机械原理课后习题答案(朱理)

机械原理部分课后答案nF=3－2PL－PH=3×3－2×4－1=0该机构不能运动，修改方案如下图：n（a）F=3－2PL－PH=3×4－2×5－1=1A点为复合铰链。nB、E两点为局部自由度,F、C两点各有一处为虚约束。n（c）F=3－2PL－PH=3×5－2×7－0=1FIJKLM为虚约束。nF=3－2PL－PH=3×7－2×10－0=11）以构件2为原动件，则结构由8－7、6－5、4－3三个Ⅱ级杆组组成，故机构为Ⅱ级机构(图a)。2）以构件4为原动件，则结构由8－7、6－5、2－3三个Ⅱ级杆组组成，故机构为Ⅱ级机构(图b)。3）以构件8为原动件，则结构由2－3－4－5一个Ⅲ级杆组和6－7一个Ⅱ级杆组组成，故机构为Ⅲ级机构(图c)。(a)(b)(c)22.2解：取l5mm/mm作机构位置图如下图所示。1.求D点的速度VDVDVP133AE24VD24150144mm/s2425VVV25而PP，所以DE251413E2.求ω1150V11.25rad/s120ElAE3.求ω2382PP38381.250.46rad/s98121498因PP，所以1982112244.求C点的速度VClVC2P24C0.46445101.2mm/s1mm/mm2.3解：取作机构位置图如下图a所示。l1.求B点的速度V2B2V=ω×L=10×30=300mm/sB22.求B点的速度V1AB3B3V＝VB2＋VB3B3B2大小？ω×L？1AB方向⊥BC⊥AB∥BC10mm/s取mm作速度多边形如下图b所示，由图量得：vVpb32710270mm/spb322mm，所以B3va量得：BC=123mm,则lBCBC1231123mm由图l43.求D点和E点的速度V、VDE利用速度影像在速度多边形，过p点作⊥CE，过b点作⊥BE，得到e3pd15mmpe17mm点；过Vpd1510150mm/s，e点作⊥pb3，得到d点,由图量得：，，所以DvVEpe1710170mm/s；vVBBb2b31710170mm/sv324.求ω3270V32.2rad/sBlBC3123n5.求aB2al10303000mm/s22ABnB22156.求aB3aB3＝a＋aB3t＝aB2＋a＋aτB3B2？nkB3B3B2大小ωLωL2ωV223BC1AB3B3B2方向B→C⊥BCB→A⊥BC∥BC32l2.2123595mm/s2nB32aaBC2VB3B222.22701188mm/s2kB3B2350mm/s2取amm作速度多边形如上图c所示，由图量得：b'323mmnb'20mm33，,所以b'aB323501150mm/s23aan3b'320501000mm/s2tB3a7.求3t1000a38.13rad/s2123B3lBC8.求D点和E点的加速度a、aDECBE利用加速度影像在加速度多边形，作b3e∽,即'b'3CBCEBEeb'3eb'，得到点，得到e点；过e点作⊥d,由图量得：3e16mmd13mm，，1350650mm/s2，a所以Ddaa1650800mm/s2eEa。2.7解：取2mm/mm作机构位置图如下图a所示。l一、用相对运动图解法进行分析1.求B点的速度V2B2V=ω×L=20×0.1=2m/sB21AB2.求B点的速度V3B36V＝V＋VB3B2B3B2大小？ω×L？1AB方向水平⊥AB∥BD取v0.05m/smm作速度多边形如下图b所示，由图量得：pb320mm，所以VB3pb3200.051m/sv而V=V=1m/sDB33.求aBn2l2020.140m/s2nB221aAB4.求aB3aa＝a＋τB3B2nB3B2大小ω2L？1AB方向水平B→A∥BD71m/s2作速度多边形如上图c所示，由图量得：ab'335mmab'35135m/s2，所以B33。a二、用解析法进行分析VD3VB2sin1lABsin1200.1sin301m/s1aD3aB2cos2lABcos12020.1cos3034.6m/s211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①、②分别为滑块2、1的力多边形，根据滑块2的力多边形①得：cosrsin(602)FRsin(602)sin(90)cosFFR，FFR12r1212FR21FR21Fd由滑块1的力多边形②得：，sin(602)sin(90)coscossin(602)sin(602)rsin(602)sin(602)FFFFrcossin(602)cosdR21tg1ftg1(0.15)8.53而8rsin(602)sin(602)1000ssiinn((66002288..5533))1430.7NFFd3.2解：取5mm/mm作机构运动简图，机构受力如图a)所示；l9取50N/mm作机构力多边形，得：FF60503000NF，67503350N，R65R45FFFF3350N，R45R54R34R43F50502500NFFF1750NR63R12R21b3.2解：机构受力如图a)所示可得：FtgFtg4510001000R由图b)中力多边形N45651000F5FRFR431414.2Nsinsin45454FFFRsin116.6sin45sin18.4RR436323sin45sin45Fsin116.6Fsin116.61414.21118.4NRR6343Fssinin11186..46Fsin116.6sin18.41414.2500NRR2343FF500N所以F21RR23R61MFl50010050000Nmm50NmbRAB213.3解：机构受力如图所示FFF03而言则：，故可求得23FRdRR432而言则：FFRR对于构件3212FFF01而言则：对于构件，故可求得FbbRR41213.7解：1.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：dcos()dsin(2)FFRFRFF21，d2121sin(2)sin90()cos()Rcos()cosFrF为：cos21Fdsin(2)则夹紧力R2.反行程时取负值，F'为驱动力，而F'为阻力，故21Rddsin(2)cos()F'RF'，cosF'tg而理想驱动力为：F'F'21ddsinR0所以其反行程效率为：F'dtgcos('F'R210tgcos()sin(2))F'F'R21dsin(2)tgcos()sin(2)0，当要求其自锁时则，'故sin(2)0，所以自锁条件为：23.10解：1.机组串联部分效率为：'20.90.9820.950.8213212.机组并联部分效率为：PPBBPP20.830.70.980.950.688''23AA23AB3.机组总效率为：'''0.8210.6880.56556.5%4.电动机的功率输出功率：NPPB235kwrA5NN电动机的功率：r8.85kwd0.565第四章平面连杆机构作业4.1解：1.①d为最大，则dbca280360120520mmadbc故acbd②d为中间，则dacb120360280200mm故所以d的取值范围为：200mmd520mmadbc2.①d为最大，则故dbca280360120520mmacbd②d为中间，则故dacb120360280200mmcdba③d为最小，则故dbac28012036040mmdbac280120360760mm40mmd200mm和520mmd760mm④d为三杆之和，则所以d的取值范围为：13

故4.5解：，68，1.作机构运动简图如图所示；由图量得：16max155，min52，所以min180max18015525，18018016K180180161.20行程速比系数为：ll32872100l2l4525010212.因为所以当取杆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l6mm/mm作机构运动简图如图所示；由图量得：5，故行程速比系数为：1801805K18018051.05h40406240mm由图量得：行程：l6868402.由图量得：，故minmine0，则K=1，无急回特性。3.若当4.11解：4mm/mm1.取l，设计四杆机构如图所示。2.由图中量得：lAB704280mmABl，lC1D254100mmCDl，。lAD78.54314mmADl4.16解：1mm/mm1.取l，设计四杆机构如图所示。2.由图中量得：lAB121.5121.5mmABl，lB1C145145mmBCl。3.图中AB’C’为max的位置，由图中量得max63，图中AB”C”为16死点位置为ABC和ABC两个。4.18解：KK111801.511.51180361.计算极位夹角：2.取l2mm/mm，设计四杆机构如图所示。3.该题有两组解，分别为ABCD和ABCD由图中量得：1122lAB124248mmAB1l，lB1C1602120mmBC11l；lAB211222mmAB2l，B2C225250mml。lBC22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C’B’为正确位置；(b)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C’B’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线上量取，图中CB’为正确位置。最大行程h=bc=20mm、推程角0188、回程角'1720；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。1)理论轮廓为一圆，其半径rR'l502525mm；R’=50mm；2)凸轮基圆半径0OA3)从动件升程h=50mm；arcsin()arcsin(25)30lOAR'max504)推程中最大压力角5)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：arccosrbarccos5039.739423'0.6929弧度rk651）kkrsin65sin39.741.52mmkk200.34907弧度518'51.13，查表得k2）k50rkcosrb79.67mmcos51.13k6.2解：1.dfd2hfmz2(10.25)m(z2.5)m(z2.5)0.9397mzddcosmzcos200.9397mzbz0.9397z2.5，2.5z10.939741.452.取z42则，dfm(422.5)39.5mdb0.939742m39.46mdfdb6.4解：dad2hamzh*mm(2)(402)4284a84m2mm42236.5解：1）d1mz132472mm，d2mz23110330mm；dd2hm(z12h)3(242)78mm*2）a11aada2d2hm(z22h)3(1102)336mm*a2a3）hhhm(2ha*c*)3(20.25)6.75mmaf3am(z1z2)(24110)201mm4）22cos'a201cosa'2041.0155)acosa'cos',cos'cos'dcosd'11721.01573.08mm1101.015111.65mmdb1cosdd'22dbcos'cos'26.9解：320mz1.d1coscos1562.12mmn1337mz2d2n114.92mmcoscos15da1d12ha62.1223168.12mm24da2d22h114.92231120.92mma3man(z1z2)(24110)208.09mm2cos2cos152.bsin45sin151.242m33.4.n20zzv1zv222.19cos315371cos3z41.062cos3cos3156.12解：1.齿轮1、2和齿轮3、4的传动中心距分别为：m2a(z1z2)(1532)47mm222ma(z3z4)(2030)50mm22根据其中心距，选齿轮3、4为标准齿轮传动，而齿轮位传动。实际中心距取为aˊ＝50mm，此方案为4的中心距使该设计、加工简单，互换性好，1、2为正变最佳。因为，齿轮3、较大，选其为标准传动，同时也避免了齿轮1、2采用负变位传动不利的情况。齿轮l、2采用正传动，一方面可避免齿轮发生根切，如齿轮z＝15<17，故必须采用正1；另一方面齿轮的弯曲强度及接触强度都有所提高。变位2.齿轮1、2改为斜齿轮传动时，由题意要求：两轮齿数不变，模即，m＝m＝2mm，其中心距为数不变，n252man(z1z2)(1532)a'50mm2cos2cos2cos250(1532)0.9419.9481956'54"，则15z18.0613.zv1cos3cos319.94832zzv238.532cos3cos319.9484.对于斜齿轮来说不发生根切的最少齿数为：3zminzcos17cos319.94814.12vz15zmin14.12而2所以该齿轮不会发生根切。6.14解：50iz225am(zq)8(5010)240mm1122z2221.2.,d1mq81080mmd2mz2850400mm,da1m(q2h*)8(102)96mmada2m(z2h*)8(502)416mm2adf1m(q2h2c)8(10220.25)60mm*a*df2m(z2h2c)8(50220.25)380mm*a*2266.15解：各个蜗轮的转动方向如图所示。6.17解：arctg(z1)arctg(1430)25,2902565,11.z2对于圆锥齿轮不发生根切的最少齿数为：zminzv1cos17cos2515.41，当zzmin则会发生根切，1z114zmin15.41，故会发生根切。而arctg(z1)arctg(1420)34.993512.z2zminzv1cos17cos3513.93则1z114zmin13.93，故不会发生根切。而第七章齿轮系作业7.2解：齿条的移动方向如图所示，其轮系传动比为：48120408032nzzzzinzzzz12345608060215512'3'4'240nn17.5r/min55’的转速为：i32则齿轮15dzm655325mm又齿轮5’分度圆直径为：5'5'5'53257.5dnv0.128m/s660100060000所以齿条的移动速度为：7.3解：1.其轮系传动比为：4278555005nzzzinzzz556.11123411818914412'3'则齿轮4的转速（即转筒5的转速）为：1500nnn12.70r/min54556.11i14所以重物的移动速度为：554002.7Dnv0.057m/s6601000600002.电动机的转向如图所示。7.6解：1.该轮系为复合轮系，由齿轮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1、2、2’、3、H组成一个周转轮系，由齿轮比为：nn32806402622143zziHH123nnzz12'133H143n143n640n640nH则13Hn143n640n143300640(50)13.9r/min16401433783故H所以nH与n1转向相同3.周转轮系1、2、2’、4、H的传动比为：iHnnHzz32362882622143124zznn144H12'143n143n288n288nH则，故14H143n143n288nH14330013.9(288143)156r/minn1H2884288nn所以与1转向相同4297.8解：1.该轮系为复合轮系，由齿轮4、5组成定轴轮系。nn1、2、3、H组成周转轮系，由齿轮3’、1Hz3884z22iHnn132.周转轮系的传动比为：3H1n4nn4n3n4n故1HH3H3nni3z513'nn3'5z定轴轮系的传动比为：5H3'nnnnH故3'35n3n4n3n4(n)7n53.因此1H355ni1715n所以57.13解：1.该轮系为复合轮系，由齿轮1、2、2’、3组成一个定轴轮系，由齿轮3’、4、5、H组成周转轮系，由齿轮5’、6组成另一个定轴轮系。nn605Hz5ziH3'nn2423'52.周转轮系的传动比为：5H3'3'5n7H3'H56030290303nzzi1、2、2’、3的传动比为：13231nzz定轴轮系312'nn3100150r/min33212故328in5'z6定轴轮系5’、6的传动比为：5'6369nz65'n8n8900800r/min5'故969nnnn，5'，53.而33'n2n5n21505(800)528.6r/min3'577所以H因此nH与nA转向相反。第八章其他常用机构作业55105155ttt123366628.5解：5522533kt2530.67t21kn(z2)n(62)412nn12332z23n231第九章机械的平衡作业9.3解：盘形转子的平衡方程为：mr1m2r2m3r3m4r4mr0bb5100720081506100mr0bb则取50014001200600mr0bb140020kgmm/mm，画向量多边形，70F由向量多边形量得ae=55mm,57，mrae520920kgmm所以bbFmbb11002504.4kgmrbrb则解析法计算：aeac2ce245230254.1mm4556.3actg1cetg1309.4解：1.将质量m、m2向Ⅰ平面和Ⅱ平面进行分解：1ll1522003200mm210kg5kg232l1ll32200lm2m2151l1ll3320022003200lmm3206.67kg13l1ll32lll1ll32202200m3m313.33kg2132002.在Ⅰ平面内有m1、m2、m3，故其平衡方程为：mr1m2r2m3r3mbrb010300101506.67100mbrb0则30001500667mbrb03000F50kgmm/mm，画向量多边形图a)，由向量多边形a)60取量得ad=40mm,20，34

mrad