...wd......wd......wd...機械設計根基〔第五版〕課后習題答案(完整版)楊可竺、程光蘊、李仲生主編1-1至1-4解機構運動簡圖如以以下圖所示。圖1.11題1-1解圖圖1.12題1-2解圖圖1.13題1-3解圖圖1.14題1-4解圖1-5解1-6解1-7解1-8解1-9解1-10解1-11解1-12解1-13解該導桿機構的全部瞬心如以以下圖，構件1、3的角速比為：1-14解該正切機構的全部瞬心如以以下圖，構件3的速度為：，方向垂直向上。1-15解要求輪1與輪2的角速度之比，首先確定輪1、輪2和機架4三個構件的三個瞬心，即，和，如以以下圖。那么：，輪2與輪1的轉向相反。1-16解〔1〕圖a中的構件組合的自由度為：自由度為零，為一剛性桁架，所以構件之間不能產生相對運動。〔2〕圖b中的CD桿是虛約束，去掉與否不影響機構的運動。故圖b中機構的自由度為：所以構件之間能產生相對運動。題2-1答:a〕，且最短桿為機架，因此是雙曲柄機構。b〕，且最短桿的鄰邊為機架，因此是曲柄搖桿機構。c〕，不滿足桿長條件，因此是雙搖桿機構。d〕，且最短桿的對邊為機架，因此是雙搖桿機構。題2-2解:要想成為轉動導桿機構，那么要求與均為周轉副。〔1〕當為周轉副時，要求能通過兩次與機架共線的位置。見圖2-15中位置和。在中，直角邊小于斜邊，故有：〔極限情況取等號〕；在中，直角邊小于斜邊，故有：〔極限情況取等號〕。綜合這二者，要求即可。〔2〕當為周轉副時，要求能通過兩次與機架共線的位置。見圖2-15中位置和。在位置時，從線段來看，要能繞過點要求：〔極限情況取等號〕；在位置時，因為導桿是無限長的，故沒有過多條件限制。〔3〕綜合〔1〕、〔2〕兩點可知，圖示偏置導桿機構成為轉動導桿機構的條件是：題2-3見圖2.16。圖2.16題2-4解:〔1〕由公式，并帶入數據列方程有：因此空回行程所需時間；〔2〕因為曲柄空回行程用時，轉過的角度為，因此其轉速為：轉/分鐘題2-5解:〔1〕由題意踏板在水平位置上下擺動，就是曲柄搖桿機構中搖桿的極限位置，此時曲柄與連桿處于兩次共線位置。取適當比例圖尺，作出兩次極限位置和〔見圖2.17〕。由圖量得：，。解得：由和上步求解可知：，，，〔2〕因最小傳動角位于曲柄與機架兩次共線位置，因此取和代入公式〔2-3〕計算可得：或：代入公式〔2-3〕′，可知題2-6解：因為此題屬于設計題，只要步驟正確，答案不唯一。這里給出基本的作圖步驟，不給出具體數值答案。作圖步驟如下〔見圖2.18〕：〔1〕求，；并確定比例尺。〔2〕作，。〔即搖桿的兩極限位置〕〔3〕以為底作直角三角形，，。〔4〕作的外接圓，在圓上取點即可。在圖上量取，和機架長度。那么曲柄長度，搖桿長度。在得到具體各桿數據之后，代入公式〔2—3〕和〔2-3〕′求最小傳動角，能滿足即可。圖2.18題2-7圖2.19

解:作圖步驟如下〔見圖2.19〕：〔1〕求，；并確定比例尺。〔2〕作，頂角，。〔3〕作的外接圓，那么圓周上任一點都可能成為曲柄中心。〔4〕作一水平線，于相距，交圓周于點。〔5〕由圖量得，。解得：曲柄長度：連桿長度：題2-8解:見圖2.20，作圖步驟如下：〔1〕。〔2〕取，選定，作和，。〔3〕定另一機架位置：角平分線，。〔4〕，。桿即是曲柄，由圖量得曲柄長度：題2-9解：見圖2.21，作圖步驟如下：〔1〕求，，由此可知該機構沒有急回特性。〔2〕選定比例尺，作，。〔即搖桿的兩極限位置〕〔3〕做，與交于點。〔4〕在圖上量取，和機架長度。曲柄長度：連桿長度：題2-10解:見圖2.22。這是兩個活動鉸鏈兩對位置設計四桿機構，可以用圓心法。連接，，作圖2.22的中垂線與交于點。然后連接，，作的中垂線與交于點。圖中畫出了一個位置。從圖中量取各桿的長度，得到：，，題2-11解:〔1〕以為中心，設連架桿長度為，根據作出，，。〔2〕取連桿長度，以，，為圓心，作弧。〔3〕另作以點為中心，、，的另一連架桿的幾個位置，并作出不同半徑的許多同心圓弧。〔4〕進展試湊，最后得到結果如下：，，，。機構運動簡圖如圖2.23。題2-12解:將條件代入公式〔2-10〕可得到方程組：聯立求解得到：，，。將該解代入公式〔2-8〕求解得到：，，，。又因為實際，因此每個桿件應放大的比例尺為：，故每個桿件的實際長度是：，，，。題2-13證明:見圖2.25。在上任取一點，下面求證點的運動軌跡為一橢圓。見圖可知點將分為兩局部，其中，。又由圖可知，，二式平方相加得可見點的運動軌跡為一橢圓。3-1解圖3.10題3-1解圖如圖3.10所示，以O為圓心作圓并與導路相切，此即為偏距圓。過B點作偏距圓的下切線，此線為凸輪與從動件在B點接觸時，導路的方向線。推程運動角如以以下圖。3-2解圖3.12題3-2解圖如圖3.12所示，以O為圓心作圓并與導路相切，此即為偏距圓。過D點作偏距圓的下切線，此線為凸輪與從動件在D點接觸時，導路的方向線。凸輪與從動件在D點接觸時的壓力角如以以下圖。3-3解：從動件在推程及回程段運動規律的位移、速度以及加速度方程分別為：〔1〕推程：0°≤≤150°〔2〕回程：等加速段0°≤≤60°等減速段60°≤≤120°為了計算從動件速度和加速度，設。計算各分點的位移、速度以及加速度值如下：總轉角0°15°30°45°60°75°90°105°位移(mm)00.7342.8656.18310.3651519.63523.817速度(mm/s)019.41636.93150.83259.75762.83259.75750.832加速度〔mm/s2〕65.79762.57753.23138.67520.3330-20.333-38.675總轉角120°135°150°165°180°195°210°225°位移(mm)27.13529.26630303029.06626.25021.563速度(mm/s)36.93219.416000-25-50-75加速度〔mm/s2〕-53.231-62.577-65.7970-83.333-83.333-83.333-83.333總轉角240°255°270°285°300°315°330°345°位移(mm)158.4383.750.9380000速度(mm/s)-100-75-50-250000加速度〔mm/s2〕-83.333-83.33383.33383.33383.333000根據上表作圖如下〔注：為了圖形大小協調，將位移曲線沿縱軸放大了5倍。〕：圖3-13題3-3解圖3-4解：圖3-14題3-4圖根據3-3題解作圖如圖3-15所示。根據(3.1)式可知，取最大，同時s2取最小時，凸輪機構的壓力角最大。從圖3-15可知，這點可能在推程段的開場處或在推程的中點處。由圖量得在推程的開場處凸輪機構的壓力角最大，此時＜[]=30°。圖3-15題3-4解圖

3-5解：〔1〕計算從動件的位移并對凸輪轉角求導當凸輪轉角在0≤≤過程中，從動件按簡諧運動規律上升h=30mm。根據教材(3-7)式可得：0≤≤0≤≤

當凸輪轉角在≤≤過程中，從動件遠休。S2=50≤≤≤≤當凸輪轉角在≤≤過程中，從動件按等加速度運動規律下降到升程的一半。根據教材(3-5)式可得：≤≤≤≤

當凸輪轉角在≤≤過程中，從動件按等減速度運動規律下降到起始位置。根據教材(3-6)式可得：≤≤≤≤當凸輪轉角在≤≤過程中，從動件近休。S2=50≤≤≤≤〔2〕計算凸輪的理論輪廓和實際輪廓此題的計算簡圖及坐標系如圖3-16所示，由圖可知，凸輪理論輪廓上B點(即滾子中心)的直角坐標為圖3-16式中。

由圖3-16可知，凸輪實際輪廓的方程即B′點的坐標方程式為因為所以故

由上述公式可得理論輪廓曲線和實際輪廓的直角坐標，計算結果如下表，凸輪廓線如圖3-17所示。x′y′x′y′0°49.3018.333180°-79.223-8.88510°47.42116.843190°-76.070-22.42120°44.66825.185200°-69.858-34.84030°40.94333.381210°-60.965-45.36940°36.08941.370220°-49.964-53.35650°29.93448.985230°-37.588-58.31260°22.34755.943240°-24.684-59.94970°13.28461.868250°-12.409-59.00280°2.82966.326260°-1.394-56.56690°-8.77868.871270°8.392-53.041100°-21.13969.110280°17.074-48.740110°-33.71466.760290°24.833-43.870120°-45.86261.695300°31.867-38.529130°-56.89553.985310°38.074-32.410140°-66.15143.904320°43.123-25.306150°-73.05231.917330°46.862-17.433160°-77.48418.746340°49.178-9.031170°-79.5625.007350°49.999-0.354180°-79.223-8.885360°49.3018.333圖3-17題3-5解圖3-6解：圖3-18題3-6圖從動件在推程及回程段運動規律的角位移方程為：1.推程：0°≤≤150°2.回程：0°≤≤120°計算各分點的位移值如下：總轉角〔°〕0153045607590105角位移〔°〕00.3671.4323.0925.1827.59.81811.908總轉角〔°〕120135150165180195210225角位移〔°〕13.56814.63315151514.42912.8030.370總轉角〔°〕240255270285300315330345角位移〔°〕7.54.6302.1970.5710000根據上表作圖如下：圖3-19題3-6解圖3-7解：從動件在推程及回程段運動規律的位移方程為：1.推程：0°≤≤120°2.回程：0°≤≤120°

計算各分點的位移值如下：總轉角〔°〕0153045607590105位移〔mm〕00.7612.9296.1731013.82717.07119.239總轉角〔°〕120135150165180195210225位移〔mm〕20202019.23917.07113.827106.173總轉角〔°〕240255270285300315330345位移〔mm〕2.9290.761000000圖3-20題3-7解圖4.5課后習題詳解4-1解分度圓直徑齒頂高齒根高頂隙中心距齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑齒距齒厚、齒槽寬4-2解由可得模數分度圓直徑4-3解由得4-4解分度圓半徑分度圓上漸開線齒廓的曲率半徑分度圓上漸開線齒廓的壓力角基圓半徑基圓上漸開線齒廓的曲率半徑為0；壓力角為。齒頂圓半徑齒頂圓上漸開線齒廓的曲率半徑齒頂圓上漸開線齒廓的壓力角4-5解正常齒制漸開線標準直齒圓柱齒輪的齒根圓直徑：基圓直徑假定那么解得故當齒數時，正常齒制漸開線標準直齒圓柱齒輪的基圓大于齒根圓；齒數，基圓小于齒根圓。4-6解中心距內齒輪分度圓直徑內齒輪齒頂圓直徑內齒輪齒根圓直徑4-7證明用齒條刀具加工標準漸開線直齒圓柱齒輪，不發生根切的臨界位置是極限點正好在刀具的頂線上。此時有關系：正常齒制標準齒輪、，代入上式短齒制標準齒輪、，代入上式圖4.7題4-7解圖圖4.8題4-8圖圖4.9題4-8解圖4-8證明如以以下圖，、兩點為卡腳與漸開線齒廓的切點，那么線段即為漸開線的法線。根據漸開線的特性：漸開線的法線必與基圓相切，切點為。再根據漸開線的特性：發生線沿基圓滾過的長度，等于基圓上被滾過的弧長，可知：AC對于任一漸開線齒輪，基圓齒厚與基圓齒距均為定值，卡尺的位置不影響測量結果。4-9解模數相等、壓力角相等的兩個齒輪，分度圓齒厚相等。但是齒數多的齒輪分度圓直徑大，所以基圓直徑就大。根據漸開線的性質，漸開線的形狀取決于基圓的大小，基圓小,那么漸開線曲率大,基圓大，那么漸開線越趨于平直。因此，齒數多的齒輪與齒數少的齒輪相比，齒頂圓齒厚和齒根圓齒厚均為大值。4-10解切制變位齒輪與切制標準齒輪用同一把刀具，只是刀具的位置不同。因此，它們的模數、壓力角、齒距均分別與刀具一樣，從而變位齒輪與標準齒輪的分度圓直徑和基圓直徑也一樣。故參數、、、不變。變位齒輪分度圓不變，但正變位齒輪的齒頂圓和齒根圓增大，且齒厚增大、齒槽寬變窄。因此、、變大，變小。嚙合角與節圓直徑是一對齒輪嚙合傳動的范疇。4-11解因螺旋角端面模數端面壓力角當量齒數分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑4-12解〔1〕假設采用標準直齒圓柱齒輪，那么標準中心距應說明采用標準直齒圓柱齒輪傳動時，實際中心距大于標準中心距，齒輪傳動有齒側間隙，傳動不連續、傳動精度低，產生振動和噪聲。〔2〕采用標準斜齒圓柱齒輪傳動時，因螺旋角分度圓直徑節圓與分度圓重合，4-13解4-14解分度圓錐角分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑外錐距齒頂角、齒根角頂錐角根錐角當量齒數4-15答：一對直齒圓柱齒輪正確嚙合的條件是：兩齒輪的模數和壓力角必須分別相等，即、。一對斜齒圓柱齒輪正確嚙合的條件是：兩齒輪的模數和壓力角分別相等，螺旋角大小相等、方向相反〔外嚙合〕，即、、。一對直齒圓錐齒輪正確嚙合的條件是：兩齒輪的大端模數和壓力角分別相等，即、。5-1解：蝸輪2和蝸輪3的轉向如圖粗箭頭所示，即和。圖5.5圖5.65-2解：這是一個定軸輪系，依題意有：齒條6的線速度和齒輪5′分度圓上的線速度相等；而齒輪5′的轉速和齒輪5的轉速相等，因此有：通過箭頭法判斷得到齒輪5′的轉向順時針，齒條6方向水平向右。5-3解：秒針到分針的傳遞路線為：6→5→4→3，齒輪3上帶著分針，齒輪6上帶著秒針，因此有：。分針到時針的傳遞路線為：9→10→11→12，齒輪9上帶著分針，齒輪12上帶著時針，因此有：。圖5.7圖5.85-4解：從圖上分析這是一個周轉輪系，其中齒輪1、3為中心輪，齒輪2為行星輪，構件為行星架。那么有：∵∴∴當手柄轉過，即時，轉盤轉過的角度，方向與手柄方向一樣。5-5解：這是一個周轉輪系，其中齒輪1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，構件為行星架。那么有：∵，∴∴傳動比為10，構件與的轉向一樣。圖5.9圖5.105-6解：這是一個周轉輪系，其中齒輪1為中心輪，齒輪2為行星輪，構件為行星架。那么有：∵，，∵∴∴5-7解：這是由四組完全一樣的周轉輪系組成的輪系，因此只需要計算一組即可。取其中一組作分析，齒輪4、3為中心輪，齒輪2為行星輪，構件1為行星架。這里行星輪2是惰輪，因此它的齒數與傳動比大小無關，可以自由選取。〔1〕由圖知〔2〕又挖叉固定在齒輪上，要使其始終保持一定的方向應有：〔3〕聯立〔1〕、〔2〕、〔3〕式得：圖5.11圖5.125-8解：這是一個周轉輪系，其中齒輪1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，為行星架。∵，∴∴與方向一樣5-9解：這是一個周轉輪系，其中齒輪1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，為行星架。∵設齒輪1方向為正，那么，∴∴與方向一樣圖5.13圖5.145-10解：這是一個混合輪系。其中齒輪1、2、2′3、組成周轉輪系，其中齒輪1、3為中心輪，齒輪2、2′為行星輪，為行星架。而齒輪4和行星架組成定軸輪系。在周轉輪系中：〔1〕在定軸輪系中：〔2〕又因為：〔3〕聯立〔1〕、〔2〕、〔3〕式可得：5-11解：這是一個混合輪系。其中齒輪4、5、6、7和由齒輪3引出的桿件組成周轉輪系，其中齒輪4、7為中心輪，齒輪5、6為行星輪，齒輪3引出的桿件為行星架。而齒輪1、2、3組成定軸輪系。在周轉輪系中：〔1〕在定軸輪系中：〔2〕又因為：，聯立〔1〕、〔2〕、〔3〕式可得：〔1〕當，時，，的轉向與齒輪1和4的轉向一樣。〔2〕當時，〔3〕當，時，，的轉向與齒輪1和4的轉向相反。圖5.15圖5.165-12解：這是一個混合輪系。其中齒輪4、5、6和構件組成周轉輪系，其中齒輪4、6為中心輪，齒輪5為行星輪，是行星架。齒輪1、2、3組成定軸輪系。在周轉輪系中：〔1〕在定軸輪系中：〔2〕又因為：，〔3〕聯立〔1〕、〔2〕、〔3〕式可得：即齒輪1和構件的轉向相反。5-13解：這是一個混合輪系。齒輪1、2、3、4組成周轉輪系，其中齒輪1、3為中心輪，齒輪2為行星輪，齒輪4是行星架。齒輪4、5組成定軸輪系。在周轉輪系中：，∴〔1〕在圖5.17中，當車身繞瞬時回轉中心轉動時，左右兩輪走過的弧長與它們至點的距離成正比，即：〔2〕聯立〔1〕、〔2〕兩式得到：，〔3〕在定軸輪系中：那么當：時，代入〔3〕式，可知汽車左右輪子的速度分別為，5-14解：這是一個混合輪系。齒輪3、4、4′、5和行星架組成周轉輪系，其中齒輪3、5為中心輪，齒輪4、4′為行星輪。齒輪1、2組成定軸輪系。在周轉輪系中：〔1〕在定軸輪系中：〔2〕又因為：，，〔3〕依題意，指針轉一圈即〔4〕此時輪子走了一公里，即〔5〕聯立〔1〕、〔2〕、〔3〕、〔4〕、〔5〕可求得圖5.18圖5.195-15解：這個起重機系統可以分解為3個輪系：由齒輪3′、4組成的定軸輪系；由蝸輪蝸桿1′和5組成的定軸輪系；以及由齒輪1、2、2′、3和構件組成的周轉輪系，其中齒輪1、3是中心輪，齒輪4、2′為行星輪，構件是行星架。一般工作情況時由于蝸桿5不動，因此蝸輪也不動，即〔1〕在周轉輪系中：〔2〕在定軸齒輪輪系中：〔3〕又因為：，，〔4〕聯立式〔1〕、〔2〕、〔3〕、〔4〕可解得：。當慢速吊重時，電機剎住，即，此時是平面定軸輪系，故有：5-16解：由幾何關系有：又因為相嚙合的齒輪模數要相等，因此有上式可以得到：故行星輪的齒數：圖5.20圖5.215-17解：欲采用圖示的大傳動比行星齒輪，那么應有下面關系成立：〔1〕〔2〕〔3〕又因為齒輪1與齒輪3共軸線，設齒輪1、2的模數為，齒輪2′、3的模數為，那么有：〔4〕聯立〔1〕、〔2〕、〔3〕、〔4〕式可得〔5〕當時，〔5〕式可取得最大值1.0606；當時，〔5〕式接近1，但不可能取到1。因此的取值范圍是〔1，1.06〕。而標準直齒圓柱齒輪的模數比是大于1.07的，因此，圖示的大傳動比行星齒輪不可能兩對都采用直齒標準齒輪傳動，至少有一對是采用變位齒輪。5-18解：這個輪系由幾個局部組成，蝸輪蝸桿1、2組成一個定軸輪系；蝸輪蝸桿5、4′組成一個定軸輪系；齒輪1′、5′組成一個定軸輪系，齒輪4、3、3′、2′組成周轉輪系，其中齒輪2′、4是中心輪，齒輪3、3′為行星輪，構件是行星架。在周轉輪系中：〔1〕在蝸輪蝸桿1、2中：〔2〕在蝸輪蝸桿5、4′中：〔3〕在齒輪1′、5′中：〔4〕又因為：，，，〔5〕聯立式〔1〕、〔2〕、〔3〕、〔4〕、〔5〕式可解得：，即。5-19解：這個輪系由幾個局部組成，齒輪1、2、5′、組成一個周轉輪系，齒輪1、2、2′、3、組成周轉輪系，齒輪3′、4、5組成定軸輪系。在齒輪1、2、5′、組成的周轉輪系中：由幾何條件分析得到：，那么〔1〕在齒輪1、2、2′、3、組成的周轉輪系中：由幾何條件分析得到：，那么〔2〕在齒輪3′、4、5組成的定軸輪系中：〔3〕又因為：，〔4〕聯立式〔1〕、〔2〕、〔3〕、〔4〕式可解得：6-1解頂圓直徑齒高齒頂厚齒槽夾角棘爪長度圖6.1題6-1解圖6-2解拔盤轉每轉時間0槽輪機構的運動特性系數槽輪的運動時間槽輪的靜止時間6-3解槽輪機構的運動特性系數因：所以6-4解要保證那么槽輪機構的運動特性系數應為因得，那么槽數和拔盤的圓銷數之間的關系應為：由此得當取槽數～8時，滿足運動時間等于停歇時間的組合只有一種：，。6-5解：機構類型工作特點構造、運動及動力性能適用場合棘輪機構搖桿的往復擺動變成棘輪的單向間歇轉動構造簡單、加工方便，運動可靠，但沖擊、噪音大，運動精度低適用于低速、轉角不大場合，如轉位、分度以及超越等。槽輪機構撥盤的連續轉動變成槽輪的間歇轉動構造簡單，效率高，傳動較平穩，但有柔性沖擊用于轉速不高的輕工機械中不完全齒輪機構從動輪的運動時間和靜止時間的比例可在較大范圍內變化需專用設備加工，有較大沖擊用于具有特殊要求的專用機械中凸輪式間歇運動機構只要適當設計出凸輪的輪廓，就能獲得預期的運動規律。運轉平穩、定位精度高，動荷小，但構造較復雜可用于載荷較大的場合7-1解：〔1〕先求解該圖功的比例尺。〔2〕求最大盈虧功。根據圖7.5做能量指示圖。將和曲線的交點標注，，，，，，，，。將各區間所圍的面積分為盈功和虧功，并標注“+〞號或“-〞號，然后根據各自區間盈虧功的數值大小按比例作出能量指示圖〔圖7.6〕如下：首先自向上做，表示區間的盈功；其次作向下表示區間的虧功；依次類推，直到畫完最后一個封閉矢量。由圖知該機械系統在區間出現最大盈虧功，其絕對值為：〔3〕求飛輪的轉動慣量曲軸的平均角速度：；系統的運轉不均勻系數：；那么飛輪的轉動慣量：圖7.5圖7.67-2圖7.7圖7.8解：〔1〕驅動力矩。因為給定為常數，因此為一水平直線。在一個運動循環中，驅動力矩所作的功為，它相當于一個運動循環所作的功，即：因此求得：〔2〕求最大盈虧功。根據圖7.7做能量指示圖。將和曲線的交點標注，，，。將各區間所圍的面積分為盈功和虧功，并標注“+〞號或“-〞號，然后根據各自區間盈虧功的數值大小按比例作出能量指示圖〔圖7.8〕如下：首先自向上做，表示區間的盈功；其次作向下表示區間的虧功；然后作向上表示區間的盈功，至此應形成一個封閉區間。由圖知該機械系統在區間出現最大盈虧功。欲求，先求圖7.7中的長度。如圖將圖中線1和線2延長交于點，那么在中，相當于該三角形的中位線，可知。又在中，，因此有：，那么根據所求數據作出能量指示圖，見圖7.8，可知最大盈虧功出現在段，那么。〔3〕求飛輪的轉動慣量和質量。7-3解：原來安裝飛輪的軸的轉速為，現在電動機的轉速為，那么假設將飛輪安裝在電動機軸上，飛輪的轉動慣量為：7-4解：〔1〕求安裝在主軸上飛輪的轉動慣量。先求最大盈虧功。因為是最大動能與最小動能之差，依題意，在通過軋輥前系統動能到達最大，通過軋輥后系統動能到達最小，因此：那么飛輪的轉動慣量：〔2〕求飛輪的最大轉速和最小轉速。〔3〕因為一個周期內輸入功和和輸出功相等，設一個周期時間為，那么：，因此有：。7-5解：圖7.9一個周期驅動力矩所作的功為：一個周期阻力矩所作的功為：又時段內驅動力矩所做的功為：因此最大盈虧功為：機組的平均角速度為：機組運轉不均勻系數為：故飛輪的轉動慣量為：7-6答：本書介紹的飛輪設計方法，沒有考慮飛輪以外其他構件動能的變化，而實際上其他構件都有質量，它們的速度和動能也在不斷變化，因而是近似的。7-7解：圖7.10圖7.11由圖見一個運動循環的力矩圖有四個重復圖示，因此，可以以一個周期只有來計算。〔1〕求驅動力矩。一個周期內驅動力矩功和阻力矩功相等，又依題意驅動力矩為常數，故有，〔2〕求最大盈虧功。根據圖7.10做能量指示圖。將和曲線的交點標注，，，。將各區間所圍的面積分為盈功和虧功，并標注“+〞號或“-〞號，然后根據各自區間盈虧功的數值大小按比例作出能量指示圖〔圖7.11〕如下：首先自向上做，表示區間的盈功，；其次作向下表示區間的虧功，；然后作向上表示區間的盈功，至此應形成一個封閉區間，。由圖知該機械系統在區間出現最大盈虧功。〔3〕求飛輪的轉動慣量。〔4〕求飛輪的質量。由課本公式7-8：得：7-8解：圖7.12圖7.13〔1〕求驅動力矩。一個周期內驅動力矩功和阻力矩功相等，又依題意驅動力矩為常數，故有：，〔2〕求最大盈虧功。根據圖7.12做能量指示圖。將和曲線的交點標注，，，，。將各區間所圍的面積分為盈功和虧功，并標注“+〞號或“-〞號，然后根據各自區間盈虧功的數值大小按比例作出能量指示圖〔圖7.13〕如下：首先自向下做，表示區間的虧功，；其次作向上表示區間的盈功，；然后作向下表示區間的虧功，；作向上表示區間的盈功，至此應形成一個封閉區間，。由圖知該機械系統在區間出現最大盈虧功。〔3〕求飛輪的轉動慣量。7-9答：機械有規律的，周期性的速度變化稱為周期性速度波動。系統速度波動是隨機的、不規那么的，沒有一定周期的稱為非周期性速度波動。調節周期性速度波動的常用方法是在機械中加上轉動慣量很大的回轉件——飛輪。非周期性速度波動常用調速器調節。經過調節后只能使主軸的速度波動得以減小，而不能徹底鏟除。7-10解：圖7.14圖7.15〔1〕先求阻力矩。因為阻力矩為常數，故有，再求發動機平均功率。一個周期內輸出功為；一個周期所用的時間為：；因此發動機的平均功率為：。〔2〕首先求最大盈虧功。根據圖7.14做能量指示圖。將和曲線的交點標注，，，，。將各區間所圍的面積分為盈功和虧功，并標注“+〞號或“-〞號，然后根據各自區間盈虧功的數值大小按比例作出能量指示圖〔圖7.15〕如下：首先自向下做，表示區間的虧功；其次作向上表示區間的盈功；然后向下表示區間的虧功，至此應形成一個封閉區間。欲求，先求圖7.15中的長度。由圖知，因此有：，那么根據所求數據作出能量指示圖，見圖7.15，可知最大盈虧功出現在段，那么。那么求飛輪的轉動慣量為〔3〕假設將飛輪轉動慣量減小，而保持原值，可將飛輪安裝在速度較高一點的軸上，設該軸的轉速為，那么有：，∴8-1解：依題意該轉子的離心力大小為該轉子本身的重量為那么，即該轉子的離心力是其本身重量的倍。8-2答：方法如下：〔1〕將轉子放在靜平衡架上，待其靜止，這時不平衡轉子的質心必接近于過軸心的垂線下方；〔2〕將轉子順時針轉過一個小角度，然后放開，轉子緩慢回擺。靜止后，在轉子上畫過軸心的鉛垂線1；〔3〕將轉子逆時針轉過一個小角度，然后放開，轉子緩慢回擺。靜止后畫過軸心的鉛垂線2；〔4〕做線1和2的角平分線，重心就在這條直線上。8-3答：〔1〕兩種振動產生的原因分析：主軸周期性速度波動是由于受到周期性外力，使輸入功和輸出功之差形成周期性動能的增減，從而使主軸呈現周期性速度波動，這種波動在運動副中產生變化的附加作用力，使得機座產生振動。而回轉體不平衡產生的振動是由于回轉體上的偏心質量，在回轉時產生方向不斷變化的離心力所產生的。〔2〕從理論上來說，這兩種振動都可以消除。對于周期性速度波動，只要使輸入功和輸出功時時相等，就能保證機械運轉的不均勻系數為零，徹底消除速度波動，從而徹底消除這種機座振動。對于回轉體不平衡使機座產生的振動，只要滿足靜或動平衡原理，也可以消除的。〔3〕從實踐上說，周期性速度波動使機座產生的振動是不能徹底消除的。因為實際中不可能使輸入功和輸出功時時相等，同時如果用飛輪也只能減小速度波動，而不能徹底消除速度波動。因此這種振動只能減小而不能徹底消除。對于回轉體不平衡產生的振動在實踐上是可以消除的。對于軸向尺寸很小的轉子，用靜平衡原理，在靜平衡機上實驗，增加或減去平衡質量，最后保證所有偏心質量的離心力矢量和為零即可。對于軸向尺寸較大的轉子，用動平衡原理，在動平衡機上，用雙面平衡法，保證兩個平衡基面上所有偏心質量的離心力食量和為零即可。8-4圖8.7解：的不平衡質徑積為。設方向的質徑積為，方向的質徑積為，它們的方向沿著各自的向徑指向圓外。用作圖法求解，取，作圖8.7所示。由靜平衡條件得：由圖8-7量得，。8-5圖8.9解：先求出各不平衡質徑積的大小：方向沿著各自的向徑指向外面。用作圖法求解，取，作圖8.9所示。由靜平衡條件得：由圖8.9量得，方向與水平夾角為。8-6圖8.11解：〔1〕求質心偏移實際就是求靜平衡時的平衡向靜，因此可以按照靜平衡條件考慮這個問題。先求出各不平衡質徑積的大小：方向沿著各自的向徑指向外面。用作圖法求解，取，作圖8.11〔a〕所示。由靜平衡條件得：由圖量得，那么質心偏移的距離為，偏移的方向就是平衡質徑積的方向，與水平夾角為。〔2〕求左右支反力實際上就是求動平衡時在左右支點所在平面所需要的平衡力。先把不平衡質量在兩支承所在平面上分解。左支承：；右支承：；那么在兩個支承所在平面上的質徑積的大小分別為：左支承：；右支承：；方向沿著各自的向徑指向外面。用作圖法求解，取，作圖8.11〔b〕〔c〕所示。由動平衡條件得：左支承：，量得，那么支反力大小為右支承：，量得，那么支反力大小為8-7圖8.13解：〔1〕先把不平衡質量在兩平衡基面Ⅰ和Ⅱ上分解。基面Ⅰ：基面Ⅱ：那么在兩個基面上的質徑積分別為：基面Ⅰ：，方向垂直向下。基面Ⅱ：，方向垂直向上。用作圖法求解，取，作圖8.13〔a〕〔b〕所示。由動平衡條件得：基面Ⅰ：，平衡質徑積，方向垂直向上。基面Ⅱ：，平衡質徑積，方向垂直向下。8-8圖8.14解：先把不平衡質量在兩平衡基面和上分解。基面：基面：那么在兩個基面上的質徑積分別為：基面：圖8.15基面：用作圖法求解，取，作圖8.15〔a〕〔b〕所示。由動平衡條件得：和由圖上量取：，方向如圖8.15〔a〕〔b〕所示。校核。設坐標軸方向如圖8.15所示，用解析法校核。基面：向有：向有：基面：向有：向有：兩個平面在向和向合力均為零，因此所得結果正確。由于回轉半徑為，因此所加的平衡質量應為8-9圖8.17解：先把不平衡質量在兩平衡基面Ⅰ和Ⅱ上分解。基面Ⅰ：基面Ⅱ：那么在兩個基面上的質徑積的大小分別為：基面Ⅰ：基面Ⅱ：方向沿著各自的向徑指向外面。用作圖法求解，取，作圖8.17〔a〕〔b〕所示。由動平衡條件得：基面Ⅰ：，量得，，方向如以以下圖。基面Ⅱ：量得，，方向如以以下圖。8-10解：〔1〕求左右支反力實際上就是求動平衡時在支點Ⅰ、Ⅱ所在平面所需要的平衡力。先把不平衡質量在兩平衡基面Ⅰ和Ⅱ上分解。基面Ⅰ：基面Ⅱ：那么在兩個基面上的質徑積的大小分別為：基面Ⅰ：基面Ⅱ：方向沿著各自的向徑指向外面。用作圖法求解，取，作圖8.19〔a〕圖8.19〔b〕所示。由動平衡條件得：基面Ⅰ：，量得，那么支反力方向如圖8.19〔a〕所示，大小為。基面Ⅱ：量得，那么支反力方向如圖8.19〔b〕所示，大小為〔2〕如果在面上加一平衡質徑積進展靜平衡，那么按靜平衡條件求解，只需要，和三個質徑積矢量和為零即可。方向沿著各自的向徑指向外面。用作圖法求解，取，作圖8.19〔c〕所示。由靜平衡條件得：。量得，方向如圖8.19〔c〕所示。〔3〕靜平衡之后，按照有三個偏心質量做動平衡計算，求取基面Ⅰ和Ⅱ上的平衡力即可。同理把所有不平衡質量在兩平衡基面Ⅰ和Ⅱ上分解，然后求基面上的質徑積，有：基面Ⅰ：，基面Ⅱ：，方向沿著各自的向徑指向外面。用作圖法求解，取，作圖8.19〔d〕〔e〕所示。由動平衡條件得：基面Ⅰ：，量得，那么支反力方向如圖8.19〔d〕所示，大小為。基面Ⅱ：量得，那么支反力方向如圖8.19〔e〕所示，大小為〔4〕靜平衡后，兩個支座的支反力一個增大，一個減小。9-1答退火：將鋼加熱到一定溫度，并保溫到一定時間后，隨爐緩慢冷卻的熱處理方法。主要用來消除內應力、降低硬度，便于切削。正火：將鋼加熱到一定溫度，保溫一定時間后，空冷或風冷的熱處理方法。可消除內應力，降低硬度，便于切削加工；對一般零件，也可作為最終熱處理，提高材料的機械性能。淬火：將鋼加熱到一定溫度，保溫一定時間后，浸入到淬火介質中快速冷卻的熱處理方法。可提高材料的硬度和耐磨性，但存在很大的內應力，脆性也相應增加。淬火后一般需回火。淬火還可提高其抗腐蝕性。調質：淬火后加高溫回火的熱處理方法。可獲得強度、硬度、塑性、韌性等均較好的綜合力學性能，廣泛應用于較為重要的零件設計中。外表淬火：迅速將零件外表加熱到淬火溫度后立即噴水冷卻，使工件表層淬火的熱處理方法。主要用于中碳鋼或中碳合金鋼，以提高表層硬度和耐磨性，同時疲勞強度和沖擊韌性都有所提高。滲碳淬火：將工件放入滲碳介質中加熱，并保溫一定時間，使介質中的碳滲入到鋼件中的熱處理方法。適合于低碳鋼或低碳合金鋼，可提高表層硬度和耐磨性，而仍保存芯部的韌性和高塑性。9-2解見下表9-3解查教材表9-1，Q235的屈服極限查手冊GB706-88標準，14號熱軋工字鋼的截面面積那么拉斷時所所的最小拉力為9-4解查教材表9-1，45鋼的屈服極限許用應力把夾緊力向截面中心轉化，那么有拉力和彎距截面面積抗彎截面模量那么最大夾緊力應力分布圖如以以下圖圖9.3題9-4解圖9-5解查手冊，查手冊退刀槽寬度，溝槽直徑，過渡圓角半徑，尾部倒角設所用螺栓為標準六角頭螺栓，對于的螺栓，最小中心距，螺栓軸線與箱壁的最小距離。9-6解查手冊，當圓軸時，平鍵的斷面尺寸為且軸上鍵槽尺寸、輪轂鍵槽尺寸。圖9.5題9-6解圖9-7解〔1〕取橫梁作為示力體，當位于支承右側處時由得由得由得由得〔2〕橫梁彎矩圖圖9.7題9-7解圖〔3〕橫梁上鉚釘組的載荷力矩水平分力垂直分力9-8解水平分力在每個鉚釘上產生的載荷垂直分力在每個鉚釘上產生的載荷力矩在每個鉚釘上產生的載荷各力在鉚釘上的方向見圖所示圖9.9題9-8解圖根據力的合成可知，鉚釘1的載荷最大9-9解鉚釘所受最大載荷校核剪切強度校核擠壓強度均適宜。9-10解支承可用鑄鐵HT200或鑄鋼ZG270-500。其構造立體圖見圖。圖9.10題9-10解圖支承的可能失效是回轉副的磨損失效，或回轉副孔所在橫截面處拉斷失效。9-11解〔1〕輪齒彎曲應力可看成是脈動循環變應力。〔2〕大齒輪循環次數〔3〕對應于循環總次數的疲勞極限能提高提高了1.24倍。9-12答由圖5-1可見，惰輪4的輪齒是雙側受載。當惰輪轉一周時，輪齒任一側齒根處的彎曲應力的變化規律：未進入嚙合，應力為零，這一側進入嚙合時，該側齒根受拉，并逐漸到達最大拉應力，然后退出嚙合，應力又變為零。接著另一側進入嚙合，該側齒根受壓，并逐漸到達最大壓應力，當退出嚙合時，應力又變為零。所以，惰輪4輪齒根部的彎曲應力是對稱循環變應力。9-13答在齒輪傳動中，輪齒工作面上任一點所產生的接觸應力都是由零〔該點未進入嚙合〕增加到一最大值〔該點嚙合〕，然后又降低到零〔該點退出嚙合〕，故齒面外表接觸應力是脈動循環變應力。9-14解〔1〕假設支承可以自由移動時，軸的伸長量〔2〕兩支承都固定時，因軸的溫升而加在支承上的壓力9-15基孔制優先配合為、、、、、、、、、、、、，試以基本尺寸為繪制其公差帶圖。圖9.13題9-15解圖9-16答〔1〕公差帶圖見題9-16解圖。〔2〕、均采用的是基軸制，主要是為了制造中減少加工孔用的刀具品種。圖9.15題9-16解圖10-1證明當升角與當量摩擦角符合時，螺紋副具有自鎖性。當時，螺紋副的效率所以具有自鎖性的螺紋副用于螺旋傳動時，其效率必小于50%。10-2解由教材表10-1、表10-2查得，粗牙，螺距，中徑螺紋升角，細牙，螺距，中徑螺紋升角對于一樣公稱直徑的粗牙螺紋和細牙螺紋中，細牙螺紋的升角較小，更易實現自鎖。10-3解查教材表10-1得粗牙螺距中徑小徑螺紋升角普通螺紋的牙側角，螺紋間的摩擦系數當量摩擦角擰緊力矩由公式可得預緊力拉應力查教材表9-1得35鋼的屈服極限擰緊所產生的拉應力已遠遠超過了材料的屈服極限，螺栓將損壞。10-4解〔1〕升角當量摩擦角工作臺穩定上升時的效率：〔2〕穩定上升時加于螺桿上的力矩〔3〕螺桿的轉速螺桿的功率〔4〕因，該梯形螺旋副不具有自鎖性，欲使工作臺在載荷作用下等速下降，需制動裝置。其制動力矩為10-5解查教材表9-1得Q235的屈服極限，查教材表10-6得，當控制預緊力時，取安全系數由許用應力查教材表10-1得的小徑由公式得預緊力由題圖可知，螺釘個數，取可靠性系數牽曳力10-6解此聯接是利用旋轉中間零件使兩端螺桿受到拉伸,故螺桿受到拉扭組合變形。查教材表9-1得，拉桿材料Q275的屈服極限，取安全系數，拉桿材料的許用應力所需拉桿最小直徑查教材表10-1，選用螺紋〔〕。10-7解查教材表9-1得，螺栓35鋼的屈服極限，查教材表10-6、10-7得螺栓的許用應力查教材表10-1得，的小徑螺栓所能承受的最大預緊力所需的螺栓預緊拉力那么施加于杠桿端部作用力的最大值10-8解在橫向工作載荷作用下，螺栓桿與孔壁之間無間隙，螺栓桿和被聯接件接觸外表受到擠壓；在聯接接合面處螺栓桿那么受剪切。設螺栓桿與孔壁外表上的壓力分布是均勻的，且這種聯接的預緊力很小，可不考慮預緊力和螺紋摩擦力矩的影響。擠壓強度驗算公式為：其中；為螺栓桿直徑。螺栓桿的剪切強度驗算公式其中表示接合面數，本圖中接合面數。10-9解〔1〕確定螺栓的長度由教材圖10-9a〕得：螺栓螺紋伸出長度螺栓螺紋預留長度查手冊選取六角薄螺母GB6172-86，厚度為墊圈GB93-8716，厚度為那么所需螺栓長度查手冊中螺栓系列長度，可取螺栓長度螺栓所需螺紋長度，取螺栓螺紋長度〔2〕單個螺栓所受橫向載荷〔3〕螺栓材料的許用應力由表9-1查得被聯接件HT250的強度極限查表10-6取安全系數被聯接件許用擠壓應力查教材表9-1得螺栓35鋼的屈服極限，查表10-6得螺栓的許用剪切應力螺栓的許用擠壓應力〔4〕校核強度查手冊，六角頭鉸制孔用螺栓GB28-88，其光桿直徑螺栓的剪切強度最小接觸長度：擠壓強度所用螺栓適宜。10-10解〔1〕每個螺栓所允許的預緊力查教材表9-1得45鋼的屈服極限，查教材表10-6、10-7得，當不能嚴格控制預緊力時，碳素鋼取安全系數由許用應力查教材表10-1得的小徑由公式得預緊力〔2〕每個螺栓所能承擔的橫向力由題圖可知，取可靠性系數橫向力〔4〕螺栓所需承擔的橫向力〔5〕螺栓的個數取偶數。在直徑為155的圓周上布局14個的普通螺栓，構造位置不允許。10-11解〔1〕初選螺柱個數〔2〕每個螺柱的工作載荷〔3〕螺柱聯接有嚴密性要求，取剩余預緊力〔4〕螺柱總拉力〔5〕確定螺柱直徑選取螺柱材料為45鋼，查表9-1得屈服極限，查教材表10-6得，當不能嚴格控制預緊力時，暫時取安全系數許用應力螺栓小徑查教材表10-1，取螺栓〔〕，由教材表10-7可知取安全系數是合適的。〔6〕確定螺柱分布圓直徑由題10-11圖可得取。〔7〕驗證螺柱間距所選螺柱的個數和螺柱的直徑均適宜。10-12解〔1〕在力作用下，托架不應滑移，設可靠性系數，接合面數，此時每個螺栓所需的預緊力〔2〕在翻轉力矩作用下，此時結合面不應出現縫隙。托架有繞螺栓組形心軸線O-O翻轉的趨勢，上邊兩個螺栓被拉伸，每個螺栓的軸向拉力增大了，下邊兩個螺栓被放松，每個螺栓的軸向力減小了，那么有力的平衡關系，故可得為使上邊兩個螺栓處結合面間不出現縫隙，也即剩余預緊力剛為零，那么所需預緊力〔3〕每個螺栓所需總的預緊力〔4〕確定螺栓直徑選取螺栓材料為35鋼，查教材表9-1屈服極限，查教材表10-6得，當不能嚴格控制預緊力時，暫時取安全系數許用應力螺栓小徑查教材表10-1，取螺栓〔〕，由教材表10-7可知取安全系數也是適宜的。10-13解(1)計算手柄長度查手冊,梯形螺紋GB5796-86，公稱直徑，初選螺距,那么中徑，小徑螺紋升角當量摩擦角所需的轉矩那么,手柄的長度(2)確定螺母的高度初取螺紋圈數,那么螺母的高度這時處于1.2～2.5的許可范圍內。10-14解選用梯形螺紋。〔1〕根據耐磨性初選參數初選查表10-8螺旋副的許用壓強，取查手冊，選取梯形螺紋GB5796-86，選取公稱直徑，中徑，小徑，螺距。〔2〕初選螺母初步計算螺母的高度那么螺栓與螺母接觸的螺紋圈數，取螺母的高度系數〔3〕校核耐磨性螺紋的工作高度那么螺紋接觸處的壓強適宜。〔4〕校核螺桿的穩定性起重器的螺母端為固定端，另一端為自由端，故取，螺桿不安全截面的慣性半徑，螺桿的最大工作長度，那么螺桿的長細比臨界載荷取安全系數，不會失穩〔5〕校核螺紋牙強度對于梯形螺紋對于青銅螺母，適宜。10-15解〔1〕初選螺紋直徑查手冊，選取梯形螺紋GB5796-86，選取公稱直徑，中徑，小徑，螺距。〔2〕驗證其自鎖性螺紋升角當量摩擦角，所以滿足自鎖條件。〔3〕校核其耐磨性設螺栓與螺母參加接觸的螺紋圈數，那么螺母的高度，，處于1.2～2.5的許可范圍內。螺紋的工作高度那么螺紋接觸處的壓強查教材表10-8，鋼對青銅許用壓強，適宜。〔4〕校核螺桿強度取，那么所需扭矩那么不安全截面處的強度對于45鋼正火，其許用應力，故適宜。〔5〕校核螺桿的穩定性壓力機的螺母端為固定端，另一端為鉸支端，故取，螺桿不安全截面的慣性半徑，螺桿的最大工作長度，那么螺桿的長細比，不會失穩。〔6〕校核螺紋牙強度對于梯形螺紋對于青銅螺母，適宜。〔7〕確定手輪的直徑由得10-16解〔1〕選用A型平鍵，查教材表10-9，由軸的直徑可得平鍵的截面尺寸，；由聯軸器及平鍵長度系列，取鍵的長度。其標記為：鍵GB1096-79〔2〕驗算平鍵的擠壓強度由材料表10-10查得，鑄鐵聯軸器的許用擠壓應力A型鍵的工作長度，使用平鍵擠壓強度不夠，鑄鐵軸殼鍵槽將被壓潰。這時可使軸與聯軸器孔之間采用過盈配合，以便承擔一局部轉矩，但其缺點是裝拆不便。也可改用花鍵聯接。10-17解〔1〕選擇花鍵根據聯軸器孔徑，查手冊可知花鍵小徑最接近，應選擇矩形花鍵的規格為花鍵GB1144-87花鍵的齒數、小徑，大徑，鍵寬，鍵長取，倒角.〔2〕驗算擠壓強度取載荷不均勻系數齒面工作高度平均半徑查教材表10-11，在中等工作條件Ⅱ、鍵的齒面未經熱處理時，其許用擠壓應力，故適宜。11-1解1〕由公式可知：輪齒的工作應力不變，那么那么，假設，該齒輪傳動能傳遞的功率11-2解由公式可知，由抗疲勞點蝕允許的最大扭矩有關系：設提高后的轉矩和許用應力分別為、當轉速不變時，轉矩和功率可提高69%。11-3解軟齒面閉式齒輪傳動應分別驗算其接觸強度和彎曲強度。〔1〕許用應力查教材表11-1小齒輪45鋼調質硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪ZG270-500正火硬度：140～170HBS，取155HBS。查教材圖11-7，查教材圖11-10,查教材表11-4取，故：〔2〕驗算接觸強度，驗算公式為：其中：小齒輪轉矩載荷系數查教材表11-3得齒寬中心距齒數比那么：、，能滿足接觸強度。〔3〕驗算彎曲強度，驗算公式：其中：齒形系數：查教材圖11-9得、那么：滿足彎曲強度。11-4解開式齒輪傳動的主要失效形式是磨損，目前的設計方法是按彎曲強度設計，并將許用應力降低以彌補磨損對齒輪的影響。〔1〕許用彎曲應力查教材表11-1小齒輪45鋼調質硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪45鋼正火硬度：170～210HBS，取190HBS。查教材圖11-10得,查教材表11-4，并將許用應用降低30%故〔2〕其彎曲強度設計公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數查教材表11-3得取齒寬系數齒數，取齒數比齒形系數查教材圖11-9得、因故將代入設計公式因此取模數中心距齒寬11-5解硬齒面閉式齒輪傳動的主要失效形式是折斷，設計方法是按彎曲強度設計，并驗算其齒面接觸強度。〔1〕許用彎曲應力查教材表11-1，大小齒輪材料40Cr外表淬火硬度：52～56HRC，取54HRC。查教材圖11-10得，查材料圖11-7得。查教材表11-4，因齒輪傳動是雙向工作，彎曲應力為對稱循環，應將極限值乘70%。故〔2〕按彎曲強度設計，設計公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數查教材表11-3得取齒寬系數齒數，取齒數比齒形系數應將齒形系數較大值代入公式，而齒形系數值與齒數成反比，將小齒輪的齒形系數代入設計公式，查教材圖11-9得因此取模數〔3〕驗算接觸強度，驗算公式：其中：中心距齒寬，取滿足接觸強度。11-6解斜齒圓柱齒輪的齒數與其當量齒數之間的關系：〔1〕計算傳動的角速比用齒數。〔2〕用成型法切制斜齒輪時用當量齒數選盤形銑刀刀號。〔3〕計算斜齒輪分度圓直徑用齒數。〔4〕計算彎曲強度時用當量齒數查取齒形系數。11-7解見題11-7解圖。從題圖中可看出，齒輪1為左旋，齒輪2為右旋。當齒輪1為主動時按左手定那么判斷其軸向力；當齒輪2為主動時按右手定那么判斷其軸向力。輪1為主動輪2為主動時圖11.2題11-7解圖11-8解見題11-8解圖。齒輪2為右旋，當其為主動時，按右手定那么判斷其軸向力方向；徑向力總是指向其轉動中心；圓向力的方向與其運動方向相反。圖11.3題11-8解圖11-9解〔1〕要使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反，那么低速級斜齒輪3的螺旋經方向應與齒輪2的旋向同為左旋，斜齒輪4的旋向應與齒輪3的旋向相反，為右旋。〔2〕由題圖可知：、、、、分度圓直徑軸向力要使軸向力互相抵消，那么：即11-10解軟齒面閉式齒輪傳動應分別校核其接觸強度和彎曲強度。〔1〕許用應力查教材表11-1小齒輪40MnB調質硬度：240～280HBS取260HBS；大齒輪35SiMn調質硬度：200～260HBS，取230HBS。查教材圖11-7：；查教材圖11-10：；查教材表11-4取，故：〔2〕驗算接觸強度，其校核公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數查教材表11-3得齒寬中心距齒數比那么：滿足接觸強度。〔3〕驗算彎曲強度，校核公式：小齒輪當量齒數大齒輪當量齒數齒形系數查教材圖11-9得、滿足彎曲強度。11-11解軟齒面閉式齒輪傳動應按接觸強度設計，然后驗算其彎曲強度：〔1〕許用應力查教材表11-1小齒輪40MnB調質硬度：240～280HBS取260HBS；大齒輪45鋼調質硬度：210～230HBS，取220HBS。查教材圖11-7：；查教材圖11-10：；查教材表11-4取，故：〔2〕按接觸強度設計，其設計公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數查教材表11-3得齒寬系數取中心距齒數比將許用應力較小者代入設計公式那么：取中心距初選螺旋角大齒輪齒數，取齒數比：模數，取螺旋角〔3〕驗算其彎曲強度，校核公式：小齒輪當量齒數大齒輪當量齒數齒形系數查教材圖11-9得、滿足彎曲強度。11-12解由題圖可知：，高速級傳動比低速級傳動比輸入軸的轉矩中間軸轉矩輸出軸轉矩11-13解硬齒面閉式齒輪傳動應按彎曲強度設計，然后驗算其接觸強度。〔1〕許用應力查教材表11-1齒輪40Cr外表淬火硬度：52～56HRC取54HRC。查教材圖11-7：查教材圖11-10：查教材表11-4取，故：〔2〕按彎曲強度設計，其設計公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數查教材表11-3得齒寬系數取大齒輪齒數，取齒數比：分度圓錐角小齒輪當量齒數大齒輪當量齒數齒形系數查教材圖11-9得、那么平均模數：大端模數取〔3〕校核其接觸強度，驗算公式：其中：分度圓直徑錐距齒寬取那么：滿足接觸強度。11-14解開式齒輪傳動只需驗算其彎曲強度〔1〕許用彎曲應力查教材表11-1小齒輪45鋼調質硬度：210～230HBS取220HBS；大齒輪ZG310-570正火硬度：160～200HBS取190HBS。查教材圖11-10：；查教材表11-4取，故：〔2〕校核彎曲強度，驗算公式：其中：小齒輪轉矩載荷系數查教材表11-3得分度圓錐角小齒輪當量齒數大齒輪當量齒數齒形系數查教材圖11-9得、分度圓直徑錐距齒寬系數平均模數那么：滿足彎曲強度。11-15解〔1〕圓錐齒輪2的相關參數分度圓直徑分度圓錐角平均直徑軸向力〔2〕斜齒輪3相關參數分度圓直徑軸向力〔3〕相互關系因得：〔4〕由題圖可知，圓錐齒輪2的軸向力指向大端，方向向下；斜齒輪3的軸向力方向指向上，轉動方向與錐齒輪2同向，箭頭指向右。齒輪3又是主動齒輪，根據左右手定那么判斷，其符合右手定那么，故斜齒輪3為右旋。圖11.6題11-16解圖11-16解見題11-16解圖。徑向力總是指向其轉動中心；對于錐齒輪2圓周力與其轉動方向一樣，對于斜齒輪3與其圓周力方向相反。12-1解：從例12-1的數據有：，，，，，，中心距，因此可以求得有關的幾何尺寸如下：蝸輪的分度圓直徑：蝸輪和蝸桿的齒頂高：蝸輪和蝸桿的齒根高：蝸桿齒頂圓直徑：蝸輪喉圓直徑：蝸桿齒根圓直徑：蝸輪齒根圓直徑：蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：徑向間隙：12-2圖12.3解：〔1〕從圖示看，這是一個左旋蝸桿，因此用右手握桿，四指，大拇指，可以得到從主視圖上看，蝸輪順時針旋轉。〔見圖12.3〕〔2〕由題意，根據條件，可以得到蝸輪上的轉矩為蝸桿的圓周力與蝸輪的軸向力大小相等，方向相反，即：蝸桿的軸向力與蝸輪的圓周力大小相等，方向相反，即：蝸桿的徑向力與蝸輪的徑向力大小相等，方向相反，即：各力的方向如圖12-3所示。12-3圖12.4解：〔1〕先用箭頭法標志出各輪的轉向，如圖12.5所示。由于錐齒輪軸向力指向大端，因此可以判斷出蝸輪軸向力水平向右，從而判斷出蝸桿的轉向為順時針，如圖12.5所示。因此根據蝸輪和蝸桿的轉向，用手握法可以判定蝸桿螺旋線為右旋。〔2〕各輪軸軸向力方向如圖12.5所示。12-4解：〔1〕根據材料確定許用應力。由于蝸桿選用，外表淬火，可估計蝸桿外表硬度。根據表12-4，〔2〕選擇蝸桿頭數。傳動比，查表12-2，選取，那么〔3〕確定蝸輪軸的轉矩取，傳動效率〔4〕確定模數和蝸桿分度圓直徑按齒面接觸強度計算由表12-1查得，，，，。〔5〕確定中心距〔6〕確定幾何尺寸蝸輪的分度圓直徑：蝸輪和蝸桿的齒頂高：蝸輪和蝸桿的齒根高：蝸桿齒頂圓直徑：蝸輪喉圓直徑：蝸桿齒根圓直徑：蝸輪齒根圓直徑：蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：徑向間隙：〔7〕計算滑動速度。符合表12-4給出的使用滑動速度〔說明：此題答案不唯一，只要是按基本設計步驟，滿足設計條件的答案，均算正確。〕12-5解：一年按照300天計算，設每千瓦小時電價為元。依題意損耗效率為，因此用于損耗的費用為：12-6解〔1〕重物上升，卷筒轉的圈數為：轉；由于卷筒和蝸輪相聯，也即蝸輪轉的圈數為圈；因此蝸桿轉的轉數為：轉。〔2〕該蝸桿傳動的蝸桿的導程角為：而當量摩擦角為比較可見，因此該機構能自鎖。〔3〕手搖轉臂做了輸入功，等于輸出功和摩擦損耗功二者之和。輸出功焦耳；依題意此題摩擦損耗就是蝸輪蝸桿嚙合損耗，因此嚙合時的傳動效率那么輸入功應為焦耳。由于蝸桿轉了轉，因此應有：即：可得：圖12.612-7解蝸輪的分度圓直徑：蝸輪和蝸桿的齒頂高：蝸輪和蝸桿的齒根高：蝸桿齒頂圓直徑：蝸輪喉圓直徑：蝸桿齒根圓直徑：蝸輪齒根圓直徑：蝸桿軸向齒距和蝸輪端面齒距：徑向間隙：圖12.712-8解，取，，那么那么油溫，小于，滿足使用要求。13-1解〔1〕〔2〕==2879.13mm〔3〕不考慮帶的彈性滑動時，〔4〕滑動率時，13-2解〔1〕〔2〕=〔3〕==13-3解由圖可知=圖13.6題13-3解圖13-4解〔1〕=〔2〕由教材表13-2得=1400mm〔3〕13-5解由教材表13-6得由教材表13-4得：△=0.17kW,由教材表13-3得：=1.92kW,由教材表13-2得：,由教材表13-5得：取z=313-6解由教材表13-6得由圖13-15得選用A型帶由教材表13-3得選初選取==1979.03mm由教材表13-2得=2000mm由教材表13-3得：=1.92kW，由教材表13-4得：△=0.17kW由教材表13-2得：，由教材表13-5得：取z=413-7解選用A型帶時，由教材表13-7得，依據例13-2可知：，=2240mm，a=757mm，i=2.3，。由教材表13-3得=2.28kW，由教材表13-4得：△=0.17kW，由教材表13-2得：取z=5由此可見，選用截面小的A型帶較截面大的B型帶，單根帶的承載能力減小，所需帶的根數增多。13-8解略。13-9解由教材表13-9得p=15.875mm，滾子外徑15.875(0.54+cot=113.90mm15.875(0.54+cot=276.08mm=493.43mm13-10解〔1〕由圖13-33得查教材表13-11，得取由式〔13-18〕得P≤〔2〕由圖13-33得可能出現鏈板疲勞破壞〔3〕由圖13-34查得可用滴油潤滑。13-11解〔1〕鏈輪齒數假定，由教材表13-10，取，，選實際傳動比鏈輪節數初選中心距=取由教材表13-13查得取估計此鏈傳開工作位于圖13-33所示曲線的左側，由教材表13-11得采用單排鏈，≤由教材圖13-33得當=960r/min時，08A鏈條能傳遞的功率滿足要求，節距p=12.7mm。〔4〕實際中心距〔5〕驗算鏈速由式13-19得，符合原來假定。13-12解〔1〕鏈速v由教材表13-9得，10A型滾子鏈，其鏈節距p=15.875mm，每米質量q=1kg/m，極限拉伸載荷〔單排〕Q=21800N。速度，故應驗算靜強度。〔2〕緊邊拉力離心拉力由于是水平傳動，Ky=7，那么懸垂拉力緊邊拉力根據式〔13-19〕可得所需極限拉伸載荷所以選用10A型鏈不適宜。14-1解I為傳動軸，II、IV為轉軸，III為心軸。14-2解圓整后取d=37mm。14-3解14-4解按彎扭合成強度計算，即：代入數值計算得：。14-5解這兩個軸都是心軸，只承受彎矩。兩種設計的簡化圖如下：圖14.5題14-5解圖圖14.6〔a〕中，因為是心軸，故，查相關手冊得：，那么考慮到鍵槽對軸的削弱，直徑再擴大4%。得：圖14.6〔b〕中，14-6解故。14-7解由題可知，，假設不計齒輪嚙合及軸承摩擦的功率損失，那么〔i=Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ〕設：，那么，，14-8解1.計算中間軸上的齒輪受力中間軸所受轉矩為：圖14.8題14-8解圖2.軸的空間受力情況如圖14.8〔a〕所示。3.垂直面受力簡圖如圖14.8〔b〕所示。垂直面的彎矩圖如圖14.8〔c〕所示。4.水平面受力簡圖如圖14.8〔d〕所示。水平面的彎矩圖如圖14.8〔e〕所示。B點左邊的彎矩為：B點右邊的彎矩為：C點右邊的彎矩為：C點左邊的彎矩為：5.B點和C點處的合成最大彎矩為：6.轉矩圖如圖14.8〔f〕所示，其中。7．可看出，B截面為不安全截面，取，那么不安全截面的當量彎矩為：查表得：，那么按彎扭合成強度計算軸II的直徑為：考慮鍵槽對軸的削弱，對軸直徑加粗4%后為：14-9解該題求解過程類似于題14-8。在此略。14-10