机械设计基础课后习题-答案~.doc

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1、-_ 第三章部分题解参考 3-5 图 3-37 所示为一冲床传动机构的设计方案。设计者的意图是通过齿轮 1 带动凸轮 2 旋 转后，经过摆杆 3 带动导杆 4 来实现冲头上下冲压的动作。试分析此方案有无结构组 成原理上的错误。若有，应如何修改？习题 3-5 图习题 3-5 解图(a) 习题 3-5 解图(b) 习题 3-5 解图(c) 解解 画出该方案的机动示意图如习题 3-5 解图(a)，其自由度为：0 14233 2345PPnF其中：滚子为局部自由度 计算可知：自由度为零，故该方案无法实现所要求的运动，即结构组成原理上有错误。 解决方法：增加一个构件和一个低副，如习题 3-5 解图(b)

2、所示。其自由度为：1 15243 2345PPnF将一个低副改为高副，如习题 3-5 解图(c)所示。其自由度为：1 23233 2345PPnF3-6 画出图 3-38 所示机构的运动简图（运动尺寸由图上量取） ，并计算其自由度。习题 3-6(a)图 习题 3-6(d)图 解解(a) 习题 3-6(a)图所示机构的运动简图可画成习题 3-6(a)解图(a)或习题 3-6(a)解图(b)的 两种形式。 自由度计算： 1042332345PPnF-_习题 3-6(a)解图(a)习题 3-6(a)解图(b) 解解(d) 习题 3-6(d)图所示机构的运动简图可画成习题 3-6(d)解图(a)或习题

3、 3-6(d)解图(b)的 两种形式。 自由度计算： 1042332345PPnF习题 3-6(d)解图(a) 习题 3-6(d)解图(b) 3-7 计算图 3-39 所示机构的自由度，并说明各机构应有的原动件数目。 解解(a) 10102732345PPnF A、B、C、D为复合铰链 原动件数目应为 1 说明：该机构为精确直线机构。当满足 BE=BC=CD=DE，AB=AD，AF=CF条件时，E点轨迹-_ 是精确直线，其轨迹垂直于机架连心线AF 解解(b) 1072532345PPnF B为复合铰链，移动副E、F中有一个是虚约束 原动件数目应为 1 说明：该机构为飞剪机构，即在物体的运动过程

4、中将其 剪切。剪切时剪刀的水平运动速度与被剪物体的 水平运动速度相等，以防止较厚的被剪物体的压 缩或拉伸。解解(c) 方法一：将FHI看作一个构件 201420132345PPnF B、C为复合铰链 原动件数目应为 2 方法二：将FI、FH、HI看作为三个独立的构件 201722132345PPnF B、C、F、H、I为复合铰链 原动件数目应为 2 说明：该机构为剪板机机构，两个剪刀刀口安装在两个滑 块上，主动件分别为构件AB和DE。剪切时仅有一 个主动件运动，用于控制两滑块的剪切运动。而另 一个主动件则用于控制剪刀的开口度，以适应不同 厚度的物体。解解(d) 15) 12(31)-3() 1

5、2() 13(5PnF 原动件数目应为 1 说明：该机构为全移动副机构（楔块机 构） ，其公共约束数为 1，即所有 构件均受到不能绕垂直于图面轴 线转动的约束。解解(e) 3032332345PPnF 原动件数目应为 3 说明：该机构为机械手机构，机械手头部装有弹簧夹手，以便夹取物体。三个构件分 别由三个独立的电动机驱动，以满足弹簧夹手的位姿要求。弹簧夹手与构件 3 在机构运动时无相对运动，故应为同一构件。3-10 找出图 3-42 所示机构在图示位置时的所有瞬心。若已知构件 1 的角速度，试求图中1 机构所示位置时构件 3 的速度或角速度（用表达式表示） 。 解解(a) （） 解解(b) （

6、）14131133PPPlvv14131133PPPlvv-_解解(c) （） 解解(d) （）341331413113PPPPPllv14131133PPPlvv （）1 34131413 3PPPP ll第六章部分题解参考 6-9 试根据图 6-52 中注明的尺寸判断各铰链四杆机构的类型。习题 6-9 图 解解 (a) 15040110minmaxll1607090其余l最短杆为机架 该机构为双曲柄机构 (b) 65145120minmaxll17070001其余l最短杆邻边为机架 该机构为曲柄摇杆机构 (c) 05150100minmaxll3010670其余l-_ 该机构为双摇杆机构

7、(d) 15050100minmaxll6017090其余l最短杆对边为机架 该机构为双摇杆机构 6-10 在图 6-53 所示的四杆机构中，若，。则b在什17a8c21d 么范围内时机构有曲柄存在？它是哪个构件？ 解解 分析：根据曲柄存在条件，若存在曲柄，则b不能小于c；若b=c，则不满足曲柄 存在条件。所以b一定大于c。 若bc，则四杆中c为最短杆，若有曲柄，则一定是DC 杆。 bd： cbllminmaxdal其余 b3082117cda bd： cdllminmaxbal其余 b1217821acd结论：12b30 时机构有曲柄存在，DC 杆为曲柄 6-13 设计一脚踏轧棉机的曲柄摇杆

8、机构。AD在铅垂线上，要求踏板CD在水平位置上下各 摆动 10，且=500mm，=1000mm。试用图解法求曲柄AB和连杆BC的长度。CDlADl解解 mm 78m 078. 08 . 701. 0ABllAB mm 1115m 115. 15 .11101. 0BCllBC-_6-14 设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长度，摆角，行程速比系数。mm 1004l04525. 1K 试根据的条件确定其余三杆的尺寸。mino40解解 20125. 1125. 118011180KKmm 28m 028. 05 .14002. 0ABllABmm 146.6m 1466. 03 .73002. 0BCl

9、lBC42.32min-_ 不满足传力条件，重新设计mino40mm 8 . 33m 0338. 09 .16002. 0ABllABmm 6 .081m 1086. 03 .54002. 0BCllBC16.40min 满足传力条件mino40 6-15 设计一导杆机构。已知机架长度，行程速比系数，试用图解法求曲柄mm 1001l4 . 1K 的长度。解解 3014 . 114 . 118011180KKmm 8825m 02588. 094.12002. 01.ABllAB-_ 6-16 设计一曲柄滑块机构。已知滑块的行程，偏距。行程速比系数mm 50smm 10e 。试用作图法求出曲柄和

10、连杆的长度。4 . 1K解解 3014 . 114 . 118011180KKmm 62.23m 02362. 062.23001. 02ABllABmm 47.39m 03947. 047.39001. 022CBllBC第七章部分题解参考 7-10 在图 7-31 所示运动规律线图中，各段运动规律未表示完全，请 根据给定部分补足其余部分（位移线图要求准确画出，速度和 加速度线图可用示意图表示） 。 解解 7-11 一滚子对心移动从动件盘形凸轮机构，凸轮为一偏心轮，其半径，偏心距mmR30 ，滚子半径，凸轮顺时针转动，角速度为常数。试求：画出凸mme15mmrk10 轮机构的运动简图。作出凸

11、轮的理论廓线、基圆以及从动件位移曲线图。s 解解 -_7-12 按图 7-32 所示位移曲线，设计尖端移动从动件盘形凸轮的廓线。并分析最大压力角 发生在何处（提示：从压力角公式来分析） 。解解 由压力角计算公式：)(tan2 srvb 、均为常数2vbr 0smax即 、，此两位置压力角最大 0 300-_7-13 设计一滚子对心移动从动件盘形凸轮机构。已知凸轮基圆半径，滚子半径mmrb40 ；凸轮逆时针等速回转，从动件在推程中按余弦加速度规律运动，回程中按mmrk10 等加-等减速规律运动，从动件行程；凸轮在一个循环中的转角为：mmh32 ，试绘制从动件位移线图和凸轮的廓线。60120301

12、50shst， 解解 7-14 将 7-13 题改为滚子偏置移动从动件。偏距,试绘制其凸轮的廓线。mme20 解解 -_7-15 如图 7-33 所示凸轮机构。试用作图法在图上标出凸轮与滚子从动件从C点接触到D 点接触时凸轮的转角，并标出在D点接触时从动件的压力角和位移。CDDDs 解解 第八章部分题解参考 8-23 有一对齿轮传动，m=6 mm，z1=20，z2=80，b=40 mm。为了缩小中心距，要改用m=4 mm 的一对齿轮来代替它。设载荷系数K、齿数z1、z2及材料均不变。试问为了保持原 有接触疲劳强度，应取多大的齿宽b？解解 由接触疲劳强度： buuKT aZZZHE H3 1)

13、1(500H-_ 载荷系数K、齿数z1、z2及材料均不变 baba即 mm9046402222 mbmb8-25 一标准渐开线直齿圆柱齿轮，测得齿轮顶圆直径da=208mm，齿根圆直径df=172mm， 齿数z=24，试求该齿轮的模数m和齿顶高系数。* ah解解 mhzdaa)2(* 若取 则 mm*2aa hzdm0 . 1*ah81224208 2*aa hzdm若取 则 mm（非标，舍）8 . 0*ah125. 88 . 0224 208 2*aa hzdm答：该齿轮的模数m=8 mm，齿顶高系数。0 . 1*ah8-26 一对正确安装的渐开线标准直齿圆柱齿轮（正常齿制） 。已知模数m=

14、4 mm，齿数 z1=25，z2=125。求传动比i，中心距a。并用作图法求实际啮合线长和重合度 。 解解 525/125/12zzimm 5084)0 . 12125()2( mm 1084)0 . 1225()2(mm 5001254 mm 100254mm 300)12525(24)(2* 22* 11221121mhzdmhzdmzdmzdzzmaaaaa745. 120cos414. 36 .20 cosmm 20.6m 0206. 03 .10002. 0212121mBB pBBBBb8-30 一闭式单级直齿圆柱齿轮减速器。小齿轮 1 的材料为，调质处理，齿面硬度Cr40 ；大齿

15、轮 2 的材料为 45 钢，调质处理，齿面硬度。电机驱动，传递功率HBS250HBS220 ，单向转动，载荷平稳，工作寿命为 5 年（每年工作 300 天，kW10Pmin/ r9601n 单班制工作） 。齿轮的基本参数为：。试验算齿mm60,mm65,75,25,mm32121bbZZm 轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度。 解解 几何参数计算：-_r/min 32075/96025/325/75/71. 1)20tan75.23(tan75)20tan53.29(tan2521)tan(tan)tan(tan21mm 150)7525(23)(275.23)231/20cos225(cos)/

16、cos(cosmm 2313)0 . 1275()2(mm 22575353.29)81/20cos75(cos)/cos(cosmm 813)0 . 1225()2(mm 752532112122211211 221 2* 22221 111 1* 1111znznzzuzzzzmaddmhzdmzdddmhzdmzdaaaaaaaaaa载荷计算： P152 表 8-5： 0 . 1AKm/s 77. 36000096075 6000011ndvP153 表 8-6： 齿轮传动精度为 9 级，但常用为 68 级，故取齿轮传动精度为 8 级 P152 图 8-21： 18. 1vK8 . 07

17、56012db dP154 图 8-24： （软齿面，对称布置）07. 1KP154 图 8-25： 25. 1KNm 48.99960109550955058. 125. 107. 118. 10 . 111nPTKKKKKvA许用应力计算：8 228 11 103 . 2)83005(13206060109 . 6)83005(19606060hh LnNLnNP164 图 8-34：，88. 01NY92. 02NY P165 图 8-35：，98. 01NZ94. 02NZ P164 表 8-8： ，（失效概率1/100）25. 1minFS0 . 1minHS P162 图 8-32

18、(c)：，MPa 2201limFMPa 2702limF P163 图 8-33(c)：，MPa 5501limHMPa 6202limH 0 . 2STYP162 式 8-27：MPa 76.30988. 025. 122201 min1lim 1N FSTF FYSYMPa 44.39792. 025. 122702 min2lim 2N FSTF FYSYP162 式 8-28：MPa 53998. 015501 min1lim 1N HH HZSMPa 8 .58294. 016202 min2lim 2N HH HZS，1HHMPa 8 .582min2H 验算齿轮的接触疲劳强度：

19、 P160 表 8-7： MPa 8 .189EZ-_ P161 图 8-31：5 . 2HZP160 式 8-26：87. 0371. 14 34 ZP160 式 8-25：ubuKT aZZZHE H 23 1) 1(500MPa 460360) 13(48.9958. 1500 15087. 05 . 28 .1893 齿面接触疲劳强度足够HH 验算齿轮的弯曲疲劳强度： P157 图 8-28：，64. 21FaY26. 22FaY P158 图 8-29：， 6 . 11SaY78. 12SaYP158 式 8-23：69. 071. 175. 025. 075. 025. 0YP15

20、8 式 8-22：MPa 65.6269. 06 . 164. 23657548.9958. 120002000 11 111 1YYYmbdKT SaFaFMPa 63.6469. 078. 126. 23607548.9958. 120002000 22 211 2YYYmbdKT SaFaF 齿轮 1 齿根弯曲疲劳强度足够1F1F 齿轮 2 齿根弯曲疲劳强度足够2F2F第十章部分题解参考 10-4 在图 10-23 所示的轮系中，已知各轮齿数，为单头右旋蜗杆，求传动比。315i解解 90301203060304315434321543251 15zzzzzz zzzzzzzz nni10

21、-6 图 10-25 所示轮系中，所有齿轮的模数相等，且均为标准齿轮，若 n1=200r/min，n3=50r/min。求齿数及杆 4 的转速n4。当 1）n1、n3同向时；2）2z n1、n3反向时。解解 )(2)(22321zzmzzm 202515602132zzzz 520156025213243414 13zzzz nnnni-_ 6/ )5(314nnn 设 为“”1n 则 1）n1、n3同向时： r/ /min （n4与n1同向）756/ )505200(6/ )5(314nnn 2）n1、n3反向时： r/ /min （n4与n1反向）33. 86/ )505200(6/ )5

22、(314nnn 10-8 图 10-27 所示为卷扬机的减速器，各轮齿数在图中示出。求传动比。17i 解解 1-2-3-4-7 周转轮系，5-6-7 定轴轮系 21169 21247852314274717 14zzzz nnnni313 18785775 57zz nni54nn （n1与n7同向）92.4363276771 17nni10-9 图 10-28 所示轮系，各轮齿数如图所示。求传动比。14i解解 518901331 13zz nnnniHHH5855 36879033243234 43 zzzz nnnniHHH03n 61 1HHnni5834 4HHnni（n1与n4同向）

23、11635864141 14HH ii nni10-11 图 10-30 示减速器中，已知蜗杆 1 和 5 的头数均为 1（右旋） ，=101，=99，1z2z ，=100，=100，求传动比。42zz 4z5zHi1 解解 1-2 定轴轮系，1-5-5-4 定轴轮系，2-3-4-H周 转轮系 ()991991221 12zz nni991 2nn ()10110000 1101100100514541 41 zzzz nni100001011 4nn 12442 42 zz nnnniHHH)(21 42nnnH 1980000)10000101 99(21)(21111 42nnnnnnH

24、19800001 1HHnni螺纹连接习题解答 111 一牵曳钩用 2 个 M10 的普通螺钉固定于机体上，如图所示。已知接合面间的摩 擦系数 f=0.15，螺栓材料为 Q235、强度级别为 4.6 级，装配时控制预紧力，试求螺栓组连 接允许的最大牵引力。 解题分析：本题是螺栓组受横向载荷作用的典型 例子它是靠普通螺栓拧紧后在接合面间产生的摩擦力-_ 来传递横向外载荷 FR。解题时，要先求出螺栓组所受的预紧力，然后，以连接的接合面不滑 移作为计算准则，根据接合面的静力平衡条件反推出外载荷 FR。 解题要点解题要点： （1）求预紧力 F： 由螺栓强度级别 4.6 级知 S =240MPa，查教材

25、表 115（a） ，取 S=1.35，则许用拉应 力： = S /S =240/1.35 MPa=178 MPa ， 查（GB19686）M10 螺纹小径=8.376mmd1由教材式（1113）： 1.3F/（/4） MPa 得：d2 1F=/（41.3）=178 8.3762/5.2 N =7535 N d2 1（2） 求牵引力 FR： 由式（1125）得 FR=Ffzm/=75350.1521/1.2N=1883.8 N （取Kf=1.2）Kf112 一刚性凸缘联轴器用 6 个 M10 的铰制孔用螺栓（螺栓 GB2788）连接，结 构尺寸如图所示。两半联轴器材料为 HT200，螺栓材料为

26、Q235、性能等级 5.6 级。试求： （1）该螺栓组连接允许传递的最大转矩T Tmax。 （2）若传递的最大转矩T Tmax不变，改用普通 螺栓连接，试计算螺栓直径，并确定其公称长度，写出螺栓标记。 （设两半联轴器间的摩 擦系数 f=0.16，可靠性系数 Kf=1.2） 。 解题要点： （1）计算螺栓组连接允许传递的最大转矩 Tmax ： 该铰制孔用精制螺栓连接所能传递转矩大小受螺 栓剪切强度和配合面 挤压强度的制约。因此，可先按螺栓剪 切强度来计算 Tmax ，然后较核配合面挤 压强度。也可按螺栓剪切强度和配合面挤压强度分别求 出 Tmax ，取其值小者。本解按第一种方法计算 1）确定铰制

27、孔用螺栓许用应力 由螺栓材料 Q235、性能等级 5.6 级知： 500MPa、300MPa 被连接件材料 HT200 bs200MPa 。b（a）确定许用剪应力查表 116，螺栓材料为 Q235 受剪切时=2.5，则S螺栓材料 =300/2.5MPa=120MPaSs/（b）确定许用挤压应力查表 116，螺栓材料为 Q235 受挤压=1.25Sp1螺栓材料=300/1.25MPa=240Mpa 被连接件材料为 HT200（=200MPa）受挤压时1pSs/b-_=22.5 被连接件材料 200/（22.5）MPa=80100MPaSp2Sbp/2 取=80MPa1p2pp2p2）按剪切强度计

28、算Tmax由式（1123）知 =2T/=2T/（ZDmZDm/4/4） d2 0（查 GB2788 得 M10 的铰制孔用螺栓光杆直径=11mm）d0故 33401112120/4Nmm=11632060.96 Nmm4/ 32 0maxdTDm3）校核螺栓与孔壁配合面间的挤压强度从式（1122）可得)/(0hdFsp式中，hmin为配合面最小接触高度，根据题 112 图结构 h=hmin=（6035 ）mm=25mm； 故该螺栓组连接允许传递的最大转矩=11632060.96NmmTmax（2）改为普通螺栓连接，计算螺栓小径 d1 ： （a） 计算螺栓所需的预紧力 F 按接合面见不发生相对滑

29、移的条件，则有 (Z=6(Z=6 m=1)m=1) NNfDTKFf86.8552934016. 0396.116320602 . 1 3max（b）计算螺栓小径 d1设螺栓直径 d30mm，查表 11-5（a）得 S=21.3 则 =/S=300/（21.3）MPa=150230.77MPa 取=150MPasmm=30.721mm15086.855293 . 14 3 . 141Fd查 GB19681，取 M36 螺栓（=31.670mm30.721mm）d1 （c）确定普通螺栓公称长度 l（l=2b+m+s+（0.20.3d） 根据题 112 结构图可知，半联轴器凸缘（螺栓连接处）厚度

30、b35mm 查 GB6170 86，得：螺母 GB617086 M36，螺母高度=31mm 查 GB9387，得：弹簧垫圈 36 mmax GB9387，弹簧垫圈厚度 s=9mm62min0max pphDdT满足挤压强度。,8047.412511340696.1163202 62min0maxMPaMPaMPahDdTppDTKmzfFf/2max-_ 则 I=235+31+9+（0.20.2）36 mm =117.2120.8 mm，取 l=120 mm（按 GB578286 l 系列 10 进位） 故螺栓标记：GB578286 M36120113 一钢结构托架由两块边板和一块承重板焊成的

31、，两块边板各用四个螺栓与立 柱相连接，其结构尺寸如图所示。托架所受的最大载荷为 20 kN，载荷有较大的 变动。试问： （1）此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰 制孔用螺栓连接为宜？ （2）如采用铰制孔用螺栓连接，螺栓的直 径应为多大？ 解题要点解题要点： （1） 采用铰制孔用螺栓连接较为合宜。 因为如用普通 螺栓连接，为了防止边板下滑，就需在拧紧 螺母时施加相当大的预紧力，以保证接合面 间有足够大的摩擦力。这样就要 增大连接的结构尺寸。 （2）确定螺栓直径（a）螺栓组受力分析： 由题解 113 图可见，载荷作用在总体结构的对称平面内，因此每一边（块）钢板所 受载荷： P=20/2 kN=100

32、00 将载荷 P 向螺栓组连接的接合面形心简化，则得 横向载荷（向下滑移）： P=10000 N-_ 旋转力矩（绕中心 O）T=10000300 Nmm=3000000 Nmm （b）计算受力最大螺栓的横向载荷 Fs： 在横向载荷 P 作用下各螺栓受的横向载荷 Fsp 大小相等，方向同 P，即Fsp1 = Fsp2 = Fsp3 = Fsp4 = P/4 = 10000/4 N = 2500 N 在旋转力矩 T 作用下,各螺栓受的横向载荷大小亦相等。这是因为各螺栓中心至形心 OFST 点距离相等，方向各垂直于螺栓中心与形心 O 点的连心线。 由图可见，螺栓中心至形心 O 点距离为r = mm=

33、106.1 mm 757522故 = = =T/（4r）FST1FST2FST3FST4=3000000/（4106.1）N= 7071 N 各螺栓上所受横向载荷和的方向如图所示。由图中可以看出螺栓 1 和螺栓 2FSPFST所受的两个力间夹角 最小（=45） ，故螺栓 1 和螺栓 2 所受合力最大，根据力的合成原理，所受总的横向载荷为FS max= = = FS maxFS1FS2cos2112 12 1FFFFSTSPSTSP= N=9014 N45cos7071250027071250022（c）确定铰制孔用螺栓直径：-_ 选螺栓材料的强度级别 4.6 级，查教材表 114 得=240M

34、Pa，查表 116 得 S=2.5 ， s=/S=240/2.5 MPa =96 MPas根据教材式（1123） ，得螺栓杆危险剖面直径为 = mmd0)/(4maxFS)96/(90144= 10.934 mm 由手册按 GB2788 查得，当螺纹公称直径为 10 mm 时，螺杆光杆部分直径=11 d0 mm，符合强度要求，故选 M10（GB2788）的铰制孔用螺栓。114 一方形盖板用四个螺栓与箱体连接，其结构尺寸如图所示。盖板中心 O 点的吊 环受拉力 FQ=20000N，设剩余预紧力 F=0.6F, F 为螺栓所受的轴向工作载荷。试求： （1）螺栓所受的总拉力 F。 ，并计算确定螺栓直

35、径（螺栓材料为 45 号钢，性能等级为 6.8 级） 。 （2）如因制造误差，吊环由 O 点移到 O点，且OO=5mm,求受力最大螺栓所受的总2 拉力 F。 ，并校核（1）中确定的螺栓的强度。 解题要点解题要点：（1）吊环中心在 O 点时： 此螺栓的受力属于既受预紧力 F作用又受轴向工作载荷 F 作用的情况。根据题给条件， 可求出螺栓的总拉力： F0=F+F=0.6F+F=1.6F 而轴向工作载荷 F 是由轴向载荷 FQ引起的，故有： 题 114 图NNFFQ5000420000 4 NNFF800050006 . 16 . 10螺栓材料 45 号钢、性能等级为 6.8 级时， ，查表 115

36、a 取MPas480S=3，则/S=480/3MPa=160MPa ,故s mmmmFd097. 916080003 . 143 . 140 1-_ 查 GB196-81，取 M12（d1=10.106mm9.097mm） 。 （2）吊环中心移至 O点时：首先将载荷 FQ向 O 点简化，得一轴向载荷 FQ和一翻转力矩 M。 M 使盖板有绕螺栓 1 和 3 中心连线翻转的趋势。 mmNmmNOOMFQ4 .1414212520000显然螺栓 4 受力最大，其轴向工作载荷为NNrMFrrMrFFQQ MQFF5500 10010024 .141421 4200002444222 22 1max N

37、NFF880055006 . 16 . 10 MPaMPaMPadFe1606 .1424/106.1088003 . 14/3 . 122 10故吊环中心偏移至 O点后，螺栓强度仍足够。115 有一气缸盖与缸体凸缘采用普通螺栓连接，如图所示。已知气缸中的压力 p 在 02MPa 之间变化，气缸内径 D=500mm，螺栓分布圆直径 D0=650mm。为保证气密性要求，剩 余预紧力 F=1.8F，螺栓间距 t4.5d（d 为螺栓的大径） 。螺栓材料的许用拉伸应力 =120MPa，许用应力幅=20MPa。选用铜皮石棉垫片螺栓相对刚度 C1/（C1+C2）=0.8， 试设计此螺栓组连接。 解题要点解

38、题要点： （1） 选螺栓数目 Z ： 因为螺栓分布圆直径较大，为保证 螺栓间间距不致过大，所以选用较多的螺栓，初取 Z=24。 （2）计算螺栓的轴向工作载荷 F ： 1）螺栓组连接的最大轴向载荷 FQ -_NNpDFQ522 10927. 324500 42）单个螺栓的最大轴向工作载荷 F：NNZFFQ5 .163622410927. 35 题 11-5 图 （3）计算螺栓的总拉力 F0 NNFFFFFF458155 .163628 . 28 . 28 . 10 （4）计算螺栓直径 ： mmmmFd139.25120458153 . 143 . 140 1查 GB19681，取 M30（d d

39、1 1=26.211mm25.139mm=26.211mm25.139mm） （5）校核螺栓疲劳强度 ： MPaMPaMPadF CCCaa2013.12211.265 .1636228 . 0222 1211故螺栓满足疲劳强度要求。（6）校核螺栓间距 ： 实际螺栓间距为mmmmdmmmmZDt135305 . 45 . 41 .85246500故螺栓间距满足联接的气密性要求。 第十四章第十四章 机械系统动力学机械系统动力学14-11、在图 14-19 中，行星轮系各轮齿数为，其质心与轮心重合，又齿轮123zzz、1、2 对质心的转动惯量为，系杆 H 对的转动惯量为，齿轮 2 的质量为，12O

40、O、12JJ、HJ2m现以齿轮 1 为等效构件，求该轮系的等效转动惯量。J3H12321HO1O2-_2222212 12211232312113212 1 13222123112 1221 3121313()()()()1() ()()()()()()oH HHoHJJJJmz zz z zzz zzOOzzzz zzzOOJJJJmzz zzzzzz 解：14-12、机器主轴的角速度值从降到时，飞轮放出的功，求飞1()rad2()rad(m)W N:轮的转动惯量。maxmin1222 121()2 2FFWyM dJWJ解：14-15、机器的一个稳定运动循环与主轴两转相对应，以曲柄和连杆所

41、组成的转动副 A的中心为等效力的作用点，等效阻力变化曲线如图 14-22 所示。等效驱动力为常cAFSaF数，等效构件（曲柄）的平均角速度值，不均匀系数，曲柄长度25/mrad s0.02，求装在主轴（曲柄轴）上的飞轮的转动惯量。0.5OAlm(a) Wv与时间关系图 （b） 、能量指示图a2 24()2 3015mWy=25N m 256.28250.02cvaOAvcOAOAvaFWWFlFllFNMvaNJkg m :解：稳定运动循环过程40Nm1512.522.515Nm22.5425-_14-17、图 14-24 中各轮齿数为，轮 1 为主动轮，在轮 1 上加力矩12213zzzz、

42、，。作用在轮 2 上的阻力距地变化为：1M 常数，两轮对各自中心的转动惯量为2r22r020MMM 当时，常数；当时，。轮的平均角速度值为。若不均匀系数为，则：（1）画出以轮 1 为等效构件的12JJ、m等效力矩曲线；（2）求出最大盈亏功；（3）求飞轮的转动惯量。MFJ图 14-24 习题 14-17 图解：齿轮解：齿轮 1 1 为等效构件。因为为等效构件。因为，所以，所以，转过转过时，时，应转过应转过。123zz 2216即，齿轮即，齿轮 1 1 的周期的周期为为。有。有：16常数常数 （）1 11 1MMMva601（）2 2112 231MzzMMMrvc301（）012 rvcMM631为分段函数，等效到轮为分段函数，等效到轮 1 1 后后如图所示。如图所示。rM1vcM60160116010310dMdMdMrv故有故有 ，即，即331621MM2161MM 11z12z12rM12M12 12-_由由 rvMMM31 1（）261MMv301（）261MMv631如图所示如图所示1vM故最大盈亏功：故最大盈亏功：222613MMWy轮轮 1 1 上的等效转动惯量上的等效转动惯量：vJ21221 21212 2211211 191JJJzzJJJJJJJFFFv