機(jī)械設(shè)計與分析基礎(chǔ) 思考與習(xí)題答案匯 李會文 第1-11章 緒論、機(jī)械傳動系統(tǒng)運動分析 -機(jī)械零部件精度分析

1-1答：機(jī)器和機(jī)構(gòu)的共同特征：1）都是一種人為的實物組合體。2）各個運動實物之間具有確定的相對運動。區(qū)別：機(jī)器能實現(xiàn)能量的轉(zhuǎn)換或代替人的勞動去作有用的機(jī)械功，而機(jī)構(gòu)則沒有這種功能。1-2答：家用縫紉機(jī)、洗衣機(jī)是機(jī)器。機(jī)械式手表是機(jī)構(gòu)。1-3答：以洗衣機(jī)為例。原動部分為電動機(jī)，工作部分為波輪，傳動部分為帶傳動和減速器，控制部分為操作面板上的控制器。1-4答：以自行車為例，前輪作為一個構(gòu)件參與運動，它主要由鋼圈、內(nèi)胎、外胎、心軸、鋼絲等零件組裝而成。腳踏板也是作為一個構(gòu)件參與運動，它主要由兩個腳踏板、橡膠墊、壓蓋、螺栓等零件組裝而成。1-5答：公共汽車車門的啟閉通常是利用連桿機(jī)構(gòu)來實現(xiàn)的。（詳見第四章介紹）第二章機(jī)械傳動系統(tǒng)的運動分析2-1答：兩構(gòu)件構(gòu)成運動副的主要特征是：（1）兩構(gòu)件直接接觸；（2）兩構(gòu)件間有相對運動；（3）兩構(gòu)件形成的是可動聯(lián)接。2-2答：運動鏈和機(jī)構(gòu)的區(qū)別是：機(jī)構(gòu)具有機(jī)架和原動件，而運動鏈沒有。構(gòu)造運動鏈的目的是：將運動在各個構(gòu)件中傳遞。2-3答：機(jī)構(gòu)具有確定運動的條件是：機(jī)構(gòu)自由度F＞0，且F等于原動件數(shù)。2-4解：（1）該機(jī)構(gòu)有4個構(gòu)件。（2）有三個回轉(zhuǎn)副（構(gòu)件1與構(gòu)件4之間的固定回轉(zhuǎn)副O(jiān)1；構(gòu)件1與構(gòu)件2之間的回轉(zhuǎn)副A；構(gòu)件3與構(gòu)件4之間的固定回轉(zhuǎn)副O(jiān)3）及一個移動副（構(gòu)件2與構(gòu)件3之間的移動副）。（3）選紙面為投影面。（4）主動構(gòu)件1初始位置如題2-4解圖。繪機(jī)構(gòu)示意圖如下圖示：題2-4解圖2-5解：（1）該機(jī)構(gòu)有4個構(gòu)件。（2）有三個回轉(zhuǎn)副（構(gòu)件1與構(gòu)件4之間的固定回轉(zhuǎn)副A、構(gòu)件1與構(gòu)件2之間的回轉(zhuǎn)副B及構(gòu)件3與構(gòu)件4之間的固定回轉(zhuǎn)副C）及一個移動副（構(gòu)件1與構(gòu)件3之間）。（3）選圖示平面為投影面。（4）主動構(gòu)件1初始位置如題2-5解圖示。繪機(jī)構(gòu)示意圖如下圖示：題2-5解圖解：設(shè)長度比例尺為(mm/mm)機(jī)構(gòu)運動簡圖如題2-6解圖示。（a）（b）（c）（d）（e）（f）題2-6解圖2-7解：（1）該方案的機(jī)構(gòu)示意圖如題2-7解圖（a）圖示。（2）構(gòu)件4上各點軌跡為直線，構(gòu)件3上各點軌跡為圓弧，所以構(gòu)件3、4之間不可能直接用回轉(zhuǎn)副相聯(lián)。（3）改進(jìn)方案如題2-7解圖(b)圖示。（b）（a）（b）（a）題2-7解圖2-8a)解：C或D處滑塊存在虛約束，去除C或D處滑塊及其帶來的一個轉(zhuǎn)動副和移動副。故該機(jī)構(gòu)中活動構(gòu)件數(shù)n=3，低副數(shù)PL=4（A、B、C三處轉(zhuǎn)動副、C處一個移動副）,高副數(shù)PH=0。該機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)自由度F＝3n-2PL-PH＝3×3-2×4＝1＝原動件數(shù)原動件數(shù)合適，機(jī)構(gòu)具有確定運動。b)解：C處是匯集三構(gòu)件的復(fù)合鉸鏈，包含兩個轉(zhuǎn)動副。該機(jī)構(gòu)中活動構(gòu)件數(shù)n=7，低副數(shù)PL＝10，高副數(shù)PH＝0。該機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)自由度F＝3n-2PL-PH＝3×7－2×10＝1＝原動件數(shù)原動件數(shù)合適，機(jī)構(gòu)具有確定運動。c)解：滾子處存在局部自由度。凸輪和從動件接觸處存在虛約束。該機(jī)構(gòu)中活動構(gòu)件數(shù)n=4，低副數(shù)PL=4，高副數(shù)PH＝2該機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)自由度F＝3n-2PL-PH＝3×4－2×4－2×1＝2＝原動件數(shù)原動件數(shù)合適，機(jī)構(gòu)具有確定運動。d)解：C處是匯集三構(gòu)件的復(fù)合鉸鏈，包含兩個轉(zhuǎn)動副。滾子處存在局部自由度。E’或E處存在虛約束。該機(jī)構(gòu)中活動構(gòu)件數(shù)n＝7，低副數(shù)PL＝9，高副數(shù)PH＝1。該機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)自由度F＝3n-2PL-PH＝3×7－2×9－1×1＝2＝原動件數(shù)原動件數(shù)合適，機(jī)構(gòu)具有確定運動。e)解：C處是匯集三構(gòu)件的復(fù)合鉸鏈，包含兩個轉(zhuǎn)動副。該機(jī)構(gòu)中活動構(gòu)件數(shù)n=9，低副數(shù)PL＝12，高副數(shù)PH＝0。該機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)自由度F＝3n-2PL-PH＝3×9－2×12＝3＝原動件數(shù)原動件數(shù)合適，機(jī)構(gòu)具有確定運動。2-10答：（1）運動分析圖示傳動系統(tǒng)的作用是傳遞電動機(jī)運動和動力到?jīng)_頭，壓碎生鐵錠，模仿錘擊過程。（2）機(jī)構(gòu)方案分析原動件為電動機(jī)，做連續(xù)回轉(zhuǎn)。帶傳動和齒輪傳動組成減速裝置，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)將電機(jī)的回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為滑塊的往復(fù)直線運動，對外做功。（3）運動方案分析減速裝置中采用帶傳動和齒輪傳動組成。其中高速級采用帶傳動，傳動平穩(wěn)，減少噪聲。齒輪傳動機(jī)構(gòu)緊湊，傳力平穩(wěn)。沖頭在工作過程中做往復(fù)直線運動，承受較大的沖擊載荷。使用的是承載能力較強的低副機(jī)構(gòu)（曲柄滑塊機(jī)構(gòu)）。第三章機(jī)構(gòu)靜力分析基礎(chǔ)3-1答：力對物體作用的效果取決于力的三要素，即力的大小、方向和作用線。3-2答：不考慮力對物體作用時物體所產(chǎn)生的變形，假定任何情況下均不變形的物體稱為剛體。而實際上，任何物體受力后都將或多或少地發(fā)生變形，在分析構(gòu)件或零件的承載能力時，物體的變形成為主要因素，故不能將其看成剛體。3-3答：不能，當(dāng)研究力對構(gòu)件的變形效應(yīng)時，力沿作用線在構(gòu)件內(nèi)移動時，力對構(gòu)件的變形效應(yīng)不同，構(gòu)件不能被視作剛體，力的可傳性不能成立。3-4答：二力平衡條件中的二力是作用在同一個物體上的兩個力。作用與反作用力定律中的二力是分別作用在兩個物體上的兩個力。3-5答：構(gòu)件受不平行的三個力F1、F2、F3作用而處于平衡，則應(yīng)有：ΣF=0，對任意點ΣM（F）=0。先假設(shè)其中的兩個力F1、F2作用線匯交于一點，交點為O，該力系對O點取矩，合力矩ΣMO（F）=MO（F1）+MO（F2）+MO（F3）=0，其中F1，F(xiàn)2通過矩心，力矩為零，又F3≠0，故第三個力F3的作用線也必通過O點，即三力匯交于一點。3-6解：如題3-6解圖所示，建立直角坐標(biāo)系xAy，根據(jù)合力投影定理，有：題3-6解圖合力的大小為：合力的方向為：α＝69°54′（如題3-6解圖所示）3-7解：如題3-7解圖所示。建立直角坐標(biāo)xoy軸，根據(jù)合力投影定理，有： 題3-7解圖合力的大小為：合力的方向為：α＝14°54′（如題3-7解圖所示）3-8解：(a)F力對O點力臂d＝l，力F使錘柄繞O點逆時針轉(zhuǎn)動，則力F對O點的力矩為MO(F)=Fd=150×320=48000N·mm=48N·m(b)F力對O點力臂d＝lcos30°，力F使錘柄繞O點順時針轉(zhuǎn)動，則力F對O點的力矩為MO(F)=－Fd=－150×320×cos30°=－41.568N·mm=－41.568N·m3-9解：膠帶拉力沿輪的切線方向，其力臂的大小為帶輪的半徑，即D/2=200mm=0.2m由力矩的定義式，得MO(FT1)=－FT1h=1500×0.2=－300N·mMO(FT2)=FT2h=750×0.2=150N·m3-10解：將力F分解為垂直于手柄的分力F1和沿手柄方向的分力F2，如題3-10解圖所示。F1=Fcos15°，F(xiàn)2=Fsin15°由合力矩定理,力F對A點之矩為MA(F)=MA(F1)+MA(F2)=－F1a－F2b=－F(acos15°+bsin15°)=－50(80×0.966+8×0.259)=－3968N·cm=－39.68N·m題3-11解圖3-11解：以梁AB為分析對象，解除其兩端支座約束，作為分離體單獨畫出。作用在梁上的主動力即為載荷P，其作用方向和作用位置均已給定。A端為固定鉸鏈支座，其約束反力可用水平分力FAx和垂直分力FAy表示，方向假設(shè)；B端為活動鉸鏈支座，它對梁的約束反力垂直于支承平面，方向假設(shè)，用FNB表示。于是，梁AB的受力圖如題3-11解圖（a）所示。梁的受力圖還可以有另一種表示方法，如題3-11（b）所示。將固定鉸鏈支座A處的約束反力用合力FRA表示，其作用線和方向未知。但由于梁在載荷P、約束反力FRA和FNB三力作用下而平衡，由三力平衡匯交定理可知，這三個力作用線必定匯交于一點，而P和FNB的作用線交點為O，則FRA的作用線必交于O點，因此，約束反力FRA的作用線沿AO連線，但方向假設(shè)。（a）(b)題3-11解圖3-12解：以托架為分析對象，解除約束，作為分離體單獨畫出。作用在托架上的主動力有重物重力FW，方向豎直向下。繩索端為柔性約束，其約束反力可用FT表示，方向沿繩索方向背離托架；A端為固定鉸鏈支座，其約束反力可用水平分力FAx和垂直分力FAy表示，方向假設(shè)；于是，托架的受力圖如題3-12解圖所示。3-13解：以托架為分析對象，解除A、B兩處約束，作為分離體單獨畫出。作用在托架上的主動力有載荷F，其作用方向和作用位置均已給定。A端為固定鉸鏈支座，其約束反力可用水平分力FAx和垂直分力FAy表示，方向假設(shè)；B處為高副約束，其約束反力可用FNB表示，方向垂直于接觸面，指向被約束物體。于是，托架的受力圖如題3-13解圖所示。題3-12解圖題3-13解圖3-14解：（1）以滑塊為分析對象，解除約束，作為分離體單獨畫出。作用在滑塊上的主動力有外力F。AB桿為二力桿，滑塊在C處鉸鏈的約束反力F23沿AB桿方向，方向假定；滑槽和滑塊形成移動副約束，滑槽對滑塊的約束反力FN是垂直于接觸面的壓力，按三力平衡匯交定理，F(xiàn)N必過力F與F23的匯交點B?；瑝K的受力圖如題3-14解圖（a）所示。（2）以推桿為分析對象，解除約束，作為分離體單獨畫出。(a)(b)作用在推桿上的主動力有外力F。推桿與滑槽在B、D兩點接觸，約束反力用FNB，F(xiàn)ND表示，為壓力；K處為高副約束，其約束反力沿K點法向方向指向推桿?；瑝K的受力圖如題3-14解圖（b）所示。(a)(b)題3-14解圖3-15解：以梁AB為分析對象，解除其兩端支座約束，作為分離體單獨畫出。作用在梁上的主動力有載荷F和外力偶M。A端為固定端約束，其約束反力可用水平分力FAx、垂直分力FAy和約束反力偶MA表示，方向假設(shè)；B端為活動鉸鏈支座，它對梁的約束反力垂直于支承平面，方向假設(shè)，用FNB表示。于是，梁AB的受力圖如題3-15解圖所示。題3-15解圖解：分別以起重機(jī)各部分和整體為分離體，解除其約束，畫出各自的受力圖。（1）以滑輪B為研究對象。作用在滾輪上約束反力有繩索的拉力FT，F(xiàn)G；固定鉸鏈B處的約束反力FBx，F(xiàn)By。滑輪B的受力如題3-16解圖（a）所示。（2）以CD桿為研究對象。CD桿為二力桿，根據(jù)二力平衡條件，可確定CD桿在C、D兩出鉸鏈的約束反力分別為FC、FD，并假設(shè)為拉力。CD桿的受力如題3-16解圖（b）所示。（3）以AB桿為研究對象。A端鉸鏈處約束反力可用水平分力FAx，F(xiàn)Ay表示，方向假定；C處CD桿對AB桿的約束反力FC′與FC是一對作用力與反作用力；B端鉸鏈處滑輪對AB桿的約束反力FBx′，F(xiàn)By′與FBx，F(xiàn)By是一對作用力與反作用力。AB桿的受力如題3-16解圖（c）所示。（4）以整體為研究對象。作用在整體上的約束反力有繩索的拉力FT，F(xiàn)G；固定鉸鏈A處的約束反力FAx，F(xiàn)Ay；D處的約束反力FD。整體的受力如題3-16解圖（d）所示。題3-16解圖3-17解：（1）以管道為研究對象。其上作用有主動力W和約束反力FND，受力圖如題3-17解圖（b）所示。（2）以斜桿BC為研究對象。斜桿是二力桿，受力圖如題3-17解圖（c）所示。（3）以桿AB為研究對象。在B處與BC桿接觸，據(jù)作用與反作用關(guān)系，有力F’RB；在Ｄ處與管道接觸，根據(jù)作用與反作用關(guān)系，有力F’ND；在A處為固定鉸鏈，有約束反力FAx、FAy，受力圖如題3-17解圖（a）所示。（4）以整體為研究對象。受力圖如題3-17解圖（d）所示。題3-17解圖3-18解：（1）以活塞桿AD為研究對象。AD桿只受A點銷釘F力和D處氣壓P力作用,是二力桿。受力圖如題3-18解圖（a）所示。（2）以連桿AB為研究對象。AB桿在A，B受銷釘力FA和FB,因此AB桿也是二力桿，受力圖如題3-18解圖(b)所示。（3）以滾輪A（連同銷釘）為研究對象。滾輪A受到AD桿給定的力F′（與F互為作用反作用力），以及AB桿給定的力FA′（與FA互為作用反作用力），同時滾輪A還受到光滑支承面E的約束反力FNE。F′，F(xiàn)A′，F(xiàn)NE三力均過滾輪輪心A。受力圖如題3-18解圖(c)所示。（4）以杠桿BOC為研究對象。杠桿BOC在B點受二力桿AB的作用力FB′（與FB互為作用與反作用力），固定鉸支座O處的正交反力FOx，F(xiàn)Oy，以及Ｃ處的工件反作用力FNE作用。受力圖如題3-18解圖(d)所示題3-18解圖3-19解：（1）取整體為研究對象。其上作用有主動力W，桿件AB、BC的自重不計，AB、BC均為二力桿件，桿件兩端受力必沿桿件的軸線，分別用FA和FC表示。畫受力圖如題3-19解圖所示。題3-19題3-19解圖 3-20解：取橫梁（包括電機(jī)）ABD為研究對象。其上作用有三個力：電機(jī)重力W；BC為二力桿，在鉸鏈B處對橫梁的約束反力FBC；鉸鏈Ｄ處銷釘對橫梁的約束反力FD。橫梁處于平衡狀態(tài)，按三力平衡匯交定理，可通過重力W和約束反力FBC的交點O確定反力FD的作用線。橫梁的受力圖如題3-20解圖（a）所示。（a）(b)題3-20解圖可以由力三角形的幾何關(guān)系或三角函數(shù)關(guān)系求得未知量的精確解。如圖可得：由正弦定理有：題3-21解圖3-21解：取鉸鏈題3-21解圖B處受到的約束反力有：AB桿對鉸鏈B的約束反力FAB（假設(shè)為拉力），BC桿對鉸鏈B的約束反力FBC（假設(shè)為壓力），兩端繩索的拉力受力如題3-21解圖所示：列平衡方程，有ΣFx=0得到①ΣFy=0得到②解得代入①式得FAB=54.64kN結(jié)果為正號，說明與假定方向相同。根據(jù)作用與反作用定律，AB桿受拉力FAB′(＝－FAB)作用，BC桿受壓力FBC′(＝－FBC)的作用。EQ3-22解：用釘錘延長了力臂，在錘柄上施加同樣大小的力作用時，增大了拔釘子的力。取釘錘為研究對象。受F1，F(xiàn)2作用而處于平衡，受力如題3-22解圖所示。列平衡方程，有：即－F2×30－F1×300＝0得到F2=－500kN根據(jù)作用與反作用定律，拔釘子的力為500kN。題3-22解圖3-23解：（a）W對O點的力矩與F對O點的力矩的代數(shù)和為零，即 代入（a）圖中的已知數(shù)據(jù)，即可解得F=6.67kN代入（b）圖中的已知數(shù)據(jù)，即可解得F=4.71kN3-24解：（1）取工件為研究對象。作用在工件上的力有四個主動力偶及A、B兩處的螺栓作用于工件的約束反力FA、FB，此時FA、FB必形成一個力偶，才能與外力偶平衡，所以FA、FB大小相同、方向相反。工件受力圖如題3-24解圖所示。題3-24解圖 （2）列平衡方程，有：得到：FA=FB=300N(實際方向和圖示假定方向相同)根據(jù)作用與反作用定律，螺栓A、B所受到的力分別和FA，F(xiàn)B大小相等，方向相反。3-25解：取鍛錘為研究對象，作用在鍛錘上的力有主動力F，F(xiàn)′及A、B兩處的約束反力FNA，F(xiàn)NB，其中F，F(xiàn)′形成一對力偶，故FNA，F(xiàn)NB必形成一對力偶，鍛錘才能處于平衡，所以FNA與FNB大小相等、方向相反。鍛錘受力如題3-25解圖所示。列平衡方程，有∑M＝0F×e－FNA×h＝0得到FNA＝Fe/h由作用和反作用定律，鍛錘給導(dǎo)軌兩側(cè)的壓力為FNA′。題3-25解圖3-26解：取小車、操縱桿和料斗整體為研究對象。作用在整體上的主動力：操縱桿與小車總重W，料斗與裝料總重W1。作用的約束反力：E點約束反力FNE，F(xiàn)點約束反力FNF考慮臨界狀態(tài)，當(dāng)小車即將發(fā)生翻轉(zhuǎn)時，F(xiàn)NE=0，此時小車與操縱桿總重為W。受力如圖所示：題題3-26解圖C列平衡方程，有：ΣMF（F）=0，得到W·EF/2-W1·（OC-EF/2）=0解得：ΣFy=0，得到FNF-W-W1=0解得：3-27解：（1）取拖車為研究對象。作用在拖車上的主動力：拖車重量W2，載重物W；作用在拖車上的約束反力：C處高副約束約束反力FNC，活動鉸鏈D處約束反力FND，各力形成平面平行力系，如題3-27解圖(b)所示。(a)(b)題3-27解圖列平衡方程，有：（2）取汽車車頭為研究對象。作用在拖車上的主動力：車頭部分重量W1；作用在拖車上的約束反力：A處高副約束約束反力FNA，B處高副約束約束反力FNB，活動鉸鏈D處拖車對車頭的約束反力FND′與FND是一對作用力與反作用力，各力形成平面平行力系，如題3-27解圖(a)所示。列平衡方程，有：3-28解：取管道支架整體為研究對象。作用在整體上的主動力：W1、W2；鉸鏈A處的約束反力，用水平分力FAx、豎直分力FAy表示，鉸鏈C處約束反力FRC，沿CD桿方向（CD桿為二力桿），組成一平面一般力系，受力圖如題3-28解圖所示。題3-28解圖分別以A、C、D三點為矩心，列平衡方程，有：解得未知力FAx、FAy、FRC的大小為計算結(jié)果FAx為負(fù)值，說明FAx的實際方向與假設(shè)方向相反。FAy、FRC為正值，說明FAy、FRC與假設(shè)方向相同。3-29解：(1)取鏜刀桿桿為研究對象。鏜刀桿受到軸向切削力Fx和徑向切削力Fy兩個主動力作用，同時在其固定端A受到約束反力FA和約束反力偶MA的作用。反力FA可分解為兩個分力FAx和FAy反力偶MA的轉(zhuǎn)向假設(shè)為逆時針。其受力圖如題3-29解圖所示。題3-29解圖(2)列平衡方程，取坐標(biāo)系xAy。并取點A為矩心，根據(jù)平面任意力系的平衡方程式，可得到鏜刀桿的平衡方程如下：∑Fx=0，F(xiàn)x+FAx=0∑Fy=0，F(xiàn)Ay-Fy=0∑MA=0，F(xiàn)yl-FxD/2+MA=0求得FAx=-3000N，F(xiàn)Ay=600N，MA=-45N.m題3-30題3-30解圖（a）（1）取1、2、3桿整體為研究對象作用在整體上的主動力有：活塞桿壓力P；作用的約束反力：AB桿約束反力FAB（假定為壓力），AC桿約束反力FAC（假定為壓力）。受力如題3-30解圖（a）所示：列平衡方程，有ΣFx=0得到FAB=FACΣFy=0得到題3-30解圖（b）題3-30解圖（b）（2）取桿2、4及滾子B整體為研究對象作用在整體上的約束反力：BD桿約束反力FBD（假定為壓力），AB桿約束反力FAB，工件的約束反力FNB。受力如題3-30解圖（b）所示：列平衡方程，有ΣFx=0得到ΣFy=0得到根據(jù)作用與反作用定律，工件E所受的夾緊力為3-31解：（1）取偏心輪為研究對象。其上作用有主動力F，C處約束反力FNC，D處約束反力FDx、FDy，方向假定如圖（偏心輪無水平方向運動趨勢，水平分量FDx為0），受力如題3-31解圖（a）所示：（a）（b）題3-31解圖列平衡方程，有ΣMD（F）=0得到（2）取壓桿為研究對象其上作用有C處約束反力FNC′，B處約束反力FBx、FBy，方向假定如圖（壓桿無水平方向運動趨勢，水平分量FBx為0），A處約束反力FNA′，受力如題3-31解圖（b）所示：列平衡方程，有ΣMB（F）=0得到根據(jù)作用與反作用定律，工件所受的夾緊力，方向與FNA′相反。題3-32題3-32解圖（a）（1）取活塞為研究對象，受三個力作用而處于平衡。其中，主動力：F約束反力：AB桿的約束反力FAB，氣缸對活塞的約束反力FN，受力如題3-32解圖（a）所示：列平衡方程，有ΣFx=0，，ΣFy=0，，題3-32題3-32解圖（b）其中，主動力：重力W，阻力偶M約束反力：A處約束反力FAB′，O處約束反力用FOx,FOy表示，受力如題3-32解圖（b）所示：列平衡方程，有ΣMO（F）=0，，ΣFx=0，,ΣFy=0，，3-33解：取傳動軸為研究對象，其上作用的主動力有：齒輪的圓周力Ft、徑向力Fr，皮帶拉力FT1，F(xiàn)T2；約束反力有：軸承A、B的約束反力RAx、RAz、RBx、RBz，如題3-33解圖（a）所示，屬空間一般力系。題3-33解圖將力系向三個坐標(biāo)平面投影，并畫出傳動軸在三個坐標(biāo)平面上受力的投影圖，如題3-33解圖（b）（c）（d）所示，其中xz平面為平面一般力系，yz與xy平面則為平面平行力系，可分別列方程求解。①xz平面[題3-33解圖（b）]。得：②yz平面[題3-33解圖（c）]。得：RAz=-0.17kN得：RBz=8.92kN=3\*GB3③xy平面[題3-33解圖（d）]。對XY面：由對稱性得：3-34解：齒輪軸孔與軸間總有一定的間隙，齒輪在拔叉的推動下有傾倒趨勢，此時齒輪與軸就在A、B兩點處接觸。取齒輪為研究對象，畫出受力圖如題3-34解圖。題3-34解圖列平衡方程,有： 考慮平衡的臨界情況，由靜摩擦定律有 聯(lián)立以上各式可解得 ，這是臨界情況所要求的條件。要保證齒輪不發(fā)生自鎖現(xiàn)象（即不被卡?。┢錀l件是 將（c）式所得力矩方程Fa=FNBb代入上式，得 故齒輪不被卡住的條件是 3-35解：托架是靠套管與柱子間的摩擦力維持平衡的。摩擦力與正壓力有關(guān)，而正壓力又取決于加在托架上的重物載荷的大小及其作用位置。設(shè)載荷作用線與柱子中心線間的距離為x時，托架處于靜止與下滑的臨界狀態(tài)，這時的X值即為托架保持平衡時，載荷作用線與柱子中心線間的最小距離。由于托架套管與柱子之間只在A、B兩點接觸，又因托架有下滑趨勢，故A、B二處的摩擦力均向上。于是，托架的隔離體受力圖如題3-35解圖所示。處于臨界狀態(tài)時，A、B二處的摩擦力均達(dá)到了最大值，即題3-35解圖托架上作用的是平面一般力系，列平衡方程，有：將（a）代入（b）后，解得：FNA=FNB=2W，x=1200mm因此，當(dāng)x大于或等于1.2m時，托架能在摩擦力作用下保持平衡；當(dāng)x＜1.2m時，托架下滑。而且這一距離與所加重量無關(guān)。3-36解：如圖所示，套鉤在外力F作用下，將產(chǎn)生翻轉(zhuǎn)力矩，使套鉤與電桿在A、B兩處接觸，產(chǎn)生正壓力NA，NB，由于套鉤有向下運動的趨勢，在A、B兩處將產(chǎn)生向上的摩擦力FfA，F(xiàn)fB題3-36解圖根據(jù)套鉤的靜力平衡條件，有ΣFx=0,,ΣFy=0,ΣMB（F）=0,考慮平衡的臨界情況，由靜摩擦定律,聯(lián)系以上各式，解得即并有NA=NB=N，F(xiàn)fA=FfB=Ff最大靜摩擦力由圖可知，要使電工操作時，套鉤不下滑，須滿足即故所求安全操作時候的最小距離為3-37解：對圓輪的制動作用是由制動塊與圓輪間的摩擦力Ff產(chǎn)生的，制動力F為最小值時，圓輪處于具有逆時針向轉(zhuǎn)動趨勢的臨界狀態(tài)。先取圓輪為研究對象。由于圓輪在與制動塊接觸處有向右的滑動趨勢，所以圓輪受到的摩擦力方向向左，圓輪的受力如題3-37解圖(a)所示。根據(jù)平衡條件和靜摩擦定律有下列方程得再以桿ABD為研究對象，其受力圖如題3-37解圖（b）所示，由平衡方程得題3-37解圖第五章機(jī)械零件的工作能力分析概述5-1解：（1）求A端約束反力。取AC桿為研究對象，分別在A、B、C三處受軸向外力作用，畫受力圖，如題5-1解圖（a）所示。題5-1解圖列平衡方程，有：得（2）分段計算軸力并畫軸力圖。由截面法可得：FN1=-50kN（壓力），F(xiàn)N2=90kN（拉力），由此可畫軸力圖，如題4-1解圖（b）所示。（3）分段計算應(yīng)力。BC段：AB段：5-2解：吊桿上受到的最大外力為F=38kN?？傒d荷由兩根吊桿來承擔(dān)，由截面法，每根吊桿內(nèi)的最大軸力為吊桿截面上的最大應(yīng)力為故吊桿強度足夠5-3解：（1）計算軸力。由截面法可知（2）計算拉桿應(yīng)有的橫截面積。（3）確定橫截面尺寸a和b。因為A=ab=2a2所以2a2200mm2,得到a10mm，b20mm取a=10mm，b=20mm5-4解：（1）計算起重吊鉤的許用應(yīng)力。（2）計算起重吊鉤能安全承受的最大軸力。吊鉤螺紋小徑位置處橫截面最小，為危險截面，危險截面上的軸力為：(3)確定起重吊鉤的許用載荷。由截面法可知F=FN=39.5kN5-5解：由于活塞桿左端承受活塞上的氣體壓力，右端承受工件的反作用力，活塞桿產(chǎn)生軸向拉伸變形。其拉力F可由氣體的壓強公式求得，即而活塞桿的軸力為FN=F根據(jù)強度條件公式，活塞桿橫截面面積應(yīng)滿足：解得d≥12.2mm?？扇』钊麠U的直徑d=13mm。5-6解：螺母擰緊后，螺栓的應(yīng)變?yōu)槁菟M截面上的應(yīng)力為螺栓所受的拉力螺栓對鋼板的壓緊力P與螺栓受到的拉力大小相等，方向相反。5-7解：分段計算變形?？傋冃桅等于各段桿變形的代數(shù)和，即ΔL=ΔL1+ΔL2=(－0.5+0.45)mm=－0.05mm(縮短)5-8解：（1）計算每個螺栓剪切面上的剪力。題圖中所示外力F由兩個螺栓承擔(dān)，則每個螺栓承受的力為由截面法可求出螺栓剪切面上的剪力FQ為FQ=F1=7.5kN(2)計算剪切面面積。（3）計算切應(yīng)力。5-9解：沖孔時鋼板沿著沖頭圓周發(fā)生剪切破壞，因此剪切面是直徑為d、厚度為δ圓柱面，剪切面面積Aj為剪切面上的剪力FQ=F所以切應(yīng)力為5-10解：（1）計算圓錐銷的剪切面。由題圖可見，圓錐銷有兩個剪切面；又因為圓錐銷的錐度很小，故可近似看成圓柱銷；所以每個剪切面的面積是（2）計算圓錐銷的剪斷力F。當(dāng)圓錐銷剪斷時必須滿足條件τ≥τb，即（3）計算最大轉(zhuǎn)矩M。由平衡方程式有ΣM=0M-FD=0M=FD=9043×28=253200N·mm=253.2N·m所以圓錐銷轉(zhuǎn)遞的最大轉(zhuǎn)矩M=253.2N·m。5-11解：（1）計算銷的剪切力和擠壓力。由題圖可知，銷有兩個剪切面，每個剪切面上的剪力為擠壓作用力為（2）銷所需的剪切面面積和擠壓面面積。（3）按抗剪強度條件確定銷的直徑。(4)按抗擠壓強度條件確定銷的直徑。所以取銷的直徑d≥32.6mm5-12解：（1）求支座反力。橫梁受力如題4-12解圖（a）所示。（2）建立彎矩方程。AC段和CB段受力狀況不同，應(yīng)分別建立這兩段的彎矩方程。設(shè)AC段和CB段上任一截面位置分別以x1和x2表示，并對截面左側(cè)梁段建立彎矩方程，即（3）畫彎矩圖。由兩段的彎矩方程可知，彎矩圖為兩條斜直線，其中x1=0MA=0x2=0MB=0橫梁的彎矩圖如題4-12解圖（b）所示。題4-12解圖5-13解：（1）求支座反力。簡支梁受力如題4-13解圖（a）所示。由于載荷對稱，所以FA=FB=F(2)分別計算控制點的M大小。設(shè)A為坐標(biāo)原點，取截面左段計算，得A截面x=0MA=0C截面x=aMC=FA×a=FaD截面x=2aMD=FA×2a-F×a=2Fa-Fa=FaB截面x=3aMB=FA×3a-F×2a-F×a=0(3)畫彎矩圖。如題4-13解圖（b）所示。題4-13解圖5-14解：（1）求支座反力。齒輪軸受力如題4-14解圖（a）所示由平衡方程得得（2）作彎矩圖并求最大彎矩。以A點為坐標(biāo)原點，取截面左段為對象計算各控制點的彎矩。A截面x=0,MA=0 C截面 D截面B截面作彎矩圖，如題4-14解圖（b），由彎矩圖可見，齒輪軸C處的截面有最大彎矩，其值為Mmax=1.25kN·m。題4-14解圖(3)確定抗彎截面系數(shù)因為軸徑為d，由表4-3公式可知Wz=πd3/32(4)計算齒輪軸的直徑由抗彎強度條件有得所以取齒輪軸的直徑d=50mm.5-15解：（1）畫受力圖。根據(jù)題意可知，當(dāng)起重W位于B處時，懸臂梁最大彎矩有最大值，故按W作用于B點畫受力圖，如題5-15解圖（a）。（2）作彎矩圖并求最大彎矩。取B點為坐標(biāo)原點，取截面右段計算各控制點的彎矩。B截面x=0，MB=0A截面x=lMA=-Wl=-5×1kN·m=-5kN·m=-5×106N·m作彎矩圖，如題4-15解圖（b），由圖可知危險截面在A處，Mmax=│MA│=5×106N·m（3）校核懸臂梁的強度。由抗彎強度條件有所以梁的強度是足夠的。題4-15解圖5-16解：（1）作軸的彎矩圖。如題5-16解圖所示。題5-16解圖（2）確定危險截面的位置。從彎矩圖可見，最大彎矩Mmax=10kN?m,作用在E截面處，是可能的危險截面之一。由于AC（或DE）段的直徑較小，此段上彎矩值最大截面C(或D)也可能為危險截面，求得Mc=6kN?m（3）根據(jù)強度條件進(jìn)行校核。對于E截面，d2=120mm，求得故對于C截面，d1=100mm，求得故因此，最危險點在C截面的上下邊緣處。因故此軸是安全的。5-17解：（1）作彎矩圖。如題5-17解圖所示。題4-17解圖（2）確定危險截面和危險點的位置。從彎矩圖看出，得最大彎矩Mmax=60kN?m。由于此梁為一等截面梁，故危險截面即為最大彎矩的作用面（CD段），而危險點在危險截面的上下邊緣處。（3）根據(jù)強度條件求出所需的Wz值。由強度條件，得（4）根據(jù)截面強度條件求出所需的尺寸。一般情況下，工字鋼應(yīng)正放（如題圖中所示），Z軸為中性軸。由型鋼表可查得132a的Wz=67.05cm2。（5）若改用矩形截面，且h=2b,則h=2b=18.7(cm)矩形截面與工字形截面的面積之比為：故選用矩形截面梁所需要的面積的材料是工字鋼的2.60倍。5-18解：將原外伸梁看成是由如題5-18解圖（b）（c）所示兩種情況的疊加。題4-18解圖（1）只有F1作用時：從表5.4中查得D截面的轉(zhuǎn)角為順時針，由公式可得該截面的撓度向下，為（2）只有F2作用時：先從表中查得B截面的轉(zhuǎn)角為逆時針，其值為因只有F2作用時，外伸部分BC上無載荷，仍為直線，所以D截面的轉(zhuǎn)角的撓度為D截面的撓度為（3）將F1和F2單獨作用時所得結(jié)果求代數(shù)和進(jìn)行疊加，得到兩力同時作用時D截面的轉(zhuǎn)角為該截面的撓度為5-19解：（1）內(nèi)力計算。用截面法求出各段扭矩后，作圓軸的扭矩圖，如題4-19解圖所示。題5-19解圖AB段扭矩BC段扭矩（2）抗扭截面系數(shù)計算。AB段軸的抗扭截面系數(shù)為：BC段軸的抗扭截面系數(shù)為：（3）強度校核。AB段軸的最大切應(yīng)力為：BC段軸的最大切應(yīng)力為：故AB段軸更危險，圓軸的最大切應(yīng)力故該軸滿足強度要求。5-20解：（1）計算外力偶矩（2）畫扭矩圖，如題4-20解圖（a）所示。此時題5-20解圖可見，最大扭矩在AC段。因是等截面軸，故設(shè)計軸徑時只須考慮該段。（3）按強度條件設(shè)計軸的直徑（4）按剛度條件設(shè)計軸的直徑由剛度條件即：有：為使軸同時滿足強度條件和剛度條件，需選取較大的值，即D=36mm。5-21解：（1）分析軸的外力。畫出軸的受力簡圖如題5-21解圖（a）所示。輪中點C所受的力Q為輪重與皮帶拉力之和，即Q=W+FT1+FT2=5+3+6=14kN軸中點C還受皮帶拉力向軸平移后產(chǎn)生的附加力偶作用，其力偶矩為Me=6×0.6-3×0.6=1.8kN·m在垂直面內(nèi)，Q力的作用使A、B兩處產(chǎn)生支座反力，其值為FRA=FRB=Q/2=7kNQ與AB處的反力FRA、FRB使軸產(chǎn)生彎曲，Me和由電動機(jī)輸入的轉(zhuǎn)矩Mk使軸產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)。故AB軸的變形為彎曲與扭轉(zhuǎn)的組合變形。（2）分析軸的內(nèi)力。軸AB的彎矩圖如題4-21解圖（b）所示，其中最大彎矩在C處取得，其值為軸在BC段產(chǎn)生扭矩，其值為Mn=Me=1.8kN·m畫出扭矩圖如題5-21解圖（c）所示。根據(jù)彎矩圖和扭矩圖，軸中點C稍偏右的截面C+為危險截面。題4-21解圖(3)根據(jù)彎扭組合強度條件公式計算危險截面處軸的直徑，由式（5-25）得因所以可取d=110mm。第4章常用機(jī)構(gòu)1.答：鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)根據(jù)機(jī)構(gòu)形式和所選原動件的不同，能夠?qū)崿F(xiàn)不同運動形式的轉(zhuǎn)變。鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)有曲柄搖桿機(jī)構(gòu)、雙曲柄機(jī)構(gòu)、雙搖桿機(jī)構(gòu)三種基本形式。根據(jù)所選原動件的不同，能實現(xiàn)回轉(zhuǎn)運動和往復(fù)擺動之間的相互轉(zhuǎn)換；可將原動曲柄的等速轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)換為從動曲柄的等速或變速轉(zhuǎn)動；可實現(xiàn)兩擺角不同的運動。曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，可實現(xiàn)連續(xù)轉(zhuǎn)動和往復(fù)直線移動運動的相互轉(zhuǎn)換。2.答：曲柄滑塊機(jī)構(gòu)可看成是搖桿桿長為無窮大，轉(zhuǎn)動中心在無窮遠(yuǎn)的曲柄搖桿機(jī)構(gòu)演化而來。3.解：a)∵110＋40＝150＜80＋90＝170又∵取最短桿為機(jī)架，∴該四桿機(jī)構(gòu)是雙曲柄機(jī)構(gòu)。b)∵120＋40＝160＜100＋70＝170又∵取最短桿相鄰桿為機(jī)架，∴該四桿機(jī)構(gòu)是曲柄搖桿機(jī)構(gòu)。c)∵100＋40＝140＞70＋60＝130，不滿足桿長和條件∴該四桿機(jī)構(gòu)是雙搖桿機(jī)構(gòu)d)∵120＋40＝160＜90＋80＝170又∵取最短桿對邊為機(jī)架，∴該四桿機(jī)構(gòu)是雙搖桿機(jī)構(gòu)。4.解：（1）該機(jī)構(gòu)為曲柄搖桿機(jī)構(gòu)，AB桿為最短桿AB桿長滿足條件lAB+50≤35+300mm＜lAB≤15mm（2）該機(jī)構(gòu)為雙曲柄機(jī)構(gòu)，AD桿為最短桿AB桿長滿足條件30+50≤35+lAB（BC為最長桿）30+lAB≤35+50（AB為最長桿）45mm≤lAB≤55mm（3）當(dāng)15mm＜lAB＜45mm或lAB＞55mm時，機(jī)構(gòu)為雙搖桿機(jī)構(gòu)。5.答：當(dāng)曲柄搖桿機(jī)構(gòu)有極位夾角θ時，機(jī)構(gòu)就有急回特性。取搖桿為主動件時，當(dāng)曲柄和連桿兩次共線時為機(jī)構(gòu)的死點位置。牛頭刨床刨削工作時就利用了曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的急回特性，將慢速行程作為工作行程，而將快速行程作為回程以縮短非生產(chǎn)時間，提高生產(chǎn)率。夾緊裝置的工作位置和飛機(jī)起落架放下的位置則利用了機(jī)構(gòu)的死點位置實現(xiàn)工作要求。6.答：縫紉機(jī)腳踏驅(qū)動機(jī)構(gòu)為曲柄搖桿機(jī)構(gòu)，當(dāng)腳踏板和連桿兩次共線的位置是機(jī)構(gòu)的死點位置，不會出現(xiàn)運動不確定現(xiàn)象。7.答：連桿只在兩端鉸鏈處受力的作用，為二力桿，力的作用線沿著兩鉸鏈的連線方向。當(dāng)機(jī)構(gòu)處于死點位置時，連桿與曲柄共線，搖桿通過連桿作用于曲柄上的力恰好通過其回轉(zhuǎn)中心A，傳動角γ=0°，無論這時施加多大的力也不能推動從動件曲柄回轉(zhuǎn)。8.解：（1）取，則圖中桿AB＝16mm，BC＝32mm，CD＝56mm，AD＝50mm。作曲柄搖桿機(jī)構(gòu)ABCD如題8解圖示。作曲柄AB與連桿兩次共線位置AB1C1、AB2C2，量取極位夾角θ＝38°，則。(2)作曲柄與機(jī)架兩次共線位置AB′C′D、AB"C"D。γmin如圖示，量得γmin＝19°。題8解圖題8解圖9.解：（1）計算極位夾角θ（2）選取比例尺、作輔助圓。取比例尺μl=1mm/mm，作出滑塊的行程線段C1C2=H=25mm；作∠C1C2O=∠C2C1O=90°－θ=60°，直線C1O和C2O交于O；以O(shè)為圓心、C1O（或C2O）為半徑作輔助圓。如題9解圖所示。（3）確定曲柄的轉(zhuǎn)動中心A。如題9解圖所示，作直線EF//C1C2，且間距為e=25mm，交輔助圓于點A（有兩個交點，僅取一個），即為曲柄的轉(zhuǎn)動中心。連接AC1和AC2，此時必有∠C1AC2=θ=30°（為圓心角∠C1OC2的一半），AC1、AC2分別為曲柄與連桿兩次共線位置，由圖中量得AC1=76mm；AC2=33mm（4）計算曲柄和連桿的長度lAB、lBC。由曲柄滑塊機(jī)構(gòu)在極限位置的幾何關(guān)系可得lBC+lAB=μl·AC1；lBC－lAB=μl·AC2由上式解得題9解圖10.解：如題10解圖所示，量得連架桿長度lAB=168mm，lCD=676mm，機(jī)架長度lAD=711mm。題10解圖11.(1)解：如題11a解圖示，；。題11a解圖(2)解：如題11b解圖所示，μl同a,。題11b解圖12.解：取，。從動件位移線圖繪制如題12解圖示。題12解圖13.解：取，，從動件角位移線圖繪制如題13解圖示。題13解圖14.解：取μl＝0.001m/mm，作基圓，作偏距圓。在偏距圓上取K0點，過K0點作偏距圓切線，是導(dǎo)路初始位置。其余作圓步驟如題14解圖示(做圖步驟文字說明略)。題14解圖

15.解：取μl＝0.001m/mm，作基圓，作導(dǎo)路初始位置，交基圓于C0（B0）。用反轉(zhuǎn)作圓如題15解圖所示(做圖步驟文字說明略)。Lmax＝b"＝22mmL＝2Lmax＋（5～7）＝50mm題15解圖

16.解：取μl＝0.001m/mm，作圖如題16解圖示(做圖步驟文字說明略)。題16解圖17.答：根據(jù)牙型的不同可以將螺紋分為：普通螺紋、非密封管螺紋、密封管螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋。常用的聯(lián)接螺紋有普通螺紋、非密封管螺紋、密封管螺紋。常用的傳動螺紋有矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋。18.答：將螺桿軸線置于與直立觀察者身體軸線平行，觀察者看到螺旋槽自左下方向右上方升起為右旋螺紋，反之為左旋螺紋，如題18解圖。機(jī)械中經(jīng)常使用右旋螺紋。右旋左旋右旋左旋題18解圖19.答：在大徑，螺距相同的情況下，多線螺紋的升角λ較大。由式3-38知，λ在一定范圍內(nèi)增大，效率提高，故多線螺紋多用于傳動。普通螺紋牙型角較大，φv較大，自鎖條件式3-37更易滿足，故多用于聯(lián)接。20.答：螺旋傳動按功用可分為三類：傳力螺旋，如螺旋壓力機(jī)、螺旋千斤頂?shù)龋粋鲗?dǎo)螺旋，如車床工作臺絲桿傳動、螺旋測微器等；調(diào)整螺旋，如各類夾具、測量工具、張緊裝置等的調(diào)整螺旋等。21.答：差動位移螺旋傳動是在同一螺桿（或螺母）上制出兩段旋向相同、導(dǎo)程不等的螺旋，利用其導(dǎo)程之差，產(chǎn)生微小位移量；特點：產(chǎn)生差動位移，如：鏜床鏜刀的微調(diào)機(jī)構(gòu)就是利用差動位移螺旋傳動產(chǎn)生的差動位移實現(xiàn)鏜刀的微量移動。合成位移螺旋傳動是在同一螺桿（或螺母）上制出兩段旋向相反、導(dǎo)程不等或相等的螺旋，利用其導(dǎo)程之和，產(chǎn)生相向或相背的快速位移；特點：產(chǎn)生合成位移；如銑床棒料快動夾具就是利用合成位移螺旋傳動產(chǎn)生的合成位移實現(xiàn)快速夾緊和放松棒料。22.答：因為齒式棘輪每個齒對應(yīng)固定的齒間角，棘輪每次只能轉(zhuǎn)過一個到幾個齒，所以棘輪轉(zhuǎn)角是有級變化的。轉(zhuǎn)角的大小可從兩方面調(diào)節(jié)：（1）改變搖桿的擺角，如圖22a解圖所示；（2）改變棘輪遮蓋的位置，如圖22b解圖所示。題22a解圖題22b解圖23.答：齒式棘輪機(jī)構(gòu)容易實現(xiàn)小角度間歇轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)角可有級調(diào)節(jié)。棘輪在開始和終止運動瞬間有剛性沖擊，適用于低速場合。摩擦式棘輪機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)角可作無級調(diào)節(jié)，但難免打滑，傳動精度不高。槽輪機(jī)構(gòu)，間歇運動的始末比較平穩(wěn)，有柔性沖擊，間歇轉(zhuǎn)過，轉(zhuǎn)角不可調(diào)。適用于較高轉(zhuǎn)速場合。不完全齒輪轉(zhuǎn)角不可調(diào)，但只要適當(dāng)?shù)剡x取兩輪齒數(shù)，從動輪可間歇地轉(zhuǎn)過預(yù)期的運動角。在進(jìn)入和退出嚙合時有較大沖擊，適于低速場合；若安裝瞬心線附加板，則可用于高速。凸輪式間歇運動機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)角不可調(diào)，只要凸輪設(shè)計得當(dāng)可避免剛性沖擊，甚至避免柔性沖擊，適用于高速運轉(zhuǎn)場合。第六章?lián)闲詡鲃?.答：帶傳動一般應(yīng)放在機(jī)械傳動系統(tǒng)的高速級。置于高速級時，帶速較高，在傳遞相同功率條件下，帶傳遞的有效拉力較小，有可能減少帶的根數(shù)或采用剖面積較小的型號的帶，使傳動結(jié)構(gòu)緊湊，成本降低。此外摩擦型帶傳動在過載時，帶在帶輪上打滑，可對帶傳動之后的零件起安全保護(hù)作用。2.解：①計算傳動比i滿足傳動比要求②驗算帶速v帶速合速③初定中心距帶的基準(zhǔn)長度實際選取帶長實際中心距④驗算小帶輪包角主動輪上包角合適⑤驗算V帶根數(shù)Z式中查表6-9，得到載荷工作情況系數(shù)，查表6-6，得到查表6-7，得到查表6-10，得到查表6-11，得到則由以上分析計算得知，該帶傳動選用不合適。3.解：由表6-8可知，此V帶傳動所能傳遞的功率為P≤z(P1+△P1)KαKL/KA已知z=3，根據(jù)工作情況由表6-9查得工況系數(shù)KA=1.1。取ε=0.015，則從動輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)表6-5，取dd2=280mm，則傳動比根據(jù)dd1=125mm、n1=1460r/min、i=2.274，由表6-6查得B型普通V帶的基本額定功率P1=2.20kW；由表6-7查得B型普通V帶額定功率的增量ΔP1=0.46kW；帶所需的基準(zhǔn)長度查表6-5，取Ld=2240mm。查表6-11得帶長修正系數(shù)KL=1.0。計算實際中心距小帶輪包角查表6-10，得包角修正系數(shù)Kα=0.974。則P≤z(P1+△P1)KαKL/KA=3(2.20+0.46)×0.974×1.0/1.1=7.066kW4.答：圖a）、b）所示布置中，小鏈輪應(yīng)按逆時針方向回轉(zhuǎn)較合理。此時，鏈傳動松邊在下面，避免松邊垂度過大時出現(xiàn)鏈和輪齒鉤住或兩鏈邊相碰。當(dāng)兩鏈輪中心連線成垂直布置時，鏈的下垂量集中在下端，將減少下鏈輪的有效嚙合齒數(shù)，降低承載能力。應(yīng)采用：（1）中心距可調(diào)；（2）張緊裝置等措施。第七章齒輪傳動7-1解:由得到（符合表7-3系列）解：按正常齒制計算標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)不是標(biāo)準(zhǔn)系列模數(shù)按短齒制計算齒輪模數(shù)是標(biāo)準(zhǔn)系列模數(shù)故該齒輪為短齒制齒輪。7-3解：由可得從動輪轉(zhuǎn)速：又標(biāo)準(zhǔn)齒輪正確安裝時：同時將各已知參數(shù)代入，聯(lián)立解得：7-4解：（1）模數(shù)因為所以（2）大齒輪齒數(shù)由可得（3）大輪分度圓直徑（4）大輪齒頂圓直徑（5）大輪齒根圓直徑（6）齒頂高（7）齒根高（8）齒全高（9）齒距（10）齒厚和齒槽寬（11）傳動比7-5解：計算大齒輪的模數(shù)m1m1=h/2.25=5mm小齒輪的模數(shù)m2m2=da/(z1+2)=4.3m1≠m2，兩齒輪不能正確嚙合傳動。7-6解：跨齒數(shù)k=0.111z+0.5=5公法線長度W=m[2.9521(5-0.5)+0.014×42]=27.74mm分度圓弦齒厚eq\o(\s\up9(—),s)=3.14mm弦齒高eq\o(\s\up9(—),h)=2.03mm7-7解：本齒輪傳動為開式傳動，所以根據(jù)齒根彎曲疲勞強度決定承載能力，但模數(shù)m應(yīng)縮小10～15％即／(1.1～1.15)=3.6～3.5mm由彎曲疲勞強度校核公式由小齒輪彎曲強度決定的由大齒輪彎曲強度決定的模數(shù)m取3.55mm代入查表7-8K=1.2許用彎曲應(yīng)力查表7-11查表7-12，因為所以用代入計算故由得則開式齒輪傳動允許傳遞的功率為5.824KW。7-8解：該齒輪傳動為閉式軟齒面?zhèn)鲃?，故需根?jù)齒輪傳動的主要參數(shù)分別進(jìn)行接觸疲勞強度校核和齒根彎曲疲勞強度校核。（1）按齒面接觸疲勞強度校核齒面接觸疲勞強度的校核計算公式為：確定計算參數(shù)：材料的彈性系數(shù)小齒輪材料為鍛鋼，大齒輪材料為鑄鋼，查表7-10，得小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距T1③載荷系數(shù)K按中等沖擊載荷，查表7-8，取K=1.4④齒寬b齒寬b取小齒輪的齒寬齒數(shù)比u⑥確定許用的接觸應(yīng)力小齒輪：硬度210HBS，調(diào)質(zhì)。查表7-11得，大齒輪：硬度170HBS，正火。查表7-11得，取較小者和其它參數(shù)代入公式故接觸疲勞強度足夠。（2）按齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度的校核計算公式為：確定計算參數(shù)：①確定復(fù)合齒形系數(shù)查表7-12，得，，②確定許用彎曲應(yīng)力小齒輪：硬度210HBS，調(diào)質(zhì)。查表7-11得，大齒輪：硬度170HBS，正火。查表7-11得，校核計算故齒根彎曲強度足夠。所以該齒輪傳動能滿足強度要求而安全地工作。7-9解：（1）選取齒輪材料及精度等級。考慮是銑床中應(yīng)用，無特殊的要求，采用軟齒面齒輪傳動。按題中建議，選大、小齒輪的材料和熱處理的方式為小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度260HBS大齒輪：45，調(diào)質(zhì)處理，硬度220HBS查表11-39，初選齒輪傳動轉(zhuǎn)度等級為8級。（2）確定計算準(zhǔn)則。該齒輪傳動屬閉式軟齒面?zhèn)鲃?，主要失效形式為疲勞點蝕，故先按齒面接觸疲勞強度計算工作尺寸，然后按齒根彎曲強度校核。（3）按齒面接觸疲勞強度計算。小齒輪分度圓直徑為d1由設(shè)計公式確定計算參數(shù)：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1為②載荷系數(shù)K。按中等沖擊，查表7-8，取K=1.4。③齒寬系數(shù)φd。齒輪相對于軸承對稱布置，兩輪均為軟齒面，查表7-9，取φd＝1。④齒數(shù)比u。u＝i＝2.8。⑤材料的彈性系數(shù)ZE。兩輪均為鍛鋼，查表7-10，得。⑥確定材料作用接觸應(yīng)力小齒輪：硬度為260HBS，調(diào)質(zhì)處理，查表7-11得：大齒輪：硬度為220HBS，調(diào)質(zhì)處理，查表7-11得：取較小值和其它參數(shù)量代入公式可初算出小齒輪分度圓直徑d1為（4）確定主要幾何參數(shù)①中心距a考慮加工、測量方便，圓整后?、谀?shù)m由經(jīng)驗公式，得③齒數(shù)Z滿足與的齒數(shù)和為閉式軟齒面?zhèn)鲃?，?0～40之間，取，則④傳動比i實際傳動比傳動比誤差（在±5%內(nèi)，允許）⑤其他幾何尺寸分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距齒寬計算齒輪圓周速度查表11-39，與8級傳動精度強度相符（5）校核齒根疲勞強度校核公式：式中①確定復(fù)合齒形系數(shù)查表7-12得，，，②確定許用彎曲應(yīng)力小齒輪：硬度為260HBS，調(diào)質(zhì)處理，查表7-11得：大齒輪：硬度為220HBS，調(diào)質(zhì)處理，查表7-11得：=3\*GB3③校核計算故齒根彎曲強度足夠。7-10解：斜齒圓柱齒輪傳動中心距a為故分度圓直徑齒頂圓直徑7-11解：1）分度圓直徑齒頂圓直徑標(biāo)準(zhǔn)中心距2）圓整標(biāo)準(zhǔn)中心距修正螺旋角此時分度圓直徑7-12解：（1）如題7-12解圖所示。題7-12解圖（2）要使中間軸軸向力抵消必須Fa2＝Fa3（大小相等方向相反）即因為中間軸上T2＝T3所以以代入化簡得代入數(shù)值由上式求得7-13解：如題7-13解圖所示題7-13解圖題7-13解圖7-14解：若設(shè)n8＝1r/min，則所以當(dāng)毛坯軸回轉(zhuǎn)一圈時，滾刀軸的轉(zhuǎn)數(shù)為126轉(zhuǎn)。7-15解：（1）計算傳動比i16的大小。所以（2）定n6的轉(zhuǎn)向。用畫箭頭的辦法，可得n6轉(zhuǎn)向向下（見下圖表示）7-16解：由于3為固定的中心輪即n3＝0所以也即解得因此因為i1H為正，說明nH轉(zhuǎn)向和n1相同。7-17解：由題意知，輪1和輪3轉(zhuǎn)向相同（即為同號），將n1、n3及各輪齒數(shù)代入則得解之得r／min由此可得i1H為正，說明系桿的轉(zhuǎn)向和輪1轉(zhuǎn)向相同。7-18解：該輪系為復(fù)合輪系。先劃分輪系，齒輪4本身軸線不固定，為行星輪，支撐輪4的構(gòu)件H為系桿，與輪4相嚙合的輪3、5為中心輪。因此，3、4、5和H組成周轉(zhuǎn)輪系。余下的輪1、2便是定軸輪系。分別進(jìn)行傳動比計算即是。1、2輪為定軸輪系，其傳動比為3、4、5、H為周轉(zhuǎn)輪系（屬行星輪系），其轉(zhuǎn)化輪系的傳動比為因輪5固定所以n5＝0，即解得因n2＝n3，由上計算便可得到因所以由計算得nH為負(fù)，故nH與n1轉(zhuǎn)向相反。第八章軸及軸轂聯(lián)接8-1答：Ⅰ軸為傳動軸，Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸為轉(zhuǎn)軸，Ⅴ軸為心軸。8-2答：見表8-2。8-3答：由左到右：1）鍵槽位置錯誤，2）動靜件之間應(yīng)有間隙，3）軸承蓋處應(yīng)設(shè)密封裝置，4）應(yīng)有調(diào)整墊片，5）軸承內(nèi)圈定位過高，6）與輪轂相配的軸段長度應(yīng)短于輪轂長度，7）軸段過長，不利于軸承安裝，應(yīng)設(shè)計為階梯軸，8）軸承內(nèi)圈無定位。改進(jìn)后輸出軸的結(jié)構(gòu)如題8-3解圖：題8-3解圖8-4解：1．作計算簡圖并求軸的支反力（圖b）水平面的支反力垂直面的支反力2．計算彎矩并作彎矩圖（圖c）水平面彎矩圖MH=RAH×178=2124×178N·mm=378N·m垂直面彎矩圖MV1=RAV×178=－190×178N·mm=－33800N·mmMV2=RBV×72=2910×72N·mm=210000N·mm合成彎矩圖（圖d）3．計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖(圖e)T=Ftd/2=7375×400/2=1475000N·mm計算截面C的當(dāng)量彎矩Md2=M2=432000N·mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表8-2查得[σ－1]=60MPa。由軸的結(jié)構(gòu)簡圖及當(dāng)量彎矩圖可知截面C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面，考慮C處有一鍵槽，由式（11－3）可得前面已查得[σ－1]=60MPa。因此σe＜[σ－1]，故安全。8-5解：1．選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理，由表8-2查得[σ－1]=60MPa2．求從動軸上的功率P2和轉(zhuǎn)矩T2若取齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內(nèi)）=0.97，則3．求作用在大齒輪2上的力齒輪2的受力情況如圖b所示，則圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示。4．估算軸的最小直徑，選取聯(lián)軸器型號根據(jù)表11－5，取A=110，并由式（8-2）得輸出軸的最小直徑dmin顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑(圖a)。考慮軸上有一鍵槽，將軸徑增大3%，即dmin=34.1×1.03≈35mm為使dmin與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，應(yīng)同時選聯(lián)軸器型號，并確定半聯(lián)軸器的孔徑及與軸配合的轂孔長度（此題略）。5．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案和軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖a所示。（2）因軸同時承受徑向力和軸徑向力，故初選一對7308C型軸承，軸承內(nèi)徑d=40mm，軸承寬度B=23mm。（3）根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計要求，確定軸的各段直徑和長度如圖a所示。（4）齒輪、聯(lián)軸器與軸采用鍵周向固定，滾動軸承與軸的周向固定借過渡配合來保證（略）。（5）確定軸上圓角和倒角尺寸（略）6．求軸上載荷定跨距L=71.5+71.5=143mm根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖（圖a），作出軸的計算簡圖（圖b）。水平面的支反力RAH=RBH=Ft/2=1900/2=950N垂直面的支反力RBV=Fr－RAV=（707－777）N＝－70N（3）作彎矩圖及轉(zhuǎn)矩圖水平面彎矩圖如圖c所示MH=RAH×71.5=950×71.5N·mm=67925N·mm垂直面彎矩圖如圖d所示MV1=RAV×71.5=777×71.5N·mm=55556N·mmMV2=RBV×71.5=－70×71.5N·mm=－5005N·mm合成彎矩圖如圖e所示轉(zhuǎn)矩圖如圖f所示T=285000N·mm當(dāng)量彎矩圖如圖所示Me1=M1=87751N·mm7．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由軸的結(jié)構(gòu)簡圖及當(dāng)量彎矩圖可知截面C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。前面已查得[σ－1]=60MPa。因此σe＜[σ－1]，故安全。8．繪制軸的工作圖（略）第九章軸承9-1答：軸承是支承軸或軸上回轉(zhuǎn)零件的部件，其功用是保持軸的旋轉(zhuǎn)精度、減小摩擦和磨損。9-2答：6205：軸承套圈內(nèi)徑d=05×5=25mm，尺寸系列為（0）2(寬度系列0省略，直徑系列2)，深溝球軸承。N208/P4：軸承套圈內(nèi)徑d=08×5=40mm，尺寸系列為（0）2(寬度系列0省略，直徑系列2)，外圈無擋邊圓柱滾子軸承，公差等級為4級。7208AC/P5：軸承套圈內(nèi)徑為d=08×5=40mm,尺寸系列為（0）2（寬度系列0省略，直徑系列2），角接觸球軸承，公稱接觸角為α=25°，公差等級為5級。30209：軸承套圈內(nèi)徑d=09×5=45mm，尺寸系列為02，圓錐滾子軸承。9-3解：軸承應(yīng)具有的基本額定動載荷又軸承內(nèi)徑查機(jī)械設(shè)計手冊選用軸承型號6207，故選用軸承62079-4解：（1）圓柱滾子軸承應(yīng)具有的基本額定動載荷又軸承內(nèi)徑查機(jī)械設(shè)計手冊，確定軸承型號NF208，（2）深溝滾球軸承應(yīng)具有的基本額定動載荷又軸承內(nèi)徑查機(jī)械設(shè)計手冊，確定軸承型號6408，9-5解：由于軸承型號未定，Cor，e，x，y的值都無法確定，必須進(jìn)行試算。試算時可先按軸頸直徑選定1至2個型號進(jìn)行核驗，先定7208AC和7208B兩種軸承進(jìn)行試算，由手冊查得軸承的有關(guān)數(shù)據(jù)如下（D是軸承套圈外徑，B是軸承內(nèi)圈寬度）。方案軸承型號基本額定動載荷C/ND/mmB/mm極限轉(zhuǎn)速n/r·min-117208AC3520080181000027208B4620090238500按7208AC試算①計算軸承所受軸向載荷Fa查表10-11得，因為可知軸向有向右移動的趨勢，使軸承1在“壓緊”，軸承2“放松”，故②計算當(dāng)量動載荷P軸承1：；由表10-10查得X=0.41,Y=0.87.載荷中等沖擊，查表10-9，取fP=1.6,則軸承2：；由表10-10查得X=1,Y=0.則③驗算基本額定動載荷C查表10-7，取ft=1.00，因為是球軸承，ε=3，又因為P1>P2，所以按P1計算。軸承不適用按7308B試算①計算軸承所受軸向載荷Fa查表10-11得，因為可知軸向有向右移動的趨勢，使軸承1在“壓緊”，軸承2“放松”，故②計算當(dāng)量動載荷P軸承1：；由表10-10查得X=0.35,Y=0.57.載荷中等沖擊，查表10-9，取fP=1.6,則軸承2：