个样本题机械设计硕士入学考试样本试题-上海大学

5-1　是非题

1.×；2.√；3.×；4.√；5.×；6.×；7.×；8.×；9.√；10.×；11.√；12.×；13.×；14.×；15.×。

5-2　单项选择题

1.B；2.A；3.C；4.C；5.C；6.B；7.C；8.B；9.A；10.B；11.C；12.D；13.D；14.B；15.A。

5-3　简答题

1.答：当各级应力先作用最大的，然后依次降低时，右端小于1。因为递减的变应力由于开始作用了最大的变应力，引起了初始裂纹，以后施加的应力虽然较小，但仍能使裂纹扩展，对材料有削弱作用，故右端的值小于1。

当各级应力先作用最小的，然后依次升高时，右端大于1。因为递升的变应力由于开始施加较小的变应力，对材料不但没有使初始疲劳裂纹产生，而且对材料起了强化作用，故右端的值大于1。

2.答：（1）在两级圆柱齿轮传动中，斜齿轮应置于高速级。因为高速级的转速高，用斜齿圆柱齿轮可以使传动更加平稳，在精度等级相同时，允许传递的圆周速度较高，在忽略摩擦阻力影响时，高速级小齿轮的转矩是低速级转矩的1/i，其轴向力小。

（2）在直齿圆锥齿轮和圆柱齿轮所组成的两级传动中，圆锥齿轮应置于高速级。因为当传递功率一定时，低速级的转矩大，则齿轮的尺寸和模数也大，而圆锥齿轮的锥距R和模数m大时，则加工困难，或者加工成本大为提高。

3.答：（1）图a的相对偏心率χ大。

因为hmin=rψ（1-χ），即hmin越小，χ越大；现hamin＜hbmin，所以χa＞χb。

（2）hmin越小，则χ越大，Cp越大，也越大。所以Fa＞Fb，即图a承受的径向载荷大。

（3）χ越大，则耗油量系数Cq越大，由耗油量q=CqψυBd得，qa＞qb，即图a的耗油量大。

（4）因相对偏心率χ越大，耗油量q大，故图b的发热量较大。

4.答：（1）在传动方案不变的情况下，可采取的降温措施有：在箱体上加散热片，以增大散热面积；在蜗杆轴端装电风扇或在箱体内装蛇形冷却水管以提高散热系数，还可采用压力喷油循环冷却润滑。

（2）将齿轮传动与蜗杆传动互易其位，即将蜗杆传动置于高速级，以减小传动的转矩与发热，又因蜗杆传动的转矩减小，相应的蜗杆传动的q、m等参数可选小些而使蜗杆传动的尺寸变小，节约有色金属，降低造价；齿轮置于低速级后，其中心距等参数按强度计算会相应增大，但从总体上分析，新方案既解决了温升太高问题，又可降低整个装置的成本。

5-4 计算作图题

1.解：（1）由题意可知该轴为双向旋转，故r=-1，τm=0，τa=τ。

因为Sτ=

所以τ==37.46（MPa）

因为

所以P==91.94（kW）

（2）由φτ=得

A点的坐标为，即（0，74.92）。D点的坐标为，即（219.05，71.35）。C点的坐标为（τs，0），即（390，0）。

图2-5-1

设该轴某危险剖面处的工作应力点为M，此时的应力循环特性可以认为对称循环特性，就有：τa=τ=37.46MPa，τm=0，即M点的坐标为（0，37.46），此时的应力状况如图2-5-1所示。

2.解：V带传动在传递最大功率时，紧边拉力F1和松边拉力F2的关系符合欧拉公式，即F1/F2=efvα=e0.51π≈5，F2=F1。就有

所以

Fc=qυ2=0.18×13.672=33.64（N）

所以

σmax=σ1+σc+σb1=6.63+0.24+9.92=16.79（MPa）

带的应力分布如图2-5-2所示。

图2-5-2

3.解：（1）螺栓所受轴向工作载荷

总拉力F2=F0+F=11000+0.8×5890.49=15712.39（N）

残余预紧力F1=F2-F=15712.39-5890.49=9821.9（N）

（2）=132.69（MPa）＞[σ]，故强度不够。

（3）由=0.8，得=4，即=4，若tanθb=1，则tanθm=。

螺栓与被连接件的受力变形如图2-5-3所示。

5-5　计算题

1.解：（1）各轴的转向如图2-5-4所示。

图2-5-3

图2-5-4(www.xing528.com)

（2）TI=9.55×106=9.55×106×=225486.11（N·mm）

（3）δ1=arctan=22°37′12″，δ2=90°-δ1=67°22′48″

Fa2=Ft2tanαsinδ2=×tan20°sin67°22′48″=1486.53（N）

Fa3=Ft3tanβ3=

因为Fa2=Fa3，所以sinβ3=1486.53，β3=9°57′56″

图2-5-5

当斜齿圆柱齿轮z3的分度圆螺旋角β3为右旋并等于9°57′56″时，方能使大圆锥齿轮和小斜齿圆柱齿轮的轴向力完全抵消。

（4）齿轮2和4啮合点作用力的方向如图2-5-4所示。

2.解：（1）轴系受力如图2-5-5所示。支反力由-150Fr1-40FA+50FR=0得

Fr1=253N

由Fr1+Fr2-FR=0得

Fr2=747N

（2）派生的轴向力为

因为Fd1+FA=74+300=374（N）＞Fd2，故轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。两轴承所受的轴向力为

Fa2=FA+Fd1=300+74=374（N），Fa1=Fd1=74（N）

因为=0.5＞e，所以X2=0.4，Y2=1.7。

两轴承的当量动载荷分别为

P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.2×（1×253+0）=303.6（N）

P2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.2×（0.4×747+1.7×374）=1122（N）

（3）两轴承的寿命分别为

3.解：轴的受力图如图2-5-6所示，轴上作用力为

F1=F2=2500N

图2-5-6

轴上最大弯矩

M=F×100=2.5×105（N·mm）

由σ=≤[]σ得

d≥=29.24（mm）

圆整后轮轴直径可取d=30mm。

5-6　结构分析题

解：在图1-5-7中，轴系结构不妥之处如图2-5-7所指出的，主要原因是：

①左右两个轴承内圈没有固定；

②左右两个轴承外圈没有固定；

③轴径太大，齿轮无法装拆；

④两个齿轮定位不可靠，轴段应比轮毅长度短2～3mm；

⑤为了减少装夹工件的时间，两个平键应布置在轴的同一条母线上；

⑥两个轴承端盖与箱体之间均应有调整垫片；

⑦轴承端盖上螺钉孔径应比螺钉外径大些；

⑧螺孔应比螺钉头更深一些，螺纹底孔应比螺孔更深一些；

⑨箱体上与两个端盖接触的平面均应高出一些，均为加工面；

⑩两个齿轮齿顶圆均应倒角，共4处；

⑪两个轴承端盖外圆外侧均应倒角；

⑫螺钉应加弹簧垫圈防松；

⑬两个轴承端盖外面中间应凹下一点，以减少加工面。

图2-5-7