（2）BC＋CD>AD+AB此时最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度之和，故为双摇杆机构。
（3）CD+BC=AD+AB此时最短杆与最长杆长度之和等于其余两杆长度之和，并以最短杆的对杆为机架，故为双摇杆机构。
3-4答：
曲柄摇杆机构中，当曲柄等速转动时，摇杆返回摆动时的平均速度大于工作行程的平均速度，此现象即为急回特性。
3-5答：
曲柄滑块机构中，以滑块为主动件，当曲柄与连杆两次共线位置时，通过连杆传递给曲柄的压力角为90°，传动角为0°，即为死点。
克服死点位置的方法可采用飞轮，利用飞轮的惯性通过死点。
3-6解：
（1）如图，摇杆摆角为：
ψ=73.95°
（2）行程速比系数：
（3）最小传动角
3-7解：
（1）如图，滑块的行程为：
S=311.7mm
（2）行程速比系数：
（3）最小传动角
满足要求
3-8解：
选定比例尺作图。
由图中可直接量得机构中各杆的尺寸为：
曲柄lAB=150mm；导杆lCD=450mm。
解：
选定比例尺作图，连接
，作此连线的中垂线，相交yy轴即为A点，连接
，作此连线的中垂线，相交yy轴即为D点。
由图中可直接量得机构中各杆的尺寸。
第4章凸轮机构
4-1答：
行程是指从动件移动的最大位移h。
从动件由最低位置点升至最高位置点的过程中，对应的凸轮转角称为推程运动角。
从动件由最高位置点降至最低位置点的过程中，对应的凸轮转角称为回程运动角。
从动件处于静止不动时，对应的凸轮转角称为休止角。
4-2答：
从动件在某瞬时由于加速度和惯性力在理论上均趋于无穷大时引起的冲击，称为刚性冲击。
从动件在某瞬时加速度发生有限值的突变所引起的冲击，称为柔性冲击。
两种冲击对凸轮机构的强度、震动等都有较大的影响。
4-3答：
从动件的常用运动规律有：
等速运动规律，等加速等减速运动规律，简谐运动规律。
等速运动规律在运动的起点和终点会产生刚性冲击，因此只适用于低速轻载的凸轮机构。
等加速等减速运动规律在运动的起点，中间点和终点会产生柔性冲击，因此适用于中速的凸轮机构。
简谐运动规律在运动的起点和终点会产生柔性冲击，因此适用于中速的凸轮机构。
4-4答：
当ρmin＜rT时，则有ρa＜0，凸轮实际轮廓曲线不仅出现尖点，而且相交，导致部分轮廓在实际加工中被切去，使从动件工作时不能达到预定的工作位置，无法实现预期的运动规律，这种现象叫运动失真。
当ρmin＞rT时，则可避免运动失真。
4-5答：
略。
4-6答：
见下图。
基圆半径r0=15mm；推程运动角θ0=180°；行程h=R=30mm；D点处凸轮机构的压力角αD=26.57°。
4-7答：
4-8答：
4-9答：
略。
第5章其它常用机构
5-1答：
螺距P是螺纹相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应两点间的轴向距离。
5-2答：
一般联接多用粗牙普通螺纹，自锁性能较好，且强度高。
螺旋传动中多用梯形螺纹，传动效率比矩形螺纹低，但工艺性较好，牙根强度高，对中性好。
当采用剖分螺母时，还可以调整因磨损而产生的间隙。
5-3答：
滚珠螺旋机构由螺母、丝杠、滚珠和滚珠循环装置等组成。
在丝杠和螺母的螺纹滚道之间装入许多滚珠，以减小滚道间的摩擦，当丝杠与螺母之间产生相对转动时，滚珠沿螺纹滚道滚动，并沿滚珠循环装置的通道返回，构成封闭循环。
5-4答：
（1）啮合的齿式棘轮机构的棘轮外缘、内缘或端面上具有刚性的轮齿，齿式棘轮机构的棘轮转角都是相邻两齿所夹中心角的倍数，也就是说，棘轮的转角是具有级性改变的。
齿式棘轮机构传动平稳、转角准确；但运动只能有级调节，且噪声、冲击和磨损都较大。
（2）摩擦式棘轮机构，可以实现无级性改变转角的间歇运动，即可实现运动的无级调节。
摩擦式棘轮机构传动平稳、无噪声、；但其运动准确性较差。
（3）棘轮机构通常用于实现机械的间歇送料、分度、制动和超越离合器等运动。
如自动线上的输送装置，牛头刨床的横向进给机构等。
5-5答：
槽轮机构是由主动拨盘、从动槽轮、机架等组成的。
拨盘以ω1作等角速度转动时，驱动槽轮作时动时停的单向间歇运动。
当拨盘上圆销末进入槽轮径向槽时，由于槽轮的内凹锁止弧被拨盘的外凸圆弧卡住，故槽轮静止。
圆销刚开始进入槽轮径向槽时，这时锁止弧刚被松开，因此槽轮受圆销的驱动开始沿顺时针方向转动；当圆销离开径向槽时，槽轮的下一个内凹锁止弧又被拨盘的外凸圆弧卡住，致使槽轮静止，直到圆销再进入槽轮另一径向槽时，两者又重复上述的运动循环。
5-6答：
不完全齿轮机构，由具有一个或几个齿的不完全齿轮1、具有正常轮齿和带锁止弧的齿轮2及机架组成。
在轮1主动等速连续转动中，当轮1上的轮齿与轮2的正常齿相啮合时，轮1驱动从动轮2转动；当轮1的锁止弧S1与轮2锁止弧S2接触时，则从动轮2停歇不动并停止在确定的位置上，从而实现周期性的单向间歇运动。
第6章带传动和链传动
6-1答：
1.带传动的主要类型有摩擦带传动和啮合带传动。
摩擦带传动按传动带的截面形状又可分为：
平带传动、V型带传动、多楔带传动、圆带传动等。
2.带传动的特点：
（1）传动平稳，噪声小；
（2）过载打滑保护；（3）带传动的中心距大，结构简单，制造、安装和维护较方便，且成本低；（4）因存在弹性滑动，故传动比不稳定，且传动效率较低（5）不宜在酸、碱等恶劣环境下工作。
6-2答：
1.带传动时紧边与松边的拉力之差称为有效圆周力F。
2.初拉力是带传动未工作时，带中拉力。
3.两者关系：
，F与F0成正比。
6-3答：
1.弹性滑动的原因是带的弹性变形和拉力差而产生的带与带轮间的滑动。
打滑的原因是过载。
2.影响：
弹性滑动使从动轮的圆周速度小于主动轮的圆周速度。
打滑回使带传动失效。
3.弹性滑动不可避免，打滑可以避免。
6-4答：
1.带截面上存在的应力有：
由拉力产生的拉应力、离心力产生的拉应力、带绕在带轮上弯曲变形产生的拉应力。
2.应力分布见教材图6-4。
3.紧边绕入小带轮时所受的应力最大。
6-5答：
小带轮包角增大，有效拉力F也增大。
由于大带轮的包角大于小带轮的包角，故打滑首先发生在小带轮上，所以只给出小带轮包角的公式。
6-6答：
一般情况，带传动的打滑多发生在小带轮上，因为大带轮的包角大于小带轮的包角。
6-7答：
带的基准长度：
V带在规定的张紧力下，带与带轮基准直径相配处的周线长度。
带轮基准直径：
和V带节宽相对应的带轮直径称为基准直径。
6-8答：
V带传动的设计准则：
在保证带传动不打滑的条件下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。
6-9答：
验算带速：
带速高则离心力增大，使带与带轮间的摩擦力减小，传动易打滑，且带的绕转次数多，使带的寿命降低。
带速低则带传递的圆周力增大，带的根数增多。
6-10答：
1.带传动的张紧装置：
当带传动工作一段时间后，会产生松弛变形，使张紧力减小，故带传动要设置张紧装置。
2.张紧方法：
（1）调整中心距；
（2）采用张紧轮。
6-11答：
：
许用功率；
：
单根普通V带的基本额定功率；
：
单根普通V带的基本额定功率增量；
：
包角系数；
：
带长修正系数。
：
考虑实际传动比
时，V带绕过大带轮所受的弯曲应力比特定条件下的小，额定功率的增大值；
：
考虑包角
时包角对传递功率的影响；
考虑带为非特定长度时带长对传递功率的影响。
6-12答：
1.
或
5m/s：
应重选带轮直径；
2.
：
适当增大中心距或加张紧轮等方法；
3.Z太多：
重选带的型号。
6-13答：
与带传动相比，链传动的优点如下：
链传动能得到准确的平均比；链条不需要太大的张紧力，故对轴的作用力小，传递的功率较大，低速时能传递较大的圆周力。
可在高温、油污、潮湿、日晒等恶劣环境下工作。
链传动的缺点如下：
传动平稳性差，不能保证恒定的瞬时链速和瞬时传动比；链的单位长度重量较大，工作时有周期性的动载荷和啮合冲击，引起噪声；链节的磨损会造成节距加长，甚至使链条脱落，速度高时，尤为严重，同时急速反向性能差，不能用于高速。
6-14答：
当链条连成环形时，正好是外链板和内链板相接，接头处可用开口销或弹簧锁紧，若链节数为奇数，则需采用过渡链节，在链条受拉时，过渡链节还要承受附加的弯曲载荷，所以通常应采用偶数链节。
6-15答：
F=710.87N6-16答：
v=9.42m/s；
1=172.36°；
F=530.78N。
6-17答：
略。
6-18答：
P=2.5kw6-19答：
略。
第7章齿轮传动
7-1~7-20答：
略（见教材）。
7-21答：
（1）θk=3.4°；αk=31°；ρk=36.05mm.。
（2）r=63.85mm；θk=0.014904（rad）；ρ=21.84mm。
7-22答：
分度圆直径d1=38mm齿顶圆直径da1=42mm齿根圆直径df1=33mm
基圆直径db1=36mm齿距p=6.28mm齿厚s=3.14mm齿槽宽e=3.14mm
7-23答：
模数m=3mm分度圆直径d1=60mmd2=180mm
齿顶圆直径da1=66mmda2=186mm齿根圆直径df1=52.5mmdf2=172.5mm
7-24答：
模数m=5mm齿顶高系数ha*=1
7-25答：
可行齿轮的齿数z2=52模数m=2.5mm分度圆直径d2=130mm
齿顶圆直径da2=135mm齿根圆直径df2=123.75mm
7-26答：
模数m=3mm齿顶高ha=3mm齿根高hf=3.75mm全齿高h=6.75mm
顶隙c=0.75mm分度圆直径d=120mm基圆直径db=112.76mm
齿顶圆直径da=133.5mm齿根圆直径df=112.5mm齿距p=9.425mm
齿厚s=4.712mm齿槽宽e=4.712mm
7-27答：
i=n1/n1=400/100=4取z1=20z2=80m=2mm
7-28答：
因为两轮的模数相等，m=10mm，且压力角相等，所以两轮可以正确啮合。
7-29答：
z2=70；a=135mm；da2=216mm；df2=203.25mm；db2=197.335mm；
k2=8.28，取k2=8；W=69.364mm。
7-30答：
（1）中心距a=112.5mm。
（2）分度圆直径d2=130mm；齿顶圆直径da2=135mm；齿根圆直径df2=123.75mm；基圆直径db2=122.16mm；分度圆上的齿厚及槽宽s=e=3.927mm。
（3）啮合角α′=21.978ºmm。
节圆半径r1′=48.133mm；r2′=65.867mm。
（4）齿顶圆压力角αa2=25.192ºmm。
7-31答：
（1）：
轮1和轮4的渐开线形状相同。
（2）：
轮1和轮2能正确啮合。
（3）：
轮1和轮2可用同一把滚刀制造，不可以用同一把铣刀制造。
7-32答：
中心距a=150mm
7-33答：
标准直齿圆柱齿轮的标准中心距为：
a=92.5mm。
依题意，当采用标准斜齿圆柱齿轮时，取：
a=95mm。
则：
螺旋角β=13.174º；分度圆直径d1=53.919mm；齿顶圆直径da1=58.919mm；齿根圆直径df1=47.669mm；
当量齿数zv1=22.749；齿轮2的尺寸计算略。
7-34答：
（1）当β=12º时，中心距a=117.569mm。
（2）当改取a=120时，螺旋角β等于16.598º。
7-35答：
（1）T1=39792Nmm；cosβ=0.978；β=12.101º；d1=70.568mm；
Ft2=1128N；Fr2=420N；Fa2=242N；
（2）
7-36答：
（1）齿轮3的轮齿旋向为右旋，齿轮4的轮齿旋向为左旋。
齿轮1轴向力方向向上，齿轮2的轴向力方向向下，齿轮3轴向力方向向上，齿轮4的轴向力方向向下。
（2）
（3）β3=6°57′14″。
7-37答：
略。
7-38答：
d1=103.528mm；7-39答：
d1=110mm；d2=330mm；
δ1=18.435°；δ2=71.565°；da1=119.487mm；da2=333.162mm；df1=98.616mm；df2=326.205mm,R=173.925mm；d2=414.110mm；
da1=111.528mm；da2=422.110mm；df1=94.528mm；
df2=405.110mm；a=258.819mm。
δa1=20.082°；δa2=73.212°；
δf1=16.459°；δf2=69.589°；zV1=23.190；zV2=208.710。
第8章蜗杆传动
8-1答：
特点：
传动比大，结构紧凑；传动平稳，噪声小；可制成具有自锁性的蜗杆传动机构；传动效率低；蜗轮的造价较高。
一般用于减速传动，传递空间两相错轴之间的运动和动力。
8-2答：
传动比的计算公式为：
。
不能用分度圆直径之比表示传动比，因为当蜗杆转过一周时，蜗轮将转过
个齿。
8-3答：
与齿轮传动相比，蜗杆传动的失效形式的特点如下：
蜗杆传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。
因为蜗杆传动中由于蜗杆为连续的螺旋齿，且其材料的强度高于蜗轮轮齿的强度，所以失效总是发生在蜗轮轮齿上。
由于蜗杆传动的相对滑动速度大，发热量大而效率低，故传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。
8-4答：
中间平面：
通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的剖面。
在中间平面内蜗杆和蜗轮的啮合相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。
该平面内的参数为标准值。
8-5答：
因为蜗杆传动齿面间存在较大的相对滑动，摩擦损耗大，传动的效率较低。
一般为0.7～0.8，具有自锁性的蜗杆传动，效率小于0.5。
8-6答：
由于蜗杆齿呈连续的螺旋状，它与蜗轮齿的啮合是连续不断地进行的，同时啮合的齿数较多，故传动平稳，噪声小。
8-7答：
由于蜗杆传动的效率低，发热量大，若不及时散热，将引起箱体内的油温升高，粘度降低，润滑失效，导致齿面磨损加剧，甚至胶合。
因此要依据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量进行热平衡计算，以保证油温稳定地处在规定的范围内。
当热平衡不满足时，应采取下列措施：
在箱体外表面设置散热片，以增加散热面积；在蜗杆轴上安装风扇；在箱体油池内安装蛇形冷却水管，用循环水冷却；利用循环油冷却。
8-8答：
对闭式蜗杆传动，一般按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核和热平衡核算；对开式蜗杆传动或传动时载荷变动较大，或蜗轮齿数大于90的蜗杆传动，通常只需按齿根弯曲疲劳强度进行设计。
当蜗杆直径较小而跨距较大时，还应作蜗杆轴的刚度验算。
8-9答：
蜗杆传动要求蜗杆和蜗轮具有足够的强度，良好的减摩性、耐磨性和抗胶合能力。
一般采用钢制蜗杆配青铜制蜗轮。
设计时应根据齿面滑动速度及载荷来选择材料。
8-10答：
8-11答：
8-12答：
第9章轮系9-1~9-4答：
略。
9-5答：
v=10.5mm/s，方向向左。
9-6答：
zb=45，zc=489-7答：
进给速度是50mm/min，方向向右。
9-8答：
这是一个行星轮系。
其中齿轮1、3为中心轮，齿轮2、2′为行星轮，构件H为行星架。
则有：
∵
，
∴
∴
传动比
为10，构件S与H的转向相同。
9-9答：
i15=0.42，齿轮1与5转向相同。
9-10答：
i1H=1+z3*（z4+z6）/（z1*z4）9-11答：
这是一个组合轮系。
齿轮3、4、4′、5和行星架H组成行星轮系，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。
在行星轮系中：
（1）
在定轴轮系中：
（2）
又因为：
，
，
（3）
依题意，指针P转一圈即np=1（4）
此时轮子走了一公里，即
（5）
联立
（1）、
（2）、（3）、（4）、（5）可求得z2=68。
9-12答：
齿轮7的转速n7=-192r/min，齿轮7与齿轮1的转向相反。
9-13答：
齿轮1的转速n1=2800r/min，齿轮1与齿轮7的转向相同。
9-14答：
n3=872r/min
9-15答：
齿轮7的转速n7=45.45r/min，齿轮7与齿轮1的转向相同。
9-16答：
解：
（1）求nA＝0时工作进给传动比i64
当nA＝0时，双联齿轮2和3为行星轮，H为行星架，齿轮1和齿轮4为中心轮，它们一起构成行星轮系部分；齿轮5和齿轮6构成定轴轮系部分，该轮系为组合轮系。
对行星轮系部分
……（a）对定轴轮系部分
……（b）
注意到此时n1＝nA＝0，两部分轮系之间的运动联系为：
nH＝n5，由（b）得：
……（c）将（c）代入（a），整理得：
（2）求nB＝0快速进给传动比i14
当nB＝0时，nB＝n6＝n5＝nH＝0，所以齿轮1、2、3、4构成定轴轮系
第10章连接
10-1答：
略。
10-2答：
见教材P163表10-1。
10-3答：
增加联结刚度、紧密性和提高防松能力。
10-4答：
略。
10-5答：
σb=900MPa，σS=720MPa。
螺母应选用35钢，9级，需要进行热处理。
10-6解：
（1）t0=280×3.14÷8≈110=5.5d，螺栓间距满足紧密性要求，合理。
（2）图中的螺母拧紧顺序不合理。
10-7.解：
由d1=
，F=
推出：
FS=
=
=696.2N
所以该联结允许传递的静载荷为696.2N。
10-8.解：
（1）求螺栓所受预紧力：
F′=8888.89N。
（2）确定需用应力：
根据材料是Q235可知σB=400MPa，σs=240MPa。
查表10-3取安全系数S=4，所以[σ]=σs/S=60MPa。
（3）计算螺栓直径d1=15.66mm，查机械设计手册选择螺栓：
M16×70，螺母为M16。
10-9解：
单个螺栓所受的总拉力F为：
F=2.5Fa/4=2.5×4500/4=2812.5N。
许用应力：
[σ]=σs/S=240/4=60MPa。
计算螺纹的小径：
=
=8.81mm查表选用M10的螺纹。
10-10解：
（1）根据螺栓材料35钢（5.8级），有σB=500MPa,σs=400MPa。
（2）螺栓所受的总拉力FQ
取螺栓数z=12，每个螺栓所受的工作载荷为
查表得F″=1.6F，则FQ=F+F″=2.6×19635=51050N。
（3）计算所需螺栓直径
查表得：
安全系数S=2，则[σ]=400/2=200MPa，所需螺栓直径
=
=20.6mm
查表选用12个M24的螺栓。
螺栓间距t0=350×3.14÷12≈168=7d，螺栓间距满足紧密
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