁瑣，利用線性插值法將線圖轉(zhuǎn)化為公式。對于曲率變化較大的曲線，可以分段確定相應的線性插值公式，然后由計算機根椐自變量的值判斷使用相應的插值公式，并計算出函數(shù)值。 對直線段線圖可直接程序化。 《機械設計基礎》作業(yè)答案 第一章平面機構(gòu)的自由度和速度分析 1－1 1－2 1－3 1－4 1－5 自由度為： 或： 1－6 自由度為 或： 1－10 自由度為： 或： 1－11 1－13：求出題1-13圖導桿機構(gòu)的全部瞬心和構(gòu)件1、3的角速度比。 1－14：求出題1-14圖正切機構(gòu)的全部瞬心。設，求構(gòu)件3的速度。 1－15：題1-15圖所示為摩擦行星傳動機構(gòu)，設行星輪2與構(gòu)件1、4保持純滾動接 。觸，試用瞬心法求輪1與輪2的角速度比 構(gòu)件1、2的瞬心為P12 P24、P14分別為構(gòu)件2與構(gòu)件1相對于機架的絕對瞬心 1－16：題1-16圖所示曲柄滑塊機構(gòu)，已知：，求機構(gòu)全部瞬心、滑塊速度，和連桿角速度 。，在三角形ABC中，，，1－17：題1-17圖所示平底擺動從動件凸輪1為半徑，求的數(shù)值和方向。的圓盤，圓盤中心C與凸輪和 時，從動件回轉(zhuǎn)中心的距離，角速度 時 方向如圖中所示 當時 方向如圖中所示 第二章平面連桿機構(gòu) 2-1 試根據(jù)題2-1圖所注明的尺寸判斷下列鉸鏈四桿機構(gòu)是曲柄搖桿機構(gòu)、雙曲柄機構(gòu)還是雙搖桿機構(gòu)。 （1）雙曲柄機構(gòu) （2）曲柄搖桿機構(gòu) （3）雙搖桿機構(gòu) （4）雙搖桿機構(gòu) 2-3 畫出題2-3圖所示各機構(gòu)的傳動角和壓力角。圖中標注箭頭的構(gòu)件為原動件。 2-4 已知某曲柄搖桿機構(gòu)的曲柄勻速轉(zhuǎn)動，極位夾角θ為300，搖桿工作行程需時7s。試問：（1）搖桿空回程需時幾秒？（2）曲柄每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)是多少？ 解：（1）根據(jù)題已知條件可得： 工作行程曲柄的轉(zhuǎn)角 則空回程曲柄的轉(zhuǎn)角 搖桿工作行程用時7s，則可得到空回程需時： （2）由前計算可知，曲柄每轉(zhuǎn)一周需時12s，則曲柄每分鐘的轉(zhuǎn)數(shù)為 2-5 設計一腳踏軋棉機的曲柄搖桿機構(gòu)，如題2-5圖所示，要求踏板CD在水平位置上0下各擺10，且。（1）試用圖解法求曲柄AB和連桿BC的長度；（2）用式（2-6）和式（2-6）＇計算此機構(gòu)的最小傳動角。解： 以踏板為主動件，所以最小傳動角為0度。 2-6 設計一曲柄搖桿機構(gòu)。已知搖桿長度，擺角，搖桿的行程速比變化系數(shù)。（1）用圖解法確定其余三桿的尺寸；（2）用式（2-6）和式（2-6）＇確定機構(gòu)最小傳動角計）。 解：由K=1.2可得極位夾角 （若，則應另選鉸鏈A的位置，重新設 2-7 設計一曲柄滑塊機構(gòu)，如題2-7圖所示。已知滑塊的行程，行程速度變化系數(shù)，求曲柄和連桿的長度。，偏距解：由K=1.2可得極位夾角 2-8 設計一擺動導桿機構(gòu)。已知機架長度求曲柄長度。 解：由K=1.4可得極位夾角，行程速度變化系數(shù)，2-10 設計一鉸鏈四桿機構(gòu)作為加熱爐爐門的起閉機構(gòu)。已知爐門上兩活動鉸鏈的中心距為50mm，爐門打開后成水平位置時，要求爐門溫度較低的一面朝上（如虛線所示），設固定鉸鏈安裝在yy軸線上，其相關(guān)尺寸如題圖2-10圖所示，求此鉸鏈四桿機構(gòu)其余三桿的長度。 2-12 已知某操縱裝置采用鉸鏈四桿機構(gòu)。要求兩連架桿的對應位置如題2-12圖所示，；，；，；機架長度，試用解析法求其余三桿長度。 解：由書35頁圖2-31可建立如下方程組： 消去δ，并整理可得： 令： （1） （2） （3） 于是可得到 分別把兩連架桿的三個對應轉(zhuǎn)角帶入上式，可得到關(guān)于P1、P2、P3由三個方程組成的方程組?？山獾茫?，再由（1）、（2）、（3），可解得： 第三章 凸輪機構(gòu) 3-1 題3-1圖所示為一偏置直動從動件盤形凸輪機構(gòu)，已知AB段為凸輪的推程廓線，試在圖上標注推程運動角Φ。 3-2題3-2圖所示為一偏置直動從動件盤形凸輪機構(gòu)，已知凸輪是一個以C點為圓心的圓盤，試求輪廓上D點與尖頂接觸是的壓力角，并作圖表示。 3-4 設計題3-4圖所示偏置從動件盤形凸輪。已知凸輪以等角速度順時針方向回轉(zhuǎn)，偏距，凸輪基圓半徑，滾子半徑，從動件的升程，，，從動件在升程和回程均作簡諧運動，試用圖解法繪制出凸輪的輪廓并校核推程壓力角。解：（1）推程： 推程角： 從動件的位移方程： 從動件的行程： 00 0 500 2.01 1000 27.99 1500 30（mm） （2）回程： 回程角： 從動件的位移方程：00 400 800 1200（mm）30 27.99 2.01 0 于是可以作出如下的凸輪的理論輪廓曲線，再作一系列的滾子，繪制內(nèi)包絡線，就得到凸輪的實際輪廓曲線（略） 注：題3- 6、3-7依次按上述步驟進行作圖即可，不同的是：3-6為一擺動從動件盤形凸輪機構(gòu)，3-7為一平底直動從動件盤形凸輪機構(gòu)。 第四章 齒輪機構(gòu) 4-1 已知一對外嚙合正常齒制標準直齒圓柱齒輪，，試計算這對齒輪的分度圓直徑、齒頂高、齒跟高、頂隙、中心距、齒頂圓直徑、齒跟圓直徑、基圓直徑、齒距、齒厚和齒槽寬。解： 項目及計算公式 齒輪1 齒輪2 分度圓直徑 齒頂高 （）3 齒跟高 （）3.75 3.75 頂隙 （） 0.75 0.75 中心距 齒頂圓直徑 齒跟圓直徑 49.5 115.5 基圓直徑 （）53.5625 9.42 4.71 4.71，齒數(shù) 115.5822 齒距，齒厚 齒槽寬 4-2 已知一對外嚙合標準直齒圓柱齒輪的標準中心距，求模數(shù)和分度圓直徑。 解：由 可得 則其分度圓直徑分別為 4-3已知一正常齒制標準直齒圓柱齒輪的齒數(shù)該輪的模數(shù)。解： 正常齒制標準直齒圓柱齒輪：則有，齒頂圓直徑，求 4-4 已知一正常齒制標準直齒圓柱齒輪,圓、齒頂圓上漸開線的曲率半徑和壓力角。，試分別求出分度圓、基解： 齒頂圓壓力角： 基圓壓力角： 分度圓上齒廓曲率半徑： 齒頂圓上齒廓曲率半徑： 基圓上齒廓曲率半徑： 4-6 已知一對內(nèi)嚙合正常齒制標準直齒圓柱齒輪，，試參照圖4-1b計算該對齒輪的中心距和內(nèi)齒輪的分度圓直徑、齒頂圓直徑和齒跟圓直徑。 解：該對齒輪為內(nèi)嚙合，所以有 中心距齒輪2為內(nèi)齒輪，所以有 4-10 試與標準齒輪相比較，說明正變位直齒圓柱齒輪的下列參數(shù)：、解： 不變的參數(shù)、、、、、、、、，哪些不變？哪些起了變化？變大還是變?。?、、、變化 增大、、、、減小，，試計4-11 已知一對正常齒漸開線標準斜齒圓柱齒輪算其螺旋角、端面模數(shù)、分度圓直徑和齒跟圓直徑。 解：對外嚙合的斜齒輪中心距為 代入已知參數(shù)可得 所以 端面模數(shù) 分度圓直徑分別為 mm mm mm 齒頂圓直徑分別為 mm mm 齒跟圓直徑分別為 mm mm 第五章 輪系 5-1 在題5-1圖所示雙級蝸輪傳動中，已知右旋蝸桿1的轉(zhuǎn)向如圖所示，試判斷蝸輪2和蝸輪3的轉(zhuǎn)向，用箭頭表示。 5-2 在題5-2圖所示輪系中，已知，（右旋），線速度的大小和方向。，，若，，求齒條6 解： 方向為水平向右。 5-3 在題5-3圖所示鐘表傳動示意圖中，E為擒縱輪，N為發(fā)條盤，S、M、H分別為秒針、分針、時針。設，時針的傳動比。，，，，，求秒針與分針的傳動比和分針與 解：為定軸輪系 注意各輪轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系： 得到則有 5-6 在題5-6圖所示液壓回轉(zhuǎn)臺的傳動機構(gòu)中，已知，液壓馬達M的轉(zhuǎn)速，回轉(zhuǎn)臺H的轉(zhuǎn)速，求齒輪1的齒數(shù)（提示：）。 解： 5-9 在題5-9圖所示差動輪系中，已知各輪的齒數(shù)，，齒輪1的轉(zhuǎn)速為 （箭頭向上），齒輪3的轉(zhuǎn)速為頭向下），求行星架轉(zhuǎn)速的大小和方向。 （箭 解：在轉(zhuǎn)化輪系中，各輪的轉(zhuǎn)向如圖中虛線箭頭所示，則有 在圖中，從給定的條件可知，輪1和輪3的絕對轉(zhuǎn)向相反，已的值為正，的值為負，代入上式中，則有 即 于是解得 其值為正，說明H的轉(zhuǎn)向與輪1的轉(zhuǎn)向相同。5-10 在題5-10圖所示機構(gòu)中，已知，，，求： （1）當、時，（2）當時，（3）當、時，，解：該輪系為一復合（混合）輪系（1）有1、2、3構(gòu)成定軸輪系，則有 即 （2）由3（H）、4、5、6、7構(gòu)成周轉(zhuǎn)輪系 易知 即 聯(lián)立定軸輪系 則 即 ①當②當③當，時，時，時，第七章 機械運轉(zhuǎn)速度波動的調(diào)節(jié) 7-2 在電動機驅(qū)動的剪床中，已知作用在剪床主軸上的阻力矩的變化規(guī)律如題7-2圖所示。設驅(qū)動力矩等于常數(shù)，剪床主軸轉(zhuǎn)速為，機械運轉(zhuǎn)速度不均勻系數(shù)。求：（1）驅(qū)動力矩的數(shù)值；（2）安裝在主軸上的飛輪轉(zhuǎn)動慣量。 解：（1）按一個周期中（一運動循環(huán)）阻力矩和驅(qū)動力矩做功相等，有 （2）分三個區(qū)間 第一區(qū)間盈功： 第二區(qū)間虧功： 第三區(qū)間盈功： 畫出能量指示圖： 則最大盈虧功為： 則飛輪的轉(zhuǎn)動慣量為 7-3 為什么本章介紹的飛輪設計方法稱為近似方法？試說明哪些因素影響飛輪設計的精確性。 解：因在本章所討論的飛輪設計中，用的是算術(shù)平均值代替的實際平均值，對速度不均勻系數(shù)的選擇也只是在它的容許范圍內(nèi)選擇，還有，在計算時忽略了其他構(gòu)件的轉(zhuǎn)動慣量，也忽略了其他構(gòu)件的動能影響。所以是近似計算。 7-5 設某機組發(fā)動機供給的驅(qū)動力矩（即驅(qū)動力矩與瞬時角速度成反比），阻力矩在變化如題7-5圖所示，，若忽略其他構(gòu)件的轉(zhuǎn)動慣量，求 狀態(tài)下飛輪的轉(zhuǎn)動慣量。 解：用平均角速度處理 兩時間段的轉(zhuǎn)角 ： ： 則在0～0.1s之間 則在0.1～0.9s之間 則最大盈虧功為 由 可得 第8章 回轉(zhuǎn)件的平衡 8-1 某汽輪機轉(zhuǎn)子質(zhì)量為1t，由于材質(zhì)不均勻及葉片安裝誤差致使質(zhì)心偏離回轉(zhuǎn)軸線0.5mm，當該轉(zhuǎn)子以5000r/min的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動時，其離心力有多大？離心力是它本身重力的幾倍？ 解：離心力為： 離心力與重力之比為： 8-4 如圖所示盤形回轉(zhuǎn)件，經(jīng)靜平衡試驗得知，其不平衡質(zhì)徑積方向沿和。由于結(jié)構(gòu)限制，不允許在與方向各加一個質(zhì)徑積來進行平衡。求 和的數(shù)值。 等于，相反方向上加平衡質(zhì)量，只允許在解：依題意可得： 于是可解得： 8-5 如圖所示盤形回轉(zhuǎn)件上有4個偏置質(zhì)量，已知，，，，設所有不平衡質(zhì)量分布在同一回轉(zhuǎn)面內(nèi)，問應在什么方位、加多大的平衡質(zhì)徑積才能達到平衡？ 解：各偏心質(zhì)量產(chǎn)生的質(zhì)徑積分別為： 于是不平衡質(zhì)徑積的向量和為： 即應在圖示反方向的方位加上質(zhì)徑積，回轉(zhuǎn)件才能達到平衡。 第10章 連接 10-4 解：設螺旋副的升角為，當量摩擦角為，當量摩擦系數(shù)用 表示 則 已知，則，（1）工作臺上升的效率為 （2）穩(wěn)定上升時加于螺桿上的力矩為 （3）螺桿的導程為 則可得螺桿的轉(zhuǎn)速為： 螺桿所需的功率為： （4）工作臺在制動裝置。作用下等速下降，因，該螺旋副不具有自鎖性，所以需要加于螺桿上的制動力矩為： 10-7 解：查表10-1，M20螺栓的小徑為 由題意知，因F作用而在軸上產(chǎn)生的摩擦力矩應與W作用而在軸上產(chǎn)生的力矩平衡，即有 則 則每個螺栓所受的軸向力為 螺栓的力學性能等級為4.8級，查表10-5，查表10-7，則 代入試（10-12）有 則 10-10 解：（參考） 暫取螺柱個數(shù)為12，性能等級為5.8級（已知）查表10-5 查表10-7 取殘余預緊力 則 取M16的螺柱（其） 螺柱的分布圓直徑為 ～取 則螺柱間距為： 所以，選擇正確。10-14 解：選擇平鍵連接，由圖中所示軸孔直徑可知，與之相裝配的軸徑也為結(jié)合輪轂長度尺寸84，可由表10-9查得需要選擇的鍵為： 鍵16×80 GB/T 1096-2003 同時可查得鍵的厚度尺寸，然后根據(jù)題10-8中傳遞的轉(zhuǎn)矩，利用公式（10-26）及表10-10進行驗算強度即可 第11章 齒輪傳動 11-1 解：利用題中給定的條件可推導出： 11-4 解：本題為設計計算題，按照例題的步驟進行計算即可。11-6 解：（1）；（2）；（3）；（4） 11-7 解： 11-9 解： 要使中間軸上兩軸向力相互抵消，則應有： 且知輪2和輪3所傳遞的轉(zhuǎn)矩相等，設都為T，則 即第五篇：《機械設計基礎》答案要點
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