西工大机械设计基础课后习题答案Word下载.docx

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FB0,FAF

F0，F1F2F2FF0

MA0,F*2a2F*aF*4aF2*3a0

F28/3F,F12/3F

-2-

第三章

3-4.计算图示各机构的自由度，并指出复合铰链、局部自由度和虚约束。

-3-

3-5.图示为一简易冲床的拟设计方案。

设计者思路是：

动力由齿轮1输入，使轴A连续回转；

而固定在轴A上的凸轮2和杠杆3组成的凸轮机构使冲头4上下往复运动，以达到冲压的

目的。

试绘出其机构运动简图，计算机构的自由度，并分析其运动是否确定，如其运动不确

定，试提出修改措施。

n3,PL4,PH1

由于F=0,故不能运动

F3n2PLPH332410

修改措施为：

3-6.试绘出图示机构的运动简图，并计算其自由度。

-4-

n3,PL4

F3n2PLPH33241

n5,PL7,PH0

F3n2PLPH3527=1

第四章

4-6.在图4-11所示的差动螺旋机构中，螺杆1与机架3在A处用右旋螺纹连接，导程

SA=4mm，当摇柄沿顺时针方向转动5圈时，螺母2向左移动5mm，试计算螺旋副B的

导程SB，并判断螺旋副B的旋向。

由题意判断B为右旋，A、B同向，固有：

（SASB）1，故5（4SB）10

2

2

SB5mm

-5-

第五章

5-7.根据图中所注尺寸，试问如何才能获得曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构？

根据曲柄存在的条件：

（1）最短杆长度+最长杆长度≤其他两杆长度之和；

（2）最短杆为连架杆。

根据题意：

140+200<

170+180，故满足第一条件。

当最短杆AD为连架杆时，即AB、CD固定时，极限位置如图所示，为曲柄摇杆机构。

当最短杆AD为机架时，极限位置如下图所示，为双曲柄机构。

当AD为连杆时，极限位置如下图所示，为双摇杆机构。

-6-

5-8．图示铰链四杆机构l1100mm,l2200mm,l3300mm，若要获得曲柄摇杆机构，试

问机架长度范围为多少？

（1）若l4为最长杆（l4≥300），l1+l4≤l2+l3，300≤l4≤400.

（2）若l3为最长杆（l4≤300），l1+l3≤l2+l4，200≤l4≤300.

故200≤l4≤400.

5-10.设计一曲柄摇杆机构。

已知摇杆长度lCD100mm，摆角30，行程速比系数

K=1.2。

试用图解法根据最小传动角min40的条件确定其余三杆的尺寸。

由180

K1，=16.36

.

K1

故，先画出CD和CD,使得∠CDC=300.

，故过C和C作∠CCO和∠CCO=73.64

过C做∠DCA=45

交圆O于A点。

AC=133mm，AC=91.89mm，AD=94.23mm,计算得

由于=16.36

，以O点为圆心作圆

AB=20.555mm,BC=112.445mm

所以其他三杆长度为：

AD=94.23mm，AB=20.555mm,BC=112.445mm

-7-

5-11.设计一曲柄滑块机构。

已知滑块行程H=50mm,偏距e=20mm,行程速比系数K=1.5.试用

图解法求出曲柄和连杆的长度。

K1，=36

首先，画出CC=50mm，作∠CCO=∠CCO=540，过O作圆交偏心线于A，

连接AC,AC测得长度如图所示，算出AB=21.505，BC=46.515.

5-12.设计一导杆机构。

已知机架长度lAD100mm，行程速比系数K=1.4，试求曲柄长度。

180

K1，=30

即∠BCB=30

00

AB⊥BC,∠ACB=15,AC=lAD100mm.

-8-

AB=25.88mm

5-13.设计一铰链四杆机构作为加热炉炉门的启闭机构。

已知炉门上两活动铰链间距离为

50mm，炉门打开后成水平位置时，要求炉门温度较低的一面朝上（如虚线所示）。

设固定

铰链在O-O轴线上，其相关尺寸如图所示，求此铰链四杆机构其余三杆的长度。

因为点A、D在O-O轴线上，由于AB=AB,ACAC,所以运用垂直平分线定理，连

接BB和CC，分别作其中垂线交O-O轴线于点A、D，因此找到A点和D点。

AB=67.34,CD=112.09,AD=95.74

-9-

第六章

6-2.四种基本运动规律各有何特点？

各适用何种场合？

什么是刚性冲击和柔性冲击？

（1）等速运动规律的特点是：

在从动件运动的起始点和终了点都有速度的突变，使

加速度趋于无限大，因此会引起强烈的刚性冲击。

这种冲击对凸轮机构的工作影响很大，

所以匀速运动规律一般只适用于低速或从动件质量较小的场合。

（2）等加速等减速运动规律的特点是：

在一个运动循环中，从动件的运动速度逐步

增大又逐步减小，避免了运动速度的突变；

但在从动件运动的起始点、转折点和终了点

仍存在着加速度的有限突变，还会有一定的柔性冲击。

所以这种运动规律适用于凸轮为

中、低速转动，从动件质量不大的场合。

（3）余弦加速度运动规律的特点是：

推杆的加速度按余弦规律变化，且在起始点和

终点推杆的加速度有突变，有一定的柔性冲击。

一般只适用于中速场合。

（4）正弦加速度运动规律的特点是：

推杆的加速度按正弦规律变化，但其加速度没

有突变，可以避免柔性冲击和刚性冲击，适用于高速场合。

刚性冲击：

由于加速度有突变，并且加速度值理论上为无穷大，但由于材料具有弹

性，使得加速度和惯性达到很大（不是无穷大），从而产生很强烈的冲击，把这一类冲

击称为刚性冲击。

柔性冲击：

由于加速度有突变，但这一突变为有限值，引起的冲击较为平缓，故称

这一类为柔性冲击。

6-7.盘形凸轮基圆半径的选择与哪些因素有关？

v2

由于ro

s，故盘形凸轮基圆半径的选择与推杆的运动规律，推杆的工作行

tan

程和推杆的许用压力角和推程运动角有关。

一般在满足max的条件下，合理地确定

凸轮的基圆半径，使凸轮机构的尺寸不至过大。

6-8.试设计一对心直动滚子推杆盘形凸轮机构的凸轮廓线，已知凸轮作顺时针方向旋转、推

杆行程h=30mm，基圆半径r040mm,滚子半径rr10mm，凸轮各运动角为：

o120、S150

、o150、S60

0000

，推杆的运动规律可自选。

由题意得：

凸轮理论廓线基圆半径为40mm,实际半径为30mm.

等速推程时，由公式sh30得：

0120

凸轮转角/（

）

30

7.5

60

15

90

120

推杆位移s/mm

22.5

等加速等减速回程时，由公式等加速公式

sh2h

306（0-150）

2h

和等减速公式s（0-）

=

）2[150

270

-（150

）]2得：

（150

150

180

210

240

300

-10-

27.6

20.4

9.6

2.4

故根据反转法画出下图：

第七章

7-1.对于定传动比的齿轮传动，其齿廓曲线应满足的条件是什么？

由于相啮合的齿廓在接触点处的公法线与连心线交于固定点，故齿廓曲线上任意一点的

法线与连心线都交于固定点。

7-2.节圆与分度圆、啮合角与压力角有什么区别？

分度圆是指定义齿轮标准模数（并且压力角为20°

时）乘以齿数所求得的直径。

以轮

心为圆心，过节点所作的圆称为节圆。

也就是说分度圆在齿轮确定时是确定不变的，节圆是

只有两齿轮啮合时才存在，单个齿轮没有节圆，并且节圆是随着中心距变化而变化的。

渐开

线齿廓上某点的法线（压力线方向），与齿廓上该点速度方向线所夹的锐角称为压力角，渐

开线齿廓上各点的压力角不等。

啮合角是在一般情况下（不指明哪个圆上的啮合角，一般就

是指分度圆上的压力角），两相啮合齿轮的端面齿廓在接触点处的公法线与两节圆在节点处

公切线所夹的锐角。

7-4.标准齿轮传动的实际中心距大于标准中心距时，下列参数：

传动比、啮合角、分度圆半

径、节圆半径、基圆半径、顶隙等中哪些发生变化？

哪些不变？

标准齿轮传动的实际中心距大于标准中心距时，由于a变大，节圆半径变

大,r1≠r1,r2≠r2（r、r2为标准节圆半径），传动比不发生变化，顶隙变大，啮合角也

1

变大。

分度圆半径与基圆半径与齿轮本身相关，故不会发生变化。

7-8.模数和齿数相同的正变位齿轮与标准齿轮相比，下列参数d、db、p、s、e、h、hf、da、df

-11-

中哪些参数变大了？

哪些参数变小了？

哪些参数没有变？

变大的参数：

h、da、df、s

变小的参数：

hf、e

不变的参数：

d、p、db

7-11.现有一闭式直齿轮传动，已知输入功率

P1=4kw，输入转速n1720r/min,z118,z255,m4mm,b174mm,b270mm，

小齿轮材料为45钢，调质处理，齿面平均硬度为230HBS，大齿轮材料为ZG310-570，正

火处理，齿面平均硬度为180HBS。

齿轮双向转动，载荷有中等冲击，取K=1.6，齿轮相对

轴承非对称布置。

试校核该齿轮传动的强度。

1.确定许用压力

小齿轮的齿面平均硬度为230HBS。

查表得：

H1513230217（545513）MPa523.95MPa

255217

F1301230217（315301）0.7MPa214.05MPa

255217

大齿轮的齿面平均硬度为180HBS。

H2270180163（301270）MPa285.5MPa

197163

F2171180163（189171）0.7MPa126MPa

2.计算小齿轮的转矩

T19.5510

6

p19.5510

64Nmm53056Nmm

n1

720

3．按齿面接触疲劳强度计算

uz

553.06

z

18

KT1

d2H2

u176.631.653056

u0.972285.5

23.061mm86.13mm

d176.63

3.06

根据题目中，d1=mz141872mm不能满足齿面疲劳强度要求。

4.按齿根弯曲强度计算

由z118,z255，查表得YFS14.45,YFS24.005

-12-

YFS1

F1

4.450.02077

214.2

YFS2

F2

4.005

0.03174

126

由于

较大，故将其带入下式中：

KT1YFS21.2631.6530564.005mm2.55mm

m1.263

dz

0.97218126

F2

由以上计算结果可见，满足齿根弯曲强度要求。

故不能满足强度要求。

7-12.设计一单级减速器中的直齿轮传动。

已知传递的功率P=10KW，小齿轮转速

n1960r/min,传动比i12=4.2，单向转动，载荷平稳，齿轮相对轴承对称布置。

1.材料选择

单级减速器工作载荷相对平稳，对外廓尺寸也没有限制，故为了加工方便，采用软齿面齿轮

传动。

小齿轮选用45钢，调质处理，齿面平均硬度为240HBS；

大齿轮选用45钢，正火处

理，齿面平均硬度为190HBS。

2.参数选择

1）齿数由于采用软齿面传动，故取z120,z2i12z14.22084

2）齿宽系数由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软齿面，查

表得d1.4

3）载荷系数因为载荷比较平稳，齿轮为软齿面，支承对称布置，故取K=1.4.

4）齿数比对于单级减速传动，齿数比ui124.2

3.确定需用应力

小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。

许用应力根据线性插值计算：

H1513240217（545513）MPa532MPa

F1301240217（315301）MPa309MPa

大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，许用应力根据线性插值计算：

H2468190163（513468）MPa491MPa

217162

F2280190162（301280）MPa291MPa

4.计算小齿轮的转矩

-13-

T19.5510p19.551010Nmm99479Nmm

5.按齿面接触疲劳强度计算

960

取较小应力带入计算，得小齿轮的分度圆直径为

H2

u176.631.4994794.21mm61.23mm

u

1.44912

4.2

d1

61.23

20

齿轮的模数为m

3.065mm

z1

6.按齿根弯曲疲劳强度计算

由齿数z120,z284查表得，复合齿形系数YFS14.36,YFS23.976

4.36

309

0.01411

3.976

291

0.013663

较大，故带入下式：

KT1YFS11.2631.4994793.976mm1.89mm

1.420291

F1

7.确定模数

由上述结果可见，该齿轮传动的接触疲劳强度较薄弱，故应以m≥3.065mm为准。

取标准

模数m=4mm

8.计算齿轮的主要几何尺寸

d1mz1420mm80mm

d2mz2484mm336mm

da1（z12ha）m（2021）4mm88mm

da2（z22ha

）m（8421）4mm344mm

ad1d2

80336208mm

bdd11.470mm98mm

取b298mm,b1b2（2~10）,取b1104mm

7-14.图示为一双级斜齿轮传动。

齿轮1的转向和螺旋线旋向如图所示，为了使轴Ⅱ上两齿

轮的轴向力方向相反，是确定各齿轮的螺旋线旋向，并在啮合点处画出齿轮各力的方向。

1和3为左旋，2和4为右旋。

-14-

7-17.一对斜齿轮的齿数为z121,z237,法向模数mn3.5mm.若要求两轮的中心

距a=105mm，试求其螺旋角。

由amn（z1z2）

2cos

得，cos=3.5（27+37）

=0.9667

2105

14.83

7-19.一对锥齿轮传动，已知z120,z250,m5mm,试计算两轮的主要几何尺寸及当量

齿轮数zv。

-15-

hh

hf（h

hhhf11mm

ccm1mm

1arctan（z1/z2）21.8

mm5mm

c）1.2m6mm

2arctan（z2/z1）68.2

d1mz1100mm

d2mz2250mm

da1d12hcos1109.3mm

da2d22hcos2253.7mm

df1d12hfcos188.84mm

df2d22hfcos2245.56mm

m

zz2134.63mm

22

R1d1

d2

bRR,0.3R40.39mm,R0.25~0.3

farctan（hf/R）2.55

a11f24.35

a22f=70.75

f11f19.25

f22f65.65

zv1

21.54

134.64

cos1

z2

zv2

cos2

7-21.图示蜗杆传动中，蜗杆均为主动件。

试在图中标出未注明的蜗杆或蜗轮的转向及螺旋

线的旋向，在啮合点处画出蜗杆和蜗轮各分力的方向。

-16-

7-24.为什么在圆柱齿轮传动中，通常取小齿轮齿宽b1b2（大齿轮齿宽）；

而在锥齿轮传动

中，却取b1b2？

在圆柱齿轮传动中装配、制造都可能有轴向偏差。

如果等宽就有可能使接触线长度比

齿宽要小（轴向有有错位）。

因此有一个齿轮应宽些以补偿可能的轴向位置误差带来的啮合

长度减小的问题。

加宽小轮更省材料和加工工时。

在锥齿轮传动中，安装时要求两齿轮分度圆的锥顶重合，大端对齐，所以取b1b2。

第八章

8-9.在图示轮系中，已知各轮齿数，试计算传动比i14（大小及转向关系）。

i14n1

z2z3z4

45303412

151517

n4zzz

23

8-10.图示为一手动提升机构。

已知各轮齿数及蜗轮2的头数2=2（右旋），与蜗轮固连的

鼓轮Q的直径dQ0.2mm，手柄A的半径rA0.1m。

当需要提升的物品W的重力

Fw20kN时，试计算作用在手柄A上的力F（不考虑机构中德摩擦损失）。

-17-

i13z2z3

40120120

202

z1z2

d

FrA1FwQ3

FwQ3

200.1

0.1120

kN1kN

F

rA1

8-11.在图示轮系中，已知各轮齿数，齿轮1的转速n1200r/min。

试求行星架Ｈ的转速

nH。

n1H

n1nHn1nHz2z31745

1.5

zz1730

i

H

13

n3

n3nH0nH

200nH

nH

nH400r/min

8-12.图示为行星搅拌机构简图，已知各轮齿数，当行星架H以H31rad