机械设计基础-习题解答

《机械设计基础》

习 题 解 答

机械工程学院

目录

第0章 绪论-------------------------------------------------------------------1 第一章 平面机构运动简图及其自由度----------------------------------2 第二章平面连杆机构---------------------------------------------------------4 第三章 凸轮机构-------------------------------------------------------------6 第四章 齿轮机构------------------------------------------------------- -----8 第五章 轮系及其设计------------------------------------------------------19 第六章 间歇运动机构------------------------------------------------------26 第七章 机械的调速与平衡------------------------------------------------29 第八章 带传动---------------------------------------------------------------34 第九章 链传动---------------------------------------------------------------38 第十章 联接------------------------------------------------------------------42 第十一章 轴------------------------------------------------------------------46 第十二章 滚动轴承---------------------------------------------------------50 第十三章 滑动轴承-------------------------------------------- ------------ 56 第十四章 联轴器和离合器------------------------------- 59 第十五章 弹簧------------------------------------------62 第十六章 机械传动系统的设计----------------------------65

第0章 绪论

0-1 机器的特征是什么？机器和机构有何区别？ [解] 1）都是许多人为实物的组合；

2）实物之间具有确定的相对运动； 3）能完成有用的机械功能或转换机械能。

0-2 构件和零件的区别是什么？指出缝纫机的通用和专用零件。 [解] 构件是运动的基本单元，而零件是制造的基本单元。

缝纫机上的通用零件有：螺丝、螺母、齿轮等，专用零件有：曲

轴、凸轮、飞轮、脚踏板等。

0-3 机械零件常用的材料有哪几类？

[解] 有钢、铸铁、有色金属、非金属材料等。 0-4 机械零件的主要计算准则有哪些？

[解] 有强度准则、刚度准则、寿命准则和振动稳定性准则。 0-5 机械零件结构工艺性的基本要求有哪些？

[解] 1）选择合理的毛坯；2）结构简单、便于加工；3）便于装折和

维修。

0-6 为什么在设计机械时要尽量采用标准零件？

[解]使用标准零件，可以简化设计工作，可以有效地组织现代化生产，提高产品质量，降低成本，提高劳动生产率。

第一章 平面机构运动简图及其自由度

1-1 一个在平面内自由远东的构件有多少个自由度？ [解]有3个自由度。

1-2 在平面内运动副所产生的约束数与自由度有何关系？ [解] 约束数+自由度=3

1-3 如何判别有构件和运动副组成的系统是否具有确定的相对运动？ [解] 自由度数=原动件数 系统无确定的相对运动 自由度数原动件数 系统有确定的相对运动 1-4在计算机构的自由度时应注意哪几个问题？ [解] 复合铰链、局部自由度和虚约束。

1-5 绘制机构运动简图时，用什么来表示机构和运动副？ [解]用简单的线条和符号表示构件和运动副。

1-6绘制图1-15所示的机构运动简图，并计算其自由度。 [解]

a)n3，PL4，PH0 F=33-24=1b)n4，PL5，PH1 F=34-251=1c)n3，PL4，PH0 F=33-24=1d)n3，PL4，PH0 F=33-24=1

1-7试计算下列图示机构的自由度，并指出机构中存在的复合铰链，局部自由度或虚约束。

[解]

a)n5,PL7,PH0 F=35-27=1b)n5,PL7,PH0(c处为复合铰链) F=35-27=1c)n5,PL7,PH0 F=35-27=1d)n5,PL7,PH0(c处为复合铰链) F=35-27=1e)n4,PL5,PH1(F处为虚约束) F=34-251=1f)n4,PL5,PH1(c处为复合铰链) F=33-232=1g)n3,PL3,PH2(2、2为虚约束) F=33-232=1

第二章平面连杆机构

2-1 铰链四杆机构的基本形式有几种？

[解]有曲柄摇杆机构、双曲柄机构、双摇杆机构三种。 2-2 四杆机构的行程速比系数与极位夹角的关系如何确定？

[解]

180K1 K12-3 在铰链四杆机构中，a=60mm,b=150mm,c=120mm,d=100mm。分别把构件a、b、c、d作为机架，所对应的为何种类型的机构？

[解] 曲柄存在的条件 60+150<120+100

A为机架，是双曲柄机构；b、d为机架，是曲柄摇杆机构；c为机架，是双摇杆机构。

2-4 在曲柄摇杆机构中，如何确定最小传动角？

[解] 曲柄与机架共线时连杆与摇杆之间的夹角，两位置中夹角较下的

为最小传动角。

2-5 四杆铰链机构的演化方式主要有哪几种？

[解] 有改变机构的形状和相对尺寸、扩大转动副尺寸、选用不同的构

件为机架三种。

2-6 已知一曲柄摇杆机构的摇杆长度l3=150mm,摆角45，行程速比系数k=1.25，试确定曲柄、连杆和机架的长度l1l2和l4。

[解]

1801.251201.251取13mm，按书上的作图方法作图，该题为无穷多组解，取mm

两固定铰链在水平直线上。由图得AC286mm，AC156mm。则AB(AC2AC1)215mm，BCAC2AB71MMlAB=AB1=45mm LBC=BC1=213mm lAD=AD1=165mm 2-7 已知一曲柄滑块机构的滑块行程H=60mm，偏距e=20mm，行程速比系数K=1.4。试确定曲柄和连杆的长度l1和l2。

[解]

1801.41301.41

取11mmmm作图，由图上量得AC282mm，AC128mm。 解之得lAB=27mm，lBC=55mm

2-8 已知一导杆机构的固定件长度l4=1000mm，行程速比系数k=1.5，试确定曲柄长度和导杆摆角。

[解]

导杆的摆角 1801.251361.251

309mm

由解析法得曲柄长度lAB1000sin182-9 已知一曲柄摇杆机构，摇杆与机架之间的夹角分别为145,290,固定件长度l4=300mm摇杆长度l3=200mm，试确定曲柄和连杆的长度l1和l2。

[解]取5mm/mm作图，得l1=72.5mm，l2=287.7mm。

第三章 凸轮机构

3-1 从动件的常用运动规律有哪种？各适用在什么场合？

[解] 1)等速运动规律，使用于低速、轻载的场合；2）等加速等减速运

动规律，适用于中速、轻载的场合；3） 余弦加速度运动规律（简谐运动规律），适用于中、低速；4）正弦加速度运动规律，适用于高速。

3-2 凸轮机构的常用类型有几种？选择凸轮的类型时应该考虑哪些因素？

[解] 按凸轮的形状分：盘形凸轮、移动凸轮和圆柱凸轮；按从动件形

状来分：尖端从动件、滚子从动件和平底从动件；按凸轮与从动件锁合形式分：力锁合和几何锁合。

选择凸轮时，应考虑凸轮和从动件的相对运动形式 从动件的运动形式等。

3-3 图解法设计凸轮时，采用了什么原理？简单叙述此原理的主要内容。 [解] 才用反转原理，即给整个机构加上一个反向转动，各构件之间的

相对运动并不改变，根据这一原理，设想给整个凸轮机构加上一反向转动（即加上一个凸轮角速度转向相反、数值相等绕凸轮回转中心0的角速度（-）的转动），则凸轮处于相对静止状态，从动件一方面随机架以角速度（-）绕0点转动，另一方面又按给定的运动规律作往复移动或摆动。

3-4 何谓凸轮的运动失真？滚子从动件盘形凸轮机构运动时针时，应如何

解决？

[解] 在凸轮设计中 ，由于 实际轮廓出现交叉现象某加工时交叉的部

分被切去，使得从动件不能实现预期的运动规律称为运动失真。滚子从动件运动失真是由于rk>min。实际时要避免时针，必须使rk>min。

3-5 试用作图法设计一对心尖顶直动草丛洞见行程凸轮机构的凸轮轮廓曲线。已知凸轮一等角速顺时针方向转动，从动件行程h=40mm，凸轮的基圆半径r0=50mm，从动件运动规律为：1135,230,3120,475。从动件在 推程以余弦加速度运动规律（简谐运动）上升，在回程以等加速和等减速运动规律返回。

3-6 在上题中1）如果采用一对心滚子从动件，其滚子半径rk=10mm，其它条件与上相同。试设计此凸轮轮廓曲线。2）：如果采用偏置方式，凸轮轴心偏向从动件轴线的右侧，其它条件相同，试设计此凸轮的轮廓曲线。 3-7 试用作图法设计一摆动滚子从动件盘形凸轮机构的轮廓曲线。已知凸轮等角速顺时针方向回转，基圆半径r0=70mm，中心距a=160mm，摆杆长度l=100mm，滚子半径rk=10mm，从动件的运动规律为：。冲动件在推程和回程均以正弦加速度运动规律运动。 （以上三题见教材上的作图方法）

第四章 齿轮机构

4-1 为什么要规定模数的标准系列？在直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮，蜗杆蜗轮和直齿圆锥齿轮上何处的模数是标准值？

[解] 为了设计、制造、检验和使用的方便。直齿轮端面模数是标准值；

斜齿法面模数是标准值；蜗杆蜗轮中间平面上的模数是标准值；圆锥齿端的模数是标准值。

4-2 渐开线直齿圆柱齿轮的基本参数有哪几个？那些是标准的，其标准值是否相同？为什么这些参数称为基本参数？

[解] 基本参数：齿数z、模数m、压力角、齿顶高系数ha*和顶隙系数

c*。其中后四个是标准的，标准值不相同。

4-3 分度圆与节圆有什么区别？在什么情况下节圆与分度圆重合？ [解] 分度圆是齿轮上具有标准压力角的圆。节圆是过节点所作的两个

相切的圆。标准安装时节圆与分度圆重合。

4-4 渐开线的形状取决于什么？若两个齿轮的模数和齿数分别相等，但压力角不同，他们齿数不同，他们齿廓渐开线形状是否相同？一对相啮合的两个齿轮，若它们的齿数不同，他们齿廓的渐开线形状是否相同？

[解] 取决于基圆的大小。不同。不同。

4-5 何谓齿廓的根切现象？产生根切的原因是什么？是否基圆愈小愈容易发生根切？根切有什么危害？如何避免根切？

[解] 齿轮齿根的渐开线齿廓被切去的现象为根切现象。原因是展成

法加工时，刀具的齿顶线或齿顶圆与啮合线的焦点超过了被切极

限点N。不是。根切使刀具的齿顶线或齿顶圆与捏合线的焦点不超过极限点 N可避免根切。

4-6 平行轴斜齿圆柱齿轮机构、蜗杆蜗轮机构和直齿圆锥齿轮机构的正确啮合条件与直齿圆柱机构的正确啮合条件相比较有何异同？

[解] 平行轴斜齿轮是法面（或端面）的模数和压力角相等，且

12；蜗杆蜗轮是中间面上模数和压力角相等且为标准值，

且1290；直齿圆锥齿轮是大端的模数和压力角相等且为标准值。

4-7 何谓平行轴斜齿圆柱齿轮和直齿圆锥齿轮当量齿数？当量齿数有什么用途？

[解] 斜齿圆柱齿轮量齿数：zvzcos3zv；圆锥齿轮当量齿数：

zcos。

当量齿数用于齿轮加工、强度计算、变位系数的选择等处。

4-8 齿轮传动常见的失效形式有哪些？各种失效形式常在何种情况下发生？试对工程实际中见到的齿轮失效形式和原因进行分析。齿轮传动的设计计算准则有哪些，他们分别针对何种失效形式？在工程设计实践中，对于一般使用的闭式硬齿面、闭式软齿面和开式齿轮传动的设计计算准则是什么？

[解] 失效形式：轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合和齿面塑性变形。当齿根弯曲应力过大或突然过载、冲击载荷等易产生折断。在闭式传动中，若接触应力过大，齿轮工作一段时间后会出现点蚀。齿面磨损是由于齿面间的灰尘、硬屑粒等引起的。齿面胶合是在高速、重载传动中，高温、高压使两接触面熔粘在一起而产生的。塑性变形是在重载情况下产生

的。

计算准则；齿面接触疲劳强度计算，针对齿面点蚀；齿根弯曲疲劳强度计算，针对齿根弯曲疲劳折断。闭式硬齿面齿轮传动设计准则：按弯曲疲劳强度和接触疲劳强度设计；闭式软齿面齿轮传动设计准则：按接触疲劳强度设计，校核弯曲疲劳强度；开式齿轮传动设计准则：按弯曲疲劳强度设计。

4-9 现有A、B两对闭式软齿面直齿圆柱齿轮传动，A对参数为；模数m=2mm，齿数z1=40，z2=90，齿宽b=60mm；B对参数为：模数m=4mm，齿数z1=20，z2=45，齿宽b=60mm。两对齿轮精度为8级，小齿轮转速均为1450r/min，其它条件分别相同。试比较两对齿轮接触强度及抗弯强度的高低。

[解] 两对齿轮接触强度相同，弯曲强度第二对较高。

4-10 应主要根据哪些因素来决定齿轮的结构型式？常见的齿轮结构型式有哪几种？它们分别用于何种场合？

[解] 根据齿轮的几何尺寸、毛坯材料、加工工艺等决定等决定齿轮结构型式。结构型式：齿轮轴，用于直径很小的场合；实心结构，用于da160mm;腹板式结构，用于da500mm;轮辐式结构，用于400da1000mm。 4-11 已知一对外啮合正常齿制标准直齿圆柱齿轮m=2mm，z1=20,z2=45,试计算这对吃乱的分度直径、齿顶高、齿根高、顶隙、中心距、齿顶圆直径、齿根圆直径、基圆直径、齿距、齿厚和齿槽宽。 [解]

d122040mmd224590mmha122mmhf1.2522.5mmc2.520.5mmda1402244mmda2902294mm

df14022.535mmdf29022.585mmdb140cos2037.588mmdb290cos2084.572mmp26.28mmse3.144-12 已知一正常齿制标准直齿圆柱齿轮 m=5mm，20，z=45，试分别求出分度圆、基圆、齿顶圆上渐开线齿廓的曲率半径和压力角。 [解]

分度圆 =12545sin2038.477 =20基圆 =0 b=0齿顶圆r1a254551117.5mm cos112.5cos20a117.50.97 a25.88 a117.5sin25.8851.2884-13 试比较正常齿制渐开线标准直齿圆柱齿轮的基圆和齿根圆，在什么条件下基圆大于齿根圆？什么条件下基圆小于齿根圆？ [解]

dbdcosmzcos20dfd2.5mm(z2.5)dfdbm(z2.50.9397z)m(0.0603z2.5)由上式可见，当齿数z增大时，（dfdb）值亦增大。当dfdb0时，得2.541.40.0603因此，当z42时，dfdb；反之，当z42时，dfdb。 z=

4-14 试根据渐开线特性说明一对模数相等，压力角相等，但齿数不等的渐开线标准直齿圆柱齿轮 ，其分度圆齿厚、齿顶圆和齿根圆齿厚是否相等，哪个较大。

[解] 分度圆齿厚相等，齿顶圆和齿根圆齿厚不等，因基圆愈小，渐开线愈弯曲，基圆愈大，渐开线愈平直，故齿数多的齿轮齿顶圆和齿根圆的齿厚大。

4-15 现需要传动比i=3的一对渐开线标准直齿圆柱齿轮传动，有三个压力角相等的渐开线标准直齿圆柱齿轮，它们的齿数分别为z1=20，z2=z3=60,齿顶圆直径分别为da1=44mm，da2=124mm，da3=139.5mm，问哪两个齿轮能用？中心距a等于多少？并用作图法求出它们的重合度。 [解]

**da1mz12ham20m2ham44

**da2mz22ham60m2ham124da3mz32hm60m2hm139.5*a*a

解得；齿轮1、2能用。m2mm，a80mm。4-16 单级闭式直齿圆柱齿轮传动中，小齿轮材料为45钢调质处理，大齿轮的材料为ZG270—500正火，P=4kw，n1=720r/min，m=4mm，z1=25,z2=73,b1=84mm,b2=78mm,单向传动，载荷有中等冲击，用电动机驱动，试验算此单级传动的强度。

[解]1.验算接触强度

（1）计算接触应力 H670T19.55106KT1(1) 3dd1P5.3104Nmm;n173b782.92;d0.78;K1.3(查表45)，25d1100 其中，则1.35.3104(2.921)H670231N/mm230.781002.92

（2）查许用应力[H]小齿轮45钢调质，HB=217—255，取

HB=220；大齿轮ZG270—500，正火，HB=156—200取HB=180。查图4-21c得Hlim1=560N/mm2；查图4-21b 得Hlim2=360 N/mm2。由表4-6，SH=1.1。

560616N/mm21.1则

360[H]2327.27N/mm21.1[H]1（3）结论 H<[H],故满足接触强度要求。 2．验算弯曲强度 （1）计算弯曲应力 F2KTY1FYSbmd1

其中，由表4-8得

YF12.26,YS11.59;YF22.24,YS21.75,其余同接触强度。则

21.35.31042.621.59F118.4N/mm2784100 421.35.3102.241.75F217.3N/mm2784100（2）查许用应力[F]由图4-23c，Flim1=185N/mm2；由图

4-23b，Flim2=130N/mm2。查表4-6，取SF=1.4，则

185132.14N/mm21.4130[F]292.85N/mm2

1.4(3)结论：弯曲强度也满足。[F]1

4-17 已知一对正常齿渐开线标准斜圆柱齿轮a=250mm,z1=23,z2=98,mn=4mm试计算其螺旋角、端面模数、端面压力角、当量齿数、分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径。 [解]

mn(z1z2)4(2398)0.9682a2250得14.53mn4 mt4.132mm cos0.968cos tanat tanantan200.376cos cos14.53 at20.62325.360.968398 zv1108.0530.9684 d12395.041mm0.9684 d298404.959mm0.968 da195.0412mn103.041mm zv1 da2404.9592mn412.959mm df195.0412.5mn85.041mm df2404.9592.5mn394.959mm

4-18 设计一对外啮合圆柱齿轮，已知z1=21,z2=32,mn=2,实际中心距为55mm，问：（1）该对齿轮能否采用标准直齿圆柱齿轮传动？（2）若采用标准直齿圆柱齿轮传动来满足中心距要求，其分度圆螺旋角、反度圆直

径d1、d2和节圆直径d1、d2各为多少？

[解] （1）不能采用标准直齿圆柱齿轮传动 （2）由

a2(2132)552cos15.50

221d1d143.585mmcos232d2d266.415mmcos4-19 已知单级闭式斜齿轮传动P=10kW,n1=960r/min,i=3.7，电动机驱动，载荷平稳，双向传动，设小齿轮用40MnB调质，大齿轮用45钢调质，z1=25，试设计此单级斜齿轮传动。 [解] 1.计算许用应力

小齿轮40MnB调质，HB=260；大齿轮45钢调质，HB=230

（表4-4）

查图4-21，Hlim1=680N/mm2，Hlim2=590N/mm2 查图4-23，Flim1=220N/mm2，Flim2=190N/mm2 表4-6，SH=1.1，SF=1.4，则

680618.18N/mm21.1

590[H]2536.36N/mm21.1[H]10.7220110N/mm21.4

0.7190[F]295N/mm21.4[F]12．按接触疲劳设计

设计公式

d13KT1(1)6102()D[H]其中：k1.1(表45)，D（表147），T19.55106P109.551069.95104Nmmn1960

则

d131.19.95104(3.71)6102()56.4413.7[536.36]d1cos56.44cos122.63mmz121取12,z2iz13.72178,则mn3(2178)151.82mm2cos123(2178)取a152mm,则cos0.977215212.32321d1.485mmcos12.32378d2238.595mmcos12.32b2dd1.485mm 圆整后取标准值mn3，则ab265mm;b170mm。

3.较核弯曲强度 当量齿数

2122.523(cos12.32)78zv283.403(cos12.32)zv1由表48得，YF12.705,YS11.573,YF22.215,YS21.773 则41.6KTY1FY1S11.61.19.95102.7051.573cos12.32F1bmnd1653.485

57.MPaF2F1YF2YS253.43MPaYF1YS1弯曲强度满足要求。4-20 标准蜗杆传动的蜗杆轴向齿距p=15.708mm,蜗杆头数z1=2,蜗杆齿顶圆直径da1=60mm,蜗轮的齿数z2=40,试确定其模数m、蜗杆铁性系数q、蜗轮分度圆直径d2和中心距a。 [解]

mp15.7085m因da1d12m,则d1602550mmd110md2mz2540200mmqam(qz2)125mm2

4-21 试判断图中所示各蜗杆蜗轮的转向和旋向（蜗杆主动），并画出各蜗轮所受三个分力的方向。

[解] a)蜗轮右旋，逆时针转动，b）蜗杆右旋，转向向下；c)蜗杆蜗轮都为左旋；d)蜗杆蜗轮都为右旋；蜗轮受力图如图：

4-22 在图示的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器中，已知从Ⅰ轴输入，Ⅲ轴为输出轴，其转动方向如图所示，齿轮4的轮齿旋向为右旋。试解答：

（1）标出输入轴Ⅰ和中间轴Ⅱ的转向

（2）确定并标出齿轮1、2和3的齿轮旋向，要求使Ⅱ轴上

所受轴向力尽可能小。

（3）标出各个齿轮在啮合点处所受各分力的方向。 （4）画出Ⅱ轴联同齿轮2和3一体的空间受力图。

[解]（1）输入轴，中间轴；

（2）轮Ⅰ右旋，轮2左旋，轮3左旋；、 （3）如图； （4）如图。

4-23 在图示直齿圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器中，已知锥齿轮m=5mm,z1=25,z2=60,齿宽b=50mm;斜齿轮mn=6mm,z3=21,z4=84。（1） 欲使轴Ⅱ上的轴向力在轴承上的作用完全抵消，求斜齿轮3的螺旋角的大小和旋向。（2） 试画出作用在斜齿轮3和锥齿轮2上的圆周力Ft、径向力Fr和轴象立Fa的作用线和方向。 [解]

（1）

Fa2Fa3即2T12iTtancos111tandm1d3 得sin0.1667,9.6齿轮3为右旋（3）如图。

第五章 轮系及其设计

5-1 什么是惰轮？它在轮系中起什么作用？ [解]

其齿数不影响传动比大小，但改变从动轮转向的齿轮，其作用是改变从动轮转向。

5-2 在定轴轮系中，如何来确定首、末两轮转向间的关系？ [解] （1）当所有齿轮轴线平行时，可用（-1）m确定：

（2）用画箭头的方法。

5-3 什么叫周转轮系的“转化机构”？它在计算周转轮系传动比中起什么作用？ [解]

给整个轮系加上一个附加的角速度（-H）后所得的机构。 “转化机构”可以使周转轮系的传动比计算转化成用定轴轮系传动比的计算方法计算。

5-4 在差动轮系中，若两个基本机构的转向，如何确定第三个基本构件的转向？

[解] 又周转轮系传动比计算公式确定。

5-5 周转轮系中两轮传动比的正负号该周转轮系转化机构中两轮传动比的正负号相同吗？为什么？ [解]

不同。因为周转轮系中两轮的传动比是真实角速度之比，而转化机构

中两轮的传动比是相对角速度之比。

5-6 计算混合轮系传动比的基本思路是什么？能否通过给整个轮系加上一个公共的角速度（-H）的方法来计算整个轮系的传动比？为什么？ [解] 基本思路：（1）区分基本轮系

（2）分别列出基本轮系的计算公式； （3）找出基本轮系间的关系； （4）联立各式，求出要求的传动比。 不能。因为混合轮系不是一个基本周转轮系。 5-7 如何从复杂的混合轮系中划分出各个基本轮系？ [解]

先找行星轮，再找支持行星轮的系杆及其中心论，则行星轮、系杆、中心轮和基价组成一个周转轮系。重复上述方法，直至找出所有的周转轮系后，剩余的便是定轴轮系。

5-8 什么样的轮系可以进行运动的合成和分解？ [解] 差动轮系。

5-9 在图中所示的车床变速箱中，已知各轮齿数为z1=42,z2=58,z3=38,z4=42,z5=50,z6=48,电动机转速为1450r/min，若移动三联滑移齿轮a使齿轮3’和4’啮合,又移动双联滑移齿轮b使齿轮5’和6’啮合，试求此时带轮转速的大小和方向。 [解]

n14842583z6z4z2i16(1)1.465n6503842z5z3z1 则 n6= n114509.76r/min-1.4651.4655-10 在图5-16所示的滚齿机工作台的传动系统中，已知各齿轮的齿数为z1=15,z2=28,z3=15,z4=55, z9=40，被加工齿轮B的齿数为2，试计算传动比i75。 [解]

iABnAzB72nBzAz1z4z7z91555z740z2z3z5z82815z51n7z51555401.09n5z7281572又iAB则i75

5-11 如图所示的轮系中，已知各轮齿数为：z1 = z3,nH=100r/min,n1=20 r/min,试求下列两种情况下轮3的转速n3：

（1）当n3与nH同向时：（2）当n1与nH相反时。 [解]

H(1)i13n1nH201001n3nHn3100 n3180r/min 与n1同向nn20100H(2)i131H1n3nHn3100 n3220r/min 与n1反向

5-12 在图示轮系中，已知各轮齿数为：z1=30,z2=30,z3=90,z3’=40, z4=30, z4’=40, z5=30,试求此轮系的传动比i1H。 [解]

定轴轮系1-2-3

i13zn133 n3z1行星轮系3’-4-4’-5

i3H5n3nHzz3030945n5nHz3z4404016n因n5 ，则i1H11.3125nH

5-13 在图所示轮系中，已知各轮齿数为：z1=24,z2=48, z2’=30,z3=102,z3’=20, z4=40, z5=100。试求该轮系的传动比i1H。 [解] 差动轮系1-2-2’ -3-H-6

Hi13zzn1nH48102236.8n3nHz1z22430定轴轮系3'456nz20i53530.2n3z5100因，n5=nH，则i1Hn141.8nH

5-14 在图所示轮系中，已知各轮齿数为：z1=26,z2=32, z2’=22,z3=80,z4=80，又n1=300 r/min，n3=50 r/min两者转向相反，试求齿轮4的转速n4的大小和方向。

[解] 差动轮系1-2-2’ -3

Hi13zzn1nH23n3nHz1z2300nH3280即4.48 nH13.950nH2622

差动轮系3-2’ -4

Hi34n3nHz4n4nHz3即50nH369n4nH8020

联立二式得 n4155.97r/min5-15在图示的大速比减速器中，已知蜗杆1和5的头数为1，且均为右旋，

各轮齿数为z1’=101,z2=99, z2’= z4, z4’=100，z5’=100。（1）试求传动比i1H。（2）若主动蜗杆1的转速为1375r/min的电动机带动，问输出轴H转一周需要多长时间？

[解] （1）定轴轮系1-2-6

n2z1n1 z2 定轴轮系1’-5’-5-4’-6 差动轮系2’-3-4-H-6

i2H4n2nHz41n4nHz2n4z1z5n1 z5z4由于2的回转方向与4的回转方向相反，则

n2i1H1198000011011nH99100100 (2) 上式表明H转一周时，蜗杆1转1980000周，故H转一周的时间为1980000/601375=24h

5-16 汽车自动变速器中的预选式行星变速器如图所示。Ⅰ轴为主动轴，Ⅱ轴为从动轴，S，P为制动带，其转动有良种情况：（1）S压紧齿轮3，P处于松开状态；（2）P压紧齿轮6。S处于松开状态。已知各齿轮数为z1=30,z2=30, z3= z6=90,z4=40，z=25。试求良种请宽下的传动比i1H。 [解] （1）1-2-3-6组成行星轮系

6i13n1n6z3n3n6z1z1 1n1z3n6得n14n6

4（1）-5-6-H组成差动轮系

Hi34n3nHz4n4nHz3

Hi46zn4nHn1nH96n6nHn6nHz44

求联立得ni1H12.08nH

(2)4-5-6-H组成行星轮系

HHi46i16zn1nH960nHz44

得 i1H3.255-17 如图所示自行车里程表机构中，C为车轮轴，P为里程表指针。已知各齿

轮数为：z1=17,z2=23,z4=19，z4’=20, z5=24。设轮胎受压变形后使28英寸车轮的有效直径约为0.7m，当车行1km时，表上的指针刚好回转一周。试求齿轮2的齿数。 [解] 定轴轮系1-2

n1z1n2z2

行星轮系3-4-4’-5(P)-2(H)

2i521i521z4z3202311z5z42419114i52z11i12z21141000转，此时5转过一转， 0.7联立二式得 i51

当车行一公里时C轴的转数为n1则 i51得 z2n50.7n110001000171680.71145-18 如图所示轮系中，已知各轮齿数为：z1=34,z2=40, z2’=30, z3=18, z3’=38, z1’=24,z4=36，z4’=22。试求该轮系的传动比iAH，并说明轴A与轴H的转向是否相同。

[解]

4-1和4’-3’组成定轴轮系：

iA1

iA3nAz341n1z436zn38A3n3z422

1’-2-2’-3-H组成差动轮系:

Hi13zzn1nH401823n3nHz1z22430nA1.15 H与A同向nH 因n1和n3，则用同号代入第三式得

iAH

第六章 间歇运动机构

6-1 在间歇运动机构中，怎样保证从动件在停歇时间确实静止不动？

[解]

采用止动构件或利用几何形状锁住。

6-2 常见的棘轮机构有哪几种？试述棘轮机构的工作特点。

[解]

常用类型：单动式、双动式；单向式、双向式；外啮合、内啮合；摩擦式等。

如图6-1，当摆杆1顺时针方向摆动时，棘爪2将插入棘轮齿槽

中，并带动棘轮顺时针方向转过一定的角度；当摆杆逆时针方向摆动时，棘爪在棘轮的齿背上滑过，这时棘轮不动。为防止棘轮倒转，机构中装有止回棘爪5，并用弹簧使止回爪与棘轮齿始终保持接触。这样，当白干1连续往复摆动时，就实现了棘轮的单向间歇运动。

6-3 槽轮机构有哪几种基本型式？槽轮机构的运动系数是如何定义的？

[解]

基本型式：外接式和内接式。

在一个运动循环内，槽轮运动时间tb与拨盘运动时间tj之比值kt称为运动特性系数。

6-4 试述凸轮间歇运动机构的工作原理及运动特点。

[解]工作原理：当凸轮转动时，通过其曲线沟槽（或凸脊）拨动从动盘

上的圆柱销，使从动盘作间歇运动。

特点：优点是结构简单、运转可靠、转位精确，无需专门的定位装置，易实现工作对动程和动停比的要求。通过适当选择从动件的运动规律和合理设计凸轮 的轮廓曲线，可减小动载荷和避免冲击，以适应高速运转的要求。主要缺点是精确度要求较高，加工比较复杂，安装调整比较困难。

6-5 不完全齿轮机构与普通齿轮机构的啮合过程有何异同点？

[解] 在不完全齿轮机构中，主动轮1连续转动，当轮齿进入啮合时，从动轮2开始转动，当轮1上的轮耻退出啮合时，由于两轮的凸、凹锁止弧的定位作用，齿轮2可靠停歇，从而实现从动齿轮2的间歇转动。而普通齿轮啮合是连续的，从动轮的运动也是连续的。

6-6 设计一外啮合棘轮机构，已知棘轮的模数m=10mm，棘轮的最小转角

max12，试设计该棘轮机构。

max[解] 棘轮最小齿数 z36030 齿顶圆直径 D=mz=300mm 周节 P=m=10=7.5mm 齿槽夹角 60

齿项厚 h=0.75m=7.5mm 棘爪长度 L2P=62.8mm

6-7 某自动机床工作转台要求有6个工作位置，转台静止时完成加工工序，最长的工序时间为5s，原动机转动速度为720r/min，槽轮与拨盘之间的中心距a200mm,试设计此槽轮机构。

[解]

槽数 z=7 圆销数 z’=1 运动系数 ktz(z2)1 2z3 取中心距 a=160mm

圆销回转半径 槽顶高 取圆销半径 槽底高 凸圆弧张开角 槽顶侧壁厚

r11asin2160280mm

Lacos2160cos30138.6mm r=20mm

hL(r1r)434.56mm

2(11z2)240 e=6mm

第七章 机械的调速与平衡

7-1 什么是速度波动？为什么机械运转时会产生速度波动？ [解]

机械主轴的角速度发生不断的变化称为间歇的速度波动。

机械在外力作用下运动，当驱动功大于阻力功时，出现盈功，机械的动能将增加；当驱动功小于阻力功时，出现亏功，则使机械的动能减小。机械动能的变化使得机械主轴的角速度发生变化，从而形成机械运转的速度波动。

7-2 机械速度波动的类型有哪几种？分别用什么方法来调试？ [解]

类型：周期性速度波动和非周期性波动。

周期性速度波动用飞轮来调节；非周期性波动用调速器来调节。 7-3 飞轮的作用有哪些？能否用飞轮来调节非周期性速度波动？ [解]

飞轮不仅可以调节周期性波动，还有储能作用，可以克服短期过载。非周期性速度波动不能用飞轮来调节。

7-4 机械运转的不均匀程度用什么来表示？飞轮的转动惯量与不均匀系数有何关系？ [解]

机械运转的不均匀程度用不均匀系数来表示。 关系：JWmax2m

7-5 机械平衡的目的是什么？ [解]

目的：完全或部分地消除惯性力的影响，减小或消除附加的动压力，减轻有害的机械振动。 7-6 机械平衡有哪几类？ [解]

机械平衡可以分为回转件的平衡和机构的平衡两类。

7-7刚性回转的动平衡和静平衡，而动平衡不仅是惯性力平衡，而且要惯性力矩也平衡。 [解]

静平衡条件：惯性力的合力等于零。 动平衡条件：惯性力的合力偶矩都等于零。 7-8 为什么要进行平衡试验平衡试验有哪几种？ [解]

虽然经过平衡计算的回转件在理论上是完全平衡的，但由于制造和安装误差及材质不均匀等原因，还会存在不平衡现象，这种不平衡现象只能用试验的方法来进一步平衡。 平衡试验有静平衡试验和动平衡试验两种。

7-9 为什么设计一个刚性回转件时要确定它的不平衡量？ [解]

回转件通过试验后可将不平衡惯性力以及其引起的动力效应减小到相当低的程度，但回转件一般不可能达到完全平衡。在实际工作中

对回转见的平衡要求高是没有必要的，因此，设计时应该确定许用不平衡量。

7-10 有四个不平衡质量m1=3kg,m2=6kg,m3=7kg,m4=9kg，它们位于同一回转平面内，向径分别为r1=20mm、r2=12mm、r3=10mm、r4=8mm，其夹角依次互为，如图所示。现要求在回转半径rb=10mm处加一平衡质量mb，试求mb的大小和方位。 [解]

X方向：

mbrbcosm1r1m3r332071010即 mbcos1

Y方向：

mbrbsinm2r2m4r4612980即 mbsin0则得 mb1kg,0

7-11 有一薄壁转盘质量为m，经静平衡试验测定其质心偏距为r，方向如图垂直向下。由于该回转面不允许安装平衡质量，只能在平面Ⅰ、Ⅱ上调整，求应加的平衡质径积及其方向。 [解]

在Ⅰ、Ⅱ面内加的质径积为mbrb和mbrb Ⅰ面

a得 mbrbmr 与mr同向b-aM0 mra=mr(ba)bbⅡ面

a得 mbrbmr 与mr反向b-a7-12 图示A、B两根曲轴，曲拐在同一平面中，其质径m1r1m2r2m3r3m4r4，长度l1l2l3。试分析其平衡状态（不平衡、静平衡、动平衡） B轴：平衡。（静平衡、动平衡）

7-13 高速水泵的凸轮轴由三个互相错开120的偏心轮组成。每一偏心轮的质量为0.4kg，其偏心距为12.7mm。设在校正平面A和B中各装一个平衡质量mA和mB使之平衡，其回转半径为10mm ,其它尺寸如图（单位为mm）试求的大小和位置。 [解]

将mA、mB、mc分解到A、B两平面，得

19040 mcmc230230115115mDmD mDmD 23023040190mEmE mEmE230230取OD为X轴建立坐标系，在平面A中mcmcmaracosAmcrccos120mDrDmErEcos240 =12.7(0.4 =019141()20.4())232232M0 mrb=mr(ba)bb

marasinAmcrcsin1200mErEsin24019343()0.4())232232 =2.869kgmm =12.7(0.4因sinA为负值，故ADA2702.8690.2869kg10因A、B两面对称，故mB0.2869kg mA DB

27090

第八章 带传动

8-1 V带传动为什么比平带传动承载能力大？ [解]

因为V带安装在楔形面内，V带传动产生的摩擦大于平带传动产生的摩擦力，这种现象也称V带传动的楔面摩擦效应。另外，V带传动通常是多根带同时工作，所以V带传动与平带传动相比可以传递更大的功率。

8-2 传动带工作时有哪些应力？这些应力是如何分布的？最大应力点在何处？ [解]

有拉应力，离心应力和弯曲应力三种应力。应力分布如图8-13。最大应力发生在紧边绕入小带轮处。

8-3 影响带传动承载能力的因素有哪些？如何提高带传动的承载能力？ [解]

有摩擦系数、包角和初拉力。摩擦系数、包角和初拉力越大，带的承载能力越大。

8-4什么是弹性滑动？什么是打滑？在工作中弹性滑动和打滑是否都能避免？为什么？ [解]

因材料的弹性变形而引起的带与带轮轮缘表面之间产生的相对滑动现象称为弹性滑动。

打滑是由于过载所引起的带在带轮上的全面滑动。打滑是可以避免的，而弹性华东是不可避免的。

8-5 带传动的失效形式有：①打滑；②疲劳破坏。

设计准则：保证带传动不发生打滑的前提下，充分发挥带传动的能力，使传动具有一定的疲劳强度和寿命。

34、36及38？ 8-6 为什么V带剖面的楔角为40，而带轮的槽角则为32、[解]

由于带在带轮上弯曲时要产生横向的楔角边小。

8-7 已知带传动的功率为7.5kW,平均带速为10ms1，紧边拉力是松边拉力的两倍，试求紧边拉力、有效工作拉力及初拉力。 [解]

FV10007.5,F750N100010FF1F2F2 PF0F1F1125N2

则F12F1500N8-8 一V带传动，已知两带轮的直径 分别为125mm和315mm，中心距为600mm，小带轮为主动，转速为1440rmin1。试求：（1）小带轮的包角；（2）带长；（3）不考虑带传动的弹性滑动时大带轮的转速；（4）滑动率为0.015时大带轮的实际转速。 [解]

D2D157.3161.85aD2D1(D2D1)2(2)L()2a1905.8mm24a D1125(3)n2n11440571.4r/minD2315(1)1180(4)n2n1D1(1)562.86r/minD28-9 设计一作减速传动的普通V带传动，每天工作8h，载荷较平稳，已知电动功率为5kW，电动机转速为1440rmin1，从动带轮的输出转速为650rmin1。 [解]

(1)确定计算功率PcaKAP5kw其中KA1(表83)（2）选择带的型号为A型。（3）确定带轮的基准直径由表8-4，取D190mm，设滑动率=0.02，得D2n11440D1(1)900.98195.4mmn2650由表84，取D2200mm。（4）验算带速D1n1901440v=6.78m/s601000601000在525m/s范围内，所以带速合适。（5）确定中心距和带的基准长度Ld初选中心距0450mm,符合 0.7（D1+D2）由式（8-1）得带长2（D1-D2）3.14(20090)L=2a0（D1+D2）+2450(90200)1362mm24a022450由表82对工A型带选用基准长度Ld1400mm,然后计算实际中心距，由式（8-34）得a=450+(1400-1362)469mm2中心距变动范围：amin4690.0151400448mmamax4690.0151400490mm(6)小带轮包角a1180180D1-D257.3a2009057.3166.5120469(7)确定带的根数zD2因D190mm,i3.62D1(1)n11440r/min,查表85得P01.07kw查表86得P00.17kw因1166.5查表87Ka0.958因Ld1400mm,查表88得KL0.96由式（8-37）得z=pca54.38(P0+P0)KaKL(1.070.17)0.9580.96取z5根。(8)确定初拉力查表81，q0.10kgm1,并由式（3-380得单根普通V带的处拉力为500pca2.5F0(1)qv2zvka50052.5(1)0.16.78256.780.958123.3N(9)计算压轴力由式（8-39）得压轴力为FQ2zF0sin(/2)25123.3sin(166.52)1224.5N(10)带传动的结构设计。略。

第九章 链传动

9-1 套筒滚子链的结构如何组成的，链的节距和排数对承载能力有何影响？ [解]

套筒滚子链由滚子1、套筒2、销轴3、内链板4和外链斑5组成正比。 增大链节距p可提高承载能力。链传动的承载能力与链的排数成正比。 9-2 链传动工作时受有哪些力，这些力如何确定？ [解]

有效圆周力、离心拉力和悬垂拉力。

9-3 分别写出链传动的平均传动比和瞬时传动比表达式。 [解]

平均传动比

in1z2n2z1

1R2cosrd2cosr 2R1cosd1cos瞬时传动比

i瞬时9-4 链条节数一般取为偶数，链轮齿数一般取为奇数，其中有什么理由、

[解] 节数为奇数时，要采用过渡链节，过渡链节有附加弯曲载荷。链轮 齿数为奇数，是为了使磨损均匀。

9-5 链传动为何小链轮的齿数不宜过少？而大链轮齿数又不宜过多？ [解] 链轮齿数过少时，多边形效应的影响严重，加剧了传动的不均匀性，

工作条件恶化，加速铰链的磨损。所以为了使传动平稳及减少动载荷，小链轮的齿数宜取多些。

链轮的齿数也不宜过多，过多将缩短链的使用寿命。因为链节磨损

后，套筒和滚子都被磨薄而且中心偏移，这时链与轮齿实际啮合的节距将增大，因而分度圆的直径也增大。链轮齿数越多，分度圆直径的增量就越大，所以链节越向外移，因而链从链轮上脱落下来的可能性也就越大，链的使用寿命也就越短，因此通常大链轮的齿数z2120。

9-6 一滚子链传动，链轮z1=23,z2=63,链条型号为08A，链长Lp=100节。试求连链轮的分度圆、齿顶圆和齿根圆直径及中心距。 [解]

d1d2Psin(180Psin(180z1)12.7sin(18012.7sin(180)23)6393.27z2)2.79mm z1z2z1z22z2z12P(L)(L)8() PP422212.74022(10043)(10043)8()42352.6mm9-7 设计一滚子链传动。已知电动机转速n1=960rmin1,试确定大、小链轮齿数、链条节距、传动中心距、链节数以及作用在链轮轴上的压力。 [解] 1. 选择链轮的齿数

设V=3

8ms1，由表

9-5取小链齿轮数z1=67，所以大链轮数

z2=iz1=3.221=67.2，取z2=67。 2．初步确定中心距 040p

3. 链条节数

LP22a0z1z2Pz2z12()P2a0240p2167p67212()125 P240P2取LP126。4． 计算功率Pca

由表9-2查得KA=1.0，故有

PcaKAP1.044kW

5． 链条节距p

由式9-10得

P0PcaKzKLKP

估计此链传动工作于图9-11所以曲线的左侧，由表9-3得

z21Kz(1)1.04()1.041.11,1919L1260.25KL(p)0.25()1.06,19100KP1.0,则有P0

43.4kW1.111.061.0由图911查得当n1960rmin1时，选用10A链条，节距p=15.875mm。6．实际中心距

为便于张紧，将中心距设计成可调节的，所以不必计算实际中心距，可取

aa040p4015.875635mm

7．验算链速

由式（9-14），

vn1z1p9602115.8755.34ms1 6010060100符合要求。

8.选择润滑方式

按p=15.875mm,v=5.34ms-1, 由图9-15查得应采用油浴或飞溅润滑。

9．计算压轴力FQ

由式（9-15），FQ=KQF，取KQ=1.15

4749N 5.34FQKQF1.15749861.4NF1000P/v10010．链轮的结构设计 略。

第十章 联接

10-1 螺纹的主要类型有哪几种？如何合理地选用？

[解] 类型：矩形螺纹、三角螺纹（普通）、梯形螺纹和锯齿螺纹。

应用见表10-2

10-2 螺纹联接的种类有哪些？它们个用在何种场合？

[解] 类型：螺栓联接、双头螺柱联接、螺钉联接和紧定螺钉连接。 o10-3 螺纹的主要参数：（1）大径d（D）（2）小径d1（D1）（3）中径d2(D2)；（4）螺距p;(5)导程s（6）螺纹升角；（7）牙型；（8）牙型斜角（9）螺纹牙的工作高度h。

螺距和导程的关系： s=np 单线时相等

10-4 螺纹联接常用的防松方法有哪几种？它们防松的原理是怎么样的？ [解] 方法：摩擦防松、机械防松、破坏纹副的防松。防松原理都是防

止螺旋副相对转动。

10-5受拉伸载荷作用的紧螺栓联接中，为什么总载荷不是预紧力和拉伸载荷之和？ [解]

因为螺栓和被联接见都是弹性体。

10-6 螺纹副的效率与哪些因素有关？为什么多线罗纹多用于传动，普通三角螺纹主要用于联接，而梯形、矩形、锯齿形螺纹主要用语传动？ [解]

与线数、螺距和当量摩擦角有关。

因数越多，效率越高。当量摩擦角v，在摩擦因数一顶的情况下，牙型斜角越大，则当量摩擦角v越大，效率越低，自锁性能越好，所以在螺旋传动中，为了提高效率，采用牙型斜角小的螺纹，如矩形螺纹、梯形螺旋传动中，为了提高效率，采用了提高自锁性能，应采用牙型斜角大的螺纹，如三角形螺纹。

10-7 螺纹副的自锁条件是什么？ [解]

螺纹副的自锁条件为 v

10-8 如图10-40 所示为某机构上拉杆头用普通粗牙螺纹联接。已知拉杆

所受最大载荷Q=10kgN，载荷平稳拉杆杆头的材料为Q235，试确定拉杆螺纹直径。

[解]

松螺栓联接设计公式

d14FQ235钢，表105，s240MPa240松螺纹设计公式 表106，171.42MPa sn1.4410000则d18.62mm171.42由表103得选用M12的螺杆。10-9 如图10-41所示为一螺栓联接，螺栓的个数为2，螺纹为M20，许用cw为.2，试计算该联接允许传递的静载荷FR。 [解]

每个螺栓的预紧力

F4210.5N 41.3Fmf210.520.2外载荷FR9.6KNK1.21.3d1217.294216010-10 如图10-42所示千斤顶，其额定起重量Q=20KN，采用螺纹副用单线标准螺纹线T608（公称直径d=60mm,中径d2=56mm,螺距p=8mm,牙型角30），螺纹副中的摩擦因数f=0.1，若忽略不计支撑载荷的托杯与螺旋上部见的滚动摩擦阻力。试求（1）当操作者作用与手柄上的力为150 N时，举起额定载荷时作用点至螺旋轴线的距离l;（2）当力臂l不变时，下降额定载荷所需的力。 [解]

(1)tanfvs80.045,2.6d256f0.10.1035tanvcoscos15tan1fv5.9旋转螺母所需力矩ddTFt2Qtan()2209.25Nm22T力臂l1.4mF(2)旋转螺母所需的力矩ddTFt2Qtan()280.5Nm22手柄TFt57.5N力方向相反 l10-11 图10-43所示为一差动螺旋机构，螺杆1与机架4固联，其螺纹为右旋，导程sA=4mm;螺母3相对机架4只能移动，不能转动；构件2沿箭头方向转动5圈，螺母3向左移动5mm。试求螺旋副的导程SB和旋向。

[解]

构件2按箭头方向转动5圈时，构件2向右移动 L2=5SA=20mm

螺母3向左移动L=5mm，L相同，皆为右旋。则

L

52（SB-SA）=（SB-SA）22

L1 SBSA15mm5SB-SA

第十一章 轴

11-1 轴按承载情况可分为哪三种轴？试从实际机器中举例说明其特点。

[解]

类型：心轴、转轴、传动轴。自行车前轴、滑轮轴都是心轴。机床主轴、齿轮轴是转轴。汽车中联接变速箱与后桥之间的轴是传动轴。 11-2 试述设计轴的一般步骤。 [解]

（1）选择轴的材料；（2）初估轴的直径；（3）轴的机构设计；（4）轴的强度计算。

11-3 轴对材料有哪些要求？轴的常用材料有哪些？ [解]

要求：足够的疲劳强度，对应力集中敏感性小，易于加工，价格合理。 常用的材料：碳素钢和合金钢。35、15、50、Q235、Q275、20Cr等 11-4 公式dAP有何用途？其中A值取决于什么？计算出的d应作为轴

n3的哪一部分？ [解]

按转矩估算轴的直径。A值取决于材料的御用切应力。计算出的d作为轴的最小直径。

11-5 轴上零件为什么要作轴向固定？试说明其定位方法及特点。 [解]

步骤：（1）作出轴的空间受力图；（2）作出水平玩具图和垂直平面弯矩图；（3）计算合成弯矩图；（4）作扭矩图；（50计算当量弯矩（6）计算危险截面的轴径。

11-7 计算当量弯矩的公式MeM2(T)2中，意义如何？取值如何确

定？ [解]

为由扭矩性质而定的折合系数。

对于不变转矩=0.3；对于脉动循环变化的转矩=0.6；对于对称循环变化的转矩=1。

11-8 一直齿圆柱减速器如图11-15所示，z2=22，z3=77，由轴Ⅰ输入的功率P=20kW，轴Ⅰ的转速n1=600r/min，两轴材料均为45号钢，试按转矩初步确定两轴的直径。 [解] 轴Ⅱ转速

22600171.43r/min77由表112，取A110，则n23d111032035.4mm600

2053.75mm171.43圆整后d136mm,d2mmd211011-9 图示为单级直齿圆柱齿轮减速器的 输出轴简图，齿轮的分度圆直径及支点间的距离如图11-16所示，齿轮与两轴支承对称分布。如轴的转速为323r/min，传递的功率为22KW，轴的材料为45号钢，试按当量弯矩计算该危险截面的直径。 [解]

（1）求作用在轴上的力

扭矩T9.55106P229.55106650103Nmm n3232T26.51053960N 圆周力Ftd328径向力FrFttan3960tan20（2）求弯矩

1440N

FrL1440180.8103Nmm44FL3960180MHt178103Nmm44MvMMv2MH2.821782103434103Nmm

（4）求当量弯矩

MeM2(T)212(0.6650)2103434103Nmm

（5）求轴径 又表11-3，45钢调质[1b]=55MPa

3dMe0.11b343410342.9mm0.155考虑键槽d1.0442.944.6mm取d45mm

11-10 指出图11-7中所示轴系结构上的主要错误，并改正。

[解]

1）左键太长，端盖无法装入；

2）左边零件轴向未定位

3）没有调整垫片，无法调整轴承游隙；

4）左端盖与轴间无间隙，没有密封装置； 5）左边轴承装反了；

6）精加工年太长，左轴承拆卸困难，没有非定位轴肩； 7）套筒太厚，超过轴承内圈，轴承无法拆卸； 8）齿轮宽度过短，套筒抵不住齿轮； 9）右轴承应与左轴承同型号，成对安装；

10）右轴承未轴向固定；

11）齿轮无润滑，轴承脂润滑无挡油环。

第十二章 滚动轴承

12-1 选择滚动轴承应考虑哪些因素?球轴承和滚子轴承在极限转速和承载

能力方面各有什么特点?

[解］ 选择滚动轴承时应考虑轴承所受的载荷情况,轴承转速,调心性

能和结构等要求.

球轴承一般极限转速较高,但承载能力较低;滚动轴承极限转速

低,而承载能力较高.

12-2 滚动轴承的主要失效形式有那几种?设计准则是什么?

[解] 主要失效形式:疲劳点蚀,塑性变形,磨损,胶合和保持架破损等. 设计准则:寿命计算,针对疲劳点蚀;静载荷计算,针对塑性变形. 12-3 试述滚动轴承基本额定寿命,基本额定动载荷及当量动载荷的含义.

在寿命期限内轴承是否出现点蚀?

[解] 基本额定寿命:一批同型号的轴承,在相同条件下运转,其可靠度为90%时,能够达到或超过的总转速或工作小时数.

基本额定动载荷:轴承基本额定寿命 L=1X106r 时，轴承所能承受的载荷值。

当量动载荷：在某一恒定的径向（或轴向）载荷，在该载荷作用下，轴承具有与实际载荷作用下相同的寿命，此载荷称当量动载荷。 在寿命期限内轴承可能会出现点蚀。出现点蚀的概率为10% 12-4 在什么情况下滚动轴承要进行静强度计算？

[解] 在低速或摆动时，当载荷很大或有冲击载荷时要进行静强度计算。 12-5 滚动轴承的润滑和密封意义何在？什么情况下选用脂润滑？ [解] 润滑的目的：减少摩擦，降低磨损，具有冷却，吸振，防锈等作用。

密封的目的：防止灰尘，水分等进入轴承，并阻止润滑剂流失。

一般在速度较低时（dn值较小），选用润滑脂。

12-6如何计算角接触向心轴承的轴向载荷？其计算方法可归纳为哪几点？

[解]： 角接触向轴承在受径向载荷时,会产生派生轴向力,其所受的轴向载荷应由整个轴上的轴向载荷根据平衡条件得出.

计算方法: 1) 求轴承受的径向载荷; 2)求派生轴向力;

3)判断哪个轴承“放松”,哪个轴承压紧;

4) “放松’’的轴承只能承受其派生轴向力

“压紧”的轴承的轴向力等于除本身派生上轴向力外其余各轴向力的代数和

12-7滚动轴承支承轴系的常用固定形式有那几种?各在什么条件下应用? [解]：1）两端固定（双支撑单向固定），用于工作温度变化不大的短轴. 2）一端固定，一端游动（单支点双向固定），用于温度变化较大的轴。 12-8 试计算12-14所示1.2两角接触轴承的轴向力。设

（1）Fa1+S1>Fa2+S2; (2) Fa1+S1[解]

（1）轴承1被“放松”，则 A1=S1 轴承2被“压紧” 则 A2= Fa1+S1- Fa1 （2）轴承2被“放松”，则 A2=S2

轴承1被“压紧”A1= Fa2+ S2- Fa1 （3）A1=S1 A2=S2

12-9 查手册，给出下列轴承的名称，并找出他们的内，外径与宽度尺寸，

以及额定动载荷，额定静载荷与极限转速；6028 ，63706/P4，1206/P5，N206，7206C，30206/P5，51206。

[解] 6310 –深沟球轴承，内径为50mm外径110mm，宽度27mm，

额定动载荷48.4KN静载荷36.3KN限转速6000（7500）r/min.

1206—调心球轴承，内径为30mm，外径为620mm，宽度16mm，

额定动载荷12.3KN，额定静载荷5.78KN，极限转速7500（9500）r/min.

N206—外圈无挡边的圆柱滚子轴承，内径为30mm，外径62mm，

宽度16mm，额定动载荷18.8KN，额定静载荷11.4 KN极限转速8500（11000）r/min

7206C- 内径为50mm外径110mm，宽度27mm，

额定动载荷48.4KN静载荷36.3KN限转速6000（7500）r/min. 30206/P5--内径为30mm外径62 mm，宽度16mm，

额定动载荷19.5KN静载荷17.5KN限转速7000（9000）r/min.

12-10 一深沟球轴承受径向负荷R=7500N，转速N=2000r/min，预期寿命LN=4000h，中等冲击，温度小于100℃。试计算轴承应有基本额定动载荷C值。 [解] 由表12-9

ft1;表

12-10 fp=1.5

P=R=7500N则

1Cfpp60n3f6Lh×7500×60?2001061=88084.5N

t10=1.512-11 一深沟球轴承6304 承受的径向力R＝4kN,载荷平稳，转速n=960r/min.室温下工作，试求该轴承的基本额定寿命，并说明能达到或超过、此寿命的概率。若载荷改为R＝2kN ,轴承的基本额定寿命虽多少？

[解] 由附表2，6304轴承的基本额定动载荷为12.8KN，表12-10取FP1,则得

3

L106cn=60n12.8p4h 能达到或超过此寿命的概率是90%

若R=2KN，则寿命为568.9的8倍，即4551.2h

12-12根据工作条件，某机械传动装置中轴的两端各采用一个深沟球轴承支承，轴颈d=35mm.转速n=2000r/min,每个轴承承受径向负荷R＝2000N，常温下工作，载荷平稳，预期寿命Lh=8000h,试选择轴承。

[解]由表12-10，取fp=1则

11C≥

fppf60nLn8000t106＝19729.2N

由表2，6207轴承C=25.5KN，可以满足要求。

12-13根据工作条件，决定在某传动轴上安装一对接触轴承，如图12-15所示，已知两个轴承的载荷分别为R1-1470N，R2＝2650N，总轴向力Fa=1000N，方向向左，轴承直径D=40mm,转速N=5000r/min常温下运转，有中等冲击，预期寿命2000h,试选择轴承型号。

[解] 1)初选7000AC轴承，由表12-13，S=0.68R 则；

S1=0.68R1=0.681470=999.6N S2=0.68R2=0.682650=1802N 2)计算轴向力

因S2FaS1,故轴承2“放松”轴承

1“压紧”。则

A1=S2+Fa=1802+1000=2802N A2=S2=1802N 3)计算当量动载荷 由表12-12查的e=0.68,而

A12802==1.91>e R11470

A21802==0.68=e R22650由表12-12得，X10.41；Y10.87；X21；Y20，故当量动载荷为 P1=X1R1+Y1A1=0.411470+0.872802=3040.44N P2=X2R2+Y2A2=12650+01802=2650N 4)计算轴承应有的基本额定动载荷

因P1>P2,故以1轴承的当量动载荷P1为依据。由表12-10查得fp=1.5，则

fpP60nC≥6Lhft1011.53040.46050002000611013＝38465.6N

5）由手册或轴承样本得，7308AC轴承的基本额定动载荷C=39200N，可以满足要求。

第十三章 滑动轴承

13-1滑动轴承与滚动轴承的根本区别是什么？

[解]根本区别：滑动轴承可以在一些特殊场合，如高速，

重载，结构上要求等场合。

13-2滑动轴承的主要失效形式有哪些？其设计准则是否对失效形式而定出？

[解]失效形式：磨损和胶合。

13-3常用的轴瓦及轴承衬材料有哪些？各有何点？

[解]常用材料：（1）轴承合金摩擦因素小，抗胶合性能好，耐蚀性能好，易跑合。

（2）青铜强度高，有较好的耐磨性和减摩性。可塑性，不易跑合。

（3）特殊性能的轴承材料（含油轴承）一次加油可以使用很长时间。但较脆，不宜承受冲击载荷。

13-4 非液体摩擦滑动轴承的主要结构形式有哪几种？各有何特

点？

[解] (1)径向滑动承：有整体式和剖分式。整体式结构简单，制造方便，成本低，但无法调整间隙。剖分式装拆方便，磨损后间隙可调节。调心式可自动调位。

（2）止推滑动轴承：承油孔和油沟受向载荷。

13-5 轴瓦为什么要开油孔和油沟？对油孔和油沟所在的位置有何要求？油孔和油沟的功能是否一样？

[解]为了使润滑油能很好地分到轴瓦的整个工作表面，轴瓦上要开油孔。

轴瓦上要开油孔开在非承载区。

功有不一样。油孔为了供应润滑油；油沟是为了使油能均匀分布在整个轴颈长度上。

13-6某起重机上采用一对径向滑动轴承，已知两个轴承各受径载荷F＝15kN ,轴径d=120mm,轴承宽B＝100mm，轴转速n＝80r/min,间断工作，载荷平稳，试选择材料并对此轴承进行验算。 [解]

（1）计算压强

pF150001.25MPa Bd100120（2) 计算Pv值

Fdn1500080Bd60100019100100 0.63MPam/spv（3）选择材料 由表13-1，选用铸锡青铜（ZCuSn10P1）,可满足要求。

13-7有一非液体摩擦径向滑动轴承，已知轴颈d=100mm,轴瓦宽B=100mm，轴的转速n=1200min，轴承材料为ZCuSn10P1，试问它允许受多大的径向载荷？

[解]（1) 由表13-1得，[P]=15MPa,[Pv]=15MPa.

（2)根据平均压强计算能承受的载荷

FPBd15100100150000N

（3)根据[Pv]值计算能承受的载荷

FPvBd601000dn1510060100023885.35N1200

故轴能承受的最大载荷为23885.23N

13-8试设计某轻纺机械一转轴上的非液体摩擦径向滑动轴承，已知轴颈直径d=55mm,轴瓦宽度B＝44mm,轴颈的径向载荷F＝24200N，轴的转速为300r/min. [解] （1）计算压强

pF2420010MPa Bd4455（2）计算[Pv]值

6010008.MPam/sPvPdn1055300601000

（3）选择轴瓦材料 由表13-1，选用选用铸锡青铜

（ZCuSn10P1），其[P]=15MPa, [Pv]=15MPa.m/s

第十四章 联轴器和离合器

14-1联轴器和离合器的异同点有哪些？

[解]区别：联轴器只有在机器停车后才能拆卸，而离合器在机器工作过程中随时可接合或分离。

14-2 常用的联轴器有哪些类型有？并说明其特点和应用。 [解]常用联轴器类型有：

（1）刚性联轴器：固定式和可移式。固定式联轴器不能补

偿两轴的相对位移，可移式能补偿两轴的相对位移。 固定式联轴器用于两轴严格对中的场合，可移式用在两 轴有偏斜或有相对位移的联接中。

（2）弹性联轴器，能补偿两轴的相对位移，并具有收 振动和冲击的能力。应用广泛。

14-3 刚性联轴器与弹性联轴器有什么差别？它们各适

用于哪种情况？

[解]差别：有无弹性元件，能否缓冲，吸振。刚性联轴器用于载荷平稳的场合，弹性联轴器用于有冲击，振动载荷的场合。 14-4如何选择联轴器？

[解]选择联轴器时应考虑被联接两轴的对中性，载荷的大小和性质，工作转速，环境温度等。

14-5为什么齿轮联轴器是刚性能补偿两轴的位移？

[解]因齿轮联轴器是刚性可移式联轴器。内。外齿轮允许轴向移动，但角位移较小。若做成鼓形齿，角位移允许较大。

14-6牙嵌离合器和摩擦离合器有何特点？

[解]牙嵌离合器结构简单，尺寸小，接合时有冲击，吸能在低速或静止状态下接合，摩擦离合器可以在任何速度下接合，接合平稳，有过载保护作用。

14-7 电动机与离心泵之间用联轴器相联，已知电动机功率P＝11KW，转速n=960r/min ,电动机外伸端直径为42mm,水泵直径为38mm,选择联轴器型号。

[解] （1）选择类型 因离心泵载荷较稳定，帮选用凸缘联轴器。

（2）求计算转矩 T=9550

P119550109.43N·M n960由表14-1得KA =1.3，故计算转矩

TC=KAT=1.3109.43=142.3N·M

（3）确定型号由设计手册选取YL8，许用转矩250NM，许用转速4300 ，轴孔直径范围3245mm,符合要求

14-8 有一带式运输机传动装置，电动机经联轴器驱动减速器，减速器与输送机相联，已知电动机功率6.4W，转速为1440r/min，轴径为32 ，减速器输入端直径为28；减速器输出轴和输送主机的轴径为60，转速为450，试选择这两个联轴器。 [解]（1）选择类型为了缓冲 吸振，选用弹性套柱销联轴器。

（2）计算转矩

T入9550 p6.4T出95509550135.82Nmn出450由表14-1得工作情况系数KA=1.5，故计算转矩

TCKAT入1.542.4463.66NmTCKAT出1.5135.82203.73NmP6.4955042.44Nmn入1440

（3）确定型号 由设计手册选取弹性套柱销联轴器TL5和TL8

可以满足要求。

第十五章 弹簧

15-1弹簧的功用有哪些？

[解]功用：1）缓冲，吸振，2）控制机构的运动，3）储存能量4）测量载荷

15-2常用弹簧的材料有哪？简述弹簧材料应具备的性质。 [解]常用的弹簧材料有材料有碳素弹簧钢，合金弹簧钢和有色金属合金等 。弹簧材料必须具有较高的弹性极限和疲劳极限，同时应有足够的韧性和塑性，以及良好的热处理性能。 15-3 弹簧的特性曲线表示弹簧的什么性能？这的作用是什么 ？ [解]弹簧所受的载荷与变形之间的关系曲线，称为弹簧的特性曲线。它表示了弹簧刚度的大小，反映了弹簧的工作载荷的范围。特性曲线是设计 和生产中进行检验的依据。 15-4弹簧指数C对弹簧有什么影响？设计时如何取？

[解]旋绕比（弹簧指数）C表示弹簧刚度的大小。当D2相同时，C值小，必然钢丝的直径大，则弹簧较硬（刚性大），卷饶成型困难；反之，C值大，弹簧刚性小。C值过大，弹簧出现颤动，故C值不能过大，也不宜过小，故旋绕比C应在4～14之间，常用的范围为5～8。

15-5 螺旋弹簧强度计算中引入曲度系数K，其理由何在？ [解]引入曲度系数K是考虑剖面上有剪切力F作用，以及考虑弹簧丝曲率对切应力的影响。

15-6试述螺旋弹簧刚度的含义。

[解]弹簧刚度是弹簧产生变形时所需的载荷。

15-7某车辆用圆柱螺旋压缩弹簧，材料60Si2Mn,弹簧丝直径为D=7mm，弹簧中径D2=35mm，自由高度H0140mm装配后弹簧高度H1120mm，有效圈数n=13.5,属Ⅱ类载荷，两端固定支座。试校核弹簧丝强度几弹簧的稳定性。

[解] （1）由表15-2 ，60SiMn 材料的0MPa,G80000MPa.

（2）计算旋绕比 CD2355 d27（3）计算曲度系数

4C10.6154C4C

4510.6151.310545K

（4）计算弹簧刚度 KGd80000741.48 338nC813.55（5）计算最大工作载荷

Fmaxkmax41.48(140112)1161.44N

（6）验算弹簧强度

K8FmaxD281161.44351.3405 d373395.7MPa[]强度满足要求。

（7）验算弹簧稳定性

bH01404 D235两端固定[b]=5.3,故满足要求。

15-8试设计阀门圆柱螺旋压缩弹簧。已知：阀门开启时弹簧承受220N的负荷，阀门关闭时弹簧承受150N的负荷，工作行程h=5mm,弹簧外径不大于16mm，两端固定。 [解]（1）选择弹簧丝材料

选用Ⅱ类65Si2Mn,由表15-2[]=0MPa,G=80000MPa. (2)选择旋绕比C

取C=5。则曲度系数

K4C14C40.615C4514541.31 （3）计算弹簧直径d 由试（15-4）得

d1.6KFmaxC22051.61.3102.40mm 取d=2.5mm

(4)计算弹簧工作圈数n 由式（15-3）得弹簧刚度 则 Fmaxk2201415.71mm

maxminF

mink1501410.71mm由（15-6）得工作圈数

查得许用切应力

nmaxGd8FmaxC315.71800002.514.3382205取n14.5圈。弹簧的实际刚度应当为 KSGd800002.513.79N/m8nC3814.553（5）计算弹簧的几何尺寸

中径 D2Cd52.512.5mm外径 D= D2d12.52.516mm内径 D1D2d12.52.510mm总圈数 n1nn214.5216.5节距 p=d+2.5maxndmaxn0.1d

15.710.12.53.83mm14.5自由高度H0np(n20.5)d14.53.83(20.5)2.559.29mm螺旋升角 =arctanp3.83arctan5.57D212.5弹簧丝展开长度

D2n112.516.5650.7mmcoscos5.57弹簧的工作高度 H1H0min59.2910.7148.58mmH2H059.2915.7143.58mmLmax(6)验算弹簧稳定性H59.29高径比 b=04.74D212.5因采用两端固定支承，b=4.74<5.3,故该弹簧不会失稳。（7） 绘制弹簧工作图（略）

第十六章 机械传动系统的设计

16-1 传动系统与执行机构的作用有何不同？是否所有的机械系

统中都有传动系统？

[解] 执行机构是直接完成产生任务的执行装置，可以通过选择合适的机构或其组合来实现。传动系统是把原动机的运动和动力传递给执行机构的中间传动装置，机械传动系统除了进行运动和动力传递外，还可实现增速，减速或变速运动；变换运动形式；进行运动的合成和分解；实现分路传动和较远距离传动等。

不是所有的机械系统中都有传动系统，但绝大多数都有。

16-2选择传动类型的基本原则是什么？

[解]（1）当原动机的功率，转速或运动形式完全符合执行系统的工况要求时，可将原动机的输出轴与执行机构的输入轴用联轴器直接联结。但当原动机的输出轴与执行机构的输入轴不在同一轴线上时，就需要采用等传动比的传动机构。

（2）原动机的输出功率满足执行机构要求，但输出的转速转距或运动形式不符和执行机构的要求，此时则需要采用能变速或转换运动形式的传动机构。

（3）高速 大功率传动时，应选用承载能力大 传动平稳 效率高的传动类型。

（4）速度较低 中小功率传动，要求传动比较大时，可选用单级蜗杆传动 多级齿轮传动 带---齿轮传动 带----齿轮---链

传动等多种方案，进行分析比较，选出综合性能较好的方案。

（5）工作环境恶劣 粉尘较多时，尽量采用闭式传动，以延长零件的使用寿命。

（6）尽可能采用结构简单的单级传动装置。中心距较大时，可采用带传动 链传动。传动比较大，优先 选用结构紧凑的蜗杆传动和行星齿轮传动。

（7）当执行机构的载荷频繁变化 变化量大并有可能过载时，为保证安全运行，可选用有过载保护的传动类型。

（8）单件 小批量生产的传动，尽量采用标准的传动装置以降低成本，缩短制造周期。

16-3 选用传动路线的主要依据是什么？是否根据执行机构的多少来定？

[解] 传动路线的选择主要是根据执行机构的工作特性执行机构和原动机的数目以及传动系统性能的要求来决定，以传动系统结构简单尺寸紧凑传动链短传动精度高 效率高成本低为原则。是根据执行机构的多少而定。

16-4布置传动机构顺序时，应遵守哪些原则？

[解]（1）机械运转平稳减小振动；（2）提高传动系统的效率（3）

结构简单紧凑 易于加工制造；（4）承载能力大寿命长。 16-5 传动链的总传动比如何分配给各级传动机构？ [解] 分配传动比时通常需考虑以下原则；

（1）各级传动比应在合理的范围内选取；

（2）注意各级传动零件尺寸协调，结构匀称合理，不会干涉碰撞；

（3）尽量减小外廓尺寸和整体重量，在分配传动比时，若为减速传动装置，则一般应按传动比逐渐增大的原则分配；反之，传动比应逐渐减小。

（4）设计减速器时，尽量使各级大齿轮浸油深度大致相同（低速大齿轮浸油稍深），各级大齿轮直径相接近，应使高速级的传动比大于低速级。

16-6 分析以下减速传动方案布局是否合理，如有不合理之处，请指出并画出合理的布局方案。

（1）电动机链传动直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮

执行机构；

（2）电动机开式直齿轮闭式直齿轮带传动执行机构；

（3）电动机蜗杆传动直齿圆锥齿轮执行机构。 [解] （1）不合理。链传动应放在齿轮传动后，斜齿轮放在直齿轮前。

即： 电动机斜齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮链传动

执行机构；

（2）不合理。带传动应放在高速级，开式直齿轮放在低速级。即：电动机带传动闭式直齿轮开式直齿轮执行机构；

（3）不合理。直齿圆锥齿轮应放在高速级。

即：电动机直齿圆锥齿轮蜗杆传动执行机构。 16-7立式搅拌机由电机远距离传动（如图），连续工作，搅拌机n=40r/min,电机转速nd传动方案。

[解] （1）传动装置的总传动比

i总nd144036 nw401440r/min，功率

P=5.5Kw.试设计两种以上

(2)拟订传动方案总传动比较大，远距离传动，采用带 链或齿轮传动需要三级传动，若蜗杆传动只需一级传动。工作条件较差，可采用闭式传动，以延长使用寿命。

（a） 电机V带传动两级圆柱齿轮传动（闭式）

搅拌机；

（b） 电机两级圆柱齿轮传动链传动运输

机；

（3）传动方案选择

（a）方案与（b）方案比较，V带传动比链传动工作平稳，

能够缓冲吸振 起过载保护作用且成本较低。因此，方案（a）为优先方案