第一篇：機械設計基礎_課后答案_(陳曉南)

第三章部分題解參考

3-5 圖3-37所示為一沖床傳動機構的設計方案。設計者的意圖是通過齒輪1帶動凸輪2旋轉后，經過擺桿3帶動導桿4來實現沖頭上下沖壓的動作。試分析此方案有無結構組成原理上的錯誤。若有，應如何修改？

習題3-5圖

習題3-5解圖(a)

習題3-5解圖(b)

習題3-5解圖(c)

解 畫出該方案的機動示意圖如習題3-5解圖(a)，其自由度為：

F?3n?2P5?P4 ?3?3?2?4?1 ?0其中：滾子為局部自由度

計算可知：自由度為零，故該方案無法實現所要求的運動，即結構組成原理上有錯誤。解決方法：①增加一個構件和一個低副，如習題3-5解圖(b)所示。其自由度為：

F?3n?2P5?P4 ?3?4?2?5?1 ?1②將一個低副改為高副，如習題3-5解圖(c)所示。其自由度為：

F?3n?2P5?P4 ?3?3?2?3?2 ?13-6 畫出圖3-38所示機構的運動簡圖（運動尺寸由圖上量?。?，并計算其自由度。

習題3-6(a)圖

習題3-6(d)圖

解(a)習題3-6(a)圖所示機構的運動簡圖可畫成習題3-6(a)解圖(a)或習題3-6(a)解圖(b)的兩種形式。

自由度計算：

F?3n?2P5?P4?3?3?2?4?0?1

解(b)F?3n?2P5?P4?3?5?2?7?0?1

B為復合鉸鏈，移動副E、F中有一個是虛約束 原動件數目應為1 說明：該機構為飛剪機構，即在物體的運動過程中將其剪切。剪切時剪刀的水平運動速度與被剪物體的水平運動速度相等，以防止較厚的被剪物體的壓縮或拉伸。

解(c)方法一：將△FHI看作一個構件

F?3n?2P5?P4?3?10?2?14?0?2

B、C為復合鉸鏈 原動件數目應為2 方法二：將FI、FH、HI看作為三個獨立的構件

F?3n?2P5?P4?3?12?2?17?0?2

B、C、F、H、I為復合鉸鏈 原動件數目應為2 說明：該機構為剪板機機構，兩個剪刀刀口安裝在兩個滑塊上，主動件分別為構件AB和DE。剪切時僅有一個主動件運動，用于控制兩滑塊的剪切運動。而另一個主動件則用于控制剪刀的開口度，以適應不同厚度的物體。

解(d)F?(3?1)n?(2?1)P5?(3-1)?3?(2?1)?5?1

原動件數目應為1 說明：該機構為全移動副機構（楔塊機構），其公共約束數為1，即所有構件均受到不能繞垂直于圖面軸線轉動的約束。

解(e)F?3n?2P5?P4?3?3?2?3?0?3

原動件數目應為3 說明：該機構為機械手機構，機械手頭部裝有彈簧夾手，以便夾取物體。三個構件分別由三個獨立的電動機驅動，以滿足彈簧夾手的位姿要求。彈簧夾手與構件3在機構運動時無相對運動，故應為同一構件。

3-10 找出圖3-42所示機構在圖示位置時的所有瞬心。若已知構件1的角速度?1，試求圖中機構所示位置時構件3的速度或角速度（用表達式表示）。

解(a)

v3?vP13??1lP13P14（←）

解(b)

v3?vP13??1lP13P14（↓）

∴ b≥d?c?a?21?8?17?12

結論：12≤b≤30時機構有曲柄存在，DC桿為曲柄

6-13 設計一腳踏軋棉機的曲柄搖桿機構。AD在鉛垂線上，要求踏板CD在水平位置上下各擺動10°，且lCD=500mm，lAD=1000mm。試用圖解法求曲柄AB和連桿BC的長度。

解 lAB??lAB?0.01?7.8?0.078 m?78 mm

lBC??lBC?0.01?111.5?1.115 m?1115 mm

6-14 設計一曲柄搖桿機構。已知搖桿長度l4?100擺角??450，行程速比系數K?1.25。試根據?min mm，≥40o的條件確定其余三桿的尺寸。解 ??180?K?11.25?1?180???20? K?11.25?1lAB??lAB?0.002?14.5?0.028 m?28 mm lBC??lBC?0.002?73.3?0.1466 m?146.6 mm

?min?32.42?

不滿足?min≥40o傳力條件，重新設計

lAB??lAB?0.002?16.9?0.0338 m?33.8 mm lBC??lBC?0.002?54.3?0.1086 m?108.6 mm

?min?40.16?

滿足?min≥40o傳力條件

6-15 設計一導桿機構。已知機架長度l1?100 mm，行程速比系數K?1.4，試用圖解法求曲柄的長度。解 ??180?K?11.4?1?180???30? K?11.4?1lAB??lAB1?0.002?12.94?0.02588 m?25.88 mm

6-16 設計一曲柄滑塊機構。已知滑塊的行程s?50 mm，偏距e?10 mm。行程速比系數K?1.4。試用作圖法求出曲柄和連桿的長度。

87-13 設計一滾子對心移動從動件盤形凸輪機構。已知凸輪基圓半徑rb?40mm，滾子半徑rk?10mm；凸輪逆時針等速回轉，從動件在推程中按余弦加速度規律運動，回程中按等加-等減速規律運動，從動

??60?，試繪制從件行程h?32mm；凸輪在一個循環中的轉角為：?t?150?，?s?30?，?h?120?，?s動件位移線圖和凸輪的廓線。解

7-14 將7-13題改為滾子偏置移動從動件。偏距e?20mm,試繪制其凸輪的廓線。解

7-15 如圖7-33所示凸輪機構。試用作圖法在圖上標出凸輪與滾子從動件從C點接觸到D點接觸時凸輪的轉角?CD，并標出在D點接觸時從動件的壓力角?D和位移sD。

011

③許用應力計算：

N1?60n1?Lh?60?960?1?(5?300?8)?6.9?108N2?60n2?Lh?60?320?1?(5?300?8)?2.3?108

P164 圖8-34：YN1?0.88，YN2?0.92 P165 圖8-35：ZN1?0.98，ZN2?0.94

P164 表8-8： SFmin?1.25，SHmin?1.0（失效概率≤1/100）P162 圖8-32(c)：?Flim1?220 MPa，?Flim2?270 MPa P163 圖8-33(c)：?Hlim1?550 MPa，?Hlim2?620 MPa

YST?2.0

?Y220?2P162 式8-27：[?F1]?Flim1STYN1??0.88?309.76 MPa

SFmin1.25[?F2]??Flim2YSTSFminYN2?270?2?0.92?397.44 MPa 1.25P162 式8-28：[?H1]?[?H2]??Hlim1SHminZN1?ZN2?550?0.98?539 MPa 1620?0.94?582.8 MPa 1?Hlim2SHmin[?H]?{[?H1]，[?H2]}min?582.8 MPa

④驗算齒輪的接觸疲勞強度：

P160 表8-7： ZE?189.8 MPa P161 圖8-31：ZH?2.5 P160 式8-26：Z??4???34?1.71?0.87 3500KT1(u?1)3

b2uZZZP160 式8-25：?H?EH?a189.8?2.5?0.87500?1.58?99.48?(3?1)3 ??460 MPa

15060?3?H＜[?H] 齒面接觸疲勞強度足夠

⑤驗算齒輪的彎曲疲勞強度：

P157 圖8-28：YFa1?2.64，YFa2?2.26 P158 圖8-29：YSa1?1.6，YSa2?1.78

0.750.75P158 式8-23：Y??0.25??0.25??0.69

?1.71P158 式8-22：?F1?2000KT12000?1.58?99.48YFa1YSa1Y???2.64?1.6?0.69?62.65 MPa d1b1m75?65?32000KT12000?1.58?99.48YFa2YSa2Y???2.26?1.78?0.69?64.63 MPa d1b2m75?60?3?F2??F1＜[?F1] 齒輪1齒根彎曲疲勞強度足夠

?F2＜[?F2] 齒輪2齒根彎曲疲勞強度足夠

第十章部分題解參考

10-4 在圖10-23所示的輪系中，已知各輪齒數，3?為單頭右旋蝸桿，求傳動比i15。解 i15? zzzzzzzn130?60?30??2345??345????90 n5z1z2z3?z4?z1z3?z4?20?1?30-13∵ i12?i1?4??Hi2?4?n1z299n???99→n2?1(↓)n2z1199n1?z5?z4?100?10010000101n1→n4??(↑)???n4?z1?z5101?110110000n2??nHz1?4??1→nH?(n2??n4)

n4?nHz2?2∴ nH?(n2??n4)?(i1H?n1?1980000 nH121n1101n1n1 ?)?***

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、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 小輪轉速 有關。

4、在設計V帶傳動時，V帶的型號根據 傳遞功率 和 小輪轉速 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 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??；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是（A）。A．帶的型號；B．帶的速度；C．主動輪轉速；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．調節帶的初拉力。

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（D）。A．不發生彈性滑動；B．不發生打滑；

C．不發生疲勞破壞；D．既不打滑，又不疲勞破壞。

13、設計V帶傳動時，發現帶的根數過多，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?。籅．小帶輪包角減??； 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，鏈傳動的優點是（D）。

A．傳動效率高；B．工作平穩，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象，多發生在（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，會出現受力不均現象。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。因此需要經常調整中心距，以調整帶的初拉力。因此便將中心距設計成可調的。

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： 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：

得到： P?Fe?v

Fe?P7000??700 N v10聯立： ?Fe?F1?F2?700 ?F?2F2?1解得： F2?700N，F1?1400N

3、已知：V帶傳動所傳遞的功率P = 7.5 kW，帶速 v=10m/s，現測得初拉力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：機械設計基礎課后習題與答案

機械設計基礎

1-5至1-12 指出（題1-5圖~1-12圖）機構運動簡圖中的復合鉸鏈、局部自由度和虛約束，計算各機構的自由度，并判斷是否具有確定的運動。

1-5 解 F=3n?2PL?PH=3?6?2?8?1=1 1-6 解F=3n?2PL?PH=3?8?2?11?1=1 1-7 解F=3n?2PL?PH=3?8?2?11?0=2 1-8 解F=3n?2PL?PH=3?6?2?8?1=1 1-9 解F=3n?2PL?PH=3?4?2?4?2=2 1-10 解F=3n?2PL?PH=3?9?2?12?2=1 1-11 解F=3n?2PL?PH=3?4?2?4?2=2 1-12 解F=3n?2PL?PH=3?3?2?3?0=3

2-1 試根據題2-1圖所標注的尺寸判斷下列鉸鏈四桿機構是曲柄搖桿機構、雙曲柄機構還是雙搖桿機構。

題2-1圖 答 : a）40?110?150?70?90?160，且最短桿為機架，因此是雙曲柄機構。

b）45?120?165?100?70?170，且最短桿的鄰邊為機架，因此是曲柄搖桿機構。

c）60?100?160?70?62?132，不滿足桿長條件，因此是雙搖桿機構。

d）50?100?150?100?90?190，且最短桿的對邊為機架，因此是雙搖桿機構。

2-3 畫出題2-3圖所示個機構的傳動角和壓力角。圖中標注箭頭的構件為原動件。

題2-3圖

解：

2-5 設計一腳踏軋棉機的曲柄搖桿機構，如題2-5圖所示，要求踏板CD在水平位置上下各擺10度，且lCD?500mm，lAD?1000mm。（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）’計算此機構的最小傳動角。

題2-5圖

解 :（1）由題意踏板CD在水平位置上下擺動10?，就是曲柄搖桿機構中搖桿的極限位置，此時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AB1C1D和。由圖量得：AC1?1037mm，AC2?1193mm。

AB2C2D（見圖2.17）解得 ：

l1?l2?12121212?AC2?AC2?AC1??AC1??1193?1193?1037?1037??78mm ??1115mm

由已知和上步求解可知：

l1?78mm，l2?1115mm，l3?500mm，l4?1000mm

（2）因最小傳動角位于曲柄與機架兩次共線位置，因此取??0和??180?代入公式（2-6）計算可得：

cos?BCD??l2?l3?l1?l4?2l1l4cos?2l2l322222

=11152?500?78?100022?2?78?1000cos0?2?1115?500=0.5768 ?BCD?54.77?

或：

cos?BCD?l2?l3?l1?l4?2l1l4cos?2l2l32222 =11152?5002?78?100022?2?78?1000cos180?2?1115?500=0.2970 ?BCD?72.72?

代入公式（2-6）′，可知?min??BCD?54.77?

3-1 題3-1圖所示為一偏置直動從動件盤形凸輪機構。已知AB段為凸輪的推程廓線，試在圖上標注推程運動角?。

題3-1圖

解

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 題3-2圖所示為一偏置直動從動件盤形凸輪機構。已知凸輪是一個以C為圓心的圓盤，試求輪廓上D點與尖頂接觸時的壓力角，并作圖表示。

題3-2圖

解：

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。

3-4 設計題3-4圖所示偏置直動滾子從動件盤形凸輪。已知凸輪以等角速度順時針方向回轉，偏距e=10mm，凸輪基圓半徑r0?60mm，滾子半徑rT?10mm，從動件的升程及運動規律與3-3相同，試用圖解法繪出凸輪的輪廓并校核推程壓力角。

題3-4圖

根據 3-3題解作圖如圖3-15所示。根據(3.1)式可知，ds2d?1取最大，同時s2取最小時，凸輪機構的壓力角最大。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的壓力角最大，此時?max?9.6?＜[?]=30°。

4-2 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z1?20，z2?60，求模數和分度圓直徑。

解 由a?12m(z1?z2)可得模數m?2az1?z2 ?2?16020?60=4mm

分度圓直徑d1?mz1?4?20?80mm，d2?mz2?4?60?240mm

4-3 已知一正常齒制標準直齒圓柱齒輪的齒數z=25，齒頂圓直徑da?135mm，求齒輪的模數。

?解 由da=d+2ha=mz+2ham=mz+2m 得 m?da(z?2)=135(25?2)=5mm

4-4 已知一正常齒制標準直齒圓柱齒輪??20?，m=5mm，z=40，試分別求出分度圓、基圓、齒頂圓上漸開線齒廓的曲率半徑和壓力角。

解

分度圓半徑 r?mz2?5?402?100mm

分度圓上漸開線齒廓的曲率半徑 ??r?rb??221002?93.972=34.2mm

分度圓上漸開線齒廓的壓力角

??20

?

基圓半徑

rb?rcos??100?cos20?93.97mm

基圓上漸開線齒廓的曲率半徑為 0；壓力角為0?。

?

齒頂圓半徑ra?r?ham?100?5?105mm

齒頂圓上漸開線齒廓的曲率半徑 ?a?ra?rb?rbra221052?93.972?46.85mm

?

齒頂圓上漸開線齒廓的壓力角 ?a?arccos?arccos93.97105?26.5

4-9 試根據漸開線特性說明一對模數相等、壓力角相等，但齒數不相等的漸開線標準直齒圓柱齒輪，其分度圓齒厚、齒頂圓齒厚和齒根圓齒厚是否相等，哪一個較大？

解 模數相等、壓力角相等的兩個齒輪，分度圓齒厚s??m2相等。但是齒數多的齒輪分度圓直徑大，所以基圓直徑就大。根據漸開線的性質，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，齒數多的齒輪與齒數少的齒輪相比，齒頂圓齒厚和齒根圓齒厚均為大值。

5-1 在題5-1圖所示雙級渦輪傳動中，已知右旋蝸桿I的轉向如圖所示，試判斷渦輪2與渦輪3的轉向，用箭頭表示。

題5-1圖

解：

5-2 在題5-2圖所示輪系中，已知，z5?60,z5??30z1?15,z2?25,z2??15,z3?30,z3??15,z4?30,z4??2（右旋）（m=4mm），若n1?500rmin，求齒條6的線速度v的大小和方向。

題5-2圖

解： 這是一個定軸輪系，依題意有： i15?z2z3z4z5z1zzz/2/3/4?25?30?30?6015?15?15?2?200，n5?n1i15?500200?2.5r/min

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 ′的轉速和齒輪 5 的轉速相等，因此有： v1?v5?/n5/?r5/30?n5/?mz5/30?2?2.5?3.14?4?2030?2?10.5mm/s

通過箭頭法判斷得到齒輪 5 ′的轉向順時針，齒條 6 方向水平向右。

5-4 在題5-4圖所示行星減速裝置中，已知z1?z2?17，z3?51。當手柄轉過90度時，轉盤H轉過多少角度？

題5-4圖

n1HH

解： 從圖上分析這是一個周轉輪系，其中齒輪 1、3為中心輪，齒輪2為行星輪，構件 H為行星架。則有：iH13?n3?n1?nHn3?nH??z3z1??5117??3

?n3?0，?n1nH?1?3?4，當手柄轉過90，即n1?90時，轉盤轉過的角度nH???904??方向與手柄方向相同。

?22.5，5-8 在題5-8圖所示錐齒輪組成的行星輪系中，已知各輪的齒數為z1?20、z2?30、z2??50、z3?80，n1?50rmin，求nH的大小及方向。

題5-8圖

解： 這是一個周轉輪系，其中齒輪 1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，H為行星架。iH13?n1nHH3?n1?nHn3?nH??z2z3z1z2/??30?8020?50??2.4

?n3?0,n1?50r/min，?50?nH0?nH??2.4，?nH?14.7r/min，nH與 n1方向相同

5-9 在題5-9圖所示差動輪系中，已知各輪的齒數z1?30、z2?

25、z2??20、z3?75，齒輪I的轉速為200rmin（箭頭向上），齒輪3的轉速為50rmin（箭頭向下），求行星架轉速nH的大小及方向。

題5-9圖 解： 這是一個周轉輪系，其中齒輪 1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，H為行星架。

iH13?n1nHH3?n1?nHn3?nH??z2z3z1z2??25?7530?20??3.125

∵設齒輪 1方向為正，則n1=200rmin，n3=-50rmin ∴ nH=10.61rmin，nH與 n1方向相同。

200?nH?50?nH=?3.125∴

10-2 試計算M20、M20X1.5螺紋的升角，并指出哪種螺紋的自鎖性較好。

解 由教材表10-

1、表10-2查得

M20，粗牙，螺距P?2.5mm，中徑d2?18.376mm

螺紋升角??arctgP?arctg2.53.14?18.376?2.48

??d

2M20?1.5，細牙，螺距P?1.5mm，中徑d2?d?1?0.026?19.026mm

螺紋升角??arctgP?arctg1.53.14?19.026?1.44

??d2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，更易實現自鎖。

11-7 設斜齒圓柱齒輪傳動方向及螺旋線方向如題11-7圖所示，試分別畫出輪1為主動輪時和輪2為主動輪時軸向力Fa1和Fa2的方向。

輪1主動時

輪2主動時 題11-7圖

輪1為主動 輪2為主動時

題11-7解圖

11-8 在題11-7圖中，當輪2為主動時，試畫出作用在輪2上的圓周力Ft2、軸向力Fa2、和徑向力Fr2的作用線和方向。

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Fa2；徑向力Fr2總是指向其轉動中心；圓向力Ft2的方向與其運動方向相反。

題11-8解圖

11-9 設兩級斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如題11-9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?應取多大數值才能使中間軸上兩個軸向力相互抵消。

題11-9圖 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：mn2?3mm、z2?

51、?2?15?、mn3?5mm、z3?17 分度圓直徑d?mnzcos? 軸向力Fa?2T2dtan??2T2mnzsin?

要使軸向力互相抵消，則：Fa2?Fa3 即

2T2mn2z2?sin?2?2T2mn3z3sin?

3?3?arcsinmn3z3mn2z2sin?2?arcsin5?173?51sin15?8.3?818

??/12-1 計算例12-1的蝸桿和渦輪的幾何尺寸。

解 ：從例 12-1已知的數據有： m?4mm，d1?40mm，q?10，z1?2，z2?39，???11.3099，中心距a?98mm，因此可以求得有關的幾何尺寸如下：

蝸輪的分度圓直徑： d2?mz2?4?39?156mm 蝸輪和蝸桿的齒頂高：ha?m?4mm

蝸輪和蝸桿的齒根高：hf?1.2m?1.2?4mm?4.8mm

蝸桿齒頂圓直徑： da1?m?q?2??4??10?2??48mm 蝸輪喉圓直徑：da2?m?z2?2??4??39?2??164mm

蝸桿齒根圓直徑：df1?m?q?2.4??4??10?2.4??30.4mm

蝸輪齒根圓直徑：df2?m?z2?2.4??4??39?2.4??146.4mm

蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：Pa1?Pt2?Px??m?3.14?4?12.56mm

徑向間隙：c?0.2m?0.2?4?0.8mm

12-2 如題12-2所示，蝸桿主動，T1?20N.m，m=4mm，z1?2，d1?50mm，渦輪齒數z2?50，傳動的嚙合效率??0.75。試確定：（1）渦輪的轉向；（2）蝸桿與渦輪上的作用力的大小和方向。

題12-2圖

解 ：（1）從圖示看，這是一個左旋蝸桿，因此用右手握桿，四指 w1，大拇指w2，可以得到從主視圖上看，蝸輪順時針旋轉。

（2）由題意，根據已知條件，可以得到蝸輪上的轉矩為

T2?T1i??T1?z2z1?20?0.75?502?375N.m

蝸桿的圓周力與蝸輪的軸向力大小相等，方向相反，即：

Ft1?Fa2?2T1d1?2?20/50?10??32??800N

蝸桿的軸向力與蝸輪的圓周力大小相等，方向相反，即：

Fa1?Ft2?2T2d2?2?375/4?50?10??32??3750N

蝸桿的徑向力與蝸輪的徑向力大小相等，方向相反，即：

Fr1?Fr2?Ft2tan??3750?tan20?1364.89N

?12-3如題12-3所示為蝸桿傳動和錐齒輪傳動的組合，已知輸出軸上的錐齒輪z4的轉向n，（1）欲使中間軸上的軸向力能部分抵消，試確定蝸桿傳動的螺旋線方向和蝸桿的轉向；（2）在圖中標出各輪軸向力的方向。

題12-3圖 解 ：（1）先用箭頭法標志出各輪的轉向，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向為順時針，如圖12.5所示。因此根據蝸輪和蝸桿的轉向，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。

13-1 一平帶傳動，已知兩帶輪直徑分別為150mm和400mm，中心距為1000mm，小輪主動、轉速為1460rmin。試求（1）小輪包角;（2）帶的幾何長度；（3）不考慮帶傳動的彈性滑動時彈性滑動時大輪的轉速；（4）滑動率??0.015時大輪的實際轉速。

解（1）cos?2?d2?d12a?400?1502?1000?0.125，??165.63?2.89rad

?（2）L?2a?=2879.13mm ?2?d1?d2???d2?d1?24a?2?1000??2?150?400???400?150?24?1000

（3）不考慮帶的彈性滑動時，n1n2?d2d1

n2?d1n1d2?150?1460400?547.5r/min

（4）滑動率??0.015時，d1n1?1???d2n1n2?d2d1?1???

n2??150?1460??1?0.015400??539.29r/min

13-2 題13-1中。若傳遞功率為5KW，帶與鑄鐵帶輪間的摩擦系數f=0.3。所用平帶每米長的質量q=0.35kg/m。試求（1）帶的緊邊、松邊拉力；（2）此帶傳動所需的初拉力；（3）作用在軸上的壓力。

題13-1圖

解（1）F?1000Pv?1000P60P?106?d1n160?1000??d1n1?60?5?106??1460?150?436.26N ef??e0.3?2.89?2.38

F1?FF2?Feef?f??11?436.26?2.382.38?112.38?1?752.39N

ef??112?436.26?12?316.13N

（2）F0??F1?F2???12?752.39?316.13??534.26N

165.632?（3）FQ?2F0sin?2?532sin?1060.13N

14-1 在題14-1圖中Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ軸，是心軸、轉軸、還是傳動軸？

題14-1圖

解 I 為傳動軸，II、IV 為轉軸，III 為心軸。

14-6 已知一單級直齒圓柱齒輪減速器，用電動機直拖動，電動機功率P=22KW，轉速n1?1470rmin，齒輪的模數m=4mm，齒數z1?

18、z2?82，若支承間跨距l=180mm（齒輪位于跨距中央），軸的材料用45號鋼調質，試計算輸出軸危險截面處的直徑d。

解 T1?9.55?10Fr?Fttan??Frl46pn=9.55?10?62200014708?1.429?10N/m

82T1mZ1tan??2?1.429?104?18?1000tan20?1445N

?M??21445?0.184?65.025N?m

Me?M???T1??265.025?10?0.6?1.429?1026?52?=107.609?10N?mm

3d?3Me0.1???1b??31.0761?100.1?605?26.17583mm 故d?28mm

16-1 說明下列型號軸承的類型、尺寸系列、結構特點、公差等級及其適用場合。6005，N209/P6，7207C，30209/P5。

解 由手冊查得

6005 深溝球軸承，窄寬度，特輕系列，內徑d?25mm，普通精度等級（0級）。主要承受徑向載荷，也可承受一定的軸向載荷；可用于高速傳動。

N209/P6 圓柱滾子軸承，窄寬度，輕系列，內徑d?45mm，6級精度。只能承受徑向載荷，適用于支承剛度大而軸承孔又能保證嚴格對中的場合，其徑向尺寸輕緊湊。

7207C角接觸球軸承，窄寬度，輕系列，內徑 d?35mm，接觸角??15?,鋼板沖壓保持架，普通精度等級。既可承受徑向載荷，又可承受軸向載荷，適用于高速無沖擊, 一般成對使用，對稱布置。

30209/P5 圓錐滾子軸承，窄寬度，輕系列，內徑d?45mm，5級精度。能同時承受徑向載荷和軸向載荷。適用于剛性大和軸承孔能嚴格對中之處，成對使用，對稱布置。

16-6 根據工作條件，決定在某傳動軸上安裝一對角接觸球軸承，如題16-6圖所示。已知兩個軸承的載荷分別為Fr1?1470N，Fr2?2650N，外加軸向力FA?1000N，軸頸d=40mm，轉速n?5000rmin，常溫下運轉，有中等沖擊，預期壽命Lh?2000h，試選擇軸承的型號。

題16-6圖

解（1）按題意，外加軸向力FA已接近Fr1，暫選??25?的角接觸軸承類型70000AC。

（2）計算軸承的軸向載荷(解圖見16.4b)由教材表 16-13查得，軸承的內部派生軸向力

/F1?0.68Fr1?0.68?1470?1000N，方向向左

F2?0.68Fr2?0.68?2650?1802N，方向向右 / 因FA?F2/?1000?1802?2802N?F1/?1000N，軸承 1被壓緊Fa1?FA?F2/?1000?1802?2802N

軸承 2被放松Fa2?F2/?1802N（3）計算當量動載荷

查教材表 16-12，e?0.68 Fa1Fr1Fa2Fr2?2802***0?1.91?e，查表16-12得 X1?0.41，Y1?0.87

??0.68?e，查表16-12得 X2?1，Y2?0

P1?X1Fr1?Y1Fa1=0.41?1470?0.87?2802?3040N P2?X2Fr2?Y2Fa2=1?2650?0?1802?2650N

（3）計算所需的基本額定動載荷

查教材表 16-9，常溫下工作，ft?1；查教材表16-10，有中等沖擊，取fp?1.5；球軸承時，??3；并取軸承1的當量動載荷為計算依據

fpP?60n?/Cr?L?h?6ft?10?1?1.5?3040?60?5000???2000??6110??13?38.46KN

/

查手冊，根據Cr和軸頸d?40mm，選用角接觸球軸承7308AC合適（基本額定動載荷Cr?38.5KN）。

機械基礎

8.8 試繪出如圖8.17所示平面機構的運動簡圖。

圖8.17 8.9 試計算如圖8.18所示各運動鏈的自由度（若含有復合鉸鏈、局部自由度或虛約束，應明確指出），并判斷其能否成為機構（圖中繪有箭頭的構件為原動件）。

圖8.18 9.8 某鉸鏈四桿機構各桿的長度如圖9.20所示，試問分別以a，b，c，d為機架時，將各得到什么類型的機構？若將500改為560，又為何種機構？

圖9.20 ?50?03?00

4且最短桿為機架，因此是雙曲柄機構。解：a為機架

150?50?03?00

4且最短桿的鄰邊為機架，因此是曲柄搖桿機構。b為機架

?50?03?00

4且最短桿的對邊為機架，因此是雙搖桿機構。c為機架

150?50?03?00

4且最短桿的鄰邊為機架，因此是曲柄搖桿機構。d為機架

150

若將500改為560時，150?560?300?400，不滿足桿長條件，因此無論哪個桿為機架，都是雙搖桿機構。

9.9 在如圖9.21所示的鉸鏈四桿機構中，已知lBC?50mm，lCD?35mm，lAD?30mm，AD為機架。試求：

1）若此機構為曲柄搖桿機構，且AB桿為曲柄，求lAB的最大值； 2）若此機構為雙曲柄機構，求lAB的最小值； 3）若此機構為雙搖桿機構，求lAB的數值。

圖9.21 解：1）因為機構為曲柄搖桿機構，且AB桿為曲柄，所以，AB桿為曲柄必為最短桿，有公式lAB?50?35?30得，lAB的最大值為15mm。

2）因為機構為雙曲柄機構，所以，AD桿必為最短桿，有公式lAB?35?50?3，0lAB的最大值為45mm。

3）若此機構為雙搖桿機構，求lAB的數值。

10.3 凸輪機構常用的4種從動件運動規律中，哪種運動規律有剛性沖擊？哪種運動規律有柔性沖擊？哪種運動規律沒有沖擊？如何來選擇從動件的運動規律？

答：剛性沖擊：等速運動。

柔性沖擊：等加速等減速運動規律；余弦加速度運動規律。沒有沖擊：正弦加速度運動規律。

可以根據機構所承受的載荷以及運動速度來選擇。

10.8 如圖10.22所示為尖頂直動從動件盤形凸輪機構的運動線圖，但給出的運動線圖尚不完全，試在圖上補全各段的曲線，并指出哪些位置有剛性沖擊？那些位置有柔性沖擊？

圖10.22 11.21 圖11.32所示的傳動簡圖中，Ⅱ軸上裝有2個斜齒輪，試問如何合理的選擇齒輪的旋向？

圖11.32 答：根據Ⅱ軸上所受的軸向力為最小來選擇齒輪的旋向。

假如Ⅰ軸轉向為順時針，則Ⅱ軸齒輪的轉向為逆時針，Ⅱ軸的小斜齒輪假設軸向力向外，根據左手定則，小斜齒輪的旋向為左旋，同理，另一個大齒輪的旋向也是左旋。

11.22 試分析如圖11.33所示的蝸桿傳動中，蝸桿的轉動方向，并繪出蝸桿和渦輪嚙合點作用力的方向。

圖11.33 11.23 如圖11.34所示為一手搖蝸桿傳動裝置。已知傳動比i=50，傳動效率η=0.4，卷筒直徑D=0.6m。若作用手柄上的力F=200N，則它能夠提升的重量G是多少？

圖11.34

11.24 某斜齒圓柱齒輪傳動的中心距a=300mm，小齒輪的齒數Z1=40，傳動比i=2.7，試確定該對斜齒輪的模數m，螺旋角?及主要幾何尺寸。

?n=20°，mn=2mm，11.25 已知一對標準斜齒圓柱齒輪傳動齒數Z1=21，Z2=22，a=55mm。要求不用變位而湊中心距，這對斜齒輪的螺旋角應為多少？

z2?56，12.1 某外圓磨床的進給機構如圖12.18所示，已知各輪的齒數為z1?28，z3?38，z4?57，手輪與齒輪

1相固連，橫向絲桿與齒輪4相固連，其絲桿螺距為3mm，試求當手輪轉動1/100轉時，砂輪架的橫向進給量S。

圖12.18 12.5 在如圖12.22所示的輪系中，已知齒數z1?120，z2?40，z3?20，z4?20。若n1?n4?120rmin，且n1與n4轉向相反，試求iH1。

圖12.22 15.1 軸的功用是什么？

答：軸的功用是支撐旋轉零件，以實現運動和動力的傳遞。15.2 試說明下列幾種軸材料的適用場合：Q235A，45,40Cr，20CrMnTi，QT600-2。答：Q235A用于載荷不大、轉速不高的一般不重要的軸。

45用于應用于應力集中敏感性小的場合，一般用于用途和較重要的軸。40Cr應用于強度高而尺寸小、重量輕的重要的軸或特殊性能要求的軸。

20CrMnTi用于齒輪,軸類,活塞類零配件等.用于汽車,飛機各種特殊零件部位，良好的加工性,加工變形微小,抗疲勞性能相當好。QT600-2應用于制作形狀復雜的軸。

15.3 在齒輪減速器中，為什么低速軸的直徑要比高速軸粗得多？

答：因為低速軸的扭矩大 高速軸的扭矩小 所以低速軸要選擇粗一些。15.4 在軸的結構工藝性來看，在作軸的設計時應該注意哪些問題？ 答：（1）、軸上零件有準確的位置和可靠的相對固定。（2）、良好的制造和安裝公益性。（3）、形狀、尺寸應有利于減少應力集中。15.5 如圖15.13所示為幾種軸上零件的軸向定位和固定方式，試指出其設計錯誤，并畫出改正圖。

16.1 滾動軸承一般由哪些基本元件組成？各有什么作用？

答：滾動軸承一般由內圈、外圈、滾動體和保持架四部分組成，內圈的作用是與軸相配合并與軸一起旋轉；外圈作用是與軸承座相配合，起支撐作用；滾動體是借助于保持架均勻的將滾動體分布在內圈和外圈之間，其形狀大小和數量直接影響著滾動軸承的使用性能和壽命；保持架能使滾動體均勻分布，防止滾動體脫落，引導滾動體旋轉起潤滑作用。

16.5 試說明下列軸承代號的含義，并說明哪個軸承不能承受徑向載荷？

3308

6210

7200AC/P6 N409/P5

5307/P6 答：3308 3——圓錐滾子軸承

（0）3——寬度系列為0,3為直徑系列代號 08——內徑為40mm

6210 6——深溝球軸承

（0）2——寬度系列為0,2為直徑系列代號 10——內徑為50mm 7200AC/P6 7——角接觸球軸承

（0）2——寬度系列為0,2為直徑系列代號 00——內徑為10mm

AC——公稱接觸角α=25°

P6——軸承公差等級為6級

N409/P5

N——圓柱滾子軸承

（0）4——寬度系列為0,4為直徑系列代號 09——內徑為45mm

P5——軸承公差等級為5級

5307/P6

5——推力球軸承

（0）3——寬度系列為0,3為直徑系列代號 07——內徑為35mm

P6——軸承公差等級為6級 5307/P6不能承受徑向載荷。

16.7 試說明滾動軸承的基本額定壽命、基本額定動載荷、當量動載荷的意義。答：基本額定壽命：一批同樣的軸承，在相同條件下運轉，其中百分之九十的軸承不發生疲勞點蝕時所能達到的壽命。

基本額定動載荷：滾動軸承若同時承受徑向和軸向聯合載荷，為了計算軸承壽命時在相同條件下比較，在進行壽命計算時，必須把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷，用P表示。

當量動載荷: 使軸承的基本額定壽命恰好為一百萬轉時，軸承所能承受的載荷值，稱為軸承的基本額定動載荷，用C表示。對向心軸承，指的是純徑向載荷，用Cr表示；對推力軸承，指的是純軸向載荷，用Ca表示。

16.11 已知一傳動軸上的深溝球軸承，承受的徑向載荷Fr?1200N，軸向載荷Fa?300N，軸承轉速n?1460rmin，軸頸直徑d?40mm，要求使用Lh?8000h，載荷有輕微沖擊，常溫下工作，試選擇軸承的型號尺寸。

汽車機械基礎

4-1 軸的功用是什么？根據所受的載荷不同，軸分為哪幾種類型？各舉一例說明。

答：軸的功用是支撐旋轉零件，以實現運動和動力的傳遞。轉軸：電動機的輸入軸。心軸：火車的輪軸。

傳動軸：連接汽車變速器與后橋的軸。

4-5 某傳動軸所傳遞的功率P=750Kw，轉速n?400rmin。若采用45鋼正火，該軸所需的最小直徑是多少？

4-6 圖4-10中，若軸的支承跨距L=400mm，主動齒輪分度圓直徑d1?180mm，螺旋角??15?，傳遞功率P1?7KW，轉速n1?300rmin，軸的材料采用45鋼調質。

① 試確定軸的危險截面上的直徑。

② 指出圖4-10中主動軸結構的不合理之處，并提出改進意見。

圖4-10 主動軸

5-8 滾動軸承的額定動載荷和當量動載荷有何關系？

答：在進行壽命計算時，必須把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷。

5-9 滾動軸承壽命設計計算的基本思想是什么？什么情況下需要作滾動軸承的靜強度計算？

答：滾動軸承壽命設計計算的基本思想是軸承壽命不小于滾動軸承的預期壽命。對于承受連續載荷或間斷載荷而不旋轉的軸承；在載荷作用下緩慢旋轉的軸承；承受正常載荷但受到短時沖擊的軸承，要考慮靜強度計算。

5-10 說明以下幾個代號的含義：7210B、7210AC、N210E、51210、30316、7305B/P4。

答：7210B 3——角接觸球軸承

（0）2——寬度系列為0,2為直徑系列代號 10——內徑為50mm

7200AC 7——角接觸球軸承

（0）2——寬度系列為0,2為直徑系列代號 00——內徑為10mm

AC——公稱接觸角α=25°

N210E

N——圓柱滾子軸承

（0）2——寬度系列為0,2為直徑系列代號 10——內徑為50mm

E——軸承公差等級為6級

51210

5——推力球軸承

1——寬度系列為1，2為直徑系列代號 10——內徑為50mm

30316

3——圓錐滾子軸承

0——寬度系列為0,3為直徑系列代號 16——內徑為82mm 7305B/P4

7——角接觸球軸承

（0）3——寬度系列為0,3為直徑系列代號 05——內徑為25mm

B——公稱接觸角α=40°

P4——軸承公差等級為4級

5-11 一深溝球軸承需要承受的徑向載荷為10000N，軸向載荷為2000N，預期壽命為10000h，軸徑為50mm。試選擇兩種型號的軸承并作比較。6-1 試說明聯軸器和離合器在軸連接中起到什么作用？

答：聯軸器和離合器都是機械傳動中常用件，用于軸與軸（或其它回轉零件）的連接，傳遞運動和動力，也可作為安全裝置。區別在于聯軸器將兩軸連接后，機械在運轉中兩軸不能分離，只有停機后才能拆開。而離合器在機械運轉中能隨時結合與分離，實現機械操作系統的斷續、變速、換向。聯軸器一般用于動力機（如電機）與工作機之間的鏈接，離合器用于操作機構中，比如汽車離合器是傳動系中起到動力傳遞的結合和分離及過載保護作用。

6-2 某發動機需要電動機啟動，當發動機運行正常后，兩機脫開，試問兩機間該采用哪種離合器？ 答：

6-4 萬向節有什么作用？由其結構特點可以分為幾類各有什么特點？ 答：萬向節是汽車萬向傳動裝置中實現變角速度傳動的一種聯軸器。

可以分為剛性萬向節和繞行聯軸節。剛性萬向節結構簡單，傳動效率較高，繞行聯軸節的傳力單元采用夾布橡膠盤、橡膠塊、橡膠環等彈性元件。6-7 試述制動器的工作原理及功用。

答：萬向節是汽車萬向傳動裝置中實現變角速度傳動的一種聯軸器。7-1 常用的不可拆聯接有哪些類型？各有什么特點？

7-3 普通平鍵聯接的主要失效形式是什么？平鍵剖面尺寸b、h及標準長度L如何確定？

7-5 螺紋按牙型分哪幾種類型？聯接螺紋常用何種螺紋？為什么？ 7-7 螺紋聯接有哪幾種主要聯接類型？各適用于什么場合？ 7-9 簡述銷聯接的類型、特點和應用。

8-6 根據圖8-42中所標注的尺寸，判斷各鉸鏈四桿機構屬哪種基本形式？

圖8-42 鉸鏈四桿機構的形式判斷

8-9 如圖8-45所示的偏置曲柄滑塊機構，若已知a=20mm，b=40mm，e=10mm，試用作圖法求此機構的極位夾角θ、行程速比系數K、行程H，并標出圖示位置的傳動角。

圖8-45 極位夾角與傳動角的確定

8-10 如圖8-46所示，擺動導桿機構以曲柄（圖8-46a）或導桿（8-46b）為原動件，試分析并分別作出： 1）機構的極限位置。

2）最大壓力角（或最小傳動角）的位置。3）死點的位置。

4）機構的極位夾角。

圖8-46 擺動導桿機構分析

9-4 說明等速、等加速等減速、簡諧運動等三種常用運動規律的加速度變化特點和它們的應用場合。

9-11 在什么情況下凸輪的實際輪廓線會出現尖點或相交叉形象？如何避免？ 9-14 在圖9-23各圖中標出圖示位置的凸輪機構的壓力角。

圖9-23 標出凸輪機構的壓力角

10-1 帶傳動有哪些特點？普通v帶傳動有哪些類型？適用于哪些場合？ 10-4 帶傳動為什么會產生彈性滑動？彈性滑動與打滑有什么不同？

10-5 v帶傳動時的速度，為什么不能太大也不能太小，一般在什么范圍內？ 11-7 當兩漸開線標準直齒輪傳動的安裝中心距大于標準中心距時，下列參數中哪些將發生變化？哪些不會變化？

A傳動比 B 嚙合角C 節圓半徑D 分度圓半徑E 基圓半徑F 頂隙G測隙。11-9 什么叫根切現象？根切產生的原因是什么？避免根切的條件是什么？

11-17 齒輪傳動的主要失效形式有哪些？齒輪傳動的設計準則通常是按哪些失效形式決定的？ 11-26 已知一對外嚙合標準直圓柱齒輪的中心距a=160mm，齒數z1?20、z2?60，求模數和分度圓直徑。

11-27 已知一對漸開線標準直齒圓柱齒輪傳動，小齒輪的齒數z1?26，傳動比i12?2.5，模數m=3，試求大齒輪的齒數、主要幾何尺寸及中心距。

12-1 什么叫定軸輪系？憜輪在定軸輪系中起什么作用？如何求定州輪系的傳動比？

12-2 什么叫周轉輪系？如何判定一個輪系是否是周轉輪系？ 12-6 試確定圖12-16中各輪的轉向。

圖12-16 確定圖中各輪轉向

12-8 在圖12-18所示的輪系中，已知各輪齒數為z1?15,z2?25,z2??15,z3?30,z3??15，z4?30,z4??2（右旋螺桿），該輪系的傳動比i15，并判斷渦輪5的轉向。

z5?60。求

圖12-18 求定軸輪系的傳動比

第四篇：機械設計基礎第七版課后習題答案

第一章

1-1 什么是運動副？高副與低副有何區別？

答：運動副：使兩構件直接接觸，并能產生一定相對運動的連接。

平面低副－ 凡是以面接觸的運動副，分為轉動副和移動副；平面高副－以點或線相接觸的運動副。

1-2 什么是機構運動簡圖？它有什么作用？

答：用簡單的線條和符號代表構件和運動副，并按比例定出各運動副位置，表示機構的組成和傳動情況。這樣繪制出的簡明圖形就稱為機構運動簡圖。作用：機構運動簡圖不僅能表示出機構的傳動原理，而且還可以用圖解法求出機構上各有關點在所處位置的運動特性（位移，速度和加速度）。它是一種在分析機構和 設計機構時表示機構運動的簡便而又科學的方法。

1-3平面機構具有確定運動的條件是什么？

答：機構自由度 F>0，且與原動件數相等，則機構各構件間的相對運動是確定的；這就是機 構具有確定運動的條件。（復習自由度 4 個結論 P17）第二章

2-1 什么是曲柄搖桿機構的急回特性和死點位置？

答：急回特性：曲柄等速回轉的情況下，搖桿往復運動速度快慢不同，搖桿反行程時的平均擺動速度必然大于正行程時的平均擺動速度，此即急回特性。死點位置：搖桿是主動件，曲柄是從動件，曲柄與連桿共線時，搖桿通過連桿加于曲柄的驅動力 F 正好通過曲柄的轉動中心，所以不能產生使曲柄轉動的力矩，機構的這種位置稱為死點位置。即機構的從動件出現卡死或運動不確定的 現象的那個位置稱為死點位置（從動件的傳動角? =0°）。

第三章

3-2 通常采用什么方法使凸輪與從動件之間保持接觸？

答：力鎖合：利用重力、彈簧力或其他外力使從動件與凸輪輪廓始終保持接觸。形鎖合：利用高副元素本身的幾何形狀使從動件與凸輪輪廓始終保持接觸。

3-3 什么叫剛性沖擊和柔性沖擊？用什么方法可以避免剛性沖擊？ 答：剛性沖擊：從動件在運動開始和推程終止的瞬間，速度突變為零，理論上加速度為無窮大，產生無窮大的慣性力，機構受到極大的沖擊，稱為剛性沖擊。柔性沖擊：當從動件做等加速或等減速運動時，在某些加速度突變處，其慣性力也隨之有限突變而產生沖擊，這種由有限突變而引起的沖擊比無窮大慣性力引起的 剛性沖擊輕柔了許多，故被稱為柔性沖擊。

避免剛性沖擊的方法：為了避免剛性沖擊，常將這種運動規律已知的運動開始和終止兩 小段加以修正，使速度逐漸升高和逐漸降低。讓從動件按正弦加速度運動（既 無剛性運動，也無柔性沖擊）

chapter4

4-1 棘輪機構、槽輪機構及不完全齒輪機構各有何運動特點？是舉出應用這些間歇運動機構 的實例。

答：槽輪機構特點： 結構簡單，工作可靠，常用于只要求恒定旋轉角的分度機構中；停歇 運動主要依靠槽數和圓柱銷數量（運動系數）

應用: 應用在轉速不高，要求間歇轉動的裝置中。如：電影放映機 自動傳送 鏈裝置 紡織機械

棘輪機構特點：這種有齒的棘輪其進程的變化最少是 1 個齒距，且工作時有響聲。應用：起重機絞盤 牛頭刨床的橫向進給機構 計數器

不完全齒輪機構特點：普通齒輪傳動，不同之處在于輪齒不布滿整個圓周。主動輪上的 鎖住弧與從動輪上的鎖住弧互相配合鎖住，以保證從動輪停歇在 預定位置上。

應用：各種計數器 多工位自動機 半自動機

第六章

6-1 設計機械零件時應滿足哪些基本要求？

答：足夠的強度和剛度，耐摩擦磨損，耐熱，耐振動（衡量機械零件工作能力的準則）。

6-2 按時間和應力的關系，應力可分為幾類？實際應力、極限應力和許用應力有什么不同？

答：隨時間變化的特性，應力可分為靜應力和變應力兩類。許用應力：是設計零件時所依據的條件應力。[σ] 極限應力:零件設計時所用的極限值，為材料的屈服極值。實際應力: 零件工作時實際承受的應力。（靜應力下：[σ] = σS /s [σ] = σB /s

s= s1 s2 s3）

6-4 指出下列符號各表示什么材料： Q235、35、65Mn、20CrMnTi、ZG310-570、HT200.Q235：屈服強度為 235，抗拉強度為 375-460，伸長率為：26%的普通碳素鋼。

35：優質碳素鋼（數字表示碳的平均含量）

65Mn：優質碳素鋼，平均含碳量為 0.65%，含 Mn 量約為 1%。20CrMnTi：合金鋼，含碳量 0.20%，平均含 Cr，Mn，Ti 量約為 1%。

ZG310-570：屈服強度為 310MPa，抗拉強度為 570MPa 伸長率為 15%，硬度為：40-50HRC 的

鑄鋼HT200：抗拉強度為 200，硬度為 170-241HBS 的灰鑄鐵。

6-5 在強度計算時如何確定許用應力？

答：許用應力的確定通常有兩種方法：查許用應力表：對于一定材料制造的并在一定條件下工作的零件，根據過去機械制造的 實踐與理論分析，將他們所能安全工作的最大應力制成專門的表格。這種表格簡單，具體，可靠，但每一種表格的適用范圍較窄。部分系數法：以幾個系數的乘積來確定總的安全系數s=s1s2s3 S1——考慮計算載荷及應力準確性的系數，一般 s1=1-1.5。S2——考慮材料力學性能均勻性的系數。S3——考慮零件重要程度的系數。

6-8 ?-1 ? 0 ?1 各代表什么？

答：-1 ：對稱循環變應力下，疲勞極限為-1。0 ：脈動循環變應力下，疲勞極限為0。1 ：靜應力下的疲勞極限。

第七章

7-1 常見的螺栓中的螺紋式右旋還是左旋、是單線還是多線？怎樣判別?多線螺紋與單線螺 紋的特點如何？ 答：常見的螺栓中的螺紋是右旋、單線。根據螺旋線繞行方向科判別右旋與左旋；根據螺旋線的數目可判別單線還是多線。特點：單線螺紋的螺距等于導程，多線螺紋的導程等于螺距與線數的乘積；單線螺紋由于其 螺旋升角較小，用在螺紋的鎖緊，多線螺紋由于其螺紋升角較大，用于傳遞動力和運動。

7-2 螺紋主要類型有哪幾種？說明他們的特點及用途。

答：機械制造中主要螺紋類型：三角形螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋、半圓形螺紋。三角形螺紋：

普通螺紋：特點為抗拉強度較高，連接自鎖作用也較可靠，一般適用于薄壁零件及受沖擊零件的連接。

管螺紋（半圓形螺紋）：特點為螺紋深度較淺，是專門用來連接管子的。矩形螺紋：特點為刨面呈矩形、螺母與螺桿對中的精度較差以及螺紋根部強度較弱等缺 點；沒有自鎖。

梯形螺紋：特點為刨面為梯形，效率較矩形螺紋低，沒有自鎖。多用于車床絲桿等傳動 螺旋及起重螺旋中。

鋸齒形螺紋：效率較矩形螺紋略低，強度較大，沒有自鎖。在受載很大的起重螺旋及螺 旋壓力機中常采用。

（三角形螺紋用于連接；鋸齒、梯形、矩形用于傳動。）

7-3 螺旋副的效率與哪些參數有關？各參數變化大小對效率有何影響？螺紋牙型角大小對 效率有何影響？

答：A2 ? ? A1

當摩擦角不變時，螺旋副的效率是升角的函數。牙型角變小，效率變大；牙型角變大，效率變小。（舉例矩形螺紋變為三角形螺紋）

7-4 螺旋副自鎖條件和意義是什么？常用鏈接螺紋是否自鎖？ tg? tg??

?? ? ? 為升角，ρ為摩擦角

答：自鎖條件：一般情況越小，自鎖性能愈好）：螺紋升角 ρ：當量摩擦 角。意義 ：不加支持力 F，重物不會自動下滑。即螺旋副不會自動松脫，當擰緊螺母時，螺旋副的效率總是小于 50%。常用鏈接螺紋自鎖。

7-5 在螺紋連接中，為什么采用防松裝置？例舉幾種最典型的防松裝置，會出其結構件圖，說明其工作原理和機構簡圖。

答：螺紋連接的自鎖作用只有在靜載荷下才是可靠的，在振動和變載荷下，螺紋副之間會產生相對轉動，從而出現自動松脫的現象，故需采用防松裝置。

舉例:

（一）利用摩擦力的防松裝置： 原理：在螺紋間經常保持一定的摩擦力，且附加摩擦力的大小盡可能不隨載荷大小變化。

（1）彈簧墊圈: 工作原理：彈簧墊圈被壓平后，利用其反彈力使螺紋間保持壓 緊力和摩擦力

（2）雙螺母：工作原理：梁螺母對頂，螺栓始終收到附加壓力和附加摩擦力的 作用。結構簡單，用于低速重載。

二）利用機械方法防松裝置： 原理：利用機械裝置將螺母和螺栓連成一體，消除了它們之間相對轉動的可能性。

（1）開口銷：開口銷從螺母的槽口和螺栓尾部的孔中穿過，起防松作用。效果 良好。

（2）止動墊圈：墊片內翅嵌入螺栓的槽內，待螺母擰緊后，再將墊片的外翅之 一折嵌于螺母的一個槽內。將止動片的折邊，分別彎靠在螺 母和被聯接件的側邊起防松作用

7-6 將松螺栓連接合金螺栓連接（受橫向外力和軸向歪理）的強度計算公示一起列出，是比 較其異同，并作出必要的結論。

7-10平鍵鏈接可能有哪些失效形式？平鍵的尺寸如何確定？

答：失效形式：擠壓破壞和剪切確定尺寸：按擠壓和剪切的強度計算，再根據工作要求，確定鍵的種類；再按照軸的直 徑 d 查標準的鍵的尺寸，鍵的長度取l ? 1.5d 且要比軸上的輪轂短。第八章

8-2 帶傳動中的彈性滑動和打滑時怎樣產生的？它們對帶傳動有何影響？ 答：彈性滑動：由于帶的緊邊與松邊拉力不等，使帶兩邊的彈性變形不等，所引起的帶與輪面的微量相對滑動為彈性滑動。彈性滑動是不可避免的，對帶傳動影響不大 打滑：機器出現過載，摩擦力不能克服從動輪上的阻力矩，帶沿輪面全面滑動，從動輪 轉速急劇降低甚至不動，此現象即為打滑，是帶傳動的主要失效形式之一，可避免。

8-3 帶傳動中主要失效形式是什么？設計中怎么樣考慮？

答：主要失效形式：1.張緊力不足導致的打滑；2.張緊力過大導致的疲勞損壞；3.疲勞壽命。

設計是必須要考慮：在保證不打滑的情況下（確保工況系數），帶應有一定的疲勞強度 或壽命。

第九章

9-1 齒輪傳動的最基本要求是什么？齒廓的形狀符合什么條件才能滿足上述要求？

答：基本要求是：傳動比恒定。

齒廓的形狀是：漸開線形、擺線形、圓弧齒時滿足上述要求。（齒廓的形狀必須滿足不 論輪齒齒廓在任何位置接觸，過觸點所做齒廓的公法線均須通過節點。）

9-2 分度圓和節圓，壓力角和嚙合角有何區別？

答：分度圓：為了便于齒廓各部分尺寸的計算,在齒輪上選擇一個圓作為計算的基準,該圓稱為齒輪的分度圓.(標準齒輪分度圓與節圓重合且 s=e)標準化的齒輪上壓力角和模數均為標準值的圓稱為分度圓.節圓：通過節點的兩圓具有相同的圓周速度，他們之間作純滾動，這兩圓稱為齒輪 的節圓。

分度圓、節圓區別：分度圓是齒輪鑄造成立后本身具有的，而節圓是在兩齒輪運動 嚙合時根據其速度而確定出來的。

壓力角：漸開線上任一點法向壓力的方向線（即漸開線在該點的法線）和該點速度 方向之間的夾角稱為該點的壓力角。嚙合角：過節點的兩節圓的公切線，與兩齒廓公法線間的夾角。壓力角、嚙合角區別：選取點的不同，壓力角的大小也就不同；而只要兩齒輪的大小確定，則其嚙合角也就隨確定。

9-3 一對漸開線標準齒輪正確嚙合的條件什么？ 答：1.兩齒輪的模數必須相等

2.兩齒輪分度圓上的壓力角必須相等

9-4 為什么要限制齒輪的最少齒數？對于α=20、正常齒制的標準直齒圓柱齒輪，最少齒數 是多少？

答：限制最少齒數是為了保證不發生根切，要使所設計齒數大于不產生根切的最少齒數，當α=20 o 的標準直齒圓柱齒輪，則h?a =1，則zmin =17。

9-12 齒輪輪齒有哪幾種失效形式？開式傳動和閉式傳動的失效形式是否相同？在設計及使 用中應該怎樣防止這些失效？

答：失效形式有：（1）輪齒折斷（2）齒面膠合（3）齒面磨粒磨損（4）齒面點蝕（5）塑性變形開式傳動和閉式傳動的失效形式不完全相同：其中磨損和疲勞破壞主要為開式齒輪傳動的失效形式；而齒面點蝕和折斷主要為閉式齒輪傳動的失效形式。

為了防止輪齒折斷：在設計時應使用抵抗沖擊和過載能力較強的材料。為了避免齒面磨粒磨損：可采用閉式傳動或加防護罩等； 為了避免輪齒齒面點蝕：應使用接觸應力較大的材料；

為了防止齒面膠合：必須采用粘度大的潤滑油（低速傳動）或抗膠合能力強的潤滑油（高速傳動）。

第五篇：機械設計基礎(陳立德第三版)課后答案(1-18章全)

第3章平面機構的結構分析

3.1 機構具有確定運動的條件是什么? 答：機構的主動件數等于自由度數時,機構就具有確定的相對運動。3.2 在計算機構的自由度時，要注意哪些事項？

答：應注意機構中是否包含著復合鉸鏈、局部自由度、虛約束。3.3 機構運動簡圖有什么作用？如何繪制機構運動簡圖？

答：（1）能拋開機構的具體結構和構件的真實外形，簡明地表達機構的傳動原理，并能對機構進行方案討論和運動、受力分析。

（2）繪制機構運動簡圖的步驟如下所述：

①認真研究機構的結構及其動作原理，分清機架，確定主動件。

②循著運動傳遞的路線，搞清各構件間相對運動的性質，確定運動副的種類。③測量出運動副間的相對位置。

④選擇視圖平面和比例尺，用規定的線條和符號表示其構件和運動副，繪制成機構運動簡圖。

3.4 計算如題3.4圖所示各機構的自由度，并說明欲使其具有確定運動，需要有幾個原動件？

題3.4圖

答：a）n?9，PL?13，PH?0代入式（3.1）中可得

F?3n?2PL?PH?3?9?2?13?0?1

此機構要具有確定的運動，需要有一個原動件。

b)B處存在局部自由度，必須取消，即把滾子與桿剛化，則n?3，PL?3，PH?2，代入式（3.1）中可得

F?3n?2PL?PH?3?3?2?3?2?

1此機構要具有確定的運動，需要有一個原動件。c)n?5，PL?7，PH?0代入式（3.1）中可得

F?3n?2PL?PH?3?5?2?7?0?1

此機構要具有確定的運動，需要有一個原動件。

3.5 題3.5圖

答：取?L?0.001m/mm，繪制運動簡圖如題3.5答案圖所示：

題3.5答案圖

圖a)：n?3，PL?4，PH?0，則F?3n?2PL?PH?1；

圖b)：n?3，PL?4，PH?0，則F?3n?2PL?PH?1。

3.6 試計算如題3.6圖所示機構的自由度，并判斷該機構的運動是否確定（圖中繪有箭頭的構件為原動件）。

題3.6圖

解：a)：n?7，PL?10，PH?0。

F?3n?2PL?PH?3?7?2?10?1

運動確定。

b)n?5，PL?7，PH?0

F?3n?2PL?PH?3?5?2?7?1

運動確定

c)

n?7，PL?10，PH?0。

F?3n?2PL?PH?3?7?2?10?1運動確定

d)n?4，PL?4，PH?2。F?3n?2PL?PH?3?4?2?4?2?2運動確定。e)n?3，PL?4，PH?0。F?3n?2PL?PH?3?3?2?4?1運動確定。f)n?5，PL?7，PH?0。F?3n?2PL?PH?3?5?2?7?1運動確定。g)n?9，PL?12，PH?2。F?3n?2PL?PH?3?9?2?12?2?1運動確定 h)n?9，PL?12，PH?0。F?3n?2PL?PH?3?9?2?12?3運動確定。3.7 題3.7圖

答：圖示機構的自由度為零，故都不合理，修改方案如下： 對于題3.7圖a的機構，在D處改為一個滑塊，如題3.7圖a所示。

對于題3.7圖b的機構，在構件4上增加一個轉動副，如題3.7答案圖b所示；或在構件4的D處添加一滑塊，如題3.7答案圖c所示。

題3.7答案圖

第4章平面連桿機構

4.1答：同一構件上各點的速度和加速度構成的多邊形與構件原來的形狀相似，且字母順序一致。

4.2 答：機械在運轉時，其相鄰的兩構件間發生相對運動時，就必然產生摩擦力，它一方面會消耗一部分的輸入功，使機械發熱和降低其機械效率，另一方面又使機械磨損，影響了機械零件的強度和壽命，降低了機械工作的可靠性，因此必須要研究機械中的摩擦。機械中的摩擦是不一定有害的，有時會利用摩擦力進行工作，如帶傳動和摩擦輪傳動等。

4.3答：（1）移動或具有移動趨勢的物體所受的總反力與法向反力之間的夾角稱為摩擦角?。（2）總反力與相對運動方向或相對運動趨勢的方向成一鈍角90???，據此來確定總反力的方向。

4.4 答：（1）以轉軸的軸心為圓心，以P(P?rf0)為半徑所作的圓稱為摩擦圓。（2）總反力與摩擦圓相切，其位置取決于兩構件的相對轉動方向，總反力產生的摩擦力矩與相對轉動的轉向相反。4.5 答：機械自鎖的條件為??0。

4.6 答：（1）當曲柄等速轉動時，搖桿來回搖動的速度不同，返回時速度較大。機構的這種性質，稱為機構的急回特性。通常用行程速度變化系數K來表示這種特性。（2）當??0時，則K?1，機構具有急回特性。4.7 答：（1）最長桿與最短桿的長度之和小于或等于其余兩桿長度之和；最短桿或相鄰桿應為機架。（2）曲柄不一定為最短桿，如雙曲柄機構中，機架為最短桿。4.8 答：（1）主動件通過連桿作用于從動件上的力恰好通過其回轉中心時的位置，稱為連桿機構的死點位置。（2）機車車輪在工作中應設法避免死點位置。如采用機車車輪聯動機構，當一個機構處于死點位置時，可借助另一個機構來越過死點；飛機起落架是利用死點工作的，當起落架放下時，機構處于死點位置，使降落可靠。4.9 在題4.9圖示中，已知機構的尺寸和相對位置，構件1以等角速度?1逆時針轉動，求圖示位置C點和D點的速度及加速度，構件2的角速度和角加速度。題4.9圖

解：取長度比例尺，繪制簡圖如題4.9答案圖a所示。

題4.9答案圖

解：（1）速度分析。

①求vB.由圖可知，vB??1?AB，方向垂直于AB，指向與?1的轉向一致。②求vC.因B點與C點同為構件2上的點，故有：

vC?vB?vCB

大小 ？ ?1lAB ？ 方向 水平?AB ?BC

???取速度比例尺?v（m/smm）,作速度矢量圖如題4.9答案圖b所示，則pc代???表vC；bc代表vCB，其大小為vC??v?pc，vCB??v?bc。

③求?2。因vCB??2?lBC，則?2?vCBlBC方向為順時針轉。

④求vD。因為B、C、D為同一構件上的三點，所以可利用速度影像原理求得d 點，????連接pd代表vD，如題4.9答案圖b所示，其大小為vD??????v?pd，方向同pd。

n2（2）加速度分析。①求aB。由已知條件可知：aB??1?lAB，方向為B?A；aB?0。②求aCt。根據相對運動原理，可選立下列方程式

ntaC?aB?aCB?aCB

大小 ？ ?12lAB ?22?lAB ？ 方向 水平B取加速度比例尺?a表anCB?A C?B ?BC

?m/s2mm?????，作加速度矢量如題4.9答案圖c，則b?c??代????t，c??c?代表aC。B????t由圖可知，aC??a?p?c?方向同p?c?（水平向左）；aCB方向同c??c?。??a?c??c?，????③求?2。因atCB??2?lCB，則?2?aCBlCBt??ac??c?lCB（方向為逆時針）

④求aD。

ntntaD?aB?aDB?aDB?aC?aDC?aDC大小 ？ ?12?lAB ?22?lDB ？ ?a?p?c?

?22?lDB ？

方向？

?BCB?A

D?B

?BC

????p?c?

D?C

?????c所示，可見p?d?代表aD作矢量圖，如題4.9答案圖。

?????由圖可見，aD=?a?p?d?，方向同p?d?。

4.10 如題4.10圖所示的鉸鏈四桿機構中，已知lAB?30mm，lBC?75mm，lCD?32mm，lAD?80mm，構件1以等角速度?1?10rad/s順時針轉動。現已作出

該瞬時的速度多邊形（題4.10圖b）和加速度多邊形（題4.10圖 c）。試用圖解法求：（1）構件2上速度為零的點E的位置，并求出該點的加速度aE；（2）為加速度多邊形中各矢量標注相應符號：（3）求構件2的角加速度a2。

題4.10圖

解：取?L?0.01mmm，作結構簡圖，如題4.10答案圖a所示。（1）求構件2上速度為零的點E及E點的加速度aE。

題4.10答案圖

①求vB。vB??1?lAB?10?0.03?0.3ms，方向如題4.10答案圖a所示，且?AB。

②求vC。

vC?vB?vCB

大小 ？ 0.3ms ？ 方向 水平?AB ?BC

取?v?0.01m/smm，作速度矢量圖如題4.10答案圖b所示。

因vE?0，故在速度圖中，e與極點p相重合，即三角符號Δpbc為ΔBCE的影像，其作圖過程為：過B點作BE?pb，過C點作CE?pc，其交點即為E點，如題4.10答案圖a所示。

③求?

2、?3及aC。

由圖可知，vCB??v?bc?0.01?33?0.33ms,vC??v?pc?0.01?38?0.38ms。

又因

vCB??2?lBC，vC??3?lCD

vCBlBC則

?2??0.33?4.4rads0.075，方向為逆時針。

?3?vClCD?0.380.032?11.88rads，方向為逆時針。

aC?aC?aCnt?aB?aCB?aCBnt

大小 ?32lCD ？ ?12?lAB ?22lCB ？ 方向

取?a?0.1m2C?D

?CD B?A

C?B

?BC

s，作加速度矢量圖，如題4.10答案圖c所示，則p?c?代表aC。

????，方向p?c?。

????aC??a?p?c??0.1?45?4.5ms2④求aE。利用加速度影像原理，即?b?c?e?∽?BCE。作圖過程為：作

?????c?b?e???BCE,?c?b?e???CBE，其交點即為e?，則p?e?代表aE。

（2）各矢量標準符號如題4.10答案圖c所示。（3）求構件2的角加速度?2。

t??a?c???c??0.1?68.5?6.85m由圖可知，aCBt??2?lCB,則，又因aCBs2?2?atCBlCB?6.850.032?214.1rads2。

4.11 如題4.11圖所示為一四桿機構，設已知lOlBC?650mm2B?2lO1A?400mm，lAB?350mm,?1?120radmin，求當O1A平行于O2B且垂直于AB時的vC和aC。

題4.11圖

解：取?L?0.01m，畫出機構的位置圖，如題4.11答案圖a所示。

mm

題4.11答案圖

（1）速度分析。

12060①求vA。vA??1lAO?1?0.2?0.4ms，方向垂直于O1A。

②求vB。因B點與A點同為構件2上的點，故有：

vB?vA?vBA

大?。?/p>

0.4

？

方向

?O2B

?O1A

?AB，作速度矢量如題4.11答案圖b所示，由圖 取速度比例尺?v?0.01m/s可知：

??????vB?vA?pa?pb

mm③求vC。因為vA?vB,所以構件2在此瞬時作平動，即vC?vA?vB?pa，vBAlBA????2??0

?3?vBlO2B?pb??vlO2B?40?0.010.4?1rads

方向為順時針轉。（2）加速度分析。

12060)?0.2?0.8m2n2??1?lOA?(① 求aA。由已知條件可知：aA1s2，方向A?O1，aB?0。t②求aB。根據相對運動原理，可建立下列方程式

ntntaB?aB?aB?aA?aBA?aBA

大小 ？

?32?lOB

？

0.8

0

？

2方向 ？

B?O2

?O2B

B?O

1?BA

4.11答案圖c

?????所示，則p?b?取?a?0.025m

s2,作加速度矢量圖如題

代表aB。

③求aC。根據影像原理可得出：BA:ACc????所示，可得出p?c?代表aC?b?a?:a?c?，作圖如題4.11答案圖

。，方向垂直向下。aC??a?p?c??0.025?47?1.18ms24.16 解：結構簡圖如題4.16答案圖所示。

（1）若為曲柄拴桿機構，則AB為最短，且lAB?lBC?lAD?lCD代入已知量求解得lAB?150mm，則lAB的最大值為150mm。（2）若為雙曲柄機構，則AD應為最短，且：(1)當AB為最長時，由于lAD?lAB?lBC?lCD，可得出lAB?550mm。②當AB不是最長時，由于lAD?lBC?lAB?lCD，可得出lAB?450mm要滿足上述二種情況，lAB的最小值應為450mm。（3）若為雙搖桿機構，則只能是不滿足桿長之和的條件，即為最短桿與最長桿長度之和大于其它兩桿長度之和。①當lAB為最短時，由于lAB?llAB?lBCBC?lAD?l，可得出lAB?150mm；②當lAB為最長時，由于C?lAD?l，可得出lAB?150mm，又由于lAB?lBC?lCD?lAD，可得出C，可得出lAB?450mm

450或lAB?1150mm。③當lAD?lAB?lBC時，由于lAD?lBC?lAB?lCDlAB?要滿足上述三種情況，lAB的取值范圍為150m?m550mm?lAB?1150mm。

（1）4.17答：（1）因為lAB?lBC?lAD?lCD，且又以最短桿AB的鄰邊為機架，則此機構為曲柄搖桿機構。

（2）有。因為以AB為原動件時，此機構為曲柄搖桿機構。

（3）

?min出現在曲柄與機架共線時的位置，如題4.17答案圖所示，取比例尺?L?0.001mmm，由圖可得出?min?180???1或者?min??2。

題4.17答案圖

（1）4.18 解：（1）求lAB、lBC。

板位夾角??180?K?1K?1?36?

作圖如題4.18答案所示，取?L?1mmmm，可測得：

AC1?27mm;AC2?70mm。又a?b?AC2;b?a?AC1,代入AC1、AC2值后，聯立求得：a?21.5mm,b?48.5mm。

（說明：設AB?a，BC?b。將原位置圖旋轉180?后作圖）

題4.18答案圖

結論：lAB??L?a?1?21.5?21.5mm,lBC??L?b?1?48.5?48.5mm

e?lABsin?lBC（2）求?max和?max。由圖可知：??arcsin

當??90?時，?為最大值，即

?max?arcsine?lAB?sin90lBC??arcsin20?21.548.5?58.8?

當??270?時，?為最小值，即

?min?arcsine?lAB?sin270lBC??arcsin120?21.5148.5?1.77?

?max?90??min=90?1.77?88.23 ????（3）滑塊為原動件時，機構的死點位置為AB1C1和AB2C2。

4.19解：（1）取?L?0.01mmm，按給定條件作出AB、DE的三組位置，并連接DB2和DB3。（2）用反轉法將DB2、DB3分別繞D點反轉?1??2?40,?1??3?8，得出0（3）分別作B1B2?、B2B3?垂直平分B2?、B3?點。??線b12、b23交于C1點，連接AB1C1D，即為該鉸鏈四桿機構，如題4.19答案圖所示。

題4.19答案圖

（4）由題4.19答案圖測得：B1C1?70mm,C1D?25mm。桿BC、CD的長度lBC、lCD為

lBC?B1C1??L?70?10?700mmlCD?C1D??L?25?10?250mm

4.20解：如題4.20答案圖所示，取?L?0.002mmm，利用剛化反轉法，連接AC2，令AC2繞A點反轉?角得C2?點，作C1C2?的垂直平分線，交位置1于B1點，連接AB1C1E1即為該四桿機構。

由題4.20答案圖測得

AB1?11mm,B1C1?52mmlAB??L?AB1?2?11?22mm lBC??L?BC?2?52?104mm

題4.20答案圖

第5章 凸輪機構

5.1答：是在理論輪廓上度量的。

5.2答：（1）等于零。（2）從傳力合理，提高傳動效率來看，壓力角越小越好。設計時規定：?max????

5.3答：勻速運動規律有剛性沖擊；等加速-等減速和余弦加速度運動規律有柔性沖擊；正弦加速度運動規律沒有沖擊。在選擇從動件的運動規律時，應根據機器工作時的運動要求來確定。5.4答：先根據結構條件初定基圓半徑r?。若出現?????，則需增大基圓半徑r?，再重新進行設計。

5.5答：（1）補全各段的曲線，如題5.5答案圖所示。

（2）在O、b、c、e、處有剛性沖擊；在a、d處有柔性沖擊。

題5.5答案圖

5.6 解：取?L?0.002mmm。

（1）繪制s??(t)曲線，如題5.6答案圖a所示，并將推程、回程各分為6等份。

（2）以相同的比例繪制凸輪基圓及從動件的初始位置，如題5.6答案圖b所示。

題5.6答案圖

（3）在題５.6答案圖b上，按逆時針方向(??)畫出推程角120?，回程角150?，C2、C3??。近休止角90?，并在相應段與位移線圖對應劃分為6等份，得分點C1、（4）過各分點作徑向線，并從基圓上的點C1、C2、C3??。開始向外量取相應的位移量得B1、B2、B3??，即B1C1?11?,B2B2?22?,B3B3?33???得到反轉后滾子中心的位置。

（5）將B1、B2、B3??連成光滑曲線，得凸輪理論輪廊η。

（6）以η上各點為圓心，rT為半徑作一系列圓，此圓的包絡線為凸輪的實際輪廊??，如題5.6答案圖b所示。

答：

如題5.7答案圖

5.8

答：

如題5.8答案圖

???（1）5.9解：（1）因二者接觸點的法線OB與vC方向一致，故??0?。

（2）如題5.9答案圖所示，設在某瞬時，從動件占據位置Ⅱ。由圖可知。???OO?P。?OO?PO?點上移至O?'使得?角減小；

當vT增大時，當e增大時，增大，?增大； 當OA增大時，?不變。

從動件的上升距離是不變化的。

題5.9答案圖 第6章 間歇運動機構

5406.1答：牛頭刨床的橫向進給量最小為fmin??0.125mm

若要求其橫向進給量為0.5mm，則棘輪每次轉過的角度應為0.50.125?36040??36 ?6.2答：主動撥盤的轉速為：

360?n??360?180??6?2?360?1r3s53

6.3答：運動系數??tmt1?tm?56?53?23

所需圓柱銷數目k?2z?(z?2)?2?6?23(6?2)?2

6.4答：不能。

第七章

螺紋連接與螺旋傳動

71答：常用螺紋的種類有普通螺紋、管螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋，前兩種主要用于聯接，后三種主要用于傳動。7.2答：螺紋的主要參數有：（1）大徑d；（2）小徑d1；（3）中徑d2；（4）螺距P；（5）導程S；（6）升角λ；tan??S?d2?nP?d2；（7）牙型角α、牙型斜角β。

7.3 答：螺距是螺紋相鄰兩牙在中徑線上對應兩點間的軸向距離，導程則是同一螺旋線上相鄰兩牙在中徑線上對應兩點間的軸向距離。

導程S、螺距P、螺紋線數n之間的關系：S?nP。

7.4答：根據牙型的不同，螺紋可分為普通螺紋、管螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋。各種螺紋特點：普通螺紋的當量摩擦系數較大，自鎖性能好，強度高，廣泛應用于各種緊固連接；管螺紋分圓柱管螺紋和圓錐管螺紋。圓柱管螺紋用于水、煤氣、潤滑管路系統等低壓場合。圓錐管螺紋適用于高溫、高壓及密封要求較高的管路連接中。常用的連接螺紋的牙型是三角形牙型。常用的傳動螺紋的牙型是矩形、梯形和鋸齒形牙型。

7.5答：螺紋連接有四種基本類型。

(1)螺柱連接。其結構特點是被連接件的孔中不切制螺紋，裝拆方便，結構簡單，適用于經常拆卸、受力較大的場合。

(2)雙頭螺栓連接。其結構特點是被連接件中薄件制光孔，厚件制螺紋孔，結構緊湊。適用于連接一厚一薄零件，受力較大、經常拆卸的場合。

(3)螺釘連接。其結構特點是螺釘直接旋入被連接件的螺紋孔中，結構簡單。適用于連接一厚一薄件，受力較少、不經常拆卸的場合。

(4)緊定螺釘連接。其結構特點是緊定螺釘旋入一零件的螺紋孔中，螺釘端部頂住另一零件，以固定兩零件的相對位置。適用于傳遞不大的力或轉矩的場合。

7.6答：連接用的三角形螺紋都具有自鎖性，在靜載荷或溫度變化不大、沖擊振動不大時不會自行脫落。但在沖擊、振動或變載的作用下，螺紋連接會產生自動松脫現象。因此，設計螺紋連接，必須考慮防松問題。

常用的防柱方法有摩擦防松、機械防松、永入防松和化學防松四大類。

7.7答：常見的螺栓失效形式有：（1）螺栓桿拉斷；（2）螺紋的壓潰和剪斷；（3）經常裝拆時會因磨損而發生滑扣現象。失效發生的部位通常在螺紋處。

7.8答：被連接件受橫向載荷時，螺栓不一定全受到剪切力。只有受橫向外載荷的鉸制孔螺栓連接，螺栓才受剪切力。

7.9答：松螺栓連接在承受工作載荷前，不需把螺母擰緊，即不受預緊力。而緊螺栓連接在承受工作載荷前，必須把螺母擰緊，螺栓承受預緊力。松螺栓連接的強度按拉伸強度條件進行強度計算。緊螺栓連接中，螺紋部分受軸向力作用產生拉伸正應力σ，因螺紋摩擦力矩的作用產生扭轉剪應力τ，螺栓螺紋部分產生拉伸與扭轉的組合變形，根據強度理論建立強度條件進行強度計算。

7.10答：鉸制孔用螺栓連接在裝配時螺栓桿與孔壁間采用過渡配合，沒有間隙，螺母不必擰得很緊。工作時螺栓連接承受橫向載荷，螺栓在連接結合面處受剪切作用，螺栓桿與被連接件孔壁相互擠壓。

7.11答：當螺栓擰緊后，其螺紋部分不僅受因預緊力Fo的作用而產生的拉伸正應力σ，還受因螺紋摩擦力矩下T1的作用而產生的扭轉剪應力τ，使螺栓螺紋部分處于拉伸與扭轉的復合應力狀態。根據第四強度理論，可求出螺栓螺紋部分危險截面的當量應力?e?1.3?，則強度條件為?e?1.3?????

因拉伸正應力??FoA?Fo?d1

則強度條件為

1.3Fo?d142????

可見，緊螺栓連接的強度計算可按純拉伸強度計算，考慮螺紋摩擦力矩T1的影響，需將螺栓拉力增加30%。7.12答：（1）的說法不對。對于受軸向工作載荷的緊螺栓連接，螺栓所受的軸向總拉力FΣ應為其所受的工作載荷F與殘余預緊力F0?之和，即F??F?Fo'。（2）的說法錯誤。緊螺栓連接中，螺栓所受拉力會產生拉伸正應力，考慮螺紋摩擦力矩的作用而產生的扭轉剪應力，螺栓螺紋部分產生接伸與扭轉的組合變形，其強度條件根據強度理論建立的。

（3）的說法錯誤。受拉螺栓連接中，承受橫向外載荷的緊螺栓連接采用的是普通螺栓連接，由于處于擰緊狀態，螺栓受預緊力的作用，被連接件靠其結合面間的摩擦力承受橫向外載荷。7.16解：（1）確定螺栓的許用應力。根據螺栓材料Q235，查表7.1得σs=215MPa;查教材表7.8，取S=1.4,則

?????sS?2151.4?153.57MPa

（2）確定螺栓直徑d。由式（7.4）得

d1?4F?????4?5?010 m?20.36m??153.573查手冊，得螺栓大徑為d=24mm，其標記為螺栓GB/T5780

M24?長度。7.17解：（1）計算兩螺栓所受的力。此連接為承受橫向外載荷的緊螺栓連接。

①計算A、B螺栓承受的橫向載荷FR。分析右扳手受力，畫受力圖如題7.17答案圖。根據平衡條件可求出：FA?1800N，FB?1600N，則螺栓承受的橫向載荷 FRA=FA,FRB=FB。

②計算螺栓承受橫向載向載荷所需的預緊力。取Kf=1.2，則

KfFRAfm1.2?18000.15?1F0A???14400N

F0B?

?12800NKfFRAfm?1.2?16000.15?1（2）確定螺栓直徑。根據螺栓材料Q235查表7.7 得?S?220MPa，根據表7.8，控制預緊力取S=1.4，則許用應力

?????sS?2201.4?157MPa根據緊螺栓連接的強度條件

?e?1.3F0?d142????

得d1?4?1.3?F0?????4?1.3?F0A?????4?1.3?14400??157?12.33mm

d1為螺栓小徑，查閱螺紋標準，取螺栓直徑d=16mm。7.18解：（1）求滿足螺栓螺紋部分強度條件的預緊力F。由式（7.5）得 1.3F02?d14????

可得

F0??d1??2?41.3?

（2）計算承受橫向外載荷不產生滑移的預緊力F0。由式（7.14）得

F0?KfFRfmz

（3）計算允許傳遞的最大靜載荷FR。根據螺栓的強度條件和承受橫向外載荷不產生滑移條件可得

KfFRfmz??d1??2?1.3?4

根據螺栓M10，查手冊得d1=8.376mm。則

FR??d1??22?fmz

1.3?4?kf???8.376?160?0.2?2?21.3?4?1.2?4518.86N該連接只許傳遞的最大靜載荷FR為4518.86N。7.19解：（１）確定螺栓數目z。由螺栓間距t?得z?11.775，取z=12。

（２）確定每個螺栓所受的軸向工作載荷Ｆ。

F??D0z?80mm

?DP4Z2???200?1.54?122?3925N

（３）計算單個螺栓所受的總拉力。

F??F?F0'?F?1.8F?2.8F?2.8?3925?10990N

（4）確定螺栓的對稱直徑d。

① 螺栓材料選用35號鋼，由表7.7查得σs=315MPa，若裝配時不控制

預緊力，假定螺栓直徑d=16mm，由表7.9查得S=3，則許用應力

?????sS?3153?105MPa

② 由式（7.10）確定螺栓小徑d1。

d1?4?1.3Fs?????4?1.3?10990??105?13.17mm

根據d1計算值，查螺紋標準得螺栓公稱直稱d=16mm,與假定值相等。此氣缸蓋螺栓為螺栓M16ⅹL GB5782-86。

7.20 解：如題7.20圖所示，s螺栓數z=4，對稱布置。（1）螺栓受力分析。

① 在工作載荷F作用下，螺栓組連接承受以下各力和傾覆力矩的作用：

軸向力F1?Fsin??4000?sin45??2828N 橫向力F2?Fcos??4000?cos45??2828N

傾翻力矩

M?F1?0?F2?160?2828?160?452480N?mm ② 在軸向力F1作用下，各螺栓所受工作拉力

p1?F1z?28284?707N

③在傾覆力矩M的作用下，上兩個螺栓受到加載作用下兩個螺栓受到減載作用。螺栓所受載荷Pmax?MLmaxz?M4?L?4524804?130?870N

?Lii?12④上面螺栓所受的軸向工作載荷為

P?P1?Pmax?707?870?1577N

⑤在橫向力F2的作用下，底板接合面不產生滑移的條件為

f??zF0??1?Kc?F1???KfF2

根據連接條件取Kc?0.2,Kf?1.2。則各螺栓所需要的預緊力為

KfF2F0?f??1?Kc?F1z?1.2?28280.3??1?0.2??28284?3393.6N

⑥螺栓所受軸向總拉力

F?max?P?F0'

根據式（7.11）F0?F0'??1?Kc?P 可得F0'?F0??1?Kc?P

整理后可得F?max?F0?KcP?3393.6?0.2?1577?3709N

（2）定螺栓直徑。選擇螺栓材料為Q235，由表7.7取σs=205MPa，s=1.3。螺栓材料的許用應力?????sS?2051.3?158MPa

由式(7.10)計算螺栓的小徑d1

d1?4?1.3F??????4?1.3?3709??158?6.24mm

查閱螺紋標準，選用粗牙普通螺紋，公稱直徑d=88mm。（3）校核螺栓組連接接合面的工作能力。① 連接接合面下端的擠壓應力不超過許用值。

?pmax?1A??zF0??1?Kc?F1???MW?1320?140??4?3393.6??1?0.2??2828???452480140?3206??0.44MPa????p?2 故連接接合面下端不能被壓潰。

② 連接接合面上端不出現間隙，即?pmin?0

?pmax?1A??zF0??1?Kc?F1???MW?1320?140??4?3393.6??1?0.2??2828???452480140?3206?0.063MPa?02故連接接合面上端不能出現間隙。

第8章 帶傳動

8.12答；由學生觀察3～5種機器上的普通V帶傳動，測量出b、da、a、確定帶型、dd1、dd2、計算出L0，取標準Ld。8.13解:（1）帶速v。

v??dd1n160?1000?3.14?450?40060?1000?9.42m/s

（2）包角?1。

?1?180??dd2?dd1a?57.3?180???650?4501500?57.3?172.36??

（3）有效拉力F.由式（8.3）P?P?1000v5?10009.42F?1000得

F???531N

8.14解（1）確定帶的基準長度。

L0?2a0?2?dd1?dd2???2?dd2?dd1?4a02?2?350??280?100???280?100?4?3502?1319.7mm

查表8.4，取基準長度Ld=1400mm(2)實際中心距。a?a0?（3）小帶輪包角。

?1?180??Ld?L022?350?1400?1319.72?390.15mm

dd2?dd1a?57.3?180???280?100390.15?57.3?153.6?120

???（4）傳遞的最大功率。根據dd1?100mm,n1?1450rmin,查表8.9，用內插法得P??1.31kW。

查表8.18得Kb?1.0275?10?3，傳動比i=Ki?1.1373。由式(8.11)得

dd2dd1?280100?2.8，查表8.19得

?1?1???3?P0?Kbn1?1??1.0275?10?14501?????0.18kW

Ki?1.1373???查表8.4得KL=0.96,由圖8.11得K??0.93，查表8.21,得KA=1.1。由式（8.18）得z?Pc?PKA?P0??P0?K?KL?P0??P0?K?KL?

得P??P0??P0?K?KLzKA?1.31?0.18??0.93?0.96?21.1?2.42kW

所以此傳動所能傳遞的最大功率為2.42kW。

8．15解：（1）確定計算功率Pc。

Pc?KAP?1.1?4?4.4kW

（2）選擇普通V帶型號。根據Pc=4.4kW、n1=1440r/min，由圖8.12選用A型普通V帶。

（3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2。根據表8.6和圖8.12選取dd1=100mm。大帶輪基準直徑

dd2?n1n2dd1?1440575dd2dd1?100?250.43mm按表8.3選取標準值dd2=250mm。

n1i14402.5實際傳動比i??250100?2.5從動輪實際轉速n2???576r/min

(4)驗算帶速。v??dd1n160?1000???100?144060?1000?7.536m/s帶速在5～25m/s范圍內。

（4）確定帶的基準長度Ld和實際中心距為a。初定中心距ao=1000mm Lo?2ao??2(dd1?dd2)??dd2?dd1?4ao2?2?1000??2?100?250???250?100?4?10002

?2555.13mm由表8.4選取基準長度Ld?2500mm

實際中心距a?a??Ld?Lo2?1000?2500?2555.132?944.87mm

（6）校驗小帶輪包角?1?

?1?180??dd2?dd1a??57.3?180???250?100944.87?57.3

?170.9?120（7）確定V帶根數。由式（8.18）得

z?Pc?P0??P0?K?KL

根據dd1=100mm,n1=1440r/min，查表得8.9得Po=1.31kW。

2751.10查表（8.18）得Kb?0??3。根據傳動比i=2.5。查表8.19得Ki=1.1373。由式（8.11）得功率增量?P0為

?1?1???3?P0?Kbn1?1??1.0275?10?14401?????0.18kW

K1.1373???i?由表8.4查得KL?1.09,由圖8.11得K??0.98, 則z?Pc?4.4?2.76

?P0??P0?K?KL?1.31?0.18??0.98?1.09取z=3根。

（8）求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ。由表8.6查得A型普通V帶的每米長質量q=0.1kg/m。根據式（8.19）得單根V帶的初拉力為

F0???500Pc?2.52?1???qvzv?K??500?4.4?2.5?2?1??0.1?7.536 ?3?7.536?0.98??156.6N由式（8.20）得作用在軸上的壓力FQ為

FQ?2F0zsin?12?2?156.6?3?sin170.92??936.64N

（9）帶輪的結構設計（略）

（10）設計結果。選用3根A型V帶，中心距a=944.87mm，帶輪直徑dd1=100 mm,dd2=250mm，軸上壓力FQ=936.64N。8.16解：（1）確定計算功率Pc。由表8.21取KA=1.4，由式（8.12）得

Pc?KAP?1.4?30?42kW

(2)選擇普通V帶型號。根據Pc=42kW ,n1=1470r/min,由圖8.12選用C型普通V帶。

(3)確定帶輪基準直徑dd1、dd2。根據表8.6和圖8.12選取dd1=250mm，大輪基準直徑為

dd2?idd1?1.15?250?287.5mm

dd2dd1?280250?1.12 按表8.3取標準值dd2=280mm,實際傳動比i?n1i14701.12從動輪實際轉速n2???1312.5r/min

（4）驗算帶速。

v??dd1n160?1000???250?147060?1000?19.23m/s

帶速在5～25m/s范圍內。

（5）確定帶的基準長度Ld和實際中心距a。初定中心距ao=1300mm，由式（8.15）得

Lo?2ao??2?dd1?dd2???2?dd2?dd1?24ao?2?1300??250?280???280?250?4?13002

?3432.27mm由表8.4選取基準長度Ld=3550mm，由式(8.16)得實際中心距a為

a?a0?Ld?L02?1300?3550?3432.272?1359mm

（6）校驗小帶輪包用?1。由式（8.17）得

?1?180?00dd2?dd1a0?57.3?180?00280?2501359?57.30

?178.7?120（7）確定V帶根數z。根據dd1?250mm，n1?1470rmin，查表8.10得

?3910，根據i=1.12查表8.19得P0=6.875kW。由表8.18查得Kb?7.501?Ki?1.0419由式（8.11）得功率增量?P0為

?1?1???3?P0?Kbn1?1??7.5019?10?14701?????0.44kW

Ki?1.0419??? 由表8.4查得KL?0.99,由圖8.11查得K??0.98。由式（8.18）得

z?Pc?42?5.92

?P0??P0?K?KL?6.875?0.44??0.98?0.99取z=6根。

（8）求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ。由表查得C型普通V帶q=0.3kg/m，根據式（8.19）得單根V帶的初拉力為

?500Pc?2.52F0??1??qv?zv?K???500?42?2.5?2?1???0.3?19.23?282.297?110.938?393.24N6?19.23?0.98?

由式（8.20）得作用在軸上的壓力FQ為

FQ?2F0zsin?12178.720

?4718.58N?2?393.24?6?sin（9）設計結果。6根C型V帶，dd1=250mm,dd2=280mm,a=1359mm,FQ=4718.58N。

8.17 試設計某車床上電動機和床頭箱間的普通V帶傳動。已知電動機的功率P?4kW，轉速n1?1440rmin，從動軸的轉速n2?680rmin，兩班制工作，根據機床結構，要求兩帶輪的中心距在950mm左右。

解：（1）確定計算功率Pc。由表8.12查得KA?1.2,由式（8.12）得Pc?KAP?1.2?4?4.8kW

（2）選擇普通V帶型號。根據Pc=4.8kW，n1=1440r/min，由圖8.12選用A型普通V帶。

（3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2。根據表8.6和圖8.12選取dd1=100mm。dd2?n1n2?dd1?1440680?100?212mm按表8.3取標準值dd2=212mm,實際傳動比

n1i14402.12i?dd2dd1212100?2.12從動輪實際轉速n2???679r/min

（4）驗算帶速度v。v??60?1000?dd1n1??100?1440?60?7.536m /s1000帶速在5～25m/s范圍內。（5）確定的帶的基準長度Ld和實際中心距a。由式（8.15）L0?2a0??2?dd1?dd2???dd2?dd1?4a02?2?950??2?100?212???212?100?4?9502由表8.4選取基準長度Ld=2240mm，由式?1900?489.84?3.30?2393.14mm

（8.16）得實際中心距a為a?a0?Ld?L02?950?2240?2393.142?873.43mm

(6)校驗小帶輪包角?1。由式（8.17）得

?1?180?00dd2?dd1a0?57.3?180?00212?100873.43?57.3（7）確定V帶根數z。根據?172.7?120dd1=100mm，n1=1440r/min，查表8.10得Po=1.31kW。由表8.18查得Kb?1.027?5?31，0根據

i=2.12，查表8.19得Ki=1.1373。由式(8.11)得功率增量?P0為

?1??P0?Kbn1?1??Ki???1.0275?10?3

1???1440?1???0.18kW1.1373??由表8.4查得KL=1.06，由圖8.11查得K??0.98。由式（8.18）得

z?Pc?P0??P0?K?KL4.8?3.1 取z=4根。

??1.31?0.18??0.98?1.06（8）求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ。由表8.6查得Ａ型普通Ｖ帶q=0.1kg/m，根據式（8.19）得

F0??500Pc?2.5500?4.8?2.5?22?1?1?0.1?7.356?129.17N ???qv???zv?K?4?7.356?0.98??由式(8.20)可得作用在帶輪軸上的壓力

FQ?2F0zsin?12?2?129.17?4?sin172.720?1031.26N

（９）設計結果。選用4根Ａ型普通Ｖ帶，dd1=100mm，dd2=212mm，a=873.43mm，FQ＝1031.26N

第9章 鏈傳動

9.1 鏈傳動和帶傳動相比有哪些優缺點？

答：鏈傳動與帶傳動相比的優點是鏈傳動能保證定傳動比傳動，張緊力小，對軸的壓力小，可在高溫、油污、潮濕等惡劣環境下工作。

其缺點是工作平穩性差，工作時有噪聲。

9.2影響鏈傳動速度不均勻性的主要參數是什么？為什么？

答：影響鏈傳動速度不均勻性的主要參數是鏈輪齒數z1和鏈節距p。因為鏈傳動的運動情況和繞在多邊形輪子上的帶傳動很相似，邊長相當于鏈節距p，邊數相當于鏈輪齒數z，由于鏈速（即鏈銷軸圓周速度的水平分速度v?r1?1cos?,其速度隨?角而變化）由小變大，又由大變小，而且每轉過一鏈節要重復上述的變化一次，故鏈速作周期性的變化，而使鏈傳動帶來了速度的不均勻性，鏈節距愈大和鏈輪齒數愈少，鏈速不均勻性也愈增加，使鏈節作忽上忽下、忽快忽慢的變化，故使其瞬時傳動比發生變化。

9.3鏈節距p的大小對鏈傳動的動載荷有何影響？

答：鏈節距越大，鏈條各零件的尺寸越大，由于鏈傳動中鏈速有變化，若鏈節距越大，產生的動載荷也越大。9.4 鏈傳動的主要失效形式有哪幾種？ 答：鏈傳動的主要失效形式有：（1）鏈板疲勞破壞；（2）滾子和套筒的沖擊疲勞破壞；（3）鉸條鉸鏈磨損；（4）鏈條鉸鏈的膠合；（5）鏈條靜力拉斷。

9.5 鏈傳動的設計準則是什么？

答：鏈傳動傳動的設計準則：對于中高速(v?0.6ms)鏈傳動主要失效形式為疲勞破壞，設計計算時以功率曲線為依據，應使計算功率小于額定功率值；對于低速(v?0.6ms)鏈傳動，其主要失效形式為靜力拉斷，應進行靜強度計算，校核靜強度安全系數S。9.6 設計鏈傳動時，為減少速度不均勻性應從哪幾方面考慮？如何合理選擇參數？

答：設計鏈傳動時，為減少速度不均勻性應合理選擇參數：小鏈輪齒數不宜過少，一般z1?17，以減小速度波動的幅度。另外，鏈節距盡量選小，以減小鏈輪的直徑，減少鏈接。

9.7 鏈傳動的功率曲線是在什么條件下得到的？在實際使用中要進行哪些項目的修正？

答：鏈傳動的功率曲線的試驗條件是：z1?

19、i?

3、a?40p、單排鏈、載荷平穩、采用推薦的潤滑方式，壽命為15 000h、兩輪端面共面。在實際使用中要對z1、i、a、排數進行修正。

9.8 鏈傳動的合理布置有哪些要求？

答：鏈傳動的布置應注意使兩軸線應平行布置，兩鏈輪的回轉平面應在同一

平面內。應使主動邊在上，從動邊在下，即緊邊在上，松邊在下。若松邊在上會使鏈與輪齒相干涉。兩輪中心的連線盡量在同一水平面上。如傾斜布置，其與水平面的夾角應小于45?；若垂直布置時，需加張緊輪，以免下鏈輪嚙合不良。9.9 鏈傳動為何在適當張緊？常用的張緊方法有哪些？

答：鏈傳動需要適當的張緊，因為鏈傳動鏈條的重量比較大，由于自重會產生下垂，若垂度過大會引起嚙合不良。常用的張緊方法有調整中心距，或采用張緊輪的方法。張緊輪應設在松邊。

9.10 如何確定鏈傳動的潤滑方式？常用的潤滑裝置和潤滑油有哪些？ 答：鏈傳動的潤滑方法有4種，應根據鏈速和鏈節距的大小據圖9.11選擇。具體的潤滑裝置如圖9.12所示，潤滑油應加于松邊。

常用的潤滑裝置有油杯，油池用于浸油潤滑；用甩油輪使油飛濺起來潤滑；用油泵、油管、油嘴進行噴油潤滑。

常用的潤滑油有L-AN32、L-AN46、L-AN68。

9.11 試設計一鏈式輸送機中的鏈傳動。已知傳遞功率P?20kW，主動輪的轉速n1?230rmin，傳動比為i薦方式潤滑。

解：(1)選擇鏈輪齒數z1、z2。按表9.9選z1?17,z2?iz1?43；估計鏈速v?0.6~3ms

?2.5,電動機驅動，三班制，有中等沖擊，按推(2)確定鏈節數。初定中心距a??40p。

Lp?2?40pp?17?432?p?z2?z1?239.5?40p

Lp?80?30?0.43?110.43取Lp?110。

（3）根據額定功率曲線確定鏈型號。由表9.4取KA?1;由表9.5取Kz?0.887;由表9.6取Ki?1.04;由表9.7取Ka?1;由表9.8取Kpt?1。

Po?KAPKzKaKiKpt?1?200.887?0.96?23.5kW

查額定功率曲線圖9.9，選取鏈條號為24A，節距p=38.1mm(4)驗算鏈速

v?z1pn160?1000?17?38.1?23060?1000m/s

v?2.48m/s（5）計算實際中心距。設計成可調整的中心距。a?a??40p?40?38.1?1524mm

（6）確定潤滑方式。由圖9.11查得應選用油浴潤滑。(7)計算對鏈輪軸的壓力F'。

F'?1.25F?1.25??1.25?1000?202.481000Pv

?10080N(8)鏈接設計（略）。

(9)設計張緊、潤滑等裝置(略)。

9．12 已知型號為16A的滾子鏈，主動輪齒數z1?23，轉速n1?960rmin，傳動比i?2.8，中心距a?800mm，油浴潤滑，中等沖擊，電動機為原動機，試求該鏈傳動所能傳遞的功率。

解：由已知n1?960rmin、16A，查表9.8，得P0?35kW，鏈節距p?25.4mm。

由已知中等沖擊、電動機,查表9.2,得KA=1.3。由z1?23，查表9.5，得Kz?1.23。由單排，查表9.8，得Kpt?1。由i?2.8,查表

9.6，得Ki?0.985。

?32p，查9.7，得Ka?0.964。根據式（9.5），可得出 由a?800?80025.4p?Kz?Kpt?Ki?KaKAp0?1.23?1?0.985?0.9641.3?35

?31.4kW該鏈傳動所能傳遞的功率為31.4kW。

9.13 在鏈傳動、齒輪傳動和帶傳動組成的多級傳動中，鏈傳動宜布置在哪一級？為什么？

答：鏈傳動在多級傳動中宜布置在低速級，即帶傳動?齒輪傳動?鏈傳動。因為鏈傳動中速度不均勻，若鏈速過高會使動載荷變大，布置在低速級可減小鏈速的不均勻性帶來的影響。

9.14 鏈輪的極限轉速為什么比帶傳動??？

答：鏈輪的極限轉速一般為15m/s，而帶傳動的極限速度一般最高為25m/s，這是由于鏈傳動具有多邊形效應，即鏈速的不均勻性。鏈速過高產生的沖擊振動大，而帶傳動平穩，具有緩沖性。

9.15 鏈傳動與帶傳動的張緊目的有何區別？

答： 帶傳動張緊是為了保持帶傳動中具有足夠的預拉力，以產生足夠的

摩擦力。鏈傳動張緊是為了改善輪齒和鏈的嚙合情況，以利于傳動。

第十章

齒輪傳動

10.1漸開線性質有哪些？

?A。答：（1）發生線在基圓上滾過的長度等于基圓上被滾過的弧長，即NK?N（2）因為發生線在基圓上作純滾動，所以它與基圓的切點N就是漸開線上K點的瞬時速度中心，發生線NK就是漸開線在K點的法線，同時它也是基圓在N點的切線。（3）切點N是漸開線上K點的曲率中心，NK是漸開線上K點的曲率半徑。離基圓越近，曲率半徑越少。（4）漸開線的形狀取決于基圓的大小?；鶊A越大，漸開線越平直。當基圓半徑無窮大時，漸開線為直線。（5）基圓內無漸開線。10.2何謂齒輪中的分度圓？何謂節圓？二者的直徑是否一定相等或一定不相等？答：分度圓為人為定的一個圓。該圓上的模數為標準值，并且該圓上的壓力角也為標準值。

節圓為嚙合傳動時，以兩輪心為圓心，圓心至節點p的距離為半徑所作的圓。

標準齒輪采用標準安裝時，節圓與分度圓是相重合的；而采用非標準安裝，則節圓與分度圓是不重合的。

對于變位齒輪傳動，雖然齒輪的分度圓是不變的，但與節圓是否重合，應根據具體的傳動情況所決定。

10.3 答：是齒輪上的分度圓與齒條插刀上的節線相切。10.4為了使安裝中心距大于標準中心距，可用以下三種方法：

（1）應用漸開線齒輪中心距的可分性。（2）用變位修正的直齒輪傳動。（3）用標準斜齒輪傳動。試比較這三種方法的優劣。答：（1）此方法簡易可行，但平穩性降低，為有側隙嚙合，所以沖擊、振動、噪聲會加劇。（2）采用變位齒輪傳動，因a??a，所以應采用正傳動?？墒箓鲃訖C構更加緊湊，提高抗彎強度和齒面接觸強度，提高耐磨性，但互換性變差，齒頂變尖，重合度下降也較多。（3）采用標準斜齒輪傳動，結構緊湊，且進入嚙合和脫離嚙合是一個逐漸的過程，傳動平穩，沖擊、噪聲小，而斜齒輪傳動的重合度比直齒輪大，所以傳動平穩性好。

10.5解：（1）因cos?K?rbrK?6070，可得出?K?31?，則

?K?tan?K??K?0.6?0.54?0.06rad?3.38?

因為曲率半徑?K即為發生線NK的長度，則?K?rb?tan?K?36mm。（2）r?rbcos??60cos20??63.85

??tan20??0.349?0.364?0.349?0.015rad=0.86?

??rbtan20??60tan20??21.8mm

10.6解：r?d2?mz2?26?32?39mm

rb?rco?s?39co?s?20 6 5mm36.?=rbtan20??36.65tan20??13.34mmda2m(z?2ha)236.65423(26?2?1)2?42mm ra???cos?a?，可得出?a?29.24?

?a?rbtan?a?36.65tan?2?9.24

20.5110.7答：當齒根圓和基圓重合時，即

m(z?2ha?2c)?mzcos???（負號用于內齒輪，正號用為外齒輪）可得出z=42。當z?42時，齒根圓比基圓大。

10.8解：d?mz1?2?19?38mm

da?m(z?2ha?)?2?(19?2?1)?42mm

df?m(z?2ha?2c)?2?(19?2?1?2?0.25)?33mm??

db?dcos??38?cos20??35.7mm

s?e=p??m?6.28m mp2?3.14m m10.9題解：（1）標準安裝時，分度圓與節圓重合。

a?r1??r2??r1?r2?m(z1?z2)2?87mm

r1??r1?19mm,?=20?

（2）當中心距a增大1mm，即a??87?1?88mm

cos???acos?a??87cos20?88

???d??zrbco?s?????21.7?19cos?20?19.22m mcos2?1.7因pK?dK?z，則 p???2?19.2??219?6.36m m

因sK?srK/r?2rK(inv?K?inv?)，則

s??sr?/r?2r?(inv???inv?)

?3.14?19.22/19?2?19.22(inv21.7??inv20?)?3.01mm

e??p??s??6.36?3.01?3.35mm

10.10

解：因Wk?(k?1)pb?sb，可得出W2?(2?1)pb?sb?11.595

W3?(3?1)pb?sb?16.020

聯定上二式并求解，可得出pb?4.425；又因pb??mcos??4.425，可得出m=1.5mm 10.11解：i12?z2z1?3，可得出z2?3z1

又因a?m(z1?z2)212??5(z1?3z1)2?200mm

可得出z1?20,z2?60

根據???z1(tan?a1?tan??)?z2(tan?a2?tan??)?

zcos?z?2h?a因cos?a?

即cos?a1?20cos20?20?2?1?0.854

cos?a2?60cos20?60?2?1?0.909

得出?a1?31.32?，?a2?24.58?

又因???12?????20?，代入?公式中，可得

?1.67?20(tan31.32??tan20?)?60(tan24.58??tan20?)?B1B2pb

根據??，可得出B1B2??pb

B1B2???mcos??24.65mm單齒及雙齒嚙合區如題10.11答案圖所示。

10.12解：剛好連續傳動，則?

?1，且?a1?31.32?，?a2?24.58?，即

12??20(tan31.32??tan??)?60(tan24.58??tan??)??1

22.58? 得出??? a??aco?sco?s??200co?s20?203.54m m?cos22.58兩分度圓之間距離為

a??a?203.54?200?3.54mm

r1?、r2?為

r1??mz1co?s2co?s??50.89m mr2??mz2cos?2cos???152.66mm

10.13答：因為a?z1?z22?m?(17?119)2?5?340mm

所以a??a，即采用零傳動。

又因為大齒輪齒厚每側磨損0.9mm，根據齒厚公式，可知

s??m2?2x2mtan?

得出：2x2mtan???1.8

x2??0.495，x1?0.49

5d1?mz1?17?5?85mm，d2?595mm

d1??d1?85mm，d2??d?595mm。s1?9.65mm，s2?6.05mm因a??a?，所以y?0，??0ha1?(ha?x1)m?7.475mm??，ha2?2.525mm，hf2?8.725mm hf1?(ha?c?x1)m?3.775mmda1?d?2ha?99.95mmdf1?d?2hf?77.45mm，da2?600.05mm，df2?577.55mm

又因rb?rcos??rbra852cos20??39.94mm

根據cos?a??39.9499.95/2，可求出?a?36.95?

?0.014904查表得inv?a?0.10728，inv?

所以sa1?s1

10.14 rar?2ra(inv?a?inv?)?2.12?0.4結論：此種設計合適。

?z1?z2m?a?2?解：

?

（式中a為155mm）z8?i?2?z17??聯立上式，可得出z1?14,z2?16

a?z1?z22m?14?162?10?150mm

a與a?不同，又因z1?z2?2zmin，則應選用正傳動。由cos???aa?cos?

可推出???24.58。

?查表得inv20??0.014904,inv24.58??0.0284

x1?x2?(z1?z2)(inv???inv?)2tan20??0.556

x1?ha?zmin?zzmin?0.176 x2?ha?zmin?zzmin?0.059

所示選取x1?x2?0.278。

小齒輪：d1?mz1?10?14?140mm

s1??m2?2x1mtan??10?2??2?0.278?10?tan20?17.73mm

?d??d1cos?cos???=140?cos20cos24.58?=144.67mmy?a??am?155?15010?0.5

ha1?(ha?x??)m?(1?0.278?0.056)?10?12.22mmhf1?(ha?c?x)m?9.72mm??

184.44mmh1?21.94mm,da1?164.44mm,df1?120.56mmdm?,大齒輪：d2?160mm,s1?s2?17.73mm

d2??165.63ma2

df2?140.56mm

r2?r1??,r2??3r1?

a??1r??r41r?,2r??75m m10.15 解：i12?3?1r2??a??r1??300?75?225mm

r1??r1?mz12，可得出z1?15,z2?45

因z1?z2?2zmin，又因a??x1?ha?a，所以該采用零傳動。

zmin?zzmin?0.12

取x1?0.2,x2?0.2，則

s1?s2??m2?2x1mtan??17.16mm

小齒輪：

ha1?(ha?x)m?12mmhf1?(ha?c?x)m?10.5mmh?22.5mm,d1?150mm,da1?174mm,df1?129mm???

大齒輪：

d2?450mmha2?(ha?x)m?(1?0.2)?10?8mmhf1?(ha?c?x)m?(1?0.25?0.2)?10?14.5mm???

h?22.5mm,da1?466mm,df1?421mm

10.16答：齒輪的失效形式有五種：

（1）輪齒折斷。減緩措施：增大齒根的圓角半徑，提高齒面加工精度，增大軸及支承的剛度。（2）齒面點蝕。改進措施：提高齒面硬度，降低表面粗糙度，增大潤滑油粘度。（3）齒面磨損。改進措施：采用閉式傳動，降低齒面粗糙度，保持良好的潤滑。（4）齒面膠合。改善措施：提高齒面硬度，降抵齒面粗糙度，選用抗膠合性能較好的齒輪副材料，采用抗膠合潤滑油；減少模數、降低齒高。（5）塑性變形。改善措施：提高齒面硬度，采用粘度高的潤滑油。

10.17 答：齒輪強度設計準則的確定是根椐齒輪傳動的工作方式，齒輪的材料、硬度、失效形式來定的。對閉式傳動中的軟齒面齒輪（HBS?350）主要失效形式為點蝕，應按接觸強度確定主要參數，按彎曲強度校核齒根彎曲強度。若為硬齒面（HBS?350）主要失效形式為斷齒，應按彎曲強度確定主要參數，然后按接觸強度校核齒面接觸強度。對于開式傳動，因為主要失效形式是磨損和斷齒，按彎曲強度進行設計。不必按接觸強度校核，固開式傳動不會發生點蝕。

10.18答：對齒輪材料的基本要求有：齒面應有較高的硬度和耐磨性；齒芯應有足夠的強度和韌性；齒根有良好的彎曲強度和抗沖擊能力；應有良好的加工工藝及熱處理性能。常用齒輪材料有鍛鋼，分軟齒面和硬齒面。載荷不大、精度要求不高時用軟齒面，可用中碳鋼、中碳合金鋼進行調質或正火處理，并使HBS1?HBS2?(30~50)HBS，使兩齒輪等強度。若高速、重載時可用硬齒面，用中碳鋼或中碳合金鋼表面淬火，或用低碳鋼或低碳合金鋼滲碳淬火，可使齒面硬，而齒芯韌。尺寸較大的材料常用鑄鋼式鑄鐵，并進行正火處理以細化晶粒。

10.19答：齒面接觸疲勞強度與d1,b（或a）有關，即與m?z有關。若接觸強度不夠時，可適當增加b或d1，但b不宜過大，b過大會造成載荷集中。m在滿足彎曲強度的情況下也不宜過大，可適當增大齒數z1、z2，以增大d1、d2。從材料上考慮可增加齒面硬度。10.20 答；齒根彎曲疲勞強度與模數有關，若彎曲強度不夠時，可采取增大模數題高彎曲強度。從材料考慮，降低材料的許用彎曲應力。

10.21答：齒形系數YF與系數z有關。z小YF大。

10.22 設答：設計直齒圓柱齒輪傳動時，許用接觸應力??H?由公式??H???HlimzSHNT計算。?Hlim為接觸疲勞極限，zNT為壽命系數，分別查圖得出。SH為安全系數。設計中應將兩齒輪中較小的??H?值代入公式計算。10.23 答：因為軟齒面齒輪嚙合傳動時，小齒輪受應力循環次數多，z值小，為了使兩齒輪等強度，應使小齒輪比大齒輪硬（30~50）HBS。硬齒面齒輪不需要有硬度差。

10.24答：為了保證齒輪傳動的接觸寬度，以防由于制造、安裝的誤差造成接觸寬度不夠，因寬度和強度有關。由于小齒輪直徑小，增加齒寬（5~10）mm較為適宜，保證接觸寬度b。

10.25答：若按彎曲強度設計齒輪時，若齒輪經常正、反轉，則齒根所受彎曲應力為對稱循環，應使許用彎曲應力減小20%~30%。

10.26答：對開式傳動的齒輪，按彎曲強度設計出模數時，由于經常正、反轉，應將彎曲疲勞極限減小20%~30%。對計算出的模數再增大10%~15%。

10.27答：斜齒輪的強度計算中其受力分析是按輪齒法面進行的，計算的模數是法面模數mn。齒形系數YF和應力修正系數YS是按斜齒輪的當量齒數zv查得的。再有，強度校核公式中的系數小于直齒輪公式中的系數，計算出的?H、?F小于直齒輪，說明斜齒輪的強度比直齒輪高。

10.28 答：斜齒輪的當量系數zv?z/cos3?，與?值的大小有關。在強度計算中確定齒形系數YF與應力校正系數YS時按當量齒數zv查。

10.29答：圓錐齒輪的背錐的形成，過圓錐齒輪的大端的分度圓錐作一切線與圓錐齒輪的軸線相交，以軸線為軸，以切線為母線繞軸線轉一圈，形成的圓錐為背錐。背錐與球面相切于圓錐齒輪大端的分度圓錐上，并與分度圓錐直角相接。

10.30答：（1）斜齒輪軸向分力的確定，是與旋向轉向相關的，可用主動輪左右旋定則確定。即由主動齒輪視旋向，左旋用左手，右旋用右手，四指指向表示主動輪的轉向，大拇指指向為軸向力方向，從動輪軸向力方向與主動輪的相反。（2）圓錐齒輪不論主動、從動軸向力均指向大端。

10.31答：在材質相同、齒寬b相同的情況下，齒面接觸強度的大小取決于分度圓直徑d1的大小，即d1大表明接觸強度高；或用中心距a表示，a大，則接觸強度大，即和 m、z的乘積有關（應在同一載荷下）。

10.32 齒輪答：齒輪傳動的潤滑方式有人工定期潤滑、浸油潤滑和噴油潤滑。對于開式齒輪傳動，由于速度較低，一般采用人工定期潤滑。對于閉式齒輪傳動，一般根椐圓周速度選擇潤滑方式。當齒輪的圓周速度v?12m/s時，通常將大齒輪浸入油池中進行潤滑。當齒輪的圓周速度v?12m/s時，不宜采用浸油潤滑，可采用噴油潤滑，用油泵將具有一定壓力的油經噴油嘴噴到嚙合的齒面上。

10.33答：設計小齒輪的結構時，當小齒輪的齒根圓至鍵槽底部的尺寸小于（2~2.5）mn時，應制成齒輪軸，以增加齒輪和軸的強度。對于小圓錐齒輪，當齒根圓至鍵槽底部的尺寸小于（1.6~2）mn時，應制成錐齒輪軸。10.34答：由題意知齒輪傳動的材料、參數、齒寬等，此題屬校核性問題，因是軟齒面，故應以接觸強度為主進行校核強度。（1）接觸強度校核。小齒輪材料為45鋼調質，齒面硬度為230HBS，大齒輪為ZG310~570，齒面硬度取為180HBS。由圖10.24查得：

??570MPa

?Hlim2 a?470MP應力循環次數N1?60njLh?60?960?1?(10?300?16)

N1?2.7?71 09u?i?7525?3

N2?N1i?9.2?10

8查圖10.27得ZNT1?0.88 , ZN?Hlim1?ZNT1SHT2?0.92

查表10.10取SH?1.1

??H?1???H?2??570?0.881.1470?0.921.1?456MPa

?Hlim2?ZNT2SH??393MPa

?H?668KT1(u?1)bd1u2???H?

計算轉矩T1；

T1?9.55?106Pn1?9.55?10?64.5960?4.48?10N?mm4

取載荷系數K=1.2，齒寬b=70mm。小齒輪分度圓直徑

d1?mz1?3?25?75mm

?H?6681.2?4.48?10(3?1)70?75?324?285MPa?393MPa

?H???H?2,滿足接觸強度的要求。

（2）彎曲強度校核。

??F???FlimYNTSF

由圖10.25查得：

?Flim1?220MPa,?Flim2?160MPa

查圖10.26得YNT1?1,YNT2?1 查表10.10，得SF?1.4。

??F?1?220?11.4?157MPa

??F?2?160?11.4?114MPa

?F1?2KT1bmz12YF1YS1???F?

查表10.13，得齒形系數YF1?2.65,YF2?1.59。查表10.14得應力修正系數YS1?2.62,YS2?1.76。

4?F1?2?1.2?4.48?1070?3?25YF2?YS2YF1?YS12?2.65?2.26?41MPa

?F2??F1?41?1.59?1.762.65?2.26?19MPa

所以?F1???F?1,?F2???F?2，彎曲強度足夠。

10.35 已知某機器的一對直齒圓柱齒輪傳動，其中心距ai?3,z1?24,n1?1440rmin,?200mm，傳動比

b1?100mm,b2?95mm。小齒輪材料為45鋼調質，大齒輪為45鋼正火。載荷有中等沖擊，電動機驅動，單向轉動，使用壽命為8年，單班制工作。試確定這對齒輪所能傳遞的最大功率。

答：此齒輪傳動為軟齒面，其承載能力由齒面接觸強度決定，故按接觸強度設計。

（1）確定許用接觸應力。小齒輪45鋼調質：HBS1?230；大齒輪45鋼正火：HBS2?200。

?Hlim1?580MPa;

?Hlim2?550MPa

N1?60n1jLh?60?1440?(8?8?300)?1?1.66?109

N2?N1i?1.66?1039?5.33?10

8??H1???Hlim1ZNT1SH;ZNT1?0.89,ZNT2?0.93,SH?1.0

??H1??580?0.891.0?516MPa

??H2??550?0.931.0?511MPa

（2）承載能力計算。根據??H??668KT1(u?1)bd1u2 可推導出

T1?取K?1.5 bd1u??H?222K?668(u?1)

z2?iz1?3?25?75

m?2az1?z2?2?20025?75?4mm

d1?mz1?4?25?100mm

T1?95?100?3?5111.5?668(3?1)222?2.78?10N?mm

5將T1值代入T1?9.55?106Pn1可得下式：

P?T1n19.55?106?2.78?10?14409.55?1065?42kW

這對齒輪能傳遞的最大功率為42kW。10.36 已知

一

對

?斜齒

?圓柱齒輪傳動，z1?25,z2?100,mn?4mm,??15,??20。試計算這對斜齒輪的主要幾何尺寸。

解：（1）d1?mn?z1cos??4?25cos15??1000.9659?103.53mm

（2）tan?t?tan?ncos??tan20cos15???0.3640.9659?0.3768

?t?arctan0.3768?20.647

?（3）db1?d1cos?t?103.53cos20.647??96.88mm（4）da1?d1?2ha1?103.53?2?4?111.53mm（5）df1?d1?2hf1?103.53?2?1.25?4?93.53mm

（6）d2? mnz2cos??4?100cos15??4000.9659?414.12mm

（7）db2?d2cos?t?414.12cos20.647??387.52mm（8）da2?d2?2ha2?414.12?8?422.12mm（9）df2?d2?2hf2?414.12?10?404.12mm

（10）a?mn(z1?z2)2cos??4(25?100)2cos15??258.82mm

10.37 設計一單級直齒圓柱齒輪減速器，已知傳遞的功率為4kW，小齒輪轉速n1?1450rmin,傳動比i天）。

答：（1）選擇材料及精度等級。小齒輪選用45號鋼，調質HBS1?220;大齒輪選用45號鋼，正火HBS2?180。因用于普通傳動，選8級精度，要求齒面粗糙度Ra?3.2~6.3。

（2）按齒面接觸疲勞強度設計。

3?3.5，載荷平穩，使用壽命5年，兩班制（每年250d1?76.43?KT1(u?1)?d?u??H?2mm

確定有關參數與系數如下：

①齒數z及齒寬系數?d。取小齒輪齒數z1?25，大齒輪齒數z2?88。實際傳動比i??z2z1?8825?3.52

?i?i?i?i?3.5?3.523.5??0.57%?2.5%

合適，齒數比u?i??3.52

由表10.20選取?d?1。②轉矩T1。

Pn141450T1?9.55?106?9.55?10?6?2.64?10N?mm4

③載荷系數K。查表10.11取載荷系數K=1.2 ④許用接觸應力??H?。

?HlimZNTSH??H??Nmm2

查得?Hlim1?570Nmm2;?Hlim2?520Nmm2 計算應力循環次數

N1?60n1jLh?60?1450?1?(5?300?16)?2.09?10N2?N1i?2.09?1099

3.52?5.94?108

查圖10.27得ZNT1?0.9,ZNT2?0.94。由表10.10查得SH?1.1。

?Hlim1ZNT1SH??H?1???H?2??570?0.91.1?466Nmm2

?Hlim2ZNT2SH?520?0.941.1?444Nmm2

3d1?76.43?KT1(u?1)3?du??H?2?76.431.2?2.64?10?(3.52?1)1?3.52?44424?45.139mm

計算模數m?d1z1?45.13925?1.81mm

取標準模數m?2mm

（3）校核齒根彎曲疲勞強度。

?F?2KT1bmz12YFaYSa???F?

確定有關參數和系數： ①分度圓直徑。

d1?mz1?2?25?50mmd2?mz2?2?25?176mm

②齒寬。

b??dd1?1?50?50mm

取b2?50mm,b1?55mm。

③齒形系數和應力修正系數。查得YF1?2.62,YS1?1.59,YF2?2.2,YS2?1.78。④許用彎曲應力??F?。

?FlimYNTSF??F??

查得?Flim1?220Nmm2,?Flim2?200Nmm2;YNT1?1,YNT2?1,SF?1.4。計算兩輪的許用彎曲應力

??F?1???F?2??Flim1YNT1SF?220?11.4200?11.4?157Nmm2

?Flim2YNT2SF??143Nmm2

計算兩輪的彎曲應力