...wd......wd......wd...機械設計根基第二版(陳曉南_楊培林)題解課后答案完整版從自由度，凸輪，齒輪，v帶，到軸，軸承第三章局部題解3-5圖3-37所示為一沖床傳動機構的設計方案。設計者的意圖是通過齒輪1帶動凸輪2旋轉后，經過擺桿3帶動導桿4來實現(xiàn)沖頭上下沖壓的動作。試分析此方案有無構造組成原理上的錯誤。假設有，應如何修改解畫出該方案的機動示意圖如習題3-5解圖(a)，其自由度為：F=3n-2P5-P4=3′3-2′4-1=0其中：滾子為局部自由度計算可知：自由度為零，故該方案無法實現(xiàn)所要求的運動，即結圖3-37習題3-5圖構組成原理上有錯誤。解決方法：①增加一個構件和一個低副，如習題3-5解圖(b)所示。其自由度為：F=3n-2P5-P4=3′4-2′5-1=1②將一個低副改為高副，如習題3-5解圖(c)所示。其自由度為：F=3n-2P5-P4=3′3-2′3-2=1習題3-5解圖(a)習題3-5解圖(b)習題3-5解圖(c)3-6畫出圖3-38所示機構的運動簡圖〔運動尺寸由圖上量取〕，并計算其自由度。(a)機構模型(d)機構模型圖3-38習題3-6圖解(a)習題3-6(a)圖所示機構的運動簡圖可畫成習題3-6(a)解圖(a)或習題3-6(a)解圖(b)的兩種形式。計算該機構自由度為：F=3n-2P5-P4=3′3-2′4-0=1習題3-6(a)解圖(a)習題3-6(a)解圖(b)解(d)習題3-6(d)圖所示機構的運動簡圖可畫成習題3-6(d)解圖(a)、習題3-6(d)解圖(b)、習題3-6(d)解圖(c)等多種形式。 -1-計算該機構自由度為：F=3n-2P5-P4=3′3-2′4-0=1習題3-6(d)解圖(a)習題3-6(d)解圖(b)習題3-6(d)解圖(c)3-7計算圖3-39所示機構的自由度，并說明各機構應有的原動件數(shù)目。解(a)F=3n-2P5-P4=3′7-2′10-0=1A、B、C、D為復合鉸鏈原動件數(shù)目應為1說明：該機構為準確直線機構。當滿足BE=BC=CD=DE，AB=AD，AF=CF條件時，E點軌跡是準確直線，其軌跡垂直于機架連心線AF解(b)F=3n-2P5-P4=3′5-2′7-0=1B為復合鉸鏈，移動副E、F中有一個是虛約束原動件數(shù)目應為1說明：該機構為飛剪機構，即在物體的運動過程中將其剪切。剪切時剪刀的水平運動速度與被剪物體的水平運動速度相等，以防止較厚的被剪物體的壓縮或拉伸。解(c)方法一：將△FHI看作一個構件F=3n-2P5-P4=3′10-2′14-0=2B、C為復合鉸鏈原動件數(shù)目應為2方法二：將FI、FH、HI看作為三個獨立的構件F=3n-2P5-P4=3′12-2′17-0=2B、C、F、H、I為復合鉸鏈原動件數(shù)目應為2說明：該機構為剪板機機構，兩個剪刀刀口安裝在兩個滑塊上，主動件分別為構件AB和DE。剪切時僅有一個主動件運動，用于控制兩滑塊的剪切運動。而另一個主動件那么用于控制剪刀的開口度，以適應不同厚度的物體。解(d)F=(3-1)n-(2-1)P5=(3-1)′3-(2-1)′5=1原動件數(shù)目應為1說明：該機構為全移動副機構〔楔塊機構〕，其公共約束數(shù)為1，即所有構件均受到不能繞垂直于圖面軸線轉動的約束。解(e)F=3n-2P5-P4=3′3-2′3-0=3原動件數(shù)目應為3說明：該機構為機械手機構，機械手頭部裝有彈簧夾手，以便夾取物體。三個構件分別由三個獨立的電動機驅動，以滿足彈簧夾手的位姿要求。彈簧夾手與構件3在機構運動時無相對運動，故應為同一構件。23-10找出圖3-42所示機構在圖示位置時的所有瞬心。假設構件1的角速度w1，試求圖中機構所示位置時構件3的速度或角速度〔用表達式表示〕。解(a)v3=vP13=w1lP13P14〔←〕解(b)v3=vP13=w1lP13P14〔↓〕解(c)∵vP13=w1lP13P14=w3lP13P34〔↑〕解(d)v3=vP13=w1lP13P14〔↑〕lP13P14〔〕∴w3= w1lP13P343第六章局部題解參考6-9試根據(jù)圖6-52中注明的尺寸判斷各鉸鏈四桿機構的類型。圖6-52習題6-9圖解(a)∵lmax+lmin=110+40=150＜Sl其余=90+70=160最短桿為機架∴該機構為雙曲柄機構∵lmax+lmin=120+45=165＜Sl其余=100+70=170最短桿鄰邊為機架∴該機構為曲柄搖桿機構∵lmax+lmin=100+50=150＞Sl其余=70+60=130∴該機構為雙搖桿機構∵lmax+lmin=100+50=150＜Sl其余=90+70=160最短桿對邊為機架∴該機構為雙搖桿機構6-10在圖6-53所示的四桿機構中，假設a=17，c=8，d=21。那么b在什么范圍內時機構有曲柄存在它是哪個構件解分析：⑴根據(jù)曲柄存在條件②，假設存在曲柄，那么b不能小于c；假設b=c，那么不滿足曲柄存在條件①。所以b一定大于c。⑵假設b＞c，那么四桿中c為最短桿，假設有曲柄，那么一定是CD桿。b＞d：lmax+lmin=b+c≤Sl其余=a+d圖6-53習題6-10圖∴b≤a+d-c=17+21-8=30b＜d：lmax+lmin=d+c≤Sl其余=a+b∴b≥d+c-a=21+8-17=12結論：12≤b≤30時機構有曲柄存在，CD桿為曲柄6-13設計一腳踏軋棉機的曲柄搖桿機構。AD在鉛垂線上，要求踏板CD在水平位置上下各擺動10°，且lCD=500mm，lAD=1000mm。試用圖解法求曲柄AB和連桿BC的長度。解作圖步驟：①按ml=0.01m/mm比例，作出A、D、C、C1和C2點。②連接AC1、AC2，以A為圓心AC1為半徑作圓交AC2于E點。③作EC2的垂直平分線n-n交EC2于F點，那么FC2的長度為曲柄AB的長度。④作出機構運動簡圖ABCD及B1、B2點。⑤測量必要的長度尺寸，得到設計結果。注：以上作圖步驟可以不寫出，但圖中必須保存所有的作圖線條。lAB=mlAB=0.01′8=0.08m=80mm〔計算值：77.85mm〕lBC=mlBC=0.01′112=1.12m=1120mm〔計算值：1115.32mm〕圖6-56習題6-13圖習題6-13解圖6-14設計一曲柄搖桿機構。搖桿長度l4=100mm，擺角y=450，行程速比系數(shù)K=1.25。試根據(jù)gmin解≥40o的條件確定其余三桿的尺寸?！恪?+-′°=+-°=20125.1125.118011180KKqlAB=mlAB=0.002′14.5=0.029m=29mm〔計算值：29mm〕lBC=mlBC=0.002′73.5=0.147m=147mm〔計算值:146.68mm〕gmin=33°〔計算值：32.42°〕不滿足gmin≥40o傳力條件，重新設計lAB=mlAB=0.002′17=0.034m=34mm〔計算值：33.81mm〕lBC=mlBC=0.002′54.5=0.109m=109mm〔計算值：108.63mm〕gmin=40°〔計算值：40.16°〕滿足gmin≥40o傳力條件6-15設計一導桿機構。機架長度l1=100mm，行程速比系數(shù)K=1.4，試用圖解法求曲柄的長度。解°=+-′°=+-°=3014.114解°=+-′°=+-°=3014.114.118011180Kq6-16設計一曲柄滑塊機構。如圖6-57所示，滑塊的行程圖6-57習題6-16圖s=50mm，偏距e=10mm。行程速比系數(shù)K=1.4。試用作圖法求出曲柄和連桿的長度。解解°=+-′°=+-°=3014.114.118011180KKqlAB=mlAB2=0.001′23.5=0.0235m=23.5mm〔計算值：23.62mm〕lBC=mlB2C2=0.001′39.5=0.0395m=39.5mm〔計算值：39.47mm〕第七章局部題解參考7-10在圖7-31所示運動規(guī)律線圖中，各段運動規(guī)律未表示完全，請根據(jù)給定局部補足其余局部〔位移線圖要求準確畫出，速度和加速度線圖可用示意圖表示〕。圖7-31習題7-10圖解7-11一滾子對心移動從動件盤形凸輪機構，凸輪為一偏心輪，其半徑R=30mm，偏心距e=15mm，滾子半徑rk=10mm，凸輪順時針轉動，角速度w為常數(shù)。試求：⑴畫出凸輪機構的運動簡圖。⑵作出凸輪的理論廓線、基圓以及從動件位移曲線s~j圖。解7-12按圖7-32所示位移曲線，設計尖端移動從動件盤形凸輪的廓線。并分析最大壓力角發(fā)生在何處〔提示：從壓力角公式來分析〕。v2 解由壓力角計算公式：tana=(rb+s)w∵v2、rb、w均為常數(shù)∴s=0→a=amaxamax￠即j=0°、j=300°，此兩位置壓力角a最大圖7-32習題7-12圖7-13設計一滾子對心移動從動件盤形凸輪機構。凸輪基圓半徑rb=40mm，滾子半徑rk=10mm；凸輪逆時針等速回轉，從動件在推程中按余弦加速度規(guī)律運動，回程中按等加-等減速規(guī)律運動，從動件行程h=32mm；凸輪在一個循環(huán)中的轉角為：jt=150°，js=30°，jh=120°，js￠=60°，試繪制從動件位移線圖和凸輪的廓線。解7-14將7-13題改為滾子偏置移動從動件。偏距e=20mm,試繪制其凸輪的廓線。解7-15如圖7-33所示凸輪機構。試用作圖法在圖上標出凸輪與滾子從動件從C點接觸到D點接觸時凸輪的轉角jCD，并標出在D點接觸時從動件的壓力角aD和位移sD。解圖7-33習題7-15圖第八章局部題解參考8-23有一對齒輪傳動，m=6mm，z1=20，z2=80，b=40mm。為了縮小中心距，要改用m=4mm的一對齒輪來代替它。設載荷系數(shù)K、齒數(shù)z1、z2及材料均不變。試問為了保持原有接觸疲勞強度，應取多大的齒寬b解由接觸疲勞強度：sH=ZEZHZe500KT1(u+1)3≤[sH]a bu∵載荷系數(shù)K、齒數(shù)z1、z2及材料均不變∴ab=a￠b￠bm2 40′62即b￠=m2=42=90mm￠8-25一標準漸開線直齒圓柱齒輪，測得齒輪頂圓直徑da=208mm，齒根圓直徑df=172mm，齒數(shù)z=24，試求該齒輪的模數(shù)m和齒頂高系數(shù)ha*。解∵da=(z+2ha*)mda假設取ha*=1.0那么m= da*=24208+2′1=8mm∴m= * z+2haz+2ha* 0.8那么m=z+d2aha*=24+2082′0.8=8.125mm〔非標，舍〕假設取ha=答：該齒輪的模數(shù)m=8mm，齒頂高系數(shù)ha*=1.0。8-26一對正確安裝的漸開線標準直齒圓柱齒輪〔正常齒制〕。模數(shù)m=4mm，齒數(shù)z1=25，z2=125。求傳動比i，中心距a。并用作圖法求實際嚙合線長和重合度e。解i=z2/z1=125/25=5m 4a=(z1+z2)=(25+125)=300mm2 2d1=mz1=4′25=100mmd2=mz2=4′125=500mm db1=mz1cosa=4′5cos20°=93.97mmdb2=mz2cosa=4′25cos20°=469.85mmda1=(z1+2ha*)m=(25+2′1.0)′4=108mmda2=(z2+2ha*)m=(125+2′1.0)′4=508mmB1B2=0.002′10.5=0.021m=21mm〔計算值：20.388mm〕e=212121BBBB===1.78〔計算值：1.73〕pb212121BBBB8-29設在圖8-54所示的齒輪傳動中，z1=20，z2=20，z3=30。齒輪材料均為45鋼調質，HBS1=240，HBS2=260，HBS3=220。工作壽命為2500h。試確定在下述兩種情況中，輪2的許用接觸疲勞應力[sH]和許用彎曲疲勞應力[sF]。⑴輪1主動，轉速為20r/min；⑵輪2主動，轉速為20r/min。圖8-45題8-29圖解⑴輪1主動：gH2=gF2=1〔輪2的接觸應力為脈動循環(huán)，彎曲應力為對稱循環(huán)〕N2=60n2gLh=60′20′1′2500=3′106p164圖8-34：YN2=1.0p165圖8-35：ZN2=1.25p164表8-8：SFmin=1.25，SHmin=1.0〔失效概率≤1/100〕p162圖8-32(c)：sFlim2=0.7′230=161MPa〔輪齒受雙向彎曲應力作用〕p163圖8-33(c)：sHlim2=480MPaYST=2.0p162式8-27：[sF2]=sFlim2YSTYN2=161′2′1.0=257.6MPaSFmin 1.25p162式8-28：[sH2]=sHlim2ZN2=480′1.25=600.0MPaSHmin 1.0⑵輪2主動：gH2=gF2=2〔輪2的接觸應力和彎曲應力均為脈動循環(huán)〕N2=60n2gLh=60′20′2′2500=6′106p164圖8-34：YN2=0.99p165圖8-35：ZN2=1.2p164表8-8：SFmin=1.25，SHmin=1.0〔失效概率≤1/100〕p162圖8-32(c)：sFlim2=230MPap163圖8-33(c)：sHlim2=480MPaYST=2.0p162式8-27：[sF2]=sFlim2YSTYN2=230′2′0.99=364.32MPaSFmin 1.25p162式8-28：[sH2]=sHlim2ZN2=480′1.2=576.0MPaSHmin 1.08-30一閉式單級直齒圓柱齒輪減速器。小齒輪1的材料為40Cr，調質處理，齒面硬度250HBS；大齒輪2的材料為45鋼，調質處理，齒面硬度220HBS。電機驅動，傳遞功率P=10kW，n1=960r/nin，單向轉動，載荷平穩(wěn)，工作壽命為5年〔每年工作300天，單班制工作〕。齒輪的基本參數(shù)為：m=3mm，z1=25，z2=75，b1=65mm，b2=60mm。試驗算齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度。解①幾何參數(shù)計算：d1=mz1=3′25=75mmda1=(z1+2ha*)m=(25+2′1.0)′3=81mmαa1=cos-1(d1cosa/da1)=cos-1(75cos20°/81)=29.53°d2=mz2=3′75=225mmda2=(z2+2ha*)m=(75+2′1.0)′3=231mmαa2=cos-1(d2cosa/da2)=cos-1(225cos20°/231)=23.75° m 3a= (z1+z2)= ′(25+75)=150mm2 21e=[z1(tanaa1-tana￠)+z2(tanaa2-tana￠)]2p1=[25′(tan29.53°-tan20°)+75′(tan23.75°-tan20°)]=1.712pu=z2/z1=75/25=3n2=z1n1/z2=25′960/75=320r/min②載荷計算：p152表8-5：KA=1.0v=pd1n1=p′75′960=3.77m/s60000 60000p153表8-6：齒輪傳動精度為9級，但常用為6～8級，故取齒輪傳動精度為8級p152圖8-21：Kv=1.18b2600.8fd===d175p154圖8-24：Kb=1.07〔軟齒面，對稱布置〕p154圖8-25：Ka=1.25K=KAKvKbKa=1.0′1.18′1.07′1.25=1.58P 10 T1=9550 =9550′ =99.48Nmn1 960③許用應力計算：N1=60n1gLh=60′960′1′(5′300′8)=6.9′108N2=60n2gLh=60′320′1′(5′300′8)=2.3′108p164圖8-34：YN1=0.88，YN2=0.92p165圖8-35：ZN1=0.98，ZN2=0.94p164表8-8：SFmin=1.25，SHmin=1.0〔失效概率≤1/100〕p162圖8-32(c)：sFlim1=220MPa，sFlim2=270MPap163圖8-33(c)：sHlim1=550MPa，sHlim2=620MPaYST=2.0p162式8-27：[sF1]=sFlim1YSTYN1=220′2′0.88=309.76MPaSFmin 1.25[sF2]=sFlim2YSTYN2=270′2′0.92=397.44MPaSFmin 1.25p162式8-28：[sH1]=sHlim1ZN1=550′0.98=539MPaSHmin 1[sH2]=sHlim2ZN2=620′0.94=582.8MPa1minMPa④驗算齒輪的接觸疲勞強度：p160表8-7：ZE=189.8MPap161圖8-31：ZH=2.5pp160式8-26：87.0371.1434=-=-=eeZp160式8-25：ubuKTaZZZHEH231)1(500+=esMPa460360)13(48.9958.150015087.05.28.1893=′+′′′′′=sH＜[sH]齒面接觸疲勞強度足夠⑤驗算齒輪的彎曲疲勞強度：p157圖8-28：YFa1=2.64，YFa2=2.26p158圖8-29：YSa1=1.6，YSa2=1.780.75 0.75p158式8-23：Ye=0.25+ =0.25+ =0.69e 1.71p158式8-22：sF1=2000KT1YFa1YSa1Ye=2000′1.58′99.48′2.64′1.6′0.69=62.65MPad1b1m 75′65′3sF2=2000KT1YFa2YSa2Ye=2000′1.58′99.48′2.26′1.78′0.69=64.63MPad1b2m 75′60′3sF1＜[sF1]齒輪1齒根彎曲疲勞強度足夠sF2＜[sF2]齒輪2齒根彎曲疲勞強度足夠第九章局部題解9-6圖9-17均是以蝸桿為主動件。試在圖上標出蝸輪〔或蝸桿〕的轉向，蝸輪齒的傾斜方向，蝸桿、蝸輪所受力的方向。圖9-17習題9-6圖解〔虛線箭頭表示判定得到的旋轉方向〕9-18一蝸桿傳動，蝸桿主動，z1=4，蝸桿頂圓直徑da1=48mm，軸節(jié)pa=12.5664mm，轉速n1=1440r/min，蝸桿材料為45鋼，齒面硬度HRC≥45，磨削、拋光；蝸輪材料為錫青銅。試求該傳動的嚙合效率。pa 12.5664解∵pa=pm∴m= = =4mmp p∵da1=d1+2ha*m∴dmmg=arctan(z1m)=arctan(4′4)=21.801°d1 40d1 2pn1 40 2p′1440vs=v1=2000′60=2000′ 60 =3.248m/scosg cosg cos(21.801)0.p199表9-5：線性插值fv=0.024+(4.0-3.248)=0.027jv=arctan(fv)=1.547°∴h1= tang= tan(21.801) =0.927tan(g+jv) tan(21.801+1.547)9-20手動絞車的簡圖如圖9-19所示。手柄1與蝸桿2固接，蝸輪3與卷筒4固接。m=8mm、z1=1、d1=63mm、z2=50，蝸桿蝸輪齒面間的當量摩擦因數(shù)fv=0.2，手柄1的臂長L=320mm，卷筒4直徑d4=200mm，重物W=1000N。求：在圖上畫出重物上升時蝸桿的轉向及蝸桿、蝸輪齒上所受各分力的方向；蝸桿傳動的嚙合效率；假設不考慮軸承的效率，欲使重物勻速上升，手柄上應施加多大的力說明該傳動是否具有自鎖性圖9-19習題9-20圖解⑴蝸桿的轉向及蝸桿、蝸輪齒上所受各分力的方向如圖⑵嚙合效率：g=arctan(z1m)=arctan(1′8)=7.237°d1 63jv=arvtanfv=arctan(0.2)=11.310°tang tan(7.237)h= = =0.3785tan(g+jv) tan(7.237+11.310)⑶手柄上的力：Ft3d3 Wd4 d4 d4 200∵ = ∴Ft3= W= W= ′1000=500N2 2 d3 mz2 8′50Ft2∵=tan(g+jv)∴Ft2=Ft3tan(g+jv)=500tan(7.237+11.310)=167.754NFt3Ft2d1 Ft2d1 167.754′63∵=FL∴F= =16.513N2=Lh2=LhFLiWd=4或：∵T3=T2ih∴2⑷自鎖性：∵g＜jv∴機構具有自鎖性第十章局部題解參考10-4在圖10-23所示的輪系中，各輪齒數(shù)，3￠為單頭右旋蝸桿，求傳動比i15。解解9030120306030431543432154325115-=′′′′-=-=-==￠￠￠￠zzzzzzzzzzzzzznni10-6圖10-25所示輪系中，所有齒輪的模數(shù)相等，且均為標準齒輪，假設n1=200r/min，n3=50r/min。求齒數(shù)z2￠及桿4的轉速n4。當1〕n1、n3同向時；2〕n1、n3反向時。m m解∵in3-n4 z1z2￠ 15′20∴n4=(n1+5n3)/6設n1為“＋〞那么1〕n1、n3同向時：n4=(n1+5n3)/6=(200+5′50)/6=+75r/min〔n4與n1同向〕2〕n1、n3反向時：n4=(n1+5n3)/6=(200-5′50)/6=-8.33r/min〔n4與n1反向〕10-8圖10-27所示為卷揚機的減速器，各輪齒數(shù)在圖中示出。求傳動比i17。解1-2-3-4-7周轉輪系，5-6-7定軸輪系∵i147=n1-n7=-z2z4=-52′78=-169n4-n7 z1z3 24′21 21n5 z7i57= =- =-=n7 z5n4=n5n1 2767 43.92〔n1與n7同向〕∴i17===n7 6310-9圖10-28所示輪系，各輪齒數(shù)如以下列圖。求傳動比i14。=n13--nnHH=-zz13=-1890=-5解∵iH ni43H=n4-nH=z2￠z3=33′90=55n3-nH z4z2 87′36 58n3=0n∴i1H= 1=6nHn4 3i4H==nH58n1 i1H 6′58=116〔n1與n4同向〕i = = =n4 i4H 3110-11圖10-30示減速器中，蝸桿1和5的頭數(shù)均為1〔右旋〕，z1￠=101，z2=99，z￠2=z4，z￠4=100，z5￠=100，求傳動比i1H。解1-2定軸輪系，1'-5'-5-4定軸輪系，2'-3-4-H周轉輪系n z 99 n∵i12= 1= 2= =99→n2=1(↓)n2 z1 1 99i1￠4￠=n1￠=z5￠z4￠=100′100=10000→n4￠=101n1(↑)n4￠ z1￠z5 101′1 101 10000i2H￠4=n2￠-nH=z4=-1→nH=1(n2￠+n4)n4-nH z2￠ 21n 101n n∴nH=(n2￠+n4)=(1- 1)= 1 299 10000 1980000n11980000i1H==nH2第十一章局部題解11-11設V帶傳動中心距a=2000mm，小帶輪基準直徑dd1=125mm，n1=960r/min，大帶輪基準直徑dd2=500mm，滑動率ε=2%。求：〔1〕V帶基準長度；〔2〕小帶輪包角a1；〔3〕大帶輪實際轉速。解⑴V帶基準長度：p (dd2-dd1)2 p (500-125)2Ld?2a+(dd1+dd2)+ =2′2000+(125+500)+ =4999.33mm2 4a 2 4′2000p255查表11-5：Ld=5000mm⑵小帶輪包角a1：dd2-dd1 500-125a1=p- =p- =2.95409rad=169.257°a 2000⑶大帶輪實際轉速：n1 dd2∵i== n2 dd1(1-e)∴n2=dd1(1-e)n1=125′(1-0.02)′960=235.2r/mindd2 50011-13某V帶傳動傳遞功率P=7.5kW，帶速v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的2倍，求緊邊拉力F1及有效工作拉力Fe。Fev解∵P= 1000∴Fe=1000P=1000′7.5=750Nv 10又∵F1=2F2且Fe=F1-F2∴F1=2Fe=2′750=1500N211-14設V帶傳動的主動帶輪轉速n1=1450r/min，傳動比i=2，帶的基準長度Ld=2500mm，工作平穩(wěn)，一班制工作，當主動帶輪基準直徑分別為dd1=140mm和dd1=180mm時，試計算相應的單根B型V帶所能傳遞的功率，它們的差值是多少解當dd1=140mm時：n1 dd2∵i== ∴dd2=idd1=2dd1112ddn中心距8)(8)](2[)(221222121ddddddddddddLddLa--+-++-?pp88)32(3221211dddddddLdL--+-=pp5.91781408)140325002′-′-′+′-′=ppmm小帶輪包角989.21401121=-=-=--?pppaddddddrad=171.°26a a 917.5p253表11-3：P0=2.82kWp255表11-4：Ka=0.98+′(171.26-170)=0.983〔線性插值〕p255表11-5：KL=1.03p256表11-6：Kb=2.65′10-3p256表11-7：Ki=1.12p257表11-8：KA=1.01 -3 1DP0=Kbn1(1-)=2.65′10′1450′(1- )=0.412kWKi 1.121P140=(P0+DP0)KaKL=(2.82+0.412)′0.983′1.03=3.27kWKA 1.0當dd1=180mm時：中心距中心距8)(8)](2[)(221222121ddddddddddddLddLa--+-++-?pp88)32(3221211dddddddLdL--+-=pp0.82181808)180325002′-′-′+′-′=ppmm小帶輪包角922.28211801121=-=-=--?pppaddddddrad=167.44°p253表11-3：P0=4.39kWp255表11-4：Ka=0.95+′(167.44-160)=0.972〔線性插值〕P180=(P0+DP0)KaKL=(4.39+0.412)′0.972′1.03=4.81kWKA 1.0差值：DP=P180-P140=4.81-3.27=1.54kW-2-第十二章局部題解12-7某自動機上裝有一個單撥銷六槽外槽輪機構，槽輪停歇時進展工藝動作，所需工藝時間為30秒，試確定撥盤轉速。解六槽外槽輪機構兩槽間夾角：2j2=360°/6=60°主動撥盤對應轉過角度：2a1=180°-2j2=120°主動撥盤轉過360°-2a1=240°時，槽輪處于停歇階段，所用時間為30秒，設撥盤勻速轉動，那么其轉速：n1=240°′60=1.33r/min30 360°12-9在牛頭刨床的進給機構中，設進給絲杠的導程為5mm，而與絲杠固結的棘輪有28個齒。問該牛頭刨床的最小進給量是多少解棘輪轉過28個齒時，絲杠轉一周，進給機構移動一個導程〔5mm〕故牛頭刨床的最小進給量為：=0.18mm-1-第十四章局部題解14-11在圖14-19中，行星輪系各輪齒數(shù)為z1、z2、z3，其質心與輪心重合，又齒輪1、2對其質心O1、O2的轉動慣量為J1、J2，系桿H對O1的的轉動慣量為JH，齒輪2的質量為m2，現(xiàn)以齒輪1為等效構件，求該輪系的等效轉動慣量Jv。解由公式〔14-18〕：Jv=?nêémi??vsi÷?2+Jsi??wi?÷2ùúi=1ê? èw?2=J1??èww11?÷÷?+éê?êJ2???èww12?⑴求wH：∵i13H=w1-wHw1 w3-wH∴wH= z1w1 z1+z3vO2：vO2=RHwH⑵求w1 w1w1⑶求w2：∵i23H=w2-wHw1 w3-wH即：w2 z2-z3èw?ú?2 2 2?÷÷+m??vO2?÷ùú+JH???wH÷÷?? èw1?ú? èw1?z=-3，w3=0圖14-19習題14-11圖2? ÷z1RHz1，RH=lO1O2=z1+z3z3，w3=0=z2wHw2∴w1故J=J+J=wwz-z=2H=23wHw1z2z1 z1(z2-z3) = z1+z3 z2(z1+z3)z22 2 2??z1?÷??z2-z3?÷+(mR2+J)??z1?÷v 1 2?z2÷??èz1+z3÷? 2 H H?èz1+z3÷?è14-15機器一個穩(wěn)定運動循環(huán)與主軸兩轉相對應。以曲柄與連桿所組成的轉動副A的中心為等效力的作用點，等效阻力變化曲線Fvc-SA如圖14-22所示。等效驅動力Fva為常數(shù)，等效構件〔曲柄〕的平均角速度值ωm=25rad/s，不均勻系數(shù)δ=0.02，曲柄長lOA=0.5m，求裝在主軸〔曲柄軸〕上的飛輪的轉動慣量。T T解⑴求Fva：∵ò0FvadsA=ò0FvcdsA∴Fva′4plOA=80′(plOA+plOA)2故Fva=30N圖14-22習題14-15圖⑵作等效力曲線、能量指示圖〔見習題14-15解圖〕；求Wy：習題14-15解圖-1-圖中：ab=-50plOANm、bc=30plOANm、cd=-25plOANm、da=45plOANm故Wy=50plOA=50p′0.5=25pNmWy 25p 2⑶求JF：JF=2=2=6.28kgmwmd25′0.0214-19圖14-26所示回轉構件的各偏心質量m1=100g、m2=150g、m3=200g、m4=100g，它們的質心至轉動軸線的距離分別為r1=400mm、r2=r4=300mm、r3=200mm，各偏心質量所在平面間的距離為l12=l23=l34=200mm，各偏心質量的方位角a12=120°、a23=60°、a34=90°。如加在平衡面T′和T″中的平衡質量m′及m″的質心至轉動軸線的距離分別為r′和r″，且r′=r″=500mm，試求m′和m″的大小及方位。圖14-26習題14-19圖解T′平衡面：m1￠r1=m1r1=100′400=40000gmmm￠2r2= l23+l34 m2r2= 200+200 ′150′300=30000gmml12+l23+l34 200+200+200l34 200m3￠r3= m3r3= ′200′200=13333gmml12+l23+l34 200+200+200l12 200T″平衡面：m￠2￠r2= m2r2= ′150′300=15000gmml12+l23+l34 200+200+200m3￠￠r3=l12+l23m3r3=200+200′200′200=26667gmml12+l23+l34200+200+200m￠4￠r4=m4r4=100′300=30000gmm習題14-19解圖圖解法結果見習題14-19解圖由解圖可得：m￠r￠=28.5′1000=28500gmm〔計算值：〕m￠￠r￠￠=38′1000=38000gmmm￠=m￠r￠=28500=57gm￠￠=m￠￠r￠￠=38000=76gr￠ 500 r￠ 500a￠=114°a￠￠=116°-2-第十五章局部題解15-12氣缸的工作壓力在0~0.5MPa間變化。氣缸內徑D=500mm，氣缸蓋螺栓數(shù)目為16，接合面間采用銅皮石棉墊片。試計算氣缸蓋螺栓直徑。解汽缸蓋螺栓連接需要滿足氣密性、強度等要求p349表15-5：確定螺栓力學性能：性能級別：8.8級，材料：35鋼，sb=800MPa，ss=640MPa注：性能等級與適用場合、經濟性、制造工藝等有關，一般選用6.8或8.8級。汽缸最大載荷：FQ=pD2P=5002p′0.5=98175N4 4FQ 98175螺栓工作載荷：F= = =6136N16 16剩余鎖緊力：F￠￠=1.5F=1.5′6136=9204N[注：p346壓力容器F￠￠=(1.5～1.8)F]螺栓最大拉力：F0=F￠￠+F=9204+6136=15340N取安全系數(shù)：S=2[注：壓力容器一般使用定力矩扳手，p349用測力矩或定力矩扳手，S=1.6～2]許用拉應力：[s]=ss=640=320MPaS 2螺栓直徑：d1≥4′1.3F0= 4′1.3′15340=8.91mmp[s] 320p確定螺栓直徑：查?機械設計手冊?普通螺紋基本尺寸〔GB/T196-2003〕選：M12，d1=10.106mm螺栓疲勞強度校核：C1p346表15-2：=0.8〔銅皮石棉墊片〕C1+C2應力幅：sa= C1 2F2=0.8′ 2′61362=30.60MPaC1+C2pd1 p′10.106材料疲勞極限：s-1=0.32sb=0.32′800=256MPap347?。篹=1〔表15-3〕、Km=1.25、Ku=1、[S]a=2〔控制預緊力〕、Ks=4.8〔表15-4〕許用應力幅：[sa]=eKmKus-1=1′1.25′1′256=33.33MPa[S]aKs 2′4.8∵sa<[sa]∴安全15-13一托架用6個鉸制孔用螺栓與鋼柱相聯(lián)接，作用在托架上的外載荷FQ=5×104N。就圖15-48所示的三種螺栓組布置形式，分析哪一種布置形式螺栓受力最小。圖15-48習題15-13圖〔托架與機架連接螺栓組三種不同布置方案〕解外載荷向螺栓組中心簡化，那么各螺栓組受橫向力FQ和旋轉力矩T=300FQFQ在橫向力FQ作用下，各螺栓組中單個螺栓所受剪力：Fs= 6在旋轉力矩T作用下，各螺栓組中單個螺栓所受最大剪力分析：圖(a)：螺栓1、3、5受剪力最大：Tr1 Tr1 300FQ′1003 43Fasmax=Fas1=Fas3=Fas5= 2 2 2 2 2 2= 2 2 = 2 2= FQr1+r2+r3+r4+r5+r6 3(r1+r2) 3′[(1003)+(503)] 15圖(b)：螺栓組中各螺栓受剪力相等：Tr1 Tr1 T 300FQ 1rrrrrrrr315066611654321′+++++圖)c(rrrrrrrr315066611654321′+++++圖)c(：螺栓1、3、4、6受剪力最大QQcscscscscsFFrrTrrrrrrrTrFFFFF1152752)575(457530024222221126252423222116431max=′+′′=+=+++++=====在橫向力QF和旋轉力矩T作用下，各螺栓組中螺栓受力如以下列圖。a=30°Fa3= QQQasasQFFFFFQQQasasQFFFFFF211534()2315346()sin()cos6(222323++=++aaFQ FQ FQFb4= +Fbs4= + =0.5FQ6 6 3圖(c)：螺栓3、4受力最大：55275150150cos22=+=b517515075sin22=+=bQQQQcscsQccFFFFFFFFF561.0)511152()5211526()sin()cos6(22232343=++=++==bb結論：比較三種螺栓組布置形式中螺栓組中受最大剪力的螺栓可知：圖(b)布置形式螺栓受力最小15-14圖15-49是由兩塊邊板焊成的龍門式起重機導軌托架。兩塊邊板各用4個螺栓與立柱〔工字鋼〕相連接，支架所承受的最大載荷為20000N，試設計：采用普通螺栓聯(lián)接〔靠摩擦傳力〕的螺栓直徑d；采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接〔靠剪切傳力〕的螺栓直徑d，設螺栓的[t]為28MPa。圖15-49習題15-14圖解外載荷向螺栓組中心簡化那么：螺栓組受橫向力FR=20kN螺栓組受旋轉力矩T=20×300=6×103kNmmFR 20在橫向力作用下，單個螺栓受力：Fs= = =2.5kN2′4 8在旋轉力矩T作用下，單個螺栓所受力：在旋轉力矩T作用下，單個螺栓所受力：07.7757581062224321=+′′======FFFFsssskN螺栓組受力如以下列圖，其中螺栓2、3所受載荷最大，最大載荷為：01.9)2207.7()2207.75.2()45sin()45cos(222222=′+′+=°+°+sssFFFkN8r 8rFsmax=采用普通螺栓連接〔靠摩擦傳力〕的螺栓直徑d1由摩擦力與載荷平衡條件：fF￠m=KfFsmax?。篺=0.1〔p353表15-7〕、Kf=1.2、m=1KfFsmax 1.2′9.01那么預緊力：F￠= = =108.12kNfm 0.1′1p349表15-5：確定螺栓力學性能：性能級別：6.8級，材料：45鋼，sb=600MPa，ss=480MPa取安全系數(shù)：S=2〔控制預緊力〕那么許用應力：[s]=ss=480=240MPaS 2p343式15-9：d1≥4′1.3F￠= 4′1.3′108.12′103=27.31mmp[s] p′240采用鉸制孔用螺栓連接〔靠剪切傳力〕的螺栓桿剪切面直徑d0Fsp348式15-20：t= ≤[t]∴d0≥204d204dp281001.94][43′′′=′ptpsF第十六章局部題解16-9設圖16-40中在軸上A段上裝一齒輪，采用〔H7/s7〕配合；在B段上裝兩個圓螺母用以固定齒輪的軸向位置；在C段上裝一向心球軸承。試選定軸上l、d1、r1和B段螺紋的型式及其公稱直徑〔外徑〕。圖3-37習題3-5圖解〔1〕軸頭長度l：l=28mm〔軸頭長度應比零件輪轂寬度小1～2mm〕直徑d1：d1=24mm〔軸承內圈＞d1＞軸承內徑+2r=17+2×1.5=20mm〕圓角r1：r1=1mm〔r1＜r=1.5〕圓螺母：M27×1.5外螺紋小徑=25.376mm〔細牙螺紋防松性好，對軸消弱小。30mm＞公稱直徑＞外螺紋小徑＞d1=24mm〕退刀槽直徑d2：d2=25mm〔d2≤外螺紋小徑〕16-13圖16-41中所示直齒輪減速器輸出軸在安裝齒輪處的直徑d=65mm，齒輪轂長85mm，齒輪和軸的材料均為45鋼。齒輪分度圓直徑為d0=300mm，所受圓周力Ft=8000N，載荷有輕微沖擊。試選擇該處平鍵的尺寸。如果輪轂材料為鑄鐵，那么該平鍵所能傳遞的轉矩T有多大圖16-41習題16-13圖解〔1〕選擇平鍵尺寸：p385表16-8：∵d=65mm∴鍵寬b×鍵高h=18×11∵鍵長L=轂長L￠-(5～10)=85-(5～10)=80～75mm∴取L=80mm〔滿足標準鍵長〕那么鍵有效長度l=L-b=80-18=62mm鍵強度校核：F 4Tp385式16-12：sP== ≤[sP]A dhlp385表16-9：[sP]=110MPa〔載荷有輕微沖擊：[sP]=100～120MPa〕d0 300 6∵T=Ft =8000′ =1.2′10Nmm2 2-1-∴sP=4T=4′1.2′106=108.28MPadhl 65′11′62即鍵滿足強度要求，平鍵尺寸b×h×L=18×11×80〔2〕輪轂材料為鑄鐵時，該平鍵所能傳遞的最大轉矩Tmax：F 4Tp385式16-12：sP== ≤[sP]鑄鐵A dhlp385表16-9：[sP]鑄鐵=55MPa〔載荷有輕微沖擊：[sP]鑄鐵=50～60MPa〕那么：Tmax=dhl[sP]鑄鐵=65′11′62′55=6.10′105Nmm=610Nm4 416-15圖16-42所示為一直齒圓柱齒輪減速器輸出軸的示意圖。有關尺寸如以下列圖。軸承寬度為20mm；齒輪寬度為50mm，分度圓直徑為20mm，傳遞的功率N=5.5kW，轉速n=300r/min。試按彎扭合成強度計算軸的直徑并繪出軸的構造圖。圖16-42習題16-15圖注：此題中分度圓直徑應為200mm。解〔1〕計算軸上作用的力P 5.5轉矩：T=9550=9550′ =175.08Nmn 300T 175.08圓周力：Ft=2000=2000′ =1750.8Nd 200Ft1750.8法向力：Fn===1863.2Ncosacos20°作彎矩圖和轉矩圖Fn1863.2支反力：FA=FB===931.6N2 2C點彎矩：MC=200′10-3FA=200′10-3′931.6=186.32NmCD段轉矩：T=175.08Nm-2-計算軸的直徑：由彎矩圖和轉矩圖可知，C處彎矩最大、轉矩最大，并且具有較大的應力集中；D處直徑最小，轉矩最大且有應力集中，故可判斷此兩處為不安全截面，將此兩面作為軸計算截面進展強度校核截面。按彎扭合成強度計算C處軸頭直徑：∵該軸為轉軸∴a=[s-1]?0.6[s0]p378表16-7：選軸的材料：45鋼，熱處理方式：調質，硬度：217～255，sb=637MPaMPap371式16-6：dC≥7.58107.5810)08.1756.0(32.18610][)(103322322′′+=+saCCTM按扭轉強度計算D處軸頭直徑：p368表16-2：A=110P 5.5≥3Ap367式16-2：dD=107′3=28.21≥3An 300C、D處各有一個鍵槽，故直徑應加大5%〔3%～5%〕dC≥33.15+35.15×5%=34.81mmdD≥28.21+28.21×5%=29.62mm軸的構造圖：說明：①軸頭C、D處構造設計直徑分別為：dC＝45mm、dD＝30mm〔符合標準尺寸系列〕②軸頸A、B處直徑為：dA＝dB＝35mm〔符合軸承內徑系列〕③齒輪處加平鍵，其尺寸為：b×h×L=14×9×40強度校核：sP=66.51MPa≤[sP]=110MPa聯(lián)軸器處加平鍵，其尺寸為：b×h×L=8×7×564T 4′175.08′10348730′′=dhlPP④齒輪軸向定位：軸環(huán)48730′′=dhlPP④齒輪軸向定位：軸環(huán)、圓螺母〔M42×1.5，小徑d1=40.376mm＞40mm〕3第十七章局部題解17-12某礦山機械減速器的中間軸非液體摩擦徑向滑動軸承的載荷F=86000N，轉速n=192r/min，軸頸直徑d=160mm，軸承寬度B=190mm，軸材料為碳鋼，軸承材料為軸承合金ZChPbSb16-16-2。試驗算該軸承是否合用。注：軸承合金ZChPbSb16-16-2新牌號為：ZPbSb16Sn16Cu2解p410表7-1：[p]=15MPa，[v]=12m/s，[pv]=10MPa·m/s190160′=dB55.4190191001928600019100=′′==BFn192160′190160′=dB55.4190191001928600019100=′′==BFn192160′′ppdn驗算滑動速度v：v= = =1.61m/s≤[v]60′1000 60′1000∴軸承合用17-20某機械設備中一根軸支承在一對深溝球軸承上，構成兩端單向固定支承，軸承所受徑向載荷為Fr1=6000N，F(xiàn)r2=4500N，軸上的軸向中心外載荷FA=1250N、指向軸承2，軸的轉速為n=970r/min，工作中有中度沖擊，要求軸頸直徑d≤70mm，試選取軸承型號。解查?機械設計手冊?，初選軸承：6214，Cr=60.8kN，C0r=45kN∵軸承1不受軸向載荷∴Fa1=0Fa2=1250N