目錄緒論1平面機構(gòu)的自由度3平面連桿機構(gòu)8凸輪機構(gòu)14齒輪機構(gòu)18輪系23機械零件設(shè)計概論28聯(lián)接30齒輪傳動41蝸桿傳動51帶、鏈傳動60軸69滑動軸承75滾動軸承78聯(lián)軸器和離合器91I緒論1簡述機構(gòu)與機器的異同及其相互關(guān)系。2簡述機械的基本含義。3簡述構(gòu)件和零件的區(qū)別與聯(lián)系。4簡述“機械運動”的基本含義。5簡述“機械設(shè)計基礎(chǔ)”課程的主要研究對象和內(nèi)容。6簡述“機械設(shè)計基礎(chǔ)”課程在專業(yè)學(xué)習(xí)中的性質(zhì)。1【參考答案】1共同點人為的實物組合體；各組成部分之間具有確定的相對運動；不同點機器的主要功能是做有用功、變換能量或傳遞能量、物料、信息等；機構(gòu)的主要功能是傳遞運動和力、或變換運動形式。相互關(guān)系機器一般由一個或若干個機構(gòu)組合而成。2從結(jié)構(gòu)和運動的角度看，機構(gòu)和機器是相同的，一般統(tǒng)稱為機械。3構(gòu)件是機械中的運動單元，零件是機械中的制造單元；構(gòu)件是由一個或若干個零件剛性組合而成。4所謂“機械運動”是指宏觀的、有確定規(guī)律的剛體運動。5研究對象常用機構(gòu)（平面連桿機構(gòu)、凸輪機構(gòu)、齒輪機構(gòu)等）和通用零（部）件（螺栓、鍵、齒輪、帶、鏈、軸、軸承、聯(lián)軸器、離合器等）。研究內(nèi)容機構(gòu)的組成及其工作原理、結(jié)構(gòu)分析、運動分析等；零（部）件結(jié)構(gòu)、設(shè)計計算、類型選擇、使用維護(hù)等。6“機械設(shè)計基礎(chǔ)”課程著重研究各類機械中的共性問題，為進(jìn)一步深入研究各種專門機械奠定基礎(chǔ)；同時，“機械設(shè)計基礎(chǔ)”課程的學(xué)習(xí)又涉及到高等數(shù)學(xué)、機械制圖、工程力學(xué)、工程材料以及機械制造基礎(chǔ)等知識的綜合運用。因此，“機械設(shè)計基礎(chǔ)”是課程體系中的一門專業(yè)技術(shù)基礎(chǔ)課程。2平面機構(gòu)的自由度1什么是機構(gòu)中的原動件、從動件、輸出構(gòu)件和機架2機構(gòu)中的運動副具有哪些必要條件3運動副是如何進(jìn)行分類的4平面低副有哪兩種類型5簡述機構(gòu)運動簡圖的主要作用，它能表示出原機構(gòu)哪些方面的特征6機構(gòu)自由度的定義是什么一個平面自由構(gòu)件的自由度為多少7平面運動副中，低副和高副各引入幾個約束8機構(gòu)具有確定運動的條件是什么當(dāng)機構(gòu)的原動件數(shù)少于或多于機構(gòu)的自由度時，機構(gòu)的運動將發(fā)生什么情況9運動鏈和機構(gòu)關(guān)系如何10畫出下列機構(gòu)的示意圖，并計算其自由度。AB311計算下列機構(gòu)的自由度，若有虛約束、復(fù)合鉸鏈和局部自由度，需指出。（1）齒輪連桿機構(gòu)（2）凸輪連桿機構(gòu)（3）發(fā)動機機構(gòu)（4）壓縮機機構(gòu)（5）滾動杠桿機構(gòu)（6）凸輪撥桿機構(gòu)（7）電鋸機構(gòu)（8）發(fā)動機配氣機構(gòu)4（9）沖壓機構(gòu)（10）挖掘機機構(gòu)5【參考答案】1原動件運動參數(shù)由外界輸入的活動構(gòu)件；從動件除原動件外的其余活動構(gòu)件；輸出構(gòu)件輸出預(yù)期運動的從動件；機架機構(gòu)運動的參考物，視作相對固定的構(gòu)件。2三個條件兩個構(gòu)件；直接接觸；相對運動。3按兩構(gòu)件運動平面的相互關(guān)系分平面運動副、空間運動副；按兩構(gòu)件接觸方式分低副（面接觸）、高副（點、線接觸）。4轉(zhuǎn)動副和移動副。5機構(gòu)運動簡圖主要用于進(jìn)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析和運動分析。機構(gòu)運動簡圖反映了原機構(gòu)中的構(gòu)件類型和數(shù)目、運動副類型、數(shù)目及其相互位置關(guān)系等特征。6使機構(gòu)具有確定運動所需輸入的獨立運動參數(shù)的數(shù)目稱機構(gòu)自由度。平面自由構(gòu)件的自由度為3。7每個低副引入2個約束；每個高副引入1個約束。8機構(gòu)具有確定運動條件自由度原動件數(shù)目。原動件數(shù)目自由度，機構(gòu)無法運動甚至構(gòu)件破壞。9運動鏈由一系列構(gòu)件通過運動副聯(lián)接組成的可動的構(gòu)件系統(tǒng)；機構(gòu)各構(gòu)件運動確定的運動鏈。10A機構(gòu)示意圖如圖所示。32AOB144321BAO自由度計算N3,PL4,PH0F3N2PLPH332401該機構(gòu)自由度為1。B機構(gòu)示意圖如圖所示。自由度計算N3,PL4,PH0F3N2PLPH332401該機構(gòu)自由度為1。611解（1）復(fù)合鉸鏈1N4,PL5,PH1F3N2PLPH3425111（2）局部自由度2，虛約束2N5,PL6,PH2F3N2PLPH3526121（3）無復(fù)合鉸鏈、局部自由度和虛約束N7,PL10,PH0F3N2PLPH3721001（4）復(fù)合鉸鏈1N7,PL10,PH0F3N2PLPH3721001（5）無復(fù)合鉸鏈、局部自由度和虛約束N4,PL5,PH1F3N2PLPH3425111（6）局部自由度1N3,PL3,PH2F3N2PLPH3323121（7）局部自由度1N8,PL11,PH1F3N2PLPH38211111（8）局部自由度1，虛約束1N6,PL8,PH1F3N2PLPH3628111（9）復(fù)合鉸鏈1，局部自由度1N9,PL12,PH2F3N2PLPH39212121（10）復(fù)合鉸鏈1N11,PL15,PH0F3N2PLPH311215037平面連桿機構(gòu)1從運動副類型的角度看，什么是連桿機構(gòu)機構(gòu)中的連桿一般做什么運動2鉸鏈四桿機構(gòu)有哪幾種基本型式3鉸鏈四桿機構(gòu)可以通過哪幾種方式演化成其他型式的四桿機構(gòu)試說明曲柄搖塊機構(gòu)是如何演化而來的4何謂偏心輪機構(gòu)它主要用于什么場合5何謂連桿機構(gòu)的壓力角、傳動角它們的大小對連桿機構(gòu)的工作有何影響以曲柄為原動件的偏置曲柄滑塊機構(gòu)的最小傳動角MIN發(fā)生在什么位置6如圖所示，設(shè)已知四桿機構(gòu)各構(gòu)件的長度為MMA240，。試問1）當(dāng)取桿4為機架時，是否有曲柄存在2）若各桿長度不變，能否以選不同桿為機架的辦法獲得雙曲柄機構(gòu)和雙搖桿機構(gòu)如何獲得3）若A、B、C三桿的長度不變，取桿4為機架，要獲得曲柄搖桿機構(gòu)，D的取值范圍應(yīng)為何值MMB600MMC400MMD500題6圖7如圖所示的鉸鏈四桿機構(gòu)中，各桿的長度為MML281，試求MML522MML503MML7241）當(dāng)取桿4為機架時，該機構(gòu)的極位夾角、桿3的最大擺角、最小傳動角MIN和行程速比系數(shù)K；2）當(dāng)取桿1為機架時，將演化成何種類型的機構(gòu)為什么并說明這時C、D兩個轉(zhuǎn)動副是整轉(zhuǎn)副還是擺轉(zhuǎn)副；題7圖83）當(dāng)取桿3為機架時，又將演化成何種機構(gòu)這時A、B兩個轉(zhuǎn)動副是否仍為整轉(zhuǎn)副8圖示曲柄搖桿機構(gòu)，已知MM55ABL，MM100BCL，MM125ADL。試求（1）搖桿3的最小長度；MINCDL（2）取，計算曲柄1等速轉(zhuǎn)動時機構(gòu)的行程速比系數(shù)K；MIN11CDCDLL（3）取，計算曲柄1為主動時，機構(gòu)的最小傳動角MIN11CDCDLLMIN。9在圖示的曲柄搖桿機構(gòu)中，MMLAB15，MMLAD130，。試證明連桿長度只能限定在內(nèi)。MMLCD90MMMM20555題8圖題9圖10如圖所示一偏置曲柄滑塊機構(gòu)，曲柄AB為原動件，長度為，偏距，已知最大壓力角。試求MMLAB25MME100MAX30（1）滑塊行程H；（2）機構(gòu)的極位夾角和行程速比系數(shù)K。11設(shè)計一偏置曲柄滑塊機構(gòu)，已知滑塊的行程速度變化系數(shù)K15，滑塊的沖程，導(dǎo)路的偏距MMLCC5021MME20，求曲柄長度和連桿長度B。ABCAE題10圖題11圖912在圖示曲柄搖塊機構(gòu)中，AB桿等角速轉(zhuǎn)動。若2/ACABLL，證明其搖塊擺角為，且搖塊的行程速度變化系數(shù)為2。60題12圖13設(shè)計一鉸鏈四桿機構(gòu)，已知搖桿CD的長度LCD150MM，搖桿的兩極限位置與機架AD所成的角度，機構(gòu)的行程速比系K1，試確定曲柄AB和連桿BC的長度。OO90,3021題13圖10【參考答案】1所有運動副均為低副的機構(gòu)稱連桿機構(gòu)。機構(gòu)中的連桿一般做平面復(fù)雜運動。2三種基本型式曲柄搖桿機構(gòu)、雙曲柄機構(gòu)和雙搖桿機構(gòu)。3演化方式轉(zhuǎn)動副演化為移動副、擴(kuò)大轉(zhuǎn)動副半徑、變更機架、變更桿件尺寸等。曲柄搖桿機構(gòu)曲柄滑塊機構(gòu)曲柄搖塊機構(gòu)。變更機架轉(zhuǎn)動副演化為移動副4偏心輪是由曲柄通過擴(kuò)大轉(zhuǎn)動副半徑方式演化得到，曲柄長度即為偏心距。偏心輪的強度和剛度都比曲柄好，因此適用于轉(zhuǎn)速不高而載荷較大場合。5壓力角機構(gòu)輸出構(gòu)件（從動件）上作用力方向與力作用點速度方向所夾之銳角；傳動角壓力角的余角。900。壓力角（傳動角）越?。ㄔ酱螅?，機構(gòu)傳力性能越好。偏置曲柄滑塊機構(gòu)的最小傳動角MIN發(fā)生在曲柄與滑塊移動導(dǎo)路垂直的位置。61）LMINA，LMAXB。AB240600840MM；CD400500900MM。即ABABC240600400440MM，即440MMLABLADLCD151309055MM，即55MM221DDA。7傳動連續(xù)條件重合度（）1。越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動平穩(wěn)性越好、承載能力也越大。8標(biāo)準(zhǔn)齒條為直線齒廓，齒廓上任意一點的壓力角恒定（等于齒形角，）、任意一點的齒距恒定（MP）。齒輪齒條嚙合時，無論安裝位置如何，齒輪的分度圓始終與節(jié)圓重合、嚙合角始終等于壓力角。9采用范成法加工齒輪時，刀具齒頂線（圓）超過被加工齒輪的嚙合極限點時，齒根漸開線齒廓被切去一部分，該現(xiàn)象稱為根切。根切使重合度下降、齒根強度減弱。通過使刀具遠(yuǎn)離輪坯中心或增加被加工齒輪的齒數(shù)可避免根切。10斜齒輪傳動主要特點齒廓接觸線變化短長短、重合度大、不發(fā)生根切的最少齒數(shù)小，使其傳動平穩(wěn)性好、承載能力大、結(jié)構(gòu)緊湊。正確嚙合條件除兩輪模數(shù)、壓力角相等外，兩輪螺旋角大小相等、旋向相反（外嚙合）或相同（內(nèi)嚙合）。連續(xù)傳動條件與直齒輪相同。2011斜齒輪的當(dāng)量齒輪為假想的直齒輪，其齒形與斜齒輪法面齒形相當(dāng)，其齒數(shù)（當(dāng)量齒數(shù)）是選擇加工刀具（銑刀）和查取齒形系數(shù)的依據(jù)。12MM3388132/20SIN2632/SIN2/SIN0MZDMM84312262MHZDAA，MM2967320COS263COS0DDBMMDDBAA5164202/296732/842/2/2222024122984/29673ARCCOS/ARCCOSABADD13由350221ZZMA591212ZZI聯(lián)立求解即得，501Z902Z小齒輪，MMD2501MMDA2601MMDB92322341，MMES854711；大齒輪計算略。14標(biāo)準(zhǔn)中心距MMZZMA7002403020221由公式，COSCOSAA當(dāng)時，MMA7255224866624/COSARCCOS00AA當(dāng)3022時，MMAA9812711COS/COS15由圖得2212222NNRRBA，2212121NNRRBA；從而有；21222122BBAARRRR代入直齒輪直徑計算公式，化簡后得212121212COS4ZZZZZZZZ當(dāng)時，有12ZZ21194534COS1/4212ZZ，不必有Z合理。題15圖12Z。即兩個完全相同的標(biāo)準(zhǔn)齒輪標(biāo)準(zhǔn)安裝6時，兩輪齒頂圓正好通過對方的嚙合極限點N。1MM466324815COS240208COS2021ZZMAN依題意，將中心距圓整為MM250A，螺旋角調(diào)整為0021371516260216250240208ARCCOS2ARCCOSAZZMN，605622COS/311ZZV2112452VZ22輪系1如圖所示為一手搖提升裝置，其中各輪齒數(shù)均為已知，試求傳動比，并指出當(dāng)提升重物時手柄的轉(zhuǎn)向。15I2如圖所示為一千分表的示意圖，已知各輪齒數(shù)如圖，模數(shù)MMM110（為非標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)）。若要測量桿1每移動0001MM時，指針尖端剛好移動一個刻度（S15MM）。問指針的長度R等于多少（圖中齒輪5和游絲的作用是使各工作齒輪始終保持單接觸，以消除齒側(cè)間隙對測量精度的影響。）題1圖題2圖3如圖所示為一裝配用電動螺絲刀的傳動簡圖。已知各輪齒數(shù)為741ZZ，。若，試求螺絲刀的轉(zhuǎn)速。3963ZZMIN/30001RN4如圖所示為收音機短波調(diào)諧微動機構(gòu)。已知齒數(shù)，。試問當(dāng)旋鈕轉(zhuǎn)動一圈時，齒輪2轉(zhuǎn)過多大角度（齒輪3為寬齒，同時與齒輪1、2相嚙合）991Z1002Z235在圖示的電動三爪卡盤傳動輪系中，設(shè)已知各輪齒數(shù)為61Z、。試求傳動比。2522ZZ573Z564Z14I6在圖示輪系中，已知18432ZZZ、4032ZZ。設(shè)各輪模數(shù)相同，并為標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動。求輪1的齒數(shù)和傳動比。1ZHI1題5圖題6圖7在圖示門式起重機的旋轉(zhuǎn)機構(gòu)中，已知電動機的轉(zhuǎn)速MIN/1440RN，各輪齒數(shù)1（右旋），1Z402Z，153Z1804Z，試確定該起重機房平臺H的轉(zhuǎn)速。HN24【參考答案ZZZZZZZI8577181152052403050手柄轉(zhuǎn)向如圖。2傳動比423243420101601201216ZZZZI測量桿1移動0001MM時，齒輪2轉(zhuǎn)角RADMZ220020，齒輪4轉(zhuǎn)過角度為RADMZI29112010/0020/242244RS，MMSR925232911/2/51/43（提示該機構(gòu)為兩個行星輪系123H1和456H2組成的復(fù)合輪系，螺絲刀轉(zhuǎn)速即。41NNH2HN由行星輪系123H113111131ZZNNIHH由行星輪系456H246242461ZZNNIHH由連接條件41NNH聯(lián)立求解，得，方向同。MIN/4707694RN1N254（提示該機構(gòu)為行星輪系123H，01N）10099121221ZZNNIHH，即1001222HHHNNI當(dāng)旋鈕轉(zhuǎn)動一圈時（），齒輪2同向轉(zhuǎn)過角度0360H02635（提示該機構(gòu)為兩個行星輪系123H和4223H組成的復(fù)合輪系。）由行星輪系123H131131ZZNNIHH由行星輪系4223H24324431ZZZZNNIHH聯(lián)立求解，得（、方向相反）58814I1N4N6（提示該機構(gòu)為行星輪系。首先利用同心條件求出齒數(shù)1Z。）由2243432112ZZMAZZMA解出H401Z由行星輪系122334321432ZZZN1141ZZZNIHH解出9089011HHNNI（、方向相同）（提示該機構(gòu)為行星輪系。，但）1NHN7HNN1HHNNN11由行星輪系1234H26314214114ZZZZNNHHNNIHHH解出，平臺轉(zhuǎn)向為逆時針。R/MIN3HN（俯視）27機械零件設(shè)計概論1經(jīng)過優(yōu)選、簡化、統(tǒng)一，并給以標(biāo)準(zhǔn)代號的零部件稱為_。A通用件B系列件C標(biāo)準(zhǔn)件D專用件2機械零件的計算分為_兩種。A設(shè)計計算和校核計算B近似計算和簡化計算C強度計算和剛度計算D用線圖計算和用公式計算3如圖所示高壓油缸缸體與缸蓋結(jié)合的兩種結(jié)構(gòu)方案中，方案B被認(rèn)為比較合理，這是因為_。A結(jié)合面密封性能好B安裝較方便C節(jié)約了原材料D減少了精加工面4試說明1、0、1分別表示零件在什么應(yīng)力狀態(tài)下的極限應(yīng)力并分別寫出三種應(yīng)力狀態(tài)下MIN的表達(dá)式（假設(shè)MAX為已知）。28【參考答案】1C2A3A41靜應(yīng)力狀態(tài)下的極限應(yīng)力，MINMAX；0脈動循環(huán)變應(yīng)力狀態(tài)下的極限應(yīng)力，MIN0；1對稱循環(huán)變應(yīng)力狀態(tài)下的極限應(yīng)力，MINMAX。29聯(lián)接1以下幾種螺紋中，自鎖性最好的是_。A三角形螺紋B梯形螺紋C矩形螺紋D鋸齒形螺紋2當(dāng)兩個被聯(lián)接件之一太厚，不宜制成通孔且需經(jīng)常拆裝時，往往采用_。A螺栓聯(lián)接B螺釘聯(lián)接C雙頭螺柱聯(lián)接D緊定螺釘聯(lián)接3螺栓聯(lián)接防松的根本問題在于_。A增加螺紋聯(lián)接的剛度B增加螺紋聯(lián)接的軸向力C增加螺紋聯(lián)接的橫向力D防止螺紋副的相對轉(zhuǎn)動4受軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接，設(shè)預(yù)緊力，殘余預(yù)緊力，工作載荷，則螺栓所受總拉伸載荷為_。0FRFEFAFABREAFFF0FFFEACRAFFF0DREAFFF5設(shè)某螺栓聯(lián)接，要求被聯(lián)接件接合面不分離。假定螺栓剛度與被聯(lián)接件剛度相等（），聯(lián)接的預(yù)緊力為?，F(xiàn)開始對聯(lián)接施加軸向載荷，當(dāng)外載荷達(dá)到與預(yù)緊力的大小相等時，則_。BKCKCBKK0FEF0FA被聯(lián)接件發(fā)生分離，聯(lián)接失效B被聯(lián)接即將發(fā)生分離，聯(lián)接不可靠C聯(lián)接可靠，但不能繼續(xù)加載D聯(lián)接可靠，只要螺栓強度足夠，還可繼續(xù)加載6某汽缸蓋螺栓聯(lián)接，若汽缸內(nèi)氣體壓力在02MPA之間變化，則汽缸蓋聯(lián)接螺栓的應(yīng)力類型為_。A非對稱循環(huán)變應(yīng)力B脈動循環(huán)變應(yīng)力C對稱循環(huán)變應(yīng)力D靜應(yīng)力7采用普通螺母時，當(dāng)擰緊螺母后，旋合的各圈螺紋牙受載不均勻，其原因是_。A螺栓和螺母的直徑不同B螺栓和螺母的螺距變化情況不同C螺栓和螺母的螺紋牙數(shù)不等D螺栓和螺母的材料不同8采用_方法不能改善螺紋牙受力不均勻程度。A增加旋合圈數(shù)B懸置螺母C內(nèi)斜螺母D鋼絲螺母9在常用的螺旋傳動中，傳動效率最高的螺紋是_。30A梯形螺紋B矩形螺紋C普通螺紋D鋸齒形螺紋10_螺紋主要用于聯(lián)接，而_螺紋主要用于傳動。11螺紋的_亦稱為公稱直徑；在強度計算中常用作危險剖面的計算直徑的是螺紋的_。12常用的螺紋聯(lián)接的防松措施有（舉兩例）_、_。13常用的聯(lián)接用螺紋的牙型、線數(shù)和旋向為_、_、_。14螺距P，導(dǎo)程S和螺紋頭數(shù)N三者之間的關(guān)系是_。15用于聯(lián)接的螺紋，通常其頭數(shù)為_。16普通外螺紋的公稱直徑（管螺紋除外）是指它的_。17采用彈簧墊圈防止螺紋松動的原理是_。18受拉松螺栓聯(lián)接只能承受_工作載荷；受拉緊螺栓聯(lián)接還能承受_工作載荷。19懸置螺母是通過使_來減少螺距變化差的。20簡述幾種常用螺紋中，為什么三角形螺紋適用于聯(lián)接21簡述細(xì)牙螺紋及其主要特點。22簡述受橫向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接中，螺栓受什么載荷作用強度公式中的系數(shù)13是什么含義23常用螺紋按牙型分為那幾種主要用途怎樣24常用聯(lián)接螺紋是左旋還是右旋是單頭還是多頭為什么25松螺栓聯(lián)接和緊螺栓聯(lián)接有何區(qū)別在計算中如何考慮這些區(qū)別26螺栓的主要失效形式有那些27只受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接，當(dāng)工作載荷為橫向力時，其預(yù)緊力如何確定螺栓受到什么載荷的作用當(dāng)量應(yīng)力如何計算28圖示剛性聯(lián)軸器采用4個M16六角頭鉸制孔用螺栓，螺栓材料為45鋼，受剪面處螺栓直徑為17MM，其許用最大轉(zhuǎn)矩T15KNM（設(shè)為靜載荷），試校核31其聯(lián)接強度。（注聯(lián)軸器材料為HT250許用應(yīng)力為MPA100,MPA145P）29在圖示的剛性聯(lián)軸器中，若采用M16受拉螺栓聯(lián)接，MMD835131，靠兩半聯(lián)軸器的接合面間產(chǎn)生的摩擦力來傳遞轉(zhuǎn)矩，螺栓材料為45鋼，接合面間的摩擦系數(shù)為F016,許用最大轉(zhuǎn)矩KN51T，安裝時不控制預(yù)緊力，試決定螺栓數(shù)。（注螺栓數(shù)應(yīng)為偶數(shù)；MPA120，可靠性系數(shù)C12）3230圖示一圓盤鋸直徑D600MM，鋸齒上作用的圓周阻力NFT400，用螺母將它夾緊在墊片之間。如墊片與鋸盤之間的摩擦系數(shù)F015，墊片平均直徑，求軸端螺紋的小徑應(yīng)不小于多少（擰緊螺母后，鋸盤工作時墊片與鋸盤間產(chǎn)生的摩擦力矩應(yīng)較工作阻力矩大20；螺栓許用應(yīng)力取MMD2001MPA120）31設(shè)圖示螺栓剛度為，被聯(lián)接件剛度為，若BKCK4CBKK，預(yù)緊力，軸向工作載荷NF15000NFE1800，試求作用在螺栓上的總拉力和殘余預(yù)緊力。AFRF題30圖題31圖32圖示為一鋼制液壓油缸，油壓MPA3P，缸徑，螺栓分布圓直徑。為保證氣密性要求，取殘余預(yù)緊力，并要求螺栓間距不大于100MM。試確定最少螺栓個數(shù)，并計算螺紋小徑應(yīng)不小于多少MMD160MMD2100ERFF81（注螺栓個數(shù)取偶數(shù)，螺栓許用應(yīng)力MPA120）3333如圖所示的汽缸蓋聯(lián)接中，已知汽缸中的壓力MPA51P，汽缸內(nèi)徑，螺栓分布圓直徑MMD250MMD3460。為保證氣密性要求，取殘余預(yù)緊力，螺栓間距不得大于120MM。試確定螺栓數(shù)目并計算螺紋小徑應(yīng)不小于多少（注螺栓個數(shù)取偶數(shù)，螺栓許用應(yīng)力ERFF81MPA120）34圖示一壓力容器用8個M18的螺栓聯(lián)接，螺栓小徑MMD294151，螺栓分布圓直徑，容器缸徑MMD5800MMD500。容器通入MPA40P的氣體，要求殘余預(yù)緊力為18倍的工作載荷。試計算螺栓強度是否滿足。（注螺栓許用應(yīng)力RFEFMPA160）題33圖題34圖35鍵的截面尺寸（B，H）通常是根據(jù)_按標(biāo)準(zhǔn)選擇。A軸傳遞扭矩的大小B傳遞功率的大小C輪轂的長度D軸的直徑36普通平鍵的工作面是_。A頂面B底面C側(cè)面D端面37楔鍵聯(lián)接的主要缺點是_。A工作面磨損B軸與輪轂偏心C不能承受任何軸向力D傳遞轉(zhuǎn)矩較小38普通平鍵聯(lián)接的承載能力，通常取決于_。A鍵的剪切強度B鍵的彎曲強度C鍵的表面擠壓強度D輪轂的擠壓強度3439花鍵聯(lián)接的主要優(yōu)點是_。40平鍵聯(lián)接比半圓鍵聯(lián)接的主要優(yōu)點是_。35【參考答案】1A2C3D4A5D（此時FRF0/2）6A7B8A9B10三角形；梯形11大徑；小徑12彈簧墊圈；對頂螺母13三角形；單線；右旋14SNP15116大徑17增加摩擦力18軸向；橫向19螺母受拉20三角形螺紋牙型角大、當(dāng)量摩擦系數(shù)大、自鎖性好，因而適用于聯(lián)接。21相同時，除螺距最大的螺紋外，其余都稱為細(xì)牙螺紋。細(xì)牙螺紋小，大，因此自鎖性好，強度高；但多次裝拆后螺紋牙易磨損而造成滑扣。DP1D22螺栓主要軸向拉伸載荷作用。強度計算公式中系數(shù)13是考慮擰緊螺母時扭剪應(yīng)力的影響。23常用螺紋有三角形螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋。其中三角形螺紋自鎖性好，適用于聯(lián)接；其余適用于傳動。24常用聯(lián)接螺紋為右旋、單頭。右旋螺紋符合多數(shù)人的右手習(xí)慣；單頭螺紋的自鎖性最好。25松螺栓聯(lián)接螺母不擰緊，工作前螺栓不受載；對松螺栓聯(lián)接，螺栓中應(yīng)力為AFA。緊螺栓聯(lián)接螺母擰緊，工作前螺栓已受預(yù)緊力作用；對緊螺栓聯(lián)接，螺栓中應(yīng)力為0FAFA31，系數(shù)13考慮扭剪應(yīng)力的影響。26螺栓的主要失效形式為（1）螺栓桿拉斷；（2）螺紋的壓潰和剪斷；（3）螺紋牙過度磨損（滑扣）。27預(yù)緊力為MFCFF0，式中，F(xiàn)橫向力，C可靠性系數(shù)，M接合面數(shù)目，F(xiàn)接合面摩擦系數(shù)。工作中螺栓受預(yù)緊力（拉伸載荷）和螺紋阻力作用，當(dāng)量應(yīng)力為0F1T21043131DFE3628解橫向工作載荷NTFE193551551051215526單個螺栓受載NFFE48394193554剪切強度驗算MPA322117483944220DFMPA14521BB21BB16標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的齒形系數(shù)YFA取決于_。A模數(shù)B齒數(shù)C齒寬系數(shù)D齒面硬度17一齒輪傳動，主動輪1用45號鋼調(diào)質(zhì)，從動輪2用45號鋼正火，則它們的齒面接觸應(yīng)力的關(guān)系是_。AH2H1BH2H1CH2H1B21FFC21FF35033因小齒輪受載惡劣，為使大、小齒輪壽命（強度）接近相等，常使小齒輪齒面硬度稍高于大齒輪（2050HBS）。34由赫茲應(yīng)力計算公式知，大、小齒輪齒面接觸應(yīng)力和相等。但大、小齒輪的接觸強度不一定相等，只有當(dāng)大、小齒輪材料、熱處理均相同時（許用應(yīng)力相等），強度相等。35一般大、小齒輪齒根彎曲應(yīng)力1F和2F不相等，且通常21FF。當(dāng)大、小齒輪材料、熱處理一樣時，兩者許用應(yīng)力相等。36為彌補安裝誤差，設(shè)計時常取小齒輪齒寬大于大齒輪齒寬。在強度計算時取實際接觸長度B2（大齒輪齒寬）。37因小齒輪受載惡劣，為使大、小齒輪壽命（或強度）接近相等，要使小齒輪的齒面硬度比大齒輪大（2050）HBS。38為彌補安裝誤差并保證一對齒輪嚙合的實際長度為設(shè)計齒寬B，設(shè)計時取小47齒輪齒寬B1略大于大齒輪齒寬B2。在強度計算時齒寬系數(shù)D應(yīng)按實際接觸長度B2計算。39由赫茲公式知，一對齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等。若大、小齒輪材料、熱處理均相同，則許用應(yīng)力相等，意味著大、小齒輪的接觸疲勞強度相同。40一對齒輪傳動，其大、小齒輪的齒根彎曲應(yīng)力不相等（21FF）。若大、小齒輪的材料、熱處理相同，則其許用應(yīng)力相等，但彎曲疲勞強度不相等（一般21FF，故小齒輪強度較弱）。41若I、A及其他條件不變而減小模數(shù)、增加齒數(shù)，則將使彎曲疲勞強度降低，但接觸疲勞強度不變。減小模數(shù)、增大齒數(shù)可以減少加工量、增大重合度、有利于提高傳動平穩(wěn)性。42開式齒輪強度由于磨損嚴(yán)重、一般不會發(fā)生點蝕。故通常按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計，并將模數(shù)增大1030，以彌補磨損的影響。43通常在設(shè)計中先初取螺旋角0，再按公式計算中心距COS221ZZMAN并將計算值圓整，再按以下公式計算實際螺旋角AZZMN2ARCCOS2144484546494750蝸桿傳動1阿基米德蝸桿和蝸輪在中間平面上相當(dāng)于直齒條與_齒輪的嚙合。A擺線B漸開線C圓弧曲線D變態(tài)擺線2大多數(shù)蝸桿傳動，其傳動尺寸主要由齒面接觸疲勞強度確定，該強度計算的目的是為防止_。A蝸桿齒面的疲勞點蝕和膠合B蝸桿齒面的彎曲疲勞折斷C蝸輪齒的彎曲疲勞折斷D蝸輪齒面的疲勞點蝕和膠合3在蝸桿傳動中，增加蝸桿頭數(shù)_。1ZA有利于提高傳動的承載能力B有利于提高蝸桿剛度C有利于蝸桿加工D有利于提高傳動效率4如圖所示的雙級蝸桿傳動中，蝸桿1為主動，欲使蝸輪2和蝸桿3所受的軸向力和方向相反，則蝸桿副1、2的螺旋方向和蝸輪4的轉(zhuǎn)向應(yīng)為_。2AF3AF4NA1和2皆右旋，順時針B1和2皆左旋，順時針4N4NC1和2皆右旋，逆時針D1和2皆左旋，逆時針4N4N5蝸桿傳動不適用于_的場合。A大功率連續(xù)工作B精密分度C手動起重機構(gòu)D短時間運轉(zhuǎn)，間歇工作6在蝸桿傳動中，通常_為主動件。A蝸桿B蝸輪C蝸桿和蝸輪都可以7阿基米德蝸桿的_模數(shù)，應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值。A法面B端面C軸面518在蝸桿傳動中，如果模數(shù)和蝸桿頭數(shù)一定，增加蝸桿分度圓直徑，將使_。A傳動效率提高，蝸桿剛度降低B傳動效率降低，蝸桿剛度提高C傳動效率和蝸桿剛度都提高D傳動效率和蝸桿剛度都降低9在一個傳遞動力的蝸桿傳動中，如果模數(shù)M已確定，在選配蝸桿直徑系數(shù)Q時選取了較大的數(shù)值是由于_。A為了提高蝸桿傳動的嚙合效率B提高蝸桿的強度和剛度C考慮到蝸桿的轉(zhuǎn)速高D考慮到傳動比大而蝸輪齒數(shù)多10在蝸桿傳動中，其他條件相同，若增加蝸桿頭數(shù)，將使_。A傳動效率提高，滑動速度降低B傳動效率降低，滑動速度提高C傳動效率和滑動速度都提高D傳動效率和滑動速度都降低11為了提高蝸桿傳動的嚙合效率1，在良好的潤滑條件下，可采用_。A單頭蝸桿B多頭蝸桿C較高的轉(zhuǎn)速D大直徑系數(shù)蝸桿1N12計算蝸桿傳動的傳動比時，公式_是錯誤的。A21IB21NNIC12ZZID12DDI13為了減少蝸輪滾刀型號，有利于刀具標(biāo)準(zhǔn)化，規(guī)定_為標(biāo)準(zhǔn)值。A蝸輪齒數(shù)B蝸輪分度圓直徑C蝸桿頭數(shù)D蝸桿分度圓直徑14蝸桿傳動的失效形式與齒輪傳動類似，其中_為最易發(fā)生。A點蝕與磨損B膠合與磨損C輪齒折斷與塑性變形15在蝸桿傳動中，其強度計算主要是針對_來進(jìn)行的。A蝸桿輪齒B蝸輪輪齒C蝸桿輪齒和蝸輪輪齒16對閉式蝸桿傳動進(jìn)行熱平衡計算，其主要目的是為了_。A防止?jié)櫥蜏囟冗^高而使?jié)櫥瑮l件惡化B防止蝸桿蝸輪發(fā)熱變形后，正確嚙合受到破壞C防止蝸輪材料在高溫下其力學(xué)性能下降17蝸桿傳動的工作狀況決定了蝸桿、蝸輪不能都用硬材料制造。通常蝸桿用淬硬鋼制造，蝸輪用_材料制造。18要求反行程自鎖的蝸桿傳動，應(yīng)滿足_。19蝸桿分度圓的導(dǎo)程角與蝸輪分度圓螺旋角2的關(guān)系是_。5220規(guī)定蝸桿分度圓直徑為標(biāo)準(zhǔn)值并與模數(shù)匹配的理由是_。1DM21蝸桿主動時，蝸輪工作轉(zhuǎn)矩和齒數(shù)比U、嚙合效率2T1以及蝸桿工作轉(zhuǎn)矩的關(guān)系是_。1T22蝸桿的_模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，斜齒圓柱齒輪的_模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值。23蝸桿直徑系數(shù)Q_。24蝸桿傳動發(fā)生自鎖的條件是_。25阿基米德蝸桿與蝸輪正確嚙合的條件是_。26將蝸桿傳動的傳動比公式寫為121221DDZZNNI是_。27與齒輪傳動相比，蝸桿傳動的主要缺點是_。28蝸桿傳動的嚙合效率1_。29_式蝸桿傳動一般需要進(jìn)行熱平衡計算。進(jìn)行蝸桿傳動熱平衡計算的條件是_。30選擇蝸桿蝸輪材料的基本原則是_。31蝸桿傳動在主平面（中間平面）內(nèi)，其蝸桿與蝸輪的嚙合相當(dāng)于_。32與齒輪傳動相比，蝸桿傳動有何優(yōu)點什么情況下宜采用蝸桿傳動33為何將蝸桿分度圓（中圓）直徑作為圓柱蝸桿傳動中的標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)值的大小對蝸桿傳動的嚙合效率、蝸桿強度與剛度有何影響1DQ34為什么蝸桿傳動的傳動比只能表達(dá)為12ZZI，卻不能以12DDI來表示35寫出蝸桿傳動的嚙合效率1與蝸桿導(dǎo)程角的關(guān)系式，并說明角增大對嚙合效率有何影響5336蝸桿傳動的常見失效形式有那些其強度計算準(zhǔn)則是什么37為什么閉式蝸桿傳動必須進(jìn)行熱平衡計算可采用那些措施來改善散熱條件38為了提高蝸輪的轉(zhuǎn)速，可否改用相同尺寸的雙頭蝸桿來代替單頭蝸桿它能與原來的蝸輪相嚙合嗎為什么39簡述蝸桿頭數(shù)對蝸桿傳動效率的影響。1Z40簡述選擇蝸桿傳動參數(shù),21QZZ的一般原則。41何謂蝸桿傳動自鎖自鎖條件是什么蝸桿主動時會發(fā)生自鎖嗎42為什么蝸桿傳動中，強度計算只針對蝸輪輪齒進(jìn)行43圖示為一斜齒圓柱齒輪圓柱蝸桿傳動。已知蝸桿傳動的效率，蝸桿傳動的傳動比，斜齒輪2的分度圓直徑和蝸輪的分度圓直徑。不計斜齒輪傳動功率損耗，為使蝸桿軸上的軸向力最小，現(xiàn)要求I2D4D（1）確定斜齒輪1、2的螺旋線方向；（2）確定蝸輪4的轉(zhuǎn)動方向；（3）標(biāo)出斜齒輪2和3嚙合點處諸作用力的方向；（4）證明1424TTFDIDF（為斜齒輪1上的圓周力）。TF144一手動絞車的簡圖如圖所示。手柄1與蝸桿2固接，蝸輪3與卷筒4固接。已知，蝸桿蝸輪齒面間的當(dāng)量摩擦系數(shù)，手臂1的臂長，卷筒4直徑50,63,1,8211ZMMDZMMM20VFMML320MMD2004，重物WN1000。試求（1）在圖上畫出重物上升時蝸桿的轉(zhuǎn)向及蝸桿、蝸輪齒上所受作用力的方向；（2）該蝸桿傳動的嚙合效率；54（3）若不考慮軸承的效率，欲使重物勻速上升，手柄上應(yīng)施加多大的力（4）說明該傳動是否具有自鎖性55【參考答案】1B2D3D4B5A6A7C8B9B10C11B12D13D14A15B16A17青銅或鑄鐵18V19220減少蝸輪滾刀數(shù)目，便于刀具管理21112UTT22軸向，法向23MD124V25,2121MM26錯誤的27摩擦大，發(fā)熱嚴(yán)重，效率低，蝸輪成本高28VTANTAN29閉，30減摩耐磨性好，抗膠合，足夠的強度TT31齒條與漸開線齒輪的嚙合32與齒輪傳動相比，蝸桿傳動主要優(yōu)點有（1）傳動比較大時結(jié)構(gòu)仍較緊湊；（2）重合度大，傳動平穩(wěn)；（3）運動精度較高。在要求結(jié)構(gòu)緊湊、短時間運轉(zhuǎn)、間隙工作及精密分度場合宜采用蝸桿傳動。33加工蝸輪的滾刀尺寸與同該蝸輪相嚙合的蝸桿尺寸相同（僅齒頂高差）。為減少滾刀數(shù)目，便于管理，故將蝸桿中圓直徑規(guī)定為標(biāo)準(zhǔn)值。蝸桿特性系數(shù)越大，蝸桿剛度越好，但傳動效率越低。值大小對強度值無直接影響。MC1DQQ34因11111NMZNPZVXX，22222NZMNDVT，21TXVV故2211NZMNMZ121221ZZMZMZNNI但11MZD56故12DDI35VTANTAN1在2450VOO范圍內(nèi)，越大，嚙合效率越高。因此，增大蝸桿導(dǎo)程角是提高蝸桿傳動嚙合效率1的主要措施之一。36蝸桿傳動的常見失效形式主要是點蝕、磨損和膠合。通常按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。長期連續(xù)運轉(zhuǎn)的閉式蝸桿傳動還需進(jìn)行熱平衡計算。37蝸桿傳動摩擦大，發(fā)熱嚴(yán)重，易發(fā)生膠合。對閉式蝸桿傳動一般要進(jìn)行熱平衡計算。改善蝸桿傳動散熱條件的措施主要有（1）在蝸桿軸上安裝風(fēng)扇；（2）在油池中安裝冷卻水管，或采用循環(huán)噴油冷卻；（3）在箱體外壁鑄出或焊上散熱片。38不可以。因為蝸桿升角QZ11TAN尺寸不變（不變）時，則。而正確嚙合條件要求Q1Z，從而使蝸桿蝸輪無法正確嚙合。39VTANTAN1，而QZ1TAN。11Z40對于，但，加工困難，常取1、2、4、6。對為避免發(fā)生根切，26；為避免過大，蝸桿太長而使其剛度下降，）42因蝸輪齒圈材料采用青銅或鑄鐵，強度弱，失效通常發(fā)生在蝸輪輪齒上，故強度計算針對蝸輪輪齒進(jìn)行。43（1）（3）解答如圖所示。（4），斜齒輪2上的轉(zhuǎn)矩12TTFF2221222DFDFTTT蝸桿上轉(zhuǎn)矩23TT蝸輪上轉(zhuǎn)矩221234DFITITITT又2444DFTT故222144DFIDFTT即1424TTFDDIF5844（1）（2）TANTANV，O23776318TANTANTAN111111DMZQZO31120TANTAN11VVF38031112377TAN2377TANOOO（3）蝸輪上所需轉(zhuǎn)矩243DWT蝸桿上所需轉(zhuǎn)矩2141243222ZZDWZZDWITT手柄上所需作用力N451632038050212001000221421LZZWDLTF（4），該傳動具有自鎖性。OO23773111V59帶、鏈傳動1V帶傳動是依靠_來傳遞動力和運動的。A帶輪V形槽底面與帶間的摩擦力B帶輪V形槽側(cè)面與帶間的摩擦力C帶的緊邊拉力D帶的彈性2普通V帶有七種型號（A、B、C、D、E、Y、Z），其中_型截面積最大，_型截面積最小。AABBCCDDEEFYGZ3對于普通V帶傳動，圖示的尺寸_是帶輪的計算直徑（基準(zhǔn)直徑）。ABCD1D2D3DD4一般情況下，與其他傳動形式比較（如齒輪）V帶傳動適用于_和_。A較大中心距B較小中心距C較大傳動比（）D較小傳動比（10I1021VVV216帶傳動工作時，產(chǎn)生彈性滑動的原因是_。A帶的預(yù)緊力不夠B帶與輪間的摩擦力不夠C傳遞功率超過一定值D帶的緊邊和松邊拉力不等，使帶的伸長不同7若忽略帶傳動中的離心拉力，則按照歐拉公式，帶緊邊拉力_。1FABCD10AFEF120AFEFF12AFEF1AFFE608在不打滑的前提下，傳動帶具有一定的_和_是帶傳動的主要設(shè)計依據(jù)。A疲勞強度B壽命C拉伸強度D抗磨性9V帶傳動設(shè)計時，小輪直徑不宜小于某一規(guī)定的最小值，主要是為了_。A結(jié)構(gòu)緊湊B限制小輪包角不要太小C限制帶的彎曲應(yīng)力D保證設(shè)計要求的中心距10帶傳動采用張緊輪的目的是_。A提高帶的壽命B改變帶的運動方向C調(diào)節(jié)帶的初拉力D減小帶的彈性滑動11同一V帶傳動裝置，若主動輪轉(zhuǎn)速不變，則此傳動裝置用于減速傳動時較用于增速傳動時所傳遞的功率_。A不變B增加C減小12圖示三級齒輪變速箱與V帶傳動相連，若對于軸的三種轉(zhuǎn)速，其功率保持不變，則應(yīng)按2N_MINR來設(shè)計V帶傳動。A500B1000C1500D50010001500/313V帶小帶輪槽楔角一般要小于V帶楔角（400），這是因為_。A小輪包角小時容易打滑，因此小輪用較小的楔角以加大摩擦B帶彎曲時外部受拉橫向收縮，內(nèi)部受壓橫向伸長，因而楔角減小C小輪半徑小時帶所受離心力大，改變楔角可加大輪與帶的貼附力14鏈傳動的平均傳動比I_。A12DDB12ZZC12VV15對于VCHDCC）。應(yīng)改為R995直齒圓柱齒輪軸系由一對圓錐滾子軸承支撐，軸承所受徑向力，則作用在軸承上的軸向力_。21RRFFABC12AAFF12AAFF1RR時，40X,；61YEFFRA時,X1,0Y45有一傳動裝置中的錐齒輪軸，選用圓錐滾子軸承30212支承，布置如圖示。軸承所受的徑向載荷，N36001RFN84002RF，載荷系數(shù)01PF，常溫下工作。如果軸承1的當(dāng)量動載荷恰好為軸承基本額定動載荷的五分之一，試求（1）滾動軸承所承受的軸向載荷；（2）作用在軸上的外加軸向力。（注21,AAFFAF81,3,40N,102000RRFFECEFFRA時，X04,15；YEFFRA時,1X,）0Y46一圓錐齒輪的軸用兩個角接觸球軸承，如圖示。已知，軸端作用有軸向力MM401LMM2002LN815AF，徑向力N1640RF，滾動軸承派生內(nèi)部軸向力RFF70。試分別計算出兩軸承所受的軸向力和。IAFIIAF47圖示為一軸承支承系統(tǒng)，其支點尺寸及斜齒輪直徑如圖所示。（1）若斜齒輪各分力為N3000TF，N600RF，N400AF，試計算兩軸上的支反力，。IRFIIRF（2）若，N3000IRFN5000IIRF，齒輪軸向力N900AF，方向如原圖，內(nèi)部軸向力812RFF，求兩軸上的軸向力，；IAFIIAF設(shè)，3330EEFFRA時，40X，81Y；EFFRA，試計算兩軸承上的當(dāng)量動載荷，。01X0YIPIIP82（3）若當(dāng)量動載荷，N3500IPN6000IIP，軸承基本額定動負(fù)荷，軸的轉(zhuǎn)速為800R/MIN，常溫下工作，載荷系數(shù)，求兩軸承的壽命各為多少小時N34000RC21PF83【參考答案】1A，D2B，D3D4B，C5B6A7A8B9A10D11B12B13A14D15B16B1766000；106；9018疲勞點蝕；壽命；塑性（永久）變形；靜強度19潤滑油；油脂20摩擦小、效率高、潤滑方便、宜于互換。2170000，3000022角接觸球軸承的接觸角大23點蝕、塑性變形、保持架破損等24隔離滾動體，并使其均勻排列25深溝球軸承，D100MM26基本額定壽命27基本額定動載荷28脈動循環(huán)29兩端固定，一端固定、一端游動30提高軸的旋轉(zhuǎn)精度和剛度31基孔制；基軸制32減輕磨損、吸振、冷卻33防止灰塵、水份進(jìn)入，阻止?jié)櫥土魇?；接觸式，非接觸式346216軸承深溝球軸承，內(nèi)徑D80MM，公差等級為0級；30202軸承圓錐滾子軸承，內(nèi)徑D12MM，公差等級為0級；7207C/P4角接觸（向心）球軸承，內(nèi)徑D35MM，公差等級為4級。35滾動軸承的主要失效形式包括（1）一般工作條件下為滾道及滾動體表面疲勞點蝕；（2）高速場合下可能發(fā)生磨損與膠合；（3）轉(zhuǎn)速很低或低速擺動、載荷大時可能發(fā)生塑性變形；（4）其他失效有保持架破損等。36滾動軸承的基本額定壽命可靠度為90時，一組同一型號的軸承在同一條件下運轉(zhuǎn)所能達(dá)到或超過的壽命。滾動軸承的基本額定動載荷可靠度為90，壽命達(dá)到106轉(zhuǎn)時軸承所能承受的載荷。（以上兩個參數(shù)均在試驗條件下獲得）37兩端固定，適用于軸較短、工作中溫度變化不大的場合；一端固定、一端游動，適用于軸較長、工作中溫度變化較大的場合。38滾動軸承一般由滾動體、內(nèi)圈、外圈和保持架組成，其中滾動體必不可少。8439單個角接觸球軸承和圓錐滾子軸承只能承受單向軸向力，故一般成對使用。40角接觸球軸承和圓錐滾子軸承由于接觸角0，因而在徑向力的作用下會派生出內(nèi)部軸向力。的方向的確定如圖所示RFFF（內(nèi)部軸向力總是沿使軸承內(nèi)、外圈相互分離的方向。）41滾動軸承的壽命與可靠度成反比，壽命長，則可靠度低；壽命短，則可靠度高。42軸承內(nèi)部間隙可通過加、減軸承端蓋處的墊片調(diào)整；軸系位置可通過加、減軸承套杯處的墊片調(diào)整。43解當(dāng)量動載荷N7150RFP所需基本額定動載荷N53131715016670380018001667031110PNLCH需44解計算內(nèi)部附加載荷1FN5182235842311RFFN75542317752322RFF內(nèi)部軸向力方向如圖。F2F1計算軸承所受軸向力AF軸承185N77001467554N5182MAX2111AAFFFFFN77001AF軸承2N5361465182N7554MAX1222AAFFFFFN75542AF計算軸承當(dāng)量動載荷P軸承1EFFRA2158477001161,4011YXN13557700615844011111ARFYFXP軸承2EFFRAN2800N1200MAX2211FFFFFAA顯然，故N28001AF407803600280011EFFRA51,4011YXN204001020005151513600401111111RAARCFFYFXP從而解出N126401AFN1246021AAFFFQN984028001246021FFFAANFFFFAA2620984012460N2800MAX122N280022FFA46解軸承所受徑向力RF87121LFLFRRN32820040164021ILLFFRRN19681640328IIIRRRFFF軸承內(nèi)部軸向力FN62293287070IIRFFN6137719687070IIIIRFF軸承所受軸向力AFN656281561377N6229MAXIIIIAAFFFFN6562IAFN610448156229N61377MAXIIIIIAAFFFFN61377IAF47解（1）水平面內(nèi)支反力1501002001ATRFFFN12004340021300043211ATRFFFN18001200300012RTRFF