【正文】 3．軸上零件裝配、拆卸工藝性方面錯誤1）右軸承的右側軸上應有工藝軸肩，軸承裝拆路線長（精加工面長），裝拆困難。3）定位齒輪的套筒徑向尺寸過大，與軸承外圈接觸。2．轉動零件與固定零件接觸，不能正常工作方面錯誤1）軸右端的聯(lián)軸器不能接觸端蓋，用端蓋軸向定位更不行。2）全固式結構中，軸左端的彈性擋圈多余，應去掉。13） 帶輪無周向固定。11） 軸承蓋孔與軸接觸。9） 鍵過長。7） 齒輪軸向固定不可靠。5） 擋油環(huán)與箱體相接觸。3） 通蓋軸承無密封裝置。五、結構題 按要求在給出的結構圖中填畫合適的軸承a)30000，60000，70000b)10000，20000，60000c)N0000，NU0000，NA0000d)10000，20000，60000e)30000，60000，70000f)51000，(60000)解：此軸系結構圖有以下錯誤1） 帶輪左端軸向固定不合理。70000 AC軸承接觸角α較大，e值較高而Y值較小，故承受軸向載荷的能力較強。討論：由手冊查得的7307C軸承的基本額定動載荷，其數(shù)值為C=，略高于7307 AC軸承。 Fa1/ Fr1＝＝ e=，由表135查得：X=，Y=由表136，取載荷系數(shù)fp=P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=(1000＋)＝4009N Fa2/ Fr2＝＝＝e，由表135查得：X=1，Y=0P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=2060＝3090N同理：∵P1 P2 ∴應以軸承1的當量動載荷P1為計算依據(jù)?！郌a1＝Fd2+Fae=Fa2＝Fd2＝由手冊查得7307AC軸承：基本額定動載荷C=，基本額定靜載荷Co=。由此可知，7307C軸承不滿足使用要求，還需要另選軸承。由表135 Fa1/Co=2024/27500= 得：e=(與初選相同)。解：1)．計算軸承的軸向載荷FdFd2由表137，70000C型軸承的內部軸向力為Fd=eFr，由表135得e=~，初定e=(軸承1)，e=(軸承2)Fd1=eFr1=1000＝450NFd2=eFr2=2060＝824N∵Fd2+Fae=824+1200=2024N Fd1＝470N 軸承1壓緊，軸承2放松?！郌a1＝Fd1=952NFa2＝Fd1+Fa＝1952N③計算當量動載荷 Fa1/ Fr1＝952/4000＝ e=，得：X=1，Y=0P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=4000＝4800NFa2/ Fr2＝1952/2000＝e＝，得：X=，Y=P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=(2000＋1952)＝5879N∵P2 P1 ∴軸承2危險。四、分析計算題 解：(1) 一對軸承中當量動載荷大的那個軸承危險。軸承常用的潤滑方式有兩種：油潤滑和脂潤滑。為了限制滾動軸承在靜載荷下產(chǎn)生過大的接觸應力和永久變形，需進行靜載荷計算。3）軸承的調心性能；4）軸承的安裝和拆卸。9. 1）軸承的載荷：軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。對軸承內孔與軸的配合而言．圓柱公差標準中的許多過渡配合實際成為過盈配合，而有的間隙配合實際變?yōu)檫^渡配合。與內圈相配合的軸的公差帶以及與外圈相配合的外殼孔的公差帶，均按圓柱公差與配合的國家標準選取。不回轉套圈與軸或機座裝配時所取的配合性質：不回轉套圈與軸或機座裝配應比回轉套圈與軸或機座裝配有較松的配合(H6,H7,J7,J6,K7,K6,M7,M6,h6,g6)。 兩支點游動：要求左右游動的軸(如人字齒輪的主動軸)。調整軸承游隙的常用方法：①加厚或減薄端蓋與箱體間調整墊片②用調節(jié)螺釘調整③用圓螺母調整7．兩支點各單向固定：工作溫升較小，支承跨距不大的軸。調心軸承(10000型和20000型)能自動調心，允許內圈對外圈軸線偏斜量大，可以調整軸線的誤差，但若不成對使用，則不可能實現(xiàn)其功能。實際跨距l(xiāng)較軸承之間的距離長些，軸系的剛度較低，軸承的間隙調整困難。常用。面對面安裝：兩軸承外圈窄端面相對安裝。當工作轉速高時，通常采用深溝球軸承或角接觸球軸承為宜。保持架常用低碳鋼、銅合金、鋁合金或塑料制成；∵易成形，減摩。3． 滾動軸承的內、外圈和滾動體，—般用軸承鉻鋼制造。當量動載荷：為一假想載荷，在該假想載荷作用下，滾動軸承的壽命與實際載荷作用下的壽命相當?；绢~定靜載荷：使受載最大的滾動體與滾道接觸中心處引起的接觸應力達到—定值的載荷，作為軸承靜強度的界限。判斷題。3. 解：1) 求軸承相對間隙 2) 計算軸頸圓周速度　　　　　　　　　　3) 確定承載系數(shù)根據(jù)，偏心率，查表可得：4) 根據(jù)　　　　　　第十三章第十三章一、 選擇題 1.(2) 2.(1) 3.(1) 4.(3) 5.(3) 6.(4) 7.(1) 8.(4) 9.(2) ,B二、 填空題1. 內圈 外圈 滾動體 保持架2. 相對滑動速度3. 滾動體 接觸角 越大4. 滾子 球 精度5. 點蝕 接觸應力6. (1) N316/P6 51316 (2) 51316 N316/P6 (3) 6306/P5 51316(4) 6306/P5 (5) 30306 ，徑向，軸向負荷和徑向負荷 ，基軸 、方向及性質，轉速的高低，調心性能要求，裝拆方便及經(jīng)濟性要求，向心、推力。m/s＜[pv]結論：可用銅合金軸瓦澆鑄ZCuPbSb15153軸承合金。m/s，經(jīng)試算，取d=50mm，B=42mm?，F(xiàn)考慮如下兩個方案進行計算：(1)不改材料，減少軸頸直徑以減小速度v，取d為允許的最小值48mm，則m/s＞[v]=3m/s仍不能滿足要求，此方案不可用，所以必須改選軸承材料。按已知數(shù)據(jù)，并取B/d=1，得MPam/spv== MPa2．解：由機械設計手冊查得軸承材料ZQSn663的許用最大值：[p]=5MPa，[v]=3m/s，[pv]=12MPa ② 當時，求許用載荷：按求：　?。桨辞螅骸?　　　　　　　　　 ()所以也應為23875N。（2） 所以 故該機構自鎖（3） 又所以第十二章（答案）12－1選擇題 ，B，B12－2填空題1．徑向軸承、止推軸承、不完全液體潤滑軸承、液體潤滑軸承、液體動壓軸承、液體靜壓軸承2．磨損與膠合、邊界潤滑油膜不遭到破壞；；。mmNNN2．解：蝸輪左旋，順時針轉動。(2)蝸桿受各力方向如圖。2. 齒條、齒輪、軸面、端面3. 右、軸面、端面4. 油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?；膠合；單位時間內產(chǎn)生的熱量；散發(fā)的熱量；加散熱片，蝸桿軸端加裝風扇、傳動箱內裝循環(huán)冷卻管路。提高齒面抗點蝕能力的措施有：A、加大齒輪直徑d或中心距a；　B、適當增大齒寬b(或齒寬系數(shù)φd)；C、采用正變位齒輪；D、提高齒輪精度等級；E、改善齒輪材料和熱處理方式，以提高許用應力。③計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ④計算載荷系數(shù) ⑤查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 由表105查得 ⑥校核彎曲強度 根據(jù)彎曲強度條件公式 進行校核 所以滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。 （3）按齒根彎曲疲勞強度校核 ①由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 （2）按齒面接觸強度設計 1）確定公式中的各計算值①試選載荷系數(shù) ②計算小齒輪傳遞的力矩 ③小齒輪作不對稱布置，查表107，選?、苡杀?06查得材料的彈性影響系數(shù)⑤由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。③材料選擇。[解] (1) 選擇齒輪類型、精度等級、材料 ①選用直齒圓柱齒輪傳動。59. 齒輪傳動的潤滑方式主要根據(jù)齒輪的 圓周速度 選擇。試求Ⅱ軸上軸承所受軸向力為零時斜齒輪的螺旋角β，并作出齒輪各嚙合點處作用力的方向解：由題意當F軸向力為零。A．大端分度圓錐 B．大端背錐C．齒寬中點處分度圓錐 D．齒寬中點處背錐57. 圖示一圓錐——圓柱齒輪減速器，功率由I軸輸出，不計摩擦損失。55．錐齒輪接觸疲勞強度按當量圓柱齒輪公式計算，當量齒輪的齒數(shù)、模數(shù)是錐齒輪的 B 。5）鏈傳動的松緊邊布置不合理。1）V帶傳動比較適合高速傳動，而不適合低速傳動，應布置在高速級；2）鏈傳動不適合高速傳動，而適合低速傳動，應布置在低速級；3）齒輪減速器的輸入和輸出端設計不合理，應在齒輪遠離軸承的一側輸入、輸出。54．某輸送帶由電機通過三級減速傳動系統(tǒng)來驅動，減速裝置有：二級斜齒圓柱齒輪傳動、滾子鏈傳動、V帶傳動。σlim=σFE=350(Mpa) （設應力校正系數(shù)YST=1）則許用彎曲應力為：52. 要提高輪齒的抗彎疲勞強度和齒面抗點蝕能力有那些可能的措施？53. 如圖所示的二級斜齒圓柱齒輪減速器，已知：電動機功率P=3kW，轉速n=970r/min；高速級mn1=2mm，z1=25，z2=53，；低速級mn2=3mm，z3=22，z4=50。則B齒輪在（1）、（2）兩種情況下的許用接觸應力[σH]均為：下面討論兩種情況下齒輪B的許用彎曲應力[σF]（1）齒輪B為惰輪的情況下，齒輪B所受力狀態(tài)如圖示：則齒輪上任一點在一轉的過程中，受力方向將反轉一次，于是輪齒受力為對稱循環(huán)交變載荷σFlim=35070%=245（Mpa）許用彎曲應力為：（2）齒輪B為主動輪時，齒輪B所受力狀態(tài)如下圖所示：可見，在齒輪一轉的過程中，輪齒的受力方向沒有發(fā)生變化，只是受力時有時無，因此是受脈動循環(huán)交變載荷的作用。假定：（1） 齒輪B為“惰輪”（中間輪），齒輪A為主動輪，設KFN=KHN=1；（2） 齒輪B為主動，齒輪A和C均為從動，設KFN=KHN=1。又：3輪的齒根彎曲應力為對稱循環(huán)，彎曲強度降低。試分析：加介輪后，承載能力與原傳動相比有無變化？齒面接觸強度和齒根彎曲疲勞強度如何變化？ 答：加介輪后，承載能力與原傳動相比有變化。50. 圖示單級標準直齒圓柱齒輪減速器，因工作需要，擬加入一介輪3來增大輸入軸和輸出軸間的中心距。其中：第Ⅰ公差組，決定 齒輪傳遞運動的準確程度 ；第Ⅱ公差組，決定 齒輪運轉的平穩(wěn)程度 ；第Ⅲ公差組，決定 齒輪載荷分布的均勻程度 。假設改進后其工作條件、載荷系數(shù)K、材料、熱處理硬度、齒寬等條件都不變，問：⑴改進后的方案二、方案三是否可用？為什么？ ⑵應采用哪個方案更合理？為什么？答：⑴分析：直徑d1決定齒面接觸疲勞強度，模數(shù)m決定齒根彎曲疲勞強度⑵方案一與方案二相比較，應采用方案二更合理，因為在強度均滿足的條件下，齒數(shù)多、模數(shù)小有如下優(yōu)點：①重合度εa↑，傳動平穩(wěn)；②齒高h↓，滑動系數(shù)↓，磨損↓、切削量↓； ③da↓，齒坯小，齒輪重量↓。48. 有一同學設計閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動，方案一其參數(shù)為：m=4mm、z1=20 、z2=60 ,經(jīng)強度計算其齒面接觸疲勞強度剛好滿足設計要求，但齒根彎曲應力遠遠小于許用應力，因而又進行了兩種方案設計。試比較三種傳動的接觸疲勞強度高低（用關系式表示）。46. 圖中：a）為標準直齒圓柱齒輪傳動；b）為標準內齒輪傳動；c）為標準直齒圓柱齒輪齒條傳動。A．較小者 B．較大者C．較小者 C．較大者43．在以下幾種工況中， A 齒輪傳動的齒寬系數(shù)φd可以取大些。 B．成線性地增加C．不成線性，但有所減小 D．不成線性，但有所增加41. 若保持傳動比i和齒數(shù)和不變，而增大模數(shù)m，則齒輪的 A 。A．增大中心距 B．使中心距不變，增大模數(shù)C．使中心距不變，增加齒數(shù) D．模數(shù)不變，增加齒數(shù)40. 齒輪設計時，當隨著選擇齒數(shù)的增多而使直徑增大時，若其他條件相同，則齒輪的彎曲承載能力 D 。在中心距a和傳動比i不變的條件下，提高齒面接觸疲勞強度最有效的方法是 B 。A．明顯增大 B．明顯減小 C．基本保持不變 D．略有增加37. 在下面的各種方法中， A 不能提高齒輪傳動的齒面接觸疲勞強度。A. ＞ B. ＜ C. = D. ≤35. 一對圓柱齒輪傳動中，當齒面產(chǎn)生疲勞點蝕時，通常發(fā)生在 D 。A. HBS1=HBS2 B. HBS1≤HBS2C. HBS1＞HBS2 D. HBS1=HBS2+（30～50） 33. 一對齒輪傳動，小輪材為40Cr；大輪材料為45鋼，則它們的接觸應力 A 。A. 模數(shù)m B. 齒數(shù)Z C. 分度圓直徑d D. 齒寬系數(shù)Φd31. 一對圓柱齒輪傳動，小齒輪分度圓直徑d1=50mm、齒寬b1=55mm，大齒輪分度圓直徑d2=90mm、齒寬b2=50