機械設計基礎習題答案.doc

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1、平面機構及其自由度 1、如圖a所示為一簡易沖床的初擬設計方案，設計者的思路是：動力由齒輪1輸入，使軸A連續(xù)回轉；而固裝在軸A上的凸輪2與杠桿3組成的凸輪機構將使沖頭4上下運動以達到沖壓的目的。試繪出其機構運動簡圖（各尺寸由圖上量取），分析其是否能實現(xiàn)設計意圖？并提出修改方案。 解 1）取比例尺繪制其機構運動簡圖（圖b）。 圖 b） 2）分析其是否能實現(xiàn)設計意圖。 由圖b可知，，，，， 故： 因此，此簡單沖床根本不能運動（即由構件3、4與機架5和運動副B、C、D組成不能運動的剛性桁架），故需要增加機構的自由度。 3）提出修改方案（圖c）。 為了使此機構能運動

2、，應增加機構的自由度（其方法是：可以在機構的適當位置增加一個活動構件和一個低副，或者用一個高副去代替一個低副，其修改方案很多，圖c給出了其中兩種方案）。 圖 c 1） 圖 c 2） 2、試畫出圖示平面機構的運動簡圖，并計算其自由度。 解：，，， 解：，，， 3、計算圖示平面機構的自由度。 解：，，， 解：，，，，局部自由度 解：，，， 解： D,E,FG與D，H，J，I為對稱結構，去

3、除左邊或者右邊部分，可得，活動構件總數(shù)為7，其中轉動副總數(shù)為8，移動副總數(shù)為2，高副數(shù)為0，機構自由度為1。 （其中E、D及H均為復合鉸鏈） 4、試求圖示各機構在圖示位置時全部瞬心的位置（用符號直接標注在圖上）。 平面連桿機構及其設計 1、在圖示鉸鏈四桿機構中，已知：=50mm，=35mm，=30mm

4、，為機架， 1）若此機構為曲柄搖桿機構，且為曲柄，求的最大值； 2）若此機構為雙曲柄機構，求的范圍； 3）若此機構為雙搖桿機構，求的范圍。 解：1）AB為最短桿 2）AD為最短桿，若 若 3) 為最短桿 ， 為最短桿 由四桿裝配條件

5、2、在圖示的鉸鏈四桿機構中，各桿的長度為a=28mm，b=52mm，c=50mm，d=72mm。試問此為何種機構？請用作圖法求出此機構的極位夾角，桿的最大擺角，計算行程速度比系數(shù)。 解1）作出機構的兩個 極位，由圖中量得 2）求行程速比系數(shù) 3）作出此機構傳動 角最小的位置，量得 此機構為 曲柄搖桿機構 3、畫出各機構的壓力角傳動角。箭頭標注的構件為原動件。 4、現(xiàn)欲設計一鉸鏈四桿機構，已知其搖桿的長=75mm，行程速比系數(shù)=1

6、.5，機架的長度為=100mm，又知搖桿的一個極限位置與機架間的夾角為＝45○，試求其曲柄的長度和連桿的長。（有兩個解） 解：先計算 并取作圖，可得兩個解 凸輪機構及其設計 1、已知一偏置尖頂推桿盤形凸輪機構如圖所示，試用作圖法求其推桿的位移曲線。 解 以同一比例尺=1mm/mm作推桿的位移線圖如下所示。 2、試以作圖法設計一偏置直動滾子推桿盤形凸輪機構的凸輪輪廓曲線。已知凸輪以等角速度逆時針回轉，正偏距=10mm，基圓半徑=30mm，滾子半徑=10mm。推桿運動規(guī)律為：凸

7、輪轉角δ=0○～150○，推桿等速上升16mm；δ=150○～180○，推桿不動；δ=180○～300○ 時，推桿等加速等減速回程16mm;δ=300○～360○時，推桿不動。 解 推桿在推程段及回程段運動規(guī)律的位移方程為： 1） 推程： ， 2） 回程：等加速段 ， 等減速段 ， 取=1mm/mm作圖如下： 計算各分點得位移值如下： 總轉角δ∑ 0 15 30 45 60 75 90 105 120 135 150 165 s 0 1.6 3.2

8、 4.8 6.4 8 9.6 11.2 12.8 14.4 16 16 δ∑ 180 195 210 225 240 255 270 285 300 315 330 360 s 16 15.5 14 11.5 8 4.5 2 0.5 0 0 0 0 3、在圖示凸輪機構中，凸輪為偏心輪，轉向如圖。E、F為凸輪與滾子的兩個接觸點，試在圖上標出： 1）從E點接觸到F點接觸凸輪所轉過的角度； 2）F點接觸時的從動件壓力角； 3）由E點接觸到F點接觸從動件的位移s； 4）畫出凸輪理論輪廓曲線和基圓。

9、 齒輪機構 1、設有一漸開線標準齒輪=20,=8mm,=20,=1,試求：其齒廓曲線在分度圓及齒頂圓上的曲率半徑、 及齒頂圓壓力角。 解：求、、 2、已知一對外嚙合標準直齒圓柱齒輪的標準中心距a =160mm，齒數(shù)z1 = 20，z2 = 60，求模數(shù)和分度圓直徑d1、d2。 解： 3、設已知一對斜齒輪傳動，z1=20,z2=40,=8mm,=20○, =1, =0.25,B=30mm,初取β=15○，試求該傳動的中心距a(a值應圓整為個位數(shù)為0或5，并相應重算螺旋角β )、幾何尺寸、當量齒數(shù)

10、和重合度。 解1）計算中心距a 初取，則 取，則 2）計算幾何尺寸及當量齒數(shù) 尺寸名稱 小齒輪 大齒輪 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒頂高、齒根高 法面及端面齒厚 法面及端面齒距 當量齒數(shù) 3）計算重合度 4、已知一對等頂隙收縮齒標準直齒圓錐齒輪傳動，齒數(shù)z1 = 20，z2 = 38，模數(shù)m = 4mm，分度圓壓力角α = 20,齒頂高系數(shù)ha★ = 1，齒頂間隙系數(shù) c ★ = 0.2，軸交角Σ = 90。求兩錐齒輪的齒頂圓錐角δa

11、1、δa2及其它主要尺寸。 解：齒頂圓錐角：， 齒頂高： 齒根高： 輪系及其設計 1、如圖所示為一手搖提升裝置，其中各輪齒數(shù)均已知，試求傳動比i15,指出當提升重物時手柄的轉向（在圖中用箭頭標出）。 解 此輪系為 空間定軸輪系 2、在圖示齒輪系中，已知z1=z2=19，z3’=26，z4=30，z4’=20，z5=78，齒輪1與齒輪3同軸線，求齒輪3的齒數(shù)及傳動比i15。 解： 3、在圖示的

12、行星減速裝置中，已知z1=z2=17，z3=51。當手柄轉過90時轉盤H轉過多少度？ 解： ，故手柄轉過90度時，轉盤H轉過22.5度 4、在圖示的差動齒輪系中，已知各輪齒數(shù)z1=15，z2=25，z2’=20，z3=60。若n1 = 200r/min，n3 = 50r/min，且轉向相同，試求行星架H的轉速nH。 解： 5、在圖示的復合輪系中，設已知n1=3549r/min，又各輪齒數(shù)為z1=36,z2=60

13、,z3=23，z4=49,z4，=69,z5=31,z6=131,z7=94,z8=36,z9=167,試求行星架H的轉速nH（大小及轉向）？ 解：此輪系是一個復合輪系 在1－2（3）－4定軸輪系中： （轉向見圖） 在4’－5－6－7行星輪系中 在7－8－9－H行星輪系中 故，其轉向與輪4轉向相同 其他常用機構及動力分析 1、已知槽輪機構的槽數(shù)z=5，撥盤的圓銷數(shù)K=1，轉速n1=75 r/min，求槽輪的運動時間tm和靜止時間ts。 解：，， 2、在圖a所示的盤形轉子中，有四個偏心質量位于同一回轉平面內，其大小及回轉半徑分別為m1=5kg

14、,m2=7kg,m3=8kg,m4=10kg;r1=r4=10cm,r2=20cm,r3=15cm，方位如圖a所示。又設平衡質量mb的回轉半徑rb=15cm。試求平衡質量mb的大小及方位。 解 根據靜平衡條件有 以作質徑積多邊形圖b，故得 2、在圖a所示的轉子中，已知各偏心質量m1=10kg,m2=15kg,m3=20kg,m4=10kg,它們的回轉半徑分別為r1=40cm,r2=r4=30cm,r3=20cm,又知各偏心質量所在的回轉平面間的距離為l12=l23=l34=30cm,各偏心質量的方位角如圖。若置于平衡

15、基面I及II中的平衡質量mb1及mbⅡ的回轉半徑均為50cm，試求mbⅠ及mbⅡ的大小和方位。 解 根據動平衡條件有 以作質徑積多邊形圖b和圖c，由圖得 平衡基面I 平衡基面П 聯(lián)接 1、圖示為一升降機構，承受載荷F =150 kN，采用梯形螺紋，d = 60 mm，d2 = 56 mm，P = 8 mm，線數(shù)n = 3。支撐面采用推力球軸承，升降臺的上下移動處采用導向滾輪，它們的摩擦阻力近似為零。試計算： (1)工作臺穩(wěn)定上升時的效率（螺紋副當量摩擦系

16、數(shù)為0.10）。 (2)穩(wěn)定上升時加于螺桿上的力矩。 (3)若工作臺以720 mm/min的速度上升，試按穩(wěn)定運轉條件求螺桿所需轉速和功率。 (4)欲使工作面在載荷作用下等速下降，是否需要制動裝置？加于螺栓上的制動力矩是多少？ 解：1） ， 2） 3），， =3158w 4） 不自鎖，需要制動裝置，制動力矩 2、圖示為一用兩個M12螺釘固定的牽曳鉤，若螺釘材料為Q235鋼，裝配時控制預緊力，結合面摩擦系數(shù)f = 0.15，求其允許的最大牽曳力。 解：由結構形式可知，結合面 聯(lián)接螺栓數(shù)目 ，

17、 由表9.5查得 控制預緊力，取。 ， 由表查取 ， 取 3、圖示為一剛性凸緣聯(lián)軸器，材料為Q215鋼，傳遞的最大轉矩為1400 N.m（靜載荷）。聯(lián)軸器用4個M16的鉸制孔用螺栓聯(lián)接，螺栓材料為Q235鋼，試選擇合適的螺栓長度，并校核該聯(lián)接的強度。 解：單個螺栓所受橫向載荷 強度條件 ， 由表9.5查得： 由表9.5查得 擠壓強度校核，最

18、弱材料 安全 螺栓長度 螺母厚度為14.8mm，墊片厚度 。 注：以0或5結尾 4、圖示為一鋼制液壓油缸，采用雙頭螺柱聯(lián)接。已知油壓p= 8 MPa，油缸內徑D = 250 mm，D1=300mm,為保證氣密性要求，螺柱間距l(xiāng)不得大于4.5d（d為螺紋大徑），試設計此雙頭螺柱聯(lián)接。 解：1）計算單個螺栓得工作載荷，暫取螺栓數(shù)目 ， 2）計算單個螺栓總拉力，取殘余預

19、緊力 3）求螺栓公稱直徑 選取螺栓材料為40Cr，裝配時不控制預緊力，按表9.6暫取安全系數(shù)，， 由表9.1，取，按圖表9.6可知所取安全系數(shù)是正確的。 4）驗證螺栓數(shù)目 5、在題9-3中，已知軸的材料為45鋼，工作時有輕微沖擊。試為該聯(lián)軸器選擇平鍵，確定鍵的尺寸，并校核其強度。 解：1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選用半圓頭普通平鍵，材料45鋼，由表9.10查得，，參考輪轂長度，取 2）校核鍵聯(lián)接強度 鍵和軸的材料優(yōu)于輪轂材料，應校核聯(lián)軸器強度

20、，由表9.11取許用應力 ，，，合適。 標記 鍵 齒輪傳動 1．已知閉式直齒圓柱齒輪傳動的傳動比，，，長期雙向轉動，載荷有中等沖擊，要求結構緊湊，采用硬齒面材料。試設計此齒輪傳動。 解：1）選擇材料、確定許用應力 大小齒輪均采用20Cr，滲碳處理淬火，由表10.1選擇硬度為59HRC，由圖10－9c得到， ， 由表10.4得，取， 由圖10－6c得，， 由表10.4得，取， 2）按輪齒彎曲強度設計 齒輪按8級精度制造，由表10.3，取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)，小齒輪上得轉矩 取，則，由圖10－8查得， ，將帶入式（10－

21、10） 由表4.1取 中心距 齒 寬 ，取， 3）驗算齒面的接觸強度 安全 4）齒輪的圓周速度 由表10.2可知選8級精度是合適的。 2、設兩級斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如圖所示，試問：1)低速級斜齒輪的螺旋線方向應如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反；2)低速級螺旋角β應取多大數(shù)值才能使中間軸上兩個軸向力互相抵消。 解：要使中間軸兩齒輪的斜齒輪 的軸向力相反，則旋向必須相同， 左旋，應為右旋，為右 旋，按題意，，則：

22、， ， 又因， 所以， ， 3、　設計一單級閉式斜齒輪傳動，已知P=10kW，n1=1460r/min，i=3.3，工作機有中等沖擊載荷。要求采用電動機驅動，選用軟齒面材料，z1=19。試設計此單級斜齒輪傳動，校核疲勞強度。 解：1）選擇材料以確定許用應力 小齒輪采用調質，硬度取260HBS， 大齒輪采用調質，硬度取260HBS 由圖11－6b），，由表10.4取， 則 ， 由圖10－9b），，由表10.4 取 則 ， 2）按齒面接觸疲勞強度設計 設

23、齒輪按8級精度制造，由表10.3取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉矩 按式10－15計算中心距 取，，初選 由表4.1取 齒寬 取 ， 3）驗算彎曲強度 由圖10－8，， ， 安全！ 蝸桿傳動 1、 設某一標準蝸桿傳動的模數(shù)，蝸桿的分度圓直徑，蝸桿的頭數(shù),傳動比，

24、試計算蝸輪的螺旋角和蝸桿傳動的主要尺寸。 解：1）蝸桿直徑系數(shù) 2）螺旋角升角 ， 3）中心距 2、對圖示的蝸桿傳動，請根據已知的蝸桿的螺旋方向和轉向，確定蝸輪的螺旋方向和轉向。并在圖中表出蝸桿和蝸輪的受力方向。 解： 由于蝸桿為左旋，故蝸輪為左旋，圖中紅色的箭頭表示蝸桿的受力，綠色的表示蝸輪的受力。 3、試設計一單級圓柱蝸桿傳動：傳動由電動機驅動，電動機的功率為7kW，轉數(shù)為1440r/min，蝸輪軸的轉數(shù)為80r/min，載荷平穩(wěn)，單向傳動。 解：1）選擇材料，蝸桿用45鋼，表面淬火，硬度為45HRC～55HRC，以保證蝸

25、桿較好的耐磨性。蝸輪齒圈用鑄錫青銅ZCuSn10P1，砂模鑄造，輪心用灰鑄鐵HT100。 2）確定許用應力，由表10.1查得 3）選擇蝸桿的頭數(shù)和蝸輪的齒數(shù) ，取， 4）初選蝸桿傳動的效率 由，由表11.7，初選蝸桿傳動的效率為0.8 5）計算作用在蝸輪上的轉矩 6）確定載荷系數(shù) 取 7）確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑 ，由表11.2取， 8）驗算效率 蝸桿分度圓的圓周速度 ， 由表11－6，， 9）驗算接觸疲勞強度 由式11－

26、12重新計算，以效率0.8計算，，而，設計結果可用 10）尺寸計算 帶傳動 1、一普通V帶傳動，已知帶的型號為A，兩輪基準直徑分別為150 mm和400 mm，初定中心距a = 450 mm，小帶輪轉速為1460 r/min。試求：(1)小帶輪包角；(2)選定帶的基準長度Ld；(3)不考慮帶傳動的彈性滑動時大帶輪的轉速；(4)滑動率e =0.015時大帶輪的實際轉速；(5)確定實際中心距。 解：1）小帶輪包角： 2）確定帶的基準長度： 由表12.3取

27、3）不計彈性滑動 4）考慮滑動率時，實際轉速 5）實際中心距： 2、設計一破碎機用普通V帶傳動。已知電動機額定功率為P = 5.5 kW，轉速n1= 1440 r/min，從動輪為n2= 600 r/min，允許誤差5%，兩班制工作，希望中心距不超過650 mm。 解：1）計算功率 ， 由表12.6查取 ， 2）選取V帶型號，由圖12－13確定選用A型。 3）確定帶輪基準直徑， 由表12.7取 ，， 取直徑系列：

28、 大帶輪的帶速： 允許 4）驗算帶速： ，在范圍內，帶速合適 5）確定帶長和中心距 初取中心距， 由表12.3取 實際中心距 6）驗算小帶輪包角 7）確定帶的根數(shù) 傳動比 由表12.4查得 ，

29、由表12.5查得 由表12.8查得 ， 由表12.3查得 取根 8）求壓軸力 由表12.2查得，單根帶的張緊力 壓軸力為 9）帶輪的結構設計（略） 鏈傳動 1、　一單排滾子鏈傳動，鏈輪齒數(shù)z1=21、z2=53、鏈型號為10A、鏈長Lp=100節(jié)。試求兩鏈輪的分度圓、齒頂圓和齒根圓直徑以及傳動的中心距。 解：由表13.1查得10A鏈，，，兩鏈輪的分度圓，齒頂圓，齒根圓直徑分別

30、為 中心距 2、設計一往復式壓氣機上的滾子鏈傳動。已知電動機轉速n1=960 r/min，功率P = 3 kW，壓氣機轉速n2=320 r/min，希望中心距不大于650 mm（要求中心距可以調節(jié)）。 解：1）選擇鏈輪齒數(shù)， 假定鏈速 ，由表13.6取鏈輪的齒數(shù)為 ，大鏈輪齒數(shù)。 2）確定鏈節(jié)數(shù) 初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為， 取節(jié) 3）確定鏈條節(jié)距P 由圖13－14按小鏈輪轉速估計工作點落在曲線頂點左側，由表13.3查得工況系數(shù)，由表13.4查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)為，由圖1

31、3－16查得鏈長系數(shù)，采用單排鏈，由表13.5查得排數(shù)系數(shù)為。由式（13－14）計算修正后的傳遞功率為， 根據，由圖13－14選擇滾子鏈型號為08A，節(jié)距 4）確定實際中心距 中心距減少量 實際中心距 取，符合設計要求 5）驗算速度 ，與原定假設相符 6）計算壓軸力 工作拉力 ，有中等沖擊取 ，壓軸力 7）潤滑方式 由圖13－15選擇油浴飛濺潤滑方式 8）鏈輪結構設計 設計結果，滾子鏈型號08A-1-124/

32、T1234-1997 ，，， 軸 1、已知一傳動軸直徑d=32mm，轉速n=1440 r/min，如果軸上的扭切應力不允許超過50MPa,問此軸能傳遞多少功率？ 解： 2、在圖示軸的結構圖中存在多處錯誤，請指出錯誤點，說明出錯原因，并加以改正。 解： 1、軸頭無軸肩，外伸零件無法定位 2、軸無階梯，軸承安裝困難，加工量大 3、端蓋無墊片，無法調整軸向間隙 4、套筒高度與軸承內圓高度相同，軸承無法拆卸 5、鍵槽過長，開到端蓋內部 6、端蓋與軸無間隙，無密封材料 7、軸頸長度與軸上零

33、件輪轂長度相等，無法使套筒壓緊齒輪 8、右軸承未定位 3、如圖所示單級直齒圓柱齒輪減速器，用電機驅動，電動機的功率P=12kW，轉速n=1470r/min，齒輪的模數(shù)m=4mm，齒數(shù)z1=19，z2=72，若支承間跨距l(xiāng)=180mm（齒輪位于中央），軸材料為45號鋼調質。試計算減速器輸出軸危險截面的直徑。 解： 1）計算支承反力 圓周力 徑向力 合 力 由于對稱，支承反力 2）

34、求彎矩，作彎矩圖 3）作彎矩圖 4）作當量彎矩圖 對載荷變化規(guī)律不清楚，一般按脈動循環(huán)處理，折合系數(shù) 5)計算危險截面C的軸徑 由表14.145鋼調質，硬度217～255，，由表14.5查得 因C處有鍵槽，故將直徑增大5％，，取整為。 軸承 1、有一滑動軸承，軸轉速n =650r/min，軸頸直徑d =120mm，軸承上受徑向載荷F =5000N，軸瓦寬度B =150mm，試選擇軸承材料，并按非液體潤滑滑動軸承校核。 解：1）、計算壓強 2）計算 3）驗算滑

35、動速度 由表15.1取軸承材料鑄錫青銅 2、試說明以下滾動軸承的類型、內徑尺寸、精度：6210、7207C/P5、N208、31306、51205。 解： （） 2、有一深溝球軸承，受徑向載荷Fr=8000N，常溫下工作，載體平穩(wěn)，轉速n =1440r/min，要求設計壽命Lh =5000h，試計算此軸承所要求的額定動載荷。 解：徑向基本額定動載荷 由表16.6取，由表16.4取，。 3、根據設計要求，在某一軸上安裝一對7000AC軸承（如圖所示），已知兩個軸承的徑

36、向載荷分別是：Fr1=1000N，F(xiàn)r2=2060N，外加軸向力Fa=880N，軸頸d=40mm，轉速n =5000r/min，常溫下運轉，有中等沖擊，預期壽命Lh=2000小時，試選擇軸承型號。 解：1）計算軸承得軸向力， 由表16.7查得內部軸力 ， 故軸有向左移動的趨勢 1 “放松” 2 “壓緊”， 2）計算軸承1、2的當量動載荷 ，，， 由表16.6取， 由于只需計算軸承2，取 而軸承7208AC 故選擇7208AC軸承 聯(lián)軸器 1、電動機與水泵之間用聯(lián)軸器聯(lián)接，已知電動機功率P=11kW,轉速n=960r/min，電動機外伸軸端直徑d1=42mm，水泵軸的直徑為d2=38mm，試選擇聯(lián)軸器類型和型號。 解：由表17.1取工況系數(shù) 由設計手冊，TL6彈性套柱銷聯(lián)軸器， ， 滿足要求