機(jī)械工程基礎(chǔ)習(xí)題答案

機(jī)械工程基礎(chǔ)習(xí)題解PAGE131.3a1.3b1.3e1.3h1.6解1.9解BC為二力構(gòu)件，AB受有一主動力偶作用，故只能由力偶來平衡，故二者的受力圖為由力偶平衡條件由作用和反作用定律，由二力平衡條件1.10解JKD為二力構(gòu)件，其余構(gòu)件均為三力構(gòu)件，受力圖為1．對于構(gòu)件AEG有所以，所以（與圖中所標(biāo)方向相反）2．對于構(gòu)件BGI所受三力組成的力三角形為封閉的直角三角形，所以有3．對于構(gòu)件CIJ有所以所以表示與圖中所標(biāo)方向相反。4．對于構(gòu)件JKD1.11解桿1、2、3均為二力桿，為求三桿受力取系統(tǒng)為研究對象，受力如下圖，并以C點(diǎn)為原點(diǎn)建立如圖d所示的坐標(biāo)系。在圖(d)中有：∴∴∴1.13解受力分析如圖所示1.15解受力分析如圖所示以O(shè)A桿為研究對象，由力偶平衡條件可得∴以BAC桿為研究對象，以B點(diǎn)為原點(diǎn)建立如圖所示的坐標(biāo)系，則∴(與Y軸夾角)1.17解受力分析如圖所示，建立以GH中點(diǎn)為原點(diǎn)，GH為y軸的坐標(biāo)系?！唷?.18解受力分析如圖所示，分別以C、D兩點(diǎn)為原點(diǎn)建立坐標(biāo)系。聯(lián)立上述方程，解得1.19解由于y軸方向不受力，則受力圖如下。力矩平衡,平面力系的平衡!2.1解1.求軸力N=F=390kN=390×103N2.求變形量2.2解各桿的軸力如圖。2.3解（1）各段柱截面上的應(yīng)力（2）柱的總變形2.4解以橫梁AB為研究對象，其受力分析如圖所示?！喙输摻z繩BC的拉力因?yàn)?，而，∴?.6解木拉桿接頭在長為l，距離為a的水平面可能被剪斷。在接頭接觸處的鉛垂面可能發(fā)生擠壓破壞。根據(jù)剪切強(qiáng)度條件，有所以根據(jù)擠壓強(qiáng)度條件，有所以所以接頭處所需的最小尺寸為，。2.8解對于每一截面有對于圖a∴∴∴對于圖b∴∴∴2.9解根據(jù)已知可得，軸的轉(zhuǎn)向與主動輪的轉(zhuǎn)向一致。由公式可得（1）其扭矩圖如圖（a）所示。（2）其扭矩圖如圖（b）所示。顯然，對軸的受力有利，其最大扭矩值降低了。2.12解兩段軸所承受的扭矩為對于左端空心軸對于右端實(shí)心軸所以左端空心軸的強(qiáng)度是安全的，而右端實(shí)心軸的強(qiáng)度是不安全的。2.13解①求約束反力，木梁的受力分析如圖所示。∴②作彎矩圖在AB段∴()在BC段∴()由圖知，截面B為危險截面其彎矩值③由梁彎曲的強(qiáng)度條件式可得而所以取d=145mm2.14解梁的受力分析如圖①計算約束反力∴②作彎矩圖在AC段∴（）在CB段∴（）在BD段∴（）由圖知，最大彎矩發(fā)生在截面D和B，。③確定危險點(diǎn)并進(jìn)行校核對于截面D，其上彎矩為正值，截面的應(yīng)力分布如圖所示，最大應(yīng)力為：，對于截面B，其上彎矩為負(fù)值，截面的應(yīng)力分布如圖所示，最大應(yīng)力為，比較以上結(jié)果得梁的最大拉、壓應(yīng)力為故該梁的強(qiáng)度是不安全的。2.16解1.由于絞車軸在水平方向沒有主動力，則該方向沒有約束反力，則絞車軸的計算簡圖如圖a。2．計算約束反力∴3．作彎矩圖和扭矩圖在AC段∴（）在CB段∴（）如圖b、c，由圖可知，危險截面在軸的中點(diǎn)。計算該截面的彎矩M和扭矩為：4．確定最大許可載荷≤=80×106∴若則∴最大許可載荷為P=803N或788N。2.17解（1）計算約束反力與轉(zhuǎn)矩。由于圓軸的y軸方向沒有主動力，則該方向沒有約束反力，圓軸的計算簡圖如圖b，皮帶輪上的受力平移到中心D處?！唷唷啵?）畫出彎矩圖、扭矩圖，如圖c、d。判斷危險截面在軸的B點(diǎn)。計算出該截面的彎矩M和扭矩T：，。（3）根據(jù)強(qiáng)度條件式而，所以若取，則取圓軸的最小直徑：d=41mm。3.1解求扭矩∴3.3解求扭矩而極慣性矩∴該軸的剛度足夠。3.5解慣性矩I=0.05D4由表3.1的第⑨項(xiàng)可知若取慣性矩4.1解4.2解（1）有四處復(fù)合鉸鏈B、C、D、E（2）有一局部自由度G（3）有一處復(fù)合鉸鏈C（4）存在虛約束：鉸鏈G至P及相關(guān)構(gòu)件，有一處復(fù)合鉸鏈C4.3解該沖床中n=3,,顯然，該沖床不能運(yùn)動。其原因在于C處的鉸鏈的運(yùn)動不能達(dá)到要求，是因?yàn)闃?gòu)件4作直線運(yùn)動，而構(gòu)件3作回轉(zhuǎn)運(yùn)動?？紤]到構(gòu)件4的運(yùn)動不能改變，可改變構(gòu)件3的運(yùn)動使其在鉸鏈C處的運(yùn)動為直線運(yùn)動，為此可再引入一個活動構(gòu)件6和一個回轉(zhuǎn)副，其運(yùn)動簡圖如下圖。改進(jìn)后，機(jī)構(gòu)的自由度和原動件數(shù)相等，所以有確定的相對運(yùn)動。5.1解（1）由已知條件可知，構(gòu)件1為最短構(gòu)件，構(gòu)件2為最長構(gòu)件∴與最短構(gòu)件聯(lián)接的鉸鏈A、B是整轉(zhuǎn)副。（2）要得到曲柄搖桿機(jī)構(gòu)，以最短桿為連架桿。要得到雙曲柄機(jī)構(gòu)，以最短桿為機(jī)架。要得到雙搖桿機(jī)構(gòu)，以最短桿為連桿。5.2解要得到曲柄機(jī)構(gòu)搖桿機(jī)構(gòu)，則最短構(gòu)件為連架桿。所以構(gòu)件1為最短構(gòu)件。若構(gòu)件3最長，則有∴若構(gòu)件4最長，則有∴所以6.1、6.2解如下圖6.3解如下圖7.1解∵（22+2×1）m=120∴m=5mm∴d=mz=5×22=110mm7.2解∵當(dāng)即∴∴當(dāng)即∴∴7.3解（1）∵∴不屬于標(biāo)準(zhǔn)安裝。（2）∴（3）與分度圓的半徑不一樣大。7.5解∵∴7.6解中心距對于斜齒輪初選螺旋角β=18O則取實(shí)際傳動比相對誤差小于4%。實(shí)際螺旋角∴7.7解普通圓柱蝸桿傳動的正確嚙合條件是：（1）在主平面內(nèi)，蝸桿的軸向模數(shù)等于蝸輪的端面模數(shù)，且模數(shù)m符合標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列。即mn1=mt2=m。（2）在主平面內(nèi)，蝸桿的軸向壓力角應(yīng)等于蝸輪的端面壓力角，且為標(biāo)準(zhǔn)壓力角。即。（3）蝸桿的分度圓導(dǎo)程角γ應(yīng)等于蝸輪的螺旋角β，且旋向一致，即γ=β。7.9解7.10解分度圓錐角，分度圓直徑，錐距R及齒寬b設(shè)計時，齒寬b宜取=42.2mm，=50mm，取b=40mm。傳動比7.11解∵該輪系為標(biāo)準(zhǔn)安裝，且齒輪1與齒輪3同軸線，∴即∴7.12解齒輪1至3為定軸輪系∴∴而，齒輪3＇、4、5和轉(zhuǎn)臂6組成行星輪系∴即轉(zhuǎn)臂6的轉(zhuǎn)向與齒輪1的轉(zhuǎn)向相反。7.14解1.閉式齒輪傳動的主要失效形式是齒面點(diǎn)蝕和齒根彎曲疲勞折斷。開式齒輪傳動的主要失效形式為齒面磨損和輪齒的彎曲疲勞折斷，不會發(fā)生點(diǎn)蝕。2．開式齒輪傳動一般選擇耐磨材料，閉式齒輪傳動中，軟面齒應(yīng)選擇外硬內(nèi)韌的材料。3．閉式齒輪以齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度作為其承載能力的計算依據(jù)。開式齒輪傳動則按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算，并在計算中適當(dāng)減低許用應(yīng)力以考慮磨損的影響。7.15解(1)∴∴(2)應(yīng)轉(zhuǎn)動Ⅰ軸，因減速器從Ⅰ軸至Ⅲ軸的傳動過程中，實(shí)現(xiàn)“減速增矩”，所以Ⅰ軸的轉(zhuǎn)矩最小。（3）受力圖如圖所示7.13解若一對齒輪的傳動比和中心距保持不變，僅改變其齒數(shù)，這對齒輪的接觸強(qiáng)度不變，而彎曲強(qiáng)度將會受到影響。因?yàn)楦鶕?jù)計算最大接觸應(yīng)力的計算公式，顯然與齒數(shù)有關(guān)的參數(shù)就是u，而u是齒數(shù)比=傳動比，不改變，所以其接觸強(qiáng)度不會改變。根據(jù)計算齒輪最大彎曲應(yīng)力的公式，顯然影響其強(qiáng)度最主要的參數(shù)是模數(shù)，若齒數(shù)增大，模數(shù)會減小得更大，而YF變化不大，綜合考慮，增大齒數(shù)會增大最大彎曲應(yīng)力，所以彎曲強(qiáng)度會降低。7.16解1.根據(jù)齒輪材料確定許用應(yīng)力小齒輪45鋼調(diào)質(zhì)、大齒輪45鋼正火，由表7.7可得：取小齒輪齒面硬度HB=230，大齒輪HB=200。由圖7.42和圖7.43，查得齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力和彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為，；，查表7.8，取SH=1.0、SF=1.3，則許用應(yīng)力為，；，由于大、小齒輪的接觸強(qiáng)度相同，則：計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩查表7.9，取載荷系數(shù)K=1.2，則所以大、小齒輪的接觸強(qiáng)度足夠。驗(yàn)算齒根的彎曲應(yīng)力根據(jù)齒數(shù)由表7.11查得，，則所以大、小齒輪的彎曲強(qiáng)度足夠。7.17解（1）與的旋向相同，即同為左旋或右旋。（2）要使，則而∴而∴7.18解1.計算許用應(yīng)力①查表7.7小齒輪40Cr，取HB=260大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)，取HB=230②查表7.8取SH=1.0，SF=1.3③查圖7.42（b）查圖7.43（b）④2.按接觸強(qiáng)度確定轉(zhuǎn)矩T1查表7.9K=1.4∵∴∴∴3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度確定T1查表7.11，∴大齒輪強(qiáng)度較弱，按大齒輪的許用應(yīng)力計算?！唷唷?.確定功率Pmax由以上計算可知而∴8.2解（1）螺桿與滑板均為右旋，其位移螺桿s1水平向右，滑板s2水平向左?！嗷逡苿拥木嚯xL=s1-s2=P1-P2=1-0.75=0.25mm與s1同向即水平向右。（2）螺桿為左旋，滑板為右旋，則兩者的位移s1、s2均水平向左?！嗷逡苿拥木嚯xL=s1+s2=P1+P2=1+0.75=1.75mm水平向左。8.4答：1.由于帶具有彈性，在傳動中又有拉力差，摩擦力使帶在松、緊兩邊發(fā)生不同性質(zhì)的拉伸變形，引起與輪面的相對滑動。2.彈性滑動是局部帶在局部輪面上發(fā)生的相對滑動，打滑則是整個帶在整個輪面上發(fā)生的相對滑動。3.打滑使帶傳動不能正常工作，應(yīng)避免，也可以避免。彈性滑動則可以正常工作，是不可避免的。8.8解8.9答：對于常見的外嚙合齒式棘輪機(jī)構(gòu)，它主要由棘輪、主動棘爪、止回棘爪和機(jī)架組成。在棘輪機(jī)構(gòu)中，一般情況下棘爪為原動件，當(dāng)主動搖桿逆時針擺動時，搖桿上鉸接的主動棘爪插入棘輪的齒內(nèi)，推動棘輪作同向轉(zhuǎn)動一定角度。當(dāng)主動搖桿順時針擺動時，止回棘爪阻止棘輪反向轉(zhuǎn)動，此時主動棘爪在棘輪的齒背上輕輕滑回原位，棘輪靜止不動。為保證棘爪工作可靠，常利用彈簧使棘爪緊壓齒面。運(yùn)動特點(diǎn)：主動件一般作往復(fù)擺動，從動棘輪作單向間歇運(yùn)動。8.11解∵n1=60r/min=1r/s∴撥盤運(yùn)轉(zhuǎn)一周的時間t1=1/n1=1s而∴8.12答：不完全齒輪機(jī)構(gòu)的主動輪是只有一個或幾個齒的不完全齒輪，從動輪由正常齒和帶鎖止弧的厚齒彼此相間地組成。當(dāng)主動輪有齒部分作用時，從動輪就轉(zhuǎn)動；當(dāng)主動輪的無齒圓弧部分作用時，從動輪停止不動。為了防止從動輪在停歇期間游動，兩輪輪緣上均裝有鎖止弧。運(yùn)動特點(diǎn)：一般主動輪作連續(xù)回轉(zhuǎn)運(yùn)動，從動齒輪作時轉(zhuǎn)時停的間歇運(yùn)動。9.2解該螺栓聯(lián)接為受橫向載荷的緊螺栓聯(lián)接，所以應(yīng)滿足的條件為：而，查表知M20的螺栓的小徑d1=17.294mm，取K=1.2∴∴∴允許傳遞的載荷R=18.1kN9.3解1.載荷分析與螺釘材料該螺釘聯(lián)接類似于不控制預(yù)緊力的受軸向力的緊螺栓聯(lián)接，查表9.7，螺釘材料Q235的屈服極限2.每個螺釘?shù)妮S向載荷螺釘?shù)墓ぷ鬏d荷F=Q/4=10/4=2.5kN，剩余預(yù)緊力為螺釘所受的總拉力為3.螺釘直徑由于螺釘?shù)妮S向總拉力不大，按照經(jīng)驗(yàn)初選螺釘為M10。①根據(jù)碳鋼螺釘直徑d＝10mm，按照裝配時不控制預(yù)緊力，從表9.8?。郐遥荩?.3σS＝0.3×240＝72MPa②計算螺釘直徑原來估計的M10（d1=8.376mm）稍偏小。③再估計螺釘為M12，按照裝配時不控制預(yù)緊力，從表9.8?。郐遥荩?.3σS＝0.3×240＝72MPa選M12，其d1=10.106mm，與估計值相符，計算有效。9.4解1.選取平鍵尺寸選擇平鍵為B型普通平鍵，根據(jù)軸的直徑d＝85mm，查附表9.8知平鍵的斷面尺寸：寬度b＝22mm，高度h＝14mm；當(dāng)軸轂尺寸B＝150mm，取鍵長L＝140mm。2.校核鍵的聯(lián)接強(qiáng)度B型普通平鍵的工作長度。由平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件按載荷性質(zhì)及輪轂材料，查表9.11得許用擠壓應(yīng)力為?！?，故可知鍵聯(lián)接強(qiáng)度不足。3.改進(jìn)措施采用按布置的兩個平鍵，考慮到載荷分配不均，按1.5個鍵計算。此時，工作應(yīng)力，這樣就滿足了聯(lián)接強(qiáng)度。9.7答：第（3）種情況主動軸可以帶動從動軸，因?yàn)槎ㄏ螂x合器的工作原理:外環(huán)按逆時針轉(zhuǎn)動→滾柱滾動→(楔緊)→內(nèi)環(huán)轉(zhuǎn)動(結(jié)合)，外環(huán)順時針轉(zhuǎn),滾柱不“楔緊”→分離。而第（1）、（2）兩種情況都會使?jié)L柱不“楔緊”，使內(nèi)外環(huán)分離。第（3）種情況就相當(dāng)于外環(huán)按相對于內(nèi)環(huán)逆時針轉(zhuǎn)動，這時滾柱滾動楔緊，使內(nèi)環(huán)一起轉(zhuǎn)動。10.1答：彈簧的主要功能是緩沖吸振，控制運(yùn)動，儲存和釋放能量，有時也用于測力裝置。如車輛中的緩沖彈簧用來緩沖吸振，內(nèi)燃機(jī)中的閥門彈簧用來控制運(yùn)動，鐘表和儀表中的發(fā)條和游絲（盤形彈簧）用來儲存和釋放能量，彈簧秤，測力器中的彈簧則作為測力裝置。10.3答：彈簧指數(shù)是指彈簧中徑與簧絲直徑的比值，即。彈簧指數(shù)C對剛度的影響頗大。C值若取得過小，則彈簧絲彎曲變形過大，易產(chǎn)生微裂紋，且增大截面內(nèi)側(cè)的剪應(yīng)力；C值過大會使彈簧太軟，不便應(yīng)用。C值的范圍為4～16，C值的常用范圍為5～8。10.4解：1.計算彈簧指數(shù)2.計算曲度系數(shù)3.簧絲許用應(yīng)力查表10.3B級碳素彈簧鋼絲σb=1320N/mm2查表10.2Ⅱ類載荷，取[τ]=0.4σb=528N/mm24.最大工作載荷Pn∴5.最大變形量查表10.2G=79×103N/mm2∴11.1解初步估算軸的材料為45鋼正火，查表11.3得：C=118～107=（118～107）考慮到軸上有鍵槽，軸徑加大，，取。11.7解1.軸上齒輪的受力輸入轉(zhuǎn)矩圓周力徑向力2．求水平面彎矩支點(diǎn)反力∴水平彎矩：，水平彎矩圖如圖（a）所示。3.求垂直面彎矩支點(diǎn)反力垂直彎矩：垂直彎矩圖如圖（b）所示。4.求合成彎矩合成彎矩圖如圖（c）所示。5.求轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩按脈動性質(zhì)考慮，取折合系數(shù)，∴轉(zhuǎn)矩圖如圖（d）所示。6.求當(dāng)量彎矩當(dāng)量彎矩圖如圖（e）所示。7.校核強(qiáng)度危險截面C由于軸截面有單鍵槽則d=42×（1-3%）=40.74mm查表12.2可得：45號鋼正火抗拉強(qiáng)度極限；再查表12.4可得：所以，可知軸強(qiáng)度足夠。11.4解6241：6-深溝球軸承，2-直徑系列為輕系列，41-內(nèi)徑為205mm。6410：6-深溝球軸承，4-重系列，10-內(nèi)徑為50mm。30207：3-圓錐滾子軸承，0-寬度