西华大学机械设计基础习题部分答案

发布时间：2020-03-02 12:58:16 来源：范文大全收藏本文下载本文手机版

第二章

1.解：等效机构运动简图如下：

根据等效图，n7，PL9，PH1。故

（2PlPH）37（291）

2F3n因为自由度数与原动件同数相，所以该机构具有确定的运动。 2.（c）n = 6 ，pl = 7 ，ph = 3

F3n2PlPh362731

3.(a)解：机构的运动简图如下：

根据根据等效图，n4，PL5，PH1。故

（2PlPH）34（251）

1 F3n第三章

1.（a）解：全部瞬心的位置如图所示。

其中 P14 与P24 ，P23 与P13重合。 e.

2.解：由相对瞬心P13的定义可知：

1PO1P13L3PO3P13L

所以31PO1P13/P03P13 方向为逆时针转向，（如图所示）。

3.解：（1）把B点分解为B2和B3两点，运用相对运动原理列出速度与加速度的矢量方程，并分析每个矢量的方向与大小如下：

vB3vB2vB3B2

方向

AB

⊥AB向下

//BC 大小

1lAB

ntkraaaaa B3CB3CB2B3B2B3B2

方向

B→C ⊥BC

B→A ⊥BC向下 ∥BC 大小 32lBC ? 12lAB

23vB3B2 ? （2）标出各顶点的符号，以及各边所代表的速度或加速度及其指向如下：

第四章

3.解：（1）当最大压力角为最小值时，转向合理，所以曲柄逆时针转动时为合理。

（2）如图所示，急位夹角为C1AB1与C2B2A所夹的锐角；机构传动角最小位置（曲柄B点离滑块导轨最远位置，即B′点），并量得γmin≈60°。

（3）如图所示，当机构以滑块为原动件时会出现两个死点位置（曲柄与连杆共线时），即C1AB1及C2B2A两个位置。

4.解：1）因为 a+b=240+600=840

所以有曲柄存在。

2）可以，当以a为机架时，为双曲柄机构；当以c为机架时，为双摇杆机构。 3）要使机构为曲柄摇杆机构，d可能为最长杆或者一般杆，但不能为最短杆。

当d为最长杆时，有:a+d

1.解：（1）r0RrrLOA40102525mm （2）如图所示，位移线图略。（3）如图所示。

第六章

1.解：d1mz1425100

d2mz24100400

da1m(z12ha）4(2521)108

da2m(z22ha）4(10021)408

*df1m(z12hac*）4(25210.25)91

**4(100210.25)391

df2m(z22hac）a

6.7.解：（1）u

(z1z2)m(10025)4250

22Z2402，d1= mz1= 4×20=80 mm Z120FZEZH2KT1(u1)bd1u2189.82.521.5100000(21)=398 MPa 2100802由σH ≤ [σ]H =(2×HBS+70)/1.1 得：HBS≥(1.1×σH-70)/2≈184

∵ 大齿轮的硬度低于小齿轮的硬度

∴ 大齿轮的最小齿面硬度HBS2=184

（2）根据弯曲疲劳强度公式，得大、小齿轮等强度条件式：

[]F1[]F21.1HBS11.1HBS2

YFa1YSa1YFa2YSa2YFa1YSa1YFa2YSa

2代入数据得：

1.1HBS11.1184

2.81.552.41.67

解得： HBS1=199

故

大、小齿轮的最小齿面硬度分别为184 HBS、199 HBS。 8.解：

第九章

1.解：

1、轴肩太高，轴承拆卸不方便；

2、零件不能装拆；

3、轴段稍长了点；

4、联轴器不能轴向定位；

5、键太长。

3.解：

1、缺少垫片；

2、轴肩太高，轴承拆卸不方便；

3、轴段稍长，蜗轮不能定位；

4、轴的直径应比安装轴承段短点，方便轴承安装；

5、键应在同一母线上；

6、轴端挡圈没有作用；

7、联轴器不能轴向定位；

8、动、静件相互接触；

9、套筒不能很好定位，套筒高于轴承内圈。

第十章 1.解：

① 内径为55cm，中系列，圆锥滚子轴承，正常宽度，0级公差，0组游隙 ② 附加轴向力方向如图所示，大小

Fd1Fr1F500N， Fd2r2556N 2Y2Y③ ∵Fd2FaeFd1，故左边轴承被压紧，右边轴承被放松。

∴Fa1Fd2Fae2556N，Fa2Fd2556N。

Fa20.278e，∴X21，Y20 ∵Fr2∵Fa11.42e，∴X10.4，Y11.8 Fr1∴P1fPX1Fr1Y1Fa16385N，P2fPX2Fr2Y2Fa22400N 106C10688000∴Lh60nP60100063854.①求Ⅰ、Ⅱ支承的支反力 Fr1Fd1103104614h Fae3aFreFd2Fr1Fr22a23Fre800N，Fr2Fre1200N 55 派生轴向力：Fd1eFr1544N，Fd2eFr2816N ∵FaeFd11144NFd2816N

∴Ⅰ支承为“放松”端，Ⅱ支承为“压紧”端 Fa1Fd1544N，Fa21144N

∵Fa1F0.68e，a20.95e Fr1Fr2 ∴P1fPX1Fr1Y1Fa1960N，P2fPX2Fr2Y2Fa21785N ②∵P2P1，∴Ⅱ轴承的寿命短。

6L3h21060nCP2106601000598001785626668