陈立德版机械设计基础第16、17、18章课后题答案

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机械设计基础答案

《机械设计基础》作业答案第一章平面机构的自由度和速度分析 1－1

1－2 1－3

1－4 1－5 自由度为： 1119211)0192(73')'2(3FPPPnFHL

或： 11826323HLPPnF

1－6

自由度为 11)01122(93')'2(3FPPPnFHL

或：

11222411128323HLPPnF

1－10 自由度为： 1128301)221142(103')'2(3FPPPnFHL

或： 122427211229323HLPPnF

1－11

22424323HLPPnF 1－13：求出题1-13图导杆机构的全部瞬心和构件1、3的角速度比。 1334313141PPPP 141314133431PPPP

1－14：求出题1-14图正切机构的全部瞬心。设srad/101，求构件3的速度3v。 smmPPvvP/20002001013141133 1－15：题1-15图所示为摩擦行星传动机构，设行星轮2与构件1、4保持纯滚动接触，试用瞬心法求轮1与轮2的角速度比21/。

构件1、2的瞬心为P12 P24、P14分别为构件2与构件1相对于机架的绝对瞬心

1224212141PPPP 1212141224212rrPPPP





1－16：题1-16图所示曲柄滑块机构，已知：smmlAB/100，smmlBC/250，srad/101，求机构全部瞬心、滑块速度3v和连杆角速度2。

在三角形ABC中，BCAABBCsin45sin0，52sinBCA，523cosBCA， 045sinsinBCABCAC

，mmAC7.310

《机械设计基础》课后习题答案

第十三章习题册参考答案绪论0-1 判断题1× 2× 3× 4√ 5√ 6× 7×0-2 填空题1确定的相对 2机械 3零件 4构件0-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A一、机构的自由度1-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√8√ 9× 10√ 11√ 12× 13× 14×1-2 填空题1运动副 2独立 32 4低 5机构自由度 6机架1-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12A 13A1-4 解：a F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1b F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=1c F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1d F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1e F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1f F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1g F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=11-5 解：a F=3n－2p l－p h =3×5－2×7－0=1b滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×8－2×11－1=1c E处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×6－1=2d F=3n－2p l－p h=3×6－2×8－1=1e滚子中心存在局部自由度,两移动副处之一为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链F=3n－2p l－p h=3×9－2×12－2=1f齿轮、杆和机架以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×4－2×4－2=2g F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－0=3h滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－2=1i中间三根杆以转动副相连处存在复合铰链,=3n－2p l－p h=3×7－2×10－0=1 j左边部分全为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=11-6 解：a该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×5－1=1>0 b该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－1=0 c该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×6－0=0d该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1>0二、平面连杆机构2-1 判断题1× 2× 3√ 4× 5√ 6× 7√8√ 9√ 10× 11× 12√ 13× 14×15√ 16× 17× 18√ 19× 20√ 21×22× 23× 24× 25√2-2 填空题1低 2转动 33 4连杆,连架杆 5曲柄,摇杆6最短 7曲柄摇杆 8摇杆,连杆 92 10＞11运动不确定 12非工作时间 13惯性 14大15中的摆动导杆机构有,中的转动导杆机构无 16机架 17曲柄18曲柄滑块 19双摇杆 20双曲柄机构 21无,有2-3 选择题1A 2C 3B 4A 5B 6B 7A8C 9A 10A 11A 12C 13C 14A15A 16A 17A 18A 19A 20A 21A2-4 解：a双曲柄机构,因为40+110<70+90,满足杆长条件,并以最短杆为机架b曲柄摇杆机构,因为30+130<110+120,满足杆长条件,并以最短杆的邻边为机架c双摇杆机构,因为50+100>60+70,不满足杆长条件,无论以哪杆为机架都是双摇杆机构d双摇杆机构,因为50+120=80+90,满足杆长条件,并以最短杆的对边为机架2-5 解：1由该机构各杆长度可得l AB+ l BC＜l CD+ l AD,由此可知满足杆长条件,当以AB杆或AB杆的邻边为机架时该机构有曲柄存在2以l BC或l AD杆成为机架即为曲柄摇杆机构,以l AB杆成为机架即为双曲柄机构,以l CD杆成为机架即为双摇杆机构2-6 解：1曲柄摇杆机构由题意知连架杆CD杆不是最短杆,要为曲柄摇杆机构,连架杆AB杆应为最短杆0<l AB≤300 mm且应满足杆长条件l AB+l BC≤l CD+l AD,由此可得0<l AB≤150mm 2双摇杆机构由题意知机架AD杆不是最短杆的对边,要为双摇杆机构应不满足杆长条件①AB杆为最短杆0<l AB≤300mm时,l AB+l BC>l CD+l AD,由此可得150mm<l AB≤300mm②AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC>l CD+l AB,由此可得300mm≤l AB<450mm③AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD>l CD+l BC,由此可得550mm<l AB<1150mm由此可知：150mm<l AB<450 mm,550mm<l AB<1150 mm3双曲柄机构要为双曲柄机构,AD杆必须为最短杆且应满足杆长条件①AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC≤l CD+ l AB,由此可得450mm≤l AB ≤500mm②AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD≤l CD+l BC,由此可得500mm≤l AB ≤550mm由此可知：450mm≤l AB≤550mm2-7 解：a b c d e 各机构压力角和传动角如图所示,图a 、d 机构无死点位置,图b 、c 、e 机构有死点位置2-8 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3615.115.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出A 、D 、C 三点,如图所示4连接AC ,以AC 为边作角的另一角边线,与以D 为圆心、摇杆DC 为半径的圆弧相交于C 1和C 2点,连接DC 1和DC 2得摇杆的另一极限位置两个5从图中量得AC =71mm,AC 1=26mm,AC 2=170mm 6当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .2221=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .4821=+⨯=AC AC l BC μ 7当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .4922=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .12022=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为、和、; 2-9 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=4.1612.112.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出滑块的两极限位置C 1、C 2两点,如图所示4连接C 1C 2,以C 1C 2为直角边作直角三角形C 1C 2P ,使∠C 1C 2P =90°－θ=° 5以C 2P 为直径作圆O6将C 1C 2偏移e 值,与圆O 交于A 点,连接AC 1和AC 2, 7从图中量得AC 1=34mm,AC 2=82mm,则：24mm 212=⨯=AC AC l AB －μ,58mm 221=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为24mm 和58mm; 2-10 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3014.114.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出机架AC ,如图所示 4根据摇杆的摆角等于极为夹角作出摇杆的两极限位置 5过A 点作摇杆两极限位置的垂线,得垂足点B 1、B 2 6从图中量得AB 1=23mm,则26m m 1=⨯=AB l AB μ 答：曲柄的长度为26mm; 2-11 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=0111118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出D 、C 1、C 2三点,如图所示 4过D 点作C 1D 的垂线,并与C 1C 2的连线交于A 点 5从图中量得AD =220mm,AC 1=234mm,AC 2=180mm,则：27mm 212=⨯=AC AC l AB －μ, 207mm 212=+⨯=AC AC l BC μ,220m m =⨯=AD l AD μ答：曲柄的长度为27mm,连杆的长度为207mm,机架的长度为220mm;三、凸轮机构3-1 判断题1√ 2× 3√ 4× 5× 6× 7× 8× 9√ 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16√ 17√ 18√ 19× 3-2 填空题1使用 2盘形 3凸轮轮廓 4变曲率 5行程 6行程 7轮廓 8凸轮的转角,从动件的位移 9最小 10法线 11大 12等速 13小 14许用压力角 15低 16大 17大 18内凹 19抛物线 20刚性 3-3 选择题1B 2A 3A 4A 5A 6C 7A 8A 9A 10A 11A 12A 13A 14A 15A 16A 17B 18A 19A 20C 21D 22A 23B 24D 25B 26B 27C 3-4 解：1凸轮的基圆和基圆半径的标注如图所示2从动件的位移线图s-t 和升程h 的标注如图所示 3-5 解：凸轮的位移线图如图所示;3-6 解：1凸轮的位移线图如图所示2凸轮的位移线图如图所示3-7 解：所设计对心直动尖顶从动件盘形凸轮机构如图所示3-8 解：所设计偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构如图所示3-9 解：各凸轮机构中b、c点的压力角如图所示四、间歇运动机构4-1 判断题1√ 2√ 3× 4√ 5√ 6× 7× 8×4-2 填空题1周期性 2棘轮 3内 42 5锯4-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A五、联接5-1 判断题1× 2√ 3√ 4× 5√ 6√ 7×8× 9× 10× 11× 12√ 13× 14×15× 16× 17√ 18× 19× 20√ 5-2 填空题1牙型 2大 3越高 4自锁性 54 6螺钉 7拧紧力矩 8防松 9一致 10摩擦 11直线 12梯形 13传力,传导,调整 14右 15轴和毂,挤压 16轴的直径,轴头 17A,B,C,C 18增加键的长度 19B 2080 5-3 选择题1B 2A 3A 4C 5D 6C 7B 8A 9A 10D 11B 12A 13B 14B 15C 16A 17B 18A 19A 20B 21A 22B 23A 24B 25C 26B 27D 28B 29C 30A 31A 32A 33A 34D 35A 36A 37A 38A 39A 40A 41A 42B 43A 44D 45A 5-4 解：该螺栓连接为松螺栓连接,其强度条件为：[]214Fσσπd =≤ 拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235138.24MPa 1.7s σσS=== 则：114.56mm d ≥== 查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =20mm 的粗牙普通螺纹; 答：拉杆螺纹的直径为M20;5-5 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 0Ra CF F F zmf=≥,查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;取C =,则：答：该螺栓组能承受的横向载荷应不大于; 5-6 解：该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 各螺栓所受轴向工作载荷220005500N 4Q E F F n=== 各螺栓所受残余预紧力F R =,各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×5500=8800N拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235156.67MPa 1.5s σσS===则：19.64mm d查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =12mm 的粗牙普通螺纹; 答：所求螺栓直径为M12; 5-7 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 材料为35钢,其315MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]315210MPa 1.5s σσS===查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;则：0Ra CF F F zmf=≥,[]221420.15 3.1413.83521024.27kN 5.2 5.2 1.2R zmf πd σF C ⨯⨯⨯⨯⨯≤==⨯答：允许承受的最大载荷不大于;5-8解：1确定螺杆的直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ F a =W =20kN材料为45钢,其355MPa s σ=,该连接不需严格控制预紧力,取安全系数S =4,则：查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =24mm 的粗牙普通螺纹; 2确定扳手手柄的最小长度查教材表5-2可知公称直径d =24mm 粗牙普通螺纹中径d 2=,则：122.05120221102.55mm 200ad F L F ⨯≥==,取L =1103mm 答：1螺杆直径为M24;2扳手手柄的最小长度为1103mm; 5-9解：1校核螺栓的剪切和挤压强度该螺栓连接为受横向工作载荷的铰制孔螺栓连接：剪切强度条件为：[]204F ττm πd =≤；挤压强度条件为：[]p 0p σδσ≤=d F查教材表5-3可知：级的螺栓的σbp =800Mpa ；σs =640Mpa ；查教材表5-4可知：s τ=,s p =则：[]640256MPa 2.5sτστS ===；bp p p800320MPa 2.5σσS ⎡⎤===⎣⎦ 2204424237.72MPa 256MPa /41 3.1412F τm πd ⨯===<⨯⨯；p 02423 5.27MPa<320MPa 2023F σd δ===⨯ 答：所用螺栓满足剪切和挤压强度要求 2平键的选择及强度校核选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b =16mm,h = 10mm,L = 70mm;键的标记为：键 16×70 GB/T 1096 —2003;答：所选择的键不满足强度要求; 5-10解：该螺栓连接为受横向工作载荷的普通螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 级的螺栓的640MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]640426.67MPa 1.5s σσS===取C =,则：31.263012.115kN 660.166510a CT F fr -⨯≥==⨯⨯⨯则：查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =10mm 的粗牙普通螺纹; 答：螺栓直径为M10; 5-11解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 受力分析如图所示将外载荷P 向螺栓组中心简化得螺栓组所受的转矩T 和横向载荷P 横向载荷P = 10000N ；转矩T =⨯ = 3000000 N ·mm,方向如图所示由于横向载荷作用每个螺栓受到的横向力1234100002500N 44P P P P P F F F F ======由于转矩作用每个螺栓受到的横向力12347071N 4T T T T T F F F F r ======由图可知,螺栓1、2所受的横向力相等,螺栓3、4所受的横向力相等,且螺栓1、2所受的横向力最大,其值为m =1,取C =,则：1 1.29013.867603.5N 10.16a CF F mf ⨯≥==⨯ 查设计手册可知,可选小径d 1=,公称直径d =36mm 的粗牙普通螺纹;答：该螺栓组螺栓的小径须大于,可选M36的螺栓;5-12 解：略 5-13解：1确定螺柱直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 每个螺栓平均承受的轴向工作载荷：223.1431607536N 448E πpDF z ⨯⨯===⨯ 取残余预紧力F R =,则各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×7536=级螺栓的400MPa s σ=,按控制预紧力取安全系数S =,则：[]400266.67MPa 1.5sσσS === 则：111.03mm d ≥查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =16mm 的粗牙普通螺纹; 2确定螺柱分布直径取螺柱间距为5d ,则055816203.82mm 3.14zd D π⨯⨯===,取D 0=200mm答：连接螺栓直径可选M16的粗牙普通螺纹,分布直径为200mm; 5-14解：1平键类型和尺寸选择安装齿轮处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 25mm,h = 14mm,L =80mm;键的标记为：键 25×80 GB/T 1096 —2003;安装联轴器处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 20mm,h = 12mm,L =100mm;键的标记为：键 20×100 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核安装齿轮处平键强度校核：()()p 4480046.18MPa 100~120MPa 90148025T σdhl⨯===<⨯⨯-安装联轴器处平键强度校核：()()p 4480047.62MPa 50~60MPa 701210020T σdhl⨯===<⨯⨯-所选择的平键满足强度要求答：所选择的平键满足强度要求5-15解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 22mm,h = 14mm,L =100mm;此键的标记为：键 22×100 GB/T 1096 —2003;2传递的最大扭矩查教材表5-7得σp =100 ~ 120Mpa,取σp =120Mpa答：能传递的最大扭矩不大于·m;5-16解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b= 25mm,h= 14mm,L = 90mm;此键的标记为：键 25×90 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核所选择的平键满足强度要求答：所选择的平键为键 25×90 GB/T 1096 —2003;经验算该键满足强度要求;六、带传动和链传动6-1 判断题1× 2× 3√ 4√ 5× 6× 7×8√ 9× 10× 11√ 12× 13√ 14√15× 16× 17× 18× 19× 20× 21√22× 23× 24√ 25×6-2 填空题1中心角,120° 2两侧,40° 3梯形,7,Y4初拉力,摩擦系数,小轮包角 5越大 65~25 7小8带的基准长度 9平行,对称平面应在同一平面 10小11传动比 12张紧轮 13摩擦力 14可以15弹性滑动,打滑 16打滑 1710 18外19主 20小 214 22型号 23主24绳芯 25平均,瞬时 26链轮的多边效应27不能保持恒定的瞬时传动比；传动平稳性差；工作时有噪音等28偶,奇 29疲劳破坏,胶合 30外链板与销轴31制造精度的影响,致使各排链的载荷分布不均32大,跳齿 33少,冲击,动载荷6-3 选择题1C 2B 3B 4A 5A 6A 7C8A 9B 10B 11A 12A 13C 14A15C 16A 17A 18C 19A 20D 21D22A 23A 24B 25A 26A 27A 28A29D 30B 31B 32A 33B 34A 35B36A 37B 38C6-4解：1小轮包角2带的几何长度查教材表6-3可知,选带的基准长度L d=2800mm3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速1221d d n d i n d ==,11221460150547.5r /min 400d d n d n d ⨯===4滑动率ε=时大带轮的实际转速()12211d d n d i n d ε==-,()()11221146015010.015539.3r /min 400d d n d εn d -⨯⨯-=== 答：1小轮包角为°；2带的几何长度为,应选带的基准长度2800mm ；3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速min ；4大带轮的实际转速min;6-5解：1确定带的基准长度L d查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 2确定实际中心距a 取实际中心距a =530mm 3计算所需带的根数z查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =3根答：1带的基准长度L d =1600mm ；2实际中心距a =530mm ；3所需带的根数为3根;6-6解：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 取实际中心距a =460mm查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,查教材表6-8取工作情况系数K A =答：能传递的最大功率为; 6-7解： 1选择V 带型号查教材表6-8取工作情况系数K A =,故：c 1.17.58.25kW A P K P =⨯=⨯= 根据P c 和n 1,由图6-12选用A 型普通Ｖ带; 2确定大小带轮基准直径由1选择知小带轮基准直径d d1的取值范围为112~140mm,又由教材表6-5知此范围内d d1只有112mm 、125mm 、140mm 三种取值,现选取d d1=125mm;则：根据教材表6-2选从动轮基准直径d d2=280mm; 3验算带速带速在5~25m/s 范围内,带速合适; 4求V 带的基准长度和中心距初定中心距的取值范围0283.5810a ≤≤,现取初定中心距a 0=500mm 带的初定长度：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 带传动的中心距：d d0016001648500476mm 22L L a a --≈+=+=取实际中心距a =476mm中心距变动范围为452~500mm 5验算小轮包角α1=°>120°,合适;6确定带的根数查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =5根7计算单根Ｖ带的预紧力查教材表6-1得q =m,则： 8计算带轮轴上的压力 9带轮结构设计略 6-8解： 1求链节数由教材表6-9查得链节距p=取链节数L p=1322求链所能传动的最大功率由教材图6-25查得P0=10kW,查表6-11得K A=,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：1链节数L p=132；2链所能传动的最大功率P=10kW;6-9解：由教材表6-9查得链节距为p=的链号为12A由n1=min、链号12A查教材图6-25可得P0=20kW6-10解：由教材表6-9查得满足极限载荷Q = 50kN的链号为16A,链节距为p=由教材图6-25查得P0=40kW,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：链能传递的功率为;6-11解：1选择链号由传动比i= 3查教材表6-10 取z1=25,则z2=i z1=3×25=75查表6-11取K A=,查表6-12取K z=,单排链取K m=1,由式6-22b得根据P0=和n l=720r/min查教材图6-25可选链号10A2确定润滑方式由表6-9查得链节距p=答：由链号10A,v=s,查图6-26,可选择油浴或飞溅润滑;6-12解：1两轮的合理转向如图所示2两轮的包角如图所示3V带与带轮接触处的弯曲应力分布如图所示,σb1＞σb24载荷过大时,打滑首先出现在小带轮处;由于小带轮上的包角小于大带轮上的包角,因此小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力,故打滑首先出现在小带轮处5d11 3.1410014607.64m/s 601000601000πd n v ⨯⨯===⨯⨯,带速在5~25m/s 范围内,带速合适6-13解：图a 、b 、c 所示的链传动布置中链轮均按逆时针旋转七、齿轮传动7-1 判断题1√ 2× 3× 4√ 5× 6× 7× 8√ 9× 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16× 17× 18√ 19× 20× 21× 22× 23× 24× 25× 26× 27√ 28× 29× 30√ 31× 32√ 33× 34× 35× 7-2 填空题1基圆,基圆 220° 3等于,大于 4恒定,不变 5两轮的模数相等、压力角相等 6≥1,实际啮合线段/基圆齿距 7轴向力,8°～25° 8两轮的模数相等、压力角相等、螺旋角大小相等方向相反9右,14°30′,3mm 10相切,相割,相离11正,弯曲 1217 13少,小 14≤350HBS,齿面点蚀 15轮齿折断 16高20～50HBS,5～10mm 17齿面磨损 18硬度 19相反,相同 20相同,不同 21多 22 2320～40 24少,大,弯曲 25浸油 2610 27直径大小 28500 29铸造30同时参加啮合的齿对数 7-3 选择题1B 2C 3A 4C 5B 6B 7C 8B 9C 10D 11D 12D 13A 14D 15B 16D 17A 18C 19A 20C 21A 7-4解：1啮合线N 1N 2如图所示；2节点P 如图所示；3两轮的节圆如图所示 7-5解：分度圆直径：11 2.52050mm d mz ==⨯=,22 2.540100mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021) 2.555mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25) 2.543.75mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯= 基圆直径：b11cos 50cos 2046.985mm d d α==⨯= 标准中心距：125010075mm 22d d a ++=== 答：两轮的分度圆直径分别为50mm 、100mm,两轮的齿顶圆直径分别为55mm 、105mm,两轮的齿根圆直径分别为、,两轮的基圆直径分别为、,标准中心距为75mm;7-6解：模数：12221204mm 2040a m z z ⨯===++ 分度圆直径：1142080mm d mz ==⨯=,22440160mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021)488mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25)470mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯=答：两轮的模数为4mm,两轮的分度圆直径分别为80mm 、160mm,两轮的齿顶圆直径分别为88mm 、168mm,两轮的齿根圆直径分别为70mm 、150mm;7-7解：1验算齿面接触疲劳强度查表7-6取载荷系数K =,查表7-7取弹性系数Z E =22175325z u z ===,275mm b b ==,1132575mm d mz ==⨯= []Hlim H H S σσ=,查表7-4取Hlim1580MPa σ=、Hlim2300MPa σ=,Hlim Hlim2300MPa σσ== 查表7-8取H 1.1S =,[]Hlim H H300272.73MPa 1.1S σσ===满足齿面接触强度要求; 2验算齿根弯曲强度查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=[]FFE F S σσ=,查表7-4取FE1450MPa σ=、FE2230MPa σ=,查表7-8取F 1.25S =[]FE1F1F450360MPa 1.25S σσ===,[]FE2F2F 230184MPa 1.25S σσ=== 满足齿根弯曲强度要求;答：齿面接触强度和齿根弯曲强度均满足 7-8解：开式齿轮传动主要失效形式是齿面磨损和齿根折断, 由[]1Fa SaF F 212KTY Y bm z σσ=≤得齿轮所能传递的最大转矩21F 1max Fa Sa[]2bm z T K Y Y σ=⋅查表7-6取载荷系数K =,b =b 2=40mm查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=考虑磨损对齿厚的影响[]FE F F0.7S σσ=⨯,查表7-4取FE1FE2120MPa σσ==,查表7-8取F 1.3S =F1Fa1Sa 2[]64.6214.232.91 1.56Y Y σ==⨯,F2Fa2Sa2[]64.6216.362.27 1.74Y Y σ==⨯,F F1F2Fa Sa Fa1Sa1Fa2Sa2[][][]min ,14.23Y Y Y Y Y Y σσσ⎧⎫==⎨⎬⎩⎭齿轮传动传递的最大功率1max 1max 66118583.33500.62kW 9.55109.5510T n P ⋅⨯===⨯⨯ 答：该齿轮传动所能传递的最大功率为; 7-9解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选小齿轮材料用38SiMnMo 调质,硬度为260HBS,σHlim1=720MPa,σFE1=590MPa,大齿轮材料为40Cr 调质,硬度为230HBS,σHlim2=700MPa,σFE2=580MPa;属软齿面传动,二者的硬度差为30HBS;2由表7-8取S H =,S F =,许用应力[]Hlim1H1H720654.55MPa 1.1S σσ===,[]H2700636.36MPa 1.1σ== []FE1F1F590472MPa 1.25S σσ===,[]F2580464MPa 1.25σ== 2按齿面接触强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=25,z 2=iz 1=×25=80,实际传动比80 3.225i ==3小齿轮传递的转矩 4计算小齿轮分度圆直径由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 1φ=,由表7-7取弹性系数Z E =2,则：5模数1153.24 2.13mm 25d m z ===,由表7-1取标准值m = 齿轮分度圆直径：11 2.52562.5mm d mz ==⨯=,22 2.580200mm d mz ==⨯=6齿宽d 1162.562.5mm b d φ==⨯=,取b 2=63mm,b 1=68mm7中心距3验算轮齿的弯曲强度由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2= 故所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-10解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4大、小齿轮材料均选用40Cr 调质后表面淬火,小齿轮齿面硬度为52HRC,σFE1=720MPa,大齿轮齿面硬度为50HRC,σFE2=700MPa;属硬齿面传动;2由表7-8取S F =,考虑磨损对齿厚的影响,许用应力[]FE F F0.7S σσ=⨯[]FE1F1F7200.70.7403.2MPa 1.25S σσ=⨯=⨯=,[]F27000.7392MPa 1.25σ=⨯= 2按齿轮弯曲强度设计1齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=73,实际传动比73 4.2917i ==2小齿轮传递的转矩 3计算齿轮模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.6φ=由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=Fa1Sa1F1 3.07 1.530.0116[]403.2Y Y σ⨯==,Fa2Sa2F2 2.26 1.750.0101[]392Y Y σ⨯== 由表7-1取m =3mm 4齿宽d 10.631730.6mm b d φ==⨯⨯=,取b 2=32mm,b 1=37mm其他计算从略; 7-11解：螺旋角：n 12()4(2150)arccos arccos 184********m z z a β+⨯+'''===⨯ 分度圆直径：n 1142188.73mm cos cos184748m z d β⨯==='''齿顶圆直径：a11n 288.732496.73mm d d m =+=+⨯= 齿根圆直径：f11n 2.588.73 2.5478.73mm d d m =-=-⨯=答：螺旋角为847418'''︒,分度圆直径分别为、,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、;7-12解：小齿轮传递的转矩：6611109.55109.551079583.33N mm 1200P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小齿轮分度圆直径：n 1132886.96mm cos cos15m z d β⨯=== 圆周力：1t1t 212279583.331830.34N 86.96T F F d ⨯==== 径向力：t1n r1r2tan 1830.34tan 20689.69N cos cos15F F F αβ⨯==== 轴向力：a1a 2t1tan 1830.34tan15490.44N F F F β===⨯= 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,径向力为,轴向力为;7-13解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选大、小齿轮材料均用40Cr,并经调质后表面淬火,齿面硬度为50~55HRC,σHlim1=σHlim2=1200MPa,σFE1=σFE2=720MPa,属硬齿面传动;2由表7-8取S H =1,S F =,许用应力[][]Hlim1H1H2H12001200MPa 1S σσσ====,[][]FE1F1F2F 720576MPa 1.25S σσσ==== 2按齿根弯曲强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=61,实际传动比61 3.5917i ==3小齿轮传递的转矩 4初选螺旋角β=15o 5计算法向模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.5φ= 当量齿数：1v1331718.86cos cos 15z z β===,v236167.69cos 15z == 由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=[]Fa1Sa1F1 2.97 1.550.0080576Y Y σ⨯==,[]Fa2Sa2F2 2.29 1.730.0069576Y Y σ⨯== 由表7-1取标准值m n = 6中心距n 12() 2.5(1761)100.94mm 2cos 2cos15m z z a β+⨯+===⨯,取实际中心距a =101mm7修正螺旋角 8齿轮分度圆直径n 11 2.51744.03mm cos cos15739m z d β⨯===''',n 22 2.561157.97mm cos cos15739m z d β⨯==='''9齿宽d 10.544.0322.02mm b d φ==⨯=,取b 2=25mm,b 1=30mm3验算齿面接触强度由表7-7取弹性系数Z E =2 所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-14解：分度圆锥角：11219arctanarctan 26335438z z δ'''===, 分度圆直径：1151995mm d mz ==⨯=,22538190mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a1112cos 9525cos 263354103.94mm d d m δ'''=+=+⨯⨯= 齿根圆直径：f1112.4cos 95 2.45cos 26335484.27mm d d mδ'''=-=-⨯⨯=锥距：1106.21mm 2R === 齿顶角和齿根角：a f 1.2 1.25arctan arctan 31359106.21m R θθ⨯'''====顶锥角：a11a 26335431359294753δδθ'''''''''=+=+= 根锥角：f 11f 26335431359231955δδθ'''''''''=-=-=答：分度圆锥角分别为453326'''︒、66263'''︒,分度圆直径分别为95mm 、190mm,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、,锥距为,齿顶角和齿根角为95313'''︒,顶锥角分别为357429'''︒、50466'''︒,根锥角为559123'''︒;7-15解：小锥齿轮传递的转矩：661139.55109.551029843.75N mm 960P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小锥齿轮分度圆直径：11425100mm d mz ==⨯= 小锥齿轮分度圆锥角：11225arctan arctan 22371160z z δ'''=== 小锥齿轮齿宽中点的分度圆直径：m111sin 10050sin 22371180.77mm d d b δ'''=-=-=圆周力：N d T F F m t t 98.78377.8075.29843221121=⨯=== 径向力、轴向力：N F F F t a r 28.248117322cos 20tan 98.738cos tan 1121='''︒⨯︒⨯===δα 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,齿轮1的径向力和齿轮2的轴向力为,齿轮1的轴向力和齿轮2的径向力为;7-16解：1两图在K 点的圆周力和轴向力的方向如图所示 2两图各轮的转向如图所示 3斜齿轮的旋向如图所示 7-17解：1齿轮2的轮齿旋向及转动方向如图所示 2两轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-18解：1从动轮2的转动方向如图所示 2各轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-19解：1其它各轴的转向如图所示2齿轮2、3、4的轮齿旋向如图所示3各轮齿在啮合处的三个分力方向如图所示7-20解：1斜齿轮3和斜齿轮4的轮齿旋向如图所示2圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各力的方向如图所示八、蜗杆传动8-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8×9× 10√ 11× 12× 13√ 14× 15√8-2 填空题1斜,齿轮 2低,好,1、2、4、6 3越大 4低5合金钢,渗碳淬火,锡青铜 6m a1=m t2=m,αa1=αt2=α ,γ=β旋向相同7斜齿轮齿条的啮合 8mq 9直径系数 10蜗轮11浸油,压力喷油8-3 选择题1C 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12D 13B 14A15A 16A 17A 18B8-4解：1各图未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向如图所示2a图蜗轮左旋,b图蜗杆左旋,c图蜗轮右旋,d图蜗轮右旋3各图蜗杆和蜗轮在啮合点处的各分力方向如图所示a bc d8-5解：1各轮的转动方向如图所示2斜齿圆柱齿轮3、4和蜗轮2、6的轮齿螺旋线方向如图所示 8-6解：25.1345312===z z i ,()()m m 5.157531055.05.02=+⨯⨯=+=z q m a 答：传动比为,标准中心距为; 8-7解：11轮为左旋,2轮为右旋,4轮为顺时针转动 22轮各分力的方向如图所示 3根据中心距相等2cos 2)(4321d d z z m a n +=+=β,解得9105120'''=β根据γtan 33mz d =,解得6381110'''=γ 34341213434ηηi i T i T T == 解得m N 03.4394⋅=T答：斜齿轮螺旋角为12°50′19″,蜗杆导程角11°18′36″,作用在蜗轮上转矩为·m8-8解：1蜗杆旋向如图所示,蜗轮右旋 2蜗轮啮合点处各力的方向如图所示3轴向力和圆周力方向反向,径向力方向不变 4m m 64881=⨯==mq d ,m m 48060822=⨯==mz d ,mm 272248064221=+=+=d d a 答：蜗杆的分度圆直径为64mm,蜗轮的分度圆直径为480mm,传动的中心距为272mm;九、轮系9-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8√ 9√ 10× 9-2 填空题1固定 2周转 3首轮,末 4行星,差动 5行星,差动 6定轴,差动,行星 7行星轮,中心轮 8行星架 9－n H ,转化轮系 10大,简单 9-3 选择题1A 2B 3B 4C 5A 6B 9-4解：1根据213d r r +=和齿轮1、2、3模数相同得：60202202213=⨯+=+=z z z 2该轮系为定轴轮系,其传动比为： 3min r/45.1773.51001515===i n n 4各轮转向如图所示答：齿轮3的齿数为60,轮系的传动比为,n 5大小为min,各轮的转向如图所示; 9-5解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为：2各轮转向如图所示答：n 4的大小为min,各轮的转向如图所示; 9-6解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为： 2各轮转向如图所示答：n 8的大小为40r/min,各轮的转向如图所示; 9-7解：1该轮系为周转轮系,其传动比为： 25.128010003113－－===n n i 答：n 3=－80 r/min ,i 13=－; 9-8解：1根据2231r r r r ++='和各轮模数相等得：202025652213==='－－－－z z z z 2该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相同答：齿轮3的齿数为20,n H 的大小为min,n H 的转向与n 1相同; 9-9解：该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相反答：行星架H 的转速的大小为min,n H 的转向与n 1相反; 9-10解：1该轮系为周转轮系,其自由度F =3n ―2p l ―p h =3×4―2×4―3=1,该轮系为行星轮系2该轮系为周转轮系,其传动比为：208013213231H 13－－－－－====z z z z z z n n n n i H H ,03=n =H i 1 5n 1与n H 转向相同答：图示轮系为行星轮系,轮系的传动比为5,n 1与n H 转向相同;十、轴承10-1 判断题1× 2√ 3× 4√ 5× 6√ 7× 8√ 9√ 10× 11√ 12√ 13× 14× 15√ 10-2 填空题1滑动,滚动 2承受轴向载荷,轴向承载,越大3外圈,内圈,滚动体,保持架 4阻力小,冲击 5向心,推力 660 7深沟球轴承,6312 8轴向承载 9点蚀,磨损,塑性变形 10接触式,非接触式 11外圈,承载 12液体摩擦,非液体摩擦 13向心,推力 14散热,减小接触应力,吸振,防锈 15内表面 16间歇,低,轻 17滑动18形成楔形油楔,相对运动,有一定粘度的润滑油 19低,高 20磨损,胶合10-3 选择题1D 2A 3A 4D 5C 6B 7B 8A 9C 10B 11A 12A 13A 14A 15B 16C 17A 18A 19A 20A 21A22D 23C 24A 25A 26C 27A 28A 29B 30A 10-4解： 1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选6207轴承,查教材附表3得6207轴承的C =25500N,C 0r =15200N2求当量动载荷F a /C or = 720/15200= ,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求e 值0.220.260.220.0470.0280.0560.028e --=--,0.247e = F a /F r =720/1770=>e ,由教材表10-7查得X =,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求Y 值1.99 1.71 1.990.0470.0280.0560.028Y --=--, 1.8Y = P =XF r +YF a =×1770+×720=3求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p = 所选轴承6207不合适改选6307轴承按照上述步骤重新计算,此处不再详细计算,只给出计算结果如下：C =33200N,C 0r =19200N,F a /C or = ,e =,F a /F r =>e ,X =,Y =,P =,L h =12089h>6000h答：所选轴承6307合适 10-5解：P =F r =1500N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,查教材附表3得6309轴承的C =52800N答：该轴承满足使用寿命要求 10-6解： 1选择轴承根据轴承类型为角接触球轴承和轴颈70mm 从表中选择7214C 轴承 2计算轴承寿命P =40600N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,从表中查得7214C 轴承的C =69200N3判断轴承的压紧和放松当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松答：1选择7214C 轴承；2轴承寿命为13340h ；3当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松;10-7解：1求轴承所受的径向力80802800933.3N 240240r rC F F ⨯===,2800933.31866.7N rD r rC F F F =-=-= 2确定轴承内部附加轴向力的方向：S C 向左,S D 向右 3求轴承的内部附加轴向力S C ==×=,S D ==×=4求轴承的轴向力A +S D =750+=>>S C ,所以轴承C 被压紧,轴承D 被放松 F aC = A +S D =,F aD = S D =答：F aC =,F aD =10-8解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向左,S2向右2求轴承的内部附加轴向力S1==×1400=952N,S2==×900=612N3求轴承的轴向力A+S2=800+612=1412N>952N>S1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松F a1= A+S2=800+612=1412N,F a2= S2=612N4求轴承的当量动载荷查教材表10-7知7210AC轴承的e=F a1/ F r1＝1412/1400＝>= e,查教材表10-7取X1＝,Y1＝F a2/ F r2＝612/900＝= e,查教材表10-7取X2＝1,Y2＝0P1＝X1F r1+Y1F a1=×1400+×1412=P2＝X2F r2+Y2F a2=1×900+0×612=900NP=max{P1,P2}=5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,查教材附表4得7210AC轴承的C=40800N, 答：该轴承的寿命为;10-9解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左2求轴承的内部附加轴向力查设计手册得30212轴承的e=,Y=S1=F r1 /2Y=4800/3=1600N,S2=F r2 /2Y=2200/3=,3求轴承的轴向力A+S1=650+1600=2250N>>S2,所以轴承2被压紧,轴承1被放松F a1=S1=1600N,F a2= A+S1=2250N4求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝1600/4800＝<= e,查教材表10-7取X1＝1,Y1＝0F a2/ F r2＝2250/2200＝>= e,查教材表10-7取X2＝,Y2＝P1＝X1F r1+Y1F a1=1×4800+0×1600=4800NP2＝X2F r2+Y2F a2=×2200+×2250=4255NP=max{P1,P2}=4800N5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,10-9取f p=,查教材附表5得30212轴承的C=102000N, 答：该对轴承合适10-10解：1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选30207轴承,查设计手册得30207轴承的e=,Y=,C=54200N2求轴承所受的径向力119519527102072.4N 60195255rr FF⨯===+,2127102072.4637.6Nr r rF F F=-=-=3确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左4求轴承的内部附加轴向力S1=F r1 /2Y==,S2=F r2 /2Y==,5求轴承的轴向力A +S 2=960+=>>S 1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松 F a1=A +S 2=,F a2= S 2=6求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝＝>= e ,查教材表10-7取X 1＝,Y 1＝ F a2/ F r2＝＝<= e ,查教材表10-7取X 2＝1,Y 2＝0 P 1＝X 1F r1+Y 1F a1=×+×= P 2＝X 2F r2+Y 2F a2=1×+0×= P =max{P 1,P 2}=7求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,10-9取f p = 答：选用30207轴承合适 10-11解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn10P1,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =10m/s2选择轴承宽径比据径向滑动轴承宽径比的选择范围,选取B/d =1,B =1×100 =100mm 3验算轴承工作能力压强p 的验算：[]r 200002MPa<15MPa=100100F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 20000120012.57MPa m/s<15MPa m/s=1910019100100F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.1410012006.28m/s<10m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理10-12解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn5Pb5Zn5,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =8Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =3m/s2验算轴承工作能力压强p 的验算：[]r 50000.16MPa<8MPa=200160F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 50003000.39MPa m/s<15MPa m/s=1910019100200F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.141603002.51m/s<3m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理 10-13解： 1查许用值查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s 2由压强p 确定的径向载荷 3由pv 确定的径向载荷答：轴承的主要承载能力由pv 确定,由2和3可知,该轴承的最大径向载荷为23875N;十一、轴11-1 判断题1× 2× 3× 4× 5√ 6√ 7× 8√ 9√ 10√ 11× 12× 13× 14× 15√ 11-2 填空题1转轴,心轴,传动轴 2心,转 3回转 4轴径5轴向定位,工作 6相对转动,键连接,花键连接 7轴端,轴向 83nPC d ≥ 9[]w 1-3e e 1.0σσ≤=d M 10应力集中 11-3 选择题1A 2A 3A 4A 5B 6A 7B 8A 9A 10C 11A 12A 13A 14A 15A 16A 11-4解：材料为40Cr 的传动轴,C 取小值98,则：07mm .5280129833=⨯=≥n P C d ,圆整为标准值取d =56mm答：轴的直径可取56mm; 11-5解：由[]3T 62.01055.9nP d τ⨯≥得[]631055.92.0⨯≤nd P T τ,则：答：该轴能传递的最大功率为; 11-6解： 1计算支反力425.5r/min 1212==n z z n ,mm 246886N 1055.9262⋅=⨯=n PT 圆周力F t ：N 21667632468862222t =⨯⨯==d T F 合力F n ：N 230520cos 2166cos 0t n ===αF F 支反力：N 5.11522n r2r1===FF F2计算弯矩并绘制弯矩图。

机械设计基础答案

《机械设计基础》作业答案第一章平面机构的自由度和速度分析 1－1

1－2 1－3

1－4 1－5 自由度为： 1119211)0192(73')'2(3FPPPnFHL

或： 11826323HLPPnF

1－6

自由度为 11)01122(93')'2(3FPPPnFHL

或：

11222411128323HLPPnF

1－10 自由度为： 1128301)221142(103')'2(3FPPPnFHL

或： 122427211229323HLPPnF

1－11

22424323HLPPnF 1－13：求出题1-13图导杆机构的全部瞬心和构件1、3的角速度比。 1334313141PPPP 141314133431PPPP

构件1、2的瞬心为P12 P24、P14分别为构件2与构件1相对于机架的绝对瞬心

1224212141PPPP 1212141224212rrPPPP





1－16：题1-16图所示曲柄滑块机构，已知：smmlAB/100，smmlBC/250，srad/101，求机构全部瞬心、滑块速度3v和连杆角速度2。

在三角形ABC中，BCAABBCsin45sin0，52sinBCA，523cosBCA， 045sinsinBCABCAC

，mmAC7.310

新版《机械设计基础》课后习题参考答案

机械设计基础习题参考答案机械设计基础课程组编武汉科技大学机械自动化学院第 2 章平面机构的自由度和速度分析2-1 画运动简图。

435212-2图2-38所示为一简易冲床的初拟设计方案。

设计者的思路是：动力由齿轮 1 输入，使轴 A 连续回转；而固装在轴 A 上的凸轮 2 与杠杆 3 组成的凸轮机构将使冲头 4 上下运动以达到冲压的目的。

试绘出其机构运动简图，分析其运动是否确定，并提出修改措施。

34215解答：原机构自由度运动产生干涉F=3 3- 2 4-1 = 0 ，不合理，改为以下几种结构均可：2-3试计算图2-42 所示凸轮—连杆组合机构的自由度。

K L FJC DM ED BF A ACIE Ba)b)解答： a)n=7; P l=9; P h=2，F=37-29-2 =1L 处存在局部自由度， D 处存在虚约束b)n=5; P l=6; P h=2， F=35-26-2 =1E、 B 处存在局部自由度，F、C 处存在虚约束2-4 试计算图2-43 所示齿轮—连杆组合机构的自由度。

CACB BDA D(a)(b)解答： a)n=4; P l=5; P h=1，F=34-25-1=1 A 处存在复合铰链b)n=6; P l=7; P h=3， F=36-27-3=1 B 、 C、 D 处存在复合铰链2-5先计算如图所示平面机构的自由度。

并指出图中的复合铰链、局部自由度和虚约束。

BACDE解答： a)n=7; P l h7-210 = 1C 处存在复合铰链。

=10; P =0， F=3b)n=7; P l=10; P h=0， F=37-210=1EBCDAc)n=3; P l=3; P h=2， F=3 3 -23-2 = 1D 处存在局部自由度。

d)n=4; P l=5; P h=1， F=3 4 -25-1=1HE G C DF A IBCHG'EDB AJ FGe) n=6; P l=8; P h=1， F=3 6 -2 8-1 = 1 B 处存在局部自由度，G、 G'处存在虚约束。

机械设计基础(陈立德版)(教案)

机械设计基础（陈立德版）教案章节：第一章至第五章第一章：机械设计概述1.1 课程介绍1.2 机械设计的意义和目的1.3 机械设计的基本原则和方法1.4 机械设计的分类和阶段第二章：机械零件的材料与失效分析2.1 材料的选择与性能要求2.2 常见材料的特性与应用2.3 机械零件的失效模式与原因2.4 失效分析的方法和步骤第三章：机械零件的强度计算与校核3.1 力学基础回顾3.2 机械零件的应力与变形分析3.3 机械零件的强度计算方法3.4 强度校核的步骤与判定准则第四章：轴的设计与强度计算4.1 轴的分类和应用4.2 轴的设计原则与要求4.3 轴的强度计算方法4.4 轴的设计实例与强度校核第五章：轴承的设计与选用5.1 轴承的作用与分类5.2 轴承的选用原则与要求5.3 轴承的设计计算方法5.4 轴承的润滑与维护第六章：联轴器、离合器与制动器的设计与选用6.1 联轴器的作用与类型6.2 联轴器的设计与选用6.3 离合器的工作原理与类型6.4 离合器的设计与选用6.5 制动器的工作原理与类型6.6 制动器的设计与选用第七章：齿轮的设计与强度计算7.1 齿轮的分类与特性7.2 齿轮的设计原则与要求7.3 齿轮的强度计算方法7.4 齿轮的材料选择与热处理7.5 齿轮的设计实例与强度校核第八章：带传动与链传动的设计与选用8.1 带传动的特点与类型8.2 带传动的张力计算与设计8.3 链传动的特点与类型8.4 链传动的参数计算与设计8.5 带传动与链传动的选用与维护第九章：弹簧的设计与选用9.1 弹簧的分类与特性9.2 弹簧的设计原则与要求9.3 弹簧的强度计算方法9.4 弹簧的材料选择与热处理9.5 弹簧的设计实例与选用第十章：机械设计实例分析10.1 机械设计实例概述10.2 机械设计实例的分析和评价10.3 机械设计实例的改进和优化10.4 机械设计实例的实施和验证重点和难点解析重点一：机械设计的意义和目的机械设计的意义和目的是机械设计基础课程的核心内容，需要重点关注。

机械设计课后作业答案

第1章1-5. 11826323=-⨯-⨯=--=H L p p n FA 为局部自由度，B 为虚约束1-6. 111128323=-⨯-⨯=--=HL P P n FA 为局部自由度 1-7.201128323=-⨯-⨯=--=H L P P n F 1-8.11826323=-⨯-⨯=--=H L P P n F 1-9.22424323=-⨯-⨯=--=H L P P n FA 为局部自由度,B,C 为需约束 1-10. 121229323=-⨯-⨯=--=H L P P n FA 为复合铰链B 为局部自由度C 为需约束第2章2-1（a ）∵160907015011040=+<=+∴满足有整转副的条件又∵取最短杆为机架∴该机构为双曲柄机构（b ）∵1707010016512045=+<=+∴满足有整转副的条件又∵取最短杆的邻边为机架∴该机构为曲柄摇杆机构（c ）∵132627016010060=+>=+∴不满足有整转副的条件则该机构为双摇杆机构（d ）∵160709015010050=+<=+∴满足有整转副的条件又∵取最短杆的对边为机架∴该机构为双摇杆机构2-3第4章4-1 mm mz d 5719311=⨯==mm mz d 12341322=⨯==mm m h h a a 331*=⨯==mm m c h h a f 75.33)25.01()(**=⨯+=+=75.0325.0*=⨯==m c c mm d d a 90212357221=+=+= mm h d d a a 63211=+=mm h d d a a 129222=+=mm h d d ff 5.49211=-= mm h d d f f 5.115222=-=mm a d d b 56.5320cos 57cos 11=⨯==mm a d d b 58.11520cos 123cos 22=⨯==mm m p 425.93=⨯==ππ mm p e s 71.42425.92==== 4-2. ∵2)(21z z m a += ∴mm z z a m 460201602221=+⨯=+= 则 mm mz d 8020411=⨯==mm mz d 24060422=⨯==4-11.∵ βαcos 2)(21z z m a += ∴53.14]2502)9823(4[cos ]2)([cos 1211=⨯+⨯=+=--a z z m a β 则 mm m m n t 13.453.14cos 4cos ===β mm z m d n t 9553.14cos 234cos 1=⨯== β mm z m d n 40553.14cos 984cos 22=⨯== βmm m h d d n an a 103412952*11=⨯⨯+=+=mm m h d d n an a 4134124052*22=⨯⨯+=+=mm m c h d d n n an f 854)25.01(295)(2**11=⨯+⨯-=+-=mm m c h d d n n an f 3954)25.01(2405)(2**22=⨯+⨯-=+-=第5章 5-1.5-2 200215151560303025'4'3'2154325115=⨯⨯⨯⨯⨯⨯===z z z z z z z z n n i min /5.22005001515r i n n ===s mm s m n mz n d v /5.10/105.01000605.22041000601000605'5'5'5==⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯=πππ齿条6线速度方向向右5-4 31751)1(113'2132113113-=-=-=-=+-=--=--=z z z z z z i n n n n n n n i H HH H H H 41=H i490111====H H H H n n i ϕϕϕ 5.22490==∴H ϕ 即手柄转过90︒时，转盘转过22.5︒5-5 914125428)1(1'21323113-=⨯⨯-=-=+-=--=--=z z z z i n n n n n n n i sh H H s H H H 10=∴SH i第10章10-2 ①螺纹升角表10-1：20M mm p 5.2= mm d 376.182=表10-2：20M ×1.5 mm p 5.1= mm d d 026.19026.012=+-=:20M ∴ 48.2376.185.21tan tan tan 12121=⨯⨯===---πππψd np d s 44.1026.195.11tan:5.1201=⨯⨯=⨯-πψM ②自锁性能自锁性较好均能自锁，但则取，5.12059.6cos tan 1.0f 302602,1⨯<∴======-M f ρψβραβ10-5 该问题为受横向工作载荷的紧螺栓连接，螺栓与孔之间留有间隙CF zfF =0∴ ZfCF F =0 取2.1=c 表10-1：mm d 376.81=表10-5：Mpa s 240=σ表10-6：4.1=SM p a ss 4.171][σσ= 由 ][3.14210σπσ≤⨯=d F e 得 ][3.1421σπ≤⨯zfd CF N C zf d F 2.18162.13.144.17115.02376.83.14][221=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯≤πσπ10-9 该问题为受横向工作载荷的紧螺栓连接，螺栓与孔之间留有间隙表10-1 mm d 835.131=表10-7 3=sM p a Z f D d C T S S Z f D d F C Z f DCT F CT D zfF S S 3.33513.015.06835.1336302.123.1423.14d CT S 23.14][3.142.12222121210e 00=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯≥∴≤⨯⨯≤⨯===∴=ππσσπσπσ得由取表10-5：螺栓力学性能等级5-8级螺母力学性能等级5级第十一章11-5 ①确定许用应力表11-1：MpaMpa FE FE H H 7201200212lim 1lim ====σσσσ 表11-5： 1=H s 25.1=F sMpa s s H H H H H H 1200][][2lim 1lim 21====∴σσσσMpa s s FFZ F FZ F F 2.4037.07.0][][2121====∴σσσσ②按轮齿弯曲强度设计321][12F Sa Fa d y y z KT m σφ≥ 表11-3： 4.1=K表11-6： 5.0=d φmm N n P T ∙⨯=⨯⨯=⨯=56611093.3730301055.91055.9 2.124276.412=⨯==iz z 124z 2=取图11-8： 66.21=Fa y 2.22=Fa y图11-9： 61.11=sa y 8.12=sa y0106.0][111=F Sa Fa y y σ 0098.0][222=F Sa Fa y y σ =∴][F Sa Fa y y σ0106.0][111=F Sa Fa y y σ mm m 17.3275.00106.01093.34.12325=⨯⨯⨯⨯⨯≥则表4-1：mm m 4=mm mz d 10827411=⨯==∴mm mz d 496124422=⨯==mm d b d 541085.01=⨯==φ取 mm b 552= mm b 601=③验算齿面接触强度][11221H H E H uu bd KT z z σσ≤+= 表11-4：8.189=E z 5.2=H Z][7.6856.410855)16.4(1093.34.125.28.18925H H Mpa σσ<=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=∴ 故 mm d 1081= mm d 4962= mm m 4=11-711-811-9①假设齿轮1转向如图，则分析可知：齿轮3为左旋，齿轮4为右旋②21122111212112122122sin 2cos tan 2cos tan 2tan 2tan z m T z m T z m T d T F F n n n t a βββββββ===== 32233222323223233233sin 2cos tan 2cos tan 2tan 2tan z m T z m T z m T d T F F n n n t a βββββββ===== a3a2F F =而 32T T =且 =∴2112sin 2T z m n β3223sin 2T z m n β =211sin z m n β322sin z m n β (sin 12-=β即=)sin m 1213n2βz m z n 3.8)151315sin 175(sin 1=⨯⨯⨯- 11-16第十二章12-2①蜗轮转向如图②蜗杆和蜗轮的作用力方向如图2311180050102022a t F N d T F ==⨯⨯== 131112212122237502475.010*******a t F N mz T z md Z T d i T d T F ==⨯⨯⨯⨯=====ηηη 1229.136420tan 3750tan r t r F N F F ==⨯== α12-3 ①蜗杆和蜗轮均为右旋，蜗杆旋向如图。

机械设计基础课后习题与答案

机械设计基础课后习题与答案机械设计基础1- 5⾄1-12指出（题1-5图~1-12图）机构运动简图中的复合铰链、局部⾃由度和虚约束，计算各机构的⾃由度，并判断是否具有确定的运动。

题1 K⽤幣罰m沟R 1 m 处蚁机讫布机构I - io m 冲压机恂1-5解F=3n 2P L P H =3 6 2 8 1=1 1-6 解 F : =3n 2P L P H = 3 8 2 11 1 =1 1-7 解 F : =3n 2P L P H = 3 8 2 11 0=2 1-8 解 F : =3n 2P L P H = 3 6 2 8 1=1 1-9 解 F : =3n 2P L P H = 3 4 2 4 2=2 1-10 I 解F =3n 2P L P H=3 9 2 12 2=1 1-11解F=3n 2P L P H=3 4 2 4 2=2 1-12 :解F =3n 2P LP H=3 3 2 3 0=32- 1试根据题2-1图所标注的尺⼨判断下列铰链四杆机构是曲柄摇杆机构、双曲柄机构还是双摇杆机构。

题2-1图trim I(b)答：a ） 40110 150 70 90 160，且最短杆为机架，因此是双曲柄机构。

b ） 45 120 165 100 70 170，且最短杆的邻边为机架，因此是曲柄摇杆机构。

c ） 60 100 160 70 62 132，不满⾜杆长条件，因此是双摇杆机构。

d ） 50 100 150 100 90 190，且最短杆的对边为机架，因此是双摇杆机构。

2-3画出题2-3图所⽰个机构的传动⾓和压⼒⾓。

图中标注箭头的构件为原动件AB 和连杆BC 的长度；（2）⽤式（2-6）和式（2-6）'计算此机构的最⼩传动⾓。

解:42-5设计⼀脚踏轧棉机的曲柄摇杆机构，如题 2-5图所⽰，要求踏板CD 在⽔平位置上下各摆10度，且I CD 500mm ，I AD 1000mm 。

（ 1）试⽤图解法求曲柄解：（1 ）由题意踏板CD 在⽔平位置上下摆动10，就是曲柄摇杆机构中摇杆的极限位AB 2C 2D （见图2.17 ）。

机械设计基础答案

《机械设计基础》作业答案第一章平面机构的自由度和速度分析 1－1

1－2 1－3

1－4 1－5 自由度为： 1119211)0192(73')'2(3FPPPnFHL

或： 11826323HLPPnF

1－6

自由度为 11)01122(93')'2(3FPPPnFHL

或：

11222411128323HLPPnF

1－10 自由度为： 1128301)221142(103')'2(3FPPPnFHL

或： 122427211229323HLPPnF

1－11

22424323HLPPnF 1－13：求出题1-13图导杆机构的全部瞬心和构件1、3的角速度比。 1334313141PPPP 141314133431PPPP

构件1、2的瞬心为P12 P24、P14分别为构件2与构件1相对于机架的绝对瞬心

1224212141PPPP 1212141224212rrPPPP





1－16：题1-16图所示曲柄滑块机构，已知：smmlAB/100，smmlBC/250，srad/101，求机构全部瞬心、滑块速度3v和连杆角速度2。

在三角形ABC中，BCAABBCsin45sin0，52sinBCA，523cosBCA， 045sinsinBCABCAC

，mmAC7.310

2020年整理机械设计基础课后谜底(陈立德高级教导出版社第二版)汇编PPT课件

F = 3n 2PL PH = 38 211 1
=1
1 移动副
8
7 6
局部自由度
2 3 44
5 高副
5
题3.8 计算机构自由度解： ➢活动构件数：n = 8 ； ➢低副：PL = 11 ； ➢高副： PH = 1 ； ➢机构自由度：
F = 3n 2PL PH = 38 211 1
27
(2) 螺栓强度计算
➢螺栓的预紧力：取 Kf = 1.2，代入得： F0KfFRΣ1.218 01044N 00 mf 0.1 51
➢许用应力：参考表7.5，初取 S = 3 (M16~M30)；
由此得：[s] = s/S = 235/3 78.3
➢将已知数据代入设计式：
d1
1.3F0
[]4
其余各加速度矢量如图示：
aB
aC 的方向
a
t CB
的方向
a
n CB
16
➢加速度图解
比例尺：a = 0.1；
➢结果：见图示(单位：m/s2)
aB
aC 的方向
a
t CB
的方向
a
n CB
17
题4.10 解：
比例尺：1:1 ；
AC’ AC”
18
题4.10 解：
比例尺：1:1 ；
19
题4.10 解： ➢比例尺：1:1 ； ➢取lAB = 50，在CD上任取一
➢拨盘的运动时间 t1： t 1 2 , t 1 2 2 1 . 4 4 4 . 3 s ; 1 6
➢槽轮运动时间 t2： t21 3t11 34.3 62.90s7 ;
➢槽轮间歇时间
t
' 2
：
t2 ' t1 t2 4 .3 6 2 .90 2 .0 753

机械设计基础(第五版)14-16章答案

14-1解I 为传动轴，II 、IV 为转轴，III 为心轴。

14-2解圆整后取d=37 mm 。

14-3解14-4解按弯扭合成强度计算，即：代入数值计算得：。

14-5解这两个轴都是心轴，只承受弯矩。

两种设计的简化图如下：图14.5 题14-5 解图图14.6 （a ）中，因为是心轴，故，查相关手册得：，则考虑到键槽对轴的削弱，直径再扩大4 % 。

得：图14.6 （b ）中，14-6解故。

14-7解由题可知，，若不计齿轮啮合及轴承摩擦的功率损失，则（i = Ⅰ, Ⅱ,Ⅲ）设：，则，，14-8解1. 计算中间轴上的齿轮受力中间轴所受转矩为：图14.8 题14-8 解图2. 轴的空间受力情况如图14.8 （a ）所示。

3. 垂直面受力简图如图14.8 （b ）所示。

垂直面的弯矩图如图14.8 （c ）所示。

4. 水平面受力简图如图14.8 （d ）所示。

水平面的弯矩图如图14.8 （e ）所示。

B 点左边的弯矩为：B 点右边的弯矩为：C 点右边的弯矩为：C 点左边的弯矩为：5. B 点和C 点处的合成最大弯矩为：6. 转矩图如图14.8 （f ）所示，其中。

7 ．可看出，B 截面为危险截面，取，则危险截面的当量弯矩为：查表得：，则按弯扭合成强度计算轴II 的直径为：考虑键槽对轴的削弱，对轴直径加粗4% 后为：14-9解该题求解过程类似于题14-8 。

在此略。

14-10解钢的切变模量，按扭转刚度要求计算，应使即14-11解1. 求该空心轴的内径空心轴的抗扭截面模量实心轴的抗扭截面模量令，即解得圆整后取。

2 ．计算减轻重量的百分率实心轴质量＝密度×体积空心轴质量空心轴减轻重量的百分率为42.12% 。

15-1答滑动轴承按摩擦状态分为两种：液体摩擦滑动轴承和非液体摩擦滑动轴承。

液体摩擦滑动轴承：两摩擦表面完全被液体层隔开，摩擦性质取决于液体分子间的粘性阻力。

根据油膜形成机理的不同可分为液体动压轴承和液体静压轴承。

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第16章其他常用零、部件 16.1两轴轴线的偏移形式有哪几种？答：有经向位移、轴向位移、偏角位移以及综合以上三种位移中的几种同时发生的情况。

16.2凸缘联轴器两种对中方法的特点各是什么？答：凹凸槽对中时轴必须作轴向移动；用螺栓与孔的紧配合对中时不须轴作轴向移动，且传递扭矩大。

16.3 联轴器与离合器的主要区别是什么？答：联轴器只保持两轴的接合，离合器可在机器工作中随时定成两轴的接合与分离。

16.4 常用联轴器和离合器有哪些类型？各有哪些特点？应用于哪些场合？答：常用联轴器可分为刚性联轴器和挠性联器两大类，刚性联轴器不能补尝两轴的相对位移，用于两轴严格对中并在工作中不发生相对位移的场合；挠性联轴器具有一定的补尝两轴相对位移的能力，用于工作中两轴可能会发生相对位移的场合。常用离合器分为牙嵌式和摩擦式两大类。牙嵌式离合器结构简单，制造容易，但在接合式分离时齿间会有冲击，用于转矩不大、接合或分离时两轴静止或转速差很小的场合；摩擦式离合器接合过程平稳，冲击、振动较小，有过载保护作用，但外廓尺寸大，接合分离时有滑动摩擦，发热量及磨损较大，用于转矩较大，两轴有较大转速差的场合。

16.5 无弹性元件联轴器与弹性联轴器在补偿位移的方式上有何不同？答：无弹性元件联轴器利用联轴器工作元件间的动联接实现位移补偿；弹性联轴器利用其中弹性元件的变形来补偿位移。

16.6 牙嵌式离合器与牙嵌式安全离合器有何区别？答：不同点在于牙嵌式安全离合器的牙的倾斜角较大，且无操纵机构。

16.7 普通自行车上手闸、鞍座等处的弹簧各属于什么类型？其功用是什么？答：手闸处的弹簧是扭转弹簧，用于刹车后手闸复位；鞍座处的弹簧是螺旋压簧，用于缓冲吸振。

16.8 圆栓螺旋弹簧的端部结构有何作用？答：压缩弹簧的端部结构起支承作用，拉伸弹簧的端部结构功用是利于弹簧的安装及加载。

16.9 某电动机与油泵之间用弹性套柱销连轴器连接，功率P=7.5kW,转速n=970r/min,两轴直径均为42mm，试选择连轴器的型号。解：（1）计算名义转矩。 7.59550955073.84Nm970PTn

（2）计算转矩。cTKT 查表16-1，K取1.75，则c1.75129.22NmTT （3）查机械设计手册，选取型号为TL7Y型联轴器。 16.10 选择如题16.10图所示的蜗杆蜗轮减速器与电动机及卷筒轴之间的联轴器。已知电动机功率P1=7.5kw，转连1n=970r/mm，电动机轴直径1d=42mm，减速器传动比30i，传动效率η=0.8，输出轴直径d=60mm，工作机为轻型起重机。

题16.10图解：电动机与减速器之间，选用弹性套栓销联轴器：

名义转矩117.59550955073.84Nm970PTn

转矩c1.7573.84129.22NmTKT（K取1.75）查机械设计手册，选取型号为TL7Y型联轴器。减速器与卷筒轴之间，可采用齿式联轴器：

名义转矩227.50.8955095501772Nm970/30PTn

转矩c317725317NmTKT（K取3）查机械设计手册，选取型号为GICL6型齿式联轴器。

第17章机械的平衡与调速 17.1 刚性回转件的平衡有哪几种情况？如何计算？从力学观点看，它们各有什么特点？答：有两种情况：静平衡和动平衡。（1）静平衡计算。方法是在同一平面内增加或减少一个平衡质量，使平衡质量产生的离

心惯性力Fb与原有各偏心质量产生的离心惯性力的矢量和iF相平衡。特点：各偏心质量及平衡质量产生的离心惯性力组成一个平面汇交力系。（2）动平衡计算。方法是任选两个平衡平面，将回转件上的不平衡质量都向这两个平面内分解，在这两个平面内各加上一个平衡质量，使惯性力的合力及合力矩同时为零。特点：各偏心质量及平衡质量产生的惯性力组成一空间力系。

17.2 怎样的回转件需要进行动平衡？需要几个校正平面？答：对于轴向宽度大(0.2)LD的回转件，需要进行动平衡。需要两个校正平面。

17.3 “周期性速度波动”与“非周期性速度波动”的特点各是什么？各用什么方法来调节？答：周期性速度波动的特点是机器在稳定运转阶段中，它的运动速度发生周期性的反复变化，其调节方法是采用飞轮。非周期性速度波动的特点是机器运动速度的波动没有一定的周期性，并且其作用不是连续的，其调节方法是采用调节器。

17.4 为了减轻飞轮的重量，飞轮最好安装在何处？它能否安装在有自锁性的蜗轮轴上？能否安装在万向联轴器的变速轴上？答：飞轮最好安装在高速轴上。它既不能安装在有自锁的蜗轮轴（低速轴）上，也不能安装在万向联轴的变速轴上。 17.5 机械的平衡与调速都可以减轻机械上的动载荷，但两者有何本质区别？答：机械的平衡是通过计算或实验使回转体上的离心惯性力的矢量和为零。而调速是通过一定的手段使机器所受的驱动功与阻力功保持平衡。

17.6 如题17.6图所示，圆盘回转件上有三个不平衡质量：1m=2kg，2m=3kg，3m=2kg， 1r=120mm，2r=10mm ，3r=110mm，12330,60,120。（1）若考虑在圆盘平面

aa中150mmr的圆周上加平衡质量，试求该平衡质量的大小和方位；（2）若因结构原

因需将平衡质量加在图中Ⅰ、Ⅱ平面内，且已知12150mm,250mm,LL试求平衡平面Ⅰ、Ⅱ内应加的平衡质径积。

题17.6图解：（1）由静平衡条件得：

112233bb0mmmmrrrr

又112120240kgmmmr 223100300kgmmmr

332110220kgmmmr 选取比例尺W10kgmm/mm作向量图，如题17.6答案图b所示。由图中可测得：bbWbW10770kgmmmr，又因b150mmr，则

70700.47kg150mr

方位同bW一致，如题17.6答案图a所示。（2）平衡面Ⅰ、Ⅱ内的质径积分别为 2IIb

250=70175kgmm250-150LmrWLL



1IIIIb

150=70105kgmm250-150LmrWLL



17.7如题17.7图所示为一厚度B=10的钢制凸轮，质量为m=0.8kg,质心S离轴心的偏距e=2mm。为了平衡此凸轮，拟在R=30mm的圆周上钻3个直径相同且相互错开60°的孔。试求

应钻孔的直径d。（已知钢材密度637.810kgmm）答：设钻去每个圆柱孔的质量为bm，则 11223mmmmRRRe 取比例尺W=0.05kgmmmm，123RRRR，123bmmmm，作向量图如题17.7答案图b所示,由图可知：

题17.7答案图 b1b2b3cos60cos60mRmRmRme 现将R、e、凸轮质量m值代入上式，可得

b0.820.027kg(2cos601)302memR



又因24mdB，则

6440.02721mm107.810mdB



结论：钻孔的直径为21mm。

17.8在电动机驱动的剪床中，已知作用在剪床主轴上的阻力矩rM的变化规律如题17.8图所示。设驱动力矩dM为常量，剪床主轴转速为760r/min,不均匀系数δ=0.05，求安装在主轴上的飞轮的转动惯量FJ。

解：（1）求dM。题17.8图题17.8答案图

在一个稳定周期内，dM与rM的平均值应相等，又dM为常数，则 d120016001400200()242442M

462.5Nm

（2）求a、b、c、d、e五个位置的累积变化量ΔW及最大盈亏功Wmax。由题17.8答案图可知：在Oa阶段 1262.5NmW

在ab阶段 21137.5NmW 在bc阶段 3317.4NmW 在cd阶段 429.8NmW 在de阶段 5262.5NmW 即a262.5NmW b262.5(1137.5)875NmW

c875(317.4)1192.4NmW d1192.429.81162.6NmW e1162.6262.5900.1NmW 则max262.5NmW min=-1192.4NmW

maxmaxmin262.5(1192.4)1454.4NmWWW （3）求飞轮的转动惯量FJ。 2max

F2222

9009001454.44.6kgm7600.05WJn

