机械设计入学考试试题解析：上海大学硕士研究生

16-1　是非题

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

图2-16-1

16-2　单项选择题

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

16-3　简答分析题

1.答：带与带轮发生相对弹性滑动的接触弧所对应的中心角称为滑动角α″；带与带轮不发生相对弹性滑动的接触弧所对应的中心角称为静止角α′。带传动工作时，主动带轮的滑动角α″和静止角α′如图2-16-1所示。

2.答：当r=C，σm=C，σmin=C时的极限应力线图相应的极限应力点M′、N′以及计算安全系数计算公式见表2-16-1。

表2-16-1

3.答：第二种情况润滑条件最好。

由雷诺方程可得：在构成收敛楔形间隙的情况下，υ越大，油膜承载能力越大，越易形成流体润滑。由于第一种情况外载荷F1最大，而相对速度υ1较小，故润滑条件较第二种情况要差；而第三种情况则形成发散楔形间隙，故无法形成流体动力润滑状态。

4.答：在图1-16-5中，a为平键连接，工作面是键的两侧面；b为楔键连接，工作面是键的上下面；c为半圆键连接，工作面是键的两侧面；d为切向键连接，工作面是两个相互平行的窄面。

5.答：由圆柱齿轮的齿根弯曲疲劳强度计算公式YFaYSaYε≤[σF]可知：

当b′=2b时，σ′=σF/2，故齿宽b增大一倍，弯曲应力减小为原来的1/2。

当m′=2m时，σ′=σF/4，故模数m增大一倍，弯曲应力减小为原来的1/4。

当z′=2z1时，由于YFa稍微减小，YSa稍微增大，从而使σ′F减小，故齿数z增大一倍，弯曲应力约减小为原来的1/2。

16-4　计算分析题

1.解：转轴的弯曲应力变化为对称循环变化，故

转轴的剪切应力变化为脉动循环变化，故

图2-16-2

在极限应力图2-16-2上标出点M（0.3，0.4），作OM直线交极限应力线圆弧AB于点M′。在图2-16-2上量出相应的线段，即可得危险截面的安全系数Sca、Sσ和Sτ分别为

2.解：节距p=16。平均链速为

主动链轮上一个链节所对的中心角

链的瞬时速度

其中

当β=±时，链速为最小值

当β=0时，链速为最大值

3.解：（1）中间轴的计算简图如图2-16-3a所示。根据齿轮1与齿轮2的受力关系，应有Ft1=-Ft2，Fr1=-Fa2，Fa1=-Fr2。

图2-16-3

（a）中间轴的计算简图；（b）中间轴的弯矩图和扭矩图

（2）将中间轴受到的空间力系分解为H平面和V平面两个平面力系。由H平面的力分析可得

300FHC+200Ft2+100Ft3=0

-300FHD-200Ft3-100Ft2=0

由以上两式解得：FHC=-6666.67N，FHD=-8333.33N。

由V平面力分析可得

由以上两式解得：FVC=-668.60N，FVD=3743.60N。

轴的两支承反力分别为(www.xing528.com)

（3）中间轴的弯矩和扭矩分别为

MHA=100FHC=100×（-6666.67）=-666667（N·mm）=-666.67（N·m）

MHB=100FHD=100×（-8333.33）=-833333（N·mm）=-833.33（N·m）

MVA左=100FVC=100×（-668.60）=-66860（N·mm）=-66.86（N·m）

MVA右=MVA左+Ma2=-66860+253500=186640（N·mm）=186.64（N·m）MVB右=100FVD=100×3743.6=374360（N·mm）=374.36（N·m）

MVB左=MVB右-Ma3=374360-186975=187385（N·mm）=187.39（N·m）

中间轴的弯矩图和扭矩图如图2-16-3b所示。

4.解：两轴承的派生轴向力分别为

Fd1=0.7Fr1=0.7×2200=1540（N）

Fd2=0.7Fr2=0.7×1300=910（N）

由图2-16-4可得：Fd1+Fae=1540+Fae＞Fd2=910N，所以轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”，即有Fa2=Fd1+Fae=1540+Fae，Fa1=Fd1=1540N。

图2-16-4

由=0.7=e可得：X1=1，Y1=0；由＞e可得：X2=0.41，Y2=0.87。则两轴承的当量动载荷分别为

P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.0×1×2200=2200（N）

P2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.0×[0.41×1300+0.87×（1540+Fae）]=1872.8+0.87Fae

由额定动载荷可得出允许的当量动载荷为

由P2=1872.8+0.87Fae≤2994.62可得：Fae≤1289.45N。

5.解：（1）重物上升时电动机的转动方向如图2-16-5所示。

（2）为使轴Ⅰ上所受合力最小，齿轮1轮齿的螺旋线方向应为左旋，齿轮2轮齿的螺旋线方向应为右旋。螺旋角大小为

（3）重物上升时，蜗杆与蜗轮在节点C处所受圆周力、径向力和轴向力的方向如图2-16-5所示。

图2-16-5

1—小齿轮；2—大齿轮；3—蜗杆；4—卷筒；5—蜗轮

（4）使重物上升所需的转矩TⅡ以及工作机功率PW分别是

当重物匀速上升时，电动机的输出功率P为

（5）现根据螺栓连接不滑移条件可知：fF0zi≥KsFΣ。其中横向载荷为

每个螺栓所受到的预紧力为

因此校核强度为

故螺栓强度足够。

16-5　结构分析题

解：图1-16-10中标有序号的10处错误及结构不合理的主要原因是：

①轴承盖的端面处应减少加工面；

②轴承端盖与箱体间无调整轴承间隙的垫片；

③轴肩过高，无法拆卸轴承；

④键过长，右端定位套筒无法装入；

⑤安装齿轮处轴段过长，出现过定位，齿轮定位不可靠；

⑥套筒外径超过轴承内圈定位高度，不便于轴承的拆卸；

⑦精加工面过长并且轴承装配不方便；

⑧轴与端盖直接接触且无密封圈；

⑨联轴器轴向未定位；

⑩键的顶面与轮毅接触，且键与固定齿轮的键不位于同一母线上，轴的结构工艺性较差。?