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第八章一、选择题8-1B8-2CC8-3B8-4C8-5A8-6B8-7A8-8D8-9C8-10C8-11D8-12A8-13D8-14C8-15D8-16D8-17D8-18A8-19B8-20B二、填空题8-21在平带或V带传动中，影响最大有效圆周力Fec的

因素是初拉力F0、摩擦系数μ（当量摩擦系数μV）和小轮包角α1。8-22V带传动在工作过程中，带内应力有：紧边、松边拉应力（σ1、σ2）、离心拉应力σc、弯曲应力（σb1、σb2），最大应力σmax=σ1+σc+σb1，发生在紧边刚绕上小带轮处。8-23

带传动的主要失效形式为疲劳破坏和打滑，其设计准则为在不打滑的条件下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。8-24某普通V带传动，传递功率P=7.5KW，带速v=10m/s，紧边拉力是松边拉力的两倍（F1=2F2），则F1=1500N和F2=750N。8-25带传动中，

带的张紧方法有安装张紧轮和调整中心距两类。8-26带传动过载打滑时，打滑现象首先发生在小带轮上，其原因是小轮包角小于大轮包角。8-27在带、链和齿轮组成的多级传动中，带传动应布置在高速级，原因是提高带传动的能力、工作平稳性好及起到过载保护的作用。8-28V带

传动中，带的型号应根据计算功率和小轮转速选择。8-29在带传动中，带的弹性滑动发生的原因是带两边的拉力差及弹性变形。8-30带传动中，带的离心力发生在带绕在带轮上的部分。三、分析与思考题8-31相同的条件下，为什么V带比平带的传动能力大？答：平带的工作面是和带轮接触的内周面，而V带的工作面是V

带的两侧面，由于楔形增压作用，在同样的张紧力下，V带传动比平带传动能产生更大的摩擦力。因此V带比平带的传动能力大。8-32带传动设计时，为什么要限制其最小中心距和最大传动比？答：中心距过小和传动比过大，均会造成小轮包

角1过小，降低传动能力。8-34带传动的主要失效形式是什么？带传动的设计准则是什么？答：带传动的主要失效形式是：打滑和疲劳破坏。带传动的设计准则是：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。8-33在普通V带传动中，为什么一般推荐使用的带速为

5≤v≤25m/s？答：一般v≤25m/s。若带速过大（v＞25m/s），则会因离心力过大而降低带和带轮间的正压力，从而降低摩擦力和传动的工作能力，同时离心力过大又降低了带的疲劳强度。带速v也不能过小（一般不应小于5m/s）。P=Fev，带速太小，P小传动能力降低；或P一定时，使所需

的圆周力过大，易打滑，从而使所需的胶带根数过多。8-36带传动中的弹性滑动和打滑是怎样产生的？对带传动有何影响？答：在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变形以及传递动力时松、紧边的拉力差造成的，是带在轮上的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有的特性，是不可避免的。弹性滑动使带传动的传动比增

大。当带传动的负载过大，超过带与轮间的最大摩擦力，将发生打滑，带在轮上全面滑动，打滑是带传动的一种失效形式，是可以避免的。8-35影响带传动工作能力的因素有哪些？答：1）（Fec）F0、1、f2）（v）dd

1、n13）型号8-39某带传动由变速电动机驱动，大带轮的输出转速的变化范围为500~1000r/min。若大带轮上的负载为恒功率负载，应该按哪一种转速设计带传动？若大带轮上的负载为恒转矩负载，应该按哪一种转速设计带传动？为什么？100

0vFPe=P一定，∵n2↓→v，所需的有效圆周力Fe，按较大的Fe设计带传动能够保证不打滑和具有一定的疲劳寿命时，当带传动高速运转时，就不会打滑和并具有一定的疲劳寿命，按转速500r/min来设计带传动。T一定，Fe=C，n2→v，传递的功率P=Fev按转

速1000r/min来设计带传动。TP=8-40一带式输送机装置如图。已知小带轮基准直径dd1=140mm，大带轮基准直径dd2=400mm，鼓轮直径D=250mm，为了提高生产率，拟在输送机载荷不变（即拉力F不变

）的条件下，将输送带的速度v提高，设电动机的功率和减速器的强度足够，且更换大小带轮后引起中心距的变化对传递功率的影响可忽略不计，为了实现这一增速要求，试分析采用下列哪种方案更为合理，为什么？1、将dd2减小

到280mm；2、将dd1增大到200mm；3、将鼓轮直径D增大到355mm。F输送带Ddd2dd1减速器vV带传动电动机解输出功率P出=F·v1、dd2,n2,v，F不变，则P出输入功率P入=Fe带·v带而10006011

=ddnv带不变Fe带(42%)可能引起打滑或疲劳失效。减小dd2不可行。1、将dd2减小到280mm；2、将dd1增大到200mm；3、将鼓轮直径D增大到355mm。F输送带Ddd2dd1减速器vV带传动电动机解输入功率P入=Fe带·v带10006011=ddnv带增大dd

1可行。2、dd1，且dd1，1，Kdd1，P0dd1，b1%9.42140140200dddd1d1d1=−=−=−带带带vvv∴输入功率P1=Fe×VV，V带传动的有效拉力Fe不变，不会出现打滑和疲劳破坏。1、将dd2减小

到280mm；2、将dd1增大到200mm；3、将鼓轮直径D增大到355mm。F输送带Ddd2dd1减速器vV带传动电动机解3、输出功率P出=F·vD，v，F不变，则P出输入功率P入=F带·v带而10006

011=ddnv带不变F带可能引起打滑。增大D不可行。此题的答案告诉我们：用提高带速的办法提高带传动的功率是可行的，带传动更适宜在高速下工作。解：∵原V带传动比：857.21404001212

===ddddi方案1、2的V带传动比：2200400140280121212=====ddddii∵原运输带速度：,60000Dnvy=现运输带速度：,60000Dnvy=F输送带Ddd2dd1减速器

vV带传动电动机同理方案3运输带速度提高：%42250250355=−=−=−DDDvvv三种方案都能使运输带速度提高42%左右，但只有方案2是合理方案，方案1、3都不能采用。%9.42)12857.2(857.21857.2121=−=−=−=−yyynnnvvv

∴方案1、2运输带速度提高：现运输带鼓轮转速：减电减电iniinny==212∵原运输带鼓轮转速：减电减电iniinny==857.212a)平带传动五、分析与思考题b)V带传动第九章一、选择题9-1C9-2A9-3B9-4A9-5C9-6C

9-7B9-8C9-9A9-10A9-11C9-12C9-13B9-14D9-15B二、填空题9-17滚子链是由滚子、套筒、销轴、内链板和外链板所组成，其中内链板和套筒之间、外链板和销轴之间分别为过盈配合，而滚子和套筒之间、套筒和销轴之间分别为间隙配合。9-18在链传动中，链

轮的转速越高，节距越大，齿数越少，则传动的动载荷越大。9-16B9-19链传动的主要失效形式有链的疲劳破坏、链条铰链的磨损、胶合、链条静力拉断四种。在润滑良好、中等速度的链传动中，其承载能力主要取决于链板的疲劳强度。9-20链传动的平均传动比是不变的，

而瞬时传动比是变化的。9-21在设计图纸上注明某链条的标记为：16A-2×60GB1243•1–1983，其中“16A”表示A系列、链节距为p=25.4mm。9-22链传动的润滑方式可根据链节距和链速来选择。三、分析与思考题9—

23链传动为何小链轮齿数Z1不宜过少？而大链轮齿数Z2不宜过多？答：小链轮齿数Z1过少，运动不均匀性和动载荷太大。而大链轮齿数Z2过多，易发生跳齿、脱链。9—26为什么一般链节数选偶数，而链轮齿数多取奇数？答：链节数选偶数是为了避免过渡链节，而链轮齿数取奇数则是为了链轮和链节之间磨损均匀

。9—27链节距的大小对链传动有何影响？在高速重载工况下，应如何选择滚子链？答：链节距越大，承载能力越大，但运动的不均匀性和动载荷也越大。在高速重载工况下，应选择小节距、多排链。9-28有一链传动，小链轮主动，转速n1=900，齿数z

1=25，z2=75。现因工作需要，拟将大链轮的转速降低到n2≈250r/min，链条长度不变，问：1.若从动轮齿数不变，应将主动轮齿数减小到多少？此时链条所能传递的功率有何变化？答：从动轮齿数不变，主动小链轮

齿数z1′=z2/i12=z2n2/n1=75×250/900=20.8取z1′=21（老书中）主动小链轮齿数由25降到21，由表9-10知，齿形系数KZ减小，而其它参数不变，链条所能传递的功率Pca=P0KZKLKP下降。(新书中）主动小链轮齿数由25降到21，由图9-13知

，齿形系数KZ增加，而其它参数不变，链条所能传递的功率P=PcaKP/KAKZ下降。2.若主动轮齿数不变，应将从动轮齿数增加到多少？此时链条所能传递的功率有何变化？答：主动小链轮齿数不变，从动轮齿数z2′=z1×i12=z1n1/n2=25×900/250

=90取z2′=90从动大链轮齿数由75升到90，而其它参数不变，链条所能传递的功率不变。第十章一、选择题10-1A、GD、EB、C、F、H、I、J10-14C10-15B10-16A10-17A10-18C10-19D二、填空题10-23对齿

轮材料的基本要求是：齿面硬，齿芯韧；齿轮传动中，软、硬齿面是以齿面硬度来划分的，当HB<350时为软齿面，一般取小、大齿轮的硬度HBS1-HBS2为30~50，其原因是小齿轮的循环次数多；当HB≥350时为硬齿面，一般取小、大

齿轮的硬度HBS1=HBS2。10-2B10-3A10-4B10-5A10-6A10-7C10-8C10-9A10-10C10-11C10-12A10-13C10-20A10-21B10-22C10—24在齿轮传动中，获得软齿面的热处理方式有调质、正火，而获得硬齿面的热处理方式有渗碳淬火、整

体淬火、表面淬火等。10—25一般参数的闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是点蚀，闭式硬齿面齿轮传动的主要失效形式是断齿，开式齿轮传动的主要失效形式是磨损，高速重载齿轮传动，当润滑不良时最可能出现的失效形式是胶合。10—26在闭式软齿面齿轮传动中，齿面疲劳点蚀经常首先出现在节线附近靠近齿根处，

其原因是该处为单齿啮合区接触应力大、润滑不良摩擦力大。10—27在推导轮齿齿根弯曲疲劳应力计算公式时，其计算模型是悬臂梁，设计的主要参数是模数m和齿宽b。一对齿轮传动中，大、小齿轮的弯曲应力一般不相等。10—28齿轮齿面接触应力计算公式是在赫芝公式的基础上推导出的，影响齿面接

触应力最主要的参数是分度圆直径d1和d2(中心距a)和齿宽。一对标准齿轮传动，若中心距、传动比等其他条件保持不变，仅增大齿数z1，而减小模数m，则齿轮的齿面接触疲劳强度不变。10—29渐开线齿轮的齿形系数YFa的物理意义是轮齿形状对弯曲应力的影响，标准直

齿圆柱齿轮的YFa值只与齿轮的齿数z和变位系数x有关。设有齿数相同的A、B、C三个标准齿轮，A为标准直齿圆柱齿轮，B为b＝15º的斜齿圆柱齿轮，C为d=30º的直齿锥齿轮，试比较这三个齿轮的齿形系数，最小的是C，最大的是A。10—30齿轮

的弯曲疲劳强度极限σFlim和接触疲劳强度极限σHlim是经持久疲劳试验并按失效概率为1%来确定的，试验齿轮的弯曲应力循环特性为脉动循环。10—31一齿轮传动装置如图所示，轮1为主动，在传动过程中，轮2的齿根弯曲应力按对称循环变化，而其齿面接触应力按脉动循环变化。若求得其齿根最大弯曲应力

为300MPa，则最小应力值为－300MPa，应力幅值为300MPa，平均应力为0。12310—32在斜齿圆柱齿轮传动中，螺旋角β既不宜过小，也不宜过大，因为β过小，会使得斜齿轮的优点不能充分发挥，而过大又会使得轴向力过大。因此，在设计计算中，β的取值应为8~

20°，可以通过调整β而对中心距进行圆整。10—33填注下表中参数的荐用范围（一般情况下）：软齿面z1=20~40硬齿面z1=17~25(30)z1=17~20β=8~20°m2mmb1=b2+(5~10)mm传递动力的齿轮模数m大、小齿轮

的齿宽齿轮传动直齿圆柱齿轮齿数z1闭式开式斜齿圆柱齿轮的螺旋角β10—38标准直齿圆柱齿轮传动，若传动比i，、转矩T1、齿宽b均保持不变，试问在下列条件下齿轮的弯曲应力和接触应力各将发生什么变化?(1)模数m不变，齿数Z1增加；(2)齿数z1不变，模数m增大；(3)齿数zl增加一

倍，模数m减小一半。答：SaFaFYYbmdKT112=EHHZZuubdKT=12211（1）弯曲应力↓（d1增大，YFaYsa减小），接触应力↓（d1增大）；（2）弯曲应力↓（m增大，d1增大，），接触应力

↓（d1增大）；（3）弯曲应力↑（m减小使F大量增大，Z1增大使F少量减小），接触应力不变（d1不变）；三、分析与思考题10—41有一同学设计闭式软齿面直齿圆柱齿轮传动，方案一其参数为：m=4mm、z1=20、z2=60,经强度计算其齿面接触疲劳强

度刚好满足设计要求，但齿根弯曲应力远远小于许用应力，因而又进行了两种方案设计。方案二为：m=2mm、z1=40、z2=120，其齿根弯曲疲劳强度刚好满足设计要求；方案三为：m=2mm、z1=30、z2=90。假设改进后其工作条件、载荷系数K、材料、热处理硬度、齿宽等

条件都不变，问：1）改进后的方案二、方案三是否可用？为什么？2）应采用哪个方案更合理？为什么？解方案一：分析：直径d1决定齿面接触疲劳强度，模数m决定齿根弯曲疲劳强度mmzmdmmm80204411====方案二：mmzmdmmm80402211=

===齿面接触疲劳强度满足=11dd方案三：mmzmdmmm06032211====齿根弯曲疲劳强度满足=mm足齿面接触疲劳强度不满11dd1可用不可用(2)方案一与方案二相比较，应采用方案二更合理，因为在

强度均满足的条件下，齿数多、模数小有如下优点：1、重合度ε↑，传动平稳；2、齿高h↓，滑动系数↓，磨损↓、切削量↓；3、da↓，齿坯小，齿轮重量↓。10—46一标准直齿圆柱齿轮传动，若传递载荷不变，齿轮齿数、中心距和许用应力

不变，小齿轮转速n1从960r/min降为720r/min。试问要改变何参数，并使该值与原用值之比大致等于多少才能保证该传动具有原来的抗弯曲强度?nnPT11095506=439607201111===nnTTSaFaSaFatFYYbmd

KTYYbmKF112==bTbT=113411==TTbbFF=强度不变即12344n1aF2aF2rF1rF1tF2tF3aF4aF4rF3rF3tF4tFΙΙnΙn10—47图示为一二级展开式标准

斜齿圆柱齿轮减速器。已知，高速级齿数z1=44,z2=94，模数m12=2.5mm，中心距a12=175mm，齿宽b2=90mm；低速级齿数z3=40，z4=75，模数m34=3mm，中心距a34=175mm，齿宽b4=100mm；四个齿轮的材料相同，许用

接触应力分别为：[σH1]＝[σH3]=550MPa，[σH2]＝[σH4]=420MPa；传动的摩擦损耗可忽略不计，假设两对齿轮传动的载荷系数K相同。试：(1)标出齿轮2轮齿螺旋线的旋向，以使II轴轴承上所受轴向力小些；(2)画出

各齿轮的受力图(力的作用点和方向)；(3)若两对齿轮均为直齿轮，判断哪个齿轮的接触强度最弱。10—49图示为二级圆锥圆柱齿轮减速器简图，输入轴Ⅰ转向n1如图所示。(1)合理确定斜齿轮3和4的螺旋线方向（画在图上

），；(2)在图上画出各齿轮的圆周力、径向力和轴向力的方向；(3)Ⅲ轴为输出轴，应从Ⅲ轴的哪端输出扭矩为好？为什么？12341nΙΙnΙΙΙn1aF2aF1rF2rF1tF2tF3aF4aF4rF3rF3tF4tF应从

Ⅲ轴的上端（远离齿轮端）输出扭矩，使弯曲、扭转的变形产生的齿向载荷分布不均抵消一部分。四、设计计算题10—50设计一直齿圆柱齿轮传动，原用材料的许用接触应力为[σH1]=700MPa，[σH2]=600MPa，求得中心距a=100mm；现改用[σH1]′=600MPa，[σH2]′=400M

Pa的材料，若齿宽和其它条件不变，为保证接触疲劳强度不变，试计算改用材料后的中心距a′。121111121dZZuubdKTZZuubdKFEHEHtH==}(}(uddda+=+=122112

1HHHH=][][aaddHHHH===11][][mmaaHH1502310022===][][10—51一直齿圆柱齿轮传动，已知zl=20，z2=60，m=4mm，B1=45mm，B2=40mm，

齿轮材料为锻钢，许用接触应力[σH1]=500MPa，[σH]2=430MPa，许用弯曲应力[σF1]=340MPa，[σF2]=280MPa，弯曲载荷系数K=1.85，接触载荷系数K=1.40，求大齿轮所允许的输出转矩T2(不计功率损失)。347855182340111...YYSaFaF

==解：1、计算弯曲强度允许的输出转矩FSaFaSaFatFYYzbmKTYYbmKF==12129870751282280222...YYSaFaF==Nmm..YY,YYminKzbmTSaFaFSaFaF2455529870851220440}{222221

11121==HEHHZZuuzbmKT=122121NmmZZuuKzbmTEHHH56312)8.1895.2430(434.1220440)},min{(122222212121=

=+NmmnnTT1689383563122112==2、计算接触强度允许的输出转矩NmmnnTT73665732455522112==第十一章一、选择题11D11-2B11-3B11-4D11-5D11-6A11-7B11-8A11-

9B11-10C11-11D11-12C11-13B11-14C二、填空题11—16蜗杆直径系数q=d1/m_。11—17蜗杆传动发生自锁的条件是____v___。11—18阿基米德蜗杆与蜗轮正确啮合的条件是ma1=mt

2=m，aa1=at2=，1＝2。11—19在蜗杆传动中，蜗杆头数越少，则传动效率越低，自锁性越好。一般蜗杆头数常取1、2、4、6。11—20对滑动速度vs≥4m/s的重要蜗杆传动，蜗杆的材料可选用合金钢进行淬火处理；蜗轮的材料可选用锡青铜。11—21蜗杆传动中强度计算

的对象是蜗轮，其原因是材料上，蜗轮采用青铜，强度差、结构上，蜗杆的齿是连续的，蜗轮的齿是独立的。11—22蜗杆传动中，蜗杆螺旋线的方向和蜗轮螺旋线的方向应相同蜗杆的导程角应等于蜗轮的螺旋角。11—23闭式蜗杆传动的功率损耗，一般

包括啮合摩擦损耗、轴承摩擦损耗、溅油损耗三部分。11—31图示蜗杆传动均是以蜗杆为主动件。试在图上标出蜗轮(或蜗杆)的转向，蜗轮齿的螺旋线方向，蜗杆、蜗轮所受各分力的方向。1n2tF1aF1rF2rF1tF2aF2n2n2n1n1n1tF2aF2tF1aF1rF2rF11—32如图所示

传动系统，已知输出轴n6的方向。(1)使各轴轴向力较小，确定斜齿轮3、4和蜗杆蜗轮1、2的螺旋线方向(标在图上或用文字说明)及各轴的转向；(2)在图中标出各齿轮轴向力的方向。1234565aF6aF4

aF3aF2aF1tF1aF蜗杆左旋6nWDv1aF2tF1tF2aF1rF2rF1n四、设计计算题11—33某传动装置中采用蜗杆传动，电机功率P=10kW，转速n＝970r／mim，蜗杆传动参数：z1＝2，z2＝60，q＝8，m＝8，

右旋，蜗杆蜗轮啮合效率η1=0.75，整个传动系统总效率η=0.70，卷筒直径D=600mm，试求：(1)重物上升时，电机的转向（画在图上）；(2)重物上升的速度v；(3)重物的最大重量W；(4)蜗杆蜗轮所受各力大小，并标出各力的方向

。解：（1）如图（2）30260122121=====zznnismsmmDvn/015.1/78.1015386.326002386.39009703030/302112========NvPW55.689

6015.17.010103===（3）（4）NmmnPT6.9845397010105.955.95511===NmmiTT221520675.036.98453112===NqzdTFFat7.123068298453298

4532211121=====NmzdTFFta92308602215206222152062222221=====NFFFtrr335920tan923tan221====圈59.12001000

10002===DGDL11—34图示为简单手动起重装置。已知：m＝8，z1＝1，z2＝40，q＝10，卷筒直径D=200mm，试确定：(1)重物上升1m，手柄应转多少圈？若蜗杆为右旋，当重物上升时，(2)若蜗杆蜗轮齿面间的当量摩擦系数为fv=0.2，此机构是否自锁？

(3)若重物重量G=1000N，人手推力F=50N，计算手柄力臂长度L；(4)当提升重物或降下重物时，蜗轮齿面是单侧受载还是双侧受载?解：（1）圈66.6359.11402121===zz3.11)arctan(==vvf（2）71.5)101arctan()

arctan(1===qzv自锁LFLT501==3269.0)3.1171.5tan(1.0)tan(tan=+=+=vLLiTT8.6533269.01405012===mmL9.1528.653100000==Nmm

DGT1000002200100022===（4）当提升重物时，蜗轮齿面左侧受力，降下重物时，重力为驱动力，蜗轮的工作齿面没有改变，因此为单侧受载。1—35已知一蜗杆传动，蜗杆为主动，转速nl=1440r/min，蜗杆头数zl=2，模

数m=4mm，蜗杆直径系数q=10，蜗杆材料为钢，齿面硬度大于45HRC，磨削，蜗轮材料为铸锡青铜，求该传动的啮合效率η1和总效率η。3.11)102arctan()arctan(1===qzsmndvs/07.33.11cos

600001440104cos10006011===解：查表11-18，fv=0.028，v=136，则8724.0)6.13.11tan(3.11tan)tan(tan1=+=+=v83.

0)96.0~95.0(1==1—37如图所示传动系统，已知电机转动方向。(1)试说明为什么带传动布置在高速级，而链传动布置在低速级？(2)使各轴轴向力较小，确定斜齿轮3、4和蜗杆蜗轮5、6的螺旋线方向(标在图上或用文字说明)；(3)在图中标出所有轴向力的方向。1nK向K

123456561aF2aF3aF4aF5aF6aFK1n2n3n4n5n6n6n（1）带传动布置在高速级是因为：带传递的力不宜过大，否则容易打滑；带有过载保护的作用；带是弹性体，有缓冲吸振的作用。链传动布置在低速级是因为：链传动

具有多边形效应，高速时冲击振动大，动载荷大。（2）如图。蜗轮6为右旋。第十二章滑动轴承一、选择题12-1C12-2B12-3B12-4A12-5B12-6B二、填空题12-7B12-8B12-9B12-10C12-11D12-12D12-13B

12-14A12-15在不完全液体润滑滑动轴承设计中，限制p值的主要目的是避免过度磨损；限制pv值的主要目的是限制温升，避免胶合。12-16径向滑动轴承的偏心距e随着载荷增大而增大；随着转速增高而减小。12-17在设计液体摩擦动压滑动轴承时，若减小相对间隙ψ，则轴承的

承载能力将提高；旋转精度将提高；发热量将增加。12-18非液体摩擦径向滑动轴承，按其可能的失效形式应限制p≤[p]、pv≤[pv]、v≤[v]进行条件性计算。12-19形成液体摩擦动压润滑的必要条件相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形

间隙；、有相对速度，其运动方向必须使油由大端流进，小端流出；、润滑油必须有一定的粘度，且充分供油；而充分条件是hmin＞[h]。12—24在设计滑动轴承时，相对间隙ψ的选取与速度和载荷的大小有何关系？答：速度愈高，ψ值应愈大；载荷愈大，ψ值应愈小。12-25验算滑动轴承

的压力p、速度v和压力与速度的乘积pv，是不完全液体润滑滑轴承设计的内容，对液体动力润滑滑动轴承是否需要进行此项验算？为什么？答：也应进行此项验算。因在起动和停车阶段，滑动轴承仍处在不完全液体润滑状态。

另外，液体动力润滑滑动轴承材料的选取也是根据[p]、[pv]、[v]值选取。三、分析与思考题12-27对已设计好的液体动力润滑径向滑动轴承，试分析在仅改变下列参数之一时，将如何影响该轴承的承载能力。⑴转速n=500r/min改为n=700r/min；⑵宽径比B/d由1.0改为0.8;⑶润滑油由采用

46号全损耗系统用油改为68号全损耗系统用油⑷轴承孔表面粗糙度由Rz=6.3μm改为Rz=3.2μm。答：（1）n↑承载能力↑（2）B/d↓B↓承载能力↓（3）η↑，承载能力↑（4）RZ↓，允许hmin↓，偏心率↑，承载能力↑。PCdBF2=12-28在设计液体润滑轴承时,当出现下列情况之

一后,可考虑采取什么措施(对每种情况提出两种改进措施)？⑴当hmin<[hmin]时;⑵当条件p<[p]、v<[v]、pv<[pv]不满足时；⑶当计算入口温度ti偏低时。答：（1）说明承载能力不够。可：d↑；B↑；η↑；ψ↓；降低表面粗糙度等。（2

）可改选材料；B↑。（3）说明轴承的温升过高，承载能力不足。可：适当增大ψ，降低表面粗糙度等。答：产生动压12-29液体动力润滑轴承承载能力验算合格的基本依据是什么？答；p≤[p]；pv≤[pv]；v≤[v]；hmin＞[h]；t

i＞350—400C。12-30就液体动力润滑的一维雷诺方程0xp所以：η＞0，润滑油应有一定的粘度；V＞0，有相对速度；h＞h0，有楔形间隙，油由大端流进小端流出。306hhhvxp−=说明形成液体动压润滑的必要条件。χ↑Cp↑，所以,

Fa>Fb；a）b）12-31图所示为两个尺寸相同的液体摩擦滑动轴承，其工作条件和结构参数（相对间隙ψ、动力粘度η、速度v、轴径d、轴承宽度B）完全相同。试问哪个轴承的相对偏心率χ较大些？哪个轴承承受径向载荷F较大？哪个轴承的耗油量Q较大些？答：偏心率：χ=e/δ半径间隙:δ=R-r(2)p

CvBF22=vBdqCq=(1)χa＞χb（3）令耗油量（或流量）系数为CqvBdCqq=而CP随χ变化（3）令耗油量（或流量）系数为CqvBdqCq=则：润滑油流量q=CqψvBd，由书中图12

—16可知：当χ在曲线顶点左侧时，χ↑Cq↑∴qa＞qb当χ在曲线顶点左侧时，χ↑Cq↓∴qa＜qb(3)按计算F1≤955.414kNF2≤573.065kN(1)按计算F≤dB[p]=200×250×15=750kN12-33有一不

完全液体润滑径向滑动轴承，轴颈直径d=200mm，轴承宽度B=250mm，轴承材料选用ZCuAl10Fe3，当轴转速为60r/min、100r/min、500r/min时,轴承允许的最大径向载荷各为多少?解：查表12—2ZCuAl

10Fe3[p]=15MPa[pv]=12MPam/s[v]=4m/spdBFp=pvdndBFpv=100060(2)按计算v1=0.628m/s<[v]v2=1.047m/s<[v]v3=5.236m/s〉[v]不满足v

dnv=100060一、选择题13-1A\B、D13-2BDA、C13-3C13-4D13-5D13-6A13-7B、C13-8D13-9C13-10D二、填空题13-11B13-12D13-13A13-14B13-15D13-16(1)径向承载能力最高和最低的轴承分别是N316/P6和5

1316(2)轴向承载能力最高和最低的轴承分别是51316和N316/P6(3)极限转速最高和最低的轴承分别是6306/P5和51316(4)公差等级最高的轴承是6306/P5(5)能承受轴向径向联合载荷的轴承是30306第十三章滚动

轴承12-17深沟球轴承和角接触球轴承在结构上的区别是深沟球轴承的外圈边沿两端厚度一样，公称接触角为0；而角接触球轴承外圈边沿两端有厚薄之分，公称接触角不为0，在承受载荷上的区别是深沟球轴承可以承受不大的双向轴向力，而角接触球轴承只可承受单向轴向力。13—18对于回转的滚

动轴承，一般常发生疲劳点蚀破坏，故轴承的尺寸主要按疲劳寿命计算确定。13—19对于不转、转速极低或摆动的滚动轴承，常发生塑性变形破坏，故轴承的尺寸主要按静强度计算确定。13—20滚动轴承工作时，滚动体和转动套圈的表面接触应力特性为规律性

非稳定的脉动循环；而固定套圈接触点的接触应力特性为稳定的脉动循环。13—22滚动轴承轴系支点轴向固定常用的三种结构形式是双支点各单向固定（两端固定）、一支点双向固定，另一端支点游动（一端固定、一端游动）

、两端游动支承（两端游动）。13—23滚动轴承预紧的目的是提高轴承的旋转精度、支承刚度、减小机器工作时轴的振动，所谓预紧，就是指在安装时用某种方法在轴承中产生并保持一轴向力，以消除轴承中的游隙。3—24滚动轴承的内径和外径的公差带均为精度不同数值较小的负偏差，而且统一采用上偏差为0，下偏差为负

值的分布。13—25滚动轴承的密封的目的是为了防止灰尘、水、酸气和其它杂物进入轴承，并阻止润滑油流失，滚动轴承常用的三种密封方法为接触式密封（中低速）、非接触式密封（高速）、混合式密封（密封效果较好）。13—27为什么

30000型和70000型轴承常成对使用？成对使用时，什么叫正装及反装？什么叫“面对面”及“背靠背”安装？试比较正装及反装的特点。答：30000型和70000型轴承只能承受单方向的轴向力，成对安装时才能承受双向轴向力。同时这两类轴承的公称接触角α大于零，承受径向载荷时会产生内部轴向力，为避免轴

在内部轴向力作用下产生轴向移动。正装和反装是对轴的两个支承而言，两个支承上的轴承外套圈薄边相对（大口径）安装叫正装，外套圈厚边相对（小口径）安装叫反装。“面对面”和“背靠背”安装是对轴的一个支承而言，一个支承上的两个轴

承大口径相对为“面对面”安装，小口径相对为“背靠背”安装。正装：轴热伸长可能会使轴承卡死；反装：轴热伸长会使受载滚动体个数减少。13—28滚动轴承的寿命与基本额定寿命有何区别？按公式L=(C/P)ε计算出的L是什么含义？答：轴承的寿命是指出现点蚀前的寿命（转速），是一般概念

的寿命。在一批轴承中，各个轴承的寿命离散性很大。而基本额定寿命是指对于点蚀失效具有90%可靠度的寿命。是一个特定意义的寿命。L=(C/P)ε中的L为轴承的基本额定寿命，单位为106转。13—29滚动轴承基本额定动载荷C的含义是什么？当滚动轴承上作用的当量动载荷不超过C值时，轴承是否就不会

发生点蚀破坏？为什么？答：C的含义见教材。当P≤C时，轴承是否发生点蚀要具体分析。当说要求的工作寿命等于(C/P)ε时，出现点蚀的概率为10%；大于(C/P)ε时，概率大于10%；小于(C/P)ε时，概率小于10%。总有点蚀出现的可能性，仅概率大小不同。3—30对同一型号的滚动轴承，在

某一工作状况下的基本额定寿命为L。若其它条件不变，仅将轴承所受的当量动载荷增加一倍，轴承的基本额定寿命将为多少？答：对于球轴承，当P→2P，LPCPCL81)(81)2(33===对于滚子轴承，当P→2P，LPCPCL1.101)(1.101)2(310

310===13—31滚动轴承常见的失效形式有哪些？公式L=(C/P)ε是针对哪种失效形式建立起来的？答：滚动轴承常见的失效形式有：疲劳点蚀、塑性变形、磨粒磨损、粘着磨损（胶合）等。公式L=(C/P)ε是针对疲劳点蚀失效形式建立起来的。13—

33什么类型的滚动轴承在安装时要调整轴承游隙？常用哪些方法调整轴承游隙？答：29000、30000、70000、51000、52000型轴承的游隙大小是可变的，安装时应根据使用要求进行调整。其它轴承都有规定的游隙系列，使用时通

常不调整游隙。游隙的大小可通过垫片、调整螺母等方法进项调整13—34滚动轴承支承的轴系，其轴向固定的典型结构形式有三类：1.两支点各单向固定;2.一支点双向固定，另一支点游动;3.两支点游动。试问这三种类型各适用什么场合？答：两支点各单向固定的支承方式用于工作温度变

化较小且支承跨度不大的短轴；一支点双向固定，另一支点游动的支承方式用于工作温度变化较大且支承跨度较大的长轴；两支点游动的支承方式用于人字齿轮的游动齿轮轴。13—35一高速旋转、传递较大功率且支承跨距较大的

蜗杆轴，采用一对正装的圆锥滚子轴承作为支承。是否合适？为什么？答：因为蜗杆传动效率低。若传递功率大，转速高，则温升大。蜗杆采用正装结构时，蜗杆轴热伸长会使轴承卡死。如果采用反装结构，轴伸长不会使轴承卡死，但会使受载滚动体个数减少。因此，对这种蜗杆传动应采用

一端双向固定，一端游动的支承方案。13—37在圆锥齿轮传动中，小圆锥齿轮的轴常支承在套杯里，采用这种结构形式有何优点？答：采用这种结构形式有利于调整小圆锥齿轮轴的位置，目的在于保证锥顶重合，保证全齿宽啮合。13—41某转轴由一对代号为30312的圆锥滚子轴承支承

，轴上斜齿轮的轴向分力Fa=5000N，方向如图。已知两轴承的径向支反力Fr1=13600N,Fr2=22100N。轴的转速n=720r/min，运转中有中等冲击，轴承工作温度小于120°C。试计算轴承的寿命。Fr1Fr2Fae2

1╳Fd2Fd1四、设计计算题解：由《机设》表13-7知：Fd=Fr/(2y)由《机设课程设计》查得30312圆锥滚子轴承：74140345051.ctg.y,.tg.e====,95278.12017512==

KNCr162=NFFNyFFrdrd635148.32210074.12,390874.121360022211======方向如图示Fr1Fr2Fae21╳Fd2Fd121890850003908d

adFNFF=+=+轴承2压紧，轴承1放松NFFFNFFadada8908,39081211=+===NFfPeFFrpra)2448016320(13600)8.12.1(,287.01360

039081111−=−====hPCnLPPrh)18096987(43812292081620007206010601031063102612−=−==NyFxFfPeFFarpra)4381229208()890874.1

221004.0)(8.12.1()(,40.022100890822222−=+−=+===13—42如图所示，安装有两个斜齿圆柱齿轮的转轴由一对代号为7210AC的轴承支承。已知两齿轮上的轴向分力分别为Fae1=3000N，Fae2=5000N，方向如图。轴承所受

径向载荷Fr1=8600N，Fr2=12500N。求两轴承的轴向力Fa1、Fa2；当量动载荷Pr1、Pr2。Fae1Fae221╳╳Fd2Fd1Fr2Fr1解：由《机设》表13-7知：Fd=0.68Fr由《机设课程设计》查得7210AC轴承：KNCKNC

eyxrr2.25,5.3168.0,87.0,41.00=====方向如图示Fae1Fae221╳╳Fd2Fd1Fr2Fr1NFFNFFaedaed1350088482211=+=+轴承1“压紧”，轴承2“放松”，,8500,10500221221NFFNFFFFdaaeaed

a===−+=NyFxFfPeFFarPrra)15193~12661()1050087.0860041.0)(2.1~0.1()(,86001050011111=+=+==NFfPeFFrPrra)15000~12500(12500)2.1~0.1(,68.01

250085002222======13—43一对7210AC轴承分别受径向力Fr1=8000N，Fr2=5200N，轴上作用FA力（方向如图）。试求下列情况下各轴承的内部轴向力Fd及轴向力Fa。(1)FA=2200N；(2)FA=900N；(3)FA=1904N；(4)FA=0

N。FAFr1Fr221Fd2Fd1解：由《机设》表13-7知：Fd=0.68Fr,3536520068.068.0,5440800068.068.02211NFFNFFrdrd======（1）FA=2200N时：12573622003536dAdFFF=+=+轴承1“压紧”

，轴承2“放松”，NFFNFFFdaAda3536,57362221===+=（2）FA=900N时：1244369003536dAdFFF=+=+轴承1“放松”，轴承2“压紧”，NFFFNFFAdad

a4540,54401211=−===FAFr1Fr221Fd2Fd1（3）FA=1904N时：12544019043536dAdFFF==+=+轴承1和2的轴向力等于各自的内部轴向力，NFFNFFdada3536,54402211====轴承1和2的轴向力相等且等

于两内部轴向力中的大值，（4）FA=0N时：NFFFFFdddaa5440),max(12121====13—44圆锥齿轮减速器输入轴由一对代号为30206的圆锥滚子轴承支承，已知两轴承外圈间距为72mm，锥齿轮平均分度

圆直径dm=56.25mm，齿面上的圆周力Ft=1240N，径向力Fr=400N,轴向力Fa=240N，各力方向如图所示。设该轴的转速n=520r/min,运转中有轻微冲击载荷，求轴承的当量动载荷Pr1、Pr2，并计算轴承的寿命。FrFaFt6472ll112FrFaFt6472

ll112aaFr2HFr1Hll1FrFadm/2H面Fr2VFr1VFtll1V面Fr1Fr2解：由《机设课程设计》查得30206轴承：接触角α=14°02′10",a=14e=1.5tgα=0.375，y=0.4ctgα=1.6，∴l=72+2a=100，l1=

64-a=5055325132212111.FFFN.FlF/dFlFrHrHrHrrmaHr=+===+NFFFNFFtVrVrtVr1860,6202/121=+===NFFFVrHrr63421211=+=NFFFVrHrr193522

222=+=FrFaFt6472L12Fd1Fd2aaFr1Fr2NYFFrd198211==NYFFrd605222==60543821==+daedFFFNFFaae240==轴承1“压紧”，轴承2“放松”NFFNFFFdaada605,

3652221===−=6.1,4.0,575.06343651111====YXeFFraNfPpr1005~838)3656.16344.0(1=+=Fae运转中有轻微冲击载荷，去载荷系数fp=1.0—1.2

0,1,312.019356052222====YXeFFraNfPpr2322~1935)605019351(2=+=hPCfnLPPrthrr466972~8574892322~19354120015206010601031062612=

==13—46a)单向固定支承b)双向固定支承c)游动支承e)单向固定支承d)游动支承f)单向推力支承13—4713—4713—48一、选择题15-1CBC15-2B15-3B13-4C15-5

C15-6D15-7A15-8C15-9C15-10A15-11B15-12B二、填空题第十五章轴15—13按受载分类，轴可以分为转轴、心轴和传动轴，减速器中的轴应属于转轴15—14转轴一般制成阶梯形的原

因是便于轴上零件安装定位和近似等强度。15—15当转轴受到稳定的轴向力作用时，轴的弯曲应力是非对称循环应力。5—16单向转动的轴上作用有方向不变的径向载荷时，轴的弯曲应力为对称循环变应力，扭转剪应力为脉动循环变应力（转动不平稳时）。15—17用套筒、螺母或轴端挡圈作轴向

固定时，应使轴头段的长度小于轮毂宽度。15—18在齿轮减速器中，低速轴的直径要比高速轴的直径粗得多，其原因是低速轴受到的转矩大得多。15—19一般情况下轴的工作能力决定于轴的强度和轴的刚度。15—20零件在轴上常用的轴向固定方法有轴肩、轴环、套筒、圆螺母、轴挡档圈、挡圈等；

周向固定方法有键、花键、过盈配合等。15—21提高轴的疲劳强度的措施有合理布置轴上零件的位置和改进轴上零件的结构以减小轴的载荷、改进轴的结构以减小应力集中、改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度。15—22提高轴的刚度的措施有改善轴的支承情况(减小跨距、改悬臂为简支、采用

支承刚度大的轴承等)、增大轴的尺寸、采用空心轴、合理布置轴上零件的位置和改进轴上零件的结构以减小轴的载荷等。15—23何为转轴、心轴和传动轴？自行车的前轴、中轴、后轴及踏板轴各是什么轴？答：工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴称为转轴、只受弯矩而不受扭矩

的轴称为心轴、只受扭矩而不受弯矩的轴称为传动轴。自行车的前轴、后轴属于固定心轴，踏板轴属于转动心轴；自行车的中轴属于转轴。15—3715—3815—3915—40