机械设计基础_课后答案

机械设计基础_课后答案_(陈晓

南)(总15页)

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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：

F3n2P5P4 33241 0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：①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：

F3n2P5P4 34251 1②将一个低副改为高副，如习题3-5解图(c)所示。其自由度为：

F3n2P5P4 33232 13-6 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：

- 2 -

F3n2P5P4332401

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：

F3n2P5P4332401

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) F3n2P5P43721001

A、B、C、D为复合铰链 原动件数目应为1

- 3 -

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(b) F3n2P5P4352701

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(c) 方法一：将△FHI看作一个构件

F3n2P5P431021402

B、C为复合铰链

原动件数目应为2

方法二：将FI、FH、HI看作为三个的构件

F3n2P5P431221702 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(d) F(31)n(21)P5(3-1)3(21)51

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(e) F3n2P5P4332303

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) v3vP131lP13P14（←） 解(b) v3vP131lP13P14（↓）

- 4 -

解(c) ∵ vP131lP13P143lP13P34（↑） 解(d) v3vP131lP13P14（↑）

∴ 3lP13P141（?） lP13P34

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) ∵ lmaxlmin11040150＜l其余9070160

最短杆为机架

∴ 该机构为双曲柄机构

(b) ∵ lmaxlmin12045165＜l其余10070170

最短杆邻边为机架 ∴ 该机构为曲柄摇杆机构

(c) ∵ lmaxlmin10050150＞l其余7060130

- 5 -

∴ 该机构为双摇杆机构

(d) ∵ lmaxlmin10050150＜l其余9070160

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a17，c8，d21。则b在什

么范围内时机构有曲柄存在它是哪个构件

解 分析：⑴根据曲柄存在条件②，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①。所以b一定大于c。

⑵若b＞c，则四杆中c为最短杆，若有曲柄，则一定是DC杆。 b＞d： lmaxlminbc≤l其余ad

∴ b≤adc1721830 b＜d： lmaxlmindc≤l其余ab

∴ b≥dca2181712

结论：12≤b≤30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lCD=500mm，lAD=1000mm。试用图解法求曲柄AB和连杆BC的长度。

解 lABlAB0.017.80.078 m78 mm

lBClBC0.01111.51.115 m1115 mm

- 6 -

6-14 设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长度l4100 mm，摆角450，行程速比系数

K1.25。试根据min≥40o的条件确定其余三杆的尺寸。 解 180K11.25118020 K11.251lABlAB0.00214.50.028 m28 mm lBClBC0.00273.30.1466 m146.6 mm

min32.42

- 7 -

不满足min≥40o传力条件，重新设计

lABlAB0.00216.90.0338 m33.8 mm lBClBC0.002.30.1086 m108.6 mm

min40.16

满足min≥40o传力条件

6-15 设计一导杆机构。已知机架长度l1100 mm，行程速比系数K1.4，试用图解法求曲柄的长度。 解 180K11.4118030 K11.41- 8 -

6-16 设计一曲柄滑块机构。已知滑块的行程s50 mm，偏距e10 mm。行程速比系数

K1.4。试用作图法求出曲柄和连杆的长度。

lABlAB10.00212.940.02588 m25.88 mm

解 180K11.4118030 K11.41lABlAB20.00123.620.02362 m23.62 mm lBClB2C20.00139.470.03947 m39.47 mm

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

- 9 -

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R30mm，偏心距

e15mm，滚子半径rk10mm，凸轮顺时针转动，角速度为常数。试求：⑴画出凸

轮机构的运动简图。⑵作出凸轮的理论廓线、基圆以及从动件位移曲线s~图。

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 由压力角计算公式：tan∵ v2、rb、均为常数 ∴ s0 → max

- 10 -

v2(rbs)

即 0、300，此两位置压力角最大

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rb40mm，滚子半径

rk10mm；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

等加-等减速规律运动，从动件行程h32mm；凸轮在一个循环中的转角为：

60，试绘制从动件位移线图和凸轮的廓线。 t150，s30，h120，s解

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7-14 将7-13题改为滚子偏置移动从动件。偏距e20mm,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sD。

解

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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 由接触疲劳强度：

ZZZHEHa500KT1(u1)3bu≤[H]

∵ 载荷系数K、齿数z1、z2及材料均不变 ∴ abab

bm24062即 b2290 mm

m4

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ha*。

*解 ∵ da(z2ha)m

∴ mda*z2ha* 若取 ha1.0 则 mda2088 mm *2421z2hada2088.125 mm（非标，舍） *2420.8z2ha*若取 ha0.8 则 m*答：该齿轮的模数m=8 mm，齿顶高系数ha1.0。

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 iz2/z1125/255

m4(z1z2)(25125)300 mm22d1mz1425100 mm d2mz24125500 mma**da1(z12ha)m(2521.0)4108 mm da2(z22ha)m(12521.0)4508 mm

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B1B20.00210.30.0206 m20.6 mm B1B2B1B220.61.745pbmcos3.144cos20

8-30 一闭式单级直齿圆柱齿轮减速器。小齿轮1的材料为40Cr，调质处理，齿面硬度

250HBS；大齿轮2的材料为45钢，调质处理，齿面硬度220HBS。电机驱动，传递功率P10kW，n1960r/min，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）。齿轮的基本参数为：m3mm,Z125,Z275,b165mm,b260mm。试验算齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度。 解 ①几何参数计算：

d1mz132575 mm*da1(z12ha)m(2521.0)381 mmαa1cos1(d1cos/da1)cos1(75cos20/81)29.53d2mz2375225 mm*da2(z22ha)m(7521.0)3231 mmαa2cos1(d2cos/da2)cos1(225cos20/231)23.75m3(z1z2)(2575)150 mm221[z1(tana1tan)z2(tana2tan)]21 [25(tan29.53tan20)75(tan23.75tan20)]1.712uz2/z175/253an2z1n1/z225960/75320 r/min

②载荷计算：

P152 表8-5： KA1.0

vd1n16000075960600003.77 m/s

P153 表8-6： 齿轮传动精度为9级，但常用为6～8级，故取齿轮传动精度为8

级

P152 图8-21：Kv1.18

db2600.8 d175P1 图8-24：K1.07 （软齿面，对称布置）

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P1 图8-25：K1.25

KKAKvKK1.01.181.071.251.58P10T19550955099.48 Nmn1960

③许用应力计算：

N160n1Lh609601(53008)6.9108N260n2Lh603201(53008)2.3108

P1 图8-34：YN10.88，YN20.92

P165 图8-35：ZN10.98，ZN20.94

P1 表8-8： SFmin1.25，SHmin1.0（失效概率≤1/100） P162 图8-32(c)：Flim1220 MPa，Flim2270 MPa P163 图8-33(c)：Hlim1550 MPa，Hlim2620 MPa

YST2.0 P162 式8-27：[F1][F2]Flim1YSTSFminYN1YN222020.88309.76 MPa 1.2527020.92397.44 MPa 1.25Flim2YSTSFminP162 式8-28：[H1][H2]Hlim1SHminZN1ZN25500.98539 MPa 16200.94582.8 MPa 1Hlim2SHmin[H]{[H1]，[H2]}min582.8 MPa

④验算齿轮的接触疲劳强度：

P160 表8-7： ZE1.8 MPa P161 图8-31：ZH2.5

P160 式8-26：Z4341.710.87 3ZZZP160 式8-25：HEHa500KT1(u1)3

b2u1.82.50.875001.5899.48(31)3 460 MPa

150603H＜[H] 齿面接触疲劳强度足够

⑤验算齿轮的弯曲疲劳强度：

P157 图8-28：YFa12.，YFa22.26 P158 图8-29：YSa11.6，YSa21.78

0.750.69

1.712000KT120001.5899.48YFa1YSa1Y2.1.60.6962.65 MPa P158 式8-22：F1d1b1m75653P158 式8-23：Y0.250.750.25F22000KT120001.5899.48YFa2YSa2Y2.261.780.69.63 MPa d1b2m75603F1＜[F1] 齿轮1齿根弯曲疲劳强度足够 F2＜[F2] 齿轮2齿根弯曲疲劳强度足够

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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i15。 解 i15zzzzzzzn1306030234534590 n5z1z2z3z4z1z3z420130

10-6 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z2及杆4的转速n4。当1）n1、n3同向时；2）n1、n3反向时。 解 ∵

mm(z1z2)(z3z2) 22∴ z2z3z1z260152520

4∵ i13zzn1n42560235 n3n4z1z21520∴ n4(n15n3)/6

设 n1为“＋”

则 1）n1、n3同向时：n4(n15n3)/6(200550)/675 r/min （n4与n1同向）

2）n1、n3反向时：n4(n15n3)/6(200550)/68.33 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i17。 解 1-2-3-4-7周转轮系，5-6-7定轴轮系

7∵ i14n1n7zz527816924 n4n7z1z3242121n5z78137 n7z5183n1276743.92（n1与n763zn1nH9035 n3nHz118n4nHz2z3339055 n3nHz4z2873658n16 nHi57n4n5

∴ i17n7同向）

比i14。

10-9 图10-28所示轮系，各轮齿数如图所示。求传动

H解 ∵ i13Hi43n30

∴ i1H- 16 -

i4Hi14n43 nH58n1i1H586116（n1与n4i4H3n4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），z1=101，z2=99，z2z4，z4=100，z5=100，求传动比i1H。

解 1-2定轴轮系，1'-5'-5-4定轴轮系，2'-3-4-H周

转轮系

∵ in112nz29999→nn1299(↓) 2z11in114nz5z4100100101110000101→n101n1410000(↑) 4z1z5iHn2nHz24nn41→n1H(n2n4) 4Hz22∴ n1101n1n1H2(n2n1n14)2(9910000)1980000 i1Hn1n1980000 H

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