13219机械设计基础部分习题参考答案-

薛铜龙主编《机械设计基础》部分课后习题参考答案第2章平面机构运动简图及自由度计算1何谓构件？何谓运动副及运动副元素？平面运动副是如何分类的？答：构件：组成机械的各个相对运动的单元；运动副：构件之间直接接触的、可以产生相对运动的活动连接；运动副元素：两个构件上直接参与接触构成运动副的部分；平面运动副按照不同的接触情况，一般讲运动副分为低副和高副两大类。2何谓机构的自由度？机构具有确定运动的条件是什么？若不满足此条件将会产生什么后果？答：机构具有确定相对运动时所必须给定的独立运动参数的数目；机构具有确定运动的条件是机构原动件的个数应等于该机构的自由度F；如果机构的原动件个数小于机构的自由度，机构的运动将不确定，如果机构的原动件个数大于机构的自由度，机构不能运动甚至在薄弱处发生破坏。3计算平面机构自由度时应注意哪些事项？通常在哪些情况下存在虚约束？答：计算平面机构自由度时应注意：复合铰链、局部自由度和虚约束；常见的虚约束情况：1)“轨迹重合”两构件在未组成运动副前，连接点处的轨迹已重合为一，因此组成后的运动副将不提供独立的约束作用，为虚约束；2)“导路平行”——两构件在多处同时构成若干移动副，且导路相互平行或重合时，事实上只有一个移动副起独立的约束限制作用，其余则为虚约束；3)“轴线重合”一一两构件同时在多处构成若干转动副，且轴线相互重合，事实上只有一个转动副起独立的约束限制作用，其余则为虚约束；4)“距离恒定”一一两构件两点间未组成运动副前距离保持不变，两点间用另一构件连接后，将产生虚约束；5)“对称结构”——机构中对运动不起独立作用的对称部分，将产生虚约束；6)“公法线重合”——如果两构件在多处构成平面高副，且接触点处的公法线彼此重合，则只能算做一个平面高副；但如果各接触处的公法线彼此不重合，则相当于一个低副。4试判定图2-27中(a)、(b)的构件组合体能否运动？若使它们成为具有确定运动的机构，在结构上应如何改进？图2-27答：图(a)所示构件组合体的自由度为:FJ一-4FJ一-4F=3n-2P厂P=3x2-2x3-0=0lh应改为下图(a)；不能运动，若使它们成为具有确定运动的机构,图应改为下图(a)；F=3n—2P厂P=3x6—2x9—0=0/h不能运动，5绘出图2-28所示机构的机构运动简图。图2-28答：6如图2-29所示油泵机构中，1为曲柄，2为活塞杆，3为缸体，4为机架。试绘制该机构的运动简图，并计算其自由度。F=3n—2P厂P=3x3—2x4—0=1/h2-7计算如图2-30至题图2-35所示各机构的自由度（若有复合铰链、局部自由度或虚约束应明确指出），并判断机构的运动是否确定，图中绘有箭头的构件为原动件。图2-30图2-30图2-32图2-32图2-33CG；.-DECG；.-DE、CE-DF.EG-FH图2-34图2-35图2-34解：（1）F=3n-2P厂Ph=3x68-2x11-1=1,其中凸轮滚子处为局部自由度，运动确定;F=3n-2P厂Ph=3x7—2x10—0=1,C处为复合铰链，运动确定；F=3n-2Pl-Ph=3x6—2x7—3=1,构件8两端的F、I两处为虚约束，C、H两处为局部自由度，运动确定；F=3n-2P厂Ph=3x8—2x11—1=1,两个移动副之一为虚约束，一个复合铰链，运动确定；F=3n-2Pl-Ph=3x5—2x7—0=1，E、F为虚约束，C点为复合铰链，运动确定；F=3n-2P厂Ph=3x9—2x12—2=1，两个移动副之一为虚约束，一个复合铰链，运动确定。第3章平面连杆机构1何谓曲柄？铰链四杆机构具有曲柄的条件是什么，曲柄是否就是最短杆？答：绕固定轴线作整周回转的构件称为曲柄。铰链四杆机构中曲柄存在的条件为：(1)连架杆或机架是最短杆；(2)最短杆与最长杆的长度之和逑其他两杆长度之和(杆长条件)。曲柄不一定是最短杆。2死点在什么情况出现？举例说明死点的危害以及死点在机械工程中的应用。答：在曲柄摇杆机构中，以摇杆为原动件，曲柄为从动件，当机构的从动件与连杆共线的两个位置时，出现了传动角为零的情况，这时原动件通过连杆作用于从动件上的力恰好通过其回转中心，不产生转距。因此机构在此位置起动时，不论驱动力多大，即便无摩擦，也不能使从动曲柄转动。机构的这种位置称为死点。当机构运动到死点位置时会产生运动不确定现象。曲柄可能无法运动，甚至是反向运动即顺时针转动。为了使机构能顺利地闯过死点而顺利运行，可以采用将两组以上的相同机构组合使用的方法。如机车联动装置，其两侧的曲柄滑块机构的曲柄位置就相互错开了90°；再如多缸内燃机的各缸曲柄位置同样也错开了一定的角度。还可以采用安装飞轮增大惯性的方法，借惯性作用通过死点，如缝纫机驱动机构的飞轮以及拖拉机单缸引擎上的飞轮等等。在工程实际中，也常利用死点来实现一定的工作要求。如飞机起落架机构、工件夹紧装置。3试说明平面四杆机构常见的几种演化形式？导杆机构是由何机构演变而来？如何演变？答：1、转动副演化为移动副(改变构件形状或尺寸)；2、运动副尺寸的扩大；3、机构的倒置；4、运动副包容关系的逆转。导杆机构可由曲柄滑块机构倒置得到。4如何判断机构有无急回运动？K=1的铰链四杆机构的结构特征是什么？答：行程速比系数的大小表明了急回运动的剧烈程度，行程速比系数值越大，机构的急回运动特性越显著，行程速比系数值大小取决于极位夹角的大小。极位夹角越大，行程速比系数值就越大；若K=1，极位夹角为零，机构没有急回运动特性。5分别分析如图3-29所示两种曲柄滑块机构的最小传动角的位置。(a)(b)3-6试根据图3-483-6试根据图3-48中注明的尺寸判断下列铰链四杆机构是曲柄摇杆机构、双曲柄机构、还是双摇杆机构。图3-48答：(a)双曲柄机构；(b)曲柄摇杆机构；(c)双摇杆机构；(d)双摇杆机构。7画出图3-49所示各机构的传动角和压力角。图中标注箭头的构件为原动件。答：如图所示：vv(a)(b)(c)(d)3-8试判别图3-50中a、b所示机构为何种机构？设构件1为原动件，试确定两机构从动件的摆角龙和机构的最小传动角min如果分别以构件1、2和3为机架，它们又是什么机构？(各构件长度如图所示，单位mm)

答：1、(a)(b)均为曲柄摇杆机构；2、摆角和最小传动角可按下图方法确定，其中：当ZBCD是锐角时，该角就是传动角；而当ZBCD为钝角时，与之相对应的传动角应为180°-ZBCD。有:(1)若ZB2C2D是锐角，则ZB1C1D为最小传动角；(2)若ZB2C2D是钝角，则应比较ZB1C1D与180°-ZB2C2D两者中的小者，即为最小传动角。3、分别以1、2和3为机架(a)、(b)均分别为双曲柄机构、曲柄摇杆机构、双摇杆机构。3-9如图3-51所示为偏置曲柄滑块机构。已知a=150mm,b=400mm，e=50mm,试求滑块行程H、机构的行程速度变化系数K和最小传动角Yin。图3-51解:H%+a-e2-(b-a)2-e2=302.8mm°=咳泅代）-arCSin（b^）=6.320，«=叙=1.07Y=Y=arccosmin=60。3-10设计一曲柄滑块机构，已知滑块的行程速度变化系数K=；滑块的行程H=50mm,导路偏距e=20mm,求曲柄长度1AB和连杆长度1BC（参照上题图）。解：提示：先用课本26页公式（3-7）根据行程速比系数求出极位夹角，然后在根据上题方法反算曲柄和连杆长度。3-11已知摇杆CD的行程速度变化系数K=1,摇杆CD的长度lCD=150mm,摇杆的极限位置与机架所成角度屮］=33o和屮2=90。。试设计此曲柄摇杆机构。解：提示：参见课本36页2）按行程速比系数设计平面四杆机构中（1）曲柄摇杆机构的设计。第4章凸轮机构1凸轮机构有哪些优缺点？答：优点：适当的设计凸轮廓线可实现各种运动规律,而且机构简单,紧凑；缺点：点、线接触,易磨损,凸轮制造较困难。2在选用从动件运动规律时,主要考虑哪些因素？答：1.满足机器的工作要求；2.良好的动力特性；3.凸轮便于加工。3设计用于控制刀具进给运动的凸轮机构,从动件处于切削段时采用什么运动规律合适？答：等速运动规律4设计时为什么控制压力角的最大值？平底推杆凸轮机构的压力角是多少？答：一般来说,凸轮廓线上不同点的压力角是不同的,当最大压力角超过临界压力角时,机构自锁；再者,为了提高机构的效率,改善受力状况,要控制压力角的最大值。0度5选取基圆半径和滚子半径应注意哪些问题？答：基圆半径受到压力角的限制,最大压力角越大,基圆半径越小,最大压力角越小,基圆半径越大；此外,还要考虑凸轮结构和强度要求。滚子半径选择时,如果轮廓曲线内凹,由于凸轮工作廓线可光滑作出,滚子半径选择主要考虑其其强度和结构的限制；如果轮廓曲线外凸，应使滚子半径rr小于理论廓线的最小曲率半径pnin。4-6什么是反转法？略7用作图法求图4-17所示位置的凸轮机构压力角、凸轮基圆半径、从动杆推程h。stst4-8略第5章齿轮机构1.齿轮传动的优点有哪些？答：(1)优点传动效率高，瞬时传动比稳定，工作可靠，寿命长；适用的速度和传递的功率范围广；可实现平行轴、相交轴、交错轴之间的传动。2.渐开线的性质及渐开线齿廓哦啮合的特性有哪些？答：根据渐开线的形成过程，可知渐开线具有以下特性：发生线沿基圆滚过的长度(如图，从位置II滚到位置I)，等于该基圆上被滚过圆弧的长度，即BK=AB。发生线为渐开线在任意点K的法线，即渐开线上任意点的法线必与基圆相切。发生线与基圆的切点B是渐开线在点K的曲率中心，其曲率半径为BK。渐开线上越接近基圆的点，其曲率半径越小，渐开线在基圆上点A的曲率半径为零。渐开线的形状取决于基圆的大小。如图5-4所示，在展角0K(=01=02)相等条件下，基圆半径越小，渐开线愈弯曲，其曲率半径越小；基圆半径越大，渐开线愈平直，其曲率半径越大；当基圆半径趋于无穷大时，渐开线变成直线，此即为齿条的齿廓。渐开线上各点的压力角不相等。渐开线上任意点法向压力Fn的方向线(即该点法线)，与该OBrcosa==-b-点速度VK方向所夹的锐角aK，称为该点的压力角。由图可知KOKrK。可知，渐开线上各点的压力角不相等，在渐开线的起始点的压力角ab为零。因渐开线是从基圆开始向外逐渐展开的，故基圆以内无渐开线。同一基圆上任意两条渐开线AK］、BK2之间各点的公法线长度相等，即A1B1=A2B2，如图同一基圆上两条渐开线渐开线齿廓啮合的特点：1能满足啮合基本定理并能保证定传动比传动；2渐开线齿廓传动的可分性3.渐开线直齿圆柱齿轮的分度圆和节圆有何区别？在什么情况下，分度圆和节圆重合？答：一个齿轮只有分度圆，只有一对齿轮传动时才有节圆。在标准安装时分度圆和节圆相等重合。4.何为根切现象？渐开线标准齿轮不发生根切的最少齿数与哪些因素有关？答：齿轮的根切现象用范成法加工齿数较少的标准齿轮时，若刀具的顶部切入轮坯齿根渐开线部分，则将轮坯齿根一部分已加工好的渐开线齿廓切去，这种现象称为根切。根切将会使齿轮的抗弯强度降低、重合度减小，平稳性变差，对齿轮传动不利，应力求避免。渐开线标准齿轮不根切的最少齿数zmin这样，因即可求解出不根切的最少齿数zmin。只要保证刀具齿顶线与啮合线的交点B不超过啮合极限点N这样，因即可求解出不根切的最少齿数zmin。PB^hamPN=rsina=msi吨sina；2h*Z>Lsin2ah*mmzsin2h*Z>Lsin2aaW所以sina2从而得2h*z=a因此，渐开线标准齿轮不根切的最少齿数为minsin2a。正常齿制：a=20。，卜玄时，Zmin=17短齿制：a=20°，h*a=时，Zmin=14。5渐开线标准齿轮准确啮合和连续传动的条件是什么？答：渐开线齿轮正确啮合的条件是：两轮的模数和压力角应分别相等。齿轮连续传动的条件是：£a=(B1B2/pb)>16何为成形法，其常用的刀具有哪些？答：成形法是用与被加工齿轮齿槽形状完全相等的成形刀具加工齿形的方法，称成形法，是用与工件的最终表面轮廓相匹配的成形刀具，或成形砂轮等加工出成形面，如成形车削、成形铣削和成形磨削等，由于成形刀具的制造比较困难，因此一般只用于加工短的成形面。5-7何谓变位修正法？变位齿轮传动的类型及特点有哪些？答：所谓变位修正法，就是用改变刀具与轮坯的相对位置，使刀具的齿顶线不超过N1点，来避免根切现象的加工方法。（1）变位齿轮传动1）变位齿轮传动的正确啮合和连续传动条件与标准齿轮传动相同。2）变位齿轮传动的中心距取无侧隙中心距a'=a+ym。需将两轮齿顶各减短Aym，以满足标准顶隙的要求。其中齿顶高降低系数△y=（x1+x2）-y。（2）变位齿轮传动的类型1）标准齿轮传动X]=x2=0；2）等变位齿轮传动X]1=-x2主0；3）不等变位齿轮传动X]+x2主0当x1+x2>0时，为正传动；当x1+x2V0时，为负传动5-8试说明齿轮传动的几种主要失效形式及产生原因、开式齿轮与闭式齿轮各以产生何种失效形式为主？设计准则分别是什么？答：齿轮失效的主要形式有断齿、磨损、点蚀、胶合。⑴闭式传动闭式传动的主要失效形式为齿面点蚀和轮齿的弯曲疲劳折断。当采用软齿面（齿面硬度<350HBS）时，其齿面接触疲劳强度相对较低。因此，一般应首先按齿面接触疲劳强度条件，计算齿轮的分度圆直径及其主要几何参数（如中心距、齿宽等），然后再对其轮齿的抗弯曲疲劳强度进行校核。当采用硬齿面（齿面硬度〉350HBS）时，则一般应首先按齿轮的抗弯曲疲劳强度条件，确定齿轮的模数及其主要几何参数，然后再校核其齿面接触疲劳强度。⑵开式传动开式传动的主要失效形式为齿面磨粒磨损和轮齿的弯曲疲劳折断。由于目前齿面磨粒磨损尚无完善的计算方法，因此通常只对其进行抗弯曲疲劳强度计算，并采用适当加大模数的方法来考虑磨粒磨损的影响。5-9．齿根危险点及危险剖面是如何确定的?答：齿根危险剖面位置通常用30度切线法确定。作与轮齿对称线成30度夹角的两直线，与齿根过渡曲线相切，连接两切点的截面即为齿根危险剖面。5-10复合齿形系数Yfs的含义是什么？他与哪些参数有关？答：在齿形参数一定的条件下,YFa;Ysa均为法向变位系数x及当量齿数Zv的二元函数，因此YFs“亦为其二元函数，即YFs=f（x,Zv）,为在平面坐标系中表示出此函数关系，需将其中的一个变量取为离散的参变量，使YFs化为一元函数，为使YFs与YFaYsa对应，将取值范围较小的x取为参变量，Zv取为自变量，取值范围为。5-11说明选择齿宽系数、螺旋角时应考虑哪些因素的影响?答：齿宽系数屮d选大些时，可以使齿轮的直径和中心距减小，但是增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷沿齿宽分布的不均匀性，提高了对轴系支承刚度的要求。另外，对变速器中的齿轮传动，齿宽还受到轴向移动距离的限制。螺旋角卩选大些时，可增大重合度，从而提高了传动的平稳性和承载能力。但卩过大时，导致轴向力剧增。故一般选卩=8〜20度。如卩角过小，不能显示斜齿轮传动的优越性。从减小齿轮的振动和噪音角度来考虑，目前有采用大螺旋角齿轮的趋势。12求斜齿轮端面与法面参数的关系，并在其平面展开图中表示出来，并求斜齿轮的总重合度。答：若将斜齿圆柱齿轮沿其分度圆柱面展开，这时分度圆柱上齿面的螺旋线便展成为一条条斜直线，图中阴影线部分为轮齿，空白部分为齿槽。由图可得又因弘二顽"，乩二溯’故得叫二阻8胡斜齿轮传动的重合度为便于分析一对斜齿轮的连续传动条件，现以一对直齿轮传动与一对斜齿轮传动进行对比。如图8—53所示，上图为直齿轮传动的啮合面，下图为斜齿轮传动的啮合面，直线2表示轮齿进入啮合的位置，茨耳表示脱离啮合的位置；与貝耳之间的区域为轮齿的啮合区。对于直齿轮传动来说，轮齿在劳彳处进入啮合时，就沿整个齿宽接触，在西耳处脱离啮合时，也是沿整个齿宽同时分开，故直齿轮传动的重合度6二f。对于斜齿轮传动来说，齿轮也是在处进入啮合，不过它不是沿整个齿宽同时进入啮合，而是由轮齿的一端先进入啮合，在丑】耳处脱离啮合时也是一样，也是由轮齿的一端先脱离啮合，直到该轮齿转到图中虚线所示的位置时，这对轮齿才完全脱离接触。这样，斜齿轮传动的实际啮合区就比直齿轮传动增大了驱炕一段，因此斜齿轮传动的重合度也就比直齿轮传动大，设其增加的一部分重合度以耳?表示；则S二⑷弘二玫畝/加由于r飙二憾〃二沁遇込〃二胡遇込（式中为螺旋线的导程），故得5二/ptcoso^==(Bsin/?/cos产)/(氏/cos/?)二Esin0/溯(7-48)所以斜齿轮传动的总重合度区广为◎与勺两部分之和，即(7-49)其中，J为端面重合度，其大小可用直齿轮传动时重合度的计算式（7-27）来求，不过这时要用斜齿轮的端面参数来进行计算，即：(7-50)暫二k（绘％1-绘修監2-起s）p加(7-50)左卅是由于斜齿轮轮齿的倾斜和齿轮具有一定的轴向宽度，而使斜齿轮传动增加的一部分重合度，特称为轴面重合度（或纵向重合度）。13圆锥齿轮的基本参数有哪些？如何求其当量齿数?答：由于直齿锥齿轮大端的尺寸最大，测量方便。因此，规定锥齿轮的参数和几何尺寸均以大端为准。大端的模数m的值为标准值，按下表选取。在GB12369-90中规定了大端的压力角a=20。,齿顶高系数ha*=1,顶隙系数。当量齿数如果将这两个扇形齿轮补足成完整的直齿圆柱齿轮，则它们的齿数增加为Zv1和Zv2。人们将这两个设想的直齿圆柱齿轮称为这一对圆锥齿轮的当量齿轮,其齿数zv1和zv2就称为当量齿数。最终完成了以圆锥齿轮的模数与压力角，以齿数为zv的直齿圆柱齿轮的齿形来近似代替圆锥齿轮的大端齿形。可知■7=出COS0mz■7=出COS02代入得由此计算所得当量齿数zv一般不为整数，可近似取整。引入背锥和当量齿数的概念，就可以将直齿圆柱齿轮的某些原理近似地用到圆锥齿轮上。如直齿圆锥齿轮的正确啮合条件可从当量圆柱齿轮啮合得到，即两轮大端的模数和压力角应分别相等。又如，直齿圆锥齿轮无根切的最少齿数zmin与当量齿轮的最少齿数Zvmin之间的关系为zmin=zvminCOS由此可见zmin<Zvmin。14在直齿圆柱齿轮传动中，小齿轮的齿宽为什么要加宽5〜10mm?直齿锥齿轮传动中的小齿轮是否也应加宽，为什么？答：为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷常将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为地加宽5〜10mm.但直齿锥齿轮传动中的小齿轮不应加宽，因为如果加宽则锥齿轮小端会发生干涉.5-15现有一对标准直齿圆柱齿轮传动，齿轮参数:m=2mm，z1=40,z2=90,齿宽b1=60mm，b2=55mm，其它条件分别相同，试比较两齿轮的接触强度、弯曲强度的高低。解：因配对齿轮的接触应力皆一样即G=GH1H2由齿根弯曲疲劳强度计算公式GF12000K,YYYGF12000K,YYYbmdFaSae得：2000K£YYYbmdFa1Sa1e1GF22000K£YYYbmdFa2Sa2e1G的大小只需比较YY,YY的大小即可F2Fa1Sa1Fa2Sa2由召=40,z2=90查表得Y二2.40，Y二1.67；Y二2.20，Y二1.78.12Fa1Sa1Fa2Sa2则YY二4.008,YY二3.916,YY>YY.Fa1Sa1Fa2Sa2Fa1Sa1Fa2Sa2所以G>G即小齿轮弯曲应力大，故小齿轮弯曲强度低.F1F25-16一对外啮合的标准直齿圆柱齿轮，已知：齿数z1=20,z2=80,两轮中心距a=150mm。试确定该对齿轮的模数m,并计算分度圆直径d2，齿顶圆直径da1、da2，齿根圆直径〃竹、fm解：由已知Z]=20，z=80，a=150mm,根据公式a=(z+z)得：12212模数m=—z+z122x模数m=—z+z12mm=3mm.20+80分度圆直径：d=mz=3x20mm=60mm.d=mz=3x80mm=240mm.1122齿顶圆直径：由于齿轮是标准直齿圆柱齿轮，所以取加=1.aTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"d二(z+2h*)m二(20+2x1)x3mm二66mm.a11a\o"CurrentDocument"d二(z+2h*)m二(80+2x1)x3mm二246mm.a22a齿顶圆直径：由于齿轮是标准直齿圆柱齿轮，所以取加=1,c*=0.25.a\o"CurrentDocument"d=(z一2h*—2c*)m=(20一2x1-2x0.25)x3mm=52.5mm.f11a\o"CurrentDocument"d=(z一2h*-2c*)m=(80一2x1-2x0.25)x3mm=232.5mm.f22a5-17~19略20图5-50所示为一直齿锥齿轮一斜齿圆柱齿轮减速器，输出轴III转向如图所示。试:(1)画出各轴转向及各齿轮受力方向；⑵为使轴II轴向力小，合理确定斜齿轮3和4应具有的旋向。（假设齿轮4为右旋）图5-50解：（1）各轴转向见下图:解：（1）各轴转向见下图:（2）各齿轮受力方向和斜齿轮3和4应具有的旋向。（假设齿轮4为右旋）5-21若上图中直齿锥齿轮传动参数：m=4mm,z1=18,z2=36,屮R斜齿轮传动参数：mn=4mm,z3=20,z4=48。若要求II轴上两轮轴向力抵消，斜齿轮3的螺旋角B应等于多少？如果输出轴III反向，11轴的轴向力是否还为零，试说明理由。解：（1）若使II轴上两轮轴向力抵消则:由已知条件得z362z362u=T==2,z18i叮mZ广4X18二72mm，齿宽中点直径2000T2000Td二(1—0.5/)d二(1—0.5x0.3)x72二61.2mm,F=一=—沁32.68Tm1R1t1d61.2m1锥齿轮2轴向力Fa2=Ftanacos锥齿轮2轴向力Fa2=Ftanacos8t11=32.68—xtan2Oox=10.639—zmd=3——3cosp20x4=80cospcosp厂2000—2000—cosP2000—cospt3dmz8033—25—cosP,斜齿轮3轴向力F—Ftan卩a3t32000—=2000—sinp~~d803—25—sinp.由F—F得：a2a310.639一sinp=—0.42556，则p=25。.25一(2)如果输出轴III反向，11轴的轴向力不为零第6章蜗杆传动机构1试与齿轮传动比较，说明蜗杆传动的特点和应用范围。答：蜗杆传动机构具有传动比大、结构紧凑、工作平稳、噪声低，在一定条件下可以实现自锁等优点而获得广泛的应用。但蜗杆传动机构有效率低、发热量和磨损大，常需耗用有色金属等缺点。用于传递空间两交错轴之间的运动和动力，通常是两轴在空间相互垂直，轴交错角S=90°,一般蜗杆为主动件。2与齿轮传动比较，蜗杆传动的失效形式有何特点?为什么?答：蜗轮蜗杆传动的主要失效形式是蜗轮齿面产生胶合、点蚀及磨损。因为齿面间的相对滑移很大，摩擦生热较大。3蜗杆传动的正确啮合条件是什么?自锁条件是什么?答：正确啮合条件mx1=mt2=m，axl=at2=a，y=卩自锁条件：蜗杆导程角小于当量摩擦角。4试说明蜗杆传动效率低的原因，蜗杆头数z1对效率有何影响?为什么？答：因为齿面间的相对滑滑动速度很大，摩擦生热较大。头数越少，导程角越小，因此效率越低。6-5蜗杆传动的设计计算中有哪些主要参数?如何选择？为何规定蜗杆分度圆直径d1为标准值？答：蜗杆头数，蜗轮齿数，模数，导程角，直径系数等。在蜗杆轴刚度允许的情况下，尽可能选择较小的直径系数，这样导程角较大，效率较高。为了限制涡轮滚刀是数目，便于刀具的标准化。6-6为什么蜗杆传动的传动比只能表达为i=z2/Z],不能表达为i=d2/d1?答：因为dl=mq而非mzl。6-7与齿轮传动相比，为什么说蜗杆传动平稳，噪声低?答：相对滑移大，齿面减摩性好。6-8试标注图6-11所示蜗杆传动的各力（F、F、Ft）。rat答：蜗杆与蜗轮的径向力分别向左、向右，切向力分别向下、向外，轴向力分别向内、向上。6-9为什么蜗杆传动要进行热平衡计算?计算原理是什么?当热平衡不能满足要求时，应采取什么？答：蜗轮蜗杆传动由于效率低，其功率损耗将使减速器发热和油温升高，如果热量不能及时散逸，将会使油的温度继续升高而降低油的粘度（即油稀释），使齿面间润滑条件恶化，从而引起蜗轮齿面的磨损和胶合。计算原理是使产生的热量和散发的热量间达到动态平衡。散热措施：增加散热面积，提高散热系数。6-10略。第7章轮系7-1至7-4略5如图7-25所示为一手摇提升装置，其中各轮齿数均为已知，试求传动比i15并指出当提升重物时手柄的转向。zzzz答：i=2345二577,8,当提升重物时手柄逆时针转动（图中从左向右看）。15zzzz12’3’4’6图7-26所示为一滚齿机工作台的传动机构，工作台与蜗轮5相固联。已知z=z=20，z=TOC\o"1-5"\h\z11’235，z=1（右旋），z=40，滚刀z=1（左旋），z=28。若要加工一个z=64的齿轮，试求挂4’5675’轮组各轮的齿数z和z。2’4J图7-26习题7-6图解：i1'5'zzzz1'628x6420x1'i15zzz35x402=zzz12'20x14'z4-z2'由‘15=i15得:•z2'7-7在图7-27所示轮系中，已知z1=60,z—2z并计算传动比i的大小及行星架H的转向。4=15,z=18，各轮均为标准齿轮，且模数相同。试求31H解:SA图7-27习题7-7图由a=anz—z=z—z34124312.n—n.zz.cvcu,「亠‘h=h=1—i=24ni=0.125h与1同向14n—n1Hzz1H'4H137-8图7-28所示轮系中，已知z=z14试求行星架H的转速n的大小和方向。H=40,z=2z=30,z=53z=100,齿轮1的转速6n=100r/min,1图7-28习题7-8图、.n—n..z.c=解：ih=rh=1—i=—6ni=3.5,46n—n14z4H6H4i1Hn..Z.—iXi—3Xin133HZ3HH1—8.75nnH—11.42r/min10，z=z341H2=40，试求:z=20，67-9在图7-29所示的双级行星齿轮减速器中，各齿轮的齿数为z=1解：1)%n一n6Hn一n4H2z・4niz6—3,即i—31H22)n一n

iH1—1H113n一n3H1—1-i1H1H1—3,i64—i1H1n一n

jHn一n3H1—1-i1H11H1—3,i64—i—31H1n一n6Hn一n4H2一n§H~n/3一n6H2z・4niz6H26—1.8,即i—1.81H27-10在图7-30所示的三爪电动卡盘的传动轮系中,各轮齿数为z=6,1z2'=25,z=57，z34=56，求传动比i14图7-30习题7-10图n一nzn解：iH—TH—1—i———3ni—片—10.5°13n—n1Hz1Hn3H1H.n—nn—n/10.5zz.…“iH—h—1——ni——576.2614n—nn—n/10.5zz144H4112'11如图7-31所示的马铃薯挖掘机组成的行星轮系中，齿轮4固定不动，挖叉A固连在外边的齿轮3上。挖薯时，十字架I回转而挖叉却始终保持一定的方向。问各轮齿数满足条件。解：行星轮3的绝对运动为平动方可保证挖叉却始终保持一定的方向，因此n3=0..n—n.n—niH二H43n—n3H4,因此齿轮3与齿轮4齿数应相同。12在图7-32所示的双螺旋桨飞机的减速器中，已知z=26,z=z=20,z=30,z=z=18,122,455,齿轮1的转速n=15000r/min,试求螺旋桨p和q的转速n、n」勺大小和方向。ipQ图7-32图7-32习题7-12图解：a=anz—z=z+znz=66,同理可得z=66TOC\o"1-5"\h\z2312321236n—nziH13=—1-n3H—1—nH1=1i=3ni=3・53,n—n—n=4249・3r/min1H1z11H1P4竹n—n4249.3—nziH2—4—H-——6nn一1327.90r/minn—n=1327.90r/minH2=H246n—n—nzH2QH26H2H24TOC\o"1-5"\h\z7-13在图7-33所示的轮系中，已知各轮的齿数分别为z=1（右旋），z=99,z=z,z=100,122,44,z=1（右旋），z=30,z=100,z=101,蜗杆1的转速n=100r/min（转向如图所示），试求535,1,1行星架H的转速n。H

图7-33习题7-13图nz.解：i=i=2nn—1.01r/min,•12nz图7-33习题7-13图nz.解：i=i=2nn—1.01r/min,•12nz221nzzi—1—5-^nn—1.01r/min14nzz441'5.n一nIH—H2'4n—n4Hz4nnzH2'—(n+n)/2—1.01r/min2'47-14在图7-34所示的复合轮系中，已知各轮的齿数分别为z=36,乙=60,乙=23,乙=49,1234z4'=69,z=31,5z=131,z=94,z=36,678=167,设n=3549r/min,试求行星架h的转速1解:i147么4Iif图7-34习题7-14图n771—nn—999・71r/min,nzz4413i7—47——6nn—345・92r/min4'6n—nz7674'iH—_—一生nn—124・88r/min79n—nzH9H7第8章其他机构8-1至8-4略5在一转塔车床用的外啮合槽轮机构中，已知槽轮的槽数z=6,槽轮的运动时间为4s,静止时间为2s,试求该槽轮机构的运动特性系数e和所需的圆销数目K?解：当槽轮机构为单销时，工单销2—丄=3槽轮机构为单销时，设销与槽接触的时间为t，槽轮机构为多销时，两销之间运行时间为t总运动总则有，£运动=4—2兀/3—^=兀,贝^k=2兀/a=2t总6a2T=KXT=—单销36一个四槽单销外槽轮机构，已知停歇时间需要30s，求主动拨盘的转速及槽轮的运动时间。解：由于是四槽单销外槽轮机构，所以t—3t，所以槽轮的运动时间的t运动10秒。间歇运动运动t=丄—丄一丄一工作nt—20秒，所以拨盘的转速为3r/min.2z2£拔盘7如图8-20b所示的螺旋机构，A处的螺旋为左旋，p=5mm，B处的螺旋为右旋，p=6mm，AB沿图示手柄方向旋转10，求C处的移动量s及移动方向。解：S=（P+P）型—（5+6）/36=0.305mm，移动方向向左移动。AB2兀第9章挠性传动1什么是带传动的打滑？它与弹性滑动有何区别？打滑对传动有什么影响？打滑先发生在大带轮上还是小带轮上？答：带沿整个接触弧面滑动的现象称为打滑，打滑时带传动的一种失效方式。弹性滑动是带传动的固有特性，无法避免。打滑使带迅速失效，传动将无法进行。先发生的小轮上。2带在传动中产生哪几种应力？最大应力出现在什么位置？答：拉应力、离心拉应力、弯曲应力。出现在紧边开始绕上小带轮处。3从增大包角考虑，带传动设计时松边在上好还是紧边在上好？答：松边在上。4带的最大有效拉力F与那些因素有关？max答：包角、当量摩擦系数和初拉力。5与带传动相比，链传动有哪些不同？答：与带传动相比，链传动具有以下特点：无弹性滑动和打滑现象，保持准确的平均传动比；传动效率较高（一般约为94%〜98%）；无需张紧力，链条对轴的压力较小。此外，传动链可以在高温、低速、腐蚀和多尘等恶劣条件下工作。6为什么在一般条件下，链传动的瞬时传动比不是恒定值？什么条件下恒定？答：由于多边形效应引起的运动不均匀性。只有当z1=z2，且链传动中心距恰好是节距的整数倍时，瞬时传动比方为常数。9-7在链速一定的情况下，链节距的大小对链传动的动载荷有何影响？答：节距越大，多边形效应越显著，动载荷越大。9-8某一液体搅拌机的普通V带传动，传递功率p=,带速v=10m/s,紧边与松边拉力之比为5：1，求该带传动的有效拉力F及紧边拉力F。1答：有效拉力F=7500/10=750N,由F1=5F2及F1-F2=750N得9-9带传动的小带轮的基准直径d=100mm,大带轮的基准直径d=400mm。若主动小带轮转速d1d2n=600r/min，V带传动的滑动率e=2%，求从动大带轮的转速化？答：由公式9-15可知，4/98%=600/n2,得n2=147r/min9-10已知一普通V带传动，n=1460r/min，主动轮d=180mm,从动轮转速n=650r/min,传动中1d12心距a~800mm，工作有轻微振动，每天工作16h，采用三根B型带，试求能传递的最大功率。若为使结构紧凑，改取d=125mm,a~400mm,问带所能传递的功率比原设计降低多少？d1提示：由P=（P+AP）KK可查表确定出单根B型带的功率。r00aL9-11~13略14已知主动链轮转速n=950r/min,齿数z=21，从动链轮的齿数z=95，中心距a=900mm,112滚子链极限拉伸载荷为55.6kN,工作情况系数k，试设计链条所能传递的功率。A提示：由极限拉伸载荷可确定链号为16A，然后根据图9-29和公式9-50确定功率P。第10章连接1螺纹的主要类型有哪几种?如何合理选用?答：（1）三角形螺纹（即普通螺纹）牙型角为60°，可分为粗牙和细牙，粗牙用于一般连接；细牙螺纹在相同公称直径时，螺距小，螺纹深度浅，导程和升角也小，自锁性能好，宜用于薄壁零件和微调装置。（2）管螺纹多用于有紧密性要求的管件连接，牙型角为55°，公称直径近似于管子内径，属于细牙三角螺纹。（3）梯形螺纹牙型角为30°，是应用最广泛的一种传动螺纹。（4）锯齿形螺纹两侧牙型斜角分别为B=3°和30°。3°的侧面用来承受载荷，可得到较高效率；30°的侧面用来增加牙根强度，适用于单向受载的传动螺旋。（5）矩形螺纹牙型角为0°，适于作传动螺纹。2螺纹的主要参数有哪些?螺距和导程有何不同?答：大径d,小径％,中径d2,螺距P，线数n导程s,升角久，牙型角a对单线螺纹，s=p；对多线螺纹，s=np。3螺栓、双头螺柱、螺钉、紧定螺钉在应用上有何不同?提示：参看表10-14受拉螺栓的松连接与紧连接有什么区别?它们在设计计算时有何不同?答：松螺栓连接装配时不需将螺母拧紧，即承受工作载荷之前螺栓不受预紧力。紧螺栓连接装配时需将螺母拧紧。在拧紧力矩作用下，螺栓不仅受预紧力F产生的拉应力o作用，同时还受螺纹力矩T1产生的扭剪应力T的作用，因此螺栓处于受拉伸和扭转的复合应力状态。对于钢制M10〜M68普通螺纹，取"，根据第四强度理论，可求出螺栓危险剖面的当量应力为q=22+3t2=22+3x(0.5q)2=1.3a。因此，对紧螺栓连接的强度计算，只要将所受的拉应e力增大30％以考虑剪应力的影响即可。5螺纹连接常用的防松方法有哪几种?它们是如何防松的?提示：参看表10-26在受横向载荷的螺栓组连接中，什么情况下宜采用铰制孔用螺栓?答：有振动、冲击载荷或工作温度较高时。7受拉伸载荷作用的紧螺栓连接中，为什么总载荷不是预紧力和拉伸载荷之和?答：在连接承受轴向工作载荷F后，由于螺栓继续受拉伸，因此被连接件则发生弹性回复，其压缩变形量减少了△$,相应的压力就是残余预紧力F"而非预紧力。10-8验算键连接时，如强度不够应采用什么措施?如需再加一个键，这个键的位置放在何处为好？平键与楔键的位置放置有何不同?答：采用双键布置或增加键长。双键布置：两个平键沿周向相隔180°布置；两个半圆键应布置在同一母线上；两个楔键应布置在沿周向相隔90°〜120°10-9平键与楔键的工作原理有何差异?答：平键主要靠左右两侧面的相互挤压传递扭矩，而楔键是靠上下表面的挤压及摩擦力传递转矩的。10-10如何选取普通平键的尺寸bxhxL?它的公称长度L与工作长度l之间有什么关系？根据轴的直径及轮毂宽度从标准中选取。答：A型键：l=L-b，B型键：l=L，C型键：l=L-b/210-11花键连接和平键连接相比有哪些优缺点?答：花键连接的承载能力高、定心性和导向性好，对轴和毂的强度削弱较少。但需要专用设备才能加工花键，成本较高。10-12如图10-26所示，某机构上拉杆与拉杆头用粗牙普通螺纹连接。已知拉杆所受最大载荷F=10kN，拉杆的材料为Q235，试确定拉杆螺纹直径。提示：本题属于松螺栓连接，材料的屈服强度为240MPa，直接应用公式10-13即可。其中，由表10-4安全系数可取，求出小径后查表确定其大径即公称直径。图10-26拉杆与拉杆头连接图10-27凸缘联轴器10-13带式输送机的凸缘联轴器（参见图10-27）,用4个普通螺栓连接，D0=125mm,传递转矩T=200N・m，联轴器接合面上的摩擦系数f试计算螺栓直径。提示：本题属于紧螺栓连接。4条螺栓所提供的最大静摩擦力至少为2T/D。，对个单条螺栓该值为800N。因此，通过摩擦系数可以求得为确保该摩擦力而所需的预紧力F'，然后应用公式10-14即可确定螺栓直径。10-14有一压力容器，已知容器内直径D=28Omm，气体压强p=0.5MPa，容器盖用12只普通螺栓与容器相连接，螺栓材料为35钢，采用石棉铜皮垫，试确定螺栓直径。（参考图10-12）。提示：本题属于承受轴向载荷的紧螺栓连接。每条螺栓的轴向工作载荷F可由已知条件（容器内直径和缸内压力）确定，残余预紧力根据压力容器的要求选定为1.5~。然后根据10-17和10-16分别确定总载荷及螺栓直径（石棉铜皮垫的相对刚度系数）。10-15有一个钢制接长柄扳手，用两个普通螺栓连接。已知扳拧力F=200N，尺寸如图10-28所示，试确定普通螺栓直径（装配时不控制预紧力）。如果改用铰制孔用螺栓连接，计算所需直径。接合面间的摩擦系数取f图10-28解：（1）首先求解A、B两条螺栓所承受横向载荷的大小。以扳手右半段为研究对象，其受力分析如下图所示，设A、B点分别为两条螺栓的中心。图中各力对B点取矩：800F=100Fa，又FA+F=Fb；得：FA=1600N，FB=1800NO可见，螺栓B受力较大，因此以下设计均以该螺栓受力为计算依据。

（2）按普通螺栓连接设计。要求结合面间的摩擦力不小于横向载荷，即：fF'>CFB，其中F'为所需的预紧力，C为可靠性系数，取求得F'>1.2*1800/0.15=14400N由表10-4,[b]=G/3=240/3=80MPa(假设螺栓材料为Q235)S因此，d>'4X1.3xF=，查表取普通螺栓M20。i_Y兀.[G]（3）按铰制孔用螺栓设计。一方面：由于扳手连接处厚度10mm,设铰制孔螺栓与孔壁间轴向接触长度8mm,/1.25=240/1.25=192MPa则挤压应力Gp=1800/(8*d0)<[Gp]=G/1.25=240/1.25=192MPa（其中许用挤压应力查表10-4）得：d0>；另一万面：剪切应力T二■一—<[T]二&=240/2.5=96MPa（其中许用切应力查表10-4）1,25兀d240得：d0>o因此，铰制孔螺栓螺杆直径应满足d0>，查表取铰制孔螺栓M6o10-16套筒联轴器用平键与轴连接。已知轴径d=35mm,轴径长L=60mm,联轴器材料为铸铁,承受静载荷。套筒外径D=90mm,试画出连接的结构图。计算连接传递转矩的大小。提示：首先根据轴径尺寸选择键宽和键高，然后根据公式10-22确定转矩的大小。第11章轴1若轴的强度不足或刚度不足时，可分别采取哪些措施？答：若轴的强度不足，可以将轴的材料由碳钢改为合金钢；若轴的刚度不足，应增大轴的截面积。2轴按受载情况可以分为哪三类？试分析自行车中轴的受力情况，它是什么轴？答：分为转轴、心轴和传动轴。自行车中轴主要承受链条传动的转矩，所以是传动轴。11-3图11-24所示为卷筒传动装置，说出1、2、3、4轴各为何类型的轴。

图11-24图11-24卷筒传动装置答：1轴为传动轴；2、3轴是转轴；4轴为心轴。4试叙述设计轴的一般步骤。答：轴的设计可按照下列步骤：1、选择轴的材料，初步确定轴的最小直径；2、拟定轴上零件的装配方案；3、确定轴各段直径和长度；4、画出轴的结构图；5、做受力分析，校核轴的强度。5轴对材料有哪些主要要求？轴的常用材料有哪些？答：轴的材料要有足够的强度和耐磨性，常用材料有碳素钢和合金钢。6轴上零件为什么要作轴向固定和周向固定？试说明轴上零件常用的轴向定位方式。答：为了保证轴和轴上零件有确定的工作位置，防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件都要进行轴向和周向定位。轴上零件常用的轴向定位方式有：轴肩和轴环；套筒；圆螺母；圆锥面；轴端挡圈；弹性挡圈；紧定螺钉、锁紧挡圈7为什么轴的结构设计很重要？结构设计时应注意什么问题？当采用轴肩和套筒定位时,应注意什么问题？答：轴的结构设计要根据轴上零件的安装、定位及轴制造工艺等方面的要求，合理确定轴的结构形式和外形尺寸，轴的结构设计完成后，也就确定了轴在箱体上的安装位置及形式、轴上零件的布置和固定方式、受力情况和加工工艺等。进行轴的结构设计时，应注意以下几个问题：（1）轴和轴上零件要有准确、牢固的工作位置；（2）轴上零件应便于装拆和调整；（3）轴应具有良好的制造工艺性；（4）轴的受力合理，并有利于节省材料、减轻质量；（5）尽量避免应力集中；（6）对于刚度要求高的轴，要从结构上采取减少变形的措施。采用轴肩定位时，定位轴肩的过渡圆角应小于相配合轮毂端部的倒角；应有足够的轴肩高度以有足够的强度来承受轴向力；固定滚动轴承的轴肩高度应按照滚动轴承的安装尺寸来查取。采用套筒定位时，套筒不宜过长；并且要使得套筒的端面靠在轮毂的端面上，保证定位可靠。11-8一级圆柱齿轮减速器，高速轴转速n1=960r/min,低速轴转速n2=300r/min,传递功率P，轴用45钢制造，经调质处理，请按转矩计算两根轴的直径。答：按照转矩计算轴的直径：d人答：按照转矩计算轴的直径：dAoV万，查表11-5，取Ao=113，则:

JPjmm,d=AQJPjmm,d=AQ=113^-=29.6mm23.4'V3qqd=A3=113?=20.103n飞960i11-9己知传动轴的直径d=30mm,转速n=1450r/min,若轴上的切应力不超过80MPa，该轴能传递多大功率？P9.55x106-答：由式11-1得：-<ItJ0.2d3L]x0.2dL]x0.2d39.55x106xn=80x0.2x3039.55x106x1450=65.6kW第12章滑动轴承1根据结构特点,滑动轴承可分几种？答：可分为整体式径向滑动轴承、对开式径向滑动轴承、斜剖分式径向滑动轴承、调心式径向滑动轴承、调隙式径向滑动轴承、2根据摩擦状态,滑动轴承分几类？各有什么特点？答：根据摩擦状态,滑动轴承可分为非液体摩擦滑动轴承和液体摩擦滑动轴承。非液体摩擦滑动轴承在工作时轴和轴瓦直接接触,摩擦力比较大,容易产生磨损和胶合。液体摩擦滑动轴承在工作时轴和轴瓦完全隔离开开,摩擦系数小,并能承受较高的载荷。3轴瓦的结构设计应注意哪些问题？答：为了利于润滑,轴瓦上应开设轴孔和轴槽,并且要开在轴瓦的非承载区。4滑动轴承的设计包括哪些内容？答：滑动轴承的设计有以下内容：1、确定轴承结构；2、选择轴瓦材料；3、选择润滑方式；4、验算承载能力。5滑动轴承的润滑方式有哪些？各有何特点？各适用于什么场合？润滑方式如何选择？答：滑动轴承的润滑方式有以下几种：旋盖式油杯滴油,定期用油枪向轴承的油孔内注油,适用于低速和间歇工作的轴承；针阀油杯滴油,可以连续供油,但供油量不能调节,适用于中载中速连续工作的轴承；飞溅、油环润滑,供油充分,适用于速度较高载荷较大的场合；压力循环润滑不仅润滑效果好,还可以起到冷却的作用,但结构复杂,适用于高速重载重要的场合。润滑方式可根据轴承的平均载荷系数K=fpv3来选择。12-6验算蜗轮轴的不完全液体润滑轴承。已知：轴的转速n=60r/nun,轴颈直径d=80mm,轴承宽度B=80mm,径向载荷Fr=7000N,轴瓦材料为ZCuSnlOPl,轴材料为45钢。答：查表12-2得ZCuSnlOPl材料的[p]答：查表12-2得ZCuSnlOPl材料的[p]=15MPa,L]=10m/s,[pv]=15MPa・m/s。校核轴承速度：兀dn60x1000兀x80x6060x1000=0.25m/s,合格;F7000校核轴承压强：P二r==l・09MPa,合格;dB80x80=0.029，合格。F兀dn7000兀x80x60=0.029，合格。校核轴承pv值：pv二尸x二校核轴承pv值：dB60x100080x8060x1000则此不完全液体润滑轴承合格。12-7已知一起重机卷筒的滑动轴承承受径向载荷Fr=100000N.轴颈直径d=90mm,轴颈转速n=9r/min,轴承材料采用青铜，试设计此轴承。答：按照以下步骤进行设计：1、确定轴承的结构形式；2、选择轴承的宽径比，确定轴承宽度3、计算轴承的p、v、pv值。4、选择轴瓦材料，查出「］、L］、［pv］，使轴承的p<［p］、v<L］、pv<[pv8设计一液体动压润滑径向滑动轴承，采用对开剖分式轴瓦，非压力供油，径向载荷Fr=50000N,轴颈直径d=150mm,转速n=1000r/min,载荷和转速稳定。答：按照以下步骤进行设计：1、确定轴承结构型式；2、确定轴承宽度B,确定轴承宽度；3、计算轴承的p、pvv；计算轴承的p、pvv；4、选择轴瓦材料，查出［p］、L］、[pv]使得p<［p］、v<pv<[pv]5、选择润滑油及粘度；6、选择相对间隙屮；7、计算轴承承载量系数Cp，确定偏心率「8、计>th］；9、计算摩擦系数f算最小油膜厚度hmin,>th］；9、计算摩擦系数fminmin10、计算润滑油的温升，验算轴承的热平衡条件。如果热平衡不满足，返回2重新选择参数计算；11、选择轴和轴瓦配合关系，求出最大间隙人和最小间隙人，分别按照最大和最小间隙返回maxmin7重新计算，如果在允许值范围内，则轴承的工作能力合适，否则返回2重新选择参数计算，直到合格为止。第13章滚动轴承1.滚动轴承相对滑动轴承有哪些特点？答：摩擦阻力小，启动转矩低，效率高，成本低，已标准化。2.下列轴承代号表示的内容，说明该轴承适用的场合。6208，7208，32314，6310/P5，7210B，N222略。3.滚动轴承的主要失效形式是什么？针对这些失效形式应采用哪些计算准则？答:点蚀、塑性变形、胶合。设计准则：对于一般滚动轴承，主要破坏形式是疲劳点蚀，故主要进行寿命计算；对于转速低或间歇摆动的滚动轴承，为控制塑性变形，应作静强度计算；对高速轴承，为防止胶合破坏，须验算极限转速。4．什么是滚动轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷、当量动载荷和当量静载荷？答：当基本额定寿命L=106r时轴承所能承受的载荷，称作基本额定动载荷。受载最大的滚动体与较弱的座圈滚道接触处产生的塑性变形量之和是滚动体直径的万分之一时的静载荷，称为基本额定静载荷。当量动载荷P=fF（XFr+YFa）,当量静载荷P二XF+YFFRA00R0A5．滚动轴承支承的轴系有哪几种结构型式？各种型式有何特点并用在什么场合？答：3种。（1）两端固定支撑：用于跨度较小且温升不高的轴；（2）一端固定一端游动：用于轴的跨度较大或工作温度较高的场合；（3）两端游动：安装人字齿的轴，以防轮齿卡死或两侧受力不均。6．滚动轴承的公差配合与一般圆柱体的公差配合有什么不同？怎样选择滚动轴承的配合？答：滚动轴承配合公差带均为单向制，即统一采用上偏差为零下偏差为负值的分布。轴承内圈与轴颈的配合采用基孔制，轴承外圈与轴承座孔的配合采用基轴制。因此，轴承内圈与轴的配合较一般圆柱公差基孔制的同类配合要紧一些。一般的，当工作载荷方向不变时，转动圈应比不动圈有更紧一些的配合，因为转动圈承受旋转载荷而不动圈承受局部载荷。通常内圈随轴转动而外圈不动，因而内圈的配合比外圈紧，即“外松内紧”。13-7．滚动轴承组合为什么有时采用预紧结构？预紧有哪几种方法？答：为了提高轴承的旋转精度，增加轴承组合的刚度，减小振动和噪声。预紧方法：当采用成对并列的轴承组合时，可用金属垫片放在两内圈或外圈的中间以得到预紧，预紧力的大小可用垫片的厚度来控制（图13-18）；也可以用磨窄内圈或外圈的端面以得到预紧（图13-19）；也可在两轴之间装上长度不等的两个套筒使轴承预紧，预紧力的大小可通过套筒长度来控制（图13-20）。13-8．滚动轴承采用润滑的作用是什么？怎样选用润滑剂和润滑方式？答：主要是为了降低摩擦阻力和减轻磨损，并兼有吸振、冷却和防锈等作用。常用的润滑剂有润滑油和润滑脂两种。对转速较低、承受载荷较大的轴承一般采用润滑脂润滑。润滑脂不易流失，故密封结构简单，加一次润滑脂可运转较长时间。但注意加润滑脂量要适当，以免引起摩擦发热，影响轴承正常工作。对于转速较高的轴承宜采用润滑油润滑，因油的粘度低，摩擦损失小，故润滑和冷却效果均好。但必须对其进行可靠的密封，保证供油的清洁。油浴润滑较常采用，采用此方法时，润滑油量要适当，油面高度不应超过轴承最下方滚动体的中心线。有时还采用滴油润滑或油雾润滑等多种方法。13-9．滚动轴承密封有什么作用？有哪几种密封方式？各用在什么场合？答：防止灰尘、水分、杂质等侵入轴承，也为了防止润滑剂流失。密封的方式有接触式密封和非接触式密封两大类。接触式密封一般用于接触处滑动速度v<10m/s的地方。非接触式密封主要用于高转速场合。13-10.已知一轴的轴颈d=35mm,转速n=2900r/min,承受径向载荷FR=1810N,轴向载荷FA=740N,预期寿命Lh'=6000h试选轴承型号。解：初选轴承6207,查表得：,C0=由Fa/C0=740/15200=0.049查表13-8得由Fa/Fr=740/1810=0.409>e查表13-8得X=0.56,Y=1.99〜1.71,取当量动载荷P=1.15*(0.56*1810+1.8*740)亠,16667(25500丫厶"亠由式13-3得，Lh=3900h=4860.8hv6000h,不能满足要求。厶7UU\厶U7/.11J改选轴承6307,查表得：,C0由Fa/C0=740/19200=0.0385查表13-8得由Fa/Fr=740/1810=0.409>e查表13-8得X=0.56,Y=1.99〜1.71,取Y=当量动载荷P=1.15*(0.56*1810+*740)=2N亠,16667(33200丫"亠由式13-3得，Lh=h=h>6000h，满足要求。h2900J2782.54丿13-11.如图(13-9)所示，轴的两端用两个角接触球轴承7207C正装。常温下工作，工作中有中等冲击。转速n=1800r/min,两轴承的径向载荷分别是FR1=3400N，FR2=1100N，轴的轴向载荷Fa=870N，方向指向轴承1。试确定哪个轴承危险，并计算出危险轴承的寿命。解：(1)确定两轴承的轴向力派生轴向力查表13-10得，FS1R1=0.4*3400=1360N，FS2R2=0.4*1100=440N由Fa=870N得，FS1>Fa+FS2，即轴承2被压紧所以，Fa1=FS1=1360N，Fa2=FS1-Fa=1360-870=490Na1S1a2S1a求当量动载荷对于轴承7207C，查表得：C=30.5kN,C0由Fa1/C0=1360/20000=0.068，查表13-8得，e1由Fa2/C0=490/20000=0.0245，查表13-8得，e2=~由Fa1/Fr1=1360/3400=0.4<e1查表13-8得，X1=1,Y1=0由Fa2/Fr2=490/1100=0.445>e2查表13-8得，X2=,Y2=轴承运转中有中等冲击，取载荷系数fF=