机械设计基础复习题

机械设计基础复习题第2章第3章第4章第5章第6章第7章第8章第9章第10章第11章第12章第13章13-1机械运转过程中为什么会发生速度波动？速度波动有哪几种类型？13-2针对不同类型的速度波动应采用什么办法进行调节？13-3机械平衡的目的是什么？如何进行刚性回转件的平衡？部分习题参考答案第2章2-1答：两构件之间直接接触并能产生一定相对运动的连接称为运动副。平面高副是以点火线相接触，其接触部分的压强较高，易磨损。平面低副是面接触，受载时压强较低，磨损较轻，也便于润滑。2-2答：机构具有确定运动的条件是：机构中的原动件数等于机构的自由度数。2-3答：计算机构的自由度时要注意处理好三个关键问题，即复合铰链、局部自由度、虚约束。2-4答：虚约束是指机构中与其它约束重复而对机构运动不起新的限制作用的约束。而局部自由度是指机构中某些构件的局部运动不影响其它构件的运动，对整个机构的自由度不产生影响，这种局面运动的自由度称为局部自由度。说虚约束是不存在的约束，局部自由度是不存在的自由度是不正确的，它们都是实实在在存在的，构件对构件的受力，运动等方面起着重要的作用。2-5答：用规定的线条和符号表示构件和运动副，对分析和研究机构的运动件性，起到一个简明直观的效果。绘制机构运动简图时，对机构的观察、分析很重要，首先要明确三类构件：固定构件（机架）、原动件、从动件；其次，要弄清构件数量和运动副类型；最后按规定符号和先取比例绘图。2-6解：运动简图如下：2-7答：F=3n-2PL-PH`=3×3-2×4-0=1该机构的自由度数为1。运动简图如下：2-8答：F=3n-2PL-PH`=3×3-2×4-0=1该机构的自由度数为1图（a）运动简图如下：答：F=F=3n-2PL-PH`=3×3-2×4-0=1该机构的自由度数为1图（b）运动简图如下：2-9答：（a）n=9PL=13PH=0F=3n-2PL-PH`=3×9-2×13-0=1该机构需要一个原动件。（b）n=3PL=3PH=2F=3n-2PL-PH`=3×3-2×3-2=1该机构需要一个原动件。机构中有两个高副，一个局部自由度。（c）n=5Pl=7Ph=0F=3n-2PL-PH`=3×5-2×7-0=1该机构需要一个原动件。2-10答：机构中常出现虚约束，是能够改善机构的刚性或受力状况，保证机构的顺利运动。为使虚约束不成为有效约束，必须在满足一定的几何条件下设置虚约束，如同轴、平行、轨迹重合、对称等。在制造和安装过程中，要保证构件具有足够的制造和安装精度。2-11解：（a）n=5PL=7PH=1F=3n-2PL-PH`=3×5-2×7-1=0机构的自由度数等于0，说明机构不能运动，机构设计不合理。改进方案如下图：F=3n-2PL-PH`=3×6-2×8-1=1改进后机构的自由度数等于原动件数，说明机构具有确定的运动。这主要是将E点处改进为摆动导杆结构，使运动成为可能。（b）n=5PL=7PH=1F=3n-2PL-PH`=3×5-2×7-1=0机构的自由度数等于0，说明机构不能运动，主要原因是D点的轨迹为弧线，而被带动的构件与受到的约束是走直线。改进方案如下图：F=3n-2PL-PH`=3×6-2×8-1=1机构的自由度数等于原动件数，说明机构改进方案合理。2-12（a）解：n=7PL=10PH=0F=3n-2PL-PH`=3×7-2×10-0=1机构原动件数等于自由度数，机构运动确定。本题注意C点为复合铰链。（b）解：n=4PL=4PH=2F=3n-2PL-PH`=3×4-2×4-2=2机构元件数等于自由度数，机构运动确定本题注意凸轮处为一个高副，小滚子处为局部自由度高副。第3章3－1.答：平面四杆机构的基本形式有：（1）曲柄摇杆机构，（2）双曲柄机构，（3）双摇杆机构。3－2.答：可利用曲柄滑块机构。3－3解：（1）AD+DC<AB+BC此时最短杆与最长杆长度之和小于其余两杆长度之和，并以最短杆为机架，故为双曲柄机构。（2）BC＋CD>AD+AB此时最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和，故为双摇杆机构（3）CD+BC=AD+AB此时最短杆与最长杆长度之和等于其余两杆长度之和，并以最短杆的对杆为机架，故为双摇杆机构3－4答：曲柄摇杆机构中，当曲柄等速转动时，摇杆返回摆动时的平均速度大于工作行程的平均速度，此现象即为急回特性。3－5答：曲柄滑块机构中，以滑块为主动件，当曲柄与连杆两次共线位置时，通过连杆传递给曲柄的压力角为90°，传动角为0°，即为死点。克服死点位置的方法可采用飞轮，利用飞轮的惯性通过死点。3－6.解：（1）如图，摇杆摆角为：ψ=73.95°(2)行程速比系数：（3）最小传动角3－7解：（1）如图，滑块的行程为：s=311.7mm(2)行程速比系数：（3）最小传动角满足要求3－8解：（1）AD+BC<AB+CD此时最短杆与最长杆长度之和小于其余两杆长度之和，并以最短杆为机架，故为双曲柄机构。（2）因此机构曲柄滑块机构为对心曲柄滑块机构，极位夹角θ=0,此时K＝1。3－9解：连接，作此连线的中垂线，相交yy轴即为A点，连接，作此连线的中垂线，相交yy轴即为D点，第6章6-1带传动的主要类型：摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动按传动带的截面形状又可分为：平带传动、V型带传动、多楔带传动、圆带传动。带传动的特点：（1）传动平稳，噪声小（2）过载打滑保护（3）带传动的中心距大，结构简单，制造、安装和维护较方便，且成本低（4）因存在弹性滑动，故传动比不稳定，且传动效率较低（5）不宜在酸、碱等恶劣环境下工作6-2有效圆周力F：紧边与松边的拉力之差。初拉力F0：不工作时，带两边承受的相等的拉力，叫初拉力。两者关系：，F与F0成正比。6-3弹性滑动的原因：由于带的弹性变形而产生的带与带轮间的滑动。打滑的原因：过载。影响：弹性滑动使从动轮的圆周速度小于主动轮的圆周速度。打滑：过载保护。弹性滑动不可避免，打滑可以避免。6-4带截面上存在的应力：紧边拉应力、松边拉应力、离心力产生的拉应力、带弯曲变形产生的拉应力。应力分布见图6-4。紧边绕入小带轮时所受的应力最大。6-5小带轮包角增大，有效拉力F也增大。由于大带轮的包角大于小带轮的包角，故打滑首先发生在小带轮上，所以只给出小带轮包角的公式。6-6一般情况，带传动的打滑多发生在小带轮上，因为大带轮的包角大于小带轮的包角。6-7带的基准长度：V带在规定的张紧力下，带与带轮基准直径相配处的周线长度。带轮基准直径：和V带节宽相对应的带轮直径称为基准直径。6-8V带传动的设计准则：在保证带传动不打滑的条件下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。6-9验算带速：带速高则离心力增大，使带与带轮间的摩擦力减小，传动易打滑，且带的绕转次数多，使带的寿命降低。带速低则带传递的圆周力增大，带的根数增多。6-10带传动的张紧装置：（1）当小带轮包角小于120°；（2）当带传动工作一段时间后，会因为产生变形而松弛，使张紧力减小，故带传动要设置张紧装置。张紧方法：（1）调整中心距（2）采用张紧轮。6-11：许用功率；：单根普通V带的基本额定功率；：单根普通V带的基本额定功率增量；：包角系数；：带长修正系数。：考虑实际传动比时，V带绕过大带轮所受的弯曲应力比特定条件下的小，额定功率的增大值；：考虑包角时包角对传递功率的影响；考虑带为非特定长度时带长对传递功率的影响。6-12或5m/s：应重选带轮直径；：适当增大中心距或加张紧轮等方法；Z太多：重选带的型号。6-13与带传动相比，链传动的优点如下：链传动能得到准确的平均比；链条不需要太大的张紧力，故对轴的作用力小，传递的功率较大，低速时能传递较大的圆周力。可在高温、油污、潮湿、日晒等恶劣环境下工作。链传动的缺点如下：传动平稳性差，不能保证恒定的瞬时链速和瞬时传动比；链的单位长度重量较大，工作时有周期性的动载荷和啮合冲击，引起噪声；链节的磨损会造成节距加长，甚至使链条脱落，速度高时，尤为严重，同时急速反向性能差，不能用于高速。6-14当链条连成环形时，正好是外链板和内链板相接，接头处可用开口销或弹簧锁紧，若链节数为奇数，则需采用过渡链节，在链条受拉时，过渡链节还要承受附加的弯曲载荷，所以通常应采用偶数链节。6-15710.87N6-16v=9.42m/s=172.36°F=530.78N6-17略6-182.5第7章（1）：1号和4号的相同。（2）：1号和2号能正确啮合。7-30（1）齿轮2的轮齿旋向为右旋，齿轮3的轮齿旋向为右旋，齿轮4的轮齿旋向为左旋。齿轮1轴向力方向向下，齿轮2的轴向力方向向上，齿轮3轴向力方向向下，齿轮4的轴向力方向向上。（2）β3=6°57′14″7-31中心距a：150mm7-32当a=90时螺旋角β不存在当a=95时螺旋角β等于14º分度圆直径d：54mm齿顶圆直径da：59mm齿根圆直径df：47.75mm当量齿数zv：237-33中心距a是：117.569mm当a=115时螺旋角β不存在。当a=120时螺旋角β等于16º35′52″。7-35d1=103.53mm,d2=414.11mm,da1=111.53mm,da2=422.11mm,df1=93.53mm,df2=404.11mm,a=258.82mm.7-36d1=110mm,d2=330mm,da1=119.49mm,da2=333.16mm,df1=98.61mm,df2=326.21mm,δ1=18.4°,δ2=71.6°,δa1=20.05°,δa2=73.25°,δf1=16.42°,δf2=69.62°,R=173.93mm,ZV1=23.19,ZV2=209.09.7-37齿轮3的轮齿旋向为右旋。第8章8-1特点：传动比大，结构紧凑；传动平稳，噪声小；可制成具有自索性的蜗杆；传动效率低；蜗轮的造价较高。使用条件：用于传递空间两交错轴之间的运动和动力，通常两轴交错角为90°。8-2传动比计算：不能用分度圆直径之比表示传动比。因为当蜗杆转过一周时，蜗轮将转过个齿。8-3与齿轮传动相比，蜗杆传动的失效形式的特点如下：蜗杆传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。因为蜗杆传动中由于蜗杆为连续的螺旋齿，且其材料的强度高于蜗轮轮齿的强度，所以失效总是发生在蜗轮轮齿上。由于蜗杆传动的相对滑动速度大，发热量大而效率低，故传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。8-4中间平面：通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的剖面。在中间平面内蜗杆和蜗轮的啮合相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。该平面内的参数为标准值。8-5因为蜗杆传动齿面间存在较大的相对滑动，摩擦损耗大，传动的效率较低。一般为0.7～0.8，具有自锁性的蜗杆传动，效率小于0.5。8-6由于蜗杆齿呈连续的螺旋状，它与蜗轮齿的啮合是连续不断地进行的，同时啮合的齿数较多，故传动平稳，噪声小。8-7由于蜗杆传动的效率低，发热量大，若不及时散热，将引起箱体内的油温升高，粘度降低，润滑失效，导致齿面磨损加剧，甚至胶合。因此要依据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量进行热平衡计算，以保证油温稳定地处在规定的范围内。当热平衡不满足时，应采取下列措施：在箱体外表面设置散热片，以增加散热面积；在蜗杆轴上安装风扇；在箱体油池内安装蛇形冷却水管，用循环水冷却；利用循环油冷却。8-8准则：对闭式蜗杆传动，一般按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核和热平衡核算；对开式蜗杆传动或传动时载荷变动较大，或蜗轮齿数大于90的蜗杆传动，通常只需按齿根弯曲疲劳强度进行设计。当蜗杆直径较小而跨距较大时，还应作蜗杆轴的刚度验算。8-9蜗杆一般采用碳钢或合金钢，蜗轮常采用青铜或铸铁。设计时选材：除了要有足够的强度外，更重要的是要有良好的减摩性、耐磨性和抗胶合能力。蜗杆传动较理想的配对材料是钢和青铜。8-108-118-12第9章9-5v=628mm/min,方向向左9-6Zb=45,Zc=489-7进给速度是50mm/min.方向是向右。9-8轮系的类型是行星轮系，9-9i1H=1+Z3*(Z6+Z4)/Z1*Z49-10Z2=689-11N3=872r/min第12章12-1滑动轴承按所承受的载荷方向不同分向心滑动轴承,推力滑动轴承,向心滑动轴承用于承受径向载荷,推力滑动轴承用于承受轴向载荷.12-2常用的轴瓦材料有:轴承合金,青铜,黄铜,铸铁,塑料,橡胶及粉末冶金等.轴承合金疲劳强度低且价格贵,固用于轴承衬.12-3开油孔、油沟的作用是为了把润滑油导入轴承工作表面。开设原则是：（1）油沟长度应比轴瓦短。（2）油孔和油沟应开在非承载区。12-4验算平均强度p是为防止轴颈与轴瓦间的润滑油被挤出而发生过渡磨损．验算pv值是为了防止轴承因温度升高过热，导致润滑不良或失效发生胶合．验算速度v是为防止滑动速度过高而加速磨损．12-5(略)12-6(略)12-7(略)12-8(略)12-9(略)12-10(略)12-11(略)12－12解：材料ZCuSn5PB5Zn5的性能参数分别为[p]=8MPa,[pv]=15MPa·m/s,[v]=3