机械设计第13、15章作业解答[1]..
机械设计基础课后答案(1-18章全)正式完全版
第11章 蜗杆传动11.1 蜗杆传动的特点及使用条件是什么？答：蜗杆传动的特点是：结构紧凑，传动比大。
一般在传递动力时，10~80i =；分度传动时只传递运动，i 可达1 000；传动平稳，无噪声；传动效率低；蜗轮一般用青铜制造，造价高；蜗杆传动可实现自锁。
使用条件：蜗杆传动用于空间交错(90)轴的传动。
用于传动比大，要求结构紧凑的传动，传递功率一般小于50kW 。
11.2 蜗杆传动的传动比如何计算？能否用分度圆直径之比表示传动比？为什么？答：蜗杆传动的传动比可用齿数的反比来计算，即1221i n n z z ==；不能用分度圆直径之比表示传动比，因为蜗杆的分度圆直径11d mq mz =≠。
11.3 与齿轮传动相比较，蜗杆传动的失效形式有何特点？为什么？答：蜗杆传动的失效形式与齿轮传动类似，有点蚀、弯曲折断、磨损及胶合。
但蜗杆传动中蜗轮轮齿的胶合、磨损要比齿轮传动严重得多。
这是因为蜗杆传动啮合齿面间的相对滑动速度大，发热严重，润滑油易变稀。
当散热不良时，闭式传动易发生胶合。
在开式传动及润滑油不清洁的闭式传动中，轮齿磨损较快。
11.4 何谓蜗杆传动的中间平面？中间平面上的参数在蜗杆传动中有何重要意义？ 答：蜗杆传动的中间平面是通过蜗杆轴线且垂直于蜗轮轴线的平面。
中间平面上的参数是标准值，蜗杆传动的几何尺寸计算是在中间平面计算的。
在设计、制造中，皆以中间平面上的参数和尺寸为基准。
11.5 试述蜗杆直径系数的意义，为何要引入蜗杆直径系数q ?答：蜗杆直径系数的意义是：蜗杆的分度圆直径与模数的比值，即1q d m =。
引入蜗杆直径系数是为了减少滚刀的数量并有利于标准化。
对每个模数的蜗杆分度圆直径作了限制，规定了1~4个标准值，则蜗杆直径系数也就对应地有1~4个标准值。
11.6 何谓蜗杆传动的相对滑动速度？它对蜗杆传动有何影响？答：蜗杆传动的相对滑动速度是由于轴交角90∑=，蜗杆与蜗轮啮合传动时，在轮齿节点处，蜗杆的圆周速度1v 和蜗轮的圆周速度2v 也成90夹角，所以蜗杆与蜗轮啮合传动时，齿廓间沿蜗杆齿面螺旋线方向有较大的相对滑动速度s v ，其大小为s 1cos v v λ==。
机械设计基础_课后答案（1-18章）[1]
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机械设计基础_课后答案（1-18章）[1]⽬录第1章机械设计概述 (1)第2章摩擦、磨损及润滑概述 (3)第3章平⾯机构的结构分析 (12)第4章平⾯连杆机构 (16)第5章凸轮机构 (36)第6章间歇运动机构 (46)第7章螺纹连接与螺旋传动 (48)第8章带传动 (60)第9章链传动 (73)第10章齿轮传动 (80)第11章蜗杆传动 (112)第12章齿轮系 (124)第13章机械传动设计 (131)第14章轴和轴毂连接 (133)第15章轴承 (138)第16章其他常⽤零、部件 (152)第17章机械的平衡与调速 (156)第18章机械设计CAD简介 (163)第1章机械设计概述1.1机械设计过程通常分为哪⼏个阶段？各阶段的主要内容是什么？答：机械设计过程通常可分为以下⼏个阶段：1.产品规划主要⼯作是提出设计任务和明确设计要求。
2.⽅案设计在满⾜设计任务书中设计具体要求的前提下，由设计⼈员构思出多种可⾏⽅案并进⾏分析⽐较，从中优选出⼀种功能满⾜要求、⼯作性能可靠、结构设计可靠、结构设计可⾏、成本低廉的⽅案。
3.技术设计完成总体设计、部件设计、零件设计等。
4.制造及试验制造出样机、试⽤、修改、鉴定。
1.2常见的失效形式有哪⼏种？答：断裂，过量变形，表⾯失效，破坏正常⼯作条件引起的失效等⼏种。
1.3什么叫⼯作能⼒？计算准则是如何得出的？答：⼯作能⼒为指零件在⼀定的⼯作条件下抵抗可能出现的失效的能⼒。
对于载荷⽽⾔称为承载能⼒。
根据不同的失效原因建⽴起来的⼯作能⼒判定条件。
1.4标准化的重要意义是什么？答：标准化的重要意义可使零件、部件的种类减少，简化⽣产管理过程，降低成本，保证产品的质量，缩短⽣产周期。
第2章摩擦、磨损及润滑概述2.1按摩擦副表⾯间的润滑状态，摩擦可分为哪⼏类？各有何特点？答：摩擦副可分为四类：⼲摩擦、液体摩擦、边界摩擦和混合摩擦。
⼲摩擦的特点是两物体间⽆任何润滑剂和保护膜，摩擦系数及摩擦阻⼒最⼤，磨损最严重，在接触区内出现了粘着和梨刨现象。
《机械设计基础》课后习题答案
第十三章习题册参考答案绪论0-1 判断题1× 2× 3× 4√ 5√ 6× 7×0-2 填空题1确定的相对 2机械 3零件 4构件0-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A一、机构的自由度1-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√8√ 9× 10√ 11√ 12× 13× 14×1-2 填空题1运动副 2独立 32 4低 5机构自由度 6机架1-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12A 13A1-4 解：a F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1b F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=1c F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1d F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1e F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1f F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1g F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=11-5 解：a F=3n－2p l－p h =3×5－2×7－0=1b滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×8－2×11－1=1c E处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×6－1=2d F=3n－2p l－p h=3×6－2×8－1=1e滚子中心存在局部自由度,两移动副处之一为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链F=3n－2p l－p h=3×9－2×12－2=1f齿轮、杆和机架以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×4－2×4－2=2g F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－0=3h滚子中心存在局部自由度,F=3n－2p l－p h=3×3－2×3－2=1i中间三根杆以转动副相连处存在复合铰链,=3n－2p l－p h=3×7－2×10－0=1 j左边部分全为虚约束,三根杆以转动副相连处存在复合铰链,F=3n－2p l－p h=3×5－2×7－0=11-6 解：a该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×5－1=1>0 b该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－1=0 c该构件组合不是机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×4－2×6－0=0d该构件组合为机构,因为该组合自由度F=3n－2p l－p h=3×3－2×4－0=1>0二、平面连杆机构2-1 判断题1× 2× 3√ 4× 5√ 6× 7√8√ 9√ 10× 11× 12√ 13× 14×15√ 16× 17× 18√ 19× 20√ 21×22× 23× 24× 25√2-2 填空题1低 2转动 33 4连杆,连架杆 5曲柄,摇杆6最短 7曲柄摇杆 8摇杆,连杆 92 10＞11运动不确定 12非工作时间 13惯性 14大15中的摆动导杆机构有,中的转动导杆机构无 16机架 17曲柄18曲柄滑块 19双摇杆 20双曲柄机构 21无,有2-3 选择题1A 2C 3B 4A 5B 6B 7A8C 9A 10A 11A 12C 13C 14A15A 16A 17A 18A 19A 20A 21A2-4 解：a双曲柄机构,因为40+110<70+90,满足杆长条件,并以最短杆为机架b曲柄摇杆机构,因为30+130<110+120,满足杆长条件,并以最短杆的邻边为机架c双摇杆机构,因为50+100>60+70,不满足杆长条件,无论以哪杆为机架都是双摇杆机构d双摇杆机构,因为50+120=80+90,满足杆长条件,并以最短杆的对边为机架2-5 解：1由该机构各杆长度可得l AB+ l BC＜l CD+ l AD,由此可知满足杆长条件,当以AB杆或AB杆的邻边为机架时该机构有曲柄存在2以l BC或l AD杆成为机架即为曲柄摇杆机构,以l AB杆成为机架即为双曲柄机构,以l CD杆成为机架即为双摇杆机构2-6 解：1曲柄摇杆机构由题意知连架杆CD杆不是最短杆,要为曲柄摇杆机构,连架杆AB杆应为最短杆0<l AB≤300 mm且应满足杆长条件l AB+l BC≤l CD+l AD,由此可得0<l AB≤150mm 2双摇杆机构由题意知机架AD杆不是最短杆的对边,要为双摇杆机构应不满足杆长条件①AB杆为最短杆0<l AB≤300mm时,l AB+l BC>l CD+l AD,由此可得150mm<l AB≤300mm②AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC>l CD+l AB,由此可得300mm≤l AB<450mm③AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD>l CD+l BC,由此可得550mm<l AB<1150mm由此可知：150mm<l AB<450 mm,550mm<l AB<1150 mm3双曲柄机构要为双曲柄机构,AD杆必须为最短杆且应满足杆长条件①AB杆为中间杆300mm≤l AB≤500mm时,l AD+l BC≤l CD+ l AB,由此可得450mm≤l AB ≤500mm②AB杆为最长杆500mm≤l AB<1150mm时,l AB+l AD≤l CD+l BC,由此可得500mm≤l AB ≤550mm由此可知：450mm≤l AB≤550mm2-7 解：a b c d e 各机构压力角和传动角如图所示,图a 、d 机构无死点位置,图b 、c 、e 机构有死点位置2-8 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3615.115.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出A 、D 、C 三点,如图所示4连接AC ,以AC 为边作角的另一角边线,与以D 为圆心、摇杆DC 为半径的圆弧相交于C 1和C 2点,连接DC 1和DC 2得摇杆的另一极限位置两个5从图中量得AC =71mm,AC 1=26mm,AC 2=170mm 6当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .2221=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .4821=+⨯=AC AC l BC μ 7当摇杆的另一极限位置位于DC 1时：5mm .4922=⨯=AC AC l AB －μ,5mm .12022=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为、和、; 2-9 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=4.1612.112.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出滑块的两极限位置C 1、C 2两点,如图所示4连接C 1C 2,以C 1C 2为直角边作直角三角形C 1C 2P ,使∠C 1C 2P =90°－θ=° 5以C 2P 为直径作圆O6将C 1C 2偏移e 值,与圆O 交于A 点,连接AC 1和AC 2, 7从图中量得AC 1=34mm,AC 2=82mm,则：24mm 212=⨯=AC AC l AB －μ,58mm 221=+⨯=AC AC l BC μ 答：曲柄和连杆的长度分别为24mm 和58mm; 2-10 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=3014.114.118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出机架AC ,如图所示 4根据摇杆的摆角等于极为夹角作出摇杆的两极限位置 5过A 点作摇杆两极限位置的垂线,得垂足点B 1、B 2 6从图中量得AB 1=23mm,则26m m 1=⨯=AB l AB μ 答：曲柄的长度为26mm; 2-11 解：用作图法求解,主要步骤： 1计算极位夹角：︒=+-⨯︒=+-⨯︒=0111118011180K K θ 2取比例尺μ=mm3根据比例尺和已知条件定出D 、C 1、C 2三点,如图所示 4过D 点作C 1D 的垂线,并与C 1C 2的连线交于A 点 5从图中量得AD =220mm,AC 1=234mm,AC 2=180mm,则：27mm 212=⨯=AC AC l AB －μ, 207mm 212=+⨯=AC AC l BC μ,220m m =⨯=AD l AD μ答：曲柄的长度为27mm,连杆的长度为207mm,机架的长度为220mm;三、凸轮机构3-1 判断题1√ 2× 3√ 4× 5× 6× 7× 8× 9√ 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16√ 17√ 18√ 19× 3-2 填空题1使用 2盘形 3凸轮轮廓 4变曲率 5行程 6行程 7轮廓 8凸轮的转角,从动件的位移 9最小 10法线 11大 12等速 13小 14许用压力角 15低 16大 17大 18内凹 19抛物线 20刚性 3-3 选择题1B 2A 3A 4A 5A 6C 7A 8A 9A 10A 11A 12A 13A 14A 15A 16A 17B 18A 19A 20C 21D 22A 23B 24D 25B 26B 27C 3-4 解：1凸轮的基圆和基圆半径的标注如图所示2从动件的位移线图s-t 和升程h 的标注如图所示 3-5 解：凸轮的位移线图如图所示;3-6 解：1凸轮的位移线图如图所示2凸轮的位移线图如图所示3-7 解：所设计对心直动尖顶从动件盘形凸轮机构如图所示3-8 解：所设计偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构如图所示3-9 解：各凸轮机构中b、c点的压力角如图所示四、间歇运动机构4-1 判断题1√ 2√ 3× 4√ 5√ 6× 7× 8×4-2 填空题1周期性 2棘轮 3内 42 5锯4-3 选择题1A 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A五、联接5-1 判断题1× 2√ 3√ 4× 5√ 6√ 7×8× 9× 10× 11× 12√ 13× 14×15× 16× 17√ 18× 19× 20√ 5-2 填空题1牙型 2大 3越高 4自锁性 54 6螺钉 7拧紧力矩 8防松 9一致 10摩擦 11直线 12梯形 13传力,传导,调整 14右 15轴和毂,挤压 16轴的直径,轴头 17A,B,C,C 18增加键的长度 19B 2080 5-3 选择题1B 2A 3A 4C 5D 6C 7B 8A 9A 10D 11B 12A 13B 14B 15C 16A 17B 18A 19A 20B 21A 22B 23A 24B 25C 26B 27D 28B 29C 30A 31A 32A 33A 34D 35A 36A 37A 38A 39A 40A 41A 42B 43A 44D 45A 5-4 解：该螺栓连接为松螺栓连接,其强度条件为：[]214Fσσπd =≤ 拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235138.24MPa 1.7s σσS=== 则：114.56mm d ≥== 查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =20mm 的粗牙普通螺纹; 答：拉杆螺纹的直径为M20;5-5 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 0Ra CF F F zmf=≥,查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;取C =,则： 答：该螺栓组能承受的横向载荷应不大于; 5-6 解：该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 各螺栓所受轴向工作载荷220005500N 4Q E F F n=== 各螺栓所受残余预紧力F R =,各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×5500=8800N拉杆材料为Q235,其235MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]235156.67MPa 1.5s σσS===则：19.64mm d查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =12mm 的粗牙普通螺纹; 答：所求螺栓直径为M12; 5-7 解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 材料为35钢,其315MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]315210MPa 1.5s σσS===查教材表5-2可知,M16的螺栓的小径d 1=;则：0Ra CF F F zmf=≥,[]221420.15 3.1413.83521024.27kN 5.2 5.2 1.2R zmf πd σF C ⨯⨯⨯⨯⨯≤==⨯答：允许承受的最大载荷不大于;5-8解：1确定螺杆的直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ F a =W =20kN材料为45钢,其355MPa s σ=,该连接不需严格控制预紧力,取安全系数S =4,则：查教材表5-2可知,选小径d 1=,公称直径d =24mm 的粗牙普通螺纹; 2确定扳手手柄的最小长度查教材表5-2可知公称直径d =24mm 粗牙普通螺纹中径d 2=,则：122.05120221102.55mm 200ad F L F ⨯≥==,取L =1103mm 答：1螺杆直径为M24;2扳手手柄的最小长度为1103mm; 5-9解：1校核螺栓的剪切和挤压强度该螺栓连接为受横向工作载荷的铰制孔螺栓连接：剪切强度条件为：[]204F ττm πd =≤；挤压强度条件为：[]p 0p σδσ≤=d F查教材表5-3可知：级的螺栓的σbp =800Mpa ；σs =640Mpa ；查教材表5-4可知：s τ=,s p =则：[]640256MPa 2.5sτστS ===；bp p p800320MPa 2.5σσS ⎡⎤===⎣⎦ 2204424237.72MPa 256MPa /41 3.1412F τm πd ⨯===<⨯⨯；p 02423 5.27MPa<320MPa 2023F σd δ===⨯ 答：所用螺栓满足剪切和挤压强度要求 2平键的选择及强度校核选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b =16mm,h = 10mm,L = 70mm;键的标记为：键 16×70 GB/T 1096 —2003;答：所选择的键不满足强度要求; 5-10解：该螺栓连接为受横向工作载荷的普通螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 级的螺栓的640MPa s σ=,取安全系数S =,则：[]640426.67MPa 1.5s σσS===取C =,则：31.263012.115kN 660.166510a CT F fr -⨯≥==⨯⨯⨯则： 查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =10mm 的粗牙普通螺纹; 答：螺栓直径为M10; 5-11解：该螺栓连接为受横向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2ae F σσπd =≤ 受力分析如图所示将外载荷P 向螺栓组中心简化得螺栓组所受的转矩T 和横向载荷P 横向载荷P = 10000N ；转矩T =⨯ = 3000000 N ·mm,方向如图所示由于横向载荷作用每个螺栓受到的横向力1234100002500N 44P P P P P F F F F ======由于转矩作用每个螺栓受到的横向力12347071N 4T T T T T F F F F r ======由图可知,螺栓1、2所受的横向力相等,螺栓3、4所受的横向力相等,且螺栓1、2所受的横向力最大,其值为m =1,取C =,则：1 1.29013.867603.5N 10.16a CF F mf ⨯≥==⨯ 查设计手册可知,可选小径d 1=,公称直径d =36mm 的粗牙普通螺纹;答：该螺栓组螺栓的小径须大于,可选M36的螺栓;5-12 解：略 5-13解：1确定螺柱直径该螺栓连接为受轴向工作载荷的紧螺栓连接,其强度条件为：[]215.2a e F σσπd =≤ 每个螺栓平均承受的轴向工作载荷：223.1431607536N 448E πpDF z ⨯⨯===⨯ 取残余预紧力F R =,则各螺栓所受总轴向拉力F a =F E +F R = F E =×7536=级螺栓的400MPa s σ=,按控制预紧力取安全系数S =,则：[]400266.67MPa 1.5sσσS === 则：111.03mm d ≥查教材表5-2可知,可选小径d 1=,公称直径d =16mm 的粗牙普通螺纹; 2确定螺柱分布直径取螺柱间距为5d ,则055816203.82mm 3.14zd D π⨯⨯===,取D 0=200mm答：连接螺栓直径可选M16的粗牙普通螺纹,分布直径为200mm; 5-14解：1平键类型和尺寸选择安装齿轮处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 25mm,h = 14mm,L =80mm;键的标记为：键 25×80 GB/T 1096 —2003;安装联轴器处的键：选A 型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 20mm,h = 12mm,L =100mm;键的标记为：键 20×100 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核安装齿轮处平键强度校核：()()p 4480046.18MPa 100~120MPa 90148025T σdhl⨯===<⨯⨯-安装联轴器处平键强度校核：()()p 4480047.62MPa 50~60MPa 701210020T σdhl⨯===<⨯⨯-所选择的平键满足强度要求 答：所选择的平键满足强度要求5-15解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b = 22mm,h = 14mm,L =100mm;此键的标记为：键 22×100 GB/T 1096 —2003;2传递的最大扭矩查教材表5-7得σp =100 ~ 120Mpa,取σp =120Mpa答：能传递的最大扭矩不大于·m;5-16解：1平键类型和尺寸选择选A型平键,根据轴径和轴头长度,从设计手册中查得键的尺寸b= 25mm,h= 14mm,L = 90mm;此键的标记为：键 25×90 GB/T 1096 —2003;2平键连接强度的校核所选择的平键满足强度要求答：所选择的平键为键 25×90 GB/T 1096 —2003;经验算该键满足强度要求;六、带传动和链传动6-1 判断题1× 2× 3√ 4√ 5× 6× 7×8√ 9× 10× 11√ 12× 13√ 14√15× 16× 17× 18× 19× 20× 21√22× 23× 24√ 25×6-2 填空题1中心角,120° 2两侧,40° 3梯形,7,Y4初拉力,摩擦系数,小轮包角 5越大 65~25 7小8带的基准长度 9平行,对称平面应在同一平面 10小11传动比 12张紧轮 13摩擦力 14可以15弹性滑动,打滑 16打滑 1710 18外19主 20小 214 22型号 23主24绳芯 25平均,瞬时 26链轮的多边效应27不能保持恒定的瞬时传动比；传动平稳性差；工作时有噪音等28偶,奇 29疲劳破坏,胶合 30外链板与销轴31制造精度的影响,致使各排链的载荷分布不均32大,跳齿 33少,冲击,动载荷6-3 选择题1C 2B 3B 4A 5A 6A 7C8A 9B 10B 11A 12A 13C 14A15C 16A 17A 18C 19A 20D 21D22A 23A 24B 25A 26A 27A 28A29D 30B 31B 32A 33B 34A 35B36A 37B 38C6-4解：1小轮包角2带的几何长度查教材表6-3可知,选带的基准长度L d=2800mm3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速1221d d n d i n d ==,11221460150547.5r /min 400d d n d n d ⨯===4滑动率ε=时大带轮的实际转速()12211d d n d i n d ε==-,()()11221146015010.015539.3r /min 400d d n d εn d -⨯⨯-=== 答：1小轮包角为°；2带的几何长度为,应选带的基准长度2800mm ；3不考虑带传动的弹性滑动时大带轮转速min ；4大带轮的实际转速min;6-5解：1确定带的基准长度L d查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 2确定实际中心距a 取实际中心距a =530mm 3计算所需带的根数z查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =3根答：1带的基准长度L d =1600mm ；2实际中心距a =530mm ；3所需带的根数为3根;6-6解：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 取实际中心距a =460mm查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,查教材表6-8取工作情况系数K A =答：能传递的最大功率为; 6-7解： 1选择V 带型号查教材表6-8取工作情况系数K A =,故：c 1.17.58.25kW A P K P =⨯=⨯= 根据P c 和n 1,由图6-12选用A 型普通Ｖ带; 2确定大小带轮基准直径由1选择知小带轮基准直径d d1的取值范围为112~140mm,又由教材表6-5知此范围内d d1只有112mm 、125mm 、140mm 三种取值,现选取d d1=125mm;则：根据教材表6-2选从动轮基准直径d d2=280mm; 3验算带速带速在5~25m/s 范围内,带速合适; 4求V 带的基准长度和中心距初定中心距的取值范围0283.5810a ≤≤,现取初定中心距a 0=500mm 带的初定长度：查教材表6-3可知,选带的基准长度L d =1600mm 带传动的中心距：d d0016001648500476mm 22L L a a --≈+=+=取实际中心距a =476mm中心距变动范围为452~500mm 5验算小轮包角α1=°>120°,合适;6确定带的根数查教材表6-5得P 0＝；查教材表6-6得ΔP 0＝；查教材表6-7得K α=；查教材表6-3,K L =,则：取z =5根7计算单根Ｖ带的预紧力 查教材表6-1得q =m,则： 8计算带轮轴上的压力 9带轮结构设计略 6-8解： 1求链节数由教材表6-9查得链节距p=取链节数L p=1322求链所能传动的最大功率由教材图6-25查得P0=10kW,查表6-11得K A=,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：1链节数L p=132；2链所能传动的最大功率P=10kW;6-9解：由教材表6-9查得链节距为p=的链号为12A由n1=min、链号12A查教材图6-25可得P0=20kW6-10解：由教材表6-9查得满足极限载荷Q = 50kN的链号为16A,链节距为p=由教材图6-25查得P0=40kW,查表6-12得K Z=,单排链取K m=1,则：答：链能传递的功率为;6-11解：1选择链号由传动比i= 3查教材表6-10 取z1=25,则z2=i z1=3×25=75查表6-11取K A=,查表6-12取K z=,单排链取K m=1,由式6-22b得根据P0=和n l=720r/min查教材图6-25可选链号10A2确定润滑方式由表6-9查得链节距p=答：由链号10A,v=s,查图6-26,可选择油浴或飞溅润滑;6-12解：1两轮的合理转向如图所示2两轮的包角如图所示3V带与带轮接触处的弯曲应力分布如图所示,σb1＞σb24载荷过大时,打滑首先出现在小带轮处;由于小带轮上的包角小于大带轮上的包角,因此小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力,故打滑首先出现在小带轮处5d11 3.1410014607.64m/s 601000601000πd n v ⨯⨯===⨯⨯,带速在5~25m/s 范围内,带速合适6-13解：图a 、b 、c 所示的链传动布置中链轮均按逆时针旋转七、齿轮传动7-1 判断题1√ 2× 3× 4√ 5× 6× 7× 8√ 9× 10√ 11√ 12√ 13√ 14√ 15× 16× 17× 18√ 19× 20× 21× 22× 23× 24× 25× 26× 27√ 28× 29× 30√ 31× 32√ 33× 34× 35× 7-2 填空题1基圆,基圆 220° 3等于,大于 4恒定,不变 5两轮的模数相等、压力角相等 6≥1,实际啮合线段/基圆齿距 7轴向力,8°～25° 8两轮的模数相等、压力角相等、螺旋角大小相等方向相反9右,14°30′,3mm 10相切,相割,相离11正,弯曲 1217 13少,小 14≤350HBS,齿面点蚀 15轮齿折断 16高20～50HBS,5～10mm 17齿面磨损 18硬度 19相反,相同 20相同,不同 21多 22 2320～40 24少,大,弯曲 25浸油 2610 27直径大小 28500 29铸造30同时参加啮合的齿对数 7-3 选择题1B 2C 3A 4C 5B 6B 7C 8B 9C 10D 11D 12D 13A 14D 15B 16D 17A 18C 19A 20C 21A 7-4解：1啮合线N 1N 2如图所示；2节点P 如图所示；3两轮的节圆如图所示 7-5解：分度圆直径：11 2.52050mm d mz ==⨯=,22 2.540100mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021) 2.555mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25) 2.543.75mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯= 基圆直径：b11cos 50cos 2046.985mm d d α==⨯= 标准中心距：125010075mm 22d d a ++=== 答：两轮的分度圆直径分别为50mm 、100mm,两轮的齿顶圆直径分别为55mm 、105mm,两轮的齿根圆直径分别为、,两轮的基圆直径分别为、,标准中心距为75mm;7-6解： 模数：12221204mm 2040a m z z ⨯===++ 分度圆直径：1142080mm d mz ==⨯=,22440160mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a11a (2)(2021)488mm d z h m *=+=+⨯⨯=齿根圆直径：f 11a (22)(202120.25)470mm d z h c m **=--=-⨯-⨯⨯=答：两轮的模数为4mm,两轮的分度圆直径分别为80mm 、160mm,两轮的齿顶圆直径分别为88mm 、168mm,两轮的齿根圆直径分别为70mm 、150mm;7-7解：1验算齿面接触疲劳强度查表7-6取载荷系数K =,查表7-7取弹性系数Z E =22175325z u z ===,275mm b b ==,1132575mm d mz ==⨯= []Hlim H H S σσ=,查表7-4取Hlim1580MPa σ=、Hlim2300MPa σ=,Hlim Hlim2300MPa σσ== 查表7-8取H 1.1S =,[]Hlim H H300272.73MPa 1.1S σσ===满足齿面接触强度要求; 2验算齿根弯曲强度查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=[]FFE F S σσ=,查表7-4取FE1450MPa σ=、FE2230MPa σ=,查表7-8取F 1.25S =[]FE1F1F450360MPa 1.25S σσ===,[]FE2F2F 230184MPa 1.25S σσ=== 满足齿根弯曲强度要求;答：齿面接触强度和齿根弯曲强度均满足 7-8解：开式齿轮传动主要失效形式是齿面磨损和齿根折断, 由[]1Fa SaF F 212KTY Y bm z σσ=≤得齿轮所能传递的最大转矩21F 1max Fa Sa[]2bm z T K Y Y σ=⋅查表7-6取载荷系数K =,b =b 2=40mm查图7-26得Y Fa1=、Y Fa2=,查图7-27得Y Sa1=、Y Sa2=考虑磨损对齿厚的影响[]FE F F0.7S σσ=⨯,查表7-4取FE1FE2120MPa σσ==,查表7-8取F 1.3S =F1Fa1Sa 2[]64.6214.232.91 1.56Y Y σ==⨯,F2Fa2Sa2[]64.6216.362.27 1.74Y Y σ==⨯,F F1F2Fa Sa Fa1Sa1Fa2Sa2[][][]min ,14.23Y Y Y Y Y Y σσσ⎧⎫==⎨⎬⎩⎭齿轮传动传递的最大功率1max 1max 66118583.33500.62kW 9.55109.5510T n P ⋅⨯===⨯⨯ 答：该齿轮传动所能传递的最大功率为; 7-9解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选小齿轮材料用38SiMnMo 调质,硬度为260HBS,σHlim1=720MPa,σFE1=590MPa,大齿轮材料为40Cr 调质,硬度为230HBS,σHlim2=700MPa,σFE2=580MPa;属软齿面传动,二者的硬度差为30HBS;2由表7-8取S H =,S F =,许用应力[]Hlim1H1H720654.55MPa 1.1S σσ===,[]H2700636.36MPa 1.1σ== []FE1F1F590472MPa 1.25S σσ===,[]F2580464MPa 1.25σ== 2按齿面接触强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=25,z 2=iz 1=×25=80,实际传动比80 3.225i ==3小齿轮传递的转矩 4计算小齿轮分度圆直径由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 1φ=,由表7-7取弹性系数Z E =2,则：5模数1153.24 2.13mm 25d m z ===,由表7-1取标准值m = 齿轮分度圆直径：11 2.52562.5mm d mz ==⨯=,22 2.580200mm d mz ==⨯=6齿宽d 1162.562.5mm b d φ==⨯=,取b 2=63mm,b 1=68mm7中心距3验算轮齿的弯曲强度由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2= 故所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-10解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4大、小齿轮材料均选用40Cr 调质后表面淬火,小齿轮齿面硬度为52HRC,σFE1=720MPa,大齿轮齿面硬度为50HRC,σFE2=700MPa;属硬齿面传动;2由表7-8取S F =,考虑磨损对齿厚的影响,许用应力[]FE F F0.7S σσ=⨯[]FE1F1F7200.70.7403.2MPa 1.25S σσ=⨯=⨯=,[]F27000.7392MPa 1.25σ=⨯= 2按齿轮弯曲强度设计1齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=73,实际传动比73 4.2917i ==2小齿轮传递的转矩 3计算齿轮模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.6φ=由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=Fa1Sa1F1 3.07 1.530.0116[]403.2Y Y σ⨯==,Fa2Sa2F2 2.26 1.750.0101[]392Y Y σ⨯== 由表7-1取m =3mm 4齿宽d 10.631730.6mm b d φ==⨯⨯=,取b 2=32mm,b 1=37mm其他计算从略; 7-11解： 螺旋角：n 12()4(2150)arccos arccos 184********m z z a β+⨯+'''===⨯ 分度圆直径：n 1142188.73mm cos cos184748m z d β⨯==='''齿顶圆直径：a11n 288.732496.73mm d d m =+=+⨯= 齿根圆直径：f11n 2.588.73 2.5478.73mm d d m =-=-⨯=答：螺旋角为847418'''︒,分度圆直径分别为、,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、;7-12解：小齿轮传递的转矩：6611109.55109.551079583.33N mm 1200P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小齿轮分度圆直径：n 1132886.96mm cos cos15m z d β⨯=== 圆周力：1t1t 212279583.331830.34N 86.96T F F d ⨯==== 径向力：t1n r1r2tan 1830.34tan 20689.69N cos cos15F F F αβ⨯==== 轴向力：a1a 2t1tan 1830.34tan15490.44N F F F β===⨯= 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,径向力为,轴向力为;7-13解：1选择材料、确定许用应力1由表7-4选大、小齿轮材料均用40Cr,并经调质后表面淬火,齿面硬度为50~55HRC,σHlim1=σHlim2=1200MPa,σFE1=σFE2=720MPa,属硬齿面传动;2由表7-8取S H =1,S F =,许用应力[][]Hlim1H1H2H12001200MPa 1S σσσ====,[][]FE1F1F2F 720576MPa 1.25S σσσ==== 2按齿根弯曲强度设计 1设齿轮的精度等级为8级2齿轮齿数取z 1=17,z 2=iz 1=×17=,取z 2=61,实际传动比61 3.5917i ==3小齿轮传递的转矩 4初选螺旋角β=15o 5计算法向模数由表7-6取载荷系数K =,由表7-9取齿宽系数d 0.5φ= 当量齿数：1v1331718.86cos cos 15z z β===,v236167.69cos 15z == 由图7-26得齿形系数Y Fa1=,Y Fa2=,由图7-27得应力修正系数Y Sa1=,Y Sa2=[]Fa1Sa1F1 2.97 1.550.0080576Y Y σ⨯==,[]Fa2Sa2F2 2.29 1.730.0069576Y Y σ⨯== 由表7-1取标准值m n = 6中心距n 12() 2.5(1761)100.94mm 2cos 2cos15m z z a β+⨯+===⨯,取实际中心距a =101mm7修正螺旋角 8齿轮分度圆直径n 11 2.51744.03mm cos cos15739m z d β⨯===''',n 22 2.561157.97mm cos cos15739m z d β⨯==='''9齿宽d 10.544.0322.02mm b d φ==⨯=,取b 2=25mm,b 1=30mm3验算齿面接触强度由表7-7取弹性系数Z E =2 所设计齿轮是安全的; 4齿轮的圆周速度查表7-5可知齿轮选用8级精度是合适的; 其他计算从略; 7-14解：分度圆锥角：11219arctanarctan 26335438z z δ'''===, 分度圆直径：1151995mm d mz ==⨯=,22538190mm d mz ==⨯= 齿顶圆直径：a1112cos 9525cos 263354103.94mm d d m δ'''=+=+⨯⨯= 齿根圆直径：f1112.4cos 95 2.45cos 26335484.27mm d d mδ'''=-=-⨯⨯=锥距：1106.21mm 2R === 齿顶角和齿根角：a f 1.2 1.25arctan arctan 31359106.21m R θθ⨯'''====顶锥角：a11a 26335431359294753δδθ'''''''''=+=+= 根锥角：f 11f 26335431359231955δδθ'''''''''=-=-=答：分度圆锥角分别为453326'''︒、66263'''︒,分度圆直径分别为95mm 、190mm,齿顶圆直径分别为、,齿根圆直径分别为、,锥距为,齿顶角和齿根角为95313'''︒,顶锥角分别为357429'''︒、50466'''︒,根锥角为559123'''︒;7-15解：小锥齿轮传递的转矩：661139.55109.551029843.75N mm 960P T n =⨯⨯=⨯⨯=⋅ 小锥齿轮分度圆直径：11425100mm d mz ==⨯= 小锥齿轮分度圆锥角：11225arctan arctan 22371160z z δ'''=== 小锥齿轮齿宽中点的分度圆直径：m111sin 10050sin 22371180.77mm d d b δ'''=-=-=圆周力：N d T F F m t t 98.78377.8075.29843221121=⨯=== 径向力、轴向力：N F F F t a r 28.248117322cos 20tan 98.738cos tan 1121='''︒⨯︒⨯===δα 答：作用在两个齿轮上的圆周力为,齿轮1的径向力和齿轮2的轴向力为,齿轮1的轴向力和齿轮2的径向力为;7-16解：1两图在K 点的圆周力和轴向力的方向如图所示 2两图各轮的转向如图所示 3斜齿轮的旋向如图所示 7-17解：1齿轮2的轮齿旋向及转动方向如图所示 2两轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-18解：1从动轮2的转动方向如图所示 2各轮在啮合点处各力的方向如图所示 7-19解：1其它各轴的转向如图所示2齿轮2、3、4的轮齿旋向如图所示3各轮齿在啮合处的三个分力方向如图所示7-20解：1斜齿轮3和斜齿轮4的轮齿旋向如图所示2圆锥齿轮2和斜齿轮3所受各力的方向如图所示八、蜗杆传动8-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8×9× 10√ 11× 12× 13√ 14× 15√8-2 填空题1斜,齿轮 2低,好,1、2、4、6 3越大 4低5合金钢,渗碳淬火,锡青铜 6m a1=m t2=m,αa1=αt2=α ,γ=β旋向相同7斜齿轮齿条的啮合 8mq 9直径系数 10蜗轮11浸油,压力喷油8-3 选择题1C 2A 3A 4A 5A 6A 7A8A 9A 10A 11A 12D 13B 14A15A 16A 17A 18B8-4解：1各图未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向如图所示2a图蜗轮左旋,b图蜗杆左旋,c图蜗轮右旋,d图蜗轮右旋3各图蜗杆和蜗轮在啮合点处的各分力方向如图所示a bc d8-5解：1各轮的转动方向如图所示2斜齿圆柱齿轮3、4和蜗轮2、6的轮齿螺旋线方向如图所示 8-6解：25.1345312===z z i ,()()m m 5.157531055.05.02=+⨯⨯=+=z q m a 答：传动比为,标准中心距为; 8-7解：11轮为左旋,2轮为右旋,4轮为顺时针转动 22轮各分力的方向如图所示 3根据中心距相等2cos 2)(4321d d z z m a n +=+=β,解得9105120'''=β根据γtan 33mz d =,解得6381110'''=γ 34341213434ηηi i T i T T == 解得m N 03.4394⋅=T答：斜齿轮螺旋角为12°50′19″,蜗杆导程角11°18′36″,作用在蜗轮上转矩为·m8-8解：1蜗杆旋向如图所示,蜗轮右旋 2蜗轮啮合点处各力的方向如图所示3轴向力和圆周力方向反向,径向力方向不变 4m m 64881=⨯==mq d ,m m 48060822=⨯==mz d ,mm 272248064221=+=+=d d a 答：蜗杆的分度圆直径为64mm,蜗轮的分度圆直径为480mm,传动的中心距为272mm;九、轮系9-1 判断题1× 2√ 3× 4× 5× 6× 7√ 8√ 9√ 10× 9-2 填空题1固定 2周转 3首轮,末 4行星,差动 5行星,差动 6定轴,差动,行星 7行星轮,中心轮 8行星架 9－n H ,转化轮系 10大,简单 9-3 选择题1A 2B 3B 4C 5A 6B 9-4解：1根据213d r r +=和齿轮1、2、3模数相同得：60202202213=⨯+=+=z z z 2该轮系为定轴轮系,其传动比为： 3min r/45.1773.51001515===i n n 4各轮转向如图所示答：齿轮3的齿数为60,轮系的传动比为,n 5大小为min,各轮的转向如图所示; 9-5解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为：2各轮转向如图所示答：n 4的大小为min,各轮的转向如图所示; 9-6解：1该轮系为定轴轮系,其传动比为： 2各轮转向如图所示答：n 8的大小为40r/min,各轮的转向如图所示; 9-7解：1该轮系为周转轮系,其传动比为： 25.128010003113－－===n n i 答：n 3=－80 r/min ,i 13=－; 9-8解：1根据2231r r r r ++='和各轮模数相等得：202025652213==='－－－－z z z z 2该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相同答：齿轮3的齿数为20,n H 的大小为min,n H 的转向与n 1相同; 9-9解：该轮系为周转轮系,其传动比为：n H 的转向与n 1相反答：行星架H 的转速的大小为min,n H 的转向与n 1相反; 9-10解：1该轮系为周转轮系,其自由度F =3n ―2p l ―p h =3×4―2×4―3=1,该轮系为行星轮系2该轮系为周转轮系,其传动比为：208013213231H 13－－－－－====z z z z z z n n n n i H H ,03=n =H i 1 5n 1与n H 转向相同答：图示轮系为行星轮系,轮系的传动比为5,n 1与n H 转向相同;十、轴承10-1 判断题1× 2√ 3× 4√ 5× 6√ 7× 8√ 9√ 10× 11√ 12√ 13× 14× 15√ 10-2 填空题1滑动,滚动 2承受轴向载荷,轴向承载,越大3外圈,内圈,滚动体,保持架 4阻力小,冲击 5向心,推力 660 7深沟球轴承,6312 8轴向承载 9点蚀,磨损,塑性变形 10接触式,非接触式 11外圈,承载 12液体摩擦,非液体摩擦 13向心,推力 14散热,减小接触应力,吸振,防锈 15内表面 16间歇,低,轻 17滑动18形成楔形油楔,相对运动,有一定粘度的润滑油 19低,高 20磨损,胶合10-3 选择题1D 2A 3A 4D 5C 6B 7B 8A 9C 10B 11A 12A 13A 14A 15B 16C 17A 18A 19A 20A 21A22D 23C 24A 25A 26C 27A 28A 29B 30A 10-4解： 1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选6207轴承,查教材附表3得6207轴承的C =25500N,C 0r =15200N2求当量动载荷F a /C or = 720/15200= ,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求e 值0.220.260.220.0470.0280.0560.028e --=--,0.247e = F a /F r =720/1770=>e ,由教材表10-7查得X =,根据F a /C or 值由教材表10-7线性插值求Y 值1.99 1.71 1.990.0470.0280.0560.028Y --=--, 1.8Y = P =XF r +YF a =×1770+×720=3求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p = 所选轴承6207不合适改选6307轴承按照上述步骤重新计算,此处不再详细计算,只给出计算结果如下：C =33200N,C 0r =19200N,F a /C or = ,e =,F a /F r =>e ,X =,Y =,P =,L h =12089h>6000h答：所选轴承6307合适 10-5解：P =F r =1500N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,查教材附表3得6309轴承的C =52800N答：该轴承满足使用寿命要求 10-6解： 1选择轴承根据轴承类型为角接触球轴承和轴颈70mm 从表中选择7214C 轴承 2计算轴承寿命P =40600N,查教材表10-8取f t =1,表10-9取f p =,从表中查得7214C 轴承的C =69200N3判断轴承的压紧和放松当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松答：1选择7214C 轴承；2轴承寿命为13340h ；3当A +S 2<S 1时,轴承1被压紧,轴承2被放松;10-7解：1求轴承所受的径向力80802800933.3N 240240r rC F F ⨯===,2800933.31866.7N rD r rC F F F =-=-= 2确定轴承内部附加轴向力的方向：S C 向左,S D 向右 3求轴承的内部附加轴向力S C ==×=,S D ==×=4求轴承的轴向力A +S D =750+=>>S C ,所以轴承C 被压紧,轴承D 被放松 F aC = A +S D =,F aD = S D =答：F aC =,F aD =10-8解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向左,S2向右2求轴承的内部附加轴向力S1==×1400=952N,S2==×900=612N3求轴承的轴向力A+S2=800+612=1412N>952N>S1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松F a1= A+S2=800+612=1412N,F a2= S2=612N4求轴承的当量动载荷查教材表10-7知7210AC轴承的e=F a1/ F r1＝1412/1400＝>= e,查教材表10-7取X1＝,Y1＝F a2/ F r2＝612/900＝= e,查教材表10-7取X2＝1,Y2＝0P1＝X1F r1+Y1F a1=×1400+×1412=P2＝X2F r2+Y2F a2=1×900+0×612=900NP=max{P1,P2}=5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,查教材附表4得7210AC轴承的C=40800N, 答：该轴承的寿命为;10-9解：1确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左2求轴承的内部附加轴向力查设计手册得30212轴承的e=,Y=S1=F r1 /2Y=4800/3=1600N,S2=F r2 /2Y=2200/3=,3求轴承的轴向力A+S1=650+1600=2250N>>S2,所以轴承2被压紧,轴承1被放松F a1=S1=1600N,F a2= A+S1=2250N4求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝1600/4800＝<= e,查教材表10-7取X1＝1,Y1＝0F a2/ F r2＝2250/2200＝>= e,查教材表10-7取X2＝,Y2＝P1＝X1F r1+Y1F a1=1×4800+0×1600=4800NP2＝X2F r2+Y2F a2=×2200+×2250=4255NP=max{P1,P2}=4800N5求轴承寿命查教材表10-8取f t=1,10-9取f p=,查教材附表5得30212轴承的C=102000N, 答：该对轴承合适10-10解：1初选轴承型号由于轴径已确定,所以采用验算的方法确定轴承的型号;初选30207轴承,查设计手册得30207轴承的e=,Y=,C=54200N2求轴承所受的径向力119519527102072.4N 60195255rr FF⨯===+,2127102072.4637.6Nr r rF F F=-=-=3确定轴承内部附加轴向力S的方向：S1向右,S2向左4求轴承的内部附加轴向力S1=F r1 /2Y==,S2=F r2 /2Y==,5求轴承的轴向力A +S 2=960+=>>S 1,所以轴承1被压紧,轴承2被放松 F a1=A +S 2=,F a2= S 2=6求轴承的当量动载荷F a1/ F r1＝＝>= e ,查教材表10-7取X 1＝,Y 1＝ F a2/ F r2＝＝<= e ,查教材表10-7取X 2＝1,Y 2＝0 P 1＝X 1F r1+Y 1F a1=×+×= P 2＝X 2F r2+Y 2F a2=1×+0×= P =max{P 1,P 2}=7求轴承寿命查教材表10-8取f t =1,10-9取f p = 答：选用30207轴承合适 10-11解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn10P1,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =10m/s2选择轴承宽径比据径向滑动轴承宽径比的选择范围,选取B/d =1,B =1×100 =100mm 3验算轴承工作能力 压强p 的验算：[]r 200002MPa<15MPa=100100F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 20000120012.57MPa m/s<15MPa m/s=1910019100100F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.1410012006.28m/s<10m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理10-12解： 1选择轴承材料选择轴承材料为ZCuSn5Pb5Zn5,查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =8Mpa,pv =15Mpa ·m/s,v =3m/s2验算轴承工作能力 压强p 的验算：[]r 50000.16MPa<8MPa=200160F p p Bd ===⨯ pv 的验算：[]r 50003000.39MPa m/s<15MPa m/s=1910019100200F n pv pv B ⨯===⋅⋅⨯v 的验算：[]3.141603002.51m/s<3m/s=601000601000πdn v v ⨯⨯===⨯⨯答：从上面的验算可知所选择的轴承材料合理 10-13解： 1查许用值查教材表10-16得ZCuSn10P1的p =15Mpa,pv =15Mpa ·m/s 2由压强p 确定的径向载荷 3由pv 确定的径向载荷答：轴承的主要承载能力由pv 确定,由2和3可知,该轴承的最大径向载荷为23875N;十一、轴11-1 判断题1× 2× 3× 4× 5√ 6√ 7× 8√ 9√ 10√ 11× 12× 13× 14× 15√ 11-2 填空题1转轴,心轴,传动轴 2心,转 3回转 4轴径5轴向定位,工作 6相对转动,键连接,花键连接 7轴端,轴向 83nPC d ≥ 9[]w 1-3e e 1.0σσ≤=d M 10应力集中 11-3 选择题1A 2A 3A 4A 5B 6A 7B 8A 9A 10C 11A 12A 13A 14A 15A 16A 11-4解：材料为40Cr 的传动轴,C 取小值98,则：07mm .5280129833=⨯=≥n P C d ,圆整为标准值取d =56mm答：轴的直径可取56mm; 11-5解：由[]3T 62.01055.9nP d τ⨯≥得[]631055.92.0⨯≤nd P T τ,则： 答：该轴能传递的最大功率为; 11-6解： 1计算支反力425.5r/min 1212==n z z n ,mm 246886N 1055.9262⋅=⨯=n PT 圆周力F t ：N 21667632468862222t =⨯⨯==d T F 合力F n ：N 230520cos 2166cos 0t n ===αF F 支反力：N 5.11522n r2r1===FF F2计算弯矩并绘制弯矩图。
机械设计基础第13章 齿轮传动习题解答
的接触强度弱？（2）哪个齿轮的弯曲强度弱？为什么？
解：(1)接触强度
相互啮合的一对齿轮，起接触应力相等，即σH1=σH2. 由题意可知，[σH]1=600MPa>[σH2]=500MPa， 因此，大齿轮的接触强度弱。
（2）弯曲强度 相互啮合的一对齿轮，其弯曲强度的大小主要取决于的
YFaYSa
的比值。
[σ F ]
可见,
YFa1YSa1 2.81.55 0.024
[σ F ]1
179
因此，大齿轮的弯曲强度弱。
YFa2YSa2 2.4 1.67 0.028
[σ F ]2
144
YFa1YSa1 YFa2YSa2
[σF]1 [σF]2
13.6受力分析题：图示为圆锥-圆柱齿轮传动装置。轮1为主动轮， 转向如图所示，轮3、4为斜齿圆柱齿轮。 (1)轮3、4的螺旋方向应如何选择，才能使轴Ⅱ上两齿轮的轴向力相 反? (2)画出齿轮2、3所受各分力的方向。
, F2 YFa 2YSa 2
}
40 42 20 70.98 245552Nmm
T2
F1 340 78.34 YFa1YSa1 2.8 1.55
F 2 280 70.98 YFa2YSa2 2.28 1.75
T1
n1 n2
245552 3 736657Nmm
2 1.85
2)计算接触强度允许的输出转矩 H
13.1有一对齿轮传动，m=6mm,z1=20,z2=80,b=40mm.为了 缩小中心距，要改用m=4mm的一对齿轮来代替它。设载
荷系数K，齿数z1、z2及材料不变。试问为了保持原有接 触强度，应取多大的齿宽b?
(附接触强度计算公式：)
H ZHZE
机械设计习题集答案第十三章 链传动设计
v min =
d1 138.23 ω 1 cos β = × 76.44 × cos(± 10.59°) = 5.19 m s 2 2 × 1000
题 13-4 某单排滚子链传动，已知主动轮转速 n1=800r/min，齿数 z1=19，z2=90，中心 距 a≈900mm，该链的极限拉伸载荷 Q=55600N。若工作情况系数 KA=1.2，求该传动能传 递的功率。 解答： 实际能传递功率 P ≤
题 13-6 滚子链传动中，在其后使用过程中，需使从动轮转速 n2 降低，若中心距 a 及主动 轮转速 n1 不便改变，可采用增大从动轮齿数 z2 或减小主动轮齿数 z1 的方案，但哪种方案 更合理呢？ 讨论要点：1）传动平稳性；2）传递的功率。 分析与思考： 本问可从两个方面考虑。 （1）传动平稳性 两方案中，z1 不变，增大 z2，工作平稳性好。 （2）传递的功率 两方案中，z1 不变，增大 z2，传递功率 P 会有所增加，分析如下：
p0 = K AP 1.3 × 7 = = 7.07kw 。 K Z K L K p 1.11× 1.16 × 1
按 P0 和 n1 选择滚子链型号为 08A，链节距 p=12.7mm，并查手册证实失效的确为链板 疲劳所致，前假设正确。 （四）验算链速 V
V= Z 1 Pn1 60 ×10
3
=
21× 12.7 × 1450 60 × 10 3
链长 L P =
题 13-5 设计由电动机驱动往复泵用的滚子链传动。已知传递功率 P=7kw，主动链轮转速 n1=1450r/min，从动链轮转速 n2=500r/min，要求中心距约为两链轮分度圆直径之和的 2.5 倍，中心距可调，两班制工作。 解答： （一）确定链轮齿数 z1、z2 假设链速 v=3－8m/s，由表可选取 z1=21。 i = 故 z2 = iz1=2.9×21=60.9，取 z2=61。 （二）计算链节数 LP
第13、15章作业解答[1]
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三、分析与思考题
13—26 滚动轴承共分几大类型？写出它们的类型代号及名称，并说明各类轴承受何种载荷（径向 或轴向） 。 答： 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，30000 型和 70000 型轴承通常应成对使用。 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” 班 级 成 绩 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； 姓 名 任课教师 反装：轴热伸长会使受载滚动体个数减少。
学
号
ห้องสมุดไป่ตู้
批改日期
-1-
机械设计作业集解答 13—15 各类滚动轴承的润滑方式，通常可根据轴承的 D A 转速 B 当量动载荷 P C 轴径圆周速度 来选择。 D 内经与转速的乘积
二、填空题
13—16 说明下列型号滚动轴承的类型、内径、公差等级、直径系列和结构特点：6306、51316、 N316/P6、30306、6306/P5、30206,并指出其中具有下列特征的轴承： （1）径向承载能力最高和最低的轴承分别是 N316/P6 和 51316 ； （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 。 13—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。 13—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） 。
机械设计第十五章课后习题答案
15-1答滑动轴承按摩擦状态分为两种：液体摩擦滑动轴承和非液体摩擦滑动轴承。
液体摩擦滑动轴承：两摩擦表面完全被液体层隔开，摩擦性质取决于液体分子间的粘性阻力。
根据油
膜形成机理的不同可分为液体动压轴承和液体静压轴承。
非液体摩擦滑动轴承：两摩擦表面处于边界摩擦或混合摩擦状态，两表面间有润滑油，但不足以将两
表面完全隔离，其微观凸峰之间仍相互搓削而产生磨损。
15-2解（ 1）求滑动轴承上的径向载荷
（ 2）求轴瓦宽度
（ 3）查许用值
查教材表 15-1，锡青铜的，
（ 4）验算压强
（ 5）验算值
15-3解（1）查许用值
查教材表 15-1，铸锡青铜ZCuSn10P1的，
（ 2）由压强确定的径向载荷
由得
（ 3）由值确定的径向载荷
得
轴承的主要承载能力由值确定，其最大径向载荷为。
15-4解（ 1）求压强
（ 5）求值
查表 15-1，可选用铸铝青铜ZCuAl10Fe3 ，
15-5证明液体内部摩擦切应力、液体动力粘度、和速度梯度之间有如下关系：
轴颈的线速度为，半径间隙为，则
速度梯度为
磨擦阻力
摩擦阻力矩
将、代入上式。
机械设计习题答案-师素娟主编
第3章答案 (1)第5章答案 (1)第6章答案 (1)第7章答案 (2)第8章答案 (2)第9章答案 (2)第10章答案 (2)第11章答案 (3)第12章答案 (3)第13章答案 (3)第14章答案 (6)第15章答案 (6)9. 359 MPa ；278 MPa ；215.25 MPa10. 773.6 MPa ；547 MPa11. A '(0,200)、C (360，0) 、)67.166,67.166(D ' 12. (1)σϕ=0.20；(2)图略；(3)ca S =1.11 13. ca S =1.414. ca S =3.79>[S] =1.5，安全第5章 答案12. ①T =96.2 N ·m ；②60mm13. 方案（a ）R F S 833.2m ax =；方案（b ）R F S 522.2m ax =；方案（c ）R F S 962.1m ax =; 方案3较好。
14. 采用普通螺栓连接 3.241≥d mm ；采用铰制孔用螺栓连接 mm d 65.60≥ 15. []MPa MPa 50095.46=<=σσ，静强度满足要求；[]M P a M P a a a 204.6=<=σσ，疲劳强度满足要求。
16. ①N F 45002=；②N F 49502= 17. ①此连接采用铰制孔螺栓为宜；②M20第6章 答案9. b = 22mm ， h = 14mm ，L = 100 mm ；2620≤T N.m10. 联轴器处：A 型b = 20mm ， h = 12mm ， L = 110 mm ；MPa 60MPa 9.52<=P σ，连接强度足够。
齿轮处：A 型b = 25mm ，h = 14mm ，L = 80 mm ；MPa MPa P 1207.57<=σ，连接强度足够。
11. 轻系列矩形花键，740368⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d Z 。
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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。同时通过调整轴承外圈或内圈的轴向位置，可使轴承达到理想的游隙或所要求的预紧程度。
13—38滚动轴承常用的润滑方式有哪些？具体选用时应如何考虑？
四、设计计算题
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。
解：由《机设》表13-7知：Fd=Fr/(2y)题13—41图
接触角α=14°02′10″=14.036111°，
e=1.5tgα=0.375，y=0.4ctgα=1.6，
x=0.4，a=14
∴L=72+2a=100，L1=64-a=50
由《机设》表13-7知：Fd=Fr/(2y)
题13—44图
轴承1“压紧”，轴承2“放松”，
五、结构设计与分析题
13—45按要求在给出的结构图中填画合适的轴承(图中箭头示意载荷方向)。
答：可采取下列措施来提高轴的疲劳强度
1．换用强度高的好材料；
2．减小应力集中（增大过渡圆角半径、降低表面粗糙度、开设卸载槽）
3．对轴的表面进行热处理和硬化处理；
4．改进轴的结构形状；
5．提高加工质量等。
15—29何谓轴的临界转速？轴的弯曲振动临界转速大小与哪些因素有关？
15—30什么叫刚性轴？什么叫挠性轴？设计高速运转的轴时，应如何考虑轴的工作转速范围？
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：
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。
答：按弯扭合成强度校核轴时，危险截面指的是计算应力（综合考虑弯曲应力和扭转应力）较大的一个或几个截面，考虑的因素主要是轴上的弯矩、扭矩和轴径；
按疲劳强度校核轴时，确定危险截面时，既要考虑弯曲应力和扭转应力的大小，还要考虑应力集中和绝对尺寸等综合因素的影响大小，确定
一个或几个截面，考虑的因素除了轴上的弯矩、扭矩和轴径外，还要考虑综合影响系数的大小。
求两轴承的轴向力Fa1、Fa2；当量动载荷Pr1、Pr2。
解：由《机设》表13-7知：Fd=0.68Fr
由《机设课程设计》查得7210AC轴承：
方向如图示，题13—42图
，轴承1“压紧”，轴承2“放松”，
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=0N。
（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？
15—27为什么要进行轴的静强度校核计算？这时是否要考虑应力集中等因素的影响？
答：静强度校核的目的在于评定轴对塑性变形的抵抗能力，这对那些瞬时过载很大、或应力循环的不对称性较为严重的轴是很必要的。轴的静强度是根据轴上作用的最大瞬时载荷来校核的，这时不考虑应力集中等因素的影响。
15—28经校核发现轴的疲劳强度不符合要求时，在不增大轴径的条件下，可采取哪些措施来提高轴的疲劳强度？
3．密封环：用于滑动速度小于60~100m/s的地方。
13—40在唇形密封圈密封结构中，密封唇的方向与密封要求有何关系？
答：在唇形密封圈密封结构中，密封唇的方向要朝向密封的部位，即如果主要是为了封油，密封唇应对着轴承（朝内）；如果主要是为了防止外物侵入，则密封唇应背着轴承（朝外）；如果两个作用都要有，最好使用密封唇反向放置的两个唇形密封圈。
答：因为蜗杆传动效率低。若传递功率大，转速高，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—36滚动轴承的回转套圈和不回转套圈与轴颈或机座装配时所采用的配合性质有何不同？常选用什么配合？其配合的松紧程度与圆柱公差标准中相同配合有何不同？
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。求轴承的当量动载荷Pr1、Pr2。
解：由《机设课程设计》查得30206轴承：
13—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，
对于滚子轴承，当P→2P，
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。
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—24试说明下面几种轴材料的适用场合：Q235-A、45、1Cr18Ni、QT600-2、40CrNi。
答：Q235-A用于不重要及受载不大的轴，如农业机械、建筑机械中的轴；
45广泛应用于各种轴，如减速器中的轴；
1Cr18Ni用于高、低温及腐蚀条件下的轴，如发动机凸轮轴；
QT600-2用于制造复杂外形的轴，如发动机曲轴；
40CrNi用于制造很重要的轴，如汽车、拖拉机变速箱中的轴。
15—25轴的强度计算方法有哪几种？各适用于何种情况？
答：1.按扭转强度条件计算，该方法适用于计算传动轴或初步估计转轴直径；
2.按弯扭合成强度条件计算，该方法适用于校核计算一般转轴的疲劳强度；
3.按疲劳强度条件进行精确校核，该方法适用于精确校核计算重要轴的疲劳强度；
4.按静强度条件进行校核，该方法适用于计算瞬时过载很大、或应力循环的不对称性较为严重的轴的静强度。
15—26按弯扭合成强度和按疲劳强度校核时，危险截面应如何确定？确定危险截面时考虑的因素有何区别？
第十三章滚动轴承
三、分析与思考题
13—26滚动轴承共分几大类型？写出它们的类型代号及名称，并说明各类轴承受何种载荷（径向或轴向）。
答：
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，30000型和70000型轴承通常应成对使用。
解：由《机设》表13-7知：Fd=0.68Fr题13—43图
（1）FA=2200N时：
轴承1“压紧”，轴承2“放松”，
（2）FA=900N时：
轴承1“放松”，轴承2“压紧”，
（3）FA=1904N时：
轴承1和2的轴向力等于各自的内部轴向力，
（4）FA=0N时：轴承1和2的轴向力相等且等于两内部轴向力中的大值，
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。
答：滚动轴承回转套圈与轴颈或机座的配合应紧一些，常选用过盈配合；不回转套圈与轴颈或机座的配合应松一些，常选用间隙或过渡配合，目的在于允许其略有转动，工作中可适当改变套圈的受力位置，对提高寿命有利。
滚动轴承是标准件，配合应以它为基准。滚动轴承内孔的尺寸公差带采用上偏差为零、下偏差为负的分布，这与通常的基孔制配合中基准孔的尺寸公差带不同，因而滚动轴承内圈配合在采用同样的配合符号时，比通常圆柱公差标准中的基孔制配合略紧。滚动轴承外圈与机座孔的配合与圆柱公差标准中规定的基轴制同类配合相比较，配合性质的类别基本一致，但由于轴承外径的公差值较小，因而配合也较紧。
公式L=(C/P)ε是针对疲劳点蚀失效形式建立起来的。
13—32你所学的滚动轴承中，哪几类滚动轴承是内、外圈可分离的？
答：29000、30000、N0000、NU0000、NJ0000、NA0000型轴承的内外圈是可以分离的。推力轴承51000和52000型轴承的轴圈和座圈是可以分离的。
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？