郑州大学机械设计基础第三版课后作业答案

第一篇：郑州大学机械设计基础第三版课后作业答案

 1-3

平面机构具有确定的运动条件是什么？

答：必须使原动件数目等于机构的自由度数。

 1-5 试确定下列平面机构的自由度（图中绘有箭头的活动构件为原动件）：a)推土机的推土机构；d)渣口堵塞机构；f)筛料机机构。 解：a)推土机的推土机构

活动构件数n＝5，低副PL＝7（6个转动副，一个移动副）高副PH＝0。

F＝3×5－2×7－0

＝1

等于原动件数 ∴

有确定运动。

 d)渣口堵塞机构

由分析可知与杆1相连的滚子2，属于局部自由度 ∴计算机构自由度时应排除。

则 n＝6

PL＝8（7个转动副，1个移动副）

PH＝1

∴F＝3×6－2×8－1＝1

等于原动件数

f)筛选机的筛料机构

由图：杆1和杆2焊在一起属于一体，与杆3相连的滚子4绕其中心的转动是一个局部自由度

∴ n＝6 PL＝8（6个转动副，2个移动副）

PH＝1 ∴F＝3×6－2×8－1＝1

等于原动件数

3-5.已知一曲柄滑块机构的滑块行程H=60mm,偏距e=20mm,行程速比系数K=1.4,试确定曲柄和连杆的长度 l2和l3。（规定用作图法求之）

解：(1)由行程速比系数K，求出极位夹角θ。θ＝180°×(K－1)／(K+1)

＝180°×(1.4－1)／(1.4＋1)＝30° 选比例尺u＝1:2，作图，可得：

(2)连接C1和C2，并作C1M垂直于C1C2,C1C2＝H;(3)作∠C1C2N＝90°－θ＝60°，C2N与C1M相交于P点, 由图可见, ∠C1PC2＝θ＝30°;

4)作三角形PC1C2的外接圆O,则曲柄的固定铰链中心A必在该圆上。

(5)作与C1C2线相距为e的平行线，与外接圆O交于的点即为A点，连接 AC1、AC2，则∠C1AC2＝θ。

(6)因极限位置处曲柄与连杆共线，故AC1＝l3－l2，AC2= l3＋l2，所以曲柄长度l2=(AC2－AC1)／2;

由比例尺量得：AC1＝28mm,AC2＝82mm，所以 l2＝(82－28)／2＝27mm。

(7)以A为圆心和l2为半径作圆，交C1A延线于B1，交C2A于B2，即得B1C1＝l3,由比例尺量得：

l3＝B1C1＝56mm。

综上可知：曲柄长度l2为27mm，连杆长度l3为56mm。

3-6．已知一导杆机构的固定件长度l1＝1000㎜，行程速比系数K＝1.5，确定曲柄长度l2及导杆摆角φ。（解析法求解）

解：导杆机构的极位夹角

θ＝180（K-1）／(K＋1)＝180°×（1.5-1）／(1.5＋1)= 36° 所以 由图可得，导杆摆角φ＝θ＝36° 所以 曲柄长度 l1 ＝ l1 × Sin(φ／2)

＝1000×Sin18°＝309 ㎜

3-7．已知一曲柄摇杆机构，摇杆与机架之间的夹角分别为φ1＝45°，φ2＝90°，固定件长度为l1＝300㎜，摇杆长度为l4＝200㎜，确定曲柄和连杆的长度l2，l3。（解析法求解）

解：由图中的两个极限位置可得：

AC1 ＝l3－l2 AC2＝l3＋l2 所以

l3＝(AC1＋AC2)／2

l2＝(AC2－AC1)／2 所以只需求出AC1、AC2的长度。在三角形AC1D中，由余弦定理 AC1＝(l12＋l42－2l1l4Cosφ)1／2

＝(3002＋2002－2×300×200×Cos45°)1／2

≈212㎜

在三角形AC2D中，∠ADC2＝φ2＝90°，所以 AC2＝(l12＋l42)1／2＝(3002＋2002)1／2≈360㎜ 所以 l3＝(AC1＋AC2)／2＝(212＋360)／2＝286㎜

l2＝(AC2－AC1)／2＝(360－212)／2＝74㎜

5-4.图5-27所示，一螺旋起重器，其额定起重量

FQ＝50KN,螺旋副采用单线标准梯形螺纹Tr60×9（公称直径d＝60㎜，中径d2＝55.5㎜，螺距P＝9㎜,牙型角＝30°)，螺旋副中的摩擦系数f＝0.1，若忽略不计支承载荷的托杯与螺杆上部间的滚动摩擦阻力，试求：1)当操作者作用于手柄上的力为150N时,举起额定载荷时力作用点至螺杆轴线的距离;2)当力臂l不变时,下降额定载荷所需的力.P9解（1）：由tg0.0516得2.96

d255.5

f0.1 由fVtgV0.103530 CosCos22

得V5.91

V，有自锁现象。FtFQtg(V)50tg(2.965.91)7.8(KN)由T得lFtd22Ftd22FFl7.81055.521503

1440mm

(2)当力臂l不变,下降额定载荷时可得：

d FlFQtg(V)22

d 即FlFQtg(V)22

d55.53 FFQtg(V)25010tg(5.912.96)51N2l21440

即当力臂仍为1440 ㎜时,下降额定载荷所需的力为51N

5-5 螺旋副的效率与那些参数有关?为什么多线螺纹多用于传动,普通三角螺纹主要用于联接,而梯形、矩形、锯齿形螺纹主要用于传动？

答：螺旋副的效率与λ（升角），α（牙型角）有关

即：

对于多线螺纹导程较大，所以λ较大，进而η较大，所以多线螺纹多用于传动。

普通三角螺纹牙型角α比其他三种都大，ρV较大，所以η较小，并且ρV＞λ能够自锁，故用于联接。而梯形、矩形、锯齿形螺纹，α角较小，ρV较小，η较大，所以它们主要用于传动。

5-11 图示一螺栓连接，螺栓的个数为2，螺纹为M20，许用拉应力[σ]＝160Mpa，被联接件接合面间的摩擦系数f＝0.15，若防滑安全系数s＝1.2，试计算该联接件允许传递的静载荷F。

解：分析得：

这是受横向载荷的紧螺栓联接，由于螺栓的预紧力： 两个螺栓，两个摩擦面：n＝2，k＝2 ∵螺纹为M20，受横向载荷，小径d1＝17.291㎜.41.3Q0d1[]由V[]得Q02 5.2d1 22d1[]17.291160 F14.44KN.5.225.22

∴该联接允许传递的静载荷应小于或等于14.44KN。

5-13 图5-16所示压力容器的螺栓联接，已知容器内的压力p＝1.6Mpa，且压力可视为不变，缸体内径

D2＝160㎜，螺栓8个，沿直径为D1的圆周分布。若螺栓的性能等级为4.8级，试确定螺栓的直径。

解：由题意可知，此为受轴向载荷的紧螺栓联接，总的外载荷为

FQ14D2P2143.141601.632153.6N2

因8个螺栓对称分布，故单个螺栓所受的外载荷为

FQF8Q32153.684019.2N，方向沿螺栓轴线向上。

因压力容器有特别的紧密性要求，所以残余预紧力FQr取1.5FQ，螺栓所受总拉力

FQFQFQr2.5FQ2.54019.210048N性能等级为4.8的螺栓，查表5-4得σs＝340Mpa，假定螺栓直径d＝16㎜，按表5-5取[σ]＝0.33σs＝112.2Mpa

螺栓小径

d141.3FQ5.2100483.14112.212.18mm[]由表5-2查得粗牙螺纹d＝16㎜时，小径d1＝13.835㎜略大于计算小径12.18㎜，故原假定合适，采用M16螺栓。

6.5

某V带传动的带轮直径dd1＝100mm，包角α1＝180°，带与带轮的当量摩擦系数fV＝0.5, 预紧力F0＝180N。试求: 1)该传动所能传递的最大有效圆周力;

2)传递的最大转距。

解:(1)传递的最大有效圆周力

eefv1fv1Ftmax2F0360236N112180ee0.50.5114.80614.8061(2)传递的最大转距

23611.8Nm TmaxFtmax20002000

6.11 试设计一由电动机驱动的某机械的链传动。已知传递的功率P＝3kw,小链轮转速n1dd1100＝720r/min,大链轮转速n2＝200r/min,该机械工作时载荷不平稳。解:1.选择链轮齿数z1、z2：

设V＝3~8m/s，由表6-11取小链轮齿数z1＝21，因传动比为

n720

i13.6 n2200∴ 大链轮齿数

z2＝iz1＝3.6×21＝76

2.初步确定中心距a0＝40P；

3.求链节数Lp：

azz2Pz2z12

LP201()P2a2 40P2176P762122()P240P2 130.42 取L132P

4.确定链节距P：

根据题意，由表6-12查得KA＝1.3；由表6-13得

Z1.08L0.26

KZ(1)1.11;KL(P)1.07;单排链KP1 19100 KAP1.33代入：P03.28kw KZKLKP1.111.071

查图6-19，选用10A滚子链，其链节距P＝15.875mm，且工作点落在链板疲劳区内，与原假设相符。5.实际中心距：

a≈a0＝40P＝40×15.875=635mm;

6.验算链速V：

Vz1Pn16010002115.8757206010004m/s15m/s合适

7.选择润滑方式：根据V和P，由图6-20选用油浴或飞溅润滑； 且6.4m/s在3~8mm内，与原假定相符。

8.求作用在轴上的力

Ft1000PV100034750N作用在轴上的力：FQ1.2Ft900N9.求分度圆直径：

P15.875

d1106.5mm Sin(180/Z1)Sin(180/21)P15.875d384.1mm2 Sin(180/Z)Sin(180/76)

7-6

已知一对标准直齿圆柱齿轮的中心距a＝120mm，传动比i＝3 ,小齿轮齿数z1＝20。试确定这对齿轮的模数和分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径。

解：大齿轮齿数z2＝iz1＝3×20＝60

由a22m(z1z2)，分度圆直径：

齿根圆直径得模数m2az1z2212020603(mm)(mm)d1mz132060d2mz2360180da1m(z12ha)3(2021)66da2m(z22ha)**(mm)(mm)齿顶圆直径：3(6021)186:df1(mm)m(z12ha2c)3(202120.25)52.5(mm)***df2m(z22ha2c)3(602120.25)172.5(mm)*7-9

在一个中心距a＝155mm的旧箱体内，配上一对齿数z1＝23，z2＝76, 模数 mn＝3 mm的斜齿圆柱齿轮,试问这对齿轮的螺旋角β应是多少? 解：

中心距：由Cosa12(d1d2)mn(z1z2)2Cos21550.958mn(z1z2)2a3(7623)得16.657-13

用于胶带运输机上二级减速器中的一对齿轮，其传动比i＝3，传动效率η＝0.98，输出转速n2＝65r/min，输出功率P＝4.5Kw，由电动机驱动，单向运转。试确定这对齿轮的中心距及其主要尺寸。

解：（1）确定转距和载荷系数

n1in2365195r/min，P1T1Ftd123P24.50.984.6kw1000P1d11000P11000PP3.9.5510V212n160n14.6225Nm19

5若为减速器中一对对称布置的齿轮，且为软齿面，则K取1.3。9.5510（2）选择材料：

因T较大，载荷基本平稳，故小齿轮用40Cr钢，调质，HB＝280；大齿轮用40Cr钢，调质，HB＝250。

(3)选择齿数和齿宽系数:

初定

Z1＝32 , Z2＝iZ＝96 , Ψd取1;

(4)确定[σH]和[σF]：

由图7-21和图7-22查得两轮的齿面接触疲劳极限和齿根弯曲疲劳极限分别为：

Flim1610MPa，Flim2580MPa

Hlim1750MPa，Hlim2700MPa

则有 ：

Flim1Flim2 610[F1]488MPa,[F2]464MPa SF1.25SF [H1]Hlim1SH7501750MPa，[H2]Hlim2SH700MPa

(5)按齿面接触强度条件确定d1：

33d176.6KT1(i1)d[H2]i32276.671mm1.3225(31)1017003(6)

确定模数和齿宽：

d71

m12.2 Z132 按表7-1圆整成标准值 , 取m＝2.5 mm , 则

d1＝mZ1＝2.5×32＝80mm

b＝Ψdd1＝1×80 ＝80mm.(7)

验算齿根的弯曲强度:

由表7-4得:

则:

yFa12.5,ySa11.635;yFa22.2,ySa21.795yFa12.5,ySa11.635;yFa22.2,ySa21.795F12KT1bz1m2yFa1ySa1(MPa)21.32251080322.5232.51.635150488F2yFa2ySa2yFa1ySa1F12.21.7952.51.635150

145464(MPa)

故两轮轮齿的弯曲强度足够。

a(8)传动中心距及其主要尺寸 ：

12(Z1Z2)m12(3296)2.5160mmd180mmd22ad1216080240mmda1d12m8022.585mmda2d22m24022.5245mmdf1d12.5m806.2573.75mmdf2d22.5m2406.25233.75mm

7-15

一对直齿锥齿轮传动, 模数 m＝5 mm , 齿数 z1＝

16、z2＝48，两轮几何轴线之间的夹角∑=90°。试计算这对齿轮传动的几何尺寸。解：

* 齿顶高：hhm155(mm)

aa齿根高：hf(haC)m(10.2)56齿高:hhahf5611(mm)**(mm)锥距:R0.5mz1z22220.5516482126.5(mm)

h52.2635 齿顶角：aarctgaarctgR126.5

hf6齿根角：farctgarctg2.7156R126.5

分度圆直径：

齿根圆直径：

df1分度圆锥角：d1mz151680d2mz2548240(mm)(mm)1arctgz1z2arctg164818.435219018.43571.565齿顶圆直径:da1d12haCos18025Cos18.43589.5da2d22haCos224025Cos71.565243.2齿顶圆锥角：(mm)(mm)a11a18.4352.263520.7a22a71.5652.263573.8d12hfCos18026Cos18.43568.6(mm)df2d22hfCos224026Cos71.565236.2(mm)齿根圆锥角：f11f18.4352.715615.7f22f71.5652.715668.85齿宽：B0.3R0.3126.537.95(mm)

7-17.蜗杆传动的正确啮合条件是什么？传动比是否等于蜗轮和蜗杆的节圆直径之比？

答: 正确啮合条件：

(1)蜗杆与蜗轮在主平面上：模数相等，压力角相等 ；

(2)蜗杆导程角等于蜗轮螺旋角,且两者旋向相同。

传动比不等于蜗轮和蜗杆的节圆直径之比，因为：

z1m d1tg d2mz2所以：iz2z1d2d1tgd2d1

7.22 图示为一蜗杆传动。蜗杆1主动, 蜗杆上的转距T＝20 N·m , 蜗杆轴向模数m= 3.15 mm , 轴向压力角α＝20°,头数 z1＝2 ,蜗杆分度圆直径d1＝35.5 mm,蜗杆2的齿数 z2＝50 ,传动的啮合效率η＝0.75。试确定：1)蜗轮 2 的转向 ； 2)蜗杆1和蜗轮2轮齿上的圆周力、径向力和轴向力的大小和方向。

解：(1)由题7-22图所示，蜗杆右旋由右手法则，蜗杆的轴向力Fa1向右，则可知：蜗轮2的圆周力Ft2向左，从动轮转向应与圆周力方向一致,所以蜗轮逆时针转动。

(2)

z50

传动比：i225 z12 P2T2n29550T2n2T2由：，P1T1n19550T1n1T1i

得:T2T1i20250.75375Nm

正确啮合时，d2mz23.1550157.5mm

2000T1200020

蜗杆：圆周力Ft11126.76N d135.5 方向与蜗杆转向相反

轴向力Fa1Ft2沿蜗杆轴向向右径向力Fr1Ft2tg4761.9tg201733.19N方向指向蜗杆轴心。蜗轮：圆周力：方向向左，与Ft2Fa14761.9NFa1方向相反。2000T2d22000375157.54761.9N轴向力：Fa2Ft11126.76N方向与Ft1方向相反径向力：Fr2Fr11733.19N方向指向蜗轮轴心。

8-2 图示轮系中，已知各标准圆柱齿轮的齿数为

求齿轮3的齿数及传动比i15

解：此轮系为定轴轮系：观察图示，可知：轮1轴与轮3轴处

于同一直线上，故轮3的直径d3＝2d2＋d1

则

z3＝2z2＋z1＝2×20+20＝60

传动比

i15(1)3z3z4z5z1z3'z4'6030342026225.3综上，齿轮3的齿数为60。

传动比i15约等于5.3，且轮1与轮5转向相反。

8-8 如图所示差动轮系中，各轮的齿数为：

z116，z224，z2'20，z360。已知n1＝200r/min，n3＝50r/min，试分 别求当n1和 n3转向相同或相反时，系杆H

转速的大小和方向。

解：①

n1与n3转向相同时，根据

有200nH50nH(1)1i13Hn1nHn3nH(1)1z2z3z1z2'246016204.5解得：nH77.27r/min，方向与n1、n3相同。② n1与 n3 转向相反时，设 n1转向为正，仍根据上式，有

200nH50nH负号表示：(1)1246016204.5解得：nH4.55r/min，nH转向与n1相反，与n3相同。9-7 图示为单级直齿圆柱齿轮减速器的输出轴。已知轴的转速n＝90r/min，传递功率P＝3kw，齿轮分度圆直径d＝300mm，齿宽B＝80mm，轴的支承间的距离L＝130mm，齿轮在轴承间对称布置，轴的材料为45钢正火处理。试设计此轴。

解：1.按扭矩估算轴径

考虑轴同时受扭矩和弯矩，轴上有键槽，材料为45正火钢时，取A＝117。

dA3Pn90

将它定为右端半联轴器处轴头直径（最细），则初步设计此轴（结构图略），从右端至左端1173337.65mm40mm依次使d=40mm，轴颈d0＝45mm，轴环d1＝55mm，齿轮处轴头d2＝50mm，轴径d0＝45mm。

2.按当量弯矩校核轴径

(1)决定作用在轴上的载荷

圆周力 Ft29.55106Pdn29.551063300902123N径向力FrFttg2123tg20772.7N

(2)决定支点反作用力及弯矩

a)水平平面计算简图

L

Ft支承反力RAHRBHFt2212322Ft21231061.5NL221061.5N齿轮中点处轴的弯矩1061.5130MIHRAHL2RBHL2 2b)垂直平面计算简图

68997.5NmmFr支承反力RAVRBVFr2L2Fr772.72386.4NL2772.72386.4NMRAVL2RBVL2齿轮中点处轴的弯矩386.41302IV25116Nmmc)合成弯曲力矩

d)MIMIHMIV2268997.52511662273426Nmm318334Nmm轴上扭矩T9.5510Pn9.55106390e)当量弯矩

轴单向转动，看作受脉动扭矩，取应力折算系数α=0.6，则齿轮中点处轴的当量弯矩

MCIMI(T)22734262(0.6318334)204628Nmm2半联轴器中点处轴的当MCII2量弯矩(T)0.6318334191000Nmm(3)校核轴径

齿轮中点处当量弯矩最大，半联轴器中点处当量弯矩次之但轴最细，故只校核这两处轴径，看它能否满足强度条件。查表9-1得45正火钢σb＝600Mpa，再查表9-3得该轴的许用弯曲应力[σ-1]b=55Mpa，则在齿轮中点处的轴有：

MCI204628

16.37MPa55MPa33 0.1d00.150在半联轴器的中点处的轴有

MCII0.1d031910000.140329.84MPa55MPa

能满足强度条件要求，故此轴设计合理。

9-8 轴上装齿轮处的轴段直径为60mm，齿轮轮毂宽度为70mm，传递的转矩为5×105Nmm，有轻微冲击，齿轮和轴的材料均为45钢，齿轮与轴采用普通平键联接。试确定该键联接的尺寸。

解：根据题意，若取键长L比轮彀宽度70mm略小一点，则按表9-4初选B18×63(GB/T1096-1979)普通平键，其尺寸为

hb18mm，h10mm，L63mm，k5mm 45钢有轻微冲击静联接时，取[σP]=100Mpa，则 2T2510P52.9MPa100MPa dkL6056

3满足挤压强度条件，故初选的键联接尺寸合适。

9-10 牙嵌式离合器和摩擦式离合器各有什么特点？

答：牙嵌式离合器的优点是结构比较简单，外廓尺寸小，所联接的两轴不会发生相对转动，适用于要求精确传动比的机构；其最大缺点是离合时必须使主动轴慢速转动或静止，否则牙容易损坏。

摩擦式离合器的优点是可以在任何不同转速下平稳离合，当过载时因离合器打滑可保护其他重要零件；其缺点是接合过程中的摩擦会引起发热和磨损，传动效率低。10-6：某机械上采用对开式向心滑动轴承，已知轴承处所承

受的载荷Fr＝200000N，轴径直径d＝200mm , 轴的转速

n＝500r/min，工作平稳，试设计该轴承。

解： L 取轴承宽径比1.25，则该轴承宽L1.25200250mmd

Fr200000 由P4MPadL200250

PVFrn20000050020.95MPam/s19100L19100250

选用铅青铜(ZCuPb30)作为轴瓦材料，因其[p]＝25＞4Mpa，[pv]=30＞20.95MPa·m/s，故能满足该轴承的要求。

10-10： 说明下列轴承代号的意义：N210、6308、6212/P4、30207/P6、51308。解：N210: 内径50mm，尺寸系列为02、普通级的圆柱滚子轴承。

6308：内径40mm、尺寸系列03、普通级的深沟球轴承。

6212/P4：内径60mm、尺寸系列02、公差等级为4级的深沟球轴承。

30207/P6：内径35mm、尺寸系列02、公差等级为6级的圆锥滚子轴承。

51308：内径40mm、尺寸系列

13、普通级单向推力球轴承。

12-5 如图，转盘上有两个圆孔，其直径和位置为d1＝40mm，d2＝50mm，r1＝100mm，r2＝140mm，＝120°，D＝400mm，t＝20mm，拟在转盘上再制一圆孔使之达到静平衡，要求该孔的转动半径r＝150mm，试求该孔的直径及方位角。

解：因转盘的厚度t＝20mm，直径D＝40mm，D＞＞t

故可视为平面转动构件的静平衡。

分析：转盘上若有圆孔，转盘转动时，会因质量分布不均，导致转盘质心与回转轴线不重合，而产生离心力。

欲使之达静平衡，只需平衡其离心力，再制一圆孔。

制圆孔挖去的质量：m＝vρ＝πd2tρ/4

由静平衡条件： m1r1m2r2m3r30

得

222(d1t/4)r1(d2t/4)r2(d3t/4)r30

d1r1d2r2d3r30222即X方向：d1r1Cos30d3r3Cos0Y方向：d1r1Sin30d3r3Sind2r2022222

代入数值：r1＝100mm d1＝40mm r3＝150mm

r2＝140mm d2＝50mm

2240100Cos30d3150Cos022240100Sin30d3150Sin501400解得：d344.98mm62.83综上：该孔的直径为 44.98 mm ,方位角与水平线成 62.83°。

第二篇：《机械设计基础》课后习题答案

模块 八

一、填空

1、带传动的失效形式有 打滑 和 疲劳破坏。

2、传动带中的的工作应力包括 拉应力、离心应力 和 弯曲应力。

3、单根V带在载荷平稳、包角为180°、且为特定带长的条件下所能传递的额定功率P0主要与 带型号、小轮直径 和 小轮转速 有关。

4、在设计V带传动时，V带的型号根据 传递功率 和 小轮转速 选取。

5、限制小带轮的最小直径是为了保证带中 弯曲应力 不致过大。

6、V带传动中，限制带的根数 Z≤Zmax，是为了保证 每根V带受力均匀（避免受力不均）。

7、V带传动中，带绕过主动轮时发生 带滞后于带轮 的弹性滑动。

8、带传动常见的张紧装置有 定期张紧装置、自动张紧装置 和张紧轮等几种。

9、V带两工作面的夹角为 40°，V带轮的槽形角应 小于角。

10、链传动和V带传动相比，在工况相同的条件下，作用在轴上的压轴力 较小，其原因是链传动不需要 初拉力。

11、链传动张紧的目的是 调整松边链条的悬垂量。采用张紧轮张紧时，张紧轮应布置在松 边，靠近小轮，从外向里张紧。

二、选择

1、平带、V带传动主要依靠（D）来传递运动和动力。

A．带的紧边拉力；B．带的松边拉力；C．带的预紧力；D．带和带轮接触面间的摩擦力。

2、在初拉力相同的条件下，V带比平带能传递较大的功率，是因为V带（C）。A．强度高；B．尺寸小；C．有楔形增压作用；D．没有接头。

3、带传动正常工作时不能保证准确的传动比，是因为（D）。A．带的材料不符合虎克定律；B．带容易变形和磨损； C．带在带轮上打滑；D．带的弹性滑动。

4、带传动在工作时产生弹性滑动，是因为（B）。A．带的初拉力不够；B．带的紧边和松边拉力不等； C．带绕过带轮时有离心力；D．带和带轮间摩擦力不够。

5、带传动发生打滑总是（A）。

A．在小轮上先开始；B．在大轮上先开始；C．在两轮上同时开始；D不定在哪轮先开始。

6、带传动中，v1为主动轮的圆周速度，v2为从动轮的圆周速度，v为带速，这些速度之间存在的关系是（B）。

A．v1 = v2 = v ；B．v1 ＞v＞v2；C．v1＜v＜ v2；D．v1 = v＞ v2。

7、一增速带传动，带的最大应力发生在带（D）处。

A．进入主动轮；B．进入从动轮；C．退出主动轮；D．退出从动轮。

8、用（C）提高带传动传递的功率是不合适的。A．适当增加初拉力F0 ；B．增大中心距a ；

C．增加带轮表面粗糙度；D．增大小带轮基准直径dd ；

9、V带传动设计中，选取小带轮基准直径的依据是（A）。A．带的型号；B．带的速度；C．主动轮转速；D．传动比。

10、带传动采用张紧装置的目的是（D）。A．减轻带的弹性滑动；B．提高带的寿命； C．改变带的运动方向；D．调节带的初拉力。

11、确定单根V带许用功率P0的前提条件是（C）。A．保证带不打滑；B．保证带不打滑，不弹性滑动； C．保证带不打滑，不疲劳破坏；D．保证带不疲劳破坏。

12、设计带传动的基本原则是：保证带在一定的工作期限内（D）。A．不发生弹性滑动；B．不发生打滑；

C．不发生疲劳破坏；D．既不打滑，又不疲劳破坏。

13、设计V带传动时，发现带的根数过多，可采用（A）来解决。

A．换用更大截面型号的V带；B．增大传动比；C．增大中心距；D．减小带轮直径。

14、与齿轮传动相比，带传动的优点是（A）。

A．能过载保护；B．承载能力大；C．传动效率高；D．使用寿命长。

15、设计V带传动时，选取V带的型号主要取决于（C）。

A．带的紧边拉力 ；B．带的松边拉力；C．传递的功率和小轮转速；D．带的线速度。

16、两带轮直径一定时，减小中心距将引起（B）。A．带的弹性滑动加剧；B．小带轮包角减小； C．带的工作噪声增大；D．带传动效率降低。

17、带的中心距过大时，会导致（D）。A．带的寿命缩短；B．带的弹性滑动加剧； C．带的工作噪声增大；D．带在工作中发生颤动。

18、V带轮是采用实心式、轮辐式或腹板式，主要取决于（C）。

A．传递的功率；B．带的横截面尺寸；C．带轮的直径；D．带轮的线速度。

19、与齿轮传动相比，链传动的优点是（D）。

A．传动效率高；B．工作平稳，无噪声；C．承载能力大；D．传动的中心距大，距离远。20、链传动张紧的目的主要是（C）。A．同带传动一样；B．提高链传动工作能力； C．避免松边垂度过大；D．增大小链轮包角。

21、链传动的张紧轮应装在（A）。

A．靠近小轮的松边上；B．靠近小轮的紧边上； C．靠近大轮的松边上；D．靠近大轮的紧边上。

22、链传动不适合用于高速传动的主要原因是（B）。

A．链条的质量大；B．动载荷大；C．容易脱链；D．容易磨损。

23、链条因为静强度不够而被拉断的现象，多发生在（A）的情况下。A．低速重载；B．高速重载；C．高速轻载；D．低速轻载。

三、简答

1、在多根V带传动中，当一根带失效时，为什么全部带都要更换？

答：在多根V带传动中，当一根带失效时，为什么全部带都要更换？新V带和旧V带长度不等，当新旧V带一起使用时，会出现受力不均现象。旧V带因长度大而受力较小或不受力，新V带因长度较小受力大，也会很快失效。

2、为什么普通车床的第一级传动采用带传动，而主轴与丝杠之间的传动链中不能采用带传动？

答：带传动适用于中心距较大传动，且具有缓冲、吸振及过载打滑的特点，能保护其他传动件，适合普通机床的第一级传动要求；又带传动存在弹性滑动，传动比不准，不适合传动比要求严格的传动，而机床的主轴与丝杠间要求有很高的精度，不能采用带传动。

3、为什么带传动的中心距都设计成可调的？

答：因为带在工作过程中受变化的拉力，其长度会逐渐增加，使初拉力减小。因此需要经常调整中心距，以调整带的初拉力。因此便将中心距设计成可调的。

四、分析与计算

1、如图所示为一两级变速装置，如果原动机的转速和工作机的输出功率不变，应按哪一种速度来设计带传动？为什么？

题8-4-1图

解：带传动应按照减速传动要求进行设计，因为应该按照传递有效圆周力最大的工况设计带传动，而减速传动时传递的有效圆周力比增速传动时大。

根据： vn1d160 和 FeP v当带传动传递的功率不变，带速越小，传递的有效圆周力就越大。当原动机转速不变时，带速取决于主动轮直径。主动轮直径越小，带速越低。综上，按按照减速传动要求进行设计。

2、已知：V带传递的实际功率P = 7 kW，带速 v=10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，试求有效圆周力Fe 和紧边拉力F1。

解：根据：

得到： PFev

FeP7000700 N v10联立： FeF1F2700 F2F21解得： F2700N，F11400N

3、已知：V带传动所传递的功率P = 7.5 kW，带速 v=10m/s，现测得初拉力F0 = 1125N，试求紧边拉力F1和松边拉力F2。

解：FeP7500750 N v10Fe75011251500 N 22Fe7501125750 N 22F1F0F2F0

第三篇：机械设计基础作业答案(三)

机械设计基础课程形成性考核作业答案

（三）第8章

齿轮传动

1．渐开线齿廓形状取决于________直径大小。

A．节圆

B．分度圆

C．基圆

D．齿顶圆

2．对于标准直齿圆柱齿轮，决定齿廓形状的基本参数是________，________，________。

3．标准外啮合斜齿轮传动的正确啮合条件是：两齿轮的_________模数和_________都相等，齿轮的_________角相等、旋向_________。

4．采用展成法加工正常齿齿轮时，不发生根切的最少齿数是_______ 5．一对齿轮啮合时，两齿轮的________始终相切。A．分度圆

B．基圆

C．节圆

D．齿根圆

6．已知一标准渐开线直齿圆柱齿轮，其齿顶圆直径da1＝77.5mm，齿数z1＝29。现要求设计一个大齿轮与其相啮合，传动的安装中心距a＝145mm，试计算这个大齿轮的主要尺寸。（分度圆直径d2、齿顶圆直径da2、齿根圆直径df2、基圆直径db2）

7．两级平行轴斜齿圆柱齿轮传动如图所示，高速级mn＝3mm，1＝15°Z2＝51；低速级mn＝5mm，Z3＝17试问：

（1）低速级斜齿轮旋向如何选择才能使中间轴上两齿轮轴向力的方向相反?（2）低速级齿轮取多大螺旋角2才能使中间轴的轴向力相互抵消?

8．单级闭式直齿圆柱齿轮传动，已知小齿轮材料为45钢，调质处理，大齿轮材料为ZG45，正火处理，已知传递功率Pl＝4kW，n1＝720r/min，m＝4mm，zl＝25，z2＝73，b1=84mm，b2=78mm，双向运转，齿轮在轴上对称布置，中等冲击，电动机驱动。试校核此齿轮传动的强度。1．C 2．齿数

压力角

变位系数

3．法面

法面压力角

螺旋角相等

相反 4．17 5．C 6．解：da1(z12ha*)m

m2.5mm

am(z1z2)/2

z287mm

d2mz22.587217.5mm

da2(z22ha*)m222.5mm

df2(z22ha*2c*)m211.25mm

dbd2cos204.38mm

7．解：（1）低速级斜齿轮旋向为左旋，才能使中间轴上两齿轮轴向力相反。

（2）Ft2tg1Ft3tg2

Ft22TIId22TIId

3Ft3

tg1cos1tg2cos22TII2TII

tg1tg

2→

mn2Z2mn3Z3d2d32

sinsin1mn3Z3

mn2Z2

28.27°

8．解：

小齿选用45号钢，轮调质处理，查表硬度220HBS 大齿轮ZG45 硬度180HBC

查表得 Flim1190MPa

Flim 0Pa214M

Hlim247M Hli15Pa0Pam55M

查表得：SH1.SF1.H1Hl1in555SH1.1

50.45MPa H2Hli2n470427.3MPaSH1.1

F1Fl1in190SF1.4

F213.57MPaFl2in140SF1.4 100MPa

计算转矩：

T19.5510645.3104Nmm 720由于原动机为电动机，中等冲击，对称布置，故得K=1.2 由于是闭式齿轮，我们先较核齿面接触疲劳强度，我们按标准中心距进行较核：

am(z1z2)/2196mm uz2732.92 z125 ∴H

KT1(u1)3355221.7MPa427.3（安全）

ub2a2下面，我们再较核齿根弯曲疲劳强度。查表得：

YFS14.22

YFS23.88

F1z1F2z2YFS1YFS2

F12KT1YFS1＜100 ＜135.7(安全)17.2MPa2b2mz1

第9章

齿轮传动

1．为什么将蜗杆分度圆直径dl规定为蜗杆传动中的标准参数？

2．为什么蜗杆的传动比i只能表达为i＝z2/z1，却不能以i＝d2/d1来表示？ 3．图示的各蜗杆传动均以蜗杆为主动件。试标出图中未注明的蜗轮或蜗杆的转向及旋向，并画出蜗杆和蜗轮受力的作用点和三个分力的方向。

（a）

（b）

1．为便于加工蜗轮刀具的标准化，一般将蜗杆的分度圆直径规定为标准值。

2．因为蜗轮蜗杆传动的传动比与蜗杆的直径无关。3．（a）

（b）

第10章

作业题

1．图示所示轮系，已知Z1=18、Z2=20、Z2'=

25、Z3=

25、Z3'=

2、Z4=40，求该轮系的传动比，并判断蜗轮4的转向。

2．在图示轮系中，已知z1、z2、z2'、z3、z4、z4'、z5、z5'、z6。求传动比i16。

3．如图所示的轮系，已知z115,z225,z215,z330,z315,z430,z42（右旋）z560,z520,m4mm,若n1500r/min，求齿条6线速度v的大小和方向。

4．图示行星轮系，已知Z1 = Z2’ = 41，Z2 = Z3 = 39，试计算传动比 iH1。

1．解：i＝z2z3z420254022

转向：逆时针 18252z1z2'z3'2．解：i163．解： z2z3z4z5z6

z1z2'z3z4'z5'z2z3z4z5n1200

in5z1z2'z3'z4'

n5n12.5r/min i

v64．解：

H

i13d5n5'601000mz5n5'6010000.0105m/s10.5mm/s

zzn1nH1521 23n3nHz1z2'1681由于轮3为固定轮（即n30），i1Hzzn13939160H 1i13123 ＝141411681nHz1z2'

iH11/i1H10.51

第四篇：《机械设计基础》第二次作业答案

《机械设计基础》第二次作业

一、填空题

1、常用间歇运动机构有棘轮 机构、槽轮机构和不完全齿轮机构。

2、在国家标准中，规定普通螺纹的牙型角为 60 度，公称直径指的是螺纹的_大径_。

3、螺旋传动是依靠由螺杆和螺母 组成螺旋副传递运动.4、螺纹“M12×1.5LH”的含义是_公称直径12mm、螺距1.5mm的单线左旋普通螺纹。

5、普通V带按截面尺寸由小到大的顺序分为 Y、Z、A、B、C、D、E七种类型。

6、带传动采用张紧轮的目的是提高带的初拉力。

二、选择题

1、带传动主要是依靠（B）来传递运动和功率的，（A）带和两轮之间的正压力（B）带和两轮接触面之间的摩擦力（C）带的紧边拉力(D)带的初拉力

2、在载荷较大的带传动中，若希望价格便宜些，则应优先选用（B）(A)圆带 B．多楔带 C．V带 D．平带

3、带传动中，带轮直径越大，带的弯曲应力就越（B）。

(A)大(B)小

4、采用螺纹联接时，若被联接件总厚度较大，且材料较软，在需要经常装拆的情况下宜采用___ B ___。

(A)螺栓联接(B)双头螺柱联接(C)螺钉联接

5、属于螺旋传动的是（C）

(A)滑板和导轨移动(B)铰链转动(C)螺杆和螺母的相对转动

三、判断题

1、V带的包角限制在α≥1500。（X）

2、在同样条件下，V带截面尺寸大则传递的功率就小。（X）

3、若被联接件总厚度不厚，在需要经常装拆的情况下宜采用螺栓联接（√）

4、机床的丝杆常用梯形螺纹。（√）

5、槽轮机构的槽数z应大于或等于3。（√）

四、计算题

1、答题要求：已有答题过程，只要求在划线处填空。

如下图，已知气缸与缸盖的螺栓联接中，根据紧密性要求，缸盖与缸体间采用橡胶垫圈密封，气缸内径D=200mm，气缸工作压力p=1.2Mpa , 若螺栓数目z=10,，螺栓所受拉力F及残余预紧力F0/ =1.8 F。若螺栓选用30号钢，试确定螺栓直径。

解：

1、确定每个螺栓所受的轴向工作载荷F

F=πD2 p/4z = π×2002×1.2/4×10 = 3770N

2、计算每个螺栓的 总拉力F∑ F∑= F+ F0/ = F+ 1.8F =2.8F = 2.8×3770 = 10556N

3、确定螺栓的公称直径d

（1）螺栓材料选用30号钢,查表得σs = 315Mpa。根据缸盖与缸体间的紧密性要求，查表得安全系数S=3.[σ]= σs/S =315/3 =105 Mpa

（2）计算螺栓的小径d1

d1= √（4×1.3 F∑）/(π×[σ])

=√（4×1.3×10556）/(π×105)= 12.9 mm

根据d1的计算值,查螺纹的 公称直径 的标准值 为16 mm，故能选M16 螺栓.

第五篇：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。

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 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 答 : a）40110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。

题2-3图

解：

2-5 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lCD500mm，lAD1000mm。（1）试用图解法求曲柄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。

题2-5图

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置，此时曲柄与连杆处于两次共线位置。取适当比例 图 尺，作出两次极限位置AB1C1D和。由图量得：AC11037mm，AC21193mm。

AB2C2D（见图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）因最小传动角位于曲柄与机架两次共线位置，因此取0和180代入公式（2-6）计算可得：

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 题3-1图所示为一偏置直动从动件盘形凸轮机构。已知AB段为凸轮的推程廓线，试在图上标注推程运动角。

题3-1图

解

题3-1解图

如图 3.10所示，以O为圆心作圆并与导路相切，此即为偏距圆。过B点作偏距圆的下切线，此线为凸轮与从动件在B点接触时，导路的方向线。推程运动角如图所示。

3-2 题3-2图所示为一偏置直动从动件盘形凸轮机构。已知凸轮是一个以C为圆心的圆盘，试求轮廓上D点与尖顶接触时的压力角，并作图表示。

题3-2图

解：

如图 3.12所示，以O为圆心作圆并与导路相切，此即为偏距圆。过D点作偏距圆的下切线，此线为凸轮与从动件在D点接触时，导路的方向线。凸轮与从动件在D点接触时的压力角 如图所示。

3-4 设计题3-4图所示偏置直动滚子从动件盘形凸轮。已知凸轮以等角速度顺时针方向回转，偏距e=10mm，凸轮基圆半径r060mm，滚子半径rT10mm，从动件的升程及运动规律与3-3相同，试用图解法绘出凸轮的轮廓并校核推程压力角。

题3-4图

根据 3-3题解作图如图3-15所示。根据(3.1)式可知，ds2d1取最大，同时s2取最小时，凸轮机构的压力角最大。从图3-15可知，这点可能在推程段的开始处或在推程的中点处。由图量得在推程的开始处凸轮机构的压力角最大，此时max9.6＜[]=30°。

4-2 已知一对外啮合标准直齿圆柱齿轮的标准中心距a=160mm，齿数z120，z260，求模数和分度圆直径。

解 由a12m(z1z2)可得模数m2az1z2 21602060=4mm

分度圆直径d1mz142080mm，d2mz2460240mm

4-3 已知一正常齿制标准直齿圆柱齿轮的齿数z=25，齿顶圆直径da135mm，求齿轮的模数。

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

4-4 已知一正常齿制标准直齿圆柱齿轮20，m=5mm，z=40，试分别求出分度圆、基圆、齿顶圆上渐开线齿廓的曲率半径和压力角。

解

分度圆半径 rmz25402100mm

分度圆上渐开线齿廓的曲率半径 rrb22100293.972=34.2mm

分度圆上渐开线齿廓的压力角

20



基圆半径

rbrcos100cos2093.97mm

基圆上渐开线齿廓的曲率半径为 0；压力角为0。



齿顶圆半径rarham1005105mm

齿顶圆上渐开线齿廓的曲率半径 ararbrbra22105293.97246.85mm



齿顶圆上渐开线齿廓的压力角 aarccosarccos93.9710526.5

4-9 试根据渐开线特性说明一对模数相等、压力角相等，但齿数不相等的渐开线标准直齿圆柱齿轮，其分度圆齿厚、齿顶圆齿厚和齿根圆齿厚是否相等，哪一个较大？

解 模数相等、压力角相等的两个齿轮，分度圆齿厚sm2相等。但是齿数多的齿轮分度圆直径大，所以基圆直径就大。根据渐开线的性质，渐开线的形状取决于基圆的大小，基圆小，则渐开线曲率大,基圆大，则渐开线越趋于平直。因此，齿数多的齿轮与齿数少的齿轮相比，齿顶圆齿厚和齿根圆齿厚均为大值。

5-1 在题5-1图所示双级涡轮传动中，已知右旋蜗杆I的转向如图所示，试判断涡轮2与涡轮3的转向，用箭头表示。

题5-1图

解：

5-2 在题5-2图所示轮系中，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，求齿条6的线速度v的大小和方向。

题5-2图

解： 这是一个定轴轮系，依题意有： i15z2z3z4z5z1zzz/2/3/4253030601515152200，n5n1i155002002.5r/min

齿条 6 的线速度和齿轮 5′分度圆上的线速度相等；而齿轮 5 ′的转速和齿轮 5 的转速相等，因此有： v1v5/n5/r5/30n5/mz5/3022.53.1442030210.5mm/s

通过箭头法判断得到齿轮 5 ′的转向顺时针，齿条 6 方向水平向右。

5-4 在题5-4图所示行星减速装置中，已知z1z217，z351。当手柄转过90度时，转盘H转过多少角度？

题5-4图

n1HH

解： 从图上分析这是一个周转轮系，其中齿轮 1、3为中心轮，齿轮2为行星轮，构件 H为行星架。则有：iH13n3n1nHn3nHz3z151173

n30，n1nH134，当手柄转过90，即n190时，转盘转过的角度nH904方向与手柄方向相同。

22.5，5-8 在题5-8图所示锥齿轮组成的行星轮系中，已知各轮的齿数为z120、z230、z250、z380，n150rmin，求nH的大小及方向。

题5-8图

解： 这是一个周转轮系，其中齿轮 1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，H为行星架。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与 n1方向相同

5-9 在题5-9图所示差动轮系中，已知各轮的齿数z130、z2

25、z220、z375，齿轮I的转速为200rmin（箭头向上），齿轮3的转速为50rmin（箭头向下），求行星架转速nH的大小及方向。

题5-9图 解： 这是一个周转轮系，其中齿轮 1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，H为行星架。

iH13n1nHH3n1nHn3nHz2z3z1z2257530203.125

∵设齿轮 1方向为正，则n1=200rmin，n3=-50rmin ∴ nH=10.61rmin，nH与 n1方向相同。

200nH50nH=3.125∴

10-2 试计算M20、M20X1.5螺纹的升角，并指出哪种螺纹的自锁性较好。

解 由教材表10-

1、表10-2查得

M20，粗牙，螺距P2.5mm，中径d218.376mm

螺纹升角arctgParctg2.53.1418.3762.48

d

2M201.5，细牙，螺距P1.5mm，中径d2d10.02619.026mm

螺纹升角arctgParctg1.53.1419.0261.44

d2对于相同公称直径的粗牙螺纹和细牙螺纹中，细牙螺纹的升角较小，更易实现自锁。

11-7 设斜齿圆柱齿轮传动方向及螺旋线方向如题11-7图所示，试分别画出轮1为主动轮时和轮2为主动轮时轴向力Fa1和Fa2的方向。

轮1主动时

轮2主动时 题11-7图

轮1为主动 轮2为主动时

题11-7解图

11-8 在题11-7图中，当轮2为主动时，试画出作用在轮2上的圆周力Ft2、轴向力Fa2、和径向力Fr2的作用线和方向。

解 见题11-8解图。齿轮2为右旋，当其为主动时，按右手定则判断其轴向力方向Fa2；径向力Fr2总是指向其转动中心；圆向力Ft2的方向与其运动方向相反。

题11-8解图

11-9 设两级斜齿圆柱齿轮减速器的已知条件如题11-9图所示，试问：1）低速级斜齿轮的螺旋线方向应如何选择才能使中间轴上两齿轮的轴向力方向相反，2）低速级螺旋角应取多大数值才能使中间轴上两个轴向力相互抵消。

题11-9图 解（1）要使中间轴上两齿轮的轴向力方向相反，则低速级斜齿轮3的螺旋经方向应与齿轮2的旋向同为左旋，斜齿轮4的旋向应与齿轮3的旋向相反，为右旋。

（2）由题图可知：mn23mm、z2

51、215、mn35mm、z317 分度圆直径dmnzcos 轴向力Fa2T2dtan2T2mnzsin

要使轴向力互相抵消，则：Fa2Fa3 即

2T2mn2z2sin22T2mn3z3sin

33arcsinmn3z3mn2z2sin2arcsin517351sin158.3818

/12-1 计算例12-1的蜗杆和涡轮的几何尺寸。

解 ：从例 12-1已知的数据有： m4mm，d140mm，q10，z12，z239，11.3099，中心距a98mm，因此可以求得有关的几何尺寸如下：

蜗轮的分度圆直径： d2mz2439156mm 蜗轮和蜗杆的齿顶高：ham4mm

蜗轮和蜗杆的齿根高：hf1.2m1.24mm4.8mm

蜗杆齿顶圆直径： da1mq2410248mm 蜗轮喉圆直径：da2mz224392164mm

蜗杆齿根圆直径：df1mq2.44102.430.4mm

蜗轮齿根圆直径：df2mz22.44392.4146.4mm

蜗杆轴向齿距和蜗轮端面齿距：Pa1Pt2Pxm3.14412.56mm

径向间隙：c0.2m0.240.8mm

12-2 如题12-2所示，蜗杆主动，T120N.m，m=4mm，z12，d150mm，涡轮齿数z250，传动的啮合效率0.75。试确定：（1）涡轮的转向；（2）蜗杆与涡轮上的作用力的大小和方向。

题12-2图

解 ：（1）从图示看，这是一个左旋蜗杆，因此用右手握杆，四指 w1，大拇指w2，可以得到从主视图上看，蜗轮顺时针旋转。

（2）由题意，根据已知条件，可以得到蜗轮上的转矩为

T2T1iT1z2z1200.75502375N.m

蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力大小相等，方向相反，即：

Ft1Fa22T1d1220/501032800N

蜗杆的轴向力与蜗轮的圆周力大小相等，方向相反，即：

Fa1Ft22T2d22375/45010323750N

蜗杆的径向力与蜗轮的径向力大小相等，方向相反，即：

Fr1Fr2Ft2tan3750tan201364.89N

12-3如题12-3所示为蜗杆传动和锥齿轮传动的组合，已知输出轴上的锥齿轮z4的转向n，（1）欲使中间轴上的轴向力能部分抵消，试确定蜗杆传动的螺旋线方向和蜗杆的转向；（2）在图中标出各轮轴向力的方向。

题12-3图 解 ：（1）先用箭头法标志出各轮的转向，如图12.5所示。由于锥齿轮轴向力指向大端，因此可以判断出蜗轮轴向力水平向右，从而判断出蜗杆的转向为顺时针，如图12.5所示。因此根据蜗轮和蜗杆的转向，用手握法可以判定蜗杆螺旋线为右旋。（2）各轮轴轴向力方向如图12.5所示。

13-1 一平带传动，已知两带轮直径分别为150mm和400mm，中心距为1000mm，小轮主动、转速为1460rmin。试求（1）小轮包角;（2）带的几何长度；（3）不考虑带传动的弹性滑动时弹性滑动时大轮的转速；（4）滑动率0.015时大轮的实际转速。

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）不考虑带的弹性滑动时，n1n2d2d1

n2d1n1d21501460400547.5r/min

（4）滑动率0.015时，d1n11d2n1n2d2d11

n2150146010.015400539.29r/min

13-2 题13-1中。若传递功率为5KW，带与铸铁带轮间的摩擦系数f=0.3。所用平带每米长的质量q=0.35kg/m。试求（1）带的紧边、松边拉力；（2）此带传动所需的初拉力；（3）作用在轴上的压力。

题13-1图

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 在题14-1图中Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，是心轴、转轴、还是传动轴？

题14-1图

解 I 为传动轴，II、IV 为转轴，III 为心轴。

14-6 已知一单级直齿圆柱齿轮减速器，用电动机直拖动，电动机功率P=22KW，转速n11470rmin，齿轮的模数m=4mm，齿数z1

18、z282，若支承间跨距l=180mm（齿轮位于跨距中央），轴的材料用45号钢调质，试计算输出轴危险截面处的直径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 说明下列型号轴承的类型、尺寸系列、结构特点、公差等级及其适用场合。6005，N209/P6，7207C，30209/P5。

解 由手册查得

6005 深沟球轴承，窄宽度，特轻系列，内径d25mm，普通精度等级（0级）。主要承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷；可用于高速传动。

N209/P6 圆柱滚子轴承，窄宽度，轻系列，内径d45mm，6级精度。只能承受径向载荷，适用于支承刚度大而轴承孔又能保证严格对中的场合，其径向尺寸轻紧凑。

7207C角接触球轴承，窄宽度，轻系列，内径 d35mm，接触角15,钢板冲压保持架，普通精度等级。既可承受径向载荷，又可承受轴向载荷，适用于高速无冲击, 一般成对使用，对称布置。

30209/P5 圆锥滚子轴承，窄宽度，轻系列，内径d45mm，5级精度。能同时承受径向载荷和轴向载荷。适用于刚性大和轴承孔能严格对中之处，成对使用，对称布置。

16-6 根据工作条件，决定在某传动轴上安装一对角接触球轴承，如题16-6图所示。已知两个轴承的载荷分别为Fr11470N，Fr22650N，外加轴向力FA1000N，轴颈d=40mm，转速n5000rmin，常温下运转，有中等冲击，预期寿命Lh2000h，试选择轴承的型号。

题16-6图

解（1）按题意，外加轴向力FA已接近Fr1，暂选25的角接触轴承类型70000AC。

（2）计算轴承的轴向载荷(解图见16.4b)由教材表 16-13查得，轴承的内部派生轴向力

/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，轴承 1被压紧Fa1FAF2/100018022802N

轴承 2被放松Fa2F2/1802N（3）计算当量动载荷

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）计算所需的基本额定动载荷

查教材表 16-9，常温下工作，ft1；查教材表16-10，有中等冲击，取fp1.5；球轴承时，3；并取轴承1的当量动载荷为计算依据

fpP60n/CrLh6ft1011.53040605000200061101338.46KN

/

查手册，根据Cr和轴颈d40mm，选用角接触球轴承7308AC合适（基本额定动载荷Cr38.5KN）。

机械基础

8.8 试绘出如图8.17所示平面机构的运动简图。

图8.17 8.9 试计算如图8.18所示各运动链的自由度（若含有复合铰链、局部自由度或虚约束，应明确指出），并判断其能否成为机构（图中绘有箭头的构件为原动件）。

图8.18 9.8 某铰链四杆机构各杆的长度如图9.20所示，试问分别以a，b，c，d为机架时，将各得到什么类型的机构？若将500改为560，又为何种机构？

图9.20 500300

4且最短杆为机架，因此是双曲柄机构。解：a为机架

150500300

4且最短杆的邻边为机架，因此是曲柄摇杆机构。b为机架

500300

4且最短杆的对边为机架，因此是双摇杆机构。c为机架

150500300

4且最短杆的邻边为机架，因此是曲柄摇杆机构。d为机架

150

若将500改为560时，150560300400，不满足杆长条件，因此无论哪个杆为机架，都是双摇杆机构。

9.9 在如图9.21所示的铰链四杆机构中，已知lBC50mm，lCD35mm，lAD30mm，AD为机架。试求：

1）若此机构为曲柄摇杆机构，且AB杆为曲柄，求lAB的最大值； 2）若此机构为双曲柄机构，求lAB的最小值； 3）若此机构为双摇杆机构，求lAB的数值。

图9.21 解：1）因为机构为曲柄摇杆机构，且AB杆为曲柄，所以，AB杆为曲柄必为最短杆，有公式lAB503530得，lAB的最大值为15mm。

2）因为机构为双曲柄机构，所以，AD杆必为最短杆，有公式lAB35503，0lAB的最大值为45mm。

3）若此机构为双摇杆机构，求lAB的数值。

10.3 凸轮机构常用的4种从动件运动规律中，哪种运动规律有刚性冲击？哪种运动规律有柔性冲击？哪种运动规律没有冲击？如何来选择从动件的运动规律？

答：刚性冲击：等速运动。

柔性冲击：等加速等减速运动规律；余弦加速度运动规律。没有冲击：正弦加速度运动规律。

可以根据机构所承受的载荷以及运动速度来选择。

10.8 如图10.22所示为尖顶直动从动件盘形凸轮机构的运动线图，但给出的运动线图尚不完全，试在图上补全各段的曲线，并指出哪些位置有刚性冲击？那些位置有柔性冲击？

图10.22 11.21 图11.32所示的传动简图中，Ⅱ轴上装有2个斜齿轮，试问如何合理的选择齿轮的旋向？

图11.32 答：根据Ⅱ轴上所受的轴向力为最小来选择齿轮的旋向。

假如Ⅰ轴转向为顺时针，则Ⅱ轴齿轮的转向为逆时针，Ⅱ轴的小斜齿轮假设轴向力向外，根据左手定则，小斜齿轮的旋向为左旋，同理，另一个大齿轮的旋向也是左旋。

11.22 试分析如图11.33所示的蜗杆传动中，蜗杆的转动方向，并绘出蜗杆和涡轮啮合点作用力的方向。

图11.33 11.23 如图11.34所示为一手摇蜗杆传动装置。已知传动比i=50，传动效率η=0.4，卷筒直径D=0.6m。若作用手柄上的力F=200N，则它能够提升的重量G是多少？

图11.34

11.24 某斜齿圆柱齿轮传动的中心距a=300mm，小齿轮的齿数Z1=40，传动比i=2.7，试确定该对斜齿轮的模数m，螺旋角及主要几何尺寸。

n=20°，mn=2mm，11.25 已知一对标准斜齿圆柱齿轮传动齿数Z1=21，Z2=22，a=55mm。要求不用变位而凑中心距，这对斜齿轮的螺旋角应为多少？

z256，12.1 某外圆磨床的进给机构如图12.18所示，已知各轮的齿数为z128，z338，z457，手轮与齿轮

1相固连，横向丝杆与齿轮4相固连，其丝杆螺距为3mm，试求当手轮转动1/100转时，砂轮架的横向进给量S。

图12.18 12.5 在如图12.22所示的轮系中，已知齿数z1120，z240，z320，z420。若n1n4120rmin，且n1与n4转向相反，试求iH1。

图12.22 15.1 轴的功用是什么？

答：轴的功用是支撑旋转零件，以实现运动和动力的传递。15.2 试说明下列几种轴材料的适用场合：Q235A，45,40Cr，20CrMnTi，QT600-2。答：Q235A用于载荷不大、转速不高的一般不重要的轴。

45用于应用于应力集中敏感性小的场合，一般用于用途和较重要的轴。40Cr应用于强度高而尺寸小、重量轻的重要的轴或特殊性能要求的轴。

20CrMnTi用于齿轮,轴类,活塞类零配件等.用于汽车,飞机各种特殊零件部位，良好的加工性,加工变形微小,抗疲劳性能相当好。QT600-2应用于制作形状复杂的轴。

15.3 在齿轮减速器中，为什么低速轴的直径要比高速轴粗得多？

答：因为低速轴的扭矩大 高速轴的扭矩小 所以低速轴要选择粗一些。15.4 在轴的结构工艺性来看，在作轴的设计时应该注意哪些问题？ 答：（1）、轴上零件有准确的位置和可靠的相对固定。（2）、良好的制造和安装公益性。（3）、形状、尺寸应有利于减少应力集中。15.5 如图15.13所示为几种轴上零件的轴向定位和固定方式，试指出其设计错误，并画出改正图。

16.1 滚动轴承一般由哪些基本元件组成？各有什么作用？

答：滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架四部分组成，内圈的作用是与轴相配合并与轴一起旋转；外圈作用是与轴承座相配合，起支撑作用；滚动体是借助于保持架均匀的将滚动体分布在内圈和外圈之间，其形状大小和数量直接影响着滚动轴承的使用性能和寿命；保持架能使滚动体均匀分布，防止滚动体脱落，引导滚动体旋转起润滑作用。

16.5 试说明下列轴承代号的含义，并说明哪个轴承不能承受径向载荷？

3308

6210

7200AC/P6 N409/P5

5307/P6 答：3308 3——圆锥滚子轴承

（0）3——宽度系列为0,3为直径系列代号 08——内径为40mm

6210 6——深沟球轴承

（0）2——宽度系列为0,2为直径系列代号 10——内径为50mm 7200AC/P6 7——角接触球轴承

（0）2——宽度系列为0,2为直径系列代号 00——内径为10mm

AC——公称接触角α=25°

P6——轴承公差等级为6级

N409/P5

N——圆柱滚子轴承

（0）4——宽度系列为0,4为直径系列代号 09——内径为45mm

P5——轴承公差等级为5级

5307/P6

5——推力球轴承

（0）3——宽度系列为0,3为直径系列代号 07——内径为35mm

P6——轴承公差等级为6级 5307/P6不能承受径向载荷。

16.7 试说明滚动轴承的基本额定寿命、基本额定动载荷、当量动载荷的意义。答：基本额定寿命：一批同样的轴承，在相同条件下运转，其中百分之九十的轴承不发生疲劳点蚀时所能达到的寿命。

基本额定动载荷：滚动轴承若同时承受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时在相同条件下比较，在进行寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用P表示。

当量动载荷: 使轴承的基本额定寿命恰好为一百万转时，轴承所能承受的载荷值，称为轴承的基本额定动载荷，用C表示。对向心轴承，指的是纯径向载荷，用Cr表示；对推力轴承，指的是纯轴向载荷，用Ca表示。

16.11 已知一传动轴上的深沟球轴承，承受的径向载荷Fr1200N，轴向载荷Fa300N，轴承转速n1460rmin，轴颈直径d40mm，要求使用Lh8000h，载荷有轻微冲击，常温下工作，试选择轴承的型号尺寸。

汽车机械基础

4-1 轴的功用是什么？根据所受的载荷不同，轴分为哪几种类型？各举一例说明。

答：轴的功用是支撑旋转零件，以实现运动和动力的传递。转轴：电动机的输入轴。心轴：火车的轮轴。

传动轴：连接汽车变速器与后桥的轴。

4-5 某传动轴所传递的功率P=750Kw，转速n400rmin。若采用45钢正火，该轴所需的最小直径是多少？

4-6 图4-10中，若轴的支承跨距L=400mm，主动齿轮分度圆直径d1180mm，螺旋角15，传递功率P17KW，转速n1300rmin，轴的材料采用45钢调质。

① 试确定轴的危险截面上的直径。

② 指出图4-10中主动轴结构的不合理之处，并提出改进意见。

图4-10 主动轴

5-8 滚动轴承的额定动载荷和当量动载荷有何关系？

答：在进行寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷。

5-9 滚动轴承寿命设计计算的基本思想是什么？什么情况下需要作滚动轴承的静强度计算？

答：滚动轴承寿命设计计算的基本思想是轴承寿命不小于滚动轴承的预期寿命。对于承受连续载荷或间断载荷而不旋转的轴承；在载荷作用下缓慢旋转的轴承；承受正常载荷但受到短时冲击的轴承，要考虑静强度计算。

5-10 说明以下几个代号的含义：7210B、7210AC、N210E、51210、30316、7305B/P4。

答：7210B 3——角接触球轴承

（0）2——宽度系列为0,2为直径系列代号 10——内径为50mm

7200AC 7——角接触球轴承

（0）2——宽度系列为0,2为直径系列代号 00——内径为10mm

AC——公称接触角α=25°

N210E

N——圆柱滚子轴承

（0）2——宽度系列为0,2为直径系列代号 10——内径为50mm

E——轴承公差等级为6级

51210

5——推力球轴承

1——宽度系列为1，2为直径系列代号 10——内径为50mm

30316

3——圆锥滚子轴承

0——宽度系列为0,3为直径系列代号 16——内径为82mm 7305B/P4

7——角接触球轴承

（0）3——宽度系列为0,3为直径系列代号 05——内径为25mm

B——公称接触角α=40°

P4——轴承公差等级为4级

5-11 一深沟球轴承需要承受的径向载荷为10000N，轴向载荷为2000N，预期寿命为10000h，轴径为50mm。试选择两种型号的轴承并作比较。6-1 试说明联轴器和离合器在轴连接中起到什么作用？

答：联轴器和离合器都是机械传动中常用件，用于轴与轴（或其它回转零件）的连接，传递运动和动力，也可作为安全装置。区别在于联轴器将两轴连接后，机械在运转中两轴不能分离，只有停机后才能拆开。而离合器在机械运转中能随时结合与分离，实现机械操作系统的断续、变速、换向。联轴器一般用于动力机（如电机）与工作机之间的链接，离合器用于操作机构中，比如汽车离合器是传动系中起到动力传递的结合和分离及过载保护作用。

6-2 某发动机需要电动机启动，当发动机运行正常后，两机脱开，试问两机间该采用哪种离合器？ 答：

6-4 万向节有什么作用？由其结构特点可以分为几类各有什么特点？ 答：万向节是汽车万向传动装置中实现变角速度传动的一种联轴器。

可以分为刚性万向节和绕行联轴节。刚性万向节结构简单，传动效率较高，绕行联轴节的传力单元采用夹布橡胶盘、橡胶块、橡胶环等弹性元件。6-7 试述制动器的工作原理及功用。

答：万向节是汽车万向传动装置中实现变角速度传动的一种联轴器。7-1 常用的不可拆联接有哪些类型？各有什么特点？

7-3 普通平键联接的主要失效形式是什么？平键剖面尺寸b、h及标准长度L如何确定？

7-5 螺纹按牙型分哪几种类型？联接螺纹常用何种螺纹？为什么？ 7-7 螺纹联接有哪几种主要联接类型？各适用于什么场合？ 7-9 简述销联接的类型、特点和应用。

8-6 根据图8-42中所标注的尺寸，判断各铰链四杆机构属哪种基本形式？

图8-42 铰链四杆机构的形式判断

8-9 如图8-45所示的偏置曲柄滑块机构，若已知a=20mm，b=40mm，e=10mm，试用作图法求此机构的极位夹角θ、行程速比系数K、行程H，并标出图示位置的传动角。

图8-45 极位夹角与传动角的确定

8-10 如图8-46所示，摆动导杆机构以曲柄（图8-46a）或导杆（8-46b）为原动件，试分析并分别作出： 1）机构的极限位置。

2）最大压力角（或最小传动角）的位置。3）死点的位置。

4）机构的极位夹角。

图8-46 摆动导杆机构分析

9-4 说明等速、等加速等减速、简谐运动等三种常用运动规律的加速度变化特点和它们的应用场合。

9-11 在什么情况下凸轮的实际轮廓线会出现尖点或相交叉形象？如何避免？ 9-14 在图9-23各图中标出图示位置的凸轮机构的压力角。

图9-23 标出凸轮机构的压力角

10-1 带传动有哪些特点？普通v带传动有哪些类型？适用于哪些场合？ 10-4 带传动为什么会产生弹性滑动？弹性滑动与打滑有什么不同？

10-5 v带传动时的速度，为什么不能太大也不能太小，一般在什么范围内？ 11-7 当两渐开线标准直齿轮传动的安装中心距大于标准中心距时，下列参数中哪些将发生变化？哪些不会变化？

A传动比 B 啮合角C 节圆半径D 分度圆半径E 基圆半径F 顶隙G测隙。11-9 什么叫根切现象？根切产生的原因是什么？避免根切的条件是什么？

11-17 齿轮传动的主要失效形式有哪些？齿轮传动的设计准则通常是按哪些失效形式决定的？ 11-26 已知一对外啮合标准直圆柱齿轮的中心距a=160mm，齿数z120、z260，求模数和分度圆直径。

11-27 已知一对渐开线标准直齿圆柱齿轮传动，小齿轮的齿数z126，传动比i122.5，模数m=3，试求大齿轮的齿数、主要几何尺寸及中心距。

12-1 什么叫定轴轮系？憜轮在定轴轮系中起什么作用？如何求定州轮系的传动比？

12-2 什么叫周转轮系？如何判定一个轮系是否是周转轮系？ 12-6 试确定图12-16中各轮的转向。

图12-16 确定图中各轮转向

12-8 在图12-18所示的轮系中，已知各轮齿数为z115,z225,z215,z330,z315，z430,z42（右旋螺杆），该轮系的传动比i15，并判断涡轮5的转向。

z560。求

图12-18 求定轴轮系的传动比