上海大学机械设计硕士入学考试试题解析

6-1　是非题

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

6-2　单项选择题

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

图2-6-1

6-3　简答题

1.答：将力Fe等效移到底板螺栓组中心，如图2-6-1所示，可知底板受到螺栓轴向力F1=Fesinθ，横向力F2=Fecosθ和倾覆力矩M=Fehcosθ-FeLsinθ＞0，从而可得到底板最左侧的两个螺栓受力最大。为保证连接安全工作，其必要条件为：

（1）底板最左侧的两个螺栓受力最大，应验算该螺栓的抗拉强度，要求拉应力满足σ≤[σ]；

（2）应验算底板右侧边缘的最大挤压应力，要求最大挤压应力满足σpmax≤[σ]p；

（3）应验算底板左侧边缘的最小挤压应力，要求最小挤压应力满足σpmin＞0；

（4）应验算底板在横向力作用下是否会滑移，要求摩擦力满足Ff＞F2。

2.答：（1）z1增大，则d1=mz1增大。在T1不变的情况下，Ft=2T1/d1减小。对于接触应力，d1增大则σH减小，Ft减小则σH减小；对于弯曲应力，Ft减小则σF减小，z1增大使得YFaYSa减小，则σF减小。因而模数m不变，齿数z1增加，则齿轮的弯曲应力减小，齿轮的接触应力也减小。

（2）m增大，则d1=mz1增大。在T1不变的情况下，Ft=2T1/d1减小。对于接触应力，d1增大则σH减小，Ft减小则σH减小；对于弯曲应力，Ft减小则σF减小，m增大则σF减小。因而齿数z1不变，模数m增大，则齿轮的弯曲应力减小，齿轮的接触应力也减小。

（3）z1增加一倍，m减小一半，则d1=2z1（m/2）=mz1不变。对于接触应力，d1不变则σH不变；对于弯曲应力，z1增大使得σF少量减小，而m减小则使得σF大量增大。因而齿数z1增加一倍，模数m减小一半，则齿轮的弯曲应力增大，齿轮的接触应力不变。

3.答：影响链速不均匀性的主要参数是链轮齿数z和链节距p。采用较多的小链轮齿数z1和较小的链节距可减轻不均匀性的程度。

4.答：（1）当hmin＜[h]时，说明轴承承载能力不够，可考虑采用增大d、B、B/d和η，或减小Ψ等来改进；

（2）可考虑改选材料，增大B来提高承载能力；

（3）说明轴承的温升过高，承载量过大，可考虑增大d、B等来提高承载能力。

5.答：图b的方案较合理。原因如下：

（1）带传动宜放在高速级，在功率不变的情况下，高速级转速高，带传动所需有效拉力小，带传动的尺寸就较小；

（2）带传动直接连电动机，可对传动系统的冲击、振动起缓冲作用，对电动机有利；

（3）在齿轮减速器中，功率输入小齿轮远离V带轮，功率输出大齿轮远离联轴器，使齿轮载荷分布不均匀现象较缓和；

（4）将斜齿圆柱齿轮安排在齿轮减速器的高速级，有利于工作平稳，轴向力小；

（5）图b方案所占空间小，结构较紧凑。

6-4　计算题

1.解：（1）图解法。由φσ=得

A点坐标为，即（0，150）；D点坐标为，即（250，125）；C点坐标为（σs，0），即（360，0）。

作零件极限应力线图如图2-6-2所示。设零件的工作应力点为M，则

图2-6-2

根据σm和σa的值在零件极限应力线图中可定出M点，根据σm=C可定出极限应力点M′，量出这两点的横、纵坐标值，可得计算安全系数为

（2）计算法。由于M点位于AGHO区域，故只要计算其疲劳强度计算安全系数，即

2.解：（1）

则有-+1=-3，=4，即i1H=i14=4（因为系杆H与蜗杆轴同轴，故nH=n4），则

因为蜗杆的转向与轮1相同，所以蜗轮是逆时针转动，如图2-6-3所示，故此时重物上升。

（2）由T5=T1i15η得：W=T1i15η，则

图2-6-3

3.解：（1）T1=9.55×106=9.55×106×=95500（N·mm）

图2-6-4

Fr1=Fa2=Ft1tanαcosδ1

=1688.02×tan20°×cos45°=434.44（N）

Fa1=Fr2=Ft1tanαsinδ1

=1688.02×tan20°×sin45°=434.44（N）

即Ft2=1688.02N，Fa2=434.44N，Fr2=434.44N。各分力的方向如图2-6-4所示。

（2）从图2-6-4中齿轮2各力方向及大小可知：在中间轴上，Fr12和Fr32将相互抵消，而两个轴向力Fa12和Fa32对轴产生的弯矩也相互抵消，计算轴径仅考虑Ft12和Ft32的影响。

由R1×400-2Ft×300=0得(www.xing528.com)

R1==2532.03（N）

由-R2×400+2Ft×100=0得

作用在轴上的最大弯矩

Mmax=R1×100=253203（N·mm）

根据受力分析可知，此中间轴仅受弯矩作用，不承受转矩作用，故

取整后得轴径d=36mm。

4.解：

图2-6-5

（1）由图2-6-5b可列平衡方程为

Fr1v×400-FR×200+FA×100=0

解得：Fr1v=350N。

由Fr1v+Fr2v-FR=0得

Fr2v=FR-Fr1v=1200-350=850（N）

由图2-6-5c得：Fr1H =Fr2H =FT/2=1500（N），故

Fr1==1540.3（N）

Fr2==1724.1（N）

（2）两轴承的派生力为

因为Fd2+FA=574.7+1000=1574.7（N）＞Fd1，所以轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

两轴承所受的轴向力为

Fa1=FA+Fd2=1574.7（N），Fa2=Fd2=574.7（N）

=0.33＜e，故X2=1，Y2=0。则有

P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.2×（0.4×1540.3+1.5×1574.7）=3573.8（N）

P2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.2×（1×1724.1+0）=2068.9（N）

（3）因P1＞P2，故轴承1的寿命较短。

5.解：（1）电机功率为

（2）轴Ⅱ传递的功率为

PⅡ=Pη2η3=2240.8×0.95×0.99=2107.5（W）

轴Ⅲ传递的功率为

PⅢ=Pη1η2η23=2240.8×0.98×0.95×0.992=2044.7（N）

（3）i带=144（r/min）

6.解：由2F0f×2≥KSF得

由≤[]σ得

因而有

6-5　结构分析题

解：图1-6-8中标有序号处的错误及结构不合理的原因主要是：

①带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毅长度短2～3mm；

②左、右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分；

③透盖无密封装置；

④左、右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片；

⑤挡油环与箱体孔相接触；

⑥两套筒外径太大，轴承无法拆卸；

⑦齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毅长度短2～3mm；

⑧齿轮无安装基准，应在此设一轴肩；

⑨键过长，套筒无法安装；

⑩精加工面太长，轴承安装不方便；

⑪左轴承端盖孔与轴相接触；

⑫带轮无轴向定位，应在此设一轴肩；

⑬带轮无周向固定，应安装一平键。