机械设计基础习题(西北工业大学版)5（定稿）

第一篇：机械设计基础习题(西北工业大学版)5（定稿）

第九章

9-1.带传动中的弹性滑动与打滑有什么区别？对传动有何影响？影响打滑的因素有哪些？如何避免打滑？

解：由于紧边和松边的力不一样导致带在两边的弹性变形不同而引起的带在带轮上的滑动，称为带的弹性滑动，是不可避免的。打滑是由于超载所引起的带在带轮上的全面滑动，是可以避免的。

由于弹性滑动的存在，使得从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，使得传动效率降低。影响打滑的因素有：预紧力大小、小轮包角、当量摩擦因素。

避免打滑：及时调整预紧力，尽量使用摩擦因素大的、伸缩率小的皮带，对皮带打蜡。9-3.试分析参数

1、D1、i12的大小对带传动的工作能力有何影响？ 解：D1越小，带的弯曲应力就越大。

1 的大小影响带与带轮的摩擦力的大小，包角太小容易打滑（一般取1≥1200）

i12越大，单根V带的基本额定功率的增量就越大。

9-4.带和带轮的摩擦因数、包角与有效拉力有何关系？

ef1Fe，最大有效拉力Fec与张紧力F0、包角和摩擦系数f有关，增大解：Fec=2F0fe1F0、和f均能增大最大有效拉力Fec。

9-9.设计一由电动机驱动的普通V带减速传动，已知电动机功率P=7KW，转速n1=1440r/min，传动比i123，传动比允许偏差为±5%，双班工作，载荷平稳。

解：

1.计算功率Pca

查表得，KA=1.2，则Pca=KAP=1.278.4kW 2.选择带的截型

根据P9-9选定A型带。ca8.4kW和n11440r/min查图3.确定带轮的基准直径D1和D2

参考图9-9和表9-3取小带轮的基准直径D1=100mm，大带轮的基准直径D2i12D1(1)3100(10.01)297mm。

查表取标准值D2315mm。

i123.15满足条件。

4．验算带的速度v vD1n16010001001440601000m/s7.54m/s

带速介于5~25m/s之间，合适。5.确定中心距a和带的基准长度Ld

初定中心距为a0800mm.则带的基准长度Ld为

2(DD)1Ld2a(D1D2)224a 2(315100)[2800(100315)]mm2266.33mm24800按表9-2选取Ld=2240mm,则V带传动实际中心距为

aa0LdLd22402266.33(800)mm786.84mm 226.验算小带轮上的包角1

118007.带的根数z D2D131510057.30180057.30164.3401200(合适）a786.84根据表9-4a、b,当D1100mm,n11440r/min时，P时，P0=0.17kW.查表01.32kW,当i1239-5得K0.96;查表9-2得KL=1.06.则带的根数为

z取z=6

Pca8.45.54

(P0P0)KKL(1.320.17)0.961.068.确定带的张紧力F0 根据表9-1查得q=0.10kg/m F0500Pca2.55008.42.5(1)qv2[(1)0.107.542]N154.6N zvk67.540.969.计算压轴力FQ

164.340FQ2zF0sin26154.6sinN1837.9N

221

第十章

10-1.为避免槽轮在开始和终止转动时产生刚性冲击，设计时应注意什么问题？ 10-2.何谓槽轮机构的运动系数？为什么k必须大于零而小于1？k有何几何意义？

10-3.如图所示为自行车后轮轴上的棘轮机构，试分析当脚蹬踏板前进和不蹬踏板自由滑行时棘轮机构的工作过程。

第十一章

11-1.常用的连接有哪些类型？它们各有哪些优点？各适用于什么场合？

解：常用的连接有螺纹连接、键连接、销连接、铆钉连接、焊接、胶接、过盈配合连接以及型面连接等。

螺纹连接具有结构简单、装拆方便、连接可靠、互换性强等特点。

键连接具有结构简单、连接可靠、装拆方便等优点，在机械的轴类连接中应用。销连接主要用于确定零件间的相互位置，并可传递不大的载荷，也可用于轴和轮毂或其他零件的连接。

铆接具有工艺设备简单，工艺过程比较容易控制，质量稳定，铆接结构抗振、耐冲击，连接牢固可靠，对被连接件材料的力学性能没有不良影响等特点。在承受严重冲击或剧烈振动载荷的金属结构连接中应用。

焊接是具有结构成本低、质量轻，节约金属材料，施工方便，生产效率高，易实现自动化等特点。主要应用在五拆卸要求的对受力要求不太高的场合。

胶接具有连接后重量轻，材料利用率高，成本低，在全部胶接面上应力集中小，抗疲劳性能好，密封性和绝缘性好等特点。主要用于应力要求不高，对密封性要求较高的场合。11-6.在螺纹连接中，为什么要采用防松装置？ 解：

11-8.平键的截面尺寸b×h和键的长度L如何确定？平键连接的失效形式是什么？如何进行强度校核？

解：b×h根据轴径d有表中查标准得。键长L按轮毂的长度确定，一般略短于轮毂长度，并符合标准中规定的长度系列。平键的主要失效形式是侧面工作面的压溃。按bsF4Tbs进行强度校核。kldhl11-14.图示刚性联轴器用螺栓连接，螺栓性能等级为8.8，联轴器材料为铸铁（HT250），若传递载荷T=1500T·N。

1）采用4个M16的铰制孔用螺栓，螺栓光杆处的直径ds17mm，受压的最小轴向长度14mm，试校核其连接强度。

2）若采用M16的普通螺栓连接，当接合面摩擦因素f=0.15，安装时不控制预紧力，试确定所需螺栓数目（取偶数）。

解：1）FT150019354.8N D15510322bsb2.2250Mpa113.64Mpa 2.2sS640Mpa160Mpa 44F419354.8Mpa21.32Mpa 22zids4117F19354.820.33Mpabs zds41714bs其连接强度满足条件。2）由sS640Mpa213.33Mpa 31.3Fpd124得，Fpd213.8352213.3341.341.324669.3N

由FpKFKSF1.319354.8得，zS6.8 zifFpif11390.510.15故取z=8 11-15.一钢制液压油缸，缸内油压p=4Mpa，油缸内径D=160mm（参看图11-12），沿凸缘圆周均布8个螺栓，装配时控制预紧力。试确定螺栓直径。解：1.确定单个螺栓的工作载荷F pD241602F10053.1N

4z482.确定螺栓的总拉伸载荷FQ

考虑到压力容器的密封性要求，取残余预紧力Fp1.6F，则

FQFFp2.6F26138.1N

3.求螺栓直径

选取螺栓性能等级为8.8，则s640Mpa.由式ss确定许用应力时需查找安全系数S，当不控制预紧力时，S与螺栓直径d有关，故需用试算法。由表暂取S=3（假定d=20mm），则螺栓许用应力为

螺栓小径为d1ss640Mpa256Mpa 2.541.3FQ41.326138.1mm13.00mm

256由表查得d=20mm时，d117.294mm13.00mm,能满足强度要求，且与原假设相符，故取M20合适。

第十二章

12-2.刚性联轴器与挠性联轴器的主要区别是什么？ 解：

刚性联轴器各零件及连接件都是刚性的，它们之间不能作相对运动，不具有补偿两轴相对位移的能力，用于刚性支承的场合。若两轴有偏移，将产生附加载荷，影响传动性能和使用寿命。

挠性联轴器分两种，一种是由可作相对移动的刚性件组成，用连接元件间的相对可动性来补偿被连接两轴之间的相对移动，用于弹性支承且载荷大的场合；另一种是连接件都是弹性的，通过连接件的弹性变形来补偿被连接两轴之间的相对移动，用于弹性支承需要缓冲和减振的场合。

12-5.试分析自行车“飞轮”中离合器的工作原理。

解：自行车后轮有个内棘轮机构，起到了离合器的作用，称为超越离合器,。工作原理是当链条带动棘轮的链齿外圈时，中心转轴上的棘爪通过弹簧与棘轮保持接触，棘爪将力矩传递给中心转轴，后轮就转动前进。当棘轮的转速低于中心转轴的转速，或骑车者停止脚踏时，棘爪能够在棘轮上滑动，超越外圈棘轮转速，此时就会听见发出的“嗒嗒”声响。

因为棘轮只能单向传递转矩，不能双向传递转矩，使得自行车具有正常行驶功能，不能后退行驶。因此也称为单向超越离合器.第十三章

13-5.说明下列滚动轴承代号的意义：N208/P5,7321C，6101,30310，5207.解：

N208/P5表示圆柱滚子轴承，宽度系列为0系列，直径系列为2系列，内径为40mm，5级公差等级；

7321C表示角接触球轴承，宽度系列为0系，直径系列为3系列，内径为105mm，公称接触角15，0级公差等级；

6101表示深沟球轴承，宽度系列为0系，直径系列为1系列，内径为12mm，0级公差等级； 30310表示圆锥滚子轴承，宽度系列为0系，直径系列为3系列，内径为50mm，0级公差等级；

5207表示推力球轴承，宽度系列为0系，直径系列为2系列，内径为35mm，0级公差等级；

13-8.试设计一提升机用非液体摩擦滑动轴承，已知每个轴承的径向载荷为210N，轴颈直径为100mm，转速为1200r/min.解：

1.选择轴承类型和轴瓦材料

因轴承承受径向载荷，并考虑使用条件，选用剖分式径向轴承。此轴承载荷大，转速高，根据表13-1选择轴瓦材料为ZPbSb16Sn16Cu2，其[p]=15Mpa,[v]=12m/s,[pv]=10Mpa·m/s 2.选取轴承宽径比

选取轴承宽径比B/d=1.0，则轴承宽度B=d=100mm.3.验算轴承工作能力 轴承的p,pv,v分别为：

4F10000Mpa1MpaBd100100Fn100001200pvMPam/s6.28MPam/s

19100B19100100dn1001200vm/s6.283m/s601000601000p计算表明，p<[p],pv<[pv],v<[v],工作能力满足要求。由表13-2，考虑到转速较高，选取配合为H7/e8。

13-10.根据设计要求，在某一轴上安装一对7000C轴承（如图所示），已知两个轴承的径向载荷分别为：Fr12000N,Fr21000N,外加轴向载荷FA880N，轴径d40mm，转速n5000r/min，常温下运转，有中等冲击，预期寿命Lh5000h，试选择轴承型号。

解：

1.初选轴承型号

根据轴径d40mm，选择轴承型号7208C，查机械设计手册得其基本额定动载荷C36.8KN,基本额定静载荷C025.8KN。

2.计算轴承1、2的轴向载荷F

1、F2 7000C的接触角15，试取e0.4052 由表13-8查得轴承的派生轴向力为 0Fs1eFr10.40522000N810.4NFs2eFr20.40521000N405.2N

FAFs2880405.2N1285.2NFs1

可知轴承1为压紧端，两轴承的载荷分别为

Fa1FAFs2(880405.2)N1285.2NFa2Fs2405.2N3.计算轴承1、2的当量动载荷

Fa11285.20.6426eFr12000Fa2405.20.4052eFr21000

由表13-7查得X10.44,由线性插值得 Y11.3018;X21,Y20.故当量动载荷为

P1X1Fr1Y1Fa10.4420001.30181285.22553.1NP2X2Fr2Y2Fa2110000405.21000N

4.计算所需的径向基本额定动载荷

因轴的结构要求两端选同样尺寸的轴承，而P1P2，故应以轴承1的当量动载荷P1为计算依据。因工作温度正常查表13-5得ft1；按中等冲击载荷，查表13-6取fP1.25。所以

1fPP260nLh11.252553.16050005000C1()3()3N36532.1N36.8KN 66ft10110故选择7208C轴承合适。

第十四章

14-4.指出图示中轴的结构有哪些不合理和不完善的地方，提出改进意见，并画出改进后的结构图。

14-5.图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器（z122,z277,z321,z478），由高速Ⅰ输入的功率P=40kW，转速n1590r/min，轴的材料为45钢。试按扭转强度计算三根轴的最小直径（不考虑摩擦损失）。

解：轴的材料为45钢查表14-1得=30~40MPa

n2n3z122n1590r/min168.6r/minz277z321n2168.6r/min45.4r/minz478

9.55106P39.5510640d13mm43.26mm0.2n10.2405909.55106P39.5510640d23mm65.67mm 0.2n20.240168.69.55106P39.5510640d33mm101.7mm0.2n30.24045.4取d1=45mm,d265mm,d3105mm14-6.试校核图示直齿圆柱齿轮轴的强度。已知传递功率P=10kw，转速n=200r/min，齿轮分度圆直径d=356mm，单向转动。轴的材料为40Cr调质处理，齿轮相对轴对称布置，轴的输出端装联轴器。

解：

1.求解径向力及各支点力，并画出弯矩图

T9.55106P109.55106Nmm477500Nmmn2002T2477500 FtN2682.58Nd356FrFttan2682.58tan20976.38NFnFr976.382854.7N sinsin20

1Fn1427.35N21FCnFn1427.35N 21MFn801427.3580Nmm114188Nmm2FAn22MeM2T11418820.6477500308417.17Nmm

2．强度校核

轴在B截面处的弯矩和扭矩最大为轴的危险截面，轴单下转动，扭矩可认为脉动循环变化，取折合系数a=0.6。轴的材料为45钢，调质处理，查表得60MPa

M2TW22MB2T0.1d3211418820.64775000.160232MPa14.3Mpa

MeM2T11418820.6477500308417.17Nmm所以轴的强度满足要求。3.剪切强度校核

轴的材料为40Cr调质处理查表14-1得=40~52MPa

T9.55106P/n9.5510610/20026.2Mpa 33WT0.2d0.245故满足强度条件。

第十六章

16-2．为了提高动平衡效果，两平衡基面的位置及平衡质量的位置应如何选择？

解：

16-4.何谓速度不均匀系数？速度不均匀系数是否越小越好？ 解：速度不均匀系数是角速度的最大波动幅度与平均角速度之比值。速度不均匀系数并非越小越好，在满足使用要求的条件下速度不均匀系数应尽量取大些，这样可减小飞轮的转动惯量，不致使飞轮过于笨重。

16-6.图示为一等候均质圆盘，因工作需要其上开有三个圆孔，圆孔直径及偏心距分别为。为使此回转体达d112mm,e150mm;d216mm,e240mm;d320mm,e355mm到平衡，须再制一工艺圆孔，若其回转半径取为eb60mm，试求该圆孔的直径db及方位角b。

解：

16-8.若某一机械主轴的平均转速n=1500r/min,机械作周期性速度波动，经测定其最大盈亏功Wmax8000N.m，现在主轴上安装了一个JF1.2kgm2的飞轮，如不计其他活动构件 的转动惯量，试求其最大角速度、最小角速度及速度不均匀系数。解：

第二篇：机械设计基础习题(西北工业大学版)3

第七章

7-1.对于定传动比的齿轮传动，其齿廓曲线应满足的条件是什么？ 解：由于相啮合的齿廓在接触点处的公法线与连心线交于固定点，故齿廓曲线上任意一点的法线与连心线都交于固定点。

7-2.节圆与分度圆、啮合角与压力角有什么区别？

解：分度圆是指定义齿轮标准模数（并且压力角为20°时）乘以齿数所求得的直径。以轮心为圆心，过节点所作的圆称为节圆。也就是说分度圆在齿轮确定时是确定不变的，节圆是只有两齿轮啮合时才存在，单个齿轮没有节圆，并且节圆是随着中心距变化而变化的。渐开线齿廓上某点的法线（压力线方向），与齿廓上该点速度方向线所夹的锐角称为压力角，渐开线齿廓上各点的压力角不等。啮合角是在一般情况下（不指明哪个圆上的啮合角，一般就是指分度圆上的压力角），两相啮合齿轮的端面齿廓在接触点处的公法线与两节圆在节点处公切线所夹的锐角。

7-4.标准齿轮传动的实际中心距大于标准中心距时，下列参数：传动比、啮合角、分度圆半径、节圆半径、基圆半径、顶隙等中哪些发生变化？哪些不变？

解：标准齿轮传动的实际中心距大于标准中心距时，由于a变大，节圆半径变大,r1≠r1,r2≠r2(r1、r2为标准节圆半径），传动比不发生变化，顶隙变大，啮合角也变大。分度圆半径与基圆半径与齿轮本身相关，故不会发生变化。

7-8.模数和齿数相同的正变位齿轮与标准齿轮相比，下列参数d、p、s、e、h、hf、da、dfdb、中哪些参数变大了？哪些参数变小了？哪些参数没有变？ 解：变大的参数：h、da、df、s

变小的参数：hf、e 不变的参数：d、p、db 7-11.现有一闭

式

直

齿

轮

传

动，已

知

输

入

功

率P1=w，输入转速4k1nr7z201/z2mimn,m11m8b,，m5m5,b小齿轮材料为45钢，调质处理，齿面平均硬度为230HBS，大齿轮材料为ZG310-570，正火处理，齿面平均硬度为180HBS。齿轮双向转动，载荷有中等冲击，取K=1.6，齿轮相对轴承非对称布置。试校核该齿轮传动的强度。解：1.确定许用压力

小齿轮的齿面平均硬度为230HBS。查表得：

H1513230217(545513)MPa523.95MPa

255217F1301230217(315301)0.7MPa214.05MPa

255217

大齿轮的齿面平均硬度为180HBS。查表得：H2270F22.计算小齿轮的转矩 

180163171(189171)0.7MPa126MPa197163180163(301270)MPa285.5MPa1971639.55106p19.551064T1Nmm53056Nmm

n17203．按齿面接触疲劳强度计算

uKT1z2553.06 z118d176.63dH22u11.6530563.06176.63mm86.13mm u0.972285.523.06根据题目中，d1=mz141872mm不能满足齿面疲劳强度要求。4.按齿根弯曲强度计算

由z118,z255，查表得YFS14.45,YFS24.005

F1F2由于

YFS14.450.02077 214.24.0050.03174 126YFS2F2YFS2较大，故将其带入下式中：

m1.263KTY1.6530564.0051FS231.26mm2.55mm 22dz1F20.97218126由以上计算结果可见，满足齿根弯曲强度要求。

故不能满足强度要求。

7-12.设计一单级减速器中的直齿轮传动。已知传递的功率P=10KW，小齿轮转速n1960r/min,传动比i12=4.2，单向转动，载荷平稳，齿轮相对轴承对称布置。

解：1.材料选择

单级减速器工作载荷相对平稳，对外廓尺寸也没有限制，故为了加工方便，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢，调质处理，齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。2.参数选择

1）齿数

由于采用软齿面传动，故取z120,z2i12z14.22084

2）齿宽系数

由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软齿面，查表得d1.4

3）载荷系数

因为载荷比较平稳，齿轮为软齿面，支承对称布置，故取K=1.4.4）齿数比

对于单级减速传动，齿数比ui124.2

3.确定需用应力

小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。许用应力根据线性插值计算：

240217(545513)MPa532MPa255217

240217301(315301)MPa309MPaF1255217H1513大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，许用应力根据线性插值计算：

(513468)MPa491MPaH2468217162190163F22804.计算小齿轮的转矩

190162(301280)MPa291MPa217162

9.55106p19.5510610T1Nmm99479Nmm

n19605.按齿面接触疲劳强度计算

取较小应力H2带入计算，得小齿轮的分度圆直径为

d176.63KT1dH22u11.4994794.2176.63mm61.23mm u1.449124.2齿轮的模数为md161.233.065mm z1206.按齿根弯曲疲劳强度计算

由齿数z120,z284查表得，复合齿形系数YFS14.36,YFS23.976

F1F2由于

YFS14.360.01411309YFS23.9760.013663291

F1YFS1较大，故带入下式：

m1.263KTY1.4994793.9761FS131.26mm1.89mm 22dz1F11.4202917.确定模数

由上述结果可见，该齿轮传动的接触疲劳强度较薄弱，故应以m≥3.065mm为准。取标准模数m=4mm 8.计算齿轮的主要几何尺寸

d1mz1420mm80mmd2mz2484mm336mmda1(z12ha)m(2021)4mm88mmda2(z22ha)m(8421)4mm344mm

d1d280336208mm22bdd11.470mm98mma取b298mm,b1b2(2~10),取b1104mm7-14.图示为一双级斜齿轮传动。齿轮1的转向和螺旋线旋向如图所示，为了使轴Ⅱ上两齿轮的轴向力方向相反，是确定各齿轮的螺旋线旋向，并在啮合点处画出齿轮各力的方向。解：1和3为左旋，2和4为右旋。

7-17.一对斜齿轮的齿数为z121,z237,法向模数mn3.5mm.若要求两轮的中心

距a=105mm，试求其螺旋角。

解：由amn(z1z2)3.5（27+37）得，cos==0.9667

2cos210514.830

7-19.一对锥齿轮传动，已知z120,z250,m5mm,试计算两轮的主要几何尺寸及当量齿轮数zv。解：

hhmm5mmhf(hc)1.2m6mmhhhf11mmccm1mm1arctan(z1/z2)21.802arctan(z2/z1)68.20d1mz1100mmd2mz2250mmda1d12hcos1109.3mmda2d22hcos2253.7mmdf1d12hfcos188.84mmdf2d22hfcos2245.56mm1m222d12d2z1z2134.63mm22bRR,0.3R40.39mm,R0.25~0.3Rfarctan(hf/R)2.550a11f24.350a22f=70.750f11f19.250f22f65.650zv1z121.54cos1

z2zv2134.64cos2

7-21.图示蜗杆传动中，蜗杆均为主动件。试在图中标出未注明的蜗杆或蜗轮的转向及螺旋线的旋向，在啮合点处画出蜗杆和蜗轮各分力的方向。解：

7-24.为什么在圆柱齿轮传动中，通常取小齿轮齿宽b1b2（大齿轮齿宽）；而在锥齿轮传动中，却取b1b2？

解：在圆柱齿轮传动中装配、制造都可能有轴向偏差。如果等宽就有可能使接触线长度比齿宽要小（轴向有有错位）。因此有一个齿轮应宽些以补偿可能的轴向位置误差带来的啮合长度减小的问题。加宽小轮更省材料和加工工时。

在锥齿轮传动中，安装时要求两齿轮分度圆的锥顶重合，大端对齐，所以取b1b2。

第三篇：机械设计基础习题

《机械设计基础》习题

机械设计部分

目录 机械零件设计概论 9 联 接 10 齿轮传动 11 蜗杆传动 12 带传 动 13 链传 动 14 轴 15 滑动轴承 16 滚动轴承 联轴器、离合器及制动器 18 弹 簧 机械传动系统设计机械零件设计概论

思 考 题

8-1 机械零件设计的基本要求是什么？

8-2 什么叫失效？机械零件的主要失效形式有几种？各举一例说明。8-3 什么是设计准则？设计准则的通式是什么？ 8-4 复习材料及热处理问题。复习公差与配合问题。8-5 什么是零件的工艺性问题？主要包含哪几方面的问题？

8-6 什么是变应力的循环特性？对称循环应力和脉动循环应力的循环特性为多少？ 8-7 什么是疲劳强度问题？如何确定疲劳极限和安全系数？ 8-8 主要的摩擦状态有哪四种？

8-9 磨损过程分几个阶段？常见的磨损有哪几种？ 8-10 常见的润滑油加入方法有哪种？ 联 接

思 考 题

9-1 螺纹的主要参数有哪些？螺距与导程有何不同？螺纹升角与哪些参数有关？ 9-2 为什么三角形螺纹多用于联接，而矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹多用于传动？为什么多线螺纹主要用于传动？ 9-3 螺纹副的自锁条件是什么？理由是什么？ 9-4 试说明螺纹联接的主要类型和特点。9-5 螺纹联接为什么要预紧？预紧力如何控制？ 9-6 螺纹联接为什么要防松？常见的防松方法有哪些？

9-7 在紧螺栓联接强度计算中，为何要把螺栓所受的载荷增加30%？

9-8 试分析比较普通螺栓联接和铰制孔螺栓联接的特点、失效形式和设计准则。9-9 简述受轴向工作载荷紧螺栓联接的预紧力和残余预紧力的区别，并说明螺栓工作时所受的总拉力为什么不等于预紧力和工作载荷之和。9-10 简述滑动螺旋传动的主要特点及其应用。

9-11平键联接有哪些失效形式？普通平键的截面尺寸和长度如何确定？

9-12 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔180°的位置，采用两个楔键时，相隔90°～120°，而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？ 9-13 试比较平键和花键的相同点和不同点。

9-14 简述销联接、焊接、粘接、过盈联接、弹性环联接和成形联接的主要特点和应用场合。

习题

9-1 试证明具有自锁性螺旋传动的效率恒小于50%。

9-2 试计算M24、M24×1.5螺纹的升角，并指出哪种螺纹的自锁性好。

9-3 图示为一升降机构，承受载荷F =150 kN，采用梯形螺纹，d = 60 mm，d2 = 56 mm，P

= 8 mm，线数n = 3。支撑面采用推力球轴承，升降台的上下移动处采用导向滚轮，它们的摩擦阻力近似为零。试计算：

(1)工作台稳定上升时的效率（螺纹副当量摩擦系数为0.10）。(2)稳定上升时加于螺杆上的力矩。

(3)若工作台以720 mm/min的速度上升，试按稳定运转条件求螺杆所需转速和功率。(4)欲使工作台在载荷F作用下等速下降，是否需要制动装置？加于螺杆上的制动力矩是多少？

题9-3图

题9-4图

F

题9-5图 导向滚轮

9-4 图示起重吊钩最大起重量F = 50 kN，吊钩材料为35钢。

牵曳力FR

齿轮

制动轮

推力球轴承

F

试确定吊钩尾部螺纹直径。

9-5 图示为一用两个M12螺钉固定的牵曳钩，若螺钉材料为Q235钢，装配时控制预紧力，F 结合面摩擦系数f = 0.15，求其允许的最大牵曳力。

9-6 图示为一刚性凸缘联轴器，材料为Q215钢，传递的最大转矩为1400 N.m（静载荷）。联轴器用4个M16的铰制孔用螺栓联接，螺栓材料为Q235钢，试选择合适的螺栓长度，并校核该联接的强度。

题9-6图

题9-7图

9-7 图示为一用两个螺栓联接的钢制扳手。已知扳紧力F = 200 N，有关尺寸如图所示。试分别采用普通螺栓联接和铰制孔螺栓联接两种方案设计此螺栓组，并分析比较设计结果。9-8 在图示夹紧螺栓中，已知螺栓数为2，螺纹为M20，螺栓材料为35钢，轴径d=50 mm，杆长l=300 mm,轴与夹壳之间的摩擦系数f=0.15,试求杆端部作用力F的最大允许值。9-9 图示为一钢制液压油缸，采用双头螺柱联接。已知油压p= 8 MPa，油缸内径D = 250 mm，为保证气密性要求，螺柱间距l不得大于4.5d（d为螺纹大径），试设计此双头

F

d 螺柱联接。

题9-8图

题9-9图

9-10 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接件间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力F= 15000 N，当受轴向工作载荷F = 10000 N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。滑块

差动杆

螺杆

机架 F 9-11 图示为一差动螺旋机构。螺杆与机架固联，其螺纹为右旋，导程SA=4 mm，滑块在机架上只能左右移动。差动杆内螺纹与螺杆形成螺纹副A，外螺纹与滑块形成螺纹副B，当沿箭头方向转动5圈时，滑块向左移动5 mm。试求螺纹副B的导程SB和旋向。

题9-11图

题9-12图

9-12 图示为一小型压床，最大压力为F = 30 kN，采用梯形螺纹，螺杆材料为45钢正火处理，螺母材料为ZCuAl10Fe3。设压头支撑面平均直径Dm等于螺纹中径，操作时螺纹副当量摩擦系数fˊ=0.12，压头支撑面摩擦系数fc=0.10，操作人员每只手用力约200 N，试求该压床的螺纹参数（要求自锁）和手轮直径D。9-13 在题9-6中，已知轴的材料为45钢，工作时有轻微冲击。试为该联轴器选择平键，确定键的尺寸，并校核其强度。齿轮传动

思 考 题

10-1 齿轮传动中常见的失效形式有哪些？齿轮传动的设计计算准则有哪些？在工程设计实践中，对于一般的闭式硬齿面、闭式软齿面和开式齿轮传动的设计计算准则是什么？ 10-2 在齿轮传动设计时，提高齿轮的疲劳强度的方法有哪些？ 10-3 与直齿轮传动强度计算相比，斜齿轮传动的强度计算有何不同？ 10-4 如何确定齿轮传动中的许用接触强度和许用弯曲强度值？

10-5 根据齿轮的工作特点，对轮齿材料的力学性能有何基本要求？什么材料最适合做齿轮？为什么？ 10-6 齿轮传动设计的流程怎样？如何用框图表示？ 10-7 在齿轮结构设计时，齿轮的结构主要由什么参数决定？

习题

10-1 有一直齿圆柱齿轮传动，允许传递功率P，若通过热处理方法提高材料的力学性能，使大、小齿轮的许用接触应力[σH2]、[σH1]各提高30%，试问此传动在不改变工作条件及其他设计参数的情况下，抗疲劳点蚀允许传递的扭距和允许传递的功率可提高百分之几？ 10-2 单级闭式直齿圆柱齿轮传动中，小齿轮的材料为45钢调质处理，大齿轮的材料为ZG270-500正火，P=7.2kW，n1=960r/min，m=4mm，z1=25，z2=73，b1=84mm，b2=78mm，单向转动，载荷有中等冲击，用电动机驱动，试验算此单级传动的强度。10-3 已知开式直齿圆柱传动i=2.3，P=3.2kW，n1=150r/min，用电动机驱动，单向转动，载荷均匀，z1=21，小齿轮为45钢调质，大齿轮为45钢正火，试计算此单级传动的强度。10-4 已知闭式直齿圆柱齿轮传动的传动比i=3.6，n1=1440r/min，P=25kW，长期双向转动，载荷有中等冲击，要求结构紧凑，采用硬齿面材料。试设计此齿轮传动，校核齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度。

10-5 在题图10-5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。题图10-题图10-6

10-6 设两级斜齿圆柱齿轮减速器的已知条件如题图10-6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β应取多大数值才能使中间轴上两个轴向力互相抵消。10-7 已知单级斜齿圆柱齿轮传动的P=18kW，n1=960r/min，电动机驱动，载荷平稳，双向转动。已知i=2.3，z1=21，mn=3mm，β=16°15′，b1=85mm，b2=80mm，小齿轮材料为40MnB调质，大齿轮材料为35SiMn调质，试校核此闭式传动的强度。10-8 设计一单级闭式斜齿轮传动，已知P=10kW，n1=1460r/min，i=3.3，工作机有中等冲击载荷。要求采用电动机驱动，选用硬齿面材料，z1=19。试设计此单级斜齿轮传动，校核疲劳强度。10-9 已知闭式直齿圆锥齿轮传动的δ1＋δ2=90°，i=2.7，z1=16，P=7.5kW，n1=840r/min，用电动机驱动，载荷有中等冲击，要求结构紧凑，故大、小齿轮的材料均选为40Cr表面淬火，试计算此传动。蜗杆传动

思 考 题

11-1 蜗杆传动的特点及应用场合是什么？

11-2 为什么蜗轮的端面模数是标准值？蜗杆传动的正确啮合条件是什么？ 11-3 蜗杆直径系数的含义是什么？为什么要引入蜗杆直径系数？

11-4 蜗杆传动的传动比计算公式是什么？它是否等于蜗杆和蜗轮的节圆直径之比？ 11-5 如何进行蜗杆传动的受力分析？各力的方向任何确定？与齿轮传动的受力分析有什么不同？ 11-6 蜗杆传动的主要失效形式是什么？相应的设计准则是什么？

11-7 在蜗杆传动的强度计算中，为什么只考虑蜗轮的强度？蜗杆的强度任何考虑？蜗杆的刚度在什么情况下才需要计算？ 11-8 蜗杆传动的效率受哪些因素影响？为什么具有自锁特性的蜗杆传动，其啮合效率通常只有40%左右？ 11-9 为什么蜗杆传动要进行热平衡的计算？采用什么原理进行计算？当热平衡不满足要求时，可以采取什么措施？

习题

11-1 设某一标准蜗杆传动的模数m=5mm，蜗杆的分度圆直径d1=50mm，蜗杆的头数z1=2，传动比i=20。试计算蜗轮的螺旋角和蜗杆传动的主要尺寸。11-2 对图示的蜗杆传动，请根据已知的蜗杆的螺旋方向和转向，确定蜗轮的螺旋方向和转向。并在图中表出蜗杆和蜗轮的受力方向。

11-3 图示为手动铰车中所采用的蜗杆传动。已知m=8mm，d1=80mm，z1=1，i=40，卷筒的直径D=250mm，试计算：（1）欲使重物上升1m，应转动蜗杆的转数；（2）设蜗杆和蜗轮间的当量摩擦系数为0.18，检验该蜗杆传动是否满足自锁条件；（3）设重物重Q=5kN，通过手柄转臂施加的力F=100N，手柄转臂的长度l的最小值。

题图11-2 题图11-3

11-4 试设计一单级圆柱蜗杆传动：传动由电动机驱动，电动机的功率为7kW，转数为1440r/min，蜗轮轴的转数为80r/min，载荷平稳，单向传动。带 传 动

思 考 题

12-1 带传动主要类型有哪些？各有什么特点？ 12-2 影响带传动工作能力的因素有哪些？ 12-3 带速为什么不宜太高也不宜太低？

12-4 带传动中的弹性滑动和打滑是怎样产生的？对带传动有何影响？ 12-5 带传动的主要失效形式是什么？设计中怎样考虑？ 12-6 为什么带传动通常布置在机器的高速级？

12-7 带传动在什么情况下才会发生打滑？打滑通常发生在大带轮上还是小带轮上？刚开始打滑前，紧边拉力与松边拉力有什么关系？ 12-8 何谓滑动率？滑动率如何计算？ 12-9 带传动中带为何要张紧？如何张紧？

12-10 为何V带轮的轮槽角要小于400？为什么带轮的基准直径越小，轮槽槽角就越小？ 12-13 试分析带传动中参数

1、D1、i和a的大小对带传动的影响。

12-14 试分析比较普通V带、窄V带、多楔带、同步齿形带和高速带传动的特点和应用范围。

习题

12-1 一普通V带传动，已知带的型号为A，两轮基准直径分别为150 mm和400 mm，初定中心距a = 4500 mm，小带轮转速为1460 r/min。试求：(1)小带轮包角；(2)选定带的基准长度Ld；(3)不考虑带传动的弹性滑动时大带轮的转速；(4)滑动率 =0.015时大带轮的实际转速；(5)确定实际中心距。12-2 题12-1中的普通V带传动用于电动机与物料磨粉机之间，作减速传动，每天工作8小时。已知电动机功率P = 4 kW，转速n1=1460 r/min，试求所需A型带的根数。12-3 一普通V带传动传递功率为P = 7.5 kW，带速= 10 m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1=2F2，试求紧边拉力、松边拉力和有效拉力。12-4 设计一破碎机用普通V带传动。已知电动机额定功率为P = 5.5 kW，转速n1= 1440 r/min，从动轮为n2= 600 r/min，允许误差±5%，两班制工作，希望中心距不超过650 mm。12-5 在例题12-1中，已知大带轮轴的直径d = 50 mm，试确定大带轮的材料、各部分尺寸并绘制工作图。链 传 动

思 考 题

13-1 与带传动相比，链传动有哪些优缺点？

13-2 滚子链是如何构成的？其最主要的参数是什么？对传动有何影响？ 13-3 为什么一般链节数选偶数，而链轮齿数多取奇数？

13-4 链传动中为什么小链轮的齿数不宜过少？而大链轮的齿数又不宜过多？ 13-5 何谓链传动的多边形效应？如何减轻多边形效应的影响？ 13-6 在什么条件下链传动瞬时传动比为恒定？此时链速是否也恒定？ 13-7 链传动的紧边拉力和松边拉力各由哪几部分组成？ 13-8 简述滚子链传动的主要失效形式和原因。13-9 简述滚子链传动的布置、润滑和张紧要点。13-10 简述齿形链传动的特点。

习题

a 13-1 在如图所示链传动中，小链轮为主动轮，中心距a =(30～50)p。问在图a、b所示布置中应按哪个方向转动才合理？两轮轴线布置在同一铅垂面内（图c）有什么缺点？应采取什么措施？

a）

b）

c）

题图13-1

13-2 当其它条件相同时，试比较下列两种链传动设计方案的运动不均匀性和附加动载荷，哪一种较好？为什么？（１）p = 15.875 mm，z1=31；（２）p = 31.75 mm，z1=15。13-3 一单排滚子链传动，链轮齿数z1=

21、z2=

53、链型号为10A、链长Lp=100节。试求两链轮的分度圆、齿顶圆和齿根圆直径以及传动的中心距。13-4 题13-3中，小链轮为主动轮，n1= 600 r/min，载荷平稳，试求：（1）此链传动能传递的最大功率；（2）工作中可能出现的失效形式；（３）应采用何种润滑方式。13-5 设计一往复式压气机上的滚子链传动。已知电动机转速n1=960 r/min，功率P = 3 kW，压气机转速n2=320 r/min，希望中心距不大于650 mm（要求中心距可以调节）。13-6 一单排滚子链传动，已知小链轮齿数z1=

17、采用10A滚子链、中心距a = 500 mm，水平布置，传递功率P = 1.5 kW，主动链轮转速n1=130 r/min。设工作情况系数KA=1.2，静力强度安全系数S = 7，试验算此链传动。轴

思 考 题

14-1 轴的功用是什么？

14-2 什么是传动轴、心轴、转轴，他们的区别是什么？

14-3 分析一下自行车的前轴、中轴和后轴的受载情况，他们各属于什么轴？ 14-4 轴的一般设计步骤是什么？ 14-5 轴的常用材料有那些？

14-6 为什么当轴的刚度不够时，选用合金钢来代替普碳钢效果不明显？ 14-7 弯扭合成强度计算时，折算系数的意义是什么？ 14-8 在什么情况下要作轴的刚度计算？

习题

14-1 有一台水泵，由电动机驱动，传递的功率P=4.5kW，轴的转速n=960 r/min，设计时，轴材料采用45号钢，试按强度要求计算出轴所需的最小直径。14-2 已知一传动轴直径d=32mm，转速n=1440 r/min，如果轴上的扭切应力不允许超过50

N/mm2，问此轴能传递多少功率？ 14-3 在图示轴的结构图中存在多处错误，请指出错误点，说明出错原因，并加以改正。

题图14-3 14-4 如图所示单级直齿圆柱齿轮减速器，用电机驱动，电动机的功率P=12kW，转速n=1470r/min，齿轮的模数m=4mm，齿数z1=19，z2=72，若支承间跨距l=180mm（齿轮位于中央），轴材料为45号钢调质。试计算减速器输出轴的最小直径，并进行轴结构设计。

题图14-4 滑动轴承

思 考 题

15-1 滑动轴承的性能特点有哪些？主要的应用场合有哪些？ 15-2 滑动轴承的主要结构型式有哪几种？各有什么特点？

15-3 轴承材料应具备哪些性能？是否存在着能同时满足这些性能的材料？ 15-4 非液体润滑轴承的设计依据是什么？限制p和pv的目的是什么？

15-5 液体动压润滑的必要条件是什么？叙述向心滑动轴承形成动压油膜的过程？ 15-6 找出一滑动轴承应用实例，确定滑动轴承类型，分析其特点和采用滑动轴承的原因。

习

题

15-1 有一滑动轴承，轴转速n =650r/min，轴颈直径d =120mm，轴承上受径向载荷F =5000N，轴瓦宽度B =150mm，试选择轴承材料，并按非液体润滑滑动轴承校核。15-2 现有一非液体润滑径向滑动轴承，轴颈直径d=100mm，轴瓦宽度B=100mm，转速n=1200r/min，轴承材料ZChPbSb 16-16-2，试问该轴承能承受多大的径向载荷？ 15-3 已知一推力轴承，其轴颈结构为空心，大径d0 =120mm，内径d1 =90mm，转速n =300r/min，轴瓦材料为青铜，试求该轴承能承受多大轴向载荷？滚动轴承

思 考 题

16-1 在机械设计中，选择滚动轴承类型的原则是什么？一般优先选用什么类型的轴承？ 16-2 滚动轴承的代号由几部分组成？基本代号又分几项内容？基本代号中各部分代号是如何规定的？ 16-3 滚动轴承的应力特性和主要失效形式是什么？

16-4 什么是滚动轴承的基本额定寿命？什么是滚动轴承的基本额定动载荷？ 16-5 当量动载荷的意义和用途是什么？如何计算？

16-6 滚动轴承寿命计算一般式是什么？考虑温度系数、载荷系数、可靠性系数后的计算公式是什么？ 16-7 何时要进行滚动轴承的静载荷计算？ 16-8 滚动轴承装置结构设计时应考虑哪些问题？ 16-9 自行车前后轮采用的是何种轴承？有什么结构特点？

习

题

16-1 试说明以下滚动轴承的类型、内径尺寸、精度：6210、7207C/P5、N208、31306、51205。16-2 有一深沟球轴承，受径向载荷Fr=8000N，常温下工作，载体平稳，转速n =1440r/min，要求设计寿命Lh =5000h，试计算此轴承所要求的额定动载荷。16-3 根据设计要求，在某一轴上安装一对7000C轴承（如图所示），已知两个轴承的径向载荷分别是：Fr1=1000N，Fr2=2060N，外加轴向力Fa=880N，轴颈d=40mm，转速n =5000r/min，常温下运转，有中等冲击，预期寿命Lh=2000小时，试选择轴承型号。

题图16-3

联轴器、离合器及制动器

思 考 题

17-1 什么是刚性联轴器？什么是弹性联轴器？两者有什么区别？ 17-2 固定式刚性联轴器与可移式刚性联轴器的主要区别是什么？ 17-3 可移式刚性联轴器与弹簧联轴器的异同点是什么？

17-4 参照机械设计手册，进一步了解联轴器、离合器和制动器的主要参数。17-5 拆解自动车上的超越离合器，绘出工作简图。

17-6 观察、分析各种自动车上的制动器和制动系统，绘制出三种以上的制动系统原理简图。

习

题

17-1 电动机与水泵之间用联轴器联接，已知电动机功率P=11kW,转速n=960r/min，电动机外伸轴端直径d1=42mm，水泵轴的直径为d’=38mm，试选择联轴器类型和型号。17-2 由交流电动直接带动直流发电机供应直流电。已知所需最大功率P = 18～20kW，转速n =3000r/min，外伸轴轴径d=45mm。（1）试为电动机与发电机之间选择一种类型的联轴器，并说明理由；（2）根据已知条件，定出型号。弹 簧

思 考 题

18-1 常用弹簧的类型有哪些？各用在什么场合？

18-2 对制造弹簧的材料有身哪些主要要求？常用的材料有哪些？

18-3 设计弹簧时为什么通常取弹旋绕比C为4～16？弹簧旋绕比C的含义是什么？ 18-4 弹簧刚度kp的物理意义是什么？弹簧刚kp与哪些因素有关？ 18-5 什么是弹簧的特性曲线？它与弹簧的刚度有什么关系？

18-6 圆柱螺旋拉，压弹簧受载后，弹簧丝截面上受有哪些载荷？各产生什么样的应力？ 18-7 圆柱螺旋拉，压弹簧的弹簧丝最先损坏的一般是内侧还是外侧？为什么？ 18-8 当圆柱螺旋压缩弹簧有失稳可能时，可采用什么防止措施？

习

题

18-1 已知一压缩螺旋弹簧的弹簧丝直径d＝6mm，中径D2 = 33 mm，有效圈数n＝10。采用II组碳素弹簧钢丝，受边载荷作用次数在103-105次。求：1）允许的最大工作载荷及变形量；2）若端部采用磨平端支承圈结构时（图18-8a），求弹簧的并紧高度Hs和自由高度H 0；3）验算弹簧的稳定性。18-2 试设计一能承受冲击载荷的弹簧。已知：F1=40N，F2=240N，工作行程y＝40mm，中间有30的芯轴，弹簧外径不大于45mm，材料用碳素弹簧钢丝II制造。18-3 设计一压缩螺旋弹簧。已知：采用d＝8 mm的钢丝制造，D2=48mm。该弹簧初始时为自由状态，将它压缩40mm后，需要储能25N.m。求：1）弹簧刚度；2）若许用

２切应力为400N/mm时，此弹簧的强度是否足够？3）有效圈数n。18-4 试设计一受静载荷的压缩螺旋弹簧。已知条件如下：当弹簧受载荷 F1 = 178N时，其长度H1 = 89mm；当F2 = 1160N时，H2 = 54mm；该弹簧使用时套在直径为30mm的芯棒上。现取材料为碳素弹簧钢丝，并要求所设计弹簧的尺寸尽可能小。18-5 一扭转螺旋弹簧用在760mm的门上。当门关闭时，手把上加4.5N的推力才能把门打

2开。当门转到180后，手把上的力为13.5N。若材料的许用力[]1100N/mm。求：1）该弹簧的弹簧丝直径d和平均直径D2；2）所需的初始角变形；3）弹簧的工作圈数。

题图18-5 机械传动系统设计

思 考 题

19-1 传动系统与工作机的作用有何不同？是否所有的机器都有传动系统？ 19-2 选择传动类型的基本原则是什么？

19-3 选择传动路线的主要依据是什么？是否根据工作机的多少确定？ 19-4 布置传动机构顺序时，应考虑哪些因素？

19-5 自行车链传动的主动大链轮齿数z1 = 48，小链轮齿数z2 = 18，车轮直径为28英寸（D

= 711.2mm）。试问：

（1）自行车为什么采用增速传动？能否采用带传动？为什么？（2）自行车行走1公里时，车轮、大链轮和小链轮各要转几圈？

19-6 给出五种把回转运动变为直线运动的机构，画出机构运动简图并说明其特点。

习题

19-1 图示为一运输机的传动方案，试分析该方案中各级传动安排有何不合理之处，并画出正确的传动方案图。

1-电动机；2-链传动； 3-齿轮减速器；4-带传动；5-工作机 题图19-1

19-2 立式搅拌机由电动机远距离传动，连续工作，搅拌机转速n = 40 r/min，电动机转速nd = 1440 r/min，功率P = 5.5 kW。试设计两种以上传动方案，并作比较。

1 1-电动机；2-搅拌机 题图19-2

19-3 图示为一螺旋推力机传动装置，已知电动机功率Pd = 5.5 kW，转速n = 1440 r/min，各齿轮齿数z1=26，z2=156，z3=22，z4=55，螺杆螺距P = 6 mm，取工作机效率w=0.82（包括螺旋传动和轴承效率），滚动轴承效率承=0.98，联轴器效率联=0.99，试求：

（1）传动装置的运动和动力参数；（2）螺旋的推力F；

（3）被推物料的移动速度；

（4）根据以上数据，分析该传动方案是否合适，并另外提出三种传动方案（其中包括一种不用螺旋机构的推力机方案）。

z2 z3 z1 z4 题图19-3

第四篇：机械设计基础习题答案.

机械设计基础(第七版)陈云飞 卢玉明主编课后答案 chapter1 1-1 什么是运动副？高副与低副有何区别？ 答：运动副：使两构件直接接触，并能产生一定相对运动的连接。平面低副－ 凡是以面接触的运动副，分为转动副和移动副；平面高副－以点或线相接触的运动副。1-2 什么是机构运动简图？它有什么作用？ 答：用简单的线条和符号代表构件和运动副，并按比例定出各运动副位置，表示机构的组成 和传动情况。这样绘制出的简明图形就称为机构运动简图。作用： 机构运动简图不仅能表示出机构的传动原理，而且还可以用图解法求出机构上各 有关点在所处位置的运动特性（位移，速度和加速度）。它是一种在分析机构和 设计机构时表示机构运动的简便而又科学的方法。1-3平面机构具有确定运动的条件是什么？ 答：机构自由度 F>0，且与原动件数相等，则机构各构件间的相对运动是确定的；这就是机 构具有确定运动的条件。（复习自由度 4 个结论 P17）chapter2 2-1 什么是曲柄摇杆机构的急回特性和死点位置？ 答：急回特性：曲柄等速回转的情况下，摇杆往复运动速度快慢不同，摇杆反行程时的平均 摆动速度必然大于正行程时的平均摆动速度，此即急回特性。死点位置：摇杆是主动件，曲柄是从动件，曲柄与连杆共线时，摇杆通过连杆加于曲柄 的驱动力 F 正好通过曲柄的转动中心，所以不能产生使曲柄转动的力矩，机构的这种位置称为死点位置。即机构的从动件出现卡死或运动不确定的 现象的那个位置称为死点位置（从动件的传动角）。chapter3 3-2 通常采用什么方法使凸轮与从动件之间保持接触？ 答：力锁合：利用重力、弹簧力或其他外力使从动件与凸轮轮廓始终保持接触。形锁合：利用高副元素本身的几何形状使从动件与凸轮轮廓始终保持接触。3-3 什么叫刚性冲击和柔性冲击？用什么方法可以避免刚性冲击？ 答：刚性冲击：从动件在运动开始和推程终止的瞬间，速度突变为零，理论上加速度为无穷 大，产生无穷大的惯性力，机构受到极大的冲击，称为刚性冲击。柔性冲击：当从动件做等加速或等减速运动时，在某些加速度突变处，其惯性力也随之 有限突变而产生冲击，这种由有限突变而引起的冲击比无穷大惯性力引起的 刚性冲击轻柔了许多，故被称为柔性冲击。避免刚性冲击的方法：为了避免刚性冲击，常将这种运动规律已知的运动开始和终止两 小段加以修正，使速度逐渐升高和逐渐降低。让从动件按正弦加速度运动（既 无刚性运动，也无柔性冲击）chapter4 4-1 棘轮机构、槽轮机构及不完全齿轮机构各有何运动特点？是举出应用这些间歇运动机构 的实例。答：槽轮机构特点： 结构简单，工作可靠，常用于只要求恒定旋转角的分度机构中；停歇 运动主要依靠槽数和圆柱销数量（运动系数）应用: 应用在转速不高，要求间歇转动的装置中。如：电影放映机 自动传送 链装置 纺织机械 棘轮机构特点：这种有齿的棘轮其进程的变化最少是 1 个齿距，且工作时有响声。应用：起重机绞盘 牛头刨床的横向进给机构 计数器 不完全齿轮机构特点：普通齿轮传动，不同之处在于轮齿不布满整个圆周。主动轮上的 锁住弧与从动轮上的锁住弧互相配合锁住，以保证从动轮停歇在 预定位置上。应用：各种计数器 多工位自动机 半自动机 chapter6 6-1 设计机械零件时应满足哪些基本要求？ 答：足够的强度和刚度，耐摩擦磨损，耐热，耐振动（衡量机械零件工作能力的准则）。6-2 按时间和应力的关系，应力可分为几类？实际应力、极限应力和许用应力有什么不同？ 答：随时间变化的特性，应力可分为静应力和变应力两类。许用应力：是设计零件时所依据的条件应力。[σ] 极限应力:零件设计时所用的极限值，为材料的屈服极值。实际应力: 零件工作时实际承受的应力。（静应力下：[σ] = σS /s [σ] = σB /s s= s1 s2 s3）6-4 指出下列符号各表示什么材料： Q235、35、65Mn、20CrMnTi、ZG310-570、HT200.Q235：屈服强度为 235，抗拉强度为 375-460，伸长率为：26%的普通碳素钢。35：优质碳素钢（数字表示碳的平均含量）65Mn;优质碳素钢，平均含碳量为 0.65%，含 Mn 量约为 1%。20CrMnTi：合金钢，含碳量 0.20%，平均含 Cr，Mn，Ti 量约为 1%。ZG310-570：屈服强度为 310MPa，抗拉强度为 570MPa 伸长率为 15%，硬度为：40-50HRC 的 铸钢 HT200：抗拉强度为 200，硬度为 170-241HBS 的灰铸铁。6-5 在强度计算时如何确定许用应力？ 答：许用应力的确定通常有两种方法： 1.查许用应力表：对于一定材料制造的并在一定条件下工作的零件，根据过去机械制造的 实践与理论分析，将他们所能安全工作的最大应力制成专门的表格。这种表格简单，具体，可靠，但每一种表格的适用范围较窄。2.部分系数法：以几个系数的乘积来确定总的安全系数 S1——考虑计算载荷及应力准确性的系数，一般 s1=1-1.5。S2——考虑材料力学性能均匀性的系数。S3——考虑零件重要程度的系数。6-8-各代表什么？

-1。-1 ：对称循环变应力下，疲劳极限为 2 ：脉动循环变应力下，疲劳极限为 ：静应力下的疲劳极限。

chapter7 7-1 常见的螺栓中的螺纹式右旋还是左旋、是单线还是多线？怎样判别?多线螺纹与单线螺 纹的特点如何

？ 答：常见的螺栓中的螺纹是右旋、单线。根据螺旋线绕行方向科判别右旋与左旋；根据螺旋 线的数目可判别单线还是多线。特点：单线螺纹的螺距等于导程，多线螺纹的导程等于螺距与线数的乘积；单线螺纹由于其 螺旋升角较小，用在螺纹的锁紧，多线螺纹由于其螺纹升角较大，用于传递动力和运动。7-2 螺纹主要类型有哪几种？说明他们的特点及用途。答：机械制造中主要螺纹类型：三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹、半圆形螺 纹。三角形螺纹：a.普通螺纹：特点为抗拉强度较高，连接自锁作用也较可靠，一般适用于 薄壁零件及受冲击零件的连接。b.管螺纹（半圆形螺纹）：特点为螺纹深度较浅，是专门用来连接管子的。矩形螺纹： 特点为刨面呈矩形、螺母与螺杆对中的精度较差以及螺纹根部强度较弱等缺 点；没有自锁。梯形螺纹：特点为刨面为梯形，效率较矩形螺纹低，没有自锁。多用于车床丝杆等传动 螺旋及起重螺旋中。锯齿形螺纹：效率较矩形螺纹略低，强度较大，没有自锁。在受载很大的起重螺旋及螺 旋压力机中常采用。（三角形螺纹用于连接；锯齿、梯形、矩形用于传动。）7-3 螺旋副的效率与哪些参数有关？各参数变化大小对效率有何影响？螺纹牙型角大小对 效率有何影响？ 答：

为升角，ρ为摩擦角

当摩擦角不变时，螺旋副的效率是升角的函数。牙型角变小，效率变大；牙型角变大，效率变小。（举例矩形螺纹变为三角形螺纹）7-4 螺旋副自锁条件和意义是什么？常用链接螺纹是否自锁？ 答：自锁条件：（一般情况：越小，自锁性能愈好）：螺纹升角 ρ：当量摩擦 角。意义 ：不加支持力 F，重物不会自动下滑。即螺旋副不会自动松脱，当拧紧螺母时，螺旋副的效率总是小于 50%。常用链接螺纹自锁。7-5 在螺纹连接中，为什么采用防松装置？例举几种最典型的防松装置，会出其结构件图，说明其工作原理和机构简图。答：螺纹连接的自锁作用只有在静载荷下才是可靠的，在振动和变载荷下，螺纹副之间会产 3 生相对转动，从而出现自动松脱的现象，故需采用防松装置。举例:

（一）利用摩擦力的防松装置： 原理： 在螺纹间经常保持一定的摩擦力，且附加摩擦力的大小尽可能不随载荷大小变化。（1）弹簧垫圈: 工作原理：弹簧垫圈被压平后，利用其反弹力使螺纹间保持压 紧力和摩擦力（2）双螺母：工作原理：梁螺母对顶，螺栓始终收到附加压力和附加摩擦力的 作用。结构简单，用于低速重载。

（二）利用机械方法防松装置： 原理：利用机械装置将螺母和螺栓连成一体，消除了它们之间相对转动的可能性。（1）开口销：开口销从螺母的槽口和螺栓尾部的孔中穿过，起防松作用。效果 良好。（2）止动垫圈：垫片内翅嵌入螺栓的槽内，待螺母拧紧后，再将垫片的外翅之 一折嵌于螺母的一个槽内。将止动片的折边，分别弯靠在螺 母和被联接件的侧边起防松作用 7-6 将松螺栓连接合金螺栓连接（受横向外力和轴向歪理）的强度计算公示一起列出，是比 较其异同，并作出必要的结论。7-10平键链接可能有哪些失效形式？平键的尺寸如何确定？ 答：失效形式：挤压破坏和剪切 确定尺寸：按挤压和剪切的强度计算，再根据工作要求，确定键的种类；再按照轴的直 径 d 查标准的键的尺寸，键的长度取 且要比轴上的轮毂短。chapter8 8-2 带传动中的弹性滑动和打滑时怎样产生的？它们对带传动有何影响？ 答：弹性滑动：由于带的紧边与松边拉力不等，使带两边的弹性变形不等，所引起的带与轮 面的微量相对滑动为弹性滑动。弹性滑动是不可避免的，对带传动影响不大 打滑：机器出现过载，摩擦力不能克服从动轮上的阻力矩，带沿轮面全面滑动，从动轮 转速急剧降低甚至不动，此现象即为打滑，是带传动的主要失效形式之一，可避免。8-3 带传动中主要失效形式是什么？设计中怎么样考虑？ 答： 主要失效形式： 1.张紧力不足导致的打滑； 2.张紧力过大导致的疲劳损坏； 3.疲劳寿命。设计是必须要考虑：在保证不打滑的情况下（确保工况系数），带应有一定的疲劳强度 或寿命。chapter9 9-1 齿轮传动的最基本要求是什么？齿廓的形状符合什么条件才能满足上述要求？ 答：基本要求是：传动比恒定。齿廓的形状是：渐开线形、摆线形、圆弧齿时满足上述要求。（齿廓的形状必须满足不 论轮齿齿廓在任何位置接触，过触点所做齿廓的公法线均须通过节点。）4 9-2 分度圆和节圆，压力角和啮合角有何区别？ 答：分度圆：为了便于齿廓各部分尺寸的计算,在齿轮上选择一个圆作为计算的基准,该 圆称为齿轮的分度圆.(标准齿轮分度圆与节圆重合且 s=e)标准化的齿轮上压力角和模数均为标准值的圆称为分度圆.节圆：通过节点的两圆具有相同的圆周速度，他们之间作纯滚动，这两圆称为齿轮 的节圆。分度圆、节圆区别：分度圆是齿轮铸造成立后本身具有的，而节圆是在两齿轮运动 啮合时根据其速度而确定出来的。压力角：渐开线上任一点法向压力的方向线（即渐开线在该点的法线）和该点速度 方向之间的夹角称为该点的压力角。啮合角：过节点的两节圆的公切线，与两齿廓公法线间的夹角。压力角、啮合角区别：选取点的不同，压力角的大小也就不同；而只要两齿轮的大 小确定，则其啮合角也就随确定。9-3 一对渐开线标准齿轮正确啮合的条件什么？ 答：1.两齿轮的模数必须相等

m2 ；

2.两齿轮分度圆上的压力角必须相等

9-4 为什么要限制齿轮的最少齿数？对于α=20、正常齿制的标准直齿圆柱齿轮，最少齿数 是多少？ 答：限制最少齿数是为了保证不发生根切，要使所设计齿数大于不产生根切的最少齿数，当 α=20 的标准直齿圆柱齿轮，则 h a =1，则 z min =17。9-12 齿轮轮齿有哪几种失效形式？开式传动和闭式传动的失效形式是否相同？在设计及使 用中应该怎样防止这些失效？ 答：失效形式有：（1）轮齿折断（2）齿面胶合（3）齿面磨粒磨损（4）齿面点蚀（5）塑性变形 开式传动和闭式传动的失效形式不完全相同： 其中磨损和疲劳破坏主要为开式齿轮传动 的失效形式；而齿面点蚀和折断主要为闭式齿轮传动的失效形式。为了防止轮齿折断：在设计时应使用抵抗冲击和过载能力较强的材料。为了避免齿面磨粒磨损：可采用闭式传动或加防护罩等； 为了避免轮齿齿面点蚀：应使用接触应力较大的材料； 为了防止齿面胶合：必须采用粘度大的润滑油（低速传动）或抗胶合能力强的润滑油（高速 传动）。9-13 选择齿轮材料时，为什么软齿面齿轮的小齿轮比大齿轮的材料要好些或热处理硬度要 5 o

高些？ 答：主要由于小齿轮转速高，应力循环次数多，则寿命较短，为了使大小齿轮的寿命接近，则在材料的选取方面要好些或热处理要更高些。9-16 在轮齿的弯曲强度计算中，齿形系数 YF 与什么因素有关？ 答：齿形系数 YF 只与齿形有关，即与压力角α，齿顶高系数 ha 以及齿数 Z 有关。chapter10 10-2 蜗杆传动的啮合效率受哪些因素的影响？ 答：蜗杆传动的啮合效率为：

tan r，则效率受导程角和当量摩擦角的影响。

10-3 蜗杆传动的传动比等于什么？为什么蜗杆传动可得到大的传动比？ 答：蜗杆传动传动比：i=n1/n2 = z2/z1(传动比与齿数成反比)因为蜗杆的齿数可以非常小，小到 z=1，因而可以得到很大的传动比。10-4 蜗杆传动中，为什么要规定 d1 与 m 对应的标准值？ 答：当用滚刀加工蜗轮时，为了保证蜗杆与该蜗轮的正确啮合，所用蜗轮滚刀的齿形及直径 必须与相啮合的蜗杆相同，这样，每一种尺寸的蜗杆，就对应有一把蜗轮刀滚，因此规 定蜗杆分度圆直径 d 为标准值，且与模数 m 相搭配；其次，蜗轮加工的刀具昂贵，规定 蜗杆分度直径 d 为标准值且与模数相搭配可以减少加工刀具的数量。10-7 为什么蜗杆传动常用青铜涡轮而不采用钢制涡轮？ 答：因为青铜的耐磨性，抗胶合性能及切削加工性能均好，而啮合处有较大的滑动速度，会 产生严重的摩擦磨损引起热，使润滑情况恶化，青铜的熔点较高，所以用青铜涡轮而不 用钢制涡轮。10-9 为什么对连续工作的蜗杆传动不仅要进行强度计算，而且还要进行热平衡计算？ 答：蜗杆传动由于摩擦损失大，效率较低，因而发热量就很大、若热量不能散逸将使润滑油 的粘度降低，润滑油从啮合齿间被挤出进而导致胶合。chapter11 11-1 定轴轮系中，输入轴与输出轴之间的传动比如何确定？与主动齿轮的齿数有何关系？ 如何判定输出轴的转向？ 答： 轮系的总传动比等于组成该轮系的各对齿轮的传动比的连成积，其值等于所有从动轮齿 数的连成积与所有主动轮齿连成积之比。传动比 判定方向： a.通常规定若最末从动轮与第一个主动轮的回转方向相同时，传动比为正号，若两轮回转方向相反时，则取为负号 b.若传动比的计算结果为正，则表示输入轴与输出轴的转向相同，为负则表 示转向相反。c.还可以用画箭头标志的方法表示转向: 外啮合的齿轮转向相反,内啮合的 6 齿轮转向相同.chapter12 12-1 心轴与转轴有何区别？试列举应用的实例。答：心轴只承受弯矩，不承受转矩，如：装带轮和凸轮的轴； 转轴既承受弯矩，又承受转矩。如：齿轮减速器中的轴，是机器中最常见的轴。12-4 轴的结构和尺寸与哪些因素有关？ 答：轴的结构决定因素：载荷及载荷分布、轴上标准件、轴上已确定的零件、轴上零件的装 配位置及固定方法、轴的加工工艺性、轴上零件的装配工艺性等。轴尺寸决定因素 ： 轴沿轴向尺寸及形状是由轴上各零件的相互举例，尺寸和安装情况，与轴的制造情况及轴上载荷(弯矩、转矩、轴向力)分布情况等决定的。计算题： 1.已知一对外啮合的标准直齿圆柱齿轮的齿数分别为 z1=20 z2=80，模数 m=2，计算两个齿 轮的齿顶圆，齿根圆和分度圆的直径，以及齿轮传动的中心距。解：由公式及系数得： 齿顶圆直径： d a1

d 齿根圆直径：

35mm m 分度圆直径： 中心距：，

第五篇：机械设计基础-习题解答

《机械设计基础》

习题 解 答

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目录

第0章 绪论-----1 第一章平面机构运动简图及其自由度---2 第二章平面连杆机构--------------------------4 第三章 凸轮机构------------------------------6 第四章 齿轮机构-----------------------------8 第五章 轮系及其设计-----------------------19 第六章 间歇运动机构-----------------------26 第七章 机械的调速与平衡-----------------29 第八章 带传动-34 第九章 链传动-38 第十章 联接----42 第十一章 轴----46 第十二章 滚动轴承--------------------------50 第十三章 滑动轴承-------------------------56 第十四章 联轴器和离合器 59 第十五章 弹簧-----------62 第十六章 机械传动系统的设计----------------------------65

第一章平面机构运动简图及其自由度

1-1 一个在平面内自由远东的构件有多少个自由度？ [解]有3个自由度。

1-2 在平面内运动副所产生的约束数与自由度有何关系？ [解] 约束数+自由度=3 1-3 如何判别有构件和运动副组成的系统是否具有确定的相对运动？ [解] 自由度数=原动件数

系统无确定的相对运动

自由度数原动件数

系统有确定的相对运动 1-4在计算机构的自由度时应注意哪几个问题？ [解] 复合铰链、局部自由度和虚约束。

1-5 绘制机构运动简图时，用什么来表示机构和运动副？ [解]用简单的线条和符号表示构件和运动副。

1-6绘制图1-15所示的机构运动简图，并计算其自由度。[解] a)n3，PL4，PH0 F=33-24=1b)n4，PL5，PH1 F=34-251=1c)n3，PL4，PH0 F=33-24=1d)n3，PL4，PH0 F=33-24=1

1-7试计算下列图示机构的自由度，并指出机构中存在的复合铰链，局部自由度或虚约束。

45第三章 凸轮机构

3-1 从动件的常用运动规律有哪种？各适用在什么场合？

[解] 1)等速运动规律，使用于低速、轻载的场合；2）等加速等减速运动规律，适用于中速、轻载的场合；3）余弦加速度运动规律（简谐运动规律），适用于中、低速；4）正弦加速度运动规律，适用于高速。

3-2 凸轮机构的常用类型有几种？选择凸轮的类型时应该考虑哪些因素？

[解] 按凸轮的形状分：盘形凸轮、移动凸轮和圆柱凸轮；按从动件形状来分：尖端从动件、滚子从动件和平底从动件；按凸轮与从动件锁合形式分：力锁合和几何锁合。

选择凸轮时，应考虑凸轮和从动件的相对运动形式 从动件的运动形式等。

3-3 图解法设计凸轮时，采用了什么原理？简单叙述此原理的主要内容。[解] 才用反转原理，即给整个机构加上一个反向转动，各构件之间的相对运动并不改变，根据这一原理，设想给整个凸轮机构加上一反向转动（即加上一个凸轮角速度转向相反、数值相等绕凸轮回转中心0的角速度（-）的转动），则凸轮处于相对静止状态，从动件一方面随机架以角速度（-）绕0点转动，另一方面又按给定的运动规律作往复移动或摆动。

3-4 何谓凸轮的运动失真？滚子从动件盘形凸轮机构运动时针时，应如何

第四章 齿轮机构

4-1 为什么要规定模数的标准系列？在直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮，蜗杆蜗轮和直齿圆锥齿轮上何处的模数是标准值？

[解] 为了设计、制造、检验和使用的方便。直齿轮端面模数是标准值；斜齿法面模数是标准值；蜗杆蜗轮中间平面上的模数是标准值；圆锥齿轮大端的模数是标准值。

4-2 渐开线直齿圆柱齿轮的基本参数有哪几个？那些是标准的，其标准值是否相同？为什么这些参数称为基本参数？

[解] 基本参数：齿数z、模数m、压力角、齿顶高系数ha*和顶隙系数c*。其中后四个是标准的，标准值不相同。

4-3 分度圆与节圆有什么区别？在什么情况下节圆与分度圆重合？ [解] 分度圆是齿轮上具有标准压力角的圆。节圆是过节点所作的两个相切的圆。标准安装时节圆与分度圆重合。

4-4 渐开线的形状取决于什么？若两个齿轮的模数和齿数分别相等，但压力角不同，他们齿数不同，他们齿廓渐开线形状是否相同？一对相啮合的两个齿轮，若它们的齿数不同，他们齿廓的渐开线形状是否相同？

[解] 取决于基圆的大小。不同。不同。

4-5 何谓齿廓的根切现象？产生根切的原因是什么？是否基圆愈小愈容易发生根切？根切有什么危害？如何避免根切？

[解] 齿轮齿根的渐开线齿廓被切去的现象为根切现象。原因是展成法加工时，刀具的齿顶线或齿顶圆与啮合线的焦点超过了被切极 的。

计算准则；齿面接触疲劳强度计算，针对齿面点蚀；齿根弯曲疲劳强度计算，针对齿根弯曲疲劳折断。闭式硬齿面齿轮传动设计准则：按弯曲疲劳强度和接触疲劳强度设计；闭式软齿面齿轮传动设计准则：按接触疲劳强度设计，校核弯曲疲劳强度；开式齿轮传动设计准则：按弯曲疲劳强度设计。

4-9 现有A、B两对闭式软齿面直齿圆柱齿轮传动，A对参数为；模数m=2mm，齿数z1=40，z2=90，齿宽b=60mm；B对参数为：模数m=4mm，齿数z1=20，z2=45，齿宽b=60mm。两对齿轮精度为8级，小齿轮转速均为1450r/min，其它条件分别相同。试比较两对齿轮接触强度及抗弯强度的高低。

[解] 两对齿轮接触强度相同，弯曲强度第二对较高。

4-10 应主要根据哪些因素来决定齿轮的结构型式？常见的齿轮结构型式有哪几种？它们分别用于何种场合？

[解]

根据齿轮的几何尺寸、毛坯材料、加工工艺等决定等决定齿轮结构型式。结构型式：齿轮轴，用于直径很小的场合；实心结构，用于da160mm;腹板式结构，用于da500mm;轮辐式结构，用于400da1000mm。4-11 已知一对外啮合正常齿制标准直齿圆柱齿轮m=2mm，z1=20,z2=45,试计算这对吃乱的分度直径、齿顶高、齿根高、顶隙、中心距、齿顶圆直径、齿根圆直径、基圆直径、齿距、齿厚和齿槽宽。[解]

d122040mmd224590mmha122mmhf1.2522.5mmc2.520.5mmda1402244mmda2902294mm

df14022.535mmdf29022.585mmdb140cos2037.588mmdb290cos2084.572mmp26.28mmse3.144-12 已知一正常齿制标准直齿圆柱齿轮 m=5mm，20，z=45，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 =1545sin20238.477 =20基圆 =0 b=0齿顶圆r1a254551117.5mm cos112.5cos20a117.50.8997 a25.88 a117.5sin25.8851.2884-13 试比较正常齿制渐开线标准直齿圆柱齿轮的基圆和齿根圆，在什么条件下基圆大于齿根圆？什么条件下基圆小于齿根圆？ [解] dbdcosmzcos20dfd2.5mm(z2.5)dfdbm(z2.50.9397z)m(0.0603z2.5)由上式可见，当齿数z增大时，（dfdb）值亦增大。当dfdb0时，得2.541.40.0603因此，当z42时，dfdb；反之，当z42时，dfdb。z=

4-14 试根据渐开线特性说明一对模数相等，压力角相等，但齿数不等的渐开线标准直齿圆柱齿轮，其分度圆齿厚、齿顶圆和齿根圆齿厚是否相等，哪个较大。

[解] 分度圆齿厚相等，齿顶圆和齿根圆齿厚不等，因基圆愈小，渐开线愈弯曲，基圆愈大，渐开线愈平直，故齿数多的齿轮齿顶圆和齿根圆的齿厚大。

4-15 现需要传动比i=3的一对渐开线标准直齿圆柱齿轮传动，有三个压力角相等的渐开线标准直齿圆柱齿轮，它们的齿数分别为z1=20，z2=z3=60,齿顶圆直径分别为da1=44mm，da2=124mm，da3=139.5mm，问哪两个齿轮能用？中心距a等于多少？并用作图法求出它们的重合度。[解]

**da1mz12ham20m2ham4

4**da2mz22ham60m2ham124da3mz32hm60m2hm139.5*a*a

解得；齿轮1、2能用。m2mm，a80mm。4-16 单级闭式直齿圆柱齿轮传动中，小齿轮材料为45钢调质处理，大齿轮的材料为ZG270—500正火，P=4kw，n1=720r/min，m=4mm，z1=25,z2=73,b1=84mm,b2=78mm,单向传动，载荷有中等冲击，用电动机驱动，试验算此单级传动的强度。

3（2）查许用应力[F]由图4-23c，Flim1=185N/mm2；由图

4-23b，Flim2=130N/mm2。查表4-6，取SF=1.4，则

185132.14N/mm21.4130[F]292.85N/mm2

1.4(3)结论：弯曲强度也满足。[F]1

4-17 已知一对正常齿渐开线标准斜圆柱齿轮a=250mm,z1=23,z2=98,mn=4mm试计算其螺旋角、端面模数、端面压力角、当量齿数、分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径。[解]

mn(z1z2)4(2398)0.9682a2250得14.53cos mtmn44.132mm cos0.968 tanantan20 tanat0.376cos cos14.53 at20.62325.360.968398 zv1108.0530.9684 d12395.041mm0.9684 d298404.959mm0.968 da195.0412mn103.041mm zv1 da2404.9592mn412.959mm df195.0412.5mn85.041mm df2404.9592.5mn394.959mm

4-18 设计一对外啮合圆柱齿轮，已知z1=21,z2=32,mn=2,实际中心距为55mm，问：（1）该对齿轮能否采用标准直齿圆柱齿轮传动？（2）若采用

51617（1）标出输入轴Ⅰ和中间轴Ⅱ的转向

（2）确定并标出齿轮1、2和3的齿轮旋向，要求使Ⅱ轴上所受轴向力尽可能小。

（3）标出各个齿轮在啮合点处所受各分力的方向。（4）画出Ⅱ轴联同齿轮2和3一体的空间受力图。

[解]（1）输入轴，中间轴；

（2）轮Ⅰ右旋，轮2左旋，轮3左旋；、（3）如图；（4）如图。

4-23 在图示直齿圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器中，已知锥齿轮m=5mm,z1=25,z2=60,齿宽b=50mm;斜齿轮mn=6mm,z3=21,z4=84。（1）欲使轴Ⅱ上的轴向力在轴承上的作用完全抵消，求斜齿轮3的螺旋角的大小和旋向。（2）

试画出作用在斜齿轮3和锥齿轮2上的圆周力Ft、径向力Fr和轴象立Fa的作用线和方向。[解]（1）

Fa2Fa3即2T12iTtancos111tandm1d3 得sin0.1667,9.6齿轮3为右旋（3）如图。

9中两轮的传动比是相对角速度之比。

5-6 计算混合轮系传动比的基本思路是什么？能否通过给整个轮系加上一个公共的角速度（-H）的方法来计算整个轮系的传动比？为什么？

[解] 基本思路：（1）区分基本轮系

（2）分别列出基本轮系的计算公式；

（3）找出基本轮系间的关系；

（4）联立各式，求出要求的传动比。不能。因为混合轮系不是一个基本周转轮系。5-7 如何从复杂的混合轮系中划分出各个基本轮系？ [解] 先找行星轮，再找支持行星轮的系杆及其中心论，则行星轮、系杆、中心轮和基价组成一个周转轮系。重复上述方法，直至找出所有的周转轮系后，剩余的便是定轴轮系。

5-8 什么样的轮系可以进行运动的合成和分解？ [解] 差动轮系。

5-9 在图中所示的车床变速箱中，已知各轮齿数为z1=42,z2=58,z3=38,z4=42,z5=50,z6=48,电动机转速为1450r/min，若移动三联滑移齿轮a使齿轮3’和4’啮合,又移动双联滑移齿轮b使齿轮5’和6’啮合，试求此时带轮转速的大小和方向。[解]

n14842583z6z4z2i16(1)1.465n6503842z5z3z1 则 n6= n11450989.76r/min-1.4651.4655-10 在图5-16所示的滚齿机工作台的传动系统中，已知各齿轮的齿数为z1=15,z2=28,z3=15,z4=55, z9=40，被加工齿轮B的齿数为2，试计算传动比i75。[解] iABnAzB72nBzAz1z4z7z91555z740z2z3z5z82815z51n7z51555401.09n5z7281572又iAB则i75

5-11 如图所示的轮系中，已知各轮齿数为：z1 = z3,nH=100r/min,n1=20 r/min,试求下列两种情况下轮3的转速n3：

（1）当n3与nH同向时：（2）当n1与nH相反时。[解] H(1)i13n1nH201001n3nHn3100 n3180r/min 与n1同向nn20100H(2)i131H1n3nHn3100 n3220r/min 与n1反向

5-12 在图示轮系中，已知各轮齿数为：z1=30,z2=30,z3=90,z3’=40, z4=30, z4’=40, z5=30,试求此轮系的传动比i1H。[解] 定轴轮系1-2-3

i13zn133 n3z1行星轮系3’-4-4’-5 i3H5n3nHzz3030945n5nHz3z4404016n因n5，则i1H11.3125nH

5-13 在图所示轮系中，已知各轮齿数为：z1=24,z2=48, z2’=30,z3=102,z3’=20, z4=40, z5=100。试求该轮系的传动比i1H。[解] 差动轮系1-2-2’-3-H-6 Hi13zzn1nH48102236.8n3nHz1z22430定轴轮系3'456nz20i53530.2n3z5100因，n5=nH，则i1Hn141.8nH

5-14 在图所示轮系中，已知各轮齿数为：z1=26,z2=32, z2’=22,z3=80,z4=80，又n1=300 r/min，n3=50 r/min两者转向相反，试求齿轮4的转速n4的大小和方向。

[解]

差动轮系1-2-2’-3

Hi13zzn1nH23n3nHz1z2300nH3280即4.48 nH13.950nH2622

差动轮系3-2’-4 Hi34n3nHz4n4nHz3即50nH369n4nH8020

联立二式得 n4155.97r/min5-15在图示的大速比减速器中，已知蜗杆1和5的头数为1，且均为右旋，3

Hi34n3nHz4n4nHz3

Hi46zn4nHn1nH96n6nHn6nHz4

4求联立得ni1H12.08nH

(2)4-5-6-H组成行星轮系

HHi46i16zn1nH960nHz44

得 i1H3.255-17 如图所示自行车里程表机构中，C为车轮轴，P为里程表指针。已知各齿轮数为：z1=17,z2=23,z4=19，z4’=20, z5=24。设轮胎受压变形后使28英寸车轮的有效直径约为0.7m，当车行1km时，表上的指针刚好回转一周。试求齿轮2的齿数。[解] 定轴轮系1-2 n1z1n2z2

行星轮系3-4-4’-5(P)-2(H)2i521i521z4z3202311z5z42419114i52z11i12z2114联立二式得 i51 当车行一公里时C轴的转数为n11000转，此时5转过一转，0.7则 i51得 z2n50.7n110001000171680.71145-18 如图所示轮系中，已知各轮齿数为：z1=34,z2=40, z2’=30, z3=18, z3’=38, z1’=24,z4=36，z4’=22。试求该轮系的传动比iAH，并说明轴A与轴H的转向是否相同。

526上的圆柱销，使从动盘作间歇运动。

特点：优点是结构简单、运转可靠、转位精确，无需专门的定位装置，易实现工作对动程和动停比的要求。通过适当选择从动件的运动规律和合理设计凸轮 的轮廓曲线，可减小动载荷和避免冲击，以适应高速运转的要求。主要缺点是精确度要求较高，加工比较复杂，安装调整比较困难。

6-5 不完全齿轮机构与普通齿轮机构的啮合过程有何异同点？

[解]

在不完全齿轮机构中，主动轮1连续转动，当轮齿进入啮合时，从动轮2开始转动，当轮1上的轮耻退出啮合时，由于两轮的凸、凹锁止弧的定位作用，齿轮2可靠停歇，从而实现从动齿轮2的间歇转动。而普通齿轮啮合是连续的，从动轮的运动也是连续的。

6-6 设计一外啮合棘轮机构，已知棘轮的模数m=10mm，棘轮的最小转角max12，试设计该棘轮机构。

[解]

棘轮最小齿数

z360max30

齿顶圆直径

D=mz=300mm

周节

P=m=10=7.5mm

齿槽夹角

60

齿项厚

h=0.75m=7.5mm

棘爪长度

L2P=62.8mm 6-7 某自动机床工作转台要求有6个工作位置，转台静止时完成加工工序，最长的工序时间为5s，原动机转动速度为720r/min，槽轮与拨盘之间的中心距a200mm,试设计此槽轮机构。

8297-5 机械平衡的目的是什么？ [解]

目的：完全或部分地消除惯性力的影响，减小或消除附加的动压力，减轻有害的机械振动。7-6 机械平衡有哪几类？ [解] 机械平衡可以分为回转件的平衡和机构的平衡两类。

7-7刚性回转的动平衡和静平衡，而动平衡不仅是惯性力平衡，而且要惯性力矩也平衡。[解]

静平衡条件：惯性力的合力等于零。动平衡条件：惯性力的合力偶矩都等于零。7-8 为什么要进行平衡试验平衡试验有哪几种？ [解] 虽然经过平衡计算的回转件在理论上是完全平衡的，但由于制造和安装误差及材质不均匀等原因，还会存在不平衡现象，这种不平衡现象只能用试验的方法来进一步平衡。平衡试验有静平衡试验和动平衡试验两种。

7-9 为什么设计一个刚性回转件时要确定它的不平衡量？ [解]

回转件通过试验后可将不平衡惯性力以及其引起的动力效应减小到相当低的程度，但回转件一般不可能达到完全平衡。在实际工作中

1323334打滑是由于过载所引起的带在带轮上的全面滑动。打滑是可以避免的，而弹性华东是不可避免的。

8-5 带传动的失效形式有：①打滑；②疲劳破坏。

设计准则：保证带传动不发生打滑的前提下，充分发挥带传动的能力，使传动具有一定的疲劳强度和寿命。

8-6 为什么V带剖面的楔角为40，而带轮的槽角则为32、34、36及38？ [解]

由于带在带轮上弯曲时要产生横向的楔角边小。

8-7 已知带传动的功率为7.5kW,平均带速为10ms1，紧边拉力是松边拉力的两倍，试求紧边拉力、有效工作拉力及初拉力。[解] FV10007.5,F750N100010FF1F2F2 PF0F1F21125N

则F12F1500N8-8 一V带传动，已知两带轮的直径 分别为125mm和315mm，中心距为600mm，小带轮为主动，转速为1440rmin1。试求：（1）小带轮的包角；（2）带长；（3）不考虑带传动的弹性滑动时大带轮的转速；（4）滑动率为0.015时大带轮的实际转速。[解]

D2D157.3161.85aD2D1(D2D1)2(2)L()2a1905.8mm24a D1125(3)n2n11440571.4r/minD2315(1)1180(4)n2n1D1(1)562.86r/minD28-9 设计一作减速传动的普通V带传动，每天工作8h，载荷较平稳，已知电动功率为5kW，电动机转速为1440rmin1，从动带轮的输出转速为650rmin1。[解](1)确定计算功率PcaKAP5kw其中KA1(表83)（2）选择带的型号为A型。（3）确定带轮的基准直径由表8-4，取D190mm，设滑动率=0.02，得D2n11440D1(1)900.98195.4mmn2650由表84，取D2200mm。（4）验算带速D1n1901440v=6.78m/s601000601000在525m/s范围内，所以带速合适。（5）确定中心距和带的基准长度Ld初选中心距0450mm,符合 0.7（D1+D2）

由式（8-1）得带长2（D1-D2）3.14(20090)L=2a0（D1+D2）+2450(90200)1362mm24a022450由表82对工A型带选用基准长度Ld1400mm,然后计算实际中心距，由式（8-34）得a=450+(1400-1362)469mm2中心距变动范围：amin4690.0151400448mmamax4690.0151400490mm(6)小带轮包角a1180180D1-D257.3a2009057.3166.5120469(7)确定带的根数z因D190mm,iD23.62D1(1)n11440r/min,查表85得P01.07kw查表86得P00.17kw因1166.5查表87Ka0.958因Ld1400mm,查表88得KL0.96由式（8-37）得pca5z=4.38(P0+P0)KaKL(1.070.17)0.9580.96取z5根。(8)确定初拉力查表81，q0.10kgm1,并由式（3-380得单根普通V带的处拉力为500pca2.5F0(1)qv2zvka50052.5(1)0.16.78256.780.958123.3N(9)计算压轴力由式（8-39）得压轴力为FQ2zF0sin(/2)25123.3sin(166.52)1224.5N

(10)带传动的结构设计。略。-38后，套筒和滚子都被磨薄而且中心偏移，这时链与轮齿实际啮合的节距将增大，因而分度圆的直径也增大。链轮齿数越多，分度圆直径的增量就越大，所以链节越向外移，因而链从链轮上脱落下来的可能性也就越大，链的使用寿命也就越短，因此通常限制大链轮的齿数z2120。

9-6 一滚子链传动，链轮z1=23,z2=63,链条型号为08A，链长Lp=100节。试求连链轮的分度圆、齿顶圆和齿根圆直径及中心距。[解] d1d2P12.793.27180180sin()sin()z123Psin(180z2)12.7sin(180)63254.79mm

z1z2z1z22z2z12P(L)(L)8() PP422212.74022(10043)(10043)8()42352.6mm9-7 设计一滚子链传动。已知电动机转速n1=960rmin1,试确定大、小链轮齿数、链条节距、传动中心距、链节数以及作用在链轮轴上的压力。[解] 1.选择链轮的齿数

设V=38ms1，由表9-5取小链齿轮数z1=67，所以大链轮数z2=iz1=3.221=67.2，取z2=67。2．初步确定中心距

040p

3.链条节数

08.选择润滑方式

按p=15.875mm,v=5.34ms-1, 由图9-15查得应采用油浴或飞溅润滑。

9．计算压轴力FQ

由式（9-15），FQ=KQF，取KQ=1.15

4749N 5.34FQKQF1.15749861.4NF1000P/v10010．链轮的结构设计 略。

2因数越多，效率越高。当量摩擦角v，在摩擦因数一顶的情况下，牙型斜角越大，则当量摩擦角v越大，效率越低，自锁性能越好，所以在螺旋传动中，为了提高效率，采用牙型斜角小的螺纹，如矩形螺纹、梯形螺旋传动中，为了提高效率，采用了提高自锁性能，应采用牙型斜角大的螺纹，如三角形螺纹。

10-7 螺纹副的自锁条件是什么？

[解]

螺纹副的自锁条件为

v

10-8 如图10-40 所示为某机构上拉杆头用普通粗牙螺纹联接。已知拉杆所受最大载荷Q=10kgN，载荷平稳拉杆杆头的材料为Q235，试确定拉杆螺纹直径。

[解]

松螺栓联接设计公式

d14Fs240171.42MPa 1.4Q235钢，表105，s240MPa松螺纹设计公式

n410000则d18.62mm171.42由表103得选用M12的螺杆。表106，10-9 如图10-41所示为一螺栓联接，螺栓的个数为2，螺纹为M20，许用cw为.2，试计算该联接允许传递的静载荷FR。[解] 每个螺栓的预紧力

4[解] 构件2按箭头方向转动5圈时，构件2向右移动 L2=5SA=20mm

螺母3向左移动L=5mm，L

2说明螺旋副B与螺旋副A旋向相同，皆为右旋。则

L

52（SB-SA）=（SB-SA）22LSB-SA1 SBSA15mm5

第十一章 轴

11-1 轴按承载情况可分为哪三种轴？试从实际机器中举例说明其特点。

中，意义如何？取值如何确定？ [解]

为由扭矩性质而定的折合系数。

对于不变转矩=0.3；对于脉动循环变化的转矩=0.6；对于对称循环变化的转矩=1。

11-8 一直齿圆柱减速器如图11-15所示，z2=22，z3=77，由轴Ⅰ输入的功率P=20kW，轴Ⅰ的转速n1=600r/min，两轴材料均为45号钢，试按转矩初步确定两轴的直径。[解] 轴Ⅱ转速

22600171.43r/min77由表112，取A110，则n23d111032035.4mm600

2053.75mm171.43圆整后d136mm,d254mmd211011-9 图示为单级直齿圆柱齿轮减速器的 输出轴简图，齿轮的分度圆直径及支点间的距离如图11-16所示，齿轮与两轴支承对称分布。如轴的转速为323r/min，传递的功率为22KW，轴的材料为45号钢，试按当量弯矩计算该危险截面的直径。[解]

（1）求作用在轴上的力

扭矩T9.55106P229.55106650103Nmm n3232T26.51053960N 圆周力Ftd328