【精编版】机械设计基础课后习题答案..pdf

《【精编版】机械设计基础课后习题答案..pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《【精编版】机械设计基础课后习题答案..pdf（32页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、-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)解画出该方案的机动示意图如习题3-5 解图(a)，其自由度为：0142332345PPnF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)所示。其自由度为：115243

2、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：1232332345PPnF3-6 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(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-2-习题 3-6(a)解图(a)习题 3-6(a)解图(b)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 3-6(d)解图(b)的两种形式。自由度计算：10423323

3、45PPnF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(a)10102732345PPnFA、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，-3-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(b)1072532345PPnFB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

4、伸。解(c)方法一：将 FHI 看作一个构件201420132345PPnFB、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201722132345PPnFB、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(d)15)12(31)-3()12()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

5、图面轴线转动的约束。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1，试求图中机构所示位置时构件3 的速度或角速度（用表达式表示）。解(a)14131133PPPlvv（）解(b)14131133PPPlvv（）-4-解(c)341331413113PPPPPllv（）解(d)14131133PPPlvv（）134131

6、4133PPPPll（）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(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-5-该机构为双摇杆机构(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17a，8c，21d。则 b 在什么范围内时机构有曲柄存在？它是哪个构

7、件？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b3082117cdabd：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CDl=500mm，ADl=1000mm。试用图解法求曲柄AB和连杆 BC的长度。解mm78m078.08.701.0ABllABmm1115m115.15

8、.11101.0BCllBC-6-6-14 设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长度mm1004l，摆角045，行程速比系数25.1K。试根据mino40的条件确定其余三杆的尺寸。解20125.1125.118011180KKmm28m028.05.14002.0ABllABmm146.6m1466.03.73002.0BCllBC42.32min-7-不满足mino40传力条件，重新设计mm8.33m0338.09.16002.0ABllABmm6.081m1086.03.54002.0BCllBC16.40min满足mino40传力条件6-15 设计一导杆机构。已知机架长度mm1001l，行程速比

9、系数4.1K，试用图解法求曲柄的长度。解3014.114.118011180KK-8-mm8825m02588.094.12002.01.ABllAB6-16 设计一曲柄滑块机构。已知滑块的行程mm50s，偏距mm10e。行程速比系数4.1K。试用作图法求出曲柄和连杆的长度。解3014.114.118011180KKmm62.23m02362.062.23001.02ABllABmm47.39m03947.047.39001.022CBllBC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

10、图可用示意图表示）。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mmR30，偏心距mme15，滚子半径mmrk10，凸轮顺时针转动，角速度为常数。试求：画出凸轮机构的运动简图。作出凸轮的理论廓线、基圆以及从动件位移曲线s图。解-9-7-12 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）。解由压力角计算公式：)(tan2srvb2v、br、均为常数0smax即0、300，此两位置压力角最大-10-7-13 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mmrb40，滚子半径mmrk10；凸轮

11、逆时针等速回转，从动件在推程中按余弦加速度规律运动，回程中按等 加-等 减速 规律 运 动，从 动件 行程mmh32；凸 轮在 一个 循环 中 的转 角为：6012030150shst，试绘制从动件位移线图和凸轮的廓线。解-11-7-14 将 7-13 题改为滚子偏置移动从动件。偏距mme20,试绘制其凸轮的廓线。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CD，并标出在 D点接触时从动件的压力角D和位移Ds。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

12、改用m=4 mm-12-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？解由接触疲劳强度：buuKTaZZZHEH31)1(500H载荷系数 K、齿数 z1、z2及材料均不变baba即9046402222mbmb mm 8-25 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mhzdaa)2(*2aahzdm若取0.1*ah则812242082*aahzdmmm 若取8.0*ah则125.88.02242082*aahzdmmm（非标

13、，舍）答：该齿轮的模数m=8 mm，齿顶高系数0.1*ah。8-26 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=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525/125/12zzimm5084)0.12125()2(mm1084)0.1225()2(mm5001254mm100254mm300)12525(24)(2*22*11221121mhzdmhzdmzdmzdzzmaaaaa745.120cos414.36.20cosmm20.6m0206.03.10002.0212121mBBpBBBBb8-30 一

14、闭式单级直齿圆柱齿轮减速器。小齿轮 1 的材料为Cr40，调质处理，齿面硬度HBS250；大齿轮 2 的材料为 45 钢，调质处理，齿面硬度HBS220。电机驱动，传递功率kW10P，min/r9601n，单向转动，载荷平稳，工作寿命为5 年（每年工作 300 天，单班制工作）。-13-齿轮的基本参数为：mm60,mm65,75,25,mm32121bbZZm。试验算齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度。解几何参数计算：r/min32075/96025/325/75/71.1)20tan75.23(tan75)20tan53.29(tan2521)tan(tan)tan(tan21mm150)75

15、25(23)(275.23)231/20cos225(cos)/cos(cosmm2313)0.1275()2(mm22575353.29)81/20cos75(cos)/cos(cosmm813)0.1225()2(mm7525321121222112112212*222211111*1111znznzzuzzzzmaddmhzdmzdddmhzdmzdaaaaaaaaaa载荷计算：P152 表 8-5：0.1AKm/s77.360000960756000011ndvP153 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

16、.0756012dbdP154 图 8-24：07.1K（软齿面，对称布置）P154 图 8-25：25.1KNm48.99960109550955058.125.107.118.10.111nPTKKKKKvA许用应力计算：822811103.2)83005(13206060109.6)83005(19606060hhLnNLnNP164 图 8-34：88.01NY，92.02NYP165 图 8-35：98.01NZ，94.02NZP164 表 8-8：25.1minFS，0.1minHS（失效概率 1/100）P162 图 8-32(c)：MPa2201limF，MPa2702limF

17、P163 图 8-33(c)：MPa5501limH，MPa6202limH0.2STYP162 式 8-27：MPa76.30988.025.122201min1lim1NFSTFFYSYMPa44.39792.025.122702min2lim2NFSTFFYSYP162 式 8-28：MPa53998.015501min1lim1NHHHZS-14-MPa8.58294.016202min2lim2NHHHZS1HH，MPa8.582min2H验算齿轮的接触疲劳强度：P160 表 8-7：MPa8.189EZP161 图 8-31：5.2HZP160 式 8-26：87.0371.143

18、4ZP160 式 8-25：ubuKTaZZZHEH231)1(500MPa460360)13(48.9958.150015087.05.28.1893HH齿面接触疲劳强度足够验算齿轮的弯曲疲劳强度：P157 图 8-28：64.21FaY，26.22FaYP158 图 8-29：6.11SaY，78.12SaYP158 式 8-23：69.071.175.025.075.025.0YP158 式 8-22：MPa65.6269.06.164.23657548.9958.120002000111111YYYmbdKTSaFaFMPa63.6469.078.126.23607548.9958.1

19、20002000222112YYYmbdKTSaFaF1F1F齿轮 1 齿根弯曲疲劳强度足够2F2F齿轮 2 齿根弯曲疲劳强度足够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，3为单头右旋蜗杆，求传动比15i。解9030120306030431543432154325115zzzzzzzzzzzzzznni10-6 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，-15-n3=50r/min。求齿数2z及杆 4 的转速 n4。当 1）n1、n3同向时；2）n1、n3反向时。解)(2)(22321zzmzzm202515602

20、132zzzz52015602521324341413zzzznnnni6/)5(314nnn设1n为“”则1）n1、n3同向时：756/)505200(6/)5(314nnn r/min（n4与n1同向）2）n1、n3反向时：33.86/)505200(6/)5(314nnn r/min（n4与 n1反向）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1-2-3-4-7周转轮系，5-6-7 定轴轮系211692124785231427471714zzzznnnni3131878577557zznni54nn92.436327677117nni（n1与

21、n7同向）10-9 图 10-28 所示轮系，各轮齿数如图所示。求传动比14i。解51890133113zznnnniHHH58553687903324323443zzzznnnniHHH03n611HHnni58344HHnni1163586414114HHiinni（n1与 n4同向）10-11 图 10-30 示减速器中，已知蜗杆 1 和 5 的头数均为 1（右旋），1z=101，2z=99，42zz，4z=100，5z=100，求传动比Hi1。解1-2 定轴轮系，1-5-5-4定轴轮系，2-3-4-H周转轮系99199122112zznni9912nn()101100001101100

22、10051454141zzzznni1000010114nn()1244242zznnnniHHH)(2142nnnH1980000)1000010199(21)(2111142nnnnnnH198000011HHnni-16-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

23、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：（1）求预紧力 F：由螺栓强度级别4.6 级知S=240MPa，查教材表 115（a），取 S=1.35，则许用拉应力：=S/S=240/1.35 MPa=178 MPa ，查（GB196 86）M10螺纹小径d1=8.376mm 由教材式（1113）：1.3F/（d21/4）MPa 得：F=d21/（41.3）=178 8.3762/5.2 N=7535 N （2）求牵引力 FR：由式（1125）得 FR=Ffzm/Kf=75350.15 21/1.2N=1883.8 N（取Kf=1.2）112 一刚性凸缘联

24、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 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Tmax。（2）若传递的最大转矩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

25、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）确定铰制孔用螺栓许用应力由 螺 栓 材 料Q235、性 能 等 级5.6级 知：b500MPa、s300MPa 被连接件材料HT200 b200MPa。（a）确定许用剪应力查表 116，螺栓材料为 Q235受剪切时S=2.5，则螺栓材料 =Ss/=300/2.5MPa=120MPa-17-（b）确定许用挤压应力查表 116，螺栓材料为 Q235受挤压Sp1=1.25 螺栓材料 1p=Ss/=300/1.25MPa=240Mpa被连接件材料为HT200（b=200MPa）受挤压时Sp2=22.5 被连接件材料Sbp/2200/（22

26、.5）MPa=80 100MPa 1p 2p 取p=2p=80MPa 2）按剪切强度计算Tmax由式（1123）知=2T/（ZDm d20/4）（查 GB27 88得 M10的铰制孔用螺栓光杆直径d0=11mm）故4/320maxdTDm33401112120/4Nmm=11632060.96 N?mm 3）校核螺栓与孔壁配合面间的挤压强度从式（1122）)/(0hdFsp可得式中，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Tmax=11632060.96Nmm（2）改为普通螺栓连接，计算螺栓小径d1 ：（a）

27、计算螺栓所需的预紧力F按接合面见不发生相对滑移的条件，则有(Z=6 m=1)NNfDTKFf86.8552934016.0396.116320602.13max（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/S=300/（21.3）MPa=150 230.77MPa 取=150MPa 62min0maxpphDdT满足挤压强度。,8047.412511340696.116320262min0maxMPaMPaMPahDdTppDTKmzfFf/2max-18-15086.855293.143.141Fdmm=30.721mm 查 GB196 81

28、，取 M36螺栓（d1=31.670mm 30.721mm）（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b35mm 查 GB6170 86，得：螺母 GB6170 86 M36，螺母高度mmax=31mm 查 GB93 87，得：弹簧垫圈 36 GB9387，弹簧垫圈厚度s=9mm 则 I=2 35+31+9+（0.2 0.2）36 mm=117.2120.8 mm，取 l=120 mm（按 GB578286 l系列 10 进位）故螺栓标记：GB5782 86 M36120 113 一钢结构托架由两块边板和一块承重

29、板焊成的，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：（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。-19-（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=10000 将载荷 P向螺栓组连接的

30、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 N?mm（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FST大小亦相等。这是因为各螺栓中心至形心O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=757522mm=106.1 mm 故FST1=FST2=FST3=FST4=T/（4r）=300

31、0000/（4106.1）N=7071 N -20-各螺栓上所受横向载荷FSP和FST的方向如图所示。由图中可以看出螺栓1 和螺栓 2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FSmax为FSmax=FS1=FS2=cos2112121FFFFSTSPSTSP =45cos7071250027071250022 N=9014 N（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s=240MPa，查表 116 得 S=2.5，=s/S=240/2.5 MPa=96 MPa 根据教材式（1123），得螺栓

32、杆危险剖面直径为d0)/(4maxFS=)96/(90144 mm=10.934 mm 由手册按 GB27 88 查得，当螺纹公称直径为10 mm时，螺杆光杆部分直径d0=11 mm，符合强度要求，故选M10（GB27 88）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-21-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=52mm,求受力最大螺栓所受的总拉力

33、 F。，并校核（1）中确定的螺栓的强度。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NNFFQ50004200004NNFF800050006.16.10螺栓材料 45 号钢、性能等级为 6.8 级时，MPas480，查表 115a 取 S=3，则s/S=480/3MPa=160MPa,故mmmmFd097.916080003.143.1401查 GB196-81，取 M12（d1=10.106mm 9.

34、097mm）。（2）吊环中心移至 O 点时：-22-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。mmNmmNOOMFQ?4.1414212520000显然螺栓 4 受力最大，其轴向工作载荷为NNrMFrrMrFFQQMQFF550010010024.1414214200002444222221maxNNFF880055006.16.10MPaMPaMPadFe1606.1424/106.1088003.14/3.12210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

35、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t 4.5d（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：（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 NNpDFQ52210927.3245004-23-2）单个螺栓的最大轴向工作载荷F：NNZFFQ5.16

36、3622410927.35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：mmmmFd139.25120458153.143.1401查 GB196 81，取 M30（d1=26.211mm25.139mm）（5）校核螺栓疲劳强度：MPaMPaMPadFCCCaa2013.12211.265.1636228.02221211?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。第十四章机械系统动力学14-11、在图

37、14-19 中，行星轮系各轮齿数为123zzz、，其质心与轮心重合，又齿轮1、2 对质心12OO、的转动惯量为12JJ、，系杆 H对的转动惯量为HJ，齿轮 2 的质量为2m，现以齿轮 1 为等效构件，求该轮系的等效转动惯量J。3 H 1 2 3 2 1 H O1O2-24-22222121221123231211321211322212311212213121313()()()()1()()()()()()()oHHHoHJJJJmz zzzzzzzzO Ozzzz zzzO OJJJJmzzzzzzzz解：14-12、机器主轴的角速度值1()rad从降到时2()rad，飞轮放出的功(m)W

38、Ng，求飞轮的转动惯量。maxmin1222121()22FFWyM 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cAFS如图 14-22 所示。等效驱动力aF为常数，等效构件（曲柄）的平均角速度值25/mrads，不均匀系数0.02，曲柄长度0.5OAlm，求装在主轴（曲柄轴）上的飞轮的转动惯量。(a)Wv与时间关系图（b）、能量指示图a224()23015mWy=25N m256.28250.02cvaOAvcOAOAvaFWWFlFllFNMvaNJkg mggg解：稳定运动循环过程14-17、图 1

39、4-24 中各轮齿数为12213zzzz、，轮 1 为主动轮，在轮 1上加力矩1M常数。40Nm1512.522.515Nm22.5425-25-作用在轮2上的阻力距地变化为：2r22r020MMM当时，常数；当时，两轮对各自中心的转动惯量为12JJ、。轮的平均角速度值为m。若不均匀系数为，则：（1）画出以轮 1 为等效构件的等效力矩曲线M；（2）求出最大盈亏功；（3）求飞轮的转动惯量FJ。图 14-24 习题 14-17 图解：齿轮 1 为等效构件。因为123zz，所以，2转过 2时，1应转过 6。即，齿轮 1 的周期1为 6。有：1111MMMva常数（601）22112231MzzMMM

40、rvc（301）012rvcMM（631）rM为分段函数，等效到轮1 后1vcM如图所示。60160116010310dMdMdMrv故有331621MM，即2161MM由rvMMM311261MMv（301）1 1z2z2 rM2M22-26-261MMv（631）1vM如图所示故最大盈亏功：222613MMWy轮 1 上的等效转动惯量vJ：21221212122211211191JJJzzJJJJJJJFFFv飞轮的转动惯量FJ：2122212291291JJMJJWJWJmmyFmyF1vcM图1vM图vcMvaM1vM231M1M3601vM261M360261M)()(baa-27-

41、能量指示图14.-19图14-26所示回转构件的各偏心质量1234100150200100mgmgmgmg、，它 们 的 质 心 至 转 动 轴 线 的 距 离 分 别 为1243r400300200mmrrmmrmm、，各 偏 心 轮 质 量 所 在 平 面 间 的 距 离 为122334l=l=l=200mm，各偏心质量的方位角1223341206090、。如加在平衡面和中的平衡质量mm及的质心至转动轴线的距离分别为rr和，且 r=r500mm，试求 mm和的大小及方位。T解：在平面内：baba，01m1202m3mxym-28-31231700001)sin 30400004000036

42、70000cos500cos67000070cos300032)330000500sin2sin30 330 39 3tan65.82707330 356.96sin 65.82FFFm rmmmmmgru r2、F cos30=mr sin得：所以：以逆时针65.8256.96mg、T解：在平面内：4mmy60 x2m3m-29-33223242221400003311450003380000450001cos6034167332500cos34167cos68.332500sinsin601345000330000500sin45000326500sin17FFFFFFmmFmFmm）、由

43、得：又由得：）、3009.6sin34.0234.02tan36.4768.3376.3336.4776.33mmgrmgu r得：所以：顺时针方向，、第十六章轴16-13、已知图 16-41 中所示直齿轮减速器输出轴在安装齿轮处的直径65dmm，齿轮轮毂长 85mm，齿轮和轴的材料均为45钢。齿轮分度圆直径为0300dmm，所受圆周力8000tFN，载荷有轻微冲击。试选择该处平键的尺寸。如果轮毂材料为铸铁，则该平键所能传递的转矩T 有多大？-30-0626445100120a,1100.3800012002244 1200110100.06548006.710.065 110 102.52.

44、50.065162.56174162.5ppptTdhlMPMPadTFTdhlhlhlmmldmmhmm:gQpp解：普通平键的挤压强度条件为F=A号钢在轻微冲击下的取F则有：=A又查表 61501.544dhlN m:gppmaxp-6-36maxp-8 可选 l=140mm,h=11mm,b=18mm如果轮毂材料为铸铁，则该平键所能承受的最大挤压力为=5060MPa,取=60MPa。4T则由=得：dhl11 1401065 1060 10T=16-14、已知一传动轴所传递的功率16kNW，转速720/minnr，材料为275Q钢。求该传动轴所需的最小直径。3333333169550 10

45、n 0.29550 10d0.2 16,720/min.11816d11833.18720NkWPTWdPPAnnPkW nrAmm解：当传动轴传递的功率为时，其扭转强度条件为即：其中16-15、图 16-42 所示为一直齿圆柱齿轮减速器输出轴的示意图。有关尺寸如图所示。轴承宽度为20mm；齿轮宽度为50mm，分度圆直径为20mm，传递的功率为5.5NkW，转速300/minnr。试按弯扭合成强度计算轴的直径并绘出轴的结构图。-31-95495.5175.06530020002000 175.0651751200tan1751tan20637trtN mTFNdFFNg解：（1）作计算简图并求支反力PT=9549n圆周力径向力x0875.52318.52tAABxrAyByFMFFNFFFN最大合成弯矩：22x186.2.ccyMcMMN m计算当量弯矩：22max333()213.81010213.8 1032.0465vcvMMTN mMdmmg由于键槽，直径增大5%，d=(1+5%)d=33.64.可取轴颈为 35mm AxFAyFBxFByFrFtFA C B T=176.065 63.7-32-