1、.一、計算圖所示振動式輸送機的自由度。解：原動構件1繞A軸轉動、通過相互鉸接的運動構件2、3、4帶動滑塊5作往復直線移動。構件2、3和4在C處構成復合鉸鏈。此機構共有5個運動構件、6個轉動副、1個移動副，即5，7，0。則該機構的自由度為 =1二、在圖所示的鉸鏈四桿機構中，設分別以、表示機構中各構件的長度，且設。如果構件為曲柄，則能繞軸相對機架作整周轉動。為此構件能占據與構件拉直共線和重疊共線的兩個位置及。由圖可見，為了使構件能夠轉至位置，顯然各構件的長度關系應滿足 （3-1）為了使構件能夠轉至位置，各構件的長度關系應滿足或 即 （3-2） 或 （3-3）將式(3-1)、(3-2)、(3-3)分

2、別兩兩相加，則得 同理，當設時，亦可得出得分析以上諸式，即可得出鉸鏈四桿機構有曲柄的條件為：（1）連架桿和機架中必有一桿是最短桿。（2）最短桿與最長桿長度之和不大于其他兩桿長度之和。上述兩個條件必須同時滿足，否則機構中便不可能存在曲柄，因而只能是雙搖桿機構。通?？捎靡韵路椒▉砼袆e鉸鏈四桿機構的基本類型：（1）若機構滿足桿長之和條件，則： 以最短桿為機架時，可得雙曲柄機構。 以最短桿的鄰邊為機架時，可得曲柄搖桿機構。 以最短桿的對邊為機架時，可得雙搖桿機構。（2）若機構不滿足桿長之和條件則只能獲得雙搖桿機構。三、 =即= =式中稱為急回機構的行程速度變化系數。四、從動件位移與凸輪轉角之間的關系可

3、用圖表示，它稱為位移曲線(也稱曲線)位移曲線直觀地表示了從動件的位移變化規律，它是凸輪輪廓設計的依據 凸輪與從動件的運動關系五、凸輪等速運動規律從動件等速運動的運動參數表達式為 等速運動規律運動曲線 等速運動位移曲線的修正六、凸輪等加等減速運動規律（拋物線運動規律） 等加等減速運動曲線圖七、凸輪簡諧運動規律（余弦加速度運動規律） 簡諧運動規律 簡諧運動規律運動曲線圖八、壓力角凸輪機構的壓力角法向力可分解為兩個分力壓力角的檢驗九、B型V帶傳動中，已知：主動帶輪基準直徑d1=180mm，從動帶輪基準直徑d2=180mm，兩輪的中心距=630mm，主動帶輪轉速1 450 r/min，能傳遞的最大功率

4、P=10kW。試求：V帶中各應力，并畫出各應力、2、b1、b2及c的分布圖。附：V帶的彈性模量E=130200MPa；V帶的質量q=0.8kg/m；帶與帶輪間的當量摩擦系數fv=0.51；B型帶的截面積A=138mm2；B型帶的高度h=10.5mm。解題要點：V帶傳動在傳遞最大功率時，緊邊拉力F1和松邊拉力F2的關系符合歐拉公式，即F1/F2=。帶速 有效圓周力 V帶中各應力：緊邊拉應力 MPa離心力 N離心拉應力 MPa彎曲應力 MPa最大應力 MPa各應力分布如圖所示。十、設計一銑床電動機與主軸箱之間的V帶傳動。已知電動機額定功率P = 4 kW，轉速nl = 1 440 r/min，從動

5、輪轉速n2 =440 r/min，兩班制工作，兩軸間距離為500 mm。解：序號計算項目計算內容計算結果(1)計算功率PC=KAP=1.24KW由表65確定KAKA=1.2PC=4.8 KW(2)選擇帶型根據 PC=4.8 KW 和n l = 1440 r/min 由圖612選取A型(3)確定帶輪基準直徑由表64確定dd1dd2=idd1(1一e)=查表66取標準值dd1=100mmdd2=355mm(4)驗算帶速因為5 m/s<v<25 m/ s故符合要求(5)驗算帶長初定中心距a0 = 500 mm由表69選取相近的Ld=1800mmLd=1800mm(6)確定中心距a=526

6、mm(7)驗算小帶輪包角故符合要求(8)單根V帶傳遞的額定功率根據dd1和n1，查表67得Po=1.4 KWPo=1.4 KW(9)單根V帶的額定功率增量查表67得P0=0.17 KWP0=0.17 KW(10)確定帶的根數查表68得查表69得取Z=3(11)單根V帶的初拉力查表61得F0=184.8N(12)作用在軸上的力FQ=1076.4N(13)帶輪的結構和尺寸選取小帶輪為實心式，其結構和尺寸由圖614和表62計算確定，畫出小帶輪工作圖，見圖618十一、已知一對標準直齒圓柱齒輪傳動，齒數z1=20，傳動比i=3，模數m=6mm，。試計算兩齒輪的分度圓直徑、齒頂圓直徑、齒根圓直徑、齒距、齒

7、厚及中心距。解：該齒輪傳動為標準直齒圓柱齒輪傳動，按表7-2所列公式計算如下：由得，分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒距 齒厚 中心距 十二、試設計一級直齒圓柱齒輪減速器中的齒輪傳動。已知傳遞功率P1=10kW，主動輪轉速n1=970r/min，傳動比i=4.04，電動機驅動，載荷平穩，單向運轉。解 一般用途的減速器，常采用軟齒面鋼制齒輪。（1）選擇齒輪材料并確定許用應力 根據表7-9，小齒輪采用45鋼調質，齒面硬度取240HBW，大齒輪采用45鋼正火，硬度取190HBW；由圖7-29查得=580MPa，=540MPa；由圖7-30查得=230MPa，=220MPa；由表7-10取SHmi

8、n=1，SFmin=1，則由式（7-19）、（7-20）得 （2）按齒面接觸疲勞強度設計計算 由于是軟齒面閉式齒輪傳動，齒輪的主要參數應按齒面接觸強度確定。 傳遞轉矩T1：T1=載荷系數K：因載荷平穩，齒輪相對于軸承對稱布置，由表7-6取K=1.2 齒寬系數：由表7-7取=1許用接觸應力：=540MPa傳動比i: i=4.04將以上參數代入式（7-16）=（3）確定齒輪參數及主要尺寸1）齒數 取z1=29，則，取z2=117。2）模數 ，取標準值m=2.5mm。3）中心矩 標準中心矩 4）其它主要尺寸分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒寬：，取b2=72mm，取b1=80mm（4）驗算齒根彎曲疲勞強

9、度復合齒形系數YFS：由x=0（標準齒輪）及z1、z2，查圖7-28得YFS1=4.12，YFS2=3.96，則彎曲強度足夠。（5）確定齒輪傳動精度齒輪圓周速度查表7-4、表7-5，確定為9級。（6）齒輪結構設計小齒輪 da1=77.5mm，尺寸較小，采用齒輪軸。大齒輪 da2=297.5mm，采用腹板式齒輪。十三、設計螺旋輸送機傳動裝置中單級減速器的一對標準斜齒圓柱齒輪傳動。已知傳遞功率P1=7kW，主動輪轉速n1=550r/min，i=4，電動機驅動，載荷有輕微沖擊。解：（1）選擇齒輪材料并確定許用應力根據表7-9，大、小齒輪均采用45鋼調質，齒面硬度分別為240HBW、200HBW；由圖

10、7-29、圖7-30查得：、 ；取SHmin=1，SFmin=1。則（2）按齒面接觸疲勞強度設計計算 傳遞轉矩T1：載荷系數K：因載荷有輕微沖擊，齒輪相對于軸承對稱布置，由表7-6取K=1.35齒寬系數：由表7-7取=1.2 許用接觸應力將以上參數代入式 （7-37）（3）確定齒輪參數及主要尺寸1）齒數 取z1=23，z2=iz1=4×23=922）模數 初選螺旋角，則法向模數取標準值mn=2.5mm3）中心距標準中心距 為了便于箱體的加工和測量，取a=150mm，則實際螺旋角在8°25°范圍內，合適。4）其他主要尺寸分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒寬：，取b2=7

11、2mm （4）驗算齒根彎曲疲勞強度當量齒數zv： 復合齒形系數YFS：根據zv1、zv2查圖7-28得YFS1=4.2，YFS2=3.95 彎曲強度足夠。（5）確定齒輪傳動精度齒輪圓周速度 （6）齒輪結構設計 小齒輪da1=65mm，尺寸較小，采用齒輪軸（工作圖略）；大齒輪da2=245mm，采用腹板式齒輪，其結構尺寸由經驗公式確定，設計大齒輪配合處的軸徑d=60mm十四、如圖中，已知960，轉向如圖，各齒輪的齒數分別為20，60，45，90，30，24，25。試求齒輪5的轉速，并在圖上注明其轉向。解：由圖可知該輪系為軸線平行定軸輪系，故可根據式（9-2）計算得（1）35因此有 192因傳動比

12、為負號，所以齒輪5的轉向與齒輪1的轉向相反十五、圖所示為一個大傳動比的減速器，已知各輪齒數為100，101，100，99。求原動件對從動件1的傳動比。解：由式(9-3)得，轉化輪系的傳動比為：（1）2故10000十六、如圖所示輪系中，已知各輪齒數分別為， ，。求傳動比。解：（1）先找出輪系中的行星輪4，行星架，太陽輪3，5，組成了行星輪系，即345部分，余下的部分l223為定軸輪系。 （2）定軸輪系1223分，其傳動比為： （a）（3）行星輪系345部分，其傳動比為：因為 輪5固定不動，即0故 即1 （1） （b）將（b）式代入（a）式，得（1）（）（1）（）十七、某軸上有一對型號為6310的

13、深溝球軸承，該軸承轉速n=900r/min，已知軸承承受的軸向載荷Fa=2600N，徑向載荷Fr=5500N，有輕微振動，工作溫度小于100，求該軸承的工作壽命。解 ：（1）確定Cr值 查有關手冊得6310軸承的Cr=61.8kN，Cor=38kN。（2）計算當量動載荷Pr確定e值 根據表11-4計算Fa/ Cor=2600/38000=0.068；用插值法求得e=0.269。判別Fa/Fr與e值大小Fa/Fr=2600/55000.47>e 根據公式，且由表11-4查得系數X=0.56、Y=1.64 求當量動載荷Pr Pr=X FrYFa=0.56×55001.64×2600=7344N （3）計算軸承壽命 由表11-5，按溫度小于100可知=1；查表1