機械原理部分試題目及解答

第一章機構的組成和結構1-1試畫出圖示平面機構的運動簡圖，并計算其自由度。F＝3×3－2×4＝1F＝3×3－2×4＝1F＝3×3－2×4＝1F＝3×3－2×4＝11-2計算圖示平面機構的自由度。將其中高副化為低副。確定機構所含桿組的數(shù)目和級別，以及機構的級別。（機構中的原動件用圓弧箭頭表示。）F＝3×7－2×10＝1F＝3×7－2×10＝1含3個Ⅱ級桿組：6-7，4-5，2-3。含3個Ⅱ級桿組：6-7，4-5，2-3。該機構為Ⅱ級機構構件2、3、4連接處為復合鉸鏈。該機構為Ⅱ級機構F＝3×4－2×5－1＝1F＝3×3－2×F＝3×5－2×7＝1（高副低代后）F＝3×5－2×7＝1（高副低代后）含1個Ⅲ級桿組：2-3-4-5。含2個Ⅱ級桿組：4-5，2-3。該機構為Ⅲ級機構構件2、3、4連接處為復合鉸鏈。該機構為Ⅱ級機構F＝3×8－2×11－1＝1F＝3×6－2F＝3×9－2×13＝1（高副低代后）F＝3×7－2×10＝1（高副低代后）含4個Ⅱ級桿組：8-6，5-7，4-3，2-11。含1個Ⅱ級桿組6-7。該機構為Ⅱ級機構含1個Ⅲ級桿組2-3-4-5。第二章連桿機構2-1在左下圖所示凸輪機構中，已知r=50mm，lOA=22mm，lAC=80mm,，凸輪1的等角速度ω1=10rad/s，逆時針方向轉動。試用瞬心法求從動件2的角速度ω2。1C1C解：如右圖，先觀察得出瞬心P13和P23為兩個鉸鏈中心。再求瞬心P12：根據(jù)三心定理，P12應在P13與P23的連線上，另外根據(jù)瞬心法，P12應在過B點垂直于構件2的直線上，過B點和凸輪中心O作直線并延長，與P13、P23連線的交點即為P12。從圖上量出長度尺寸并按作圖比例系數(shù)換算成實際長度：P12A=28.54，則：P12因為P12是構件1與構件2的瞬心，所以rad/s2-2在右圖所示的曲柄搖塊機構中，已知lAB=40mm，lAC=80mm，，求速度瞬心P13和P24。解：如下圖，先找瞬心：P12、P14、P34均為鉸鏈中心，P23為垂直于導路無窮遠處。求P24：對于構件1、2、4，P24應P12與P14的連線上；而對于構件2、3、4，應在P23與P34連線上，分別作兩連線，其交點即為P24。求P13：對于構件1、2、3，應在P12與P23的連線上；而對于構件1、4、3，應在P14和P34連線上，分別作兩連線，其交點即為P13。PP142-3試根據(jù)圖中注明的尺寸判斷下列鉸鏈四桿機構是曲柄搖桿機構、雙曲柄機構、還是雙搖桿機構。解：圖a)為雙曲柄機構；圖b)為曲柄搖桿機構；圖c)為雙搖桿機構；圖d)為雙搖桿機構。2-4如左下圖，設計一腳踏軋棉機的曲柄搖桿機構。要求踏板CD在水平位置上下各擺10°，且lCD=500mm，lAD=1000mm，試用圖解法求曲柄AB和連桿BC的長度。解：①如右圖，根據(jù)已知條件畫出A、D、C、C1、C2。②通過A、C1畫直線代表機構的一個極限位置，通過A、C2畫直線代表機構的另一個極限位置。③從圖中可知，AC1=BC-AB，AC2=BC+AB，即AB=（AC2-AC1）/2以A為圓心，AC1為半徑畫圓弧與AC2交于E點，即AB=EC2/2，從圖上量出尺寸并通過比例變換得出：EC2=156mm，再以A為圓心，以EC2為直徑畫圓，交于B1點和B2點，得出BC=1115mm。（也可在圖上量出AC1和AC2后，列二元一次方程求解得出兩桿長）即AB=78mm，BC=1115mm。2-5如左下圖，設計一曲柄滑塊機構。已知滑塊的行程s=50mm，偏距e=16mm，行程速比系數(shù)K=1.2，求曲柄與連桿長度。解：①先算出極位夾角②如右圖所示，作一條直線C1C2=s=50，過C1、C2各作一條直線，與直線C1C2的夾角均為90°-③以O為圓心，過C1、C2作圓（即OC為半徑）④再作一直線與C1C2平行,使兩直線間的距離等于偏距e⑤根據(jù)C1A、C2從圖中可知，AC1=BC-AB，AC2=BC+AB，即AB=（AC2-AC1）/2以A為圓心，AC1為半徑畫圓弧與AC2交于E點，即AB=EC2/2，從圖上量出尺寸并通過比例變換得出EC2長度尺寸，再以A為圓心，以EC2為直徑畫圓，交于B1點和B2點，得出BC桿長。（也可在圖上量出AC1和AC2后，列二元一次方程求解得出兩桿長）⑥得出給定e、s和θ的曲柄滑塊機構。曲柄長23.8mm，連桿長58.3mm。注意：此題也可參照教材P72的方法畫圖。(當e=20mm，K=1.5時，θ=36°，曲柄長21.5mm，連桿長46.5mm。)2-6設計一導桿機構。已知機架長度l4=100mm，行程速比系數(shù)K=1.4，求曲柄長度。（參考答案：曲柄長度為25.88mm）解：①先算出極位夾角②因為導桿機構中極位夾角θ等于導桿擺角ψ，任取一點為D，作∠mDn=ψ，作角等分線，在角等分線上取lAD=l4=100，得出曲柄轉動中心A。③由A點對兩極限位置的導桿m或n作垂線，得出曲柄長度a=25.88mm。也可根據(jù)圖，直接用sin(ψ/2)=a/l4得出結果。2-7如左下圖，設計一鉸鏈四桿機構作為加熱爐爐門的啟閉機構。已知爐門上兩活動鉸鏈的中心距為50mm，爐門打開后成水平位置時，要求爐門溫度較低的一面朝上（如虛線所示），設固定鉸鏈安裝在y-y軸線上，其相關尺寸如圖所示，求此鉸鏈四桿機構其余三桿的長度。解：已知爐門兩上兩個活動鉸鏈桿長為lBC=50mm，從圖形上已知爐門開閉時的兩個極限位置B1C1和B2C①如右圖所示，連接B1B2成一直線，并作B1B2的中垂線n，與y-y軸線交于A點，得出鉸鏈A的位置。②連接C1C2成一直線，并作C1C2的中垂線m，與y-y軸線交于D點，得出鉸鏈③從圖形上畫出四桿機構AB1C1AB=67.3mm，AD=95.8mm，DC=112.1mm。AA2-8欲設計一個如下圖所示的鉸鏈四桿機構。設已知其搖桿CD的長度為75mm，行程速比系數(shù)K=1.5，機架AD的長度為80mm,又知搖桿的一個極限位置與機架間的夾角ψ=45°，試求其曲柄AB的長度和連桿BC的長度。解：（1）算出極位角θ（2）任取D點，作水平線DA，使lDA=80，（3）（4）過AC1兩點的直線為連桿與曲柄共線的位置之一，，以D點為圓心，DC1為半徑作圓弧，此圓弧與前述直線交于C2。從圖中可知，AC2=BC+AB，AC1=BC-AB，即AB=（AC2-AC1）/2以A為圓心，AC1為半徑畫圓弧與AC2交于E點，即AB=EC2/2，再以A為圓心，以EC2為直徑畫圓，交于B1點和B2點，得出BC桿長。從圖上量出尺寸并通過比例變換得出各長度尺寸為lAB=38.65，lBC=98.2。（也可在圖上量出AC1和AC2后，列二元一次方程求解得出兩桿長）第三章凸輪機構3-1左圖所示為尖底偏置直動從動件盤形凸輪，AFB、CD為圓弧。AD、BC為直線，A、B為直線為圓弧AFB的切點。已知e=8mm，r0=15mm，OC=OD=20mm，∠COD=30°。試求①從動件的升程h，凸輪推程運動角Φ，回程運動角Φ′及近休止角Φs′；②凸輪與從動件在A、D、C、B點接觸時機構的壓力角αA、αD、αC、αB；③推程最大壓力角αmax的數(shù)值及出現(xiàn)位置；④回程最大壓力角的數(shù)值及出現(xiàn)位置。解：①h=mm推程運動角：回程運動角：近休止角：②壓力角是指凸輪對從動件作用力的方向線（A點處為OA方向）與從動件上力作用點的速度方向（推桿上下方向）之間所夾的銳角。③推程最大壓力角在A點，④回程最大壓力角在B點，第四章齒輪機構4-1有一對使用日久磨損嚴重的標準齒輪需要修復。按磨損情況，擬將小齒輪報廢，修復大齒輪，修復后的大齒輪的齒頂圓要減小8mm。已知ha*=1及c*=0.25。試求這兩個齒輪的幾何尺寸。解：根據(jù)題意要求中心距不變，修復大齒輪，即大齒輪負變位，小齒輪正變位。根據(jù)大齒輪的磨損情況，通過對大齒輪進行負變位，把磨損部分切掉。原齒輪2的齒頂圓直徑為：mz2+2ha*m=4×96+2×1×現(xiàn)齒輪2的齒頂圓直徑為：da2=392-8=384齒輪負變位后：da2=mz2+2(ha*+x2)m即：為了保持中心距不變，可對新設計的小齒輪進行正變位，x1=-x2=1幾何尺寸計算如下：分度圓直徑：d1=mz1=4×24=96mmd2=mz2=4×96=384mm齒頂圓直徑：da1=mz1+2(ha*+x1)m=4×24+2×(1+1)×4=112mmda2=mz2+2(ha*+x2)m=4×96+2×(1-1)×4=384齒根圓直徑：df1=mz1-2(ha*+c*-x1)m=4×24-2×(1+0.25-1)×4=94mmdf2=mz2-2(ha*+c*-x2)m=4×96-2×(1+0.25+1)×4=366mm4-2已知一對外嚙合變位齒輪的齒數(shù)Z1=10，Z2=12，ha*=1，C*=0.25，α=20°，m=10mm，求相應的最小變位系數(shù)，計算兩輪的齒頂圓直徑da。（inv26.985°=0.038264，inv20°=0.014904）解：因為兩齒輪的齒數(shù)都小于不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)（zmin=17），故應采用正變位，最小變位系數(shù)為x1=(17-z1)/17=(17-10)/17=0.412x2=(17-z2)/17=(17-12)/17=0.294得：其中a=m(z1+z2)/2=10(10+12)/2=110得：中心距變動系數(shù)齒高變動系數(shù)△y=x1+x2-y=0.412+0.294-0.5995=0.1065齒頂高ha1=(ha*+x1-△y)m=（1+0.412-0.1065）×10=13.055mmha2=(ha*+x2-△y)m=（1+0.294-0.1065）×10=11.875mm齒頂圓直徑da1=d1+2ha1=mz1+2×13.055=da2=d2+2ha2=mz2+2×11.875=4-3已知兩個直齒圓柱齒輪的齒數(shù)分別為Z1=12，Z2=15，用α=20°，m=4mm的滾刀切制。如兩齒輪按最小變位系數(shù)切制，試求無側隙傳動的中心距。（invαˊ=0.026，則αˊ=23°54′，inv20°=0.014904）解：因為兩齒輪的齒數(shù)都小于不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)（zmin=17），故應采取正變位，其最小變位系數(shù)為：x1=(17-z1)/17=(17-12)/17=0.294x2=(17-z2)/17=(17-15)/17=0.1176根據(jù)無側隙嚙合方程式得：查P140漸開線函數(shù)表得：α′=23°54′無側隙傳動的中心距為：4-4某球磨機上有一對標準直齒圓柱齒輪，已測知m=16mm，Z1=27，Z2=245，中心距a=2176mm。兩齒輪齒面磨損嚴重需要修復。為了節(jié)約材料和降低制造成本，決定只更換小齒輪，而通過變位切削修復大齒輪。檢測后知大齒輪分度圓上齒厚的磨損量為5.61mm。試求小齒輪的齒頂圓直徑以及修復大齒輪時的大齒輪齒頂圓直徑。解：(1)根據(jù)分度圓齒厚的磨損量，首先對大齒輪進行負變位切削，把齒面磨損部分全部切掉。由磨損量等于齒厚減薄量條件得：2x2mtgα=-5.61則取x2=-0.5，則能保證將磨損部分全部切掉。(2)為了保持無側隙嚙合中心距不變，應采用高度變位傳動，故小齒輪為正變位，即x1=-x2=0.5(3)在高度變位齒輪傳動中，齒高變動系數(shù)△y=0ha=(ha*+x-△y)mda=d+2(ha*+x-△y)mda1=mz1+2(ha*+x1)m=480mmda2=mz2+2(ha*+x1)m=3936mm而標準齒輪的大齒輪z2=245，da2=3952，其齒頂圓相應車小到da2=3936mm4-5已知：一對正常齒漸開線標準斜齒圓柱齒輪的中心距a=250mm，齒數(shù)Z1=23，Z2=98，法向模數(shù)mn=4mm，試計算其螺旋角、端面模數(shù)、端面壓力角、當量齒數(shù)、分度圓直徑、齒頂圓直徑和齒根圓直徑。解：得：螺旋角β=14.53°端面模數(shù)mt=mn/cosβ=4/0.968=4.13端面壓力角當量齒數(shù)分度圓直徑（按端面參數(shù)計算）齒頂圓直徑（按端面參數(shù)計算）da1=d1+2hat*mt=95.04+2×han*×cos14.53°×4.13=103.04mmda2=d2+2hat*m=404.96+2×han*×cos14.53°×4.13=412.96mm齒根圓直徑（按端面參數(shù)計算）df1=d1-2(hat*+ct*)mt=95.04-2(1+0.25)×cos14.53°×4.13=85.04df2=d2-2(hat*+ct*)mt=404.96-2(1+0.25)×cos14.53°×4.13=394.964-6一對標準斜齒圓柱齒輪，已知傳動比i=3.5，法向模數(shù)mn=2mm,中心距a=90mm，初設螺旋角β=15°。試確定這對齒輪的實際螺旋角β和齒數(shù)，計算分度圓直徑、齒頂圓直徑、齒根圓直徑和當量齒數(shù)。解：因為傳動比i=z2/z1=3.5則：z2=3.5z1即z1+3.5z1=86.93z1=19.32z2=67.61若取z1=20則z2=70顯然cosβ不可能大于等于1若取z1=19，根據(jù)傳動比i=3.5，則z2=66.5，顯然齒數(shù)不能為小數(shù)，取z2=67。將z1=19則z2=67，代入上式得出實際β=17.2°（在8°-20°之間）hat*=han*cosβct*=cn*cosβ計算分度圓直徑：計算齒頂圓直徑：da1=d1+2hat*mt=43.77mmda2=d2+2hat*mt=144.23計算齒根圓直徑df1=d1-2(hat*+ct*)m=34.77mmdf2=d2-2(hat*+ct*)m=135.23mm計算當量齒數(shù)4-7有一對蝸桿蝸輪的參數(shù)為Z1=1，Z2=40，α=20°，ha*=1，C*=0.2，m=5mm，d1=50mm。試計算其幾何尺寸和傳動比。解：分度圓直徑：d1=50mmd2=mz2=5×40=200mm中心距：a=(d1+d2)/2=125mm齒頂圓直徑：da1=d1+2ha*m=50+2×1×5=da2=d2+2ha*m=200+2×1×5=齒根圓直徑：df1=d1-2(ha*+c*)m=50-2×(1+0.2)×5=38df2=d2-2(ha*+c*)m=200-2×(1+0.2)×5=188蝸桿導程角：γ=arctg(z1m/d1)=arctg(1×5/50)=5.7蝸輪螺旋角：β2=γ=5.7°傳動比：i12=z2/z1=40/1=40第五章輪系5-1在圖示自動化照明燈具的傳動裝置中，已知輸入軸的轉速n1=19.5r/min,各齒輪的齒數(shù)為Z1=60，Z2=Z3=30，Z4=Z5=40，Z6=120。求箱體B的轉速nB。解：分析該輪系，系桿H為箱體B，行星輪為2、3、4、5，轉化機構列式為：因齒輪6固定，所以n6=0，已知n1=19.5代入上式得即nH=6.5r/min即箱體B的轉速為6.5r/min，方向與齒輪1相同。5-2在圖示萬能工具磨床進給機構中，已知Z1=Z2′=41，Z2=Z3=39。求手柄H與齒輪1的傳動比iH1。解：分析該輪系，行星輪為2和2′，系桿為H。入出入出因為n3=0即得所以附：另一種解題方法如下（因為n3=0）5-3在圖示行星減速裝置中，已知z1=z2=17，z3=51。當手柄轉過90°時，轉盤H轉過多少度？解：此輪系為周轉輪系，系桿為H，行星輪2（兩個），中心輪1和3，將輪系轉化后可列式如下：因為n3=0，所以即當手柄轉過90度時，轉盤H轉過22.5度。轉向與手柄相同。5-4在圖示輪系中，已知Z1=60，Z2=40，Z2′=Z3=20。若n1=n3=120r/min，并設n1與n3轉向相反。求nH的大小及方向。解：在圖上畫出各輪的轉動方向。將機構轉化后列式如下：根據(jù)題意，n1=120，n3=-n1=-120，代入上式計算得：，即nH=600r/minnH為正值，說明nH與n1轉向相同。5-5在圖示輪系中，已知各輪的齒數(shù)為Za=18，Zg=25，Zb=68，Zf=20，Ze=63。試求傳動比iHa，iHb，iab。解：分析輪系，該輪系是由兩個周轉輪系組成的混合輪系，a-gf-e-H和a-gf-b-H。共用H。在a-gf-e-H的轉化機構中：因ne=0，代入上式，得，即，，在a-gf-b-H的轉化機構中：將代入上式，得答iHa=0.186，方向相同。iHb=-6.33，方向相反。iab=-34，方向相反。5-6在圖示的3K型行星減速機中，已知Z1=10，Z2=32，Z3=74，Z4=72，Z2′=30及電動機轉速為1450r/min。求輸出軸轉速n4。解：此輪系由兩個周轉輪系組合而成。第一個是1-2-3-H，第二個是4-2′2-3第一個輪系的轉化機構列式如下：其中n3=0，代入上式，得第二個輪系的轉化機構列式如下：其中n3=0，代入上式，得也可通過下式得出n4/nH。其中n1=8.4nH，代入上式，得即r/min轉向與齒輪1相同。5-7在圖示液壓回轉臺的傳動機構中，已知Z2=15，油馬達M的轉速nM=12r/min，回轉臺H的轉速nH=-1.5r/min。求齒輪1的齒數(shù)（提示nM=n2-nH）。解：根據(jù)圖形分析該輪系為周轉輪系。轉化機構列式如下：其中n1=0，n2-nH=nM，代入上式，，得：z1=1205-8在圖示自行車里程表機構中，C為車輪軸。已知各輪的齒數(shù)為Z1=17，Z3=23，Z4=19，Z4′=20及Z5=24。設輪胎受壓變形后，28in（1in=25.4mm）車輪的有效直徑約為0.7m。當車行一千米時，表上的指針剛好回轉一周。求齒輪2的齒數(shù)。解：此輪系是一個混合輪系，齒輪1和齒輪2組成定軸輪系，其余部分組成周轉輪系。因n3=0，代入左式得即又得iH5=-114因齒輪2和5的軸與系桿是同一構件，則i15=i12×i25=i12×iH5即得z2=67.8取z2=68也可用下面的方法求得z2。得z2=67.8取z2=68第六章間歇運動機構和其他常用機構6-1在六角車床的六角頭外槽輪機構中，已知槽輪的槽數(shù)Z=6，槽輪運動時間是靜止時間的兩倍。求：（1）槽輪機構的運動系數(shù)τ；（2）銷輪的圓銷數(shù)n。解：（1）（2） 6-2裝配自動機的工作臺有6個轉動工位，為完成裝配工序，要求每個工位停歇時間為t2t=10s，當采用單銷外槽輪機構時，試求：（1）槽輪的運動系數(shù)τ；（2）槽輪的運動時間t2d；（3）銷輪的轉速n1。解：（1）（2）即：得槽輪的運動時間（每個工位）：t動=5s（3）撥盤轉一周所需時間為：t動+t停=5+10=15s銷輪的轉速為：n1=60/15=4r/min第七章機械的平衡7-1圖示為一鋼制圓盤，盤厚H＝30mm，位置Ⅰ處鉆有一直徑d=50mm的通孔，位置Ⅱ處有一質量為m2＝0.2公斤的附加重塊，為使圓盤平衡，擬在圓盤r=200mm的圓周上增加一重塊，試求此重塊的重量和位置。（鋼的密度ρ＝7.8g/cm3） 解：此題的要點為在圓盤鉆孔后此處重量減少，相當于在其相反方向增加了同樣的重量。在Ⅰ處鉆孔后失去的重量為：其質徑積的大小，方向與OⅠ相反。在Ⅱ附加質量所產(chǎn)生的質徑積的大小為：，方向與OⅡ相同。因此，由平衡原理，在r＝200mm處所附加的平衡質徑積mr的計算為：因此：與X軸正方向的夾角與Y軸正方向的夾角所增加的質量為：m＝0.263kg第八章機械的運轉及速度波動的調節(jié)8-1在電動機驅動剪床的機組中，已知電動機的轉速為1500r/min，作用在剪床主軸上的阻力矩Mr=Mr(φ)(如圖所示為一個周期)。設驅動力矩為常數(shù)，機組各構件的等效轉動慣量可以忽略不計。求保證運轉不均勻系數(shù)δ不超過0.05時安裝在電動機軸上的飛輪轉動慣量JF。解：(1)因為在一個周期內，等效驅動力矩Md所做的功等于等效阻力矩Mr所做的功。所以（注：等式左邊表示Md在2π周期內所做的功，等式右邊表示給定圖形上Mr所做的功，即Mr所包圍的面積）由上式得出：Md=462.5N.m(2)求出最大盈虧功[W](即△Amax)根據(jù)Md和Mr畫出面積圖和能量指示圖，找出最大盈虧功位置（圖形上含“-”號的陰影部分）。設陰影梯形的下底邊長為L，根據(jù)圖示三角形可知：得L=1.4228最大盈虧功：N.m飛輪的轉動慣量：kg.m28-2在圖示多汽缸原動機曲柄銷上等效驅動力和等效阻力的線圖中，代表不變的等效阻力Fr的直線ai以上和以下的面積順序為+580、-320、+390、-520、+190、-390、+260、-190（單位均為mm）。該線圖的比例尺μf=100N/mm，μs=0.01m/mm。曲柄軸的平均轉速為120r/min，且原動機的轉速不得超過其平均轉速的±3％。求裝在該曲柄軸上輪形飛輪的飛輪矩（不計其他構件的質量和轉動慣量）解：畫出能量指示圖。根據(jù)圖形，最大盈虧功[W]=△Amax=650+70=720比例換算：[W]=100×0.01×720=720N.mkg.m2因輪形飛輪的飛輪矩為：mD2=4JF=4×76.068=304.38-3已知某軋鋼機的原動機功率等于常數(shù)，N=2000W，鋼材通過軋輥時消耗的功率為常數(shù)，N1=3000W，鋼材通過軋輥的時間t1=5s，主軸平均轉速n=80r/min，機械運轉不均勻系數(shù)δ=0.1。求:(1)安裝在主軸上的飛輪的轉動慣量；(2)飛輪的最大轉速和最小轉速；(3)此軋鋼機的運轉周期。解：根據(jù)題意，先畫出面積圖。(1)△Amax=(3000-2000)×5=5×103N.m(△Amax即[W])(2)nmax=n(1+δ/2)=84r/min；nmin=n(1-δ/2)=76r/min；(3)一個循環(huán)，3000W3000W2000W2000W8-4如圖（a），將機組的力和質量都換算到曲柄AB上的點B。在機組穩(wěn)定運動時，它的一個運動循環(huán)對應的轉角φT=2π。等效驅動力矩Md為常數(shù)，等效阻力矩Mr的變化如圖（b）所示。機組各構件的等效轉動慣量Je=0.14kg.為常數(shù),ωm=25rad/s。如給定δ=0.04,裝在軸A上的輪形飛輪平均直徑d=0.5m。試確定飛輪的轉動慣量和質量。解：(1)因為在一個周期內，等效驅動力矩Md所做的功等于等效阻力矩Mr所做的功。所以解得：Md=200N.m（注：等式左邊表示Md在2π周期內所做的功，等式右邊表示給定圖形上Mr所做的功，即Mr所包圍的面積，4個三角形面積之和）(2)根據(jù)Md和Mr畫出面積圖和能量指示圖，找出最大盈虧功位置（面積圖上部含“-”號的三角形陰影部分）。最大盈虧功為：N.m不考慮其他構件時（即粗略計算），飛輪的轉動慣量為kg.m2考慮其他構件時（即精確計算），飛輪的轉動慣量為kg.m2輪形飛輪，質量kg一、填空題1、機構與機器的共同特點為（1）人為的實體組合；（2）各相關實體之間具有確定的相對運動。3、機械就是機器與機構的總稱。6、機構具有確定運動的條件是自由度大于零，且等于原動件數(shù)目。10、兩構件通過點或線接觸組成的運動副稱為高副。11、兩構件通過面接觸組成的運動副稱為低副。12、在機構中不產(chǎn)生實際約束效果的重復約束稱為虛約束。14、平面機構自由度的計算公式為F=3n-2P-P。15、平面低副的約束數(shù)是2。16、平面高副的約束數(shù)是1。27、在四桿機構中，取與最短桿相對的桿為機架，則可得到雙搖桿機構。28、平面連桿機構具有急回特征在于極位夾角不為0。29、由公式θ=180°（K-1/K+1）計算出的角是平面四桿機構的極位夾角。32、在曲柄搖桿機構中只有在搖桿為主動件情況下，才會出現(xiàn)死點位置。34、判斷平面連桿機構的傳動性能時，當機構的傳動角愈大，則傳動性能愈好。38、壓力角愈小，傳動角愈大，機構的傳力性能愈好。40、曲柄搖桿機構可演化成偏心輪機構，其演化途徑為擴大轉動副。41、四桿機構有曲柄的條件為；連架桿和機架中必有一桿為最短桿。44、曲柄搖桿機構中，最小傳動角出現(xiàn)的位置是曲柄與機架兩次共線的位置。48、凸輪機構中，當從動件為等速運動規(guī)律時，會產(chǎn)生剛性沖擊。49、凸輪機構中，當從動件為等加速等減速運動規(guī)律時，會產(chǎn)生柔性沖擊。53、凸輪機構中，凸輪的基圓半徑越小，則壓力角越大，機構的效率就越低。54、當凸輪機構的壓力角過大時，機構易出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象。56、平底從動件凸輪機構的缺點是平底不能與凹陷凸輪輪廓接觸。57、凸輪實際輪廓出現(xiàn)尖點，是因為。61、凸輪機構中，以理論輪廓曲線的最小半徑r0為半徑所作的圓稱為基圓。62、凸輪機構按凸輪的形狀可分為盤形凸輪、移動凸輪、圓柱凸輪三種。64、用圖解法繪制盤形凸輪輪廓時，所用的基本原理是相對運動原理，即反轉法。72、圓柱銷為1的槽輪機構，槽輪的運動時間總小于靜止時間，因此它的運動系數(shù)總是小于0.5。73、槽輪的運動時間ｔ與主動件的運動時間ｔ之比稱為運動系數(shù)。86、漸開線任一點的法線與基圓相切。88、斜齒輪的基本參數(shù)分端面參數(shù)和法面參數(shù)。89、在推導圓錐齒輪的強度計算時，按齒寬中點的當量齒輪計算。90、圓錐齒輪的當量齒數(shù)為。91、斜齒圓柱齒輪的當量齒數(shù)為。92、斜齒圓柱齒輪的正確嚙合條件是（外嚙合）。94、直齒圓錐齒輪的大端模數(shù)取為標準模數(shù)。95、根據(jù)輪系運動時齒輪軸線位置是否固定，將輪系分為定軸輪系和周轉輪系。100、含有空間齒輪的定軸輪系，其傳動比的正、負號應根據(jù)畫箭頭方法確定。101、輪系中既自轉又公轉的齒輪稱為行星輪。105、混合輪系是由定軸輪系與周轉輪系或多個周轉輪系所組成的復合輪系。106、在周轉輪系中，系桿和中心輪的軸線必須重合，否則不能轉動。二、判斷題4、機械是機器和機構的總稱。（√）7、一切自由度不為1的機構，其各構件之間都不可能具有確定的相對運動。(×)9、兩構件通過點或線接觸組成的運動副是高副。(√)10、高副引入的約束數(shù)為2。(×)17、轉動副和移動副都是平面低副。(√)18、平面機構的自由度為2，說明需要2個原動件才能有確定運動。(√)19、機構中每個主動件相對機架可以有幾個獨立運動。(×)20、在繪制機構運動簡圖時，不僅要考慮構件的數(shù)目，而且要考慮構件的構造。(×)25、在機構運動簡圖中運動副和構件都應用規(guī)定的符號和線條表示。(√)26、在曲柄搖桿機構中，當以曲柄為主動件時，最小傳動角出現(xiàn)在曲柄與機架兩個共線位置處。(√)27、曲柄搖桿機構的行程速比系數(shù)K不可能等于1。(×)28、壓力角愈大，傳動角γ愈小，機構的傳動性能愈好。(×)29、鉸鏈四桿機構中，若存在曲柄，其曲柄一定是最短桿。(×)30、曲柄滑塊機構一定具有急回運動性質。(×)31、平面連桿機構的傳動角愈大，則機構的傳力性能愈好。（√）37、機構的死點位置就是=0的位置。（√）41、若要使機構有急回特性，>0。（√）42、在四桿機構中，取最長桿作為機架，則可得到雙搖桿機構。（×）44、行程速比系數(shù)K>1，說明機構有急回特性。（√）45、凸輪機構中，凸輪的基圓半徑越小，則壓力角越大，機構的效率就越低。（√）48、在凸輪機構中，當從動件位移規(guī)律為等速運動時易出現(xiàn)柔性沖擊。（×）49、凸輪機構中，基圓半徑越大，壓力角越大，則傳動效率越高。（×）50、當凸輪機構的壓力角過大時，機構易出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象。（√）52、平底從動件凸輪機構的缺點就是平底不能與凹陷凸輪輪廓接觸。(√)56、尖底從動件的優(yōu)點是無論凸輪為何種曲線都能與凸輪輪廓上所有點接觸。(√)61、一對互相嚙合的漸開線直齒圓柱齒輪，其分度圓總是相切的。（×）62、有了參數(shù)ｍ，，，，Z，便可計算出直齒圓柱齒輪傳動的幾何尺寸。(√)64、斜齒圓柱齒輪的螺旋角為根據(jù)基本參數(shù)計算后應取整數(shù)。(×)67、圓錐齒輪常以小端模數(shù)為標準模數(shù)。(×)68、圓錐齒輪的當量齒數(shù)為。(×)70、蝸桿的分度圓直徑為。（×）71、在蝸桿傳動設計中，不僅要規(guī)定標準的模數(shù)和壓力角，而且為了限制滾刀的數(shù)目及便于滾刀的標準化，還規(guī)定了蝸桿直徑系列。(√)72、蝸桿傳動的機械效率主要取決于蝸桿的頭數(shù)。