机械原理(第二版)课后答案(朱理主编)

1、38 1.2解:机械原理作业（部分答案）第一章结构分析作业F=3n-2PL-PH=3X42X51=1A点为复合铰链。F=3n-2PL-PH=3X5-2X6-2=1B、E两点为局部自由度,F、C两点各有一处为虚约束。F=3n-2PL-PH=3X52X70=1FIJKLM为虚约束。1.3解:第二章运动分析作业e)2.2解:取卩i二5mm/mm作机构位置图如下图所示。8珞1.求D点的速度VDVD=VP13AE24VEP14P1325，所以VD=VE兰=150X24=144mm/sde25252.求VE1503.求lAE120二1.25radsP12P14P12P2498叫=叫聖=1.25x38=0.

2、46，所以219898rad/s4.求C点的速度VCVc二？x巧4CxP/二0.46x44x5二101.2mm/s2.3解：取卩i二1mm/mm作机构位置图如下图a所示。求B2点的速度vb2TOC o 1-5 h z2B2V=3XL=10X30=300mm/sB21AB求B3点的速度VB33B3VB3=VB2+VB3B2大小？31XLAB?方向丄BC丄ABBC10mm/s/取卩v-10.mm作速度多边形如下图b所示，由图量得：pb22mm，所以VB3pbgxpv27x10270mm/smm由图a量得：BC=123mm,则1bcBCxPi123x1123 3B3 125DCAEme&23.求D点

3、和E点的速度VD利用速度影像在速度多边形,、VE过p点作丄CE,点作丄pb3，得到d点，由图量得：pd15mm,过b3点作丄BE,得到e点；过epe二17mm,Vpdxy15x10150mm/s所以Dv,VE二pex%二17x1=17mm/s.9如2二丛IV二17X10二170归S4.求宓讣=雷=2.2radds5.求叫2an21xl二102x30二3000mm/s2B21AB6.求aB3aB3=一大小332L_方向BCaB33xlBCaB3B2aB3n+3_BCatB3?BCaB2+AB32LiBA二2.22x123二595ak+B3B223V3B3B2丄BCmm/s2aTB3B2?BC2c

4、xV32x2.2x2701188mm/s23B3B2mm/s2/mm作速度多边形如上图c所示，由图量得：mm20mm.,33，所以Qb3兀b)xPa23x501150mm/s求B3点的速度VB37.aB3x卩a20 x501000mm/s2求a33aB310008.13rad/s2TOC o 1-5 h z3lBC123求D点和E点的加速度aD、aEDE利用加速度影像在加速度多边形，作山b3esACBE,即mm，兀ebe33CBCEBE，得到e点；过e点作丄兀b，得到d点，由图量得:nd13mm，a-ndxu-13x50-650mm/s2TOC o 1-5 h z所以Da，a厂nexu-16x

5、50-800mm/s2Ea2.7解：取卩i2mmmm作机构位置图如下图a所示。一、用相对运动图解法进行分析求B2点的速度vb22B2V=3XL=20X0.1=2m/sB21AB+VB2B3B2XL?1AB方向水平丄ABC)BD取卩v二0.05m/smm作速度多边形如下图b所示，由图量得:pb?二20mm，所以VB3=Pb3Iv=20X05=1m/S而VD=VB3=1m/s3.求aB2aB2f12%lAB=202%0.1=40m/s24.求aB3aB3aB+B3B2T大小？32L?1AB方向水平BABD m/s2取卩a二1/mm作速度多边形如上图c所示，由图量得：兀b=35mma二兀b；xp二3

6、5x1二35m/s23，所以B33a二、用解析法进行分析VD3二VB2xsin0=叫x.Bxsin片二20 x0.1xsin30。二1m/sa二axcos02xLnxcos0=202x0.1xcos30=34.6m/s2D3B2丫1AB丫11第三章动力分析作业3.1解：根据相对运动方向分别画出滑块1、2所受全反力的方向如图a所示，图b中三角形、分别为滑块2、1的力多边形，根据滑块2的力多边形得：FrR12，F=Fsin(602*)sin(90+*)co耳R12rsin(60-2p)fffd=R21=r21sin(60+2*)sin(90*)cos*cos*sin(60。+2*)=卩sin(60

7、。+2*)cos*sin(60-2*)rsin(60-2*)COSQ由滑块1的力多边形得:F=fsin(60o+2申)=尸dr21COSQr而*=tg1f=tg-1(0.15)=8.530所以f=fdrsin(60+2*)sin(60o2*)1000sin(60o+2x8.530)sin(60。一2x8.53。)=1430.7N3.2解：取5mm/mm作机构运动简图，机构受力如图a）所示;取二50N/mm作机构力多边形，得：FF二60 x50二3000N,F二67x50二3350N,R65R45F二F二F二F二3350N,F二35x50二1750NR45R54R34R43R23F二50 x50

8、二2500N,F二F二F二F二1750NR63R23R32R12R21M二Fl二1750 x100二175000N-mm二175N-mbR21AB3.2解：机构受力如图a)所示F二tg(p4F5二tg45。x1000二1000N65F=F“=F51000=1414.2NR45R43sin申4sin450FFFR43=R63=R23由图b）中力多边形可得:43=63=23sinll6.6。sin45。sinl8.4。x1414.2=1118.4N1二sm18.4of=sin18.4ox1414.2=500Nsin116.6R43sin116.6FR63sin450厂Fsin116.6R43sin

9、450sin116.6所以F=F=F=500ODD八21八23r61N3.3Mb=Fr21lAB=500 x100=50000N-mm=50N-m解：机构受力如图所示由图可得:对于构件3而言则：Fd+Fr+FJ=0，故可求得FrTOC o 1-5 h zA43A23R23对于构件2而言则：Fr=FrR32R12对于构件1而言则：Fb+Fr+Fr=0，故可求得FbbR41R21b3.7解：根据相对运动方向分别画出滑块1所受全反力的方向如图a所示，图b为滑块1的力多边形，正行程时F为驱动力，则根据滑块1的力多边形得:dFRP2121，sin(a+2p)sin190-(a+*)cos(a+*)FdF

10、R21=Fdcos(a+申)sin(a+2p)则夹紧力为:Fr=Fr21co冈=Fdcos(a+q)cosqsin(a+2p)2.R21=FdR21cos(a_申)sin(a2p)反行程时申取负值，F而理想驱动力为：A=儿鴛tga所以其反行程效率为：FR210FR21FcosQ-申)dsin(a-2p)sin(a-2*)tgacos(a-*)当要求其自锁时则，n=sin(a-2*)o,tgacos(a一申)故sin(a-2*)0，所以自锁条件为：a2*3.10解：机组串联部分效率为：n=nn2n=0.9x0.982x0.95=0.821321机组并联部分效率为：,Pn+Pn2x0.8+3x0.

11、7cccCCUC/CCn=aabbxnn=x0.98x0.95=0.688p+p232+3AB机组总效率为：n=nn=0.821x0.688=0.565=56.5%电动机的功率输出功率：N=PA+P=2+3=5kwrAB电动机的功率：Nd=5=8.85kwdn0.565第四章平面连杆机构作业4.1解:1.d为最大，贝a+db+cdb+c-a-280+360-120二520mmd为中间，贝a+ca+c一b-120+360一280-200mm所以d的取值范围为:200mmd520mm2.d为最大，贝a+db+cdAb+c一a-280+360一120-520mmd为中间，贝a+cAb+ddYa+c一

12、b-120+360一280-200mmd为最小，贝c+dAb+ad为三杆之和，贝寸db+a+c-280+120+360-760mm所以d的取值范围为：40mmYdY200mm和520mmYd760mm故dAb+a-c-280+120-360-40mm 3.d为最小，贝c+db+adb+a-c-280+120-360二40mm4.3解：机构运动简图如图所示，其为曲柄滑块机构。1.作机构运动简图如图所示；由图量得：16。，屮-68。，4.5解:5-155。6.-52。所以maxmin丫.-180。5-180-155。-25。minmax行程速比系数为:180+0180-0180+16180-162

13、因为1+1328+72-10012+14-52+50-102所以当取杆1为机架时，机构演化为双曲柄机构，C、D两个转动副是摆转副。3.当取杆3为机架时，机构演化为双摇杆机构，A、B两个转动副是周转副。4.7解:1.取卩1=6mm/mm作机构运动简图如图所示；由图量得:”180。+。180。+5。1.05。=5。，故行程速比系数为：180。-。180。-5。40 x6240mm由图量得：行程:由图量得：Ymin68。，故丫min68。40若当e0，则K=1,无急回特性。4.11解：4.16解:取卩1二1mm/mm，设计四杆机构如图所示。由图中量得：1AB二AB】x卩1二21.5x1二21.5mm

14、,mm1BCx卩二45x1二45BC11l3.图中ABC为max的位置，由图中量得Qmax63，图中AB”C”为7max的位置，由图中量得丫max二90。4.18解:K-115-19=X180。=X180。=36。计算极位夹角：K+11.5+1 # AB二11x2二22mm,lBcx?25x250mmB2C2221第五章凸轮机构作业5.1解：图中(C)图的作法是正确的，(A)的作法其错误在于从动件在反转过程的位置应该与凸轮的转向相反，图中CB为正确位置；的作法其错误在于从动件在反转过程的位置应该与起始从动件的位置方位一致，图中CB为正确位置；(d)的作法其错误在于从动件的位移不应该在凸轮的径向

15、线上量取，图中CB为正确位置。 (a)(b)(c)(d)5.4解：如图所示。5.5解：凸轮的理论轮廓曲线、偏距圆、基圆如图所示;最大行程h=bc=20mm、推程角50=188、回程角50=172；凸轮机构不会发生运动失真，因为凸轮理论轮廓曲线为一圆。5.7解：所设计的凸轮机构如图所示。 5.13解:从动件升程h=50mm；3)l25a-arcsin(OA)-arcsin(一)-304)5)推程中最大压力角maxR50丿mm,若把滚子半径改为15mm,从动件的运动没有变化，因为从动件的运动规律与滚子半径无关。第六章齿轮机构作业6.1解:r50a1=arccost=arccos=39.7=3942

16、3=0.6929弧度1)kr65Pk二轨sinak-65sin39.7=41.52mm2)9k=20=0.34907弧度，查表得ak二518=51.13。rkrbcosak=79.67mmcos51.136.2解：1df=d-2hf=mtz-2(1+0.25)=m(z一2.5)db=dcosa=mzcos20=.9397mzm(z-2.5)=0.9397mz,z-0.9397z=2.52.5厂“z=41.451-0.93972.取z=42则，df=m(42-2.5)=39.5mAd：=0.9397x42m=39.46mdAdb6.4解：da=d+2ha=m(z+2h：)=m(40+2)=42m

17、=8484cm=一=2mm42 6.5解:1)d二mZ二3x24二72mmd2-mz?-3x110二330mm2)dad+2ha-m(Z+2h*)-3(24+2)-78mmda2-d2+2ham(z空+2h*)-3(110+2)-336mm3)h-h+hf-m(2h*+c*)-3(2+0.25)-6.75mmm3a-(召+z2)-(24+110)-201mm4)21225)acosa=acosa,cosaa204cosaa201d-b1-d1皿-72x1.015-73.08mmcosacosad2d2cosad2-b2-2-110 x1.015-111.65mmcosacosa6.9解：mZ3

18、x20d-n1-62.12mm11cosBcos15了mz23x37心d2114.92mm2cosBcos15da1-d1+2ha-62-12+2x3x1-68-12mmde二+2h二114.92+2x3x1二120.92mmm3a=(z,+z2)=(24+110)=208.09mm2cos0122cos15。b2sin045sinl51.2=1.24兀m兀x3nz202.3.a22az1二=22.194.vcos30cos315oz37z2=2=4106vcos0cos156.12解：齿轮1、2和齿轮3、4的传动中心距分别为：m2a=一(z+z2)=(15+32)=47mmm2a=(z3+z

19、4)=(20+30)=50mm232根据其中心距，选齿轮3、4为标准齿轮传动，而齿轮1、2为正变位传动。实际中心距取为a=50mm,此方案为最佳。因为，齿轮3、4的中心距较大，选其为标准传动，使该设计、加工简单，互换性好，同时也避免了齿轮1、2采用负变位传动不利的情况。齿轮1、2采用正传动，一方面可避免齿轮发生根切，如齿轮z1=1517，故必须采用正变位；另一方面齿轮的弯曲强度及接触强度都有所提咼。齿轮1、2改为斜齿轮传动时，由题意要求：两轮齿数不变，模数不变，即，m=m=2mm，其中心距为n m2齐(z1+z2)=(15+32)=a=50mm2cosp122cosp2x50(15+32)=9

20、42p=19.948。=19。5654cosp=则3.zv1z1cos3p15cos319.948=18.06zv2Z2cos3p32=38.53cos319.9484.对于斜齿轮来说不发生根切的最少齿数为:TOC o 1-5 h zz=zcos3p=17cos319.948=14.12mmv而z2=15zmin=142所以该齿轮不会发生根切。6.14解：-_z2_50_*m8i12=-=25a=一(z+q)=(50+10)=240mm1.12z12,22%2、丿2.d1=mq=8x10=80一一,d2=mz2=8x50=400一一d1=m(q+2h*)=8(10+2)=96mma1a=m(z

21、+2h*)=8(50+2)=416mma22ad=m(q-2h*-2c*)=8(10-2-2x0.25)=60mmf1ad=m(z2-2h*-2c*)=8(50-2-2x0.25)=380mmT22a6.15解：各个蜗轮的转动方向如图所示。6.17解:1.2.z1451=arctg丫)=arctg(茹)=25。252=90。25=65对于圆锥齿轮不发生根切的最少齿数为：Zmin=Zv1C0S51=17COS25=1541，当ZYZmin则会发生根切,而Z1=14YZmin=15.41，故会发生根切。z145=arctg(L)=arctg()=34.99怎351z220Zmin=Zv1cos5=

22、17cos35=13.93z二14Az.1min二13.93，故不会发生根切。第七章齿轮系作业7.2解：齿条的移动方向如图所示，其轮系传动比为:i=勺=Z2Z3Z4Z5=48X120X40X80=3215n5Z1Z2Z3Z460X80X60X2则齿轮5的转速为：5彳=尊=7.5叭又齿轮5分度圆直径为:d5=z5m=65x5=325mm兀d5n5x325x7.5=0.128m/s60000所以齿条的移动速度为:60 x1000V61.其轮系传动比为:解:7.3i14nn4z1z2z31x18x18Z2Z3Z4=42X78X55则齿轮4的转速（即转筒5的转速）为:=n4n1/p>

23、=2.70r/min所以重物的移动速度为:兀D佟Jx400 x2.7=0.057m/s2.7.61.齿轮1、2、2、4、H另组成一个周转轮系。2.周转轮系1、2、2、3、H的传动比为:v660 x100060000电动机的转向如图所示。解：该轮系为复合轮系，由齿轮1、2、2、3、H组成一个周转轮系，由iH=n=-ss=32x80=640TOC o 1-5 h z13n3-nHZz226x22143则143n-143n=-640n+640n则1H3H143n+640n143x300+640 x(-50)“门z.n=I3=13.9r/min故H640+143783所以nH与竹转向相同周转轮系1、2

24、、2、4、H的传动比为:iH=n1-nH=4=32x36=竺14n-nzz26x221434H12则143n-143nH=288n4-288nR，故143n-143n+288n143x300+13.9x(288-143)一,.n=1Hh=156r/min4288288所以n4与n1转向相同题厂6图顾7.S图7.8解：1.该轮系为复合轮系，由齿轮1、2、3、H组成周转轮系，由齿轮3、4、5组成定轴轮系。2.周转轮系的传动比为:H13n-n1Hn-n3H8822n1=4SS4n3=3S4n3定轴轮系的传动比为:i35n3=n3n5nHM=-1Z3H3H3H5h3.因此1=3h43=354(5)=7

25、5所以i15一5一77.13解：1.该轮系为复合轮系，由齿轮3、4、5、H组成周转轮系，由齿轮1、2、2、3组成一个定轴轮系，由齿轮5、6组成另一个定轴轮系。iH一n-nH一-玉-60-52.周转轮系的传动比为:35打242故2n32nH=5n5n+5nH，贝yH2n3+叫73的传动比为:定轴轮系1、2、2、33.n=一n=_x100=150r/min故321i13n1n3zz23=zz1260 x30=290 x303定轴轮系5、8_n96i56n故56的传动比为：8_x900=80095=n6r/min56Z532363.而n3=n3，n5=n5，r/min2n+5n_2x150+5x(8

26、00)n=35=528.6所以H77因此nH与nA转向相反。K-*r6IIitH33PL51T题7.13图第八章其他常用机构作业8.5解:55t=t+1=+=1233610+5615=5625x2=2=0.67TOC o 1-5 h z7n(z-2)n(6-2)412k=n=n_=2z2x6123332n=x_=21第九章机械的平衡作业9.3解：盘形转子的平衡方程为：mr+mr+mr+mr+mr二01223344bb5x10Gf7x20Gb8x150F6x10Gfmr二0bb500+1400+1200+600+mr二0bb1400“7/卩=20kgmm/mmf70画向量多边形,叫-G490伙心

27、0)m290/F1100/了=4.4kg250由向量多边形量得ae=55mm,=57。，所以m：。=aex“f=5x20=920kgmmmrm=bb=则brb解析法计算:ae=、.ac2+ce2=J452+302=54.1mmac45“八tg-1頁=tg一茹=56.39.4解：1.将质量mi、m2向I平面和II平面进行分解:21I+l=m232/+/+/123=15Xx200 x200=10kg31l=m12/+/+/123=15X2003x200=5kgl=mI3/+/+/123=20X2003x200=6.67kgl2+1202x20033m=m21=20 x=13.33kg3口31+1+

28、13x2001232.在I平面内有m1、m21、m3i，故其平衡方程为:TOC o 1-5 h z二*Mmr1+m2I2+m3I3+mbl员0 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document Mr-hb则10 x300+10 x150+6.67x10(+mr二0bibibhi3000+1500+667+mbirbI=0300060=50kgmm/mm，画向量多边形图a)，由向量多边形a)量得ad=40mm,=20。,b所以竹1rbl=adIF=40 x50=2000kgmmmblblbl2000=5400kg3.在II平面内有m4、m2n、m3口，故其平衡方程为:4r4+