1、- 1 - 第一章 前面有一点不一样，总体还行 1-1.机械零件常用的材料有哪些？为零件选材时应考虑哪些主要要求？ 解：机械零件常用的材料有：钢(普通碳素结构钢、优质碳素结构钢、合金结构钢、铸钢) ， 铸铁，有色金属（铜及铜合金、铝及铝合金）和工程塑料。 为零件选材时应考虑的主要要求： 1.使用方面的要求： 1）零件所受载荷的大小性质，以及应力状态， 2）零件的工作条件， 3）对零件尺寸及重量的限制， 4）零件的重要程度， 5）其他特殊要求。 2.工艺方面的要求。 3.经济方面的要求。 1-2.试说明下列材料牌号的意义：Q235,45,40Cr,65Mn,ZG230-450,HT200,Zcu
2、Sn10P1,LC4. 解：Q235 是指当这种材料的厚度（或直径） 16mm 时的屈服值不低于 235Mpa。 45 是指该种钢的平均碳的质量分数为万分之四十五。 40Cr 是指该种钢的平均碳的质量分数为万分之四十并且含有平均质量分数低于 1.5%的 Cr 元素。 65Mn 是指该种钢的平均碳的质量分数为万分之六十五并且含有平均质量分数低于 1.5%的 Mn 元素。 ZG230-450 表明该材料为铸钢，并且屈服点为 230，抗拉强度为 450. HT200 表明该材料为灰铸铁，并且材料的最小抗拉强度值为 200Mpa. ZCuSn10P1 铸造用的含 10%Sn、1%P 其余为铜元素的合金
3、。 LC4 表示铝硅系超硬铝。 1-6.标准化在机械设计中有何重要意义？ 解：有利于保证产品质量，减轻设计工作量，便于零部件的互换和组织专业化的大生产， 以及降低生产成本，并且简化了设计方法，缩短了设计时间，加快了设计进程，具有先进 性、规范性和实用性，遵照标准可避免或减少由于个人经验不足而出现的偏差。 第二章 2-7.为什么要提出强度理论？第二、第三强度理论各适用什么场合？ 解：材料在应用中不是受简单的拉伸、剪切等简单应力状态，而是各种应力组成的复杂应 力状态，为了判断复杂应力状态下材料的失效原因，提出了四种强度理论，分别为最大拉 应力理论、最大伸长线应变理论、最大切应力理论、畸变能密度理论
4、。 第二强度理论认为最大伸长线应变是引起断裂的主要因素，适用于石料、混凝土、铸铁等 脆性材料的失效场合。 第三强度条件：认为最大切应力是引起屈服的主要因素，适用于低碳钢等塑性材料的失效 场合。 2-15.画出图示梁的弯矩图。 - 2 - 解： F0,F0,M*3a,ABB 解： 1222F0F0M,*a*4aF38/3/A， - 3 - 第三章 3-4.计算图示各机构的自由度，并指出复合铰链、局部自由度和虚约束。 - 4 - 3-5.图示为一简易冲床的拟设计方案。设计者思路是：动力由齿轮 1 输入，使轴 A 连续回 转；而固定在轴 A 上的凸轮 2 和杠杆 3 组成的凸轮机构使冲头 4 上下往
5、复运动，以达到冲 压的目的。试绘出其机构运动简图，计算机构的自由度，并分析其运动是否确定，如其运 动不确定，试提出修改措施。 由于 F=0,故不能运动3,4,1232410LHnPF 修改措施为： 3-6.试绘出图示机构的运动简图，并计算其自由度。 - 5 - 3,423241LHnPF5,7,0323527=1LHnPF 5,7,0323527=1LHnPF 第四章 4-6.在图 4-11 所示的差动螺旋机构中，螺杆 1 与机架 3 在 A 处用右旋螺纹连接，导程 ，当摇柄沿顺时针方向转动 5 圈时，螺母 2 向左移动 5mm，试计算螺旋副 B 的AS=4m 导程 ，并判断螺旋副 B 的旋向
6、。B 解：由题意判断 B 为右旋，A、B 同向，固有：12()(4)1025BBSSm， 故 - 6 - 第五章 5-7.根据图中所注尺寸，试问如何才能获得曲柄摇杆机构、双曲柄机构和双摇杆机构？ 解：根据曲柄存在的条件： （1）最短杆长度+最长杆长度其他两杆长度之和； （2）最短杆为连架杆。 根据题意：140+200170+180，故满足第一条件。 当最短杆 AD 为连架杆时，即 AB、CD 固定时，极限位置如图所示，为曲柄摇杆机构。 当最短杆 AD 为机架时，极限位置如下图所示，为双曲柄机构。 当 AD 为连杆时，极限位置如下图所示，为双摇杆机构。 - 7 - 5-8图示铰链四杆机构 ，若要
7、获得曲柄摇杆机构，1230,0,lmllm 试问机架长度范围为多少？ 解：根据曲柄存在的条件： （1）最短杆长度+最长杆长度其他两杆长度之和； （2）最短杆为连架杆。 根据题意： （1）若 为最长杆（ 300） ， + + ，300 400.4l4l1l423l4l （2）若 为最长杆（ 300） ， + + ，200 300.3 故 200 400.4l 5-10.设计一曲柄摇杆机构。已知摇杆长度 ，摆角 ，行程速比系数10CDlm03 K=1.2。试用图解法根据最小传动角 的条件确定其余三杆的尺寸。min4 解：由 .0018=63K， 故，先画出 CD 和 ,使得 = .CD0 由于 ，
8、故过 和 作 和 = ，以 O 点为圆心作圆0=16.3OC073.64 过 C 做DCA= 交圆 O 于 A 点。AC=133mm ， =91.89mm，AD=94.23mm,计算得45A AB=20.555mm,BC=112.445mm 所以其他三杆长度为：AD=94.23mm，AB=20.555mm,BC=112.445mm - 8 - 5-11.设计一曲柄滑块机构。已知滑块行程 H=50mm,偏距 e=20mm,行程速比系数 K=1.5.试用 图解法求出曲柄和连杆的长度。 解：由 0018=36K， 首先，画出 =50mm，作 = = ，过 O 作圆交偏心线于 A，CCO054 连接
9、AC, 测得长度如图所示，算出 AB=21.505，BC=46.515.A 5-12.设计一导杆机构。已知机架长度 ，行程速比系数 K=1.4，试求曲柄长度。10ADlm 解： ,即 = .0018=3K， BC03 - 9 - ABBC, ACB= ,AC= .01510ADlm AB=25.88mm 5-13.设计一铰链四杆机构作为加热炉炉门的启闭机构。已知炉门上两活动铰链间距离为 50mm，炉门打开后成水平位置时，要求炉门温度较低的一面朝上（如虚线所示） 。设固定 铰链在 O-O 轴线上，其相关尺寸如图所示，求此铰链四杆机构其余三杆的长度。 解：因为点 A、D 在 O-O 轴线上，由于
10、AB= , ,所以运用垂直平分线定理，ABC 连接 ，分别作其中垂线交 O-O 轴线于点 A、D，因此找到 A 点和 D 点。BC和 AB=67.34,CD=112.09,AD=95.74 - 10 - 第六章 6-2.四种基本运动规律各有何特点？各适用何种场合？什么是刚性冲击和柔性冲击？ 解：（1）等速运动规律的特点是：在从动件运动的起始点和终了点都有速度的突变， 使加速度趋于无限大，因此会引起强烈的刚性冲击。这种冲击对凸轮机构的工作影响 很大，所以匀速运动规律一般只适用于低速或从动件质量较小的场合。 （2）等加速等减速运动规律的特点是：在一个运动循环中，从动件的运动速度逐步 增大又逐步减小
11、，避免了运动速度的突变；但在从动件运动的起始点、转折点和终了 点仍存在着加速度的有限突变，还会有一定的柔性冲击。所以这种运动规律适用于凸 轮为中、低速转动，从动件质量不大的场合。 （3）余弦加速度运动规律的特点是：推杆的加速度按余弦规律变化，且在起始点和 终点推杆的加速度有突变，有一定的柔性冲击。一般只适用于中速场合。 （4）正弦加速度运动规律的特点是：推杆的加速度按正弦规律变化，但其加速度 没有突变，可以避免柔性冲击和刚性冲击，适用于高速场合。 刚性冲击：由于加速度有突变，并且加速度值理论上为无穷大，但由于材料具有弹 性，使得加速度和惯性达到很大（不是无穷大） ，从而产生很强烈的冲击，把这一
12、类冲 击称为刚性冲击。 柔性冲击：由于加速度有突变，但这一突变为有限值，引起的冲击较为平缓，故称 这一类为柔性冲击。 6-7.盘形凸轮基圆半径的选择与哪些因素有关？ 解：由于 ，故盘形凸轮基圆半径的选择与推杆的运动规律，推杆的工作行2tanovrs 程和推杆的许用压力角和推程运动角有关。一般在满足 的条件下，合理地确定max 凸轮的基圆半径，使凸轮机构的尺寸不至过大。 6-8.试设计一对心直动滚子推杆盘形凸轮机构的凸轮廓线，已知凸轮作顺时针方向旋转、 推杆行程 h=30mm，基圆半径 ,滚子半径 ，凸轮各运动角为：04rmr10 ，推杆的运动规律可自选。00 0o o12516S S、 、 、
13、 解：由题意得：凸轮理论廓线基圆半径为 40mm,实际半径为 30mm. 等速推程时，由公式 得：032hs 凸轮转角 /()0 30 60 90 120 推杆位移 s/mm 0 7.5 15 22.5 30 等加速等减速回程时，由公式等加速公式 得：22 200200 206-1563-=15-() ()hhs s（ ） 和 等 减 速 公 式 （ ） ） - 11 - 凸轮转角 0/()150 180 210 240 270 300 推杆位移 s/mm 30 27.6 20.4 9.6 2.4 0 故根据反转法画出下图： 第七章 7-1.对于定传动比的齿轮传动，其齿廓曲线应满足的条件是什么
14、？ 解：由于相啮合的齿廓在接触点处的公法线与连心线交于固定点，故齿廓曲线上任意一点 的法线与连心线都交于固定点 。 7-2.节圆与分度圆、啮合角与压力角有什么区别？ 解：分度圆是指定义齿轮标准模数（并且压力角为 20时）乘以齿数所求得的直径。以轮 心为圆心，过节点所作的圆称为节圆。也就是说分度圆在齿轮确定时是确定不变的，节圆 是只有两齿轮啮合时才存在，单个齿轮没有节圆，并且节圆是随着中心距变化而变化的。 渐开线齿廓上某点的法线（压力线方向），与齿廓上该点速度方向线所夹的锐角称为压力 角，渐开线齿廓上各点的压力角不等。啮合角是在一般情况下（不指明哪个圆上的啮合角， 一般就是指分度圆上的压力角），
15、两相啮合齿轮的端面齿廓在接触点处的公法线与两节圆 在节点处公切线所夹的锐角。 7-4.标准齿轮传动的实际中心距大于标准中心距时，下列参数：传动比、啮合角、分度圆 半径、节圆半径、基圆半径、顶隙等中哪些发生变化？哪些不变？ 解：标准齿轮传动的实际中心距大于标准中心距时，由于 a 变大，节圆半径变大, ，传动比不发生变化，顶隙变大，啮合角也变1212r( , r、 为 标 准 节 圆 半 径 ） 大。分度圆半径与基圆半径与齿轮本身相关，故不会发生变化。 - 12 - 7-8.模数和齿数相同的正变位齿轮与标准齿轮相比，下列参数 d、 、p、s、e、b 中哪些参数变大了？哪些参数变小了？哪些参数没有变
16、？ffdah、 、 、 解：变大的参数： fahds、 、 、 变小的参数： f、 e 不变的参数：d、p、 b 7-11.现有一闭式直齿轮传动，已知输入功率 ，111212P=4kn720/min,8,5,4,7,0wrzmbm， 输 入 转 速 小齿轮材料为 45 钢，调质处理，齿面平均硬度为 230HBS，大齿轮材料为 ZG310-570，正 火处理，齿面平均硬度为 180HBS。齿轮双向转动，载荷有中等冲击，取 K=1.6，齿轮相对 轴承非对称布置。试校核该齿轮传动的强度。 解：1.确定许用压力 小齿轮的齿面平均硬度为 230HBS。查表得：1230175(543)52.9H MPaa
17、1(0).714.0F 大齿轮的齿面平均硬度为 180HBS。查表得：2801637(2)285.9710.16HF MPaa 2.计算小齿轮的转矩 66119.509.5453n720pTNm 3按齿面接触疲劳强度计算 21.68zu13312 2.503.176. 7686.39dHKTm 根据题目中， 不能满足齿面疲劳强度要求。1=48mz - 13 - 4.按齿根弯曲强度计算 由 ，查表得128,5z124.5,.0FSFSY1.7F24.05.3146SFY 由于 较大，故将其带入下式中：2FSY1233 21.65046 2.597816FSdKTYmmz 由以上计算结果可见，满足
18、齿根弯曲强度要求。 故不能满足强度要求。 7-12.设计一单级减速器中的直齿轮传动。已知传递的功率 P=10KW，小齿轮转速 ，单向转动，载荷平稳，齿轮相对轴承对称布置。112960/in,i=4.nr传 动 比 解：1.材料选择 单级减速器工作载荷相对平稳，对外廓尺寸也没有限制，故为了加工方便，采用软齿面齿 轮传动。小齿轮选用 45 钢，调质处理，齿面平均硬度为 240HBS；大齿轮选用 45 钢，正 火处理，齿面平均硬度为 190HBS。 2.参数选择 1）齿数 由于采用软齿面传动，故取 1210,4.208ziz 2）齿宽系数 由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软齿
19、面，查 表得 .4d 3）载荷系数 因为载荷比较平稳，齿轮为软齿面，支承对称布置，故取 K=1.4. 4）齿数比 对于单级减速传动，齿数比 124.ui 3.确定需用应力 小齿轮的齿面平均硬度为 240HBS。许用应力根据线性插值计算：140753(513)52209HF MPa 大齿轮的齿面平均硬度为 190HBS，许用应力根据线性插值计算： - 14 - 21906348(5148)4917202HF MPa 4.计算小齿轮的转矩 66119.509.51947n0pTNm 5.按齿面接触疲劳强度计算 取较小应力 带入计算，得小齿轮的分度圆直径为2H13312 21.497.176. 76
20、6.23dKTu m 齿轮的模数为 105mmz 6.按齿根弯曲疲劳强度计算 由齿数 查表得，复合齿形系数120,84z 124.36,.97FSFSY12.0.39.7.163FSF 由于 较大，故带入下式：1FSY1332 21.4973.6.661.890FSdKTYmmz 7.确定模数 由上述结果可见，该齿轮传动的接触疲劳强度较薄弱，故应以 m3.065mm 为准。取标准 模数 m=4mm 8.计算齿轮的主要几何尺寸 - 15 - 12121212140836()(21)48380.4799,(0),4aaddmzmhz mbmbb取 取 7-14.图示为一双级斜齿轮传动。齿轮 1 的
21、转向和螺旋线旋向如图所示，为了使轴上两齿 轮的轴向力方向相反，是确定各齿轮的螺旋线旋向，并在啮合点处画出齿轮各力的方向。 解：1 和 3 为左旋，2 和 4 为右旋。 7-17. 若要求两轮的中心距12,37,m3.5nz一 对 斜 齿 轮 的 齿 数 为 法 向 模 数 a=105mm，试求其螺旋角 。 解：由 12().27+cos=0.967s1nma（ ）得 ， 04.83 - 16 - 7-19.一对锥齿轮传动，已知 试计算两轮的主要几何尺寸及当量12z0,5,m 齿轮数 。vz 解： 011221122 125().6arctn(/).865cos09.378.4ffaffhcmz
22、dmzhmd 22110102102s563.,.34.9,0.arctn(/)5.=79.265RRfffafffffzbmh1 2.4cos3.6vvz 7-21.图示蜗杆传动中，蜗杆均为主动件。试在图中标出未注明的蜗杆或蜗轮的转向及螺旋 线的旋向，在啮合点处画出蜗杆和蜗轮各分力的方向。 解： - 17 - 7-24.为什么在圆柱齿轮传动中，通常取小齿轮齿宽 （大齿轮齿宽） ；而在锥齿轮传动12b 中，却取 ？12b 解：在圆柱齿轮传动中装配、制造都可能有轴向偏差。如果等宽就有可能使接触线长度比 齿宽要小（轴向有有错位）。因此有一个齿轮应宽些以补偿可能的轴向位置误差带来的啮 合长度减小的问
23、题。加宽小轮更省材料和加工工时。 在锥齿轮传动中，安装时要求两齿轮分度圆的锥顶重合，大端对齐，所以取 。12b 第八章 8-9.在图示轮系中，已知各轮齿数，试计算传动比 （大小及转向关系） 。14i 解： 234145034127zni 8-10.图示为一手动提升机构。已知各轮齿数及蜗轮 的头数 =2（右旋） ，与蜗轮固连的2z 鼓轮 Q 的直径 ，手柄 A 的半径 。当需要提升的物品 W 的重力0.2dm0.1Arm - 18 - 时，试计算作用在手柄 A 上的力 F（不考虑机构中德摩擦损失） 。20wFkN 解： 23131401220.16QAwAzidFrkNr 8-11.在图示轮系中
24、，已知各轮齿数，齿轮 1 的转速 。试求行星架的转速120/minnr 。Hn 解： 23113317451.00HHznni .4/minHnr 8-12.图示为行星搅拌机构简图，已知各轮齿数，当行星架 H 以 的角速度回31/rads 转时，求搅拌叶片 F 的角速度 的大小及转向。F - 19 - 解： 11222221004 HHnzi239/rads 8-13.图示为一矿井用电钻的行星轮系，已知 ，电动机转速1354z、 。试求钻头 H 的转速 。130/minnrn 解： 23113314530HHznni50/minHnr 8-14.在图示轮系中，已知各轮齿数及齿轮 1 的转速 ，
25、行星架 H 的转速1/i ，转向如图所示。试求齿轮 4 的转速。10/minHnr - 20 - 解： 12214324243065/min6801456501562./minHnzirzninr 第九章 9-1.带传动中的弹性滑动与打滑有什么区别？对传动有何影响？影响打滑的因素有哪些？ 如何避免打滑？ 解：由于紧边和松边的力不一样导致带在两边的弹性变形不同而引起的带在带轮上的滑动， 称为带的弹性滑动，是不可避免的。打滑是由于超载所引起的带在带轮上的全面滑动，是 可以避免的。 由于弹性滑动的存在，使得从动轮的圆周速度低于主动轮的圆周速度，使得传动效率降低。 影响打滑的因素有：预紧力大小、小轮包
26、角、当量摩擦因素。 避免打滑：及时调整预紧力，尽量使用摩擦因素大的、伸缩率小的皮带，对皮带打蜡。 9-3.试分析参数 的大小对带传动的工作能力有何影响？112Di、 、 解： 越小，带的弯曲应力就越大。1 的大小影响带与带轮的摩擦力的大小，包角太小容易打滑（一般取 ）102 越大，单根 V 带的基本额定功率的增量就越大。12i 9-4.带和带轮的摩擦因数、包角与有效拉力有何关系？ 解： ，最大有效拉力 与张紧力 、包角 和摩擦系数 f 有关，增ec01F=FfeecF0 - 21 - 大 、 和 f 均能增大最大有效拉力 。0F ecF 9-9.设计一由电动机驱动的普通 V 带减速传动，已知电
27、动机功率 P=7KW，转速 ，传动比 ，传动比允许偏差为5%，双班工作，载荷平稳。1=4/minnr123i 解： 1.计算功率 caP 查表得， ，则AK=1.2AP=1.278.4cakW 2.选择带的截型 根据 。18.440/min9-AcakWnr和 查 图 选 定 型 带 3.确定带轮的基准直径 2D和 参考图 9-9 和表 9-3 取小带轮的基准直径 =100mm，大带轮的基准直径1 。21()310(.)97Di m 查表取标准值 。25m 满足条件。123.i 4验算带的速度 v 1014/7.54/606Dnmss 带速介于 525m/s 之间，合适。 5.确定中心距 a
28、和带的基准长度 dL 初定中心距为 .则带的基准长度 为08md2112()2()43508026.38d DLaam 按表 9-2 选取 =2240mm,则 V 带传动实际中心距为d02406.3(8)786.42dLa 6.验算小带轮上的包角 1 - 22 - 00 00211 315857.87.3164.2(6.4Da合 适 ） 7.带的根数 z 根据表 9-4a、b,当 查表110120,4/min.,P=.17kWrPkWi时 ， 当 时 ， 9-5 得 LK0.96;-2K=.06查 表 得 则 带 的 根 数 为0 8.45.4()(1.327)0961.caLPz 取 z=6
29、 8.确定带的张紧力 0F 根据表 9-1 查得 q=0.10kg/m 2 205.508.42.5(1)(1)0.7541.66796caPqv Nzvk 9.计算压轴力 QF010 14.32sin265.sin87.92z 第十一章 11-1.常用的连接有哪些类型？它们各有哪些优点？各适用于什么场合？ 解：常用的连接有螺纹连接、键连接、销连接、铆钉连接、焊接、胶接、过盈配合连接以 及型面连接等。 螺纹连接具有结构简单、装拆方便、连接可靠、互换性强等特点。 键连接具有结构简单、连接可靠、装拆方便等优点，在机械的轴类连接中应用。 销连接主要用于确定零件间的相互位置，并可传递不大的载荷，也可用
30、于轴和轮毂或其他 零件的连接。 铆接具有工艺设备简单，工艺过程比较容易控制，质量稳定，铆接结构抗振、耐冲击，连 接牢固可靠，对被连接件材料的力学性能没有不良影响等特点。在承受严重冲击或剧烈振 动载荷的金属结构连接中应用。 焊接是具有结构成本低、质量轻，节约金属材料，施工方便，生产效率高，易实现自动化 等特点。主要应用在五拆卸要求的对受力要求不太高的场合。 胶接具有连接后重量轻，材料利用率高，成本低，在全部胶接面上应力集中小，抗疲劳性 能好，密封性和绝缘性好等特点。主要用于应力要求不高，对密封性要求较高的场合。 11-6.在螺纹连接中，为什么要采用防松装置？ 解： - 23 - 11-8.平键的
31、截面尺寸 bh 和键的长度 L 如何确定？平键连接的失效形式是什么？如何进 行强度校核？ 解：bh 根据轴径 d 有表中查标准得。键长 L 按轮毂的长度确定，一般略短于轮毂长度， 并符合标准中规定的长度系列。平键的主要失效形式是侧面工作面的压溃。 按 进行强度校核。bs4bsFTklh 11-14.图示刚性联轴器用螺栓连接，螺栓性能等级为 8.8，联轴器材料为铸铁（HT250 ） ，若 传递载荷 T=1500TN。 1）采用 4 个 M16 的铰制孔用螺栓，螺栓光杆处的直径 ，受压的最小轴向长度17sdm ，试校核其连接强度。m 2）若采用 M16 的普通螺栓连接，当接合面摩擦因素 f=0.1
32、5，安装时不控制预紧力，试确 定所需螺栓数目（取偶数） 。 解：1） 315094.82TFND25013.64.bsMpapa64sS2241935.81.37sFpazid 4.0.bs bss M 其连接强度满足条件。 - 24 - 2） 640213.sMpapaS 由 得，21.34pFd213.85.3469.4.4pdN 由 得，SpKzif.9.6.813051Spif 故取 z=8 11-15.一钢制液压油缸，缸内油压 p=4Mpa，油缸内径 D=160mm（参看图 11-12） ，沿凸缘 圆周均布 8 个螺栓，装配时控制预紧力。试确定螺栓直径。 解：1.确定单个螺栓的工作载
33、荷 F22416053.1pDFNz 2.确定螺栓的总拉伸载荷 Q 考虑到压力容器的密封性要求，取残余预紧力 ，则1.6pF2.38QpFN 3.求螺栓直径 选取螺栓性能等级为 8.8，则 由式 确定许用应力 时需查找安全640.sMas 系数 S，当不控制预紧力时，S 与螺栓直径 d 有关，故需用试算法。 由表暂取 S=3（假定 d=20mm） ，则螺栓许用应力为256.spa 螺栓小径为 14.3413813.0QFdm 由表查得 d=20mm 时， 能满足强度要求，且与原假设相符，17.29.0, 故取 M20 合适。 第十二章 12-2.刚性联轴器与挠性联轴器的主要区别是什么？ 解：
34、刚性联轴器各零件及连接件都是刚性的，它们之间不能作相对运动，不具有补 偿两轴相对位移的能力，用于刚性支承的场合。若两轴有偏移，将产生附加载 荷，影响传动性能和使用寿命。 挠性联轴器分两种，一种是由可作相对移动的刚性件组成，用连接元件间的相 - 25 - 对可动性来补偿被连接两轴之间的相对移动，用于弹性支承且载荷大的场合； 另一种是连接件都是弹性的，通过连接件的弹性变形来补偿被连接两轴之间的 相对移动，用于弹性支承需要缓冲和减振的场合。 12-5.试分析自行车“飞轮”中离合器的工作原理。 解：自行车后轮有个内棘轮机构，起到了离合器的作用，称为超越离合器,。工 作原理是当链条带动棘轮的链齿外圈时，
35、 中心转轴上的棘爪通过弹簧与棘轮保 持接触，棘爪将力矩传递给中心转轴，后轮就转动前进。当棘轮的转速低于中 心转轴的转速，或骑车者停止脚踏时，棘爪能够在棘轮上滑动，超越外圈棘轮 转速，此时就会听见发出的“嗒嗒”声响。 因为棘轮只能单向传递转矩，不能双向传递转矩，使得自行车具有正常行 驶功能，不能后退行驶。因此也称为单向超越离合器. 第十三章 13-5.说明下列滚动轴承代号的意义：N208/P5,7321C，6101,30310，5207. 解： N208/P5 表示圆柱滚子轴承，宽度系列为 0 系列，直径系列为 2 系列，内径为 40mm，5 级 公差等级； 7321C 表示角接触球轴承，宽度系
36、列为 0 系，直径系列为 3 系列，内径为 105mm，公称接触 角 ，0 级公差等级；15 6101 表示深沟球轴承，宽度系列为 0 系，直径系列为 1 系列，内径为 12mm，0 级公差等级； 30310 表示圆锥滚子轴承，宽度系列为 0 系，直径系列为 3 系列，内径为 50mm，0 级公差 等级； 5207 表示推力球轴承，宽度系列为 0 系，直径系列为 2 系列，内径为 35mm，0 级公差等级； 13-8.试设计一提升机用非液体摩擦滑动轴承，已知每个轴承的径向载荷为 N，轴颈4210 直径为 100mm，转速为 1200r/min. 解： 1.选择轴承类型和轴瓦材料 因轴承承受径向
37、载荷，并考虑使用条件，选用剖分式径向轴承。此轴承载荷大，转速高， 根据表 13-1 选择轴瓦材料为 ZPbSb16Sn16Cu2，其p=15Mpa,v=12m/s,pv=10Mpam/s 2.选取轴承宽径比 - 26 - 选取轴承宽径比 B/d=1.0，则轴承宽度 B=d=100mm. 3.验算轴承工作能力 轴承的 p,pv,v 分别为： 10120/6.28/9.360161FpMpaBdnvPmsMPas 计算表明，pp,pvpv,vv,工作能力满足要求。 由表 13-2，考虑到转速较高，选取配合为 H7/e8。 13-10.根据设计要求，在某一轴上安装一对 7000C 轴承（如图所示）
38、，已知两个轴承的径向 载荷分别为： 外加轴向载荷 ，轴径 ，12F0,10,rrN80AFN40dm 转速 ，常温下运转，有中等冲击，预期寿命 ，试选择轴承型5/minn 5hL 号。 解： 1.初选轴承型号 根据轴径 ，选择轴承型号 7208C，查机械设计手册得其基本额定动载荷40dm ,基本额定静载荷 。36.8CKN025.8CKN 2.计算轴承 1、2 的轴向载荷 1F、 7000C 的接触角 ，试取05.452e 由表 13-8 查得轴承的派生轴向力为 - 27 - 120.452810.452srFeN18As sF 可知轴承 1 为压紧端，两轴承的载荷分别为 122(045.2)
39、8aAsFN 3.计算轴承 1、2 的当量动载荷 128.06425.arr eF 由表 13-7 查得 1 120.4, .308;1,0.XYXY由 线 性 插 值 得 故当量动载荷为 1122.42.5.3.010raPFY N 4.计算所需的径向基本额定动载荷 因轴的结构要求两端选同样尺寸的轴承，而 ，故应以轴承 1 的当量动载荷 为计12P1P 算依据。因工作温度正常查表 13-5 得 ；按中等冲击载荷，查表 13-6 取 。tf.25f 所以 1 123 316 60.253.1050()()65.3.8hPtnLfC NKN 故选择 7208C 轴承合适。 第十四章 14-4.指
40、出图示中轴的结构有哪些不合理和不完善的地方，提出改进意见，并画出改进后的 结构图。 - 28 - 14-5.图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器（ ） ，由高速输入1234,7,1,78zz 的功率 P=40kW，转速 ，轴的材料为 45 钢。试按扭转强度计算三根轴的最1590/minnr 小直径（不考虑摩擦损失） 。 解：轴的材料为 45 钢查表 14-1 得 =304MPa123459/min168./in7.45.8znrrz - 29 - 6633116633226633129.509.5043.2615.78.9.509.50410=4,PdmnPdnmdm取 14-6.试校核图示直齿圆柱齿
41、轮轴的强度。已知传递功率 P=10kw，转速 n=200r/min，齿轮 分度圆直径 d=356mm，单向转动。轴的材料为 40Cr 调质处理，齿轮相对轴对称布置，轴的 输出端装联轴器。 解： 1.求解径向力及各支点力，并画出弯矩图 66109.5109.5475022478.3tan.tan09.3trPTNmmFd6.2547siirFN - 30 - 1427.35.180427.35801482AnCnFNMmN2 2221.67307.eT m 2强度校核 轴在 B 截面处的弯矩和扭矩最大为轴的危险截面，轴单下转动，扭矩可认为脉动循环变化， 取折合系数 a=0.6。轴的材料为 45 钢，调质处理，查表得 60MPa22 22223 322148.47514.30. 0148.6751.BeMTT pWdNm 所以轴的强度满足要求。 3.剪切强度校核 轴的材料为 40Cr 调质处理查表 14-1 得 =4052MPa - 31 - 66339.510/9.510/26.24TPnMpaWd 故满足强度条件。
