5机械设计学习
机械设计基础第5章
5.4 螺 旋 机 构
5.4.1 螺纹的参数、类型和应用 1.螺旋线、螺纹的形成 在直径为d2的圆柱面上，绕一底边长为πd2的 直角三角形，底边与圆柱体的底面重合，则斜边 在圆柱表面上将形成一条螺旋线，如图5.18（a） 所示。取一平面图形(如图5.18（b）所示)，使其 一边与圆柱体的母线贴合，并沿螺旋线移动，移 动时保持此平面图形始终通过圆柱体的轴线，此 平面图形在空间形成的轨迹构成螺纹。
按从动件的间歇运动方式分类，它又有以下 几种形式。 (1) 单向间歇转动如图5.1、图5.2所示，从动 件均作单向间歇转动。 （2) 单向间歇移动如图5.3所示，当主动件1 往复摆动时，棘爪2推动棘齿条3作单向间 歇移动。 （3) 双动式棘轮机构如图5.4所示，主动摇杆 1上装有主动棘爪2和2′，摇杆1绕O1轴来回 摆动都能使棘轮3沿同一方向间歇转动，摇 杆往复摆动一次，棘轮间歇转动两次。
2. 棘轮机构的类型 根据工作原理，棘轮机构可分为齿式棘 轮机构和摩擦式棘轮机构两大类。 1) 齿式棘轮机构 齿式棘轮机构的工作原理为啮合原理。 按啮合方式分类，它有外啮合(如图5.1所示) 和内啮合(如图5.2所示)两种型式。内啮合棘 轮机构由轴1、驱动棘爪2与止回棘爪4、棘 轮3以及弹簧5组成。
2) 摩擦式棘轮机构 摩擦式棘轮机构的工作原理为摩擦原理。在 图5.6所示的机构中，当摇杆往复摆动时， 主动棘爪2靠摩擦力驱动棘轮3作逆时针单 向间歇转动，止回棘爪4靠摩擦力阻止棘轮 反转。由于棘轮的廓面是光滑的，所以又 称为无棘齿棘轮机构。该类机构棘轮的转 角可以无级调节，噪声小，但棘爪与棘轮 的接触面间容易发生相对滑动，故运动的 可靠性和准确性较差。
1. 间歇式送进 图5.8所示为浇注流水线的送进装置，棘轮与带轮固连 在同一根轴上，当活塞1在汽缸内往复移动时，输送带2间 歇移动，输送带静止时进行自动浇注。 2. 超越运动 图5.9所示为自行车后轴上的内啮合棘轮机构，飞轮1 即是内齿棘轮，它用滚动轴承支承在后轮轮毂2上，两者 可相对转动。轮毂2上铰接着两个棘爪4，棘爪用弹簧丝压 在棘轮的内齿上。当链轮比后轮转的快时(顺时针)，棘轮 通过棘爪带动后轮同步转动，即脚蹬得快，后轮就转得快。 当链轮比后轮转的慢时，如自行车下坡或脚不蹬时，后轮 由于惯性仍按原转向转动，此时，棘爪4将沿棘轮齿背滑 过，后轮与飞轮脱开，从而实现了从动件转速超越主动件 转速的作用。按此原理工作的离合器称为超越离合器。
机械设计习题五
一、填空题1．渐开线圆柱齿轮圆上的压力角最大，圆上的压力角最小，圆上的压力角为标准值。
2．渐开线齿廓上任一点的压力角是指，渐开线齿廓上任意一点的法线与相切。
3．一对渐开线直齿圆柱齿轮正确啮合的条件是相等，亦即两齿轮的和相等。
4.一对渐开线斜齿圆柱齿轮正确啮合的条件是、、 .5.一斜齿轮法面模数Mn=3mm,分度圆螺旋角β=15°,其端面模数Mt= .6.用标准齿条型刀具加工标准齿轮时，其刀具的线与轮坯圆之间作纯滚动。
7.斜齿圆柱的参数分为和，其中参数为标准值，齿廓形状为标准渐开线。
8直齿锥齿轮的参数为和，其中参数为标准。
9.理论上，一对相互啮合齿轮的齿面接触应力大小应。
10.材料相同、热处理工艺相同、齿宽相同的一对相互啮合的齿轮，小齿轮的齿根弯曲强度大齿轮的齿根弯曲强度。
11.在斜齿轮的齿数、模数一定时，斜齿圆柱齿轮的螺旋角越大，其轴向力越，分度圆越。
12.一对渐开线直齿圆柱齿轮（α=20°，ha*=1）啮合时，当安装时的实际中心距大于标准中心距时，啮合角度变;重合度；传动比。
13.用齿条型刀具加工αn=20°，ha*=1,β=15°的斜齿圆柱齿轮时不切根的最少齿数是。
二、选择题1.属于平面齿轮机构的是。
A直齿圆柱齿轮机构 B锥齿轮机构C平行轴斜齿圆柱齿轮机构2.渐开线圆柱齿轮的基圆大小与其齿根圆大小必然是关系。
A等于 B大于 C小于 D给出齿数后才能确定3.当安装中心距大于理论中心距时，渐开线圆柱齿轮的节圆直径分度圆直径。
A等于 B大于 C小于4.为保证齿轮的连续传动，渐开线的实际啮合线理论啮合线。
A等于 B大于 C大于等于 D小于等于一对相啮合传动的渐开线齿轮，起压力角为，啮合角为。
A基圆上的压力角 B节圆上的压力角C分度圆上的压力角 D齿顶圆上的压力角6.一般参数的闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是。
A齿面胶合 B齿面磨力粒磨损 C轮齿折断 D齿面点蚀7．材料为20Cr的齿轮要达到的硬齿面，常用的热处理方法是。
第五版机械设计课后答案解析[完整版]
![第五版机械设计课后答案解析[完整版]](https://img.taocdn.com/s3/m/3e38b736fad6195f312ba6fc.png)
-62.577
-65.797
0
-83.333
-83.333
-83.333
-83.333
总转角
240°
255°
270°
285°
300°
315°
330°
345°
位移 (mm)
15
8.438
3.75
0.938
0
0
0
0
速度 (mm/s)
-100
-75
-50
-25
0
0
0
0
加速度（ mm/s 2 ）
计算可得：
或：
代入公式（ 2-3 ）′，可知
题 2-6解：因为本题属于设计题，只要步骤正确，答案不唯一。这里给出基本的作图步骤，不
给出具体数值答案。作图步骤如下（见图 2.18 ）：
（ 1 ）求 ， ；并确定比例尺 。
（ 2 ）作 ， 。（即摇杆的两极限位置）
（ 3 ）以 为底作直角三角形 ， ， 。
总转角
0°
15°
30°
45°
60°
75°
90°
105°
位移 (mm)
0
0.734
2.865
6.183
10.365
15
19.635
23.817
速度 (mm/s)
0
19.416
36.931
50.832
59.757
62.832
59.757
50.832
加速度（ mm/s 2 ）
65.797
62.577
53.231
机械设计课后习题答案
1-1至1-4解机构运动简图如下图所示。
机械设计基础第5版杨可桢
工作原理：移动滑环，
设计：潘存云
通过杠杆作用，压紧
或放松磨擦片，来实
现两轴的结合与分离。
天津工业大学专用
作者： 潘存云教授
摩擦片材料：淬火钢片、压制石棉片。 摩擦片数量z↑传递扭矩T ↑
但z过大将使各层间压力不均匀，一般取: z=12~15
摩擦扭矩: 表面压强:
Tmax= z Fa f Rf
=
z
Fa
瓦块制动器已经规范ຫໍສະໝຸດ ，可根据所需的制动力矩选型。二、带式制动器
绞制孔螺栓
普通螺栓
对中榫
设计：潘存云
设计：潘存云
普通凸缘联轴器
天津工业大学专用
作者： 潘存云教授
制造与安装要求：半联轴器的凸缘端面应与轴线垂直， 安装时应使两轴精确对中。
材料：一般用铸铁、当重载或 V≥30 m/s时，用铸 钢或锻钢 。
特点：结构简单、使用方便、传递扭矩较大，但不能 缓冲减振 。
应用：用于载荷较平稳的两轴联接 。 90˚
设计：潘存云
轮一起旋转。
当外环反向转动时，则带动滚 柱克服弹簧力而滚到楔形空间 的宽敞位置，离合器处于分离 状态。
天津工业大学专用
作者： 潘存云教授
二、楔块式定向离合器
结构：由内环、外环、楔块、支撑环、拉簧等零件组成。 工作原理： 内外环工作面都为圆形，整圈拉簧压着楔块始终与内 环接触，并力图使楔块绕自身作逆时钟方向偏摆。当 外环顺时钟方向旋转时，楔块克服弹簧力而作顺时钟 方向摆动，从而在内外环间越楔越紧，离合器处于结 合状态。反向时斜块松开而成分离状态。
中碳合金钢：40Cr 、 45MnB。 表面淬火后牙面硬度：48~58 HRC;
天津工业大学专用
作者： 潘存云教授
UGNX120机械产品设计实例教程项目5机械产品设计进阶—“自上而下”的减速箱设计
UGNX120机械产品设计实例教程项目5机械产品设计进阶—“自上而下”的减速箱设计随着机械工业的发展，减速箱的应用越来越广泛。
为了能够提高减速箱的设计效率和准确性，UGNX在机械产品设计方面提供了许多实用的工具和功能。
本篇教程将介绍如何使用UGNX12.0进行“自上而下”的减速箱设计。
在设计减速箱之前，我们需要先明确设计的目标和需求。
首先，我们需要确定减速箱的传动比和额定功率。
然后，根据传动比和额定功率，选择适当的减速比和功率所需的输入和输出轴的直径。
接下来，我们需要确定减速箱的结构和布局。
在UGNX中，可以使用装配工程师模块来设计减速箱。
首先，我们需要创建一个新的装配环境，然后将所有的零部件导入到装配环境中。
在导入零部件之前，我们需要先创建一个新的件号和PRT文件，以便将减速箱的零部件组织起来。
我们可以使用名称命名约定来命名零部件，并使用约束来定义零部件之间的关系。
一旦所有的零部件都导入到装配环境中，我们可以开始定义零部件之间的关系。
使用UGNX提供的各种约束，如位置约束、方向约束、旋转约束等。
通过定义这些约束，我们可以模拟出减速箱内部的运动和力学特性。
接下来，我们可以在装配环境中创建零部件之间的运动和跟随关系。
通过创建运动连接和曲线连接，可以将零部件之间的动态关系模拟出来。
这样，在进行减速箱设计时，我们可以更好地预测和控制零部件之间的运动和相互作用。
在完成零部件之间的关系和连接之后，我们可以进一步优化减速箱的设计。
通过使用UGNX提供的分析工具，如运动分析、强度分析和优化分析等，我们可以对减速箱的设计进行全面分析和评估。
这样，我们可以在设计过程中不断改进和优化减速箱的性能和可靠性。
最后，在完成减速箱的设计和优化之后，我们可以使用UGNX提供的虚拟制造和检验工具对减速箱进行模拟制造和检验。
通过使用虚拟制造和检验工具，我们可以在实际制造和检验之前，对减速箱的装配和性能进行全面的评估和验证。
这样，在实际生产中，我们可以更好地控制和改进减速箱的质量和性能。
《机械设计基础》第5章 轮系
3’ Z4 × 2’ × Z1 Z1 Z2’ Z3’ nn =n1 ( -) ) ） = 21( - Z （ 2 Z (- Z ）2× × Z 3 2 4 4 Z3 3 n2’ （代入） i2’3= n = Z 5 （代入） 5 n3 4 Z2’ Z4 n5 =n4 (i45= n = ） Z1 Z Z2’ Z4 5 Z2’ ( - Z （5 Z ） ) n3 =n2’ Z ） = n1 （ Z1 Z2’ Z23’ 3 Z4 (） n5 = n1 ( - Z3 （ Z ） ) (） Z4 Z5 2 3
H 1 3
再代入公式计算
混合轮系及其传动比
混合轮系: =定轴轮系+周转轮系
H
求解思路: 1 区分轮系 (定轴,周转) 2 分别求传动比 3 联立求解
周转轮系 定轴轮系
(差动)
2 1
3 2’ 4
5
3’
3 已知： 例,联立求解 Z1=24, Z2=52, n5= nH Z2’=21, Z3=78, Z3’=18,
V=
60×1000
(m/s)
ω1 ω2
ω1
Fa1
v2 ω2
（左右手法则）
1 2 3 2’ 4
解1： 求：1 欲使猴子上升，
D 2 因猴子有心脏病， 例：图示电梯， 试确定电机轴 D 3’ 要求：V≤0.1m/s。 已知： 的转向；V 试校核安全性 4 Z1=16 , Z2=32 , V4 ω （D=600mm);倘若 Z2’=20, Z3=40 , 不安全，从机构运 Z3’= 2 , Zω=40 , 4 3’ 动角度出发，可采 n1 =800 rpm 取哪些措施。
轮系的分类：
——分类的方法是按照轮系传动时各 轮轴心线的位置是否运动进行分类的。
机械设计基础第五章
3.余弦加速度运动规律
从动件加速度按余弦规律变 化的运动规律。 在推程始末点处仍存在“软 冲”，因此只适用于中、低速。 但若从动件作无停歇的升— 降—升型连续运动，则加速度曲 线为光滑连续的余弦曲线，消除 了“软冲”，故可用于高速。
4、正弦加速度运动规律
从动件加速度按正 弦规律变化的运动规律。 运动特征：没有冲击， 故可用于高速。
3.按锁合方式分
（1）力锁合凸轮机构 依靠重力、弹簧力或其他外力来 保证锁合，如内燃机配气凸轮机构。
（2）形锁合凸轮机构 依靠凸轮和从动件几何形状来锁合。
4.按从动件相对机架的运动方式分
（1）移动从动件凸轮机构 按其从动件导路是否通过凸 轮回转中心分为对心移动从动件和偏置移动从动件凸轮 机构。 （2）摆动从动件凸轮机构
移动从动件
摆动从动件
二、常用的从动件运动规律
（一）平面凸轮机构的基本尺寸及运动参数
一对心直动尖顶从动件盘 形凸轮机构，凸轮上有一最小 向径，以最小向径r。为半径 所作的圆称凸轮基圆，r。称 基圆半径，凸轮以等角速度ω1 逆时针转动。凸轮机构运动过 程如下：
升—停—降—停
凸轮机构的运动过程
（二）常用的从动件运动规律
一、概述
（一）凸轮机构的应用 1. 组成
凸轮机构由凸轮1、从动件2、机 架3三个基本构件组成，是一种高副 机构。其中凸轮是一个具有曲线轮 廓或凹槽的构件，通常作连续等速 转动，从动件则在凸轮轮廓的控制 下按预定的运动规律作往复移动或 摆动。
2. 特点： 优点:只要正确地设计和制造出凸轮的轮廓曲线，就能实 现从动件所预期的复杂运动规律的运动；凸轮机构结构
（一）凸轮机构的压力角
压力角：不计摩擦时，凸轮对 从动件的作用力（法向力）与从 动件上受力点速度方向所夹的锐 角。 将从动件所受力F分解为两个 力：
机械设计基础学习计划
机械设计基础学习计划1. 机械设计概论
- 机械设计的基本概念和任务
- 机械设计的步骤和方法
- 机械设计中的标准和规范
2. 材料力学
- 应力和应变分析
- 轴向载荷和扭矩分析
- 梁的应力和变形分析
3. 机械制图
- 视图投影和尺寸标注
- 机械图样画法
- 公差与配合
4. 机械元件设计
- 螺纹连接和焊接连接
- 轴承和轴承座设计
- 齿轮传动和带传动设计
5. 机构学
- 机构的类型和运动分析
- 四杆机构和凸轮机构分析
- 机构设计与应用
6. 机械设计实践
- 计算机辅助设计()软件使用
- 机械产品设计案例分析
- 设计项目实践
7. 机械设计优化
- 设计优化的基本概念
- 优化算法和方法
- 设计优化案例分析
以上是一个比较全面的机械设计基础学习计划,包括了理论知识和实践训练。
根据自身的需求和基础,可以对计划进行适当调整和安排。
机械设计第五章
由表5-5查得接合面间的摩擦系数 f=0.16，并取
Cb 0.2 Cb Cm Cm 0.8 Cb Cm
（P84）
取防滑系数Ks=1.2，则各螺栓所需要的预紧力为
5)上面每个螺栓所受的总拉力F2按式(5-34)求得:
3.确定螺栓直径 选择螺栓材料为Q235、性能等级为4.6的螺栓，由表5-8 查得材料屈服极限=240MPa，由表5-10查得安全系数S=1.5 故螺栓材料的许用应力
螺栓预紧力F0后，在工作 拉力F 的作用下，螺栓总拉力 式中F1为残余预紧力，为保证联 接的紧密性，应使 F1＞0
未拧紧
已拧紧
加载
当螺栓承受工作载荷F后： (1)被联接件的压缩力由预紧力F0，减至残余预紧力F1 (2)螺栓所受的拉力由预紧力F0增加到F2= F+ F1； 消去F1，得到 消去 螺栓相对刚度 (越小越好)
悬臵螺母和环槽螺母都是全部或局部改变螺母旋合部 分的变形性质，使之变为拉伸变形，使螺纹牙上载荷分布 趋于均匀；
内斜螺母可使载荷较大的头几圈螺纹牙容易变形，使 载荷上移而改善载荷分布不均。
(三)减小应力集中的影响 在螺栓上的螺纹、螺栓头和螺栓杆的过渡处以及螺栓 横截面突变处等应力集中较大处卸荷结构。
5-5螺栓组联接的设计
一、螺栓组联接的结构设计
螺纹联接组的设计1
第五版机械设计课后答案完整版
在 中，直角边小于斜边，故有： (极限情况取等号）；
在 中,直角边小于斜边，故有： （极限情况取等号）.
综合这二者，要求 即可。
（ 2 ）当 为周转副时,要求 能通过两次与机架共线的位置。 见图 2-15 中位置 和
。
在位置 时，从线段 来看，要能绕过 点要求： （极限情况取等号）；
在位置 时，因为导杆 是无限长的，故没有过多条件限制。
-53.231
—62.577
—65.797
0
-83。333
—83.333
—83。333
-83。333
总转角
240°
255°
270°
285°
300°
315°
330°
345°
位移 （mm)
15
8.438
3.75
0.938
0
0
0
0
速度 （mm/s)
-100
-75
-50
—25
0
0
0
0
加速度（ mm/s 2 ）
30°
40.943
33.381
210°
-60.965
-45.369
40°
36。089
41。370
220°
—49.964
—53.356
50°
29。934
48.985
230°
—37.588
-58。312
60°
22.347
55.943
240°
—24。684
-59.949
70°
13。284
61。868
250°
—12829
66.326
260°
机械设计培训班课程
机械设计培训班课程
1. 机械设计基础：介绍机械设计的基本概念、原理和方法，包括力学、材料学、公差与配合等。
2. 制图与识图：学习机械制图的标准和规范，掌握识图技巧，能够绘制和理解各种机械图纸。
3. 三维建模软件：如CAD、SolidWorks 等软件的使用，进行三维零件设计和装配。
4. 机械设计原理：讲解各种机械传动方式、轴系设计、连接件设计等。
5. 工程材料：了解常见金属材料和非金属材料的性能、选用原则及热处理方法。
6. 公差与测量技术：学习尺寸公差、形位公差的定义和测量方法，保证零件的精度和质量。
7. 液压与气动技术：介绍液压和气动系统的原理、元件及设计方法。
8. 机械制造工艺：了解机械加工工艺、表面处理等，以提高设计的可制造性。
9. 产品设计流程：学习从需求分析到设计、验证、制造的整个产品设计流程。
10. 项目实践：通过实际项目的设计和制作，将所学知识应用到实践中。
11. 设计案例分析：分析经典的机械设计案例，学习优秀的设计
思路和方法。
12. 行业前沿技术：介绍机械设计领域的新技术、新趋势，拓展学员的视野。
13. 课程设计与展示：要求学员完成一定的课程设计任务，并进行展示和交流。
5《工程机械构造与设计》复习资料详解
发动机部分复习题发动机原理和组成1解释发动机的常用术语：①上止点：活塞在汽缸里作往复直线运动时，当活塞向上运动到最高位置时，即活塞顶部加距离曲轴旋转中心最远的极限位置，称为上止点②下止点：活塞在汽缸里作往复直线运动时，当活塞向下运动到最低位置时，即活塞顶部加距离曲轴旋转中心最近的极限位置，称为下止点③活塞行程：上下止点之间的距离称为活塞行程，一般用S表示。
曲轴转动半周（180°），相当于一个活塞行程④曲柄半径：曲轴旋转中心到曲柄销中心之间的距离称为曲柄半径，一般用R表示。
通常活塞行程为曲柄半径的两倍，即S=2R。
⑤压缩比：气缸总容积与燃烧室容积之比称为压缩比⑥气缸工作容积:活塞从一个止点运动到另一个止点所扫过的容积，一般用Vh（单位L）表示⑦发动机排量：多缸发动机各气缸工作容积的总和，一般用V1表示⑧燃烧室容积：活塞位于上止点时，活塞顶部上方的容积，称为燃烧室容积（或余隙容积），用Vh（单位L）表示2四行程柴油机的工作原理。
四冲程柴油机是压燃式内燃机，其每一工作循环经历进气、压缩、做工、排气四个行程。
①进气行程：曲柄带动活塞从上止点向下止点运行，此时排气门关闭，进气门打开。
活塞移动过程中，其缸内容积骤减增大，形成一定的真空度，将纯空气吸入汽缸。
当活塞到达下止点时，整个气缸内充满了新鲜纯空气。
②压缩行程：曲轴继续旋转，活塞从下止点向上止点运动，这是进气门和排气门都关闭，汽缸内成为封闭容积，纯空气受到压缩，压力和温度都不断升高，当活塞到达上止点时压缩行程结束。
③做功行程：当压缩行程接近终了时，喷油泵将高压柴油经喷油器呈雾状喷入气缸内的高温空气中，柴油在气缸内便迅速蒸发并与空气混合形成混合气，由于此时汽缸内的温度远高于柴油的的自燃温度，所以形成的混合气体会立即自行着火燃烧，在此后的一段时间内边喷油边燃烧，汽缸内的压力和温度也急剧升高，在高压气体的推动下，活塞下行并带动曲轴旋转。
④排气行程：汽缸内燃烧后生成的废气必须从汽缸中排出，以便进行下一个进气冲程。
机械设计作业第5答案解析
第五章螺纹联接和螺旋传动一、选择题5—1 螺纹升角ψ增大，则联接的自锁性C，传动的效率A；牙型角增大，则联接的自锁性A，传动的效率C。
A、提高B、不变C、降低5—2在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是 D 。
A、三角形螺纹B、梯形螺纹C、锯齿形螺纹D、矩形螺纹5—3 当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要经常装拆时，往往采用 A 。
A、双头螺柱联接B、螺栓联接C、螺钉联接D、紧定螺钉联接5—4螺纹联接防松的根本问题在于C。
A、增加螺纹联接的轴向力B、增加螺纹联接的横向力C、防止螺纹副的相对转动D、增加螺纹联接的刚度5—5对顶螺母为A防松，开口销为B防松，串联钢丝为B防松。
A、摩擦B、机械C、不可拆5—6在铰制孔用螺栓联接中，螺栓杆与孔的配合为B。
A、间隙配合B、过渡配合C、过盈配合5—7在承受横向工作载荷或旋转力矩的普通紧螺栓联接中，螺栓杆C作用。
A、受剪切应力B、受拉应力C、受扭转切应力和拉应力D、既可能只受切应力又可能只受拉应力5—8受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，依靠A来承载。
A、接合面间的摩擦力B、螺栓的剪切和挤压C、螺栓的剪切和被联接件的挤压5—9受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷为B；受横向工作载荷的铰制孔螺栓联接中，螺栓所受的载荷为A；受轴向工作载荷的普通松螺栓联接中，螺栓所受的载荷是A；受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷是D。
A、工作载荷B、预紧力C、工作载荷+预紧力D、工作载荷+残余预紧力E、残余预紧力5—10受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接。
假设螺栓的刚度C b与被联接件的刚度C m相等，联接的预紧力为F0，要求受载后接合面不分离，当工作载荷F等于预紧力F0时，则D。
A、联接件分离，联接失效B、被联接件即将分离，联接不可靠C、联接可靠，但不能再继续加载D、联接可靠，只要螺栓强度足够，工作载荷F还可增加到接近预紧力的两倍5—11重要的螺栓联接直径不宜小于M12，这是因为C。
机械设计基础学习如何进行机械零件的重量与重心计算
机械设计基础学习如何进行机械零件的重量与重心计算机械设计是工程技术的一项重要领域，它涉及到机械零件的设计、制造与优化。
在机械设计中，了解和计算机械零件的重量与重心是非常重要的。
本文将介绍机械设计基础中机械零件重量与重心计算的方法与步骤。
【1. 重量计算】机械零件的重量是指零件本身所具有的重量，而不包括附加物等。
重量的计算对于机械设计和材料选择具有重要意义，它可以帮助工程师确定零件的强度、选择合适的材料、预测零件的稳定性等。
下面是计算机械零件重量的一般步骤：1.1 确定零件材料：首先需要确定零件所使用的材料，不同材料的密度不同，因此会影响到重量的计算。
1.2 确定零件的几何形状：需要测量或获取零件的尺寸数据，包括长度、宽度、高度等。
1.3 计算零件的体积：根据零件的几何形状，可以使用相应的公式计算零件的体积。
1.4 根据材料的密度计算零件的重量：根据所选材料的密度，可以使用公式“重量 = 体积 ×密度”来计算零件的重量。
【2. 重心计算】机械零件的重心是指零件所受重力的合力点，它是重力作用下零件的平衡点。
在设计机械系统时，准确计算和确定重心的位置对于保证系统的平衡和稳定至关重要。
以下是计算机械零件重心的一般步骤：2.1 确定零件的几何形状和尺寸：同样需要获取或测量零件的几何形状和尺寸数据。
2.2 将零件虚拟地切割为多个小面元：将零件切割为多个小面元，每个小面元的重心可以近似为面元所处位置的质心。
2.3 计算每个小面元的质心位置：根据小面元的形状和尺寸，可以使用相应的公式或图形学方法来计算质心的位置。
2.4 根据小面元的质心位置计算零件重心位置：通过将每个小面元的质心位置按照相应的面积或体积加权求和，可以计算出整个零件的重心位置。
【3. 举例】为了更好地理解机械零件重量与重心的计算方法，下面以简单的矩形板材为例进行说明。
假设矩形板材的尺寸为L（长度）、W（宽度）、H（高度），材料密度为ρ。
机械设计第五版答案
仅供参考1-6 解1-8 解1-8 解1-10 解题2-1答: a ），且最短杆为机架，因此是双曲柄机构。
b ），且最短杆的邻边为机架，因此是曲柄摇杆机构。
c ），不满足杆长条件，因此是双摇杆机构。
d ），且最短杆的对边为机架，因此是双摇杆机构题2-3 见图 2.16 。
图 2.164-1解分度圆直径齿顶高齿根高顶隙中心距齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿距齿厚、齿槽宽4-2解由可得模数分度圆直径4-10解切制变位齿轮与切制标准齿轮用同一把刀具，只是刀具的位置不同。
因此，它们的模数、压力角、齿距均分别与刀具相同，从而变位齿轮与标准齿轮的分度圆直径和基圆直径也相同。
故参数、、、不变。
变位齿轮分度圆不变，但正变位齿轮的齿顶圆和齿根圆增大，且齿厚增大、齿槽宽变窄。
因此、、变大，变小。
啮合角与节圆直径是一对齿轮啮合传动的范畴。
5-5解：这是一个周转轮系，其中齿轮1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，构件为行星架。
则有：∵，∴∴传动比为10，构件与的转向相同。
5-9解：这是一个周转轮系，其中齿轮1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，为行星架。
∵设齿轮1方向为正，则，∴∴与方向相同5-14解：这是一个混合轮系。
齿轮3、4、4′、5和行星架组成周转轮系，其中齿轮3、5为中心轮，齿轮4、4′为行星轮。
齿轮1、2组成定轴轮系。
在周转轮系中：（1）在定轴轮系中：（2）又因为：，，（3）依题意，指针转一圈即（4）此时轮子走了一公里，即（5）联立（1）、（2）、（3）、（4）、（5）可求得图5.18图5.195-15解：这个起重机系统可以分解为3个轮系：由齿轮3′、4组成的定轴轮系；由蜗轮蜗杆1′和5组成的定轴轮系；以及由齿轮1、2、2′、3和构件组成的周转轮系，其中齿轮1、3是中心轮，齿轮4、2′为行星轮，构件是行星架。
一般工作情况时由于蜗杆5不动，因此蜗轮也不动，即（1）在周转轮系中：（2）在定轴齿轮轮系中：（3）又因为：，，（4）联立式（1）、（2）、（3）、（4）可解得：。
机械设计习题5
习题5一、填空（每空1分，共30分）1、平面运动副可分为和，低副又可分为和。
2、机构具有确定相对运动的条件是机构的自由度数目主动件数目。
3、机构处于压力角α=90°时的位置，称机构的死点位置。
曲柄摇杆机构，当曲柄为原动件时，机构死点位置，而当摇杆为原动件时，机构死点位置。
4、渐开线标准直齿圆柱齿轮正确啮合的条件为和分别相等。
5、斜齿圆柱齿轮的重合度直齿圆柱齿轮的重合度，所以斜齿轮传动平稳，承载能力，可用于高速重载的场合。
6、蜗杆传动的中间平面是指：通过_ _轴线并垂直于__ __轴线的平面。
7、轮系运动时，所有齿轮几何轴线都固定不动的，称轮系，至少有一个齿轮几何轴线不固定的，称系。
8、轴的作用是支承轴上的旋转零件，传递运动和转矩，按轴的承载情况不同，可以分为、、。
9、螺纹联接防松的目的是防止螺纹副的相对运动，按工作原理的不同有三种防松方式：防松、防松、防松。
10、滚动轴承内圈与轴颈的配合采用制，外圈与轴承孔的配合采用制。
11、普通平键的剖面尺寸(b×h)，一般应根据按标准选择。
12、齿轮机构传动的主要失效形式是、、、。
二、判断题（10分）1、极位夹角是曲柄摇杆机构中，摇杆两极限位置的夹角。
()2、铰链四杆机构中，传动角γ越大，机构传力性能越高。
（）3、带传动的弹性滑动是不可避免的，打滑是可以避免的。
()4、基圆以内无渐开线。
()5、在螺纹联接的结构设计中，通常要采用凸台或凹坑作为螺栓头和螺母的支承面，其目的是使螺栓免受弯曲和减小加工面。
（）6、在直齿圆柱齿轮传动中，忽略齿面的摩擦力，则轮齿间受有圆周力、径向力和轴向力三个力作用。
（）7、考虑到轮齿热膨胀、润滑和安装的需要，设计齿轮时应在轮齿间留有一定的侧隙。
（）8、速比公式i12=n1/n2=d2/d1不论对齿轮传动还是蜗杆传动都成立。
（）9、凸轮机构从动杆的等加速等减速运动，是从动杆先作等加速上升，然后再作等减速下降完成的。
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第八章 带传动
§8-1 概述
（二）V带的类型与结构
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（一）带传动中的力分析
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（一）带传动中的力分析
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（一）带传动中的力分析
根据力平衡关系：
F1 F0 F0 F2 F1 F2 2F0
弯曲应力
n2 n1
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（三）带的应力分析
w
E
E
L L0
d (R ym ) dR dR
E ym E h RD
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（三）带的应力分析
n2 n1
max 1 w c
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
6.确定带的根数z
型号
型号
型号
LD
Y
Z
A
LD
Z
A
B
C
D
LD
B
C
D
E
200 0.81
900 1.03 0.87 0.82
4500 1.15 1.04 0.93 0.90
224 0.82
1000 1.06 0.89 0.84
5000 1.18 1.07 0.96 0.92
250 0.84
1120 1.08 0.91 0.86
5600
1.09 0.98 0.95
280 0.87
1250 1.11 0.93 0.88
6300
1.12 1.00 0.97
315 0.89
1400 1.14 0.96 0.90
7100
1.15 1.03 1.00
355 0.92
1600 1.16 0.99 0.92 0.83
8000
1.18 1.06 1.02
560
0.94
2500
1.09 1.03 0.93
12500
1.17 1.12
630
0.96 0.81 2800
1.11 1.05 0.95 0.83 14000
1.20 1.15
710
0.99 0.83 3150
1.13 1.07 0.97 0.86 16000
1.22 1.18
800
1.00 0.85 3550
1.17 1.09 0.99 0.89
4000
1.19 1.13 1.02 0.91
F1 F2e f0
F1 F2e f0 (欧拉公式)
Fe
F1
F2
F2e f
F2
F2 (e f
1)
(F0
Fe )(e f 2
1)
整理后得到：Fe
2F0
e e
f f
1 1
1.欧拉公式成立的条件
2.轮槽楔角对带传动承载能力的影响
3.带轮包角对带传动承载能力的影响
4.初拉力对带传动承载能力的影响
F1 A
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（三）带的应力分析
2FC
sin
d
2
FC d
qrd
v2 r
FC qv2
离心应力： C
Fc A
qv 2 A
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（三）带的应力分析
离心应力
n2 n1
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（三）带的应力分析
(11.1 cLd 3600 jLhv
E h D1 1000
qv2 )(1 A
1 e fv
) Av
有关参数：带类型 c,A,q,h
带速 v
带轮直径 D1, 带材料 q,c,E,fv, 包角 a
带长
Ld
预期寿命 Lh
带轮数 j
第八章 带传动
§8-3 V带传动的设计计算
（二）原始数据及设计内容
带型号
400 0.96 0.87
1800 1.18 1.01 0.95 0.86
9000
1.21 1.08 1.15
450 1.00 0.89
2000
1.03 0.98 0.88
10000
1.23 1.11 1.07
500 1.02 0.91
2240
1.06 1.00 0.91
11200
1.14 1.10
Fe 2
F2
F0
Fe 2
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（二）影响带传动最大有效拉力的因素
F dF ( d ) d 2
F dF 2
F dF (－ d ) d 2
F－ dF 2
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（二）影响带传动最大有效拉力的因素
F dF ( d ) d 2
（四）带的弹性滑动和打滑
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（四）带的弹性滑动和打滑
静弧
n1
动弧
n1
动弧
静弧
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（四）带的弹性滑动和打滑 几点结论： 1.动弧是接触弧的一部分 2.动弧位于主动轮的出口边 3.欧拉公式适用于动弧 4.当动弧扩展到整个接触弧时发生打滑 5.弹性滑动不可避免，打滑可以避免 6.弹性滑动造成传动比不稳定
(
2 ) 2a0 cos
sin D2 D1 cos 1 2 1 (D2 D1)2
2a0
2
8a02
L'd
2a0
2
(D1
D2 )
(D2 D1)2 4a0
第八章 带传动
§8-3 V带传动的设计计算
（二）原始数据及设计内容
4.确定中心距a和带的基准长度Ld
L'd 2a0
dLd 2da0
1A(1
e
1
f v
)
([
] b1
c ) A(1
e
1
f v
)
第八章 带传动
§8-3 V带传动的设计计算
（一）设计准则和单根V带的基本额定功
率
[ ] 11.1 cLd
MPa
3600 jLhv
P0
Fecv 1000
([
] b1
c )(1
1000
e
1
f v
) Av
kW
P0
Fecv 1000
带轮所受力矩：
Ti
F1
Di 2
F2
Di 2
(F1
F2
)
Di 2
Fe
Di 2
Ff F1 F2 Fe (有效拉力）
第八章 带传动
§8-2 带传动的工作情况分析
（一）带传动中的力分析
带传动功率： p Fev kW 1000
带轮所受拉力关系：
F1 F2 Fe
F1 F2 2F0
F1Βιβλιοθήκη F0带传动的主要失效形式：
1.打滑 2.带的疲劳折断
带传动的设计准则：
在保证带传动不打滑的前提下， 具有一定的疲劳强度和寿命。
第八章 带传动
§8-3 V带传动的设计计算
（一）设计准则和单根V带的基本额定功
率 max 1 b1 c [ ]
Fec
F1
F2
F1
F1 e fv
1 F1(1 e fv )
2
垂直方向：qr d
(F
2dF
)
sin
d
(F
d2F
) sin
d2
2
2
2
2
令：d 0
sin d d
22
cos d 1
2
水平方向：F dF qrf d F dF
2
2
dF qrf
d
垂直方向：qr F
代入：dF Ff
d
F Ae f
F1 Ae f1
F2 Ae f2
F1 Ae f1 e f (12 ) e f0 F2 Ae f2
载荷变动最小
液体搅拌机,通风机及鼓风机（≤7.5kW）,离心式水泵 和压缩机,轻负荷输送机
1.0
1.1
1.2
带式输送机（不均匀负）,旋转式水泵和压缩机
载荷变动小 (非离心式),通风机>7.5kW）,发电机,金属切削 1.1
1.2
1.3
机床,印刷机,旋转筛,锯木机和木工机械
制砖机,斗式提升机,往复式水泵和压缩机,起重
6.确定带的根数z
z
Pca
(P0 P0 )K KL
Ka 当包角不为1800时的包角修正系数
KL 当带长不等于特定值时的带长修正系数
DP0 当传动比不等于1时，单根带额定功率 的增量
第八章 带传动
§8-3 V带传动的设计计算
（二）原始数据及设计内容
6.确定带的根数z
P0
Av 1000
(11.1
cLd 3600 jLhv
松边带速：v2
D2n2
60 1000
弹性滑动率： v1 v2
v1
(1 )v1 v2
(1 ) D1n1 D2n2
6 104 6 104
(1 )D1n1 D2n2
传动比：i n1 D2 （ 1% ~ 2%） n2 D1(1 )
第八章 带传动
§8-3 V带传动的设计计算
（一）设计准则和单根V带的基本额定功 率
F dF ( d ) d 2