机械设计：上海大学硕士入学考试试题集

9-1　是非题

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

9-2　单项选择题

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

9-3　简答题

1.答：（1）流体动力润滑的一维雷诺方程式为：（h-h）。0

（2）形成液体动压油膜的必要条件是：①相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；②被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度，其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出；③润滑油必须有一定的黏度，供油要充分。

（3）当上平板上载荷F增大为F1时，上平板将下降。由于上平板的下降使h、h0都减小相同的值，这样（h-h0）的值与原值比较没有变化，而分母中的h3的值与原值比较却大大减小，由一维雷诺方程式可知，大大增加，从而可增大油膜压力来支撑F1载荷。

2.答：在图1-9-2a所示的平带传动中，张紧轮不宜设置在紧边，应宜安装于松边外侧靠近小带轮处。因为平带带薄，主要用以增大小带轮的包角，从而提高整个传动的能力。改正后的张紧布置方案如图2-9-1a所示。

在图1-9-2b所示的V带传动中，张紧轮不宜设置在紧边，应装于松边的内侧并且靠近大带轮处。因为V带较厚，这样安装既能使带只受单向弯曲，又能防止小带轮包角减小。改正后的张紧布置方案如图2-9-1b所示。

图2-9-1

（a）平带传动：1—大带轮；2—平带；3—张紧轮；4—小带轮
（b）V带传动：1—大带轮；2—张紧轮；3—V带；4—小带轮

3.答：齿面硬度≤350HBS或38HRC的称为软齿面；齿面硬度＞350HBS或38HRC的称为硬齿面。

软齿面由于齿面硬度不高，加工时可将齿轮毛坯先进行热处理后再切齿，对于普通要求的齿轮可不磨齿。硬齿面齿轮是先粗切齿（留有磨削余量），然后进行表面热处理，最后再用磨齿、研齿等精加工方法校正齿形。

4.答：此方案的不合理或错误之处有：

（1）带传动应布置在高速级，因为带传动在高速级时具有过载保护、缓冲吸振的作用；

（2）低速级斜齿轮螺旋角方向有一个齿轮画错，因为两斜齿要正确啮合，必须使两齿轮的螺旋角等值反向；

（3）尽可能将高速级齿轮z1、z2布置在远离转矩输入端，以缓解轴的弯曲变形所引起的载荷分布不均。

9-4　计算分析题

1.解：由得由得

n3=×2.497×106=1.085×106

2.解：将外载荷P移至螺栓组中心2，得到横向载荷P和转矩T。

在横向载荷P作用下，三螺栓所承担工作载荷均等，即

在转矩T的作用下，根据作用在薄板上的力矩平衡条件，得

F1=F′1-F′=12000-2000=10000（N）

F2=F′=2000（N）

F3=F′3+F′=12000+2000=14000（N）=Fmax

由螺栓杆的剪切强度条件可得

螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为

因此，可取光杆直径为15mm，螺纹大径为M14的螺栓。

若改用普通螺栓连接，对于螺栓，又有

则螺栓3所受的总拉力为

F2=F0=84000（N）

螺栓3危险截面的螺栓小径为

查标准取螺栓M36。

3.解：（1）轴Ⅱ上齿轮2、3在其啮合处所受各分力的方向如图2-9-2所示。

图2-9-2

（2）圆锥齿轮2的分度圆锥角为

圆锥齿轮2的轴向力为

Fa2=Fr1=Ft1tanαcosδ1=5200×tan20°×cos26°33′54″=1693（N）

斜齿圆柱齿轮3的轴向力为(www.xing528.com)

Fa3=Ft3tanβ=9000×tan12°30′20″=1996（N）

Ⅱ轴上所受的轴向力Fa的大小为

Fa=Fa3-Fa2=1996-1693=303（N）

方向竖直向上。

4.解：因载荷性质为轻微冲击，并且连接中机械性能较弱的材料是铸铁，故取[σ]p=50～60MPa。

故该键连接强度不足。改进措施有：①采用双键；②增加轮毅宽度，加长键的长度等。

5.解：由d=A，并且两轴材料相同，A取同样的值，故有

即d′=2d=2×18=36（mm）

6.解：（1）求两轴承支反力。将圆锥齿轮和斜齿圆柱齿轮受到的空间力系分解为铅垂面和水平面，如图2-9-3所示。由图2-9-3b的力分析可知

FrBH=Ft2+Ft3-FrAH=2000+4000-3333=2667（N）

由图2-9-3c的力分析可知

图2-9-3

（2）计算两轴承的轴向力。

FdA=0.68FrA=0.68×3375=2295（N）

FdB=0.68FrB=0.68×2775=1887（N）

由图2-9-3a可知

FdA+Fa3-Fa2=2295+1000-700=2595（N）＞FdB

故轴承B为压紧端，轴承A为放松端。于是两轴承的轴向力分别为

FaB=FdA+Fa3-Fa2=2595（N）

FaA=FdA=2295（N）

（3）计算两轴承的当量动载荷。因为=0.68=e，=0.935＞e，即有XA=1，YA=0；XB=0.41，YB=0.87，故

PA=fp（XAFrA+YAFaA）

=1.2×（1×3375+0）=4050（N）

PA=fp（XBFrB+YBFaB）

=1.2×（0.41×2775+0.87×2595）

=4074.48（N）

（4）计算轴承寿命。因为PB＞PA，故按轴承A的受力计算寿命，有

故两轴承满足寿命要求。

9-5　结构分析题

解：图1-9-7中标有序号的错误或结构不合理的原因主要是：

①左、右两个轴承端盖外圆外侧应倒角；

②箱体上与轴承端盖接触面之外部分非加工面应凹进去一些（左、右2处），以区分加工表面与非加工表面，从而减少加工面；

③轴承端盖与箱体之间应有调整轴承间隙的垫片（左、右2处）；

④与齿轮配合的轴段应比齿轮宽小2～3mm，以保证套筒压住齿轮端面；

⑤右轴承安装反了，外圈窄边应朝左；

⑥轴承透盖与轴之间应有间隙，且应设置密封毡圈；

⑦带轮太宽，浪费材料，应减窄；

⑧带轮基准直径dd与孔径d之比较大，故带轮应采用腹板式，以节省材料、减轻重量；

⑨轴端面应缩进带轮端面内2～3mm，再添加轴端挡圈，以使带轮轴向固定可靠；

⑩带轮没有轴向定位，应添加套筒或在轴上设置凸肩；

⑪左右两个轴承端盖外侧中间应内凹，以区分加工表面与非加工表面，从而减少加工面；

⑫此轴环将使轴承、套筒和齿轮难以安装，故应取消；

⑬轴肩过高，轴承拆卸不便，应将轴肩降至轴承内圈直径的2/3左右处。