上海大学攻读硕士学位研究生机械设计入学考试试题15

15-1　是非题

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

15-2　单项选择题

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

15-3　简答分析题

1.答：GB表示“国标”；T表示“推荐标准”；◇◇◇◇表示“标准编号”；△△△△表示“公布年代”。JB表示“机械工业行业标准”。

2.答：①可以在高速级大齿轮的下方安装一个溅油轮；②把减速器的分箱面设计成倾斜的；③重新分配二级传动比。

图2-15-1

1—大带轮；2—张紧轮；
3—V带；4—小带轮

3.答：在V带传动中，张紧轮不宜装在紧边，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，而且又能防止小带轮包角减小。改正后的张紧布置方案如图2-15-1所示。

4.答：轮1同侧齿面每转一周接触两次，应力循环次数较其他齿轮多一倍，故接触疲劳强度最差。

轮2和轮2′每转一周轮齿两侧各受力一次，齿轮受对称循环应力，其弯曲疲劳强度极限应力值为脉动循环时应力的70%，故弯曲疲劳强度最差。

5.答：（1）滑动轴承油膜压力沿轴向及周向的分布如图2-15-2所示；

图2-15-2

（2）偏心距e、偏位角φa以及最小油膜厚度hmin的标注可见图2-15-2a；

（3）滑动轴承承载能力计算式中三重积分的上、下限位置的标注可见图2-15-2。

6.证明：对于塑性材料，经过试验得出的极限应力关系式为

式（2-15-1）在坐标系上的曲线如图2-15-3所示的一个单位圆，则计算安全系数

图2-15-3

各线段的长度为

代入式（2-15-2）为

将式（2-15-3）、式（2-15-4）代入式（2-15-1），得

即=1，亦即

15-4　计算分析题

1.解：（1）带的线速度为

根据F1+F2=2F0=2×233.5=467（N）以及

可得紧边拉力及松边拉力分别为

F1=334.8（N），F2=132.2（N）

紧边拉应力及松边拉应力分别为

小带轮上的弯曲应力和大带轮上的弯曲应力分别为

离心拉应力为

作用于带上的最大应力为

σmax=σ1+σc+σb1=5.87+0.057+18.33=24.26（MPa）

（2）各应力各占最大应力σmax的百分比为

显然，弯曲应力对带的寿命影响最大。

2.解：（1）此连接可能失效形式是：螺栓被拉断，底板左移，底板左边缘被压溃或底板右边缘松动。

（2）由底板不左移条件得fF0z≥KsF，故

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由翻转力矩引起的工作拉力为

螺栓的总拉力为

所需螺栓的小径为

查表1-15-1，可选择公称直径d=20mm的螺栓。

3.解：（1）为使Ⅱ轴所受的轴向力抵消一部分，齿轮3应为左旋，齿轮4应为右旋。Ⅱ轴上齿轮所受各分力的方向如图2-15-4所示。

（2）作用在齿轮1上的转矩为

图2-15-4

作用在齿轮1上的圆周力为

于是，作用在齿轮2上的圆周力、径向力和轴向力分别为

作用在齿轮3上的转矩为

齿轮3的分度圆直径，则作用在齿轮3上的圆周力、径向力和轴向力分别为

Fa3=Ft3tanβ=1.91×107tanβ=1.91×107=1.91×107

4.解：（1）齿轮所受的圆周力和径向力分别为

力的方向如图2-15-5a所示。

（2）轴在水平面上所受的最大弯矩为

轴在垂直面上所受的最大弯矩为

合成的最大弯矩为

轴所受的转矩为

图2-15-5

轴的弯矩图、合成弯矩图和转矩图分别如图2-15-5b、c、d、e所示。

（3）在作用最大弯矩的轴截面上，弯曲应力为

因为弯曲应力为对称循环变应力，故σm=0，σa=σb=8.41MPa。

（4）在作用最大弯矩的轴截面上，扭转切应力为

因为扭转切应力为脉动循环变应力，故τm=τa=0.5τT=0.5×10=5（MPa）。

5.解：（1）查图可得：当L10=1×106r时，C=45kN。

（2）轴承的寿命

15-5　结构分析题

解：在图1-15-9中标有序号处的错误及结构不合理的主要原因为：

①轴承盖过定位，此处应有间隙；

②轴肩过高，轴承无法拆卸；

③键太靠近轴肩，不利于减缓应力集中；

④齿轮处轴段长度与轮毅长度相等，齿轮轴向定位不可靠；

⑤调整环不应设在轴承透盖处；

⑥精加工面过长，且右轴承装拆不便；

⑦轴上两键槽未布置在同一母线上，加工工艺性差。