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1、機(jī)械設(shè)計(jì)復(fù)習(xí)要點(diǎn)第一章1、 機(jī)器的基本組成要素是（機(jī)械零件）。機(jī)械設(shè)計(jì)是研究（通用零件）2、 能區(qū)分通用零件和專用零件。第二章1、簡述常用零件的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：1.強(qiáng)度準(zhǔn)則 2.剛度準(zhǔn)則 3.壽命準(zhǔn)則 4.振動(dòng)穩(wěn)定性準(zhǔn)則 5.可靠性準(zhǔn)則。2、零件常見的失效形式：1.整體斷裂，2.過大的殘余變形，3.零件的表面破壞，4.破壞正常工作引起的失效。第三章1、 應(yīng)力的種類r=-1的應(yīng)力是（對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力），r=0的應(yīng)力是（脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力）。接觸應(yīng)力是（脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力）2、 P22圖3-1曲線中B,C的數(shù)值。3、 能根據(jù)給定的數(shù)據(jù)繪制材料或零件簡化的極限應(yīng)力圖時(shí)。（繪圖，P25頁公式3-6，背）4、 單項(xiàng)穩(wěn)定變應(yīng)力
2、時(shí)，三種情況；加載線的繪制。P266、影響機(jī)械零件疲勞強(qiáng)度的因素主要有三個(gè)：應(yīng)力集中、絕對(duì)尺寸和表面狀態(tài)典型例題1、一鋼制軸類零件的危險(xiǎn)剖面承受200 MPa，100 MPa，綜合影響系數(shù)=2，材料的400 MPa，250 MPa，400 MPa。試：1）畫出材料的簡化極限應(yīng)力線圖，并判定零件的破壞形式。2）按r=c加載計(jì)算該零件的安全系數(shù)。(1) 材料的簡化極限應(yīng)力線圖如題2-31解圖所示 MPa MPa標(biāo)出工作應(yīng)力點(diǎn)M（100，150）如圖所示。材料的極限應(yīng)力點(diǎn)為M1點(diǎn)，零件的破壞形式為疲勞破壞。(2) 計(jì)算安全系數(shù)S = =安全系數(shù)小于1，零件的疲勞強(qiáng)度不夠。第四章1、影響潤滑油粘度的主
3、要因素（溫度）、（壓力）。溫度升高，粘度（下降）2、一個(gè)零件磨損的三個(gè)典型階段（磨合階段）、（穩(wěn)定磨損階段）、（劇烈磨損階段）。第五章1、螺紋的公稱直徑是（大）徑d。2、螺紋聯(lián)接的防松就是防止螺旋副在受載時(shí)發(fā)生（相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)）。摩擦防松有（對(duì)頂螺母）、（彈簧墊圈）、（自鎖螺母）。3、受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，為保證被聯(lián)接件不出現(xiàn)縫隙，因此殘余預(yù)緊力（大于零 ）4、為提高螺栓在變載荷作用下的疲勞強(qiáng)度，可采取（適當(dāng)增加螺栓長度或采用腰狀桿螺栓和空心螺栓）措施。（螺栓剛度的角度）5、6.8級(jí)的螺栓其抗拉強(qiáng)度極限和屈服極限分別為（600MPa）、（480MPa）。6、螺紋聯(lián)接中最常用的螺紋牙型是_普通螺紋和
4、管螺紋_，螺紋傳動(dòng)中最常用的螺紋牙型是_梯形螺紋，矩形螺紋和鋸齒形螺紋_。粗牙螺紋的自鎖性能比細(xì)牙螺紋的自鎖性能_差_。7、螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算熟記公式5-31，5-32，5-34，5-35（計(jì)算題）8螺紋聯(lián)接有哪些基本類型？適用于什么場合？螺紋聯(lián)接有4中基本類型。螺栓聯(lián)接：用于被聯(lián)接件不太厚且兩邊有足夠的安裝空間的場合。螺釘聯(lián)接：用于不能采用螺栓聯(lián)接（如被聯(lián)接件之一太厚不宜制成通孔，或沒有足夠的裝配空間），又不需要經(jīng)常拆卸的場合。雙頭螺柱聯(lián)接：用于不能采用螺栓聯(lián)接且又需要經(jīng)常拆卸的場合。緊定螺釘聯(lián)接：用于傳遞力和力矩不大的場合。9緊螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度也可以按純拉伸計(jì)算，但須將拉力增大30%，為什么？
5、考慮擰緊時(shí)的扭剪應(yīng)力，因其大小約為拉應(yīng)力的30%。10提高螺紋聯(lián)接強(qiáng)度的措施有哪些？1）改善螺紋牙間的載荷分配不均；2）減小螺栓的應(yīng)力幅；3）減小螺栓的應(yīng)力集中；4）避免螺栓的附加載荷（彎曲應(yīng)力）；5）采用合理的制造工藝11、普通螺栓和鉸制孔螺栓靠什么傳遞橫向載荷？答：普通螺栓靠被聯(lián)接件接合面的摩擦力傳遞載荷，鉸制孔螺栓靠螺栓桿部被擠壓和剪切來傳遞載荷。第六章1、普通平鍵用于_靜_聯(lián)接，其工作面是_側(cè)_面，工作時(shí)靠_擠壓_傳遞轉(zhuǎn)矩，主要失效形式是_壓潰_。2楔鍵的工作面是_上下兩面_，主要失效形式是_互相鍥緊的工作面被壓潰_。3平鍵的剖面尺寸通常是根據(jù)_鍵的標(biāo)準(zhǔn)_選擇；長度尺寸主要是根據(jù)_輪轂
6、的長度_選擇。4、導(dǎo)向平鍵和滑鍵用于_動(dòng)_聯(lián)接，主要失效形式是_工作面的磨損_。 5、同一聯(lián)接處使用兩個(gè)平鍵，應(yīng)錯(cuò)開_180度_布置；采用兩個(gè)楔鍵或兩組切向鍵時(shí)，要錯(cuò)開_90-120度_；采用兩個(gè)半圓鍵，則應(yīng)_在軸的同一母線處布置_。6、鍵如經(jīng)校核判斷強(qiáng)度不足時(shí)，可采取哪些措施？如經(jīng)校核判斷強(qiáng)度不足時(shí)，可在同一聯(lián)接處錯(cuò)開180布置兩個(gè)平鍵，強(qiáng)度按1.5個(gè)計(jì)算。增加鍵的長度第八章1、失效形式和設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 失效形式：打滑、疲勞破壞。設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：保證帶傳動(dòng)不打滑，使帶具有足夠的疲勞壽命。2、帶傳動(dòng)工作時(shí)的最大應(yīng)力發(fā)生在（帶的緊邊開始繞上小帶輪處），最大應(yīng)力max =（ 1+b1+c ）3、帶的型號(hào)是根據(jù)
7、小帶輪的（轉(zhuǎn)速n1 ）和（計(jì)算功率Pca ）來選擇。4、V帶輪的輪槽角通常(小于）。（大于，小于，等于）。5、平帶、V帶傳動(dòng)主要依靠_摩擦或嚙合_來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。6、帶傳動(dòng)發(fā)生打滑總是_發(fā)生在帶離開主，從動(dòng)輪之前的一段接觸弧上_，帶傳動(dòng)在工作時(shí)產(chǎn)生彈性滑動(dòng)，是因?yàn)開帶的彈性變形會(huì)引起帶與帶輪間的微量滑動(dòng)_。7、帶傳動(dòng)中，v1為主動(dòng)輪的圓周速度，v2為從動(dòng)輪的圓周速度，v為帶速，這些速度之間存在的關(guān)系是_v1vV2_。8、簡述帶傳動(dòng)產(chǎn)生彈性滑動(dòng)的原因和不良后果 原因：傳動(dòng)帶在受拉時(shí)會(huì)發(fā)生彈性形變，在小帶輪上，帶的拉力從緊邊拉力F1,逐漸降低到松邊拉力F2，帶的彈性變形量逐漸減少，因此帶相對(duì)于小
8、帶輪后退，使得帶的速度低于小帶輪的線速度v1；在大帶輪上，帶的拉力從松邊拉力F2逐漸上升為緊邊拉力F1，帶的彈性變形量逐漸增加，帶相對(duì)于大帶輪向前伸長，使得帶的速度高于大帶輪的線速度v2，這種由于帶的彈性變形會(huì)引起帶與帶輪間的微量滑動(dòng)稱為帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)。 后果：加劇帶的磨損，降低傳動(dòng)效率。10、 影響帶承載能力的主要因素？ 初拉力Fo ；包角和摩擦系數(shù)f11帶傳動(dòng)的張緊的目的，采用張緊輪張緊時(shí)張緊輪的布置要求張緊的目的：調(diào)整初拉力。布置在松邊，靠近大輪12、熟記8-1，8-2，8-3，8-4公式典型例題已知：V帶傳遞的實(shí)際功率P = 7.5 kW，帶速 v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的兩
9、倍，試求有效圓周力Fe 、緊邊拉力F1和初拉力F0。解題注意要點(diǎn)：這是正常工作條件下的受力計(jì)算，不能應(yīng)用歐拉公式；解：根據(jù)：得到： N聯(lián)立： 解得： N， N N第九章1、 設(shè)計(jì)鏈傳動(dòng)時(shí)，鏈節(jié)數(shù)最好取（偶）數(shù)，為什么不能取基數(shù)？ 原因：取偶數(shù)是為了避免使用過度鏈節(jié)。 2、鏈傳動(dòng)張緊的目的主要是（使松邊不致過松，以免出現(xiàn)鏈條的不正常嚙合，跳齒或 脫鏈，同時(shí)也能增大包角）。鏈傳動(dòng)瞬時(shí)傳動(dòng)比（i=n1/n2=z2/z1 ），平均傳動(dòng)比 （i=w1/w2=R2cos/R1cos）3、在一定轉(zhuǎn)速下，要減小鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)不均勻性和動(dòng)載荷，應(yīng)該_ 減小鏈節(jié)距，增大鏈輪尺寸_。4、鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)中，一般鏈輪的最多齒
10、數(shù)限制為zmax =150，是為了_鏈輪齒數(shù)越多，一個(gè)鏈節(jié)所對(duì)圓心角越小，鉸鏈所在圓的直徑的增大量d越大，鉸鏈會(huì)更接近齒頂，從而增大了脫鏈和跳鏈的可能_。5、鏈傳動(dòng)的主要失效形式為_1.鏈的疲勞破壞，2.鏈條鉸鏈的磨損，3.鏈條鉸鏈的膠合，4.鏈條的靜力破壞_。6何謂掉鏈子現(xiàn)象？是首先發(fā)生在大鏈輪還是小鏈輪上? 鉸鏈發(fā)生跳鏈或脫鏈現(xiàn)象，首先發(fā)生在小輪上7確定小鏈輪齒數(shù)z1時(shí)應(yīng)考慮的因素(1) 考慮動(dòng)載荷的大小，小鏈輪齒數(shù)越少，鏈傳動(dòng)的多邊形效應(yīng)和動(dòng)載荷越大；(2) 考慮大鏈輪齒數(shù)z2，為防止大鏈輪過早脫鏈應(yīng)使：z2 150；(3) 考慮鏈速，當(dāng)鏈速高時(shí)，小鏈輪齒數(shù)z1應(yīng)盡量取的多些；(4) 考
11、慮鏈長為偶數(shù)，為了磨損均勻，鏈輪齒數(shù)應(yīng)取奇數(shù)，并與鏈長互為質(zhì)數(shù)；(5) 傳動(dòng)所占空間大小，盡量使結(jié)構(gòu)緊湊。第十章1、對(duì)于軟齒面的閉式齒輪傳動(dòng)，其主要失效形式為_塑性變形_。一般開式齒輪傳動(dòng)的主要失效形式是_齒面磨損_。高速重載齒輪傳動(dòng)，當(dāng)潤滑不良時(shí)，最可能出現(xiàn)的失效形式為_齒面膠合_。2、一對(duì)齒輪傳動(dòng)，小輪材為40Cr；大輪材料為45鋼，則它們的接觸應(yīng)力_相等_。3、在齒輪強(qiáng)度計(jì)算中，影響齒面接觸應(yīng)力最主要的幾何參數(shù)是（區(qū)域系數(shù)），影響齒根彎曲應(yīng)力最主要的幾何參數(shù)是（齒形系數(shù) ）：在齒輪的齒寬系數(shù)、齒數(shù)及材料已選定的情況下，影響齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的主要因素是模數(shù)。模數(shù)越大，齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度越高
12、。在齒輪的齒寬系數(shù)，材料以及傳動(dòng)比已定的情況下，影響齒面接觸疲勞強(qiáng)度的主要因素是小齒輪直徑，直徑越大，齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度越高。4、在一般機(jī)械中的圓柱齒輪傳動(dòng)，往往使小齒輪齒寬b1（略大于）大齒輪齒寬b2，在計(jì)算齒輪強(qiáng)度時(shí)，工作齒寬b 應(yīng)取（兩者間的較大值）。5、對(duì)齒輪的材料要求（1.需滿足工作條件的要求，2.應(yīng)考慮齒輪尺寸大小，毛坯成型方法及熱處理工藝等 P190 ）。6、標(biāo)準(zhǔn)齒輪的齒形系數(shù)YFa的大小與（齒制 ）、（變位系數(shù)）、（齒數(shù)）有關(guān)，而與（ 模數(shù) ）無關(guān)。7一對(duì)減速齒輪傳動(dòng)，若保持兩輪分度圓的直徑不變，減少齒數(shù)并增大模數(shù)，其齒面接觸應(yīng)力將_不變_。8一對(duì)齒輪傳動(dòng)，若兩輪的材料、熱
13、處理方式及許用應(yīng)力均相同，只是齒數(shù)不同，則齒數(shù)多的齒輪彎曲強(qiáng)度_不同_；兩齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度_相同_。9熟記書上直齒輪和斜齒輪的受力分析公式，斜齒輪和錐齒輪嚙合點(diǎn)各力方向10、開式和閉式齒輪傳動(dòng)的失效形式有什么不同？設(shè)計(jì)準(zhǔn)則各是什么？其設(shè)計(jì)準(zhǔn)則針對(duì)的失效形式各是什么？ 開式齒輪傳動(dòng)失效形式主要是齒面磨損，閉式齒輪為齒面點(diǎn)蝕； 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：通常只按保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度及齒面接觸疲勞強(qiáng)度為主。 在閉式齒輪傳動(dòng)中通常以保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度為主，開式齒輪傳動(dòng)中應(yīng)根據(jù)保證齒面抗磨損及齒根抗折斷能力兩標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算。11、 提高齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度的措施？ 采用正變位，增大模數(shù)和壓力角，選擇高強(qiáng)度齒輪材料等典型例題例
14、1 圖示雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，高速級(jí)：mn=2 mm，z1=22，z2 =95，a =120，齒輪1為右旋；低速級(jí)：mn= 3 mm，z3 =25，z4=79，a =160。主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n1=960 r/min，轉(zhuǎn)向如圖，傳遞功率P = 4 kW，不計(jì)摩擦損失，試：(1) 標(biāo)出各輪的轉(zhuǎn)向和齒輪2的螺旋線方向；(2) 合理確定3、4輪的螺旋線方向；(3) 畫出齒輪2、3 所受的各個(gè)分力；(4) 求出齒輪3所受3個(gè)分力的大小。解題注意要點(diǎn)：(1) 一對(duì)斜齒輪旋向相反,1輪右旋,2輪左旋。(2) 為使3輪軸向力與2輪反向，3輪左旋、4輪右旋。(3) 為求齒輪3的分力，先求螺旋角T3和3。例7-7 圖
15、2解：(1) 各輪的轉(zhuǎn)向和2輪的螺向如例7-8圖2所示。(2) 3輪為左旋、4輪為右旋，如圖所示。(3) 齒輪2、3 所受的各個(gè)分力如圖所示。(4) 求齒輪3所受分力： r/min Nm，3 =12.8386 mm N N N第十一章1、對(duì)于軸交角為90度的渦輪蝸桿的正確嚙合條件為（蝸桿的軸面模數(shù)和蝸輪的端面模數(shù)相等 ）、（蝸桿壓力角與蝸輪壓力角相等 ）、（蝸桿導(dǎo)程角與蝸輪分度圓螺旋角相等且螺旋線方向相同 ）。2、蝸桿的分度圓直徑取標(biāo)準(zhǔn)值原因是（限制蝸輪滾刀的數(shù)目及便于滾刀的標(biāo)準(zhǔn)化）。3、渦輪蝸桿傳動(dòng)，是否正確？（i=n1/n2=z2/z14 設(shè)計(jì)蝸桿傳動(dòng)時(shí)，確定蝸桿的頭數(shù)z1和蝸輪的齒數(shù)z2
16、應(yīng)考慮哪些因素？答：要考慮：傳動(dòng)比要求；傳動(dòng)效率要求；避免加工蝸輪時(shí)產(chǎn)生根切；蝸桿的剛度要求；蝸輪的齒根彎曲強(qiáng)度要求；蝸桿傳動(dòng)的反向自鎖性要求等；5、 渦輪蝸桿的受力分析斜齒輪、錐齒輪和渦輪蝸桿的的方向判定。如圖所示為蝸桿斜齒圓柱齒輪錐齒輪三級(jí)傳動(dòng)，已知：右旋蝸桿主動(dòng)逆時(shí)針轉(zhuǎn)，為使軸的軸向力較小。試在圖中畫出：1） 各輪的轉(zhuǎn)向和旋向；2） 各嚙合點(diǎn)處所受的分力Ft、Fr、Fa。第十三章1、代號(hào)為6214的滾動(dòng)軸承，類型是（深溝球軸承），內(nèi)徑是（70 ）mm深溝球軸承、圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承、角接觸球軸承其類型代號(hào)分別是（6；3；N；7 ）。2、滾動(dòng)軸承的壽命是可靠度R=（90%）時(shí)的壽命。
17、3、滾動(dòng)軸承配合中，內(nèi)圈和軸的配合采用（基孔）制，外圈和軸承座孔的配合是（基軸）制。4、當(dāng)軸承的dn值大，載荷小時(shí)選錐入度較（大）（大或小）的潤滑脂。5、_N,NA系列_只能承受徑向載荷。 5系列 只能承受軸向載荷。6、角接觸軸承承受軸向載荷的能力，隨接觸角的增大而_增大_。7、在正常轉(zhuǎn)動(dòng)條件下工作，滾動(dòng)軸承的主要失效形式為_內(nèi)外圈滾道或滾體上的點(diǎn)蝕破壞_。8、必須成對(duì)使用的軸承是(圓錐滾子軸承) ，(大圓錐滾子軸承 )9、熟記書上公式：13-8A,13-4 A,13-5 A,13-6 A10. 承受方向固定的徑向載荷的滾動(dòng)軸承，其滾動(dòng)體上產(chǎn)生的接觸應(yīng)力是_周期性不穩(wěn)定變化的_變應(yīng)力。固定套圈
18、上產(chǎn)生的接觸應(yīng)力是_穩(wěn)定的脈動(dòng)循環(huán)載荷_變應(yīng)力典型例題：滾動(dòng)軸承的壽命計(jì)算。1一工程機(jī)械傳動(dòng)裝置中的軸，采用一對(duì)圓錐滾子軸承支承，背靠背的反裝，如圖二所示，已知作用于軸上的徑向力Fr9000N，軸向力Fa1200N，其方向水平向右和作用位置如圖所示，運(yùn)轉(zhuǎn)中受輕微沖擊（fP1.2），常溫下工作（ft1），試求：表16-12 30000軸承當(dāng)量動(dòng)載荷的X、Y值/Fre/ Fr eeX1Y0X0.4Y1.60.37軸承派生的內(nèi)部軸向力： Fd Fr /（2Y）圖二 (1)軸承所受的徑向載荷Fr1 ，F(xiàn)r2 ；(2)軸承派生的內(nèi)部軸向載荷Fd 1，F(xiàn)d 2，并在圖中畫出其方向；(3)軸承所受的軸向載荷
19、Fa1 ，F(xiàn)a2 ；(4)軸承所受的當(dāng)量動(dòng)載荷P1 ，P2。解：(1) Fr 1FrL2/(L1L2)9000260/(190260)5200N，F(xiàn)r 2FrL1/(L1L2)9000190/(190260)3800N； (2) Fd 1R1/（2Y）5200/（21.6）=1625N，F(xiàn)d 2R2/(2Y)3800/(21.6)=1187.5N，其方向如圖所示； (3) FaS212001187.52387.5S11625，軸有向右竄動(dòng) 故：軸承1為壓緊端，F(xiàn)a1 FaFd 212001187.52387.5N，軸承2為放松端，F(xiàn)a2Fd 21187.5N (4)計(jì)算軸承1、2的當(dāng)量動(dòng)載荷：
20、軸承1:Fa 1Fr 1 2387.552000.4590.37=e，故：X10.4、Y11.6；P1fp(X1 Fr lY1 Fa 1)1.2（0.45200+1.62387.5）7080 N軸承2:Fa 2Fr 2 1187.538000.31250.37=e，故：X21、Y20；P2fp(X2 Fr 2Y2 Fa 2)1.2（13800+01187.5）4560 N (圖中S為派生軸向力Fd，)第十四章1. 聯(lián)軸器和離合器的功用有何相同點(diǎn)和不同點(diǎn)?聯(lián)軸器和離合器的功用：是聯(lián)接兩軸使之一同回轉(zhuǎn)并傳遞轉(zhuǎn)矩。二者區(qū)別是：用聯(lián)軸器聯(lián)接的兩軸在工作中不能分離，只有在停機(jī)后拆卸零件才能分離兩軸，而用
21、離合器可以在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)過程中隨時(shí)分離或接合兩軸。2選擇聯(lián)軸器類型和尺寸的依據(jù)是什么類型選擇依據(jù)：被聯(lián)接兩軸的對(duì)中性、傳遞載荷的大小和特性、工作轉(zhuǎn)速、安裝尺寸的限制、工作環(huán)境等。尺寸選擇依據(jù)：計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc、軸的轉(zhuǎn)速n、被聯(lián)接軸的直徑d。第十五章1、閉式齒輪傳動(dòng)、V帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)組成的三級(jí)傳動(dòng)裝置，宜將鏈傳動(dòng)布置在（ 低速 ）級(jí)；帶傳動(dòng)布置在（ 高速 ）級(jí)；齒輪傳動(dòng)布置在（ 中間 ）級(jí)。2、軸肩的圓角半徑r必須（ 小于 ）相配零件輪轂孔端部的倒角尺寸C或圓角半徑R。3、軸如按受載性質(zhì)區(qū)分，主要承受 彎矩 的軸為心軸，主要受 扭矩 的軸為傳動(dòng)軸。4、軸的常用材料是（碳鋼和合金鋼），結(jié)構(gòu)復(fù)雜的軸用（高強(qiáng)
22、度鑄鐵和球墨鑄鐵）鑄造。5. 按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算軸的應(yīng)力時(shí)，公式中折合系數(shù)是考慮（彎矩和扭矩循環(huán)特性不同所產(chǎn)生的影響）6、零件在軸上常用的軸向固定方法有各舉3種？ 軸上零件的軸向定位是以軸肩，套筒，軸端擋圈，軸承端蓋和圓螺母等來保證的。一、 結(jié)構(gòu)改錯(cuò)題參看PPT（錯(cuò)誤處畫圈并用數(shù)字標(biāo)號(hào)）試分析例11-6圖1所示軸系結(jié)構(gòu)中的錯(cuò)誤，并加以改進(jìn)。圖中齒輪用油潤滑，軸承用脂潤滑。例11-6 圖1存在問題分析： 1軸承的軸向固定、調(diào)整，軸向力傳遞方面錯(cuò)誤1）軸系采用全固式結(jié)構(gòu)，兩軸承反裝不能將軸向力傳到機(jī)架，應(yīng)該為正裝。2）全固式結(jié)構(gòu)中，軸左端的彈性擋圈多余，應(yīng)去掉。3）端蓋處沒有調(diào)整墊片，不能調(diào)整
23、軸承游隙。2轉(zhuǎn)動(dòng)零件與固定零件接觸，不能正常工作方面錯(cuò)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）軸與右端蓋之間不能接觸，應(yīng)有間隙。3）定位齒輪的套筒徑向尺寸過大，與軸承外圈接觸。4）軸的左端端面不能與軸承端蓋接觸。3軸上零件裝配、拆卸工藝性方面錯(cuò)誤1）右軸承的右側(cè)軸上應(yīng)有工藝軸肩，軸承裝拆路線長（精加工面長），裝拆困難。2）套筒徑向尺寸過大，右軸承拆卸困難。3）因軸肩過高，右軸承拆卸困難4）齒輪與軸聯(lián)接的鍵過長，套筒和軸承不能安裝到位。4軸上零件定位可靠方面錯(cuò)誤1）軸右端的聯(lián)軸器沒有軸向定位，位置不確定。2）齒輪軸向定位不可靠，應(yīng)使軸頭長度短于輪轂長度。3）齒輪與軸聯(lián)接鍵的長度過大，套筒頂不住齒輪。5加工工藝性方面錯(cuò)誤1）兩側(cè)軸承端蓋處箱體上沒有凸臺(tái)，加工面與非加工面沒有分開。2）軸上有兩個(gè)鍵，兩個(gè)鍵槽不在同一母線上。3）聯(lián)軸器輪轂上的鍵槽沒開通，且深度不夠，聯(lián)軸器無法安裝。例11-6 圖26潤滑、密封方面錯(cuò)誤1）右軸承端蓋與軸間沒有密封措施。2）軸承用脂潤滑，軸承處沒有擋油環(huán)，潤滑脂容易流失。
機(jī)械設(shè)計(jì)復(fù)習(xí)帶答案版.doc
