机械设计基础复习题.

平面机构结构分析平面机构组成运动简图测绘有确定运动条件自由度计算高副低代组成原理构件运动副虚约束复合铰链局部自由度基本杆组结构分析机架原动件从动件高副低副F=3n-2pl-ph轨迹重合转动副轴线重合移动副导路平行机构级别不起作用的对称部分两构件两点接触且法线重合表示方法Ⅱ级机构Ⅲ级机构原动件数等于自由度数替代条件和方法重点难点（a）复合铰链（b）复合铰链（c）复合铰链（d）不是复合铰链图1-3复合铰链的判定复合铰链局部自由度1.两构件联接前后，联接点的轨迹重合去除虚约束虚约束去除虚约束AB=BC=BD，AC⊥AD（∠CAD=90°）ABCD(a)(c)(b)去除虚约束去除虚约束2、两构件构成多个移动副，且导路平行。3、两构件构成多个转动副，且同轴。去除虚约束去除虚约束4、运动时，两构件上的两点距离始终不变。图1-116、两构件构成高副，两处接触，且法线重合。（a）虚约束存在（b）虚约束不存在（c）虚约束不存在例1计算图所示机构的自由度，如存在复合铰链、局部自由度和虚约束，请指出。9,12,239212121lhnppF1.计算图1-机构所示的自由度，如存在复合铰链、局部自由度和虚约束请指出，并判断机构是否有确定运动。7,8,33728132lhnppF7,9,23729121lhnppFB处为局部自由度，G处是复合铰链。A、B、C处为复合铰链连杆机构在图示的铰链四杆机构中，已知各杆的尺寸为：l1＝28mm、l2＝52mm、l3＝50mm、l4＝72mm。试求：(1)现杆4作机架，该机构是哪种类型？若取杆3为机架时，该机构又是哪种类型？说明判断的根据。(2)图示机构的极位夹角θ、杆3的最大摆角ψ、最小传动角γmin和行程速比系数K。题图2-2（1）由可知，铰链四杆机构各杆长度符合杆长条件；当取杆4为机架时，机构为曲柄摇杆机构；杆3为机架时，机构为双摇杆机构。3241llll（2）作出机构的两个极位，如图所示，并由图中量得：6.186.70（2）作出机构的两个可能出现最小传动角的位置，并由图中量得：7.22min23.16.181806.18180180180000000K齿轮机构121100,20,30,20,88aammzzdmmm'102amm例2.一对标准安装的渐开线标准直齿圆柱齿轮外啮合传动，已知：(1)试计算下列几何尺寸：I、齿轮的模数II、两轮的分度圆直径III、两轮的齿根圆直径IV、两轮的基圆直径V、顶隙(2)若安装中心距增至试问：I、上述各值有无变化，如有应为多少？II、两轮的节圆半径和啮合角、122100242030ammmzz1142080dmzmmmm22430120dmzmmmm11270ffddhmm222110ffddhmm11cos80cos2075.175bddmm22cos120cos20112.763bddmm*0.2541ccmmm'102amm3cmm''100cos20arccos(cos/)arccos()22.888102a'11'40.8cosbrrmm'22'61.2cosbrrmm解(1)几何尺寸计算模数分度圆直径齿根圆直径基圆直径顶隙(2)安装中心距增至则有：(1)求螺旋角122.5cos()(1836)0.99262268nmzza(2)计算几何尺寸2.52.519coscos6.95ntmmmmtantan20tan0.3667coscos6.95nt20.136t**cos1cos6.950.9927atahh**cos0.25cos6.950.2482tcc11112.5191822.6722trmzmm22112.5193645.3422trmzmm*1122.670.99272.51925.17aattrrhmmm*2245.340.99272.51947.84aattrrhmmm**1122.670.99272.5190.24822.51919.544fattttrrhmcmmm**2245.340.99272.5190.24822.51942.2fattttrrhmcmmm11cos22.67cos20.13621.28btrrmm22cos45.34cos20.13645.27btrrmm受力分析直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮圆锥齿轮蜗轮蜗杆方向判定方法实例n1ⅠⅡⅢ1234图示为由圆锥齿轮和斜齿圆柱齿轮组成的传动系统。已知：Ⅰ轴为输入轴，转向如图所示。1.在下图中标出各轮转向。2.为使2、3两轮的轴向力方向相反，确定并在图中标出3、4两轮的螺旋线方向。3.在图中分别标出2、3两轮在啮合点处所受圆周力、轴向力和径向力的方向（3）2、3两轮的各分力方向下图所示。（1）各轴转向如图所示。（2）3轮左旋，4轮右旋。下图为斜齿圆柱齿轮—蜗杆传动，齿轮1由电机驱动。已知蜗轮的轮齿旋向为左旋，其转动方向如图所示。试确定（1）蜗杆3的旋向和转动方向。（2）为使中间轴所受的轴向力最小，求斜齿轮1和斜齿轮2的螺旋方向。（3）分别画出齿轮2和蜗杆3在啮合点的圆周力、轴向力和径向力的方向。（2）斜齿轮1为右旋，齿轮2为左旋（1）左旋，转动方向如图所示轮系复合轮系传动比的计算方法和步骤为：(1)正确地判断轮系类型。两个行星轮系组成一个周转轮系一个行星轮系+一个定轴轮系(2)定轴轮系部分按定轴轮系传动比的方法计算，周转轮系部分按周转轮系的传动比方法计算。定轴轮系传动比计算24112131mnmzzzizzz所有从动齿轮齿数连乘积＝所有主动齿轮齿数连乘积平面定轴轮系输入输出齿轮转向之间的关系可用正负号表示空间定轴轮系首末轮转向之间的关系用画箭头确定，即从已知(或假定)的首轮的转向开始．沿着传动路线，对每对齿轮逐一进行方向判断，直至确定出最后一个齿轮的转向。周转轮系传动比计算HmHmnnHmnimn在转化轮系中由到各从动齿轮的乘积在转化轮系中由到各主动齿轮的乘积,,mnH为代数相加减，因此只适合于轴线互相平行的构件之间的传动比计算。计算时应代入相应的正、负号，计算所得的结果亦为代数值，即同时得出输出构件的角速度的大小和方向。齿数比的正负号取决于转化轮系中，轮的转向是否相同，相同时取正号，相反取负号。(3)建立各基本轮系之间的关联关系式，联同轮系各部分的传动比计算公式联立求解。如图5-12所示轮系中，已知，，，，问：当与转向相同及与转向相反时的的大小及转向。301z402z452z603zmin/3001rnmin/1003rn1n3nHn78.14530604021323113zzzznnnniHHH1/)(131133HHHininn当1和3的转向相同，用同号代入：min/94.171)178.1/(]300)78.1(100[rnHmin/88.43)178.1/()]300()78.1(100[rnH当1和3的转向不同，1用负号代入，3用同号代入：行星架转速方向同1和3行星架转速方向同1已知，试求。1234612,52,76,12,73zzzzzHi1此轮系是复合轮系，它是由6、4、5、H组成的周转轮系和1、2、3组成的定轴轮系组成，分别计算各轮系的传动比：4973466446zznnnniHHH3/19//133113zznni361319nnn241313nnn313/122112zznni497319313311HHnnnn037.558/11HHnni螺栓联接一压力容器的螺栓组连接如下图所示。已知容器的工作压力p=12MPa，容器内径D=78mm，螺栓数目z=6，采用橡胶垫片。试确定预紧力，以及螺栓直径的最小值。已知参数与公式：1）剩余预紧力F”=1.6F，F为工作拉力；2）.[]=230.77MPa。1）求每个螺栓所受的工作拉力F2278129556446DpFz2）按紧密性要求选取剩余预紧力F”F”=1.6F=1.69556=15291N3）求单个螺栓所受的总拉力F0095561624624847FFF4）确定螺栓直径0141.341.32484713.35[]230.77FdM16。图13.28滚动轴承如图所示，一对角接触球轴承反安装（宽边相对安装）。已知：径向力FrI=6750N，FrII=5700N，外部轴向力FA=3000N，方向如图所示，试求两轴承的当量动载荷PI、PII，并判断哪个轴承寿命短些。注：内部轴向力Fs=0.7Fr，e=0.68，X=0.41、Y=0.87。解：（1）先计算轴承1、2的轴向力FaI、FaIIN399057007.07.0N472567507.07.0rIIsIIrIsIFFFF因为N3990N772530004725sIIAsIFFF所以4725sIaIFFN7725AsIIIaFFF（2）计算轴承1、2的当量动载荷68.036.15700772568.07.067504725rIIaIIrIaIFFFF故径向当量动载荷为N75.9057772587.0570041.0N25.6878472587.0675041.0IIIPP因为，PIPII所以轴承II寿命短些。1RF2RFXFSFSFRFARFFARFF2、下图所示为一对角接触球轴承支承的轴系，轴承正安装（面对面），已知两个轴承的径向载荷分别为=2000N，=4000N，轴上作用的轴向外加载荷=1000N,轴承内部附加轴向力的计算为=0.7，当轴承的轴向载荷与径向载荷之比＞e时，X=0.41，Y=0.87，当≤e，X=1，Y=0，e=0.68，载荷系数fp=1.0，试计算：（1）两个轴承的轴向载荷FA1、FA2；（2）两个轴承的当量动载荷P1、P2。1122120.70.7200014000.70.740002800140010002400SRSRSXSFFNFFNFFF1222800100018002800AASFNFFN11111111122222222218000.90.68,0.41,0.872000()20000.410.871800238628000.70.68,0.41,0.874000()40000.410.8728004076ARpRAARFRAFeXYFPfXFYFNFeXYFPfXFYFN解：（1）轴承1为压紧端，轴承2为放松端(2)解：R1=R2=1200N（1）A1=Fa，A2=0。（2）A/C0=0.04，e=0.24,A1/R1=0.6eX1=0.56，Y1=1.8,X2=1,Y2=0P=xR+yA；P1=1968N，P2=1200NP1＞P2轴承1危险（3）36102256060thFfCLhnfP轴结构设计1.轴肩过高，应低于轴承内圈端面高度；2.轴应比轮毂短2~3mm；3.键槽太长，应缩短；4.套筒过高，应低于轴承内圈端面高度；5.应留间隙；6.应设密封；7.应有轴向定位（轴肩）；8.应有周向定位（键）。9.装轴承的轴段太长,轴承右端的轴径应缩小。10.两端的轴承端盖应有调整垫片。1.左边轴承的轴肩过高，应低于轴承内圈端面高度；2.轴应比蜗轮轮毂短2~3mm；3.右边轴承的套筒过高，应低于轴承内圈端面高度；4.联轴器不应与轴承端盖接触,应分开;5.联轴器右端不应加压板,应去掉