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上海大学机械设计硕士入学考试试题解析

时间:2023-06-17 理论教育 版权反馈
【摘要】:A.pB.pC.pD.p8.直齿圆锥齿轮强度计算中,是以________为计算依据的。A.“6”型B.“N”型C.“7”型D.“5”型13.按弯曲扭转合成计算轴的应力时,要引入系数α,α是考虑_______。

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=

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

(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

P=Pη2η3=2240.8×0.95×0.99=2107.5(W)

轴Ⅲ传递的功率为

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

(3)i=144(r/min)

6.解:由2F0f×2≥KSF得

≤[]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。

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