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平面机构及其自由度1、如图a所示为一简易冲床的初拟设计方案，设计者的思路是：动力由齿轮1输入，使轴A连续回转；而固装在轴A上的凸轮2与杠杆3组成的凸轮机构将使冲头4上下运动以达到冲压的目的。试绘出其机构运动简图（各尺寸由图上量取），分析其是否能实现设计意图？并提出修改方案。解 1）取比例尺绘制其机构运动简图（图b）。图 b） 2）分析其是否能实现设计意图。 由图b可知，故：因此，此简单冲床根本不能运动（即由构件3、4与机架5和运动副B、C、D组成不能运动的刚性桁架），故需要增加机构的自由度。3）提出修改方案（图c）。为了使此机构能运动，应增加机构的自由度（其方法是：可以在机构的适当位置增加一个活动构件和一个低副，或者用一个高副去代替一个低副，其修改方案很多，图c给出了其中两种方案）。 图 c 1） 图 c 2）2、试画出图示平面机构的运动简图，并计算其自由度。 解：， 解：，3、计算图示平面机构的自由度。 解：， 解：，局部自由度解：， 解： D,E,FG与D，H，J，I为对称结构，去除左边或者右边部分，可得，活动构件总数为7，其中转动副总数为8，移动副总数为2，高副数为0，机构自由度为1。（其中E、D及H均为复合铰链） 4、试求图示各机构在图示位置时全部瞬心的位置（用符号直接标注在图上）。 平面连杆机构及其设计1、在图示铰链四杆机构中，已知：=50mm，=35mm，=30mm，为机架，1）若此机构为曲柄摇杆机构，且为曲柄，求的最大值；2）若此机构为双曲柄机构，求的范围；3）若此机构为双摇杆机构，求的范围。 解：1）AB为最短杆 2）AD为最短杆，若 若 3) 为最短杆 ， 为最短杆 由四杆装配条件 2、在图示的铰链四杆机构中，各杆的长度为a=28mm，b=52mm，c=50mm，d=72mm。试问此为何种机构？请用作图法求出此机构的极位夹角，杆的最大摆角，计算行程速度比系数。解1）作出机构的两个极位，由图中量得 2）求行程速比系数3）作出此机构传动角最小的位置，量得此机构为 曲柄摇杆机构 3、画出各机构的压力角传动角。箭头标注的构件为原动件。 4、现欲设计一铰链四杆机构，已知其摇杆的长=75mm，行程速比系数=1.5，机架的长度为=100mm，又知摇杆的一个极限位置与机架间的夹角为45，试求其曲柄的长度和连杆的长。（有两个解）解：先计算并取作图，可得两个解 凸轮机构及其设计1、已知一偏置尖顶推杆盘形凸轮机构如图所示，试用作图法求其推杆的位移曲线。解 以同一比例尺=1mm/mm作推杆的位移线图如下所示。2、试以作图法设计一偏置直动滚子推杆盘形凸轮机构的凸轮轮廓曲线。已知凸轮以等角速度逆时针回转，正偏距=10mm，基圆半径=30mm，滚子半径=10mm。推杆运动规律为：凸轮转角=0150，推杆等速上升16mm；=150180，推杆不动；=180300 时，推杆等加速等减速回程16mm;=300360时，推杆不动。解 推杆在推程段及回程段运动规律的位移方程为：1） 推程： ，2） 回程：等加速段 ， 等减速段 ，取=1mm/mm作图如下：计算各分点得位移值如下：总转角0153045607590105120135150165s01.63.24.86.489.611.212.814.41616180195210225240255270285300315330360s1615.51411.584.520.500003、在图示凸轮机构中，凸轮为偏心轮，转向如图。E、F为凸轮与滚子的两个接触点，试在图上标出：1）从E点接触到F点接触凸轮所转过的角度；2）F点接触时的从动件压力角；3）由E点接触到F点接触从动件的位移s；4）画出凸轮理论轮廓曲线和基圆。 齿轮机构1、设有一渐开线标准齿轮=20,=8mm,=20,=1,试求：其齿廓曲线在分度圆及齿顶圆上的曲率半径、 及齿顶圆压力角。解：求、2、已知一对外啮合标准直齿圆柱齿轮的标准中心距a =160mm，齿数z1 = 20，z2 = 60，求模数和分度圆直径d1、d2。解： 3、设已知一对斜齿轮传动，z1=20,z2=40,=8mm,=20, =1, =0.25,B=30mm,初取=15，试求该传动的中心距a(a值应圆整为个位数为0或5，并相应重算螺旋角 )、几何尺寸、当量齿数和重合度。解1）计算中心距a 初取，则取，则2）计算几何尺寸及当量齿数尺寸名称小齿轮大齿轮分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿顶高、齿根高法面及端面齿厚法面及端面齿距当量齿数3）计算重合度4、已知一对等顶隙收缩齿标准直齿圆锥齿轮传动，齿数z1 = 20，z2 = 38，模数m = 4mm，分度圆压力角 = 20,齿顶高系数ha = 1，齿顶间隙系数 c = 0.2，轴交角 = 90。求两锥齿轮的齿顶圆锥角a1、a2及其它主要尺寸。解：齿顶圆锥角：，齿顶高：齿根高：轮系及其设计1、如图所示为一手摇提升装置，其中各轮齿数均已知，试求传动比i15,指出当提升重物时手柄的转向（在图中用箭头标出）。解 此轮系为 空间定轴轮系 2、在图示齿轮系中，已知z1=z2=19，z3=26，z4=30，z4=20，z5=78，齿轮1与齿轮3同轴线，求齿轮3的齿数及传动比i15。解： 3、在图示的行星减速装置中，已知z1=z2=17，z3=51。当手柄转过90时转盘H转过多少度？ 解： ，故手柄转过90度时，转盘H转过22.5度4、在图示的差动齿轮系中，已知各轮齿数z1=15，z2=25，z2=20，z3=60。若n1 = 200r/min，n3 = 50r/min，且转向相同，试求行星架H的转速nH。解： 5、在图示的复合轮系中，设已知n1=3549r/min，又各轮齿数为z1=36,z2=60,z3=23，z4=49,z4，=69,z5=31,z6=131,z7=94,z8=36,z9=167,试求行星架H的转速nH（大小及转向）？解：此轮系是一个复合轮系在12（3）4定轴轮系中： （转向见图）在4567行星轮系中在789H行星轮系中 故，其转向与轮4转向相同其他常用机构及动力分析 1、已知槽轮机构的槽数z=5，拨盘的圆销数K=1，转速n1=75 r/min，求槽轮的运动时间tm和静止时间ts。解：，2、在图a所示的盘形转子中，有四个偏心质量位于同一回转平面内，其大小及回转半径分别为m1=5kg,m2=7kg,m3=8kg,m4=10kg;r1=r4=10cm,r2=20cm,r3=15cm，方位如图a所示。又设平衡质量mb的回转半径rb=15cm。试求平衡质量mb的大小及方位。解 根据静平衡条件有 以作质径积多边形图b，故得2、在图a所示的转子中，已知各偏心质量m1=10kg,m2=15kg,m3=20kg,m4=10kg,它们的回转半径分别为r1=40cm,r2=r4=30cm,r3=20cm,又知各偏心质量所在的回转平面间的距离为l12=l23=l34=30cm,各偏心质量的方位角如图。若置于平衡基面I及II中的平衡质量mb1及mb的回转半径均为50cm，试求mb及mb的大小和方位。 解 根据动平衡条件有以作质径积多边形图b和图c，由图得平衡基面I 平衡基面 联接 1、图示为一升降机构，承受载荷F =150 kN，采用梯形螺纹，d = 60 mm，d2 = 56 mm，P = 8 mm，线数n = 3。支撑面采用推力球轴承，升降台的上下移动处采用导向滚轮，它们的摩擦阻力近似为零。试计算：(1)工作台稳定上升时的效率（螺纹副当量摩擦系数为0.10）。(2)稳定上升时加于螺杆上的力矩。(3)若工作台以720 mm/min的速度上升，试按稳定运转条件求螺杆所需转速和功率。(4)欲使工作面在载荷作用下等速下降，是否需要制动装置？加于螺栓上的制动力矩是多少？解：1） ， 2）3），=3158w 4） 不自锁，需要制动装置，制动力矩 2、图示为一用两个M12螺钉固定的牵曳钩，若螺钉材料为Q235钢，装配时控制预紧力，结合面摩擦系数f = 0.15，求其允许的最大牵曳力。 解：由结构形式可知，结合面 联接螺栓数目 ，由表9.5查得 控制预紧力，取。 ，由表查取 ， 取 3、图示为一刚性凸缘联轴器，材料为Q215钢，传递的最大转矩为1400 N.m（静载荷）。联轴器用4个M16的铰制孔用螺栓联接，螺栓材料为Q235钢，试选择合适的螺栓长度，并校核该联接的强度。 解：单个螺栓所受横向载荷 强度条件 ， 由表9.5查得： 由表9.5查得 挤压强度校核，最弱材料 安全 螺栓长度 螺母厚度为14.8mm，垫片厚度 。 注：以0或5结尾 4、图示为一钢制液压油缸，采用双头螺柱联接。已知油压p= 8 MPa，油缸内径D = 250 mm，D1=300mm,为保证气密性要求，螺柱间距l不得大于4.5d（d为螺纹大径），试设计此双头螺柱联接。 解：1）计算单个螺栓得工作载荷，暂取螺栓数目 ， 2）计算单个螺栓总拉力，取残余预紧力 3）求螺栓公称直径 选取螺栓材料为40Cr，装配时不控制预紧力，按表9.6暂取安全系数， 由表9.1，取，按图表9.6可知所取安全系数是正确的。 4）验证螺栓数目 5、在题9-3中，已知轴的材料为45钢，工作时有轻微冲击。试为该联轴器选择平键，确定键的尺寸，并校核其强度。解：1）选择键联接的类型和尺寸 选用半圆头普通平键，材料45钢，由表9.10查得，参考轮毂长度，取 2）校核键联接强度 键和轴的材料优于轮毂材料，应校核联轴器强度，由表9.11取许用应力，合适。 标记 键 齿轮传动1已知闭式直齿圆柱齿轮传动的传动比，长期双向转动，载荷有中等冲击，要求结构紧凑，采用硬齿面材料。试设计此齿轮传动。解：1）选择材料、确定许用应力 大小齿轮均采用20Cr，渗碳处理淬火，由表10.1选择硬度为59HRC，由图109c得到， ，由表10.4得，取，由图106c得，由表10.4得，取，2）按轮齿弯曲强度设计齿轮按8级精度制造，由表10.3，取载荷系数，齿宽系数，小齿轮上得转矩 取，则，由图108查得， ，将带入式（1010）由表4.1取 中心距 齿 宽 ，取， 3）验算齿面的接触强度 安全 4）齿轮的圆周速度 由表10.2可知选8级精度是合适的。 2、设两级斜齿圆柱齿轮减速器的已知条件如图所示，试问：1)低速级斜齿轮的螺旋线方向应如何选择才能使中间轴上两齿轮的轴向力方向相反；2)低速级螺旋角应取多大数值才能使中间轴上两个轴向力互相抵消。 解：要使中间轴两齿轮的斜齿轮的轴向力相反，则旋向必须相同，左旋，应为右旋，为右旋，按题意，则：，又因， 所以， 3、设计一单级闭式斜齿轮传动，已知P=10kW，n1=1460r/min，i=3.3，工作机有中等冲击载荷。要求采用电动机驱动，选用软齿面材料，z1=19。试设计此单级斜齿轮传动，校核疲劳强度。解：1）选择材料以确定许用应力小齿轮采用调质，硬度取260HBS，大齿轮采用调质，硬度取260HBS 由图116b），由表10.4取， 则 ， 由图109b），由表10.4 取 则 ， 2）按齿面接触疲劳强度设计 设齿轮按8级精度制造，由表10.3取载荷系数，齿宽系数 小齿轮上的转矩 按式1015计算中心距 取，初选 由表4.1取 齿宽 取 ， 3）验算弯曲强度 由图108， ， 安全！蜗杆传动1、 设某一标准蜗杆传动的模数，蜗杆的分度圆直径，蜗杆的头数,传动比，试计算蜗轮的螺旋角和蜗杆传动的主要尺寸。解：1）蜗杆直径系数 2）螺旋角升角 ， 3）中心距 2、对图示的蜗杆传动，请根据已知的蜗杆的螺旋方向和转向，确定蜗轮的螺旋方向和转向。并在图中表出蜗杆和蜗轮的受力方向。解：由于蜗杆为左旋，故蜗轮为左旋，图中红色的箭头表示蜗杆的受力，绿色的表示蜗轮的受力。 3、试设计一单级圆柱蜗杆传动：传动由电动机驱动，电动机的功率为7kW，转数为1440r/min，蜗轮轴的转数为80r/min，载荷平稳，单向传动。解：1）选择材料，蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为45HRC55HRC，以保证蜗杆较好的耐磨性。蜗轮齿圈用铸锡青铜ZCuSn10P1，砂模铸造，轮心用灰铸铁HT100。2）确定许用应力，由表10.1查得3）选择蜗杆的头数和蜗轮的齿数，取，4）初选蜗杆传动的效率由，由表11.7，初选蜗杆传动的效率为0.85）计算作用在蜗轮上的转矩 6）确定载荷系数 取7）确定模数和蜗杆分度圆直径 ，由表11.2取，8）验算效率 蜗杆分度圆的圆周速度 ， 由表116，9）验算接触疲劳强度 由式1112重新计算，以效率0.8计算，而，设计结果可用10）尺寸计算 带传动 1、一普通V带传动，已知带的型号为A，两轮基准直径分别为150 mm和400 mm，初定中心距a = 450 mm，小带轮转速为1460 r/min。试求：(1)小带轮包角；(2)选定带的基准长度Ld；(3)不考虑带传动的弹性滑动时大带轮的转速；(4)滑动率e =0.015时大带轮的实际转速；(5)确定实际中心距。解：1）小带轮包角： 2）确定带的基准长度： 由表12.3取 3）不计弹性滑动 4）考虑滑动率时，实际转速 5）实际中心距： 2、设计一破碎机用普通V带传动。已知电动机额定功率为P = 5.5 kW，转速n1= 1440 r/min，从动轮为n2= 600 r/min，允许误差5%，两班制工作，希望中心距不超过650 mm。解：1）计算功率 ， 由表12.6查取 ， 2）选取V带型号，由图1213确定选用A型。 3）确定带轮基准直径， 由表12.7取 ， 取直径系列： 大带轮的带速： 允许 4）验算带速： ，在范围内，带速合适 5）确定带长和中心距 初取中心距， 由表12.3取 实际中心距 6）验算小带轮包角 7）确定带的根数 传动比 由表12.4查得 ， 由表12.5查得 由表12.8查得 ， 由表12.3查得 取根 8）求压轴力 由表12.2查得，单根带的张紧力 压轴力为 9）带轮的结构设计（略）链传动 1、一单排滚子链传动，链轮齿数z1=21、z2=53、链型号为10A、链长Lp=100节。试求两链轮的分度圆、齿顶圆和齿根圆直径以及传动的中心距。解：由表13.1查得10A链，两链轮的分度圆，齿顶圆，齿根圆直径分别为 中心距 2、设计一往复式压气机上的滚子链传动。已知电动机转速n1=960 r/min，功率P = 3 kW，压气机转速n2=320 r/min，希望中心距不大于650 mm（要求中心距可以调节）。解：1）选择链轮齿数， 假定链速 ，由表13.6取链轮的齿数为 ，大链轮齿数。2）确定链节数 初定中心距，则链节数为，取节3）确定链条节距P 由图1314按小链轮转速估计工作点落在曲线顶点左侧，由表13.3查得工况系数，由表13.4查得小链轮齿数系数为，由图1316查得链长系数，采用单排链，由表13.5查得排数系数为。由式（1314）计算修正后的传递功率为，根据，由图1314选择滚子链型号为08A，节距4）确定实际中心距 中心距减少量 实际中心距取，符合设计要求5）验算速度 ，与原定假设相符6）计算压轴力 工作拉力 ，有中等冲击取 ，压轴力7）润滑方式 由图1315选择油浴飞溅润滑方式8）链轮结构设计 设计结果，滚子链型号08A-1-124/T1234-1997 ，轴 1、已知一传动轴直径d=32mm，转速n=1440 r/min，如果轴上的扭切应力不允许超过50MPa,问此轴能传递多少功率？解： 2、在图示轴的结构图中存在多处错误，请指出错误点，说明出错原因，并加以改正。解：1、轴头无轴肩，外伸零件无法定位2、轴无阶梯，轴承安装困难，加工量大 3、端盖无垫片，无法调整轴向间隙4、套筒高度与轴承内圆高度相同，轴承无法拆卸5、键槽过长，开到端盖内部6、端盖与轴无间隙，无密封材料7、轴颈长度与轴上零件轮毂长度相等，无法使套筒压紧齿轮8、右轴承未定位3、如图所示单级直齿圆柱齿轮减速器，用电机驱动，电动机的功率P=12kW，转速n=1470r/min，齿轮的模数m=4mm，齿数z1=19，z2=72，若支承间跨距l=180mm（齿轮位于中央），轴材料为45号钢调质。试计算减速器输出轴危险截面的直径。 解：1）计算支承反力 圆周力 径向力 合 力 由于对称，支承反力 2）求弯矩，作弯矩图 3）作弯矩图 4）作当量弯矩图 对载荷变化规律不清楚，一般按脉动循环处理，折合系数 5)计算危险截面C的轴径 由表14.145钢调质，硬度217255，由表14.5查得 因C处有键槽，故将直径增大5，取整为。轴承 1、有一滑动轴承，轴转速n =650r/min，轴颈直径d =120mm，轴承上受径向载荷F =5000N，轴瓦宽度B =150mm，试选择轴承材料，并按非液体润滑滑动轴承校核。解：1）、计算压强 2）计算 3）验算滑动速度 由表15.1取轴承材料铸锡青铜2、试说明以下滚动轴承的类型、内径尺寸、精度：6210、7207C/P5、N208、31306、51205。解： （）2、有一深沟球轴承，受径向载荷Fr=8000N，常温下工作，载体平稳，转速n =1440r/min，要求设计寿命Lh =5000h，试计算此轴承所要求的额定动载荷。解：径向基本额定动载荷由表16.6取，由表16.4取，。3、根据设计要求，在某一轴上安装一对7000AC轴承（如图所示），已知两个轴承的径向载荷分别是：Fr1=1000N，Fr2=2060N，外加轴向力Fa=880N，轴颈d=40mm，转速n =5000r/min，常温下运转，有中等冲击，预期寿命Lh=2000小时，试选择轴承型号。解：1）计算轴承得轴向力， 由表16.7查得内部轴力， 故轴有向左移动的趋势 1 “放松” 2 “压紧”， 2）计算轴承1、2的当量动载荷 ， 由表16.6取， 由于只需计算轴承2，取 而轴承7208AC 故选择7208AC轴承联轴器 1、电动机与水泵之间用联轴器联接，已知电动机功率P=11kW,转速n=960r/min，电动机外伸轴端直径d1=42mm，水泵轴的直径为d2=38mm，试选择联轴器类型和型号。解：由表17.1取工况系数 由设计手册，TL6弹性套柱销联轴器， ， 满足要求
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