江南机械设计命题规律分析及常考知识点精讲

课程体系：课程辅导模块（我们的课程主要分成两大部分课程1：课程体系：课程辅导模块（我们的课程主要分成两大部分课程1：考研命题规律分析及常考知识点精讲（涵盖考研真题我们会对考研重点及难点内容进行归纳串讲，帮助考生明确重点内容以便缩2江南大学《第1江南大学《第13持下，学校现已建成占地面积3200余亩、建筑面积105余万平方米，以“生态校园，曲江南大学享有“轻工高等教育明珠”的美誉，源于2年创建的三江师范学堂，历经国立中央大学、南京大学等发展时期；2年全国高校院系调整时，由南京大学、复旦大学、武汉大学、浙江大学、江南大学的有关系科组建南京工学院（现东南大学）食品工业系；8年该系整建制东迁无锡，建立无锡轻工业学院；5年更名为无锡轻工大学；01年1月，经教育部批准，以原无锡轻工大学为主体，合并江南学院、无锡教育学院，组建江南大学；3年，东华大学无锡校区并入江南大学。历经0年的风雨沧桑和半个多世纪的独立办学，江南大学已建设成为一所规模结构较为合理，教学、科4二、机二、机械工程学装工程硕士点和博士点获教育部批准，在国内率先开展包装工程专业硕566①官方指定教材：《机①官方指定教材：《机械设计》，濮良贵等主编.北京:高等教学出版社,2005（第八版《机械设计》，邱宣怀主编北京:高等教学出版(第6版)；《机械设计》.钟毅芳吴唐增主.华中科技大学出版(第3版)。（个人建议看濮良贵主编的一本足矣7（2）要求掌握的基本理论和方法82．填空：5-2．填空：5-9大纲所在分值权难总第一7.5简机械设计总第二、三15较联第五、六22.5一带传第八大纲所在分值权难总第一7.5简机械设计总第二、三15较联第五、六22.5一带传第八15一链传第九7.5一齿轮传第十22.5较蜗杆传第十一一滑动第十7.5一滚动轴第十22.5较联轴第十7.5较轴第十7.5一题数量（带一些文字性的描述比分8（例如：一题数量（带一些文字性的描述比分8（例如：一般八道题，某些年份有变化15-22.5-308（例如：一般八道题，某些年份有变化5-7.5-155（例如：一般五道题，某些年份有变化10-15-22.54（例如：一般四道题，某些年份有变化40-60-751（例如：一般一道题，某些年份有变化5-7.5-158月1日-9月308月1日-9月3010月1日-11月1511月15日-12月1512月16日-1月4江南大学《第2江南大学《第2总论（一1总论（一总论（一2、考点概机械（机器）2有利于产品的标准化、系列化和通用化3冷却、信号、控制、检测等系统的部分或全部，但是冷却、信号、控制、检测等系统的部分或全部，但是4【考点三】机械（机器）【考点三】机械（机器）566图图7器好坏的关键89技术设计阶段的目标是产生总装配草图及部件装配草图。通过草图设计确定出各部件及其尽零件的外形及基本尺寸，包括各部件之间的连接，零、部件的外形及基本技术设计阶段的目标是产生总装配草图及部件装配草图。通过草图设计确定出各部件及其尽零件的外形及基本尺寸，包括各部件之间的连接，零、部件的外形及基本 甩干（脱水单双滚 甩干（脱水单双滚目的：确定机械中各个零部件的结构尺寸（量化【考点五】对机器的主要要求★【考点五】对机器的主要要求★出的。不管机器的类型如何，一般来说，会对机器提出以下的基本要求。的辅助系统来实现。3、产品设计中的三化是指标准 、系列 、通用 。4、一台完整的机器组成大致可包括 4、一台完整的机器组成大致可包括 。 的通用零件的设计江南大学《第3江南大学《第3总论（二1总论（二总论（二2、考点概23零件的表面破坏主要是腐蚀、磨损和接触疲劳。腐蚀是发生在金属表面的一种磨损是两个接触表面在作相对运动的过程中表面物质丧失或转移的现象腐蚀、磨损和接触疲劳都是随了作时间的延续而逐渐发生的失效形式。处于潮4有些零件只有在一定的工作条件下才能正常地工作有些零件只有在一定的工作条件下才能正常地工作。例如，液体摩擦的滑动有在传递的有效圆周力小于临界摩擦力时才能正常地工作。如果破坏了这些必备56789机械零件计算准则强度准则：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性机械零件计算准则强度准则：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性强度准则就是指零件中的应力不得超过允许的限度。例如：对—次断裂来Sy为(t)与时间t(t)与时间t第I段代表早期失效阶段第II段代表正常使用阶段2.机械零件的设计准则为 答案：在设计预定的期间内，并在规定的条件下．不能完成正常的功能。整体断裂表面破坏过大的残余变形ABC江南大学《第4江南大学《第4机械设计总论（一1机械设计总论（一机械设计总论（一2、考点概(4(52KF,Tc34平均应力m个应力循环中最大应力与最小应力的平均值应力幅a一个应力循环中，应力偏离平均应力的程度。5mm-mm-minm2maxa2rmm6（a）r=-1（b）r=0（c）非对称循环应力在变应力作用下，机械零件的损坏主要是疲劳断裂。疲劳断裂和静应力作用下的断裂机理不一样：疲劳断裂是零件表面最大应力处的应力若超过某一极限值，就会出现疲劳裂纹．在交变应力的反复作用下，裂纹不断扩展，扩展到一定程度后，突然发7与应力循环次数N之间与应力循环次数N之间的关系曲线称为疲劳曲线，如图所示mN=常r08曲线的C段，随着循环次数的增加，使材料发生疲劳破坏的最大应力将不断下降仔细检查试件在这一阶段的破坏断口状况，总能见到材料已发生塑性变形的特征。C点相应的循环次数大约在1曲线的C段，随着循环次数的增加，使材料发生疲劳破坏的最大应力将不断下降仔细检查试件在这一阶段的破坏断口状况，总能见到材料已发生塑性变形的特征。C点相应的循环次数大约在10的３次方左右，这一阶段的疲劳破坏，因为已伴随着材料的塑性变形，所以用应变—循环次数来说明材料的行为更为符合实际。因此，人们把这极限，用符号σr，表示。脚标r代表该变应力的应力比，N代表相应的应力循环次数。m=mr09★★★典型的应力变化规律通常有下述三种：第一，变应力的应力比保持不变，即★★★典型的应力变化规律通常有下述三种：第一，变应力的应力比保持不变，即r=c(例如绝大多数转轴中的应力状态)；第二，变变力的平均应力保持不变，即σm=c(例如振动 AD ADACBD 磨损腐蚀接触疲劳的弯曲应力循环特性r＝-１；而其扭转应力的循环特性ｒ＝０解析：支承定轴线齿轮传动的转轴，受方向不变的径向载荷。因此，轴横截面上既分布有拉应力，也有压应力。随着轴的转动，拉压应力交变，所以轴所受的弯曲应力为对称循环变应力，其应力循环特性ｒ＝-１。而转轴所受的切向力方向也是恒定不变的扭转应力的循环特性r＝０Ａｒ＝１Ｂｒ＝-解析：就滚动体上—点而言，它的载荷及应力是周期性地不稳定变化的。所以Ａｒ＝１Ｂｒ＝-解析：就滚动体上—点而言，它的载荷及应力是周期性地不稳定变化的。所以 ；计算载荷是 江南大学《第5江南大学《第5机械设计总论（二1机械设计总论（二机械设计总论（二2、考点概极限应力线图（等寿命疲劳曲线）关于疲劳损伤累积假说（Miner’srule法则）2【考点一】极限应力线图（等寿命疲劳曲线）机械零件材料的疲劳特性除用σ－N曲线表示外，还可用A'Ｇ'直线的方程为：【考点一】极限应力线图（等寿命疲劳曲线）机械零件材料的疲劳特性除用σ－N曲线表示外，还可用A'Ｇ'直线的方程为：0ψσ≈0.1~0.2ψσ≈0.2~0.33尺寸效应对疲劳强度的影响，用尺寸系4图4-图4- 规律性不稳定变应力示意5破坏起相同的作用，则应力1每循环一次对材料的损伤率即为1/N1，而循环了n11对材料的损伤率即为n1/N1。如此类推，循环n2次的2对材料的损伤率为1破坏起相同的作用，则应力1每循环一次对材料的损伤率即为1/N1，而循环了n11对材料的损伤率即为n1/N1。如此类推，循环n2次的2对材料的损伤率为1n23NnN1N21图4-3不稳定变应力在—N坐标6n1100%n2100%n3100%是极限状n1100%n2100%n3100%是极限状n1n2 z1i7【考【考点四】关于疲劳损伤累积假说（Miner’srule法则）的说明★★★8a）a）9(即两相互接触面的几何形态完全相同，处处贴合)相接触(例如平面与平面相接触)的情F 1 B1 2 1 1 2 z2.z2.在用安全系数计算零件疲劳强度时要考虑应力集中系数k它是综合考虑 、 答：应力集中 ，得到的强度条件分 。σ≤[σ]4ρ1和ρ2件初始接触出 。答：曲率4ρ1和ρ2件初始接触出 。答：曲率半径内接1和2分别为零件1和零件2的曲率半径，其中正号表示外接负号表示内接 、 。数）βq（零件的强化系数 ，得到的强度条件分别 。σ≤[σ江南大学《第6江南大学《第612、考点概(2)液体动压润滑的条件（楔形承载机理）（7）23NNNVV被厚的油膜完全隔V4NNNVV被厚的油膜完全隔V4磨损。所谓磨损，是指由于表面的相对运动而使物体工作表面的物质不断损失的现象。按磨损的损伤机理磨损可分为：粘着磨损磨损。所谓磨损，是指由于表面的相对运动而使物体工作表面的物质不断损失的现象。按磨损的损伤机理磨损可分为：粘着磨损、磨粒磨损疲劳磨损和腐蚀磨损面形成疲劳裂纹，随着裂纹的扩展与相互连接，会造成许多微粒从零件表面上脱落下567【考点【考点五】液体动压润滑的条件（楔形承载机理）★★★★89粘度与温度的关系：润滑油的粘度一般随温度的升高而降低a磨粒磨损b黏着磨损ca磨粒磨损b黏着磨损cd润滑剂的作用 a两工作表面有一定的相对滑动；b机械零件的表面破环形式腐蚀机械零件的表面破环形式腐蚀、磨损和接触疲劳。（d）a；bc；da；bc；d当温度升高时，润滑油的粘度（b）abcd9、通过大量试验，得出的摩擦副的磨损过程图（磨损量q与时间t的关系曲线），（a）qqttqqtt9、通过大量试验，得出的摩擦副的磨损过程图（磨损量q与时间t的关系曲线），（a）qqttqqtt江南大学《第7江南大学《第7螺纹联接（一1螺纹联接（一螺纹联接（一2、考点概螺纹联接的基本类型★★★★(3(4)松螺栓连接强度计算★★★23d2≈（d2≈（d2+d24)线数n便于制造，一般用线数5）螺距7)螺纹升角¢8）牙型角45（b）6双头螺柱连接使用于结构上不能采用螺栓连接的场合，例如，连接件之一太厚不宜制成通孔，材料又比较软，又需要经常拆卸的场合双头螺柱连接使用于结构上不能采用螺栓连接的场合，例如，连接件之一太厚不宜制成通孔，材料又比较软，又需要经常拆卸的场合7面或顶入相应的凹坑中，以固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或转矩面或顶入相应的凹坑中，以固定两个零件的相对位置，并可传递不大的力或转矩8拧紧的目的：防松，保证紧密件；增强连接的刚性，提高螺栓的疲劳强度拧紧的目的：防松，保证紧密件；增强连接的刚性，提高螺栓的疲劳强度9装配时，不拧紧，不受预装配时，不拧紧，不受预紧力。工作中只承受轴向工作拉力F，例如起重吊钩或滑轮。拉伸强度安条件：为螺栓所受的轴向拉力11【考点五】受横向工作载荷【考点五】受横向工作载荷的紧螺校连接强度计算★★★42d1232 2232 23(0.5)21.3％来考虑扭转切应力的影响。这时，螺栓危险截面的强度条件可写为：1.3d2/11BC2C1BC2CBDABCD柱连接用 的场合；而螺钉连接则用于 的场合AB经常拆卸CD不经常拆卸确定紧螺栓联接中拉伸和扭转复合载荷作用下的当量应力时，通常是按（D）确定紧螺栓联接中拉伸和扭转复合载荷作用下的当量应力时，通常是按（D）A；B；C；DAB江南大学《第8江南大学《第8螺纹联接（二1螺纹联接（二螺纹联接（二2、考点23如图所示，这种连接是利用铰制孔用螺栓抗剪切来承受载荷F的：螺栓杆与孔p如图所示，这种连接是利用铰制孔用螺栓抗剪切来承受载荷F的：螺栓杆与孔p [p14 0445【考点三】承受预紧力和工作拉力的紧螺栓连接★★★★【考点三】承受预紧力和工作拉力的紧螺栓连接★★★★FFF C F2F1式中F2F1 bmC 6CbCb或144d178FzfF0FzfF0ziKsKsF09总拉力F2为（C）（２００７）。A、F2总拉力F2为（C）（２００７）。A、F2B、F2FCC、F2F0bb2.有一承受轴向载荷的螺栓联接，所受的预紧力F0=6000N0.，Cb3.承受横向载荷或旋转力矩的紧螺栓联接，该联接中的螺栓（）ACB被联接件受横向载荷作用时，若采用一组普通螺栓联接，则载荷 来传ABC (a降低；b增加；c不变)；螺栓的总拉力 加；c不变)；螺栓的静强度被联接件受横向载荷作用时，若采用一组普通螺栓联接，则载荷 来传ABC (a降低；b增加；c不变)；螺栓的总拉力 加；c不变)；螺栓的静强度 (a降低；b增加；c不变 0b mb114的材料、直径和长度，这主要是为了（C）。的材料、直径和长度，这主要是为了（C）。ABCA；B拉伸和剪切；C；D解：根据按合面不滑移条件fF0zi=KsF可得，单个螺栓所需的预紧力为K解：根据按合面不滑移条件fF0zi=KsF可得，单个螺栓所需的预紧力为KFs00.21d2/1= 99.6N/mm2[]120N/17.2942/江南大学《第9江南大学《第9螺纹联接（三1螺纹联接（三螺纹联接（三2、考点概(1)受转矩的螺栓组连接★★★★★(2(3)螺栓失效形式及设计准则★★★(4)提高螺栓连接强度的措施★★★2fF0r1fF0r2fF0r1fF0r2F0f(rrrz)f z32)受剪螺栓(靠螺栓受剪承受转矩T）。用ri、rmax分别表示第i个螺栓和受力最大2)受剪螺栓(靠螺栓受剪承受转矩T）。用ri、rmax分别表示第i个螺栓和受力最大Fi或F rriz根据作用在底板上的力矩平衡条件得Firi=联立两式可求得受力最大的螺栓工作剪力为z2ri4受轴向力F的螺栓组。所受受轴向力F的螺栓组。所受轴向力通过螺栓组形心时，各螺栓受的工作强荷相即每个螺栓所受的工作载荷为Fzz为螺栓的数目，求出F后再考虑所受的预紧力，计算F0，校核螺栓的强度强度条件145由螺栓组的受力分析可知，螺栓组所受的载荷包括轴向载荷、横向载荷、弯矩和转矩等。但对其中每一个具体的螺栓而言，其受载的形式不外乎是受轴向力或受横向由螺栓组的受力分析可知，螺栓组所受的载荷包括轴向载荷、横向载荷、弯矩和转矩等。但对其中每一个具体的螺栓而言，其受载的形式不外乎是受轴向力或受横向力。在轴向力(包括预紧力)的作用下，螺栓杆和螺纹部分可能发生塑性变形或断裂；而在横向力的作用下，当采用铰制孔用螺栓时，螺栓杆和孔壁的贴合面上可能发生压溃或螺栓杆被剪断等。根据统计分析．在静应荷下螺栓连接是很少发生破坏的，只有在6F可知，在保持预紧间变化时，则螺栓的总拉力将在之间变动。由式F02F可知，在保持预紧间变化时，则螺栓的总拉力将在之间变动。由式F0220CbmF0不变的条件下，若减小螺栓刚度Cb或增大被连接件刚度Cm都可以达到减小总拉力的变)F范围(即减小应力幅)的目的。但由式F可知，在?给定的01a1CCbmbm件下，减小螺栓刚度Cb或增大被连接件的刚度Cm．都将引起残余预紧力F1减小，从而连接的紧密性：因此，若在减小Cb和增Cm的同时，适当增加预紧力F0，就可以使不致减太多或保持不变。这对改善连接的可靠性和紧密性是有利的。但预紧力F0不宜增加过大，须控制在所规定的范围内，以免过分削弱螺栓的静强度7采用合理的制造工艺（氮化、氰化喷丸等8★★为了减小螺栓的刚度，可适当增加螺栓的长度，或采用图示的腰状杆螺栓和★★为了减小螺栓的刚度，可适当增加螺栓的长度，或采用图示的腰状杆螺栓和91.一块钢板用41.一块钢板用4为Q235，[σ]=95MPa，接合面间摩擦系数f=0.15，可靠性系数Ks＝1.2，载荷在F的作用下，根据接合面不滑移条件，每个螺栓处接合面KfF1.212000摩擦力fz42aKf在F的作用下，根据接合面不滑移条件，每个螺栓处接合面KfF1.212000摩擦力fz42aKfT可得在T作用下，设每个螺栓处接合面间的摩擦力均为F' 根据f1.2Kf10182N(垂直于螺栓与几何中心连线' 24Ff2Ff'22F'F'2分析可知：右边两螺栓所受摩擦力合力最大，有ff接合面间的摩擦力是由螺栓预紧力产生的，故螺栓的最大预紧力为Fff4根据普通螺栓的强度条件可知螺栓的最小直径为 【答】连接用螺纹紧固件一般都能满足自锁条件，并且拧紧后，螺母、螺栓头部等承压面处的摩擦也都有防松作用，因此在承受静载荷和工作温度变化不大时，螺纹连接一般都不会自动松脱。但在冲击、振动、变载荷及温度变化较大的情况下，连接有可能松动，甚至松开，造成连接失效，引起机器损坏，甚至导致严重的人身事故等。3800i3800i,x400CC2为多少?解：在最大工作载荷下，即工作拉力F=Fmax4000NF8000140006000N2被联接件的残余预紧力：FF10Cbm螺栓上总的拉力：F2=F1+F=6000+4000=10000N江南大学《第10江南大学《第101键是—种标准零件，通常用来实现轴与轮毅之间的周向固定以传递转矩，有的还能实现轴零件的轴向固定或轴向滑动的导向。本节在考题中作为基础必要知2、考点23深，对轴削弱较大，一般只用于轻载场合4表面和轮毂的键槽底面各有1：100因此多用于对中要求不严、不受冲击或变载的低速轴的轴毂连接5上都制有相应的键槽。装配时，把一对楔键分别从轮鼓两端打入，靠上都制有相应的键槽。装配时，把一对楔键分别从轮鼓两端打入，靠对轴的削弱较大，因此常用于直径大于100mm的轴上。例如用于大型带轮、大型飞6动连接的耐磨性p动连接的耐磨性p2T静连接的挤压强度条件为p=2T7花键连接由内外花键和内花键组成。花键连接是平键连接在数目上的发展。花键连接由内外花键和内花键组成。花键连接是平键连接在数目上的发展。8花键花键连接可用于静连接或动连接，按其齿形不同．可分为花键花键连接可用于静连接或动连接，按其齿形不同．可分为矩形花键和1按齿高的不同，矩形花键的齿形尺寸在标淮中规定了两个系列，即轻系列和中系列。轻系列的承载能力较小．多用于静连接或轻载连接；中系列用于中9渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺性较好，制造精度也较高，花A键的挤压强度CBA键的挤压强度CB 。CBD轮毂强度削弱较小；②对中性好；④用于动连接具有良好的导向件。AB1.5AB1.5C1.5D1.5但考虑到载荷分布的不均匀性，计算时按1.5个键计算。答案：A解：导向平键用于动连接，适用于传动零件需要轴向移动的场合，可J能的失效ABCDA8.平键B20ABCDA8.平键B20x80GB1096—79中B20x80解：B20x80GB代表键的类型是B型普通平键；20代表键宽为20mm，80 其失效形式 滑键滑键工作面的磨损江南大学《第11讲江南大学《第11讲带传动（一1带传动（一带传动（一2、考点VV2【考点一】V带传动是一种挠性传动。带传动的基本组成零件为带轮(【考点一】V带传动是一种挠性传动。带传动的基本组成零件为带轮(主动带轮和从动带轮和传动带当主动带轮1转动时，利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运动和3【考点二】V按照工作原理的不同，带传动可分为【考点二】V按照工作原理的不同，带传动可分为摩擦型带传动和啮合型带传动擦型带传动中，根据传动带的横截面形状的不同、又可以分为平带传动、圆带4使各带受力不均的问题，多楔带主要用于传递功率较大同时要求结构紧凑的场合啮合型带传动一般也称为同步带传动。它通过传动带内表面上等距分布的横向齿和带轮上的相应齿槽的啮合来传递运动。与摩擦型带传动比较，同步带传动56松a紧松a紧7F1F0F0-F1F2，f8故整个接触面上的总摩擦力Ff即等于带所传递故整个接触面上的总摩擦力Ff即等于带所传递的有效拉力，即：FeF1F2将上式代入前式，可得F102F Fe220 P单位为m/s。9由式P= 可由式P= 可知，在带速一定的条件下，带传动所传递的功率P决定了带传动应有的有效拉力也就相应决定了也就相应地决定了传动带和带轮间应该至少的总摩擦力Ff，以及为了获得这个总摩擦力，传动带应具有的最小的初拉力(F0)min因为从式紧边和松边拉力计算公式可见，传动带的紧边拉力F1与松边拉力F2取决于带的初拉力F0和带传动的有效拉力Fe在带传动有效拉力Fe给定的条件下，把传动带张minmin1 2(F01带轮的包角，有利于增大临界摩擦力，从而可以相应地降低最小初拉力（F0）min1.在一般机械传动中，若需要采用带传动时，应优先选用）1.在一般机械传动中，若需要采用带传动时，应优先选用）2.正常工作条件下的V带传动，在接触面上带与带轮间（C）A度完全一致存在弹性C存在打D存在弹性滑动与3.带传动的主要失效形式是带的（A）A疲劳拉断和B磨损和胶C胶合和D磨损和疲劳点4.带传动设计中，应验算小带轮包角不要过小，这是为了D）B减小对轴的压AC提高传动减小结构D提高摩擦力保证有一定承载能5.带传动正常工作时不能保证准确的传动比是因为（C）ACBD弹性滑动将引起：1）从动轮转速降低5.带传动正常工作时不能保证准确的传动比是因为（C）ACBD弹性滑动将引起：1）从动轮转速降低、2)传动效率 。（2008）好接触，必须使带轮槽角（A）。A略大于40B40C等于40带传动工作时，带中的应力有拉应力，弯曲应力和离心已知某V带传动所传递的功率P=4kw,带速V=8m/s,紧边拉力F带传动工作时，带中的应力有拉应力，弯曲应力和离心已知某V带传动所传递的功率P=4kw,带速V=8m/s,紧边拉力F1与松边拉力F2的关系为.F1=1.5F2。则其有效圆周力Fe为4000N，紧边拉力为8000N，松边拉力为带传动的特点有1）缓冲载荷冲击；具有过载保护作用；3）有过载打滑；4)带的寿命高。（2008）江南大学《第12讲江南大学《第12讲带传动（二1带传动（二带传动（二2、考点概2带传动工作时有以下几种应1.拉应=拉应力包括带传动工作时有以下几种应1.拉应=拉应力包括紧边拉应力和松边拉应力1A2A式中，,的单位为MPa；F,F的单位为N；A为传动带的横截2 2.弯曲应力≈E≈E带绕在带轮上时要引起弯曲应力和ddh—传动带的—传动带因为弯曲应力与带轮的基准直径成反比，所以带在小带轮上的3弯曲应力b1一3.离心拉应力当带随着带轮作圆周运动时，必须在带中施加一定的力，以迫使带作圆周运动，3.离心拉应力当带随着带轮作圆周运动时，必须在带中施加一定的力，以迫使带作圆周运动，A2因离心拉力而产生的离心拉应力 cσmaxσcσ1σb14相对于小带轮向后退缩，使得带的速度低于小带轮的线速度V1；在大带轮上，相对于大带轮向前伸长，使得带的速度高于大带轮的线速度V2。这种由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的微量滑动，称为带传动的弹性滑动。因为带传5线速度。带经过上述循环，带速没有发生变化。但是大带轮的线速度V2=v1(1线速度。带经过上述循环，带速没有发生变化。但是大带轮的线速度V2=v1(1v21v1ddv 126）打在）打在带传动正常工作时，带的弹性滑动只发生在带离开主、从动轮之前的那一段接C2称这一段弧为滑动弧，所对的中心角为滑动角；而把没有发生A2C2(点重合时7v带的疲劳强度式中，[]为在一定条v带的疲劳强度式中，[]为在一定条件下，由带的疲劳强度条件所决定的许用应力。经推导带在临界打σcσ1σb111状态下的有效拉力FFF)) 11([]σ又P=Fec所以0式中，P0的单位为kW891.带传动在工作时产生弹性滑动，1.带传动在工作时产生弹性滑动，是由于）有关。（２００７、太包角BDＡC紧边与松边拉力2.带传动的最大有效拉力Fｅｃ与ACBD拉力小带轮包角拉力大带轮包角在带传动的设计中，为何要将名义功率P转化为计算功率AB增 C不 解析：由AB增 C不 解析：由180不变,则,中心距增大a则1d da 。解析；带传动的弯曲应力公式为=Eh，其中db1d19.某单根v带传动，已知小轮包角150，若带与带轮9.某单根v带传动，已知小轮包角150，若带与带轮间的当量摩擦因数f=0.5，张紧。F0＝280N，带速v＝7m/s，若不计离心力影响，试求该传动所能传递的最大功率解：由欧拉公式，可得0.55F16根据带传动工作时紧边拉力的增量等于松边拉力的增量，有F1+F2=2F0260N联立两式，求得 F2因此带传动的最大功率为P=(F1F2)v(440.9119.1)7江南大学《第13讲江南大学《第13讲带传动（三1带传动（三带传动（三2、考点概V2传动比大，会减小带轮的包角α当带轮的包角减小到一定程度时，带传动就33)3) 少带的根数或者v带的横截面积．总体上减少带传动的尺寸；但是．提高带速，4计算功率Pca是根据传递计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定式中Pca计算功KA工作P所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功2）验算小带轮上的包角小带轮上的包角α1小于大带轮上的包角α2)57.3180d1d a5为了使各根v带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于106【考点三】V【考点三】V789降，易打滑。同时离心应力大，带易疲劳破坏；带速v不能太低，否则要求有降，易打滑。同时离心应力大，带易疲劳破坏；带速v不能太低，否则要求有带传动工作是，一边拉紧，一边放松，即紧边拉力F1和松边拉力F2为F0，则公式：F1-F0=F0-F2，是根据（B）建立的。（2011ABD弹性滑动将引起：1）从动轮转速降低；2）传动效率降低 弹性滑动将引起：1）从动轮转速降低；2）传动效率降低 ；使带的温度升高 带传动的失效形式之一是（CABCD带传动不工作时两边的拉力 、工作时有效拉力为Fe=F1-F2也等于摩擦 解析：带传动不工作时两边拉力都等于初拉力F0，工作时摩擦力Ff=Fe=F1-7.有一V带传动，传递功率P=3.2kW带的速度v=8.2m/s，带的根数z=4，安装时测得预紧力F0120N,式计算有效拉力Fe、紧边拉力F1,松边拉力F2。解：由于带的根数z7.有一V带传动，传递功率P=3.2kW带的速度v=8.2m/s，带的根数z=4，安装时测得预紧力F0120N,式计算有效拉力Fe、紧边拉力F1,松边拉力F2。解：由于带的根数z传递功率的公式为P=zFev1000P10003.2Fe4单根V带的紧边拉力、松边拉力分别为F1、F2。则F1+F2Fe=F1-联立上面两式，可得2F0F2120122=2F0Fe212097.6F222江南大学《第14讲江南大学《第14讲链传动（一1链传动（一链传动（一2、考点滚子链的结构特点★★★★★(3)链传动的工作情况分析★★★★(52优点：①平均传动比准确，无滑动②结构紧凑，轴上压力Q优点：①平均传动比准确，无滑动②结构紧凑，轴上压力Q34滚子链的结构如图所示。它是由滚子1、套筒2、销轴3。内链板4和外链板5滚子链的结构如图所示。它是由滚子1、套筒2、销轴3。内链板4和外链板55678因为链是由刚性链节通过销轴铰接而成．当链绕在链轮上时，其链节与相应的轮啮合后。这一段链条将曲折成正多边形的一部分。该正多边形的边长等于链条的节距边数等于链轮齿数z，链轮每转过一圈，链条走过长，所以链的平均速度v（m因为链是由刚性链节通过销轴铰接而成．当链绕在链轮上时，其链节与相应的轮啮合后。这一段链条将曲折成正多边形的一部分。该正多边形的边长等于链条的节距边数等于链轮齿数z，链轮每转过一圈，链条走过长，所以链的平均速度v（ms）z1n1v60 60式中:z1、z2n1、n2分别为主从带轮的转速，r/mini= 9 ，但传动 也增大答案：高动载荷（ApCpBD增大链节距p减小链节距pABCD江南大学《第15讲江南大学《第15讲链传动（二1链传动（二链传动（二2、考点23当链速较低时(v＜0．6m／s4曲线示意图。由图可见：在润滑良好、中等速度下，链传动的承载能力主要取决曲线示意图。由图可见：在润滑良好、中等速度下，链传动的承载能力主要取决5小链轮齿数Z1少，可减小外廓尺寸，但齿数过少，会增加运动的不均匀性和动载荷；链条在进入和退出啮合时，链节间的相对转角增大；链传动的圆周力增大（F=2T/d）↑，从整体上加速铰链和链轮的磨损。可见，小链轮的齿数Z1不宜过少。链轮的最少齿数Zmin＝9。一般Z1≥17，对于高速传动或承受冲击载荷的链传动，Z1不少于25，且链轮齿应淬硬。小链轮的齿数Z1也不宜取的太大。在传动比给定时，Z1大，大链轮齿数Z2相应增大，其结果不仅增大了传动的总体尺寸，而且还容易发生跳链和脱6如图所示，当给定磨损量．即链节的增长且△P一就越小，铰链所在圆的直径的增加量△d越大，铰链会如图所示，当给定磨损量．即链节的增长且△P一就越小，铰链所在圆的直径的增加量△d越大，铰链会为Zmax≤150，一般不大于114。7二、传动比二、传动比承受的载荷增大，加速轮齿的磨损，且易出现跳齿和脱链现象。一般链传动的传动比三、中心距89链传动布置时，链轮必须位于铅垂而内，两链轮共面。中心线可以水平，也可以倾斜，但尽量不要处于铅垂位置。一般紧边在上，松边在下，以免在上的松边下 C链传动中，最适宜的中心距是 A10～20）pB（20～30）pC（30～50）pD ABCD多排链排数一般不超过3或4排，主要是为了 ABCD5（）ABC5（）ABCD）BCAAC 答案：平均瞬时江南大学《第16江南大学《第16齿轮传动（一1齿轮传动（一齿轮传动（一2、考点2传递的功率可达数十万千瓦、圆周速度可达200m／s。主要介绍最常用的渐开线传递的功率可达数十万千瓦、圆周速度可达200m／s。主要介绍最常用的渐开线2)结构紧凑3齿轮传动可做成开式、半开式及闭式设备中，有一些齿轮传动没有防守罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传45F6(b)(b)7齿面较软、硬度≤齿面较软、硬度≤H8.提高齿面硬度;9主动轮上摩擦力分别朝向齿顶和齿根——形成凹沟 闭式软齿面。（闭式软齿面。（350HBS闭式硬齿面。（350HBS1.开式齿轮传动中，轮齿最常见失效形式为（BCDA 1.开式齿轮传动中，轮齿最常见失效形式为（BCDA ABCDE4.一软齿面的齿轮传动，小齿轮的齿面硬度应比大齿轮的齿面硬 ）ABC齿轮传 D摩擦轮传）C）在机械传动中，传动效率高、结构紧凑、功率和速度适用范围最广的是AB）C）在机械传动中，传动效率高、结构紧凑、功率和速度适用范围最广的是ABCD成本较高，不宜用于轴间距离较大的单级传动是（）ABABC江南大学《第17江南大学《第17齿轮传动（二1齿轮传动（二齿轮传动（二2、考点2表面淬火—一般用于中碳钢和中碳合金钢，如45、40Cr等。硬度可达3面硬度为：220~260HBS。面硬度为：220~260HBS。5.渗氮—渗氮是一种化学处理。渗氮后齿面硬度可达60~62HRC调质、正火处理后的硬度低，HBS≤3504调质、正火处理后的硬度低，HBS调质、正火处理后的硬度低，HBS350，属软齿面，工艺简单、用于一般传动。当大轮硬度高:20~50HBS5荷进行计算KKAKvKK式中，K为载荷系数；KA为使用系数；Kv为动载系数；K为齿向载荷分布系数；一、使用系数KA使用系数KA二、动载系数Kv原因：制造、安装、弹性变形基圆齿距不等瞬时传动比不恒定6四、齿向载荷分布系数7为了改善载荷沿接触线分布不均的程度，可以采取增大轴、为了改善载荷沿接触线分布不均的程度，可以采取增大轴、除上述一般措施外，也可把一个齿轮的轮齿做成鼓形8（一)轮齿的（一)轮齿的受力分进行齿轮传动的强度计算时，首先要知道轮齿上所受的力，这就需要对齿轮传动—般均加以润滑，啮合轮齿间的摩擦力通常很小，计算轮齿力时，可不予沿啮合线作用在齿面上的法向载荷垂直于齿面，为了计算方便，将法向载荷n(单位为N)在节点P处分解为两个相互垂直的分力,即圆周力Ft与径向力r(单位均为图所示如91力的大小将法向力Fn在节点CFnF F1力的大小将法向力Fn在节点CFnF Ft1 FF tnn1T9.551n1P1n1-转速圆周力主动轮上Ft1与转向相反径向力主动轮上Ft2与转向相同nFF径向力F和F圆周力主动轮上Ft1与转向相反径向力主动轮上Ft2与转向相同nFF径向力F和FFFt1rn1（A变齿轮的材料B增大齿轮宽度C增大模数（A变齿轮的材料B增大齿轮宽度C增大模数D齿轮传动设计中，选择小轮齿数Z1的原则是（））CD闭式硬齿面的设计以保证齿根弯曲疲劳强度为主；闭式软齿面的设计通常以保证齿面接触疲劳强度为主；开式齿轮传动的设计目前仅以保证齿根弯曲疲劳强50【答】金属制的软齿面齿轮配对的两轮齿中，小齿轮齿根强度较弱，且小齿轮的应力循环次数较多，当大小齿轮有较大硬度差时，较硬的小齿轮会对较软的大齿。江南大学《第18江南大学《第18齿轮传动（三1齿轮传动（三齿轮传动（三1、本22点来计算。由于这种算法比较复杂，通常只用于高精度的齿轮传动(如6级精度以上由在齿顶处啮合的轮齿分担较多的载荷，为便于计算，通常按全部载荷作用于齿顶3F0仅为齿根危险截面处的理论弯曲应力，实际计算时，还应计入齿根危险F0仅为齿根危险截面处的理论弯曲应力，实际计算时，还应计入齿根危险KFtYFa =[YF F上式中，YSaYFa是一个无因次量，只与轮齿的齿廓形状有关，而与齿的大小（模数m）无关4bd令 d1及m=d1称为齿宽系数,并将F1dtdz11[Fbd令 d1及m=d1称为齿宽系数,并将F1dtdz11[FFd1YFam3d5两接触表面的接触状况相当，故其齿面的接触应力可近似地用赫兹公式进行计算，两接触表面的接触状况相当，故其齿面的接触应力可近似地用赫兹公式进行计算，因此GB/T3480-1997渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法，把赫兹应力作为齿面接触应111H2212)62KT1u设计式：d12()3ud1ZH1 1sin'cos2KT1u设计式：d12()3ud1ZH1 1sin'cos22112KT1(u1)ZZ 1ZE材料系数Z重合度系数，一般取0.80.9，ZH节点区域系7KFtYFa）式=[]在推导过程中并没有区KFtYFa）式=[]在推导过程中并没有区分主、从动齿轮，故YF F[F]主、从动齿轮都是使用的。由该式可知不等式左边对主、从动轮是一YFa但右边却因两轮的齿形、材料的不同而不同。因此按齿根弯曲疲劳强度设计传动[F[F与中较小的数值代入设计公式进行计算，这样才能满足抗弯强度较弱YFa2Ysa那个齿轮的强度要2)因配对齿轮的接触应力皆一样，即H1H2。同理，若按齿面接触疲劳强度设计直齿轮传动时，应将[H1或[H2中较小者的数值代入设计公式进行计算。8 样的。设计这种齿轮传动时，可分别按齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度的设计公式YFa4）由式m 样的。设计这种齿轮传动时，可分别按齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度的设计公式YFa4）由式md 2KT1ud12()3ud91.现有两个标准直齿圆柱齿轮，齿轮1：m1=3mm、z1=25，齿轮2：m24mm1.现有两个标准直齿圆柱齿轮，齿轮1：m1=3mm、z1=25，齿轮2：m24mmz2=48，则它们的齿形系数（A）AYFa1BYFa1＜CYFa1=YFa2DYFa1≤触疲劳强度最有效的方法是（B）。A增大模数，相应减少齿 B提高主、从动轮的齿面硬CD（ACD 提高齿面硬度Z1Z1K1.MPa2KT(uZZ 江南大学《第19江南大学《第19齿轮传动（四1齿轮传动（四齿轮传动（四2、考点2由机械原理可知．增大压力角α，轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随规定的标准压力角为α=20゜。为增强航空用齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25゜的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重台度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1—1.2．压角3圆柱齿轮的实用齿宽，在按b=Φdd1宽在圆整值的基础上人为地加宽5—4566即在齿宽中点的法向截面N一N(Pabc平面)内)。与圆柱齿轮一样，将法向载荷Fn分解为切于分度圆锥面的周向分力(圆周力)Ft及垂直于分度圆锥母线的分力F’，再将力F’分解为径向分力Fr1及轴向分力Fa178动中，承载能力最高的 传动，承载能力最低的 传动动中，承载能力最高的 传动，承载能力最低的 传动减小齿轮内部动载荷的措施 95.图示为锥圆柱齿轮减速器，已知高速级传动比5.图示为锥圆柱齿轮减速器，已知高速级传动比轴承效率为1、齿轮效率为2设121试画出Ⅱ、Ⅲ、轴的转向、江南大学《第20江南大学《第20蜗杆传动（一1蜗杆传动（一蜗杆传动（一(2)普通圆柱蜗杆传动的参数和几何尺寸计算★★★(3)蜗杆传动的失效形式与设计准则析★★★★★(42★★★★★★当使用单头蜗杆(相当于单线螺纹)时．蜗杆每旋转—周，蜗轮只转过一个齿距，因而能实现大的传动比。在动力传动中，一般传动比i＝5-80；由于传动比当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动便具有自锁性3由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金屑制造蜗轮(或轮圈)，以便与钢制蜗杆配对4普通圆普通圆柱蜗杆传动的参数和几何尺寸计z、蜗qx2等。模数m和压力角ma1mt2maa1at22.蜗轮的分度圆直径5即蜗杆分度圆直径d1和直径系数q。为蜗杆分度圆直径d1和直径系数q。为了减少蜗轮滚刀的数目，便于刀具的标准化，蜗杆分度圆直径d1定位d,并把d与m的比值称为蜗杆直径系数 111m蜗杆头数蜗杆头数z1效率较低，如果提高效率，应增加蜗杆的头数。但蜗杆头数过多，又会给加工带来困难。通常蜗杆头数取为1、2、4、导程角蜗杆的直径系数q和蜗头数z1选定之后蜗杆分度圆柱上的导程角知6tan=z1paz1m tan=z1paz1m q式中，n1、式中，z2为蜗轮的齿数当蜗杆主动时，i=n1=z2 7811、失效分蜗杆传动的失效形式：磨损、胶合、点蚀、弯曲断裂（选择耐磨材料、限制磨损发生9对闭式蜗杆传动采用油池润滑时，在搅油损耗不致过大的情况下，应有适当的1.当两轴 时，可采用蜗杆传动1.当两轴 时，可采用蜗杆传动A平B2.在蜗杆传动中，通 为主动件A杆B轮C或蜗轮都可3.在蜗杆传动中，当需要自锁时，应使蜗杆导程 当量摩擦角ABC蜗杆传动的失效形式与齿轮传动相类似，其 最易发生A与磨损B合与磨损C折断与塑性变形与齿轮传动相比 不能作为蜗杆传动的优点A动平稳，噪声小B动比可以很大CD传动效率6.为了减少蜗轮滚刀型号，有利于刀具标准化，规 为标准值ACD AB6.为了减少蜗轮滚刀型号，有利于刀具标准化，规 为标准值ACD ABC 下列求蜗杆分度圆上螺旋升角（导程角）的公式中，（）式是正确的。DtgAtgqCtgBtgqABCD）江南大学《第21江南大学《第21蜗杆传动（二1蜗杆传动（二蜗杆传动（二2蜗杆传动的受力分析与斜齿圆柱齿轮传动相似，作用在蜗杆齿面上的法向力蜗杆传动的受力分析与斜齿圆柱齿轮传动相似，作用在蜗杆齿面上的法向力径向力。蜗杆蜗轮受力方向的判断方法与斜齿轮相同。当蜗杆为为主动件时，圆周力Ft1的方向与蜗杆节点转向方向相反，径向力Fr1的方向由啮合点指向蜗杆轴心，轴向力Fa1的方向决定于螺旋线的旋向和蜗杆的转向按“主动轮左右手法则”来确3一般蜗杆为主动件，当其螺旋线方向为右(左)旋时可用右(左)手螺一般蜗杆为主动件，当其螺旋线方向为右(左)旋时可用右(左)手螺指代表主动轮的转动方向，则拇指的指向代表该轮的轴向力的方向，蜗轮的轴向力方向与蜗杆的周向力方向相反4受力、应力Fr1Fr5Ft1受力、应力Fr1Fr5Ft1析nF1FaFt2为了为了配凑中心距或提高蜗杆传动的承载能力及传动效率传动。变位方法与齿轮传动的变位方法相似，也是在切削时，利用刀具相对于蜗轮毛坯的径向位移来实现变位。但是在蜗杆传动中，由于蜗杆的齿廓形状和尺寸是不能变动的，因而只能对蜗轮进行变位。变位后，蜗轮的分度圆和节圆6714328143289江南大学《第22江南大学《第22滑动轴12、考点2根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承(简称滑动轴承)和根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承(简称滑动轴承)和没有优势的场合．如在工作转速待高、特大冲击与振动、径向空间尺寸受到限制3滑动轴承的类型很多，按其承受裁荷方向的不同，可分为滑动轴承的类型很多，按其承受裁荷方向的不同，可分为径向轴承液体润滑轴承、不完全液体润滑轴承(指滑动表面间处于边界润滑或混合润滑状为液体动力润滑轴承(简称液体动压轴承)和液体静压润滑轴承(简称液体静压轴4 防止轴承温升过高，出现胶合破坏，即pv≤[pv]故要求v5性流体动力学的基本方程出发，做了一些假设条件简化后得出的，这些假设条件是：流体为牛顿液体；流体膜中流体的流动是层流；忽略压力对流体粘皮的影响：略去惯性力及重力的影响；认为流体不可压缩；流体膜中的压力沿膜厚方向是不变的。6相对间隙相对间隙主要根据载荷和速度选取。速度愈高，值应愈大；载荷愈大，值应愈小直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高值取小值，反之取7这是轴承设计中的一个重要参数。它对轴承的承载能力、功耗和轴承温升都油膜的平均温度。平均温度的计算是否准确，将直接影响到润滑油粘度的大小。均温度过低，则油的粘度较大，算出的承载能力偏高；反之，则承载能力偏低82.在非液体润滑滑动轴承中，限制p的主要目的是（）。（2007、AC2.在非液体润滑滑动轴承中，限制p的主要目的是（）。（2007、ACD3.在非液体润滑滑动轴承设计中，限制pv的主要目的是（）。AB滑动轴承的液体润滑状态主要有 、 、 含油轴承是采用 ABCD9 ，提 ，轴瓦的油槽应该开 的部位 ，提 ，轴瓦的油槽应该开 的部位C．江南大学《第23江南大学《第23滚动轴承（一1滚动轴承（一1滚动轴承（一1、本节框架及考情滚动轴承是现代机能中广泛应用的部件之一，本节在考题中会以填空、选择答和计算题的形式出现，希望在复习过程中多下2、考点概滚动轴承的类23 4滚动轴承的内圈、外圈和滚动体滚动轴承的内圈、外圈和滚动体用强度高、耐磨性好的轴承钢(铬锰合金钢)制造，常用牌号有GCrl5、G20Cr2Ni4A等。淬火后硬度达到60-65HRC，工作表面要求磨削抛光。轴承元件都经过150℃的回火处理，通常轴承工作温度不高于120℃，56角接触球轴承圆锥滚子轴承角接触球轴承圆锥滚子轴承调心球轴承7★8813★8813995995677N无1. BC.2. BC.3. 1. BC.2. BC.3. ABC.4.角接触轴承承受轴向载荷的能力，随接触角α的增大而（A）有轴承 轴承答案：角接触球江南大学《第24江南大学《第24滚动轴承（二1滚动轴承（二滚动轴承（二2公差等级代号：公差分2、4、5公差等级代号：公差分2、4、5、6(6x)、0到低级，其代号分别为/P2、/P4、/P5、/P6(/P6x)为代号，0级不标注。游隙代号：游隙分1、2、0、34、5共六个组别，共6隙依次由小到大。0级别在轴承代号中分别用以/C1C2C3C4C536308：6308：6─深沟球轴承，3─中系列，08d=40mm0级，游隙N105/P5：N─圆柱滚子轴承，1─特轻系列，05─内径d=20mm，公差等级为7214AC/P4：7─角接触球轴承，2─轻系列，14─内径d=70mm，公差等级为4456向76CC)基本额定寿命计算公式为 )(10P或6CC)基本额定寿命计算公式为 )(10P或 是以转数h 算滚动轴承基本额定寿命，Lh是以小时计的滚动轴承额定寿命；C额定动载荷；P为滚动轴承的当量动载荷；n为滚为计算指(对于球轴承10)8（A6208BN208C30208D（A6208BN208C30208D C. ，内径是 列为 _系列，公差等级是 滚动轴承代号由前置代号、基本代号和后置代号组成，其中基本代号表示 B9滚动轴承的当量动载荷是指滚动轴承的当量动载荷是指 。滚动轴承的额定寿命是指（）。（2007、AD90%暂定轴承型号为7208AC。已知轴承载荷Fr11000NFr22060NFa=880N，转速n=5000r/min，运转平稳，预期寿命Lh=2000h，试问所选轴承型号是否恰当？（轴承的e=0.68Fd=0.68Fr当Fd/Fr>e时，X=0.41，Y=0.87当Fd/Fr≤e时江南大学《第25江南大学《第25滚动轴承（三1滚动轴承（三1滚动轴承（三1、本节框架及考情滚动轴承是现代机能中广泛应用的部件之一，本节在考题中会以填空、选择、答和计算题的形式出现，尤其是计算题是每年必考的类型。希望在复习过程中多下2、考点滚动轴承的当量动载2PXFr为了计及实际载荷波动的影响，可对当量动载荷乘上一个载荷系数fp即34轴承1的轴向力为轴承2的轴向力为轴承1的轴向力为轴承2的轴向力为55的场合。（见下图67789BABA滚动轴承轴向固定的结构形式中，双支撑单向固定（两端单向固定）适用 合，而单支承双向固定（一端双向固定，一端游动）则适用 滚动轴承内圈与轴颈的配合以及外圈与座孔的配合 ABCD承受方向固定的径向载荷的滚动轴承，其滚动体上产生的接触应力 变力。固定套圈上产生的接触应力是 承受方向固定的径向载荷的滚动轴承，其滚动体上产生的接触应力 变力。固定套圈上产生的接触应力是 变应力 FA1=3000N，FA2＝8000N，方向如图所示。已知内部轴向力的计算公式为S＝R／7.某轴用一对反装的7211AC轴承所支承，已知作用在轴上的径向载荷F7.某轴用一对反装的7211AC轴承所支承，已知作用在轴上的径向载荷FR注：轴承的额定动载荷江南大学《第26江南大学《第26滚动轴承（四1滚动轴承（四滚动轴承（四2、考点2为了便于轴承拆卸，轴肩的高度应低于轴承内圈的高度34用基孔制．即以轴承内孔的尺寸为基准；轴承外径与外壳孔的配合采用基轴制56为了提高轴承的旋转精度，增加轴承装置的刚性，减小机器工作时轴的振动为了提高轴承的旋转精度，增加轴承装置的刚性，减小机器工作时轴的振动所谓预紧，就是在安装时用某种方法在轴承中产生并保