机械设计基础总复习ppt课件.ppt

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1、机器 由机构和零件组成，能 作功或完成能量转换,机构 由构件和零件组成，只 能传递运动和动力,零件 是制造的单元,构件 是相对运动单元,失效形式 断裂、塑性变形、过大弹性变形、压溃、过度磨损、疲劳点蚀及胶合。,计算准则强度准则、刚度准则、耐磨性准则、振动稳定性准则,第0章 机械设计概论,静载荷、静应力,变载荷、变应力,脆性材料制造的零件：lim=B,塑性材料制造的零件：lim=S,若NN0 ，lim = KNr,若NN0 ，lim = r,许用应力 =lim/ S,安全系数 S =lim/,第一章 机械系统的运动简图设计,机构具有确定运动的条：,计算公式：F = 3n - 2pL - pH,注

2、意事项：复合铰链、局部自由度和虚约束的判别及其处理,机构的原动件数目=机构的自由度数目,1运动副及其分类、表示方法、规定画法,2构件类型、表示方法及规定画法,3机构运动简图及其绘制方法,第2章 平面连杆机构,结构分析机架、连架杆（曲柄、摇杆）和连杆,最短杆与最长杆的长度和应小于或等于其他两杆的长度之和；杆长条件,连架杆和机架中有一杆是最短杆。,急回特性、,传力特性min 、,死点位置及其克服方法,双曲柄机构无死点位置,双摇杆机构有死点位置,导杆机构,曲柄摇块机构,定块机构,偏心轮机构,按两连架杆预定的对应位置设计四杆机构,导杆机构,第3章 凸轮机构设计,一. 凸轮机构类型,对心直动尖端从动件盘

3、状凸轮轮廓设计（重点）,对心直动滚子从动件盘状凸轮轮廓设计,基本术语（基圆，推程，远休止角，回程，近休止角） 重点,等速运动规律,等加等减速运动规律,第5章齿轮传动设计,1. 齿轮传动类型、特点及应用，齿廓啮合基本定律；,2渐开线及其特性、齿轮几何尺寸计算（直圆柱齿轮）重点,3齿轮正确传动、连续传动条件:,m1= m2=m,1 = 2= ,mn1= mn2=mn,n1 = n2= n,1= - 2,m1=m2=m,1= 2= ,1 + 2 = ,4齿轮加工原理及方法；,5齿轮传动失效形式及计算准则、材料选择；,6齿轮传动受力分析重点,圆周力Ft,径向力Fr,圆周力Ft,径向力Fr,轴向力Fa,

4、圆周力Ft,径向力Fr,轴向力Fa,主动轮受阻力，Ft1与力作用点线速度的方向相反；,从动轮受驱动力，Ft2与力作用点线速度的方向相同,径向力Fr 分别指向各 自的轮心,斜齿轮传动用“主动轮左、右手定则”来判断,锥齿轮传动分别指向各轮轮齿的大端,Ft1 = - Ft2,Fr1 = - Fr2,Ft1 = - Ft2,Fr1 = - Fr2,Fa1 = - Fa2,Ft1 = - Ft2,Fr1 = - Fa2,Fa1 = - Fr2,8齿轮强度计算,7.齿轮传动的参数选择重点,闭式软齿面齿轮Z1=24 40,闭式硬齿面齿轮Z1=17 25,开式齿轮 Z1=17 20,模数m 在满足齿根弯曲强度

5、要求的前提下，尽可能取小些，对于 动力传动齿轮必须使m 1.5 mm。,Z2=i Z1圆为整数,圆柱齿轮,斜齿轮的螺旋角 一般取 = 8 20，最佳 = 10 15， max 25,第6章 蜗杆传动设计,类型、特点,轮齿受力分析重点,几何尺寸计算,主要参数及其选择重点,（一）蜗杆传动的主要参数及几何关系,1.蜗杆传动的正确啮合条件,在蜗杆传动的中间平面内，蜗杆与蜗轮的啮合相对于渐开线斜齿轮与直齿条的啮合，因为两轴线交错角=90时，故其正确啮合条件为：,（1）蜗杆轴向模数mx1=蜗轮端面模数mt2= 标准模数m,（2）蜗杆轴向压力角x1=蜗轮端面压力角t2=标准压力角 =20,（3）蜗杆分度圆导

6、程角1 =蜗轮的螺旋角 2，且螺旋线方向相同，同为左旋或同为右旋,蜗杆分度圆导程角 蜗杆轮齿的切线与其端面之间的夹角,导程（同一条螺旋线上相邻两齿同侧齿廓之间的轴向距离） ：pz=z1px,蜗杆轴向齿距（相邻两齿同侧齿廓之间的轴向距离）：px=m, ，效率高， 330的蜗杆具有自锁性。,导程角与导程的关系,导程角：,2.蜗杆头数z1和与蜗杆分度圆导程角,z1 =14,啮 =tan /tan（ +v）,=,=,=,=,3.蜗杆分度圆直径d1和直径系数q, d1=qm Z1m,4.蜗杆传动的传动比及中心距, d1=qm Z1m,（二）蜗杆传动的变位特点,蜗杆传动变位目的,凑中心距,凑传动比,由于加

7、工蜗轮的滚刀形状和尺寸要与蜗杆的齿廓形状和尺寸相同，因此蜗杆传动只能对蜗轮进行变位，即变位只改变蜗轮的尺寸，而蜗杆的尺寸保持不变。变位后的蜗轮与蜗杆啮合传动时，蜗杆的分度圆不重合于节圆，蜗轮的分度圆与节圆重合。,n1,圆周力,径向力,(四) 蜗杆传动的失效形式及强度计算特点,1.蜗杆传动的失效形式,蜗轮相当于斜齿轮，通常蜗轮齿轮为青铜或铸铁，其机械强度比钢制蜗杆低，故闭式蜗杆传动的主要失效形式为蜗轮齿面疲劳点蚀及齿面胶合。,开式蜗杆传动的主要失效形式蜗轮轮齿的磨损。,(三) 蜗杆传动的受力分析,1.齿面接触强度,2.蜗杆刚度,（1）蜗杆传动的失效一般发生在蜗轮上，只对蜗轮轮齿进行强度计算，蜗杆

8、的强度按轴的强度进行计算，必要时校核蜗杆的刚度。 （2）一般情况下，蜗轮轮齿很少发生弯曲疲劳折断，故一般只计算蜗轮齿轮接触疲劳强度，只有当蜗轮齿数z80-120或为开式传动时，才进行轮齿弯曲疲劳强度计算。,2.强度计算特点,式中，a中心距，mm,二. 蜗杆传动承载能力计算 蜗轮轮齿强度、蜗杆刚度计算,三. 蜗杆传动热平衡计算控制温升，防止胶合破坏,四.提高传动的散热能力措施,轮系的功用及分类,定轴轮系传动比计算,定轴轮系传动比计算,周转轮系传动比计算,复合轮系传动比计算,轮系分类,本章难点周转轮系传动比计算,第7章 轮系设计,第8章 带传动,一.主要内容,二.重点及难点,（1）带传动的类型、工

9、作原理、优缺点及其应用范围；（2）带与带轮的结构；（3）摩擦型带传动的作用力分析、应力分析、弹性滑动、打滑和滑动率；（4）V带传动的失效形式、设计准则、设计方法和主要参数的选择；（5）带传动的张紧方法和张紧装置。,重点,（1）带传动的作用力分析、应力分析；（2）带传动的弹性滑动、打滑；（3）带传动的设计和主要参数的选择；,难点,（1）带传动的应力分析；（2）带传动的弹性滑动、打滑；,工作前：带中各处均受一定的初拉力FO,紧边,松边,工作时：主动边被进一步拉紧，拉力由F0增大到F1，称为紧边；另一边拉力减少到F2，称为松边。,紧边拉力与松边拉力的差值称为带传动的有效拉力Fe:Fe =F1一F2

10、= Ff,三.要点分析,（一）带传动的力与应力分析,1.力的分析,带传动工作时，有效拉力Fe与初拉力Fo、紧边拉力F1、松边拉力F2关系：,F1 + F2= 2FoF1- F2 = Fe,带在带轮上即将打滑时：,1）初拉力F0 F0，正压力，Ffmax， Felim 但F0，磨损加快，带的寿命；,2）小轮包角11，包围弧，Ffmax，Felim 1大小取决于设计参数i、d1、d2及a；,3）摩擦系数f f，Ffmax，Felim，f取决于带 和带轮的材料。,带传动的极限有效拉力Felim为：,为提高带传动的工作能力，防止打滑，可采用以下措施：（1）安装时保证适当的张紧力；（2）增加带与带轮之间

11、的摩擦力，选用铸铁带轮；（3）增大包角1。,2. 带的应力分析,紧边拉应力：1=F1/A MPa,松边拉应力：2=F2/A MPa,带绕过小带轮时：,式中: E 带的当量弯曲弹性模量； y 带的最外层到中性层的距离； dd2 、dd1 大小带轮节圆直径。,(1) 离心拉应力：c=Fc/A =qv2/A MPa离心拉应力 作用于带的全长。,带绕过大带轮时：,带中应力分布情况,带在工作中受到的应力是变化的，故易产生疲劳破坏，它是带传动的主要失效形式之一。,（二）弹性滑动与打滑,1.弹性滑动: 是带的弹性变形量的变化而引起带与带轮之间微量相对滑动的现象，称为弹性滑动。,产生弹性滑动的原因：（1）摩擦

12、带传动是靠带与带轮之间的摩擦力传动运动和动力； （2）松边与紧边存在拉力差； （3）带是弹性体，可发生弹性变形。,1)降低传动效率(V带传动效率=0.91 0.96)，使带与带轮摩损增加和温度升高。,2)使从动轮的圆周速度v2低于主动轮的圆周速度v1，即： v2 v1 。 从动轮圆周速度相对降低量称为滑动率。,2.打滑,打滑当传递的有效拉力达到极限值Felim时，过载引起的带与小带轮接面间将发生显著的相对滑动。,打滑的后果：（1）磨损加剧，寿命下降；（2）急剧发热烧带；（3）传动失稳，导致失效。,3.弹性滑动与打滑的本质区别,发生在带和带轮的全部接触弧上；带与带轮之间有明显的相对滑动。,是带传

13、动正常工作时不可避免的固有特性；,是带传动的失效形式，是可以而且应当避免的;,只发生在带离开带轮前的那部分接触弧上;带与带轮之间有微量相对滑动。,弹性滑动,打 滑,1.选取小轮直径d1要注意：,（1）保证工作性能： d1dmin ，以免弯曲应力过大；（2）设计标准化： d1取标准值；（3）满足带速要求：当n一定时， d1太小，导致带速低，当带的型号一定时，单根带传递的功率小，带的根数增多； d1太大，导致带速高，带中离心力增大，也会影响承载能力。（4）合理的传动尺寸：但要求结构紧凑时，应在满足传动能力条件下选用直径较小的带轮；若结构尺寸不受限制，在合理的带速范围内可选用直径较大的带轮。,（三）

14、V带传动主要参数选择,2.传动中心距O,O：尺寸小，包角1小，传动能力降低，带短， 绕转次数u=V/Ld，带的疲劳寿命降低。,O：尺寸，带的垂度，带上下抖动加剧， 传动平稳性,推荐0.7(d1+d2)O2(d1+d2),第9章 螺纹连接,一.主要内容,二.重点及难点,（1）螺纹基本知识，螺纹连接类型及螺纹连接件；（2）螺栓组连接的设计，包括螺栓组连接的结构设计、受力分析、单个螺栓连接的强度计算；（3）螺栓连接的预紧和放松，提高螺栓连接强度的措施。,重点：螺栓组连接的受力分析及单个螺栓连接的强度计算；尤其是受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接的强度计算。,难点：受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接总

15、拉力F0的确定,1.螺纹的类型、特点及应用场合,三.要点分析,左旋螺纹自右下方向左上方绕行的螺纹,右旋螺纹自左下方向右上方绕行的螺纹(常用),外螺纹在圆柱外表面上形成的螺纹，如螺栓、 螺钉,内螺纹在圆柱空内壁上形成的螺纹，如螺母,按螺纹牙的表面分类,按螺纹绕行方向分类,按螺纹牙的牙型分类:,三角形螺纹： 牙型角=60，当量摩擦系数较大，自锁性能 好，主要用于连接。,圆柱管螺纹牙型角=55，用于压力p1.57MPa的管子连接,矩形螺纹牙型角=0，当量摩擦系数小，效率高，用于传动,梯形螺纹牙型角=30，牙根强度高，效率较高，易保证加工精度，广泛 用于传动。,锯齿形螺纹牙型斜角两边不相等，工作面=3

16、,非工作面= 30，效率较三 角形螺纹高，只能用于单向传动。,单线螺纹 n=1，效率低，自锁性好，易加工,双线螺纹n=2，效率较n=1 高,三线螺纹n=3，效率高，自锁性差，难加工,3.螺纹连接的类型、特点及应用场合,2.螺旋副的受力及自锁条件,矩形螺旋副的自锁条件： ,非矩形螺旋副的自锁条件： v,升角,螺栓连接,普通螺栓（即受拉螺栓）连接,铰制孔用螺栓（即受剪螺栓）连接,双头螺柱连接:,螺钉联接:,紧定螺钉连接:,可用于传递不大的力及转矩，多用于轴和轴上零件的连接。,用于被连接件之一较厚的场合，不经常装拆连接的场合。,用于被连接件之一太厚不便穿孔，且需经常装拆或结构上受限制不能采用螺栓连接

17、的场合。,效率,4.螺纹连接的预紧与防松 预紧的目的是提高连接的可靠性、刚性、紧密性和防松能力。对于普通螺栓连接，还可以提高疲劳强度；对于铰制孔用螺栓连接，有利于增大接合面间的摩擦力，提高承载能力。预紧：工作之前将螺纹连接拧紧加预紧力F。,预紧的方法：凭手感经验（不准确）；测力矩扳手；定力矩扳手；测定伸长量。,防松的根本目的在于防止螺纹副间的相对转动。,摩擦防松：这类防松措施是使拧紧的螺纹之间不因外载荷变化而失去压力，即始终有摩擦阻力防止连接松脱。这种方法不十分可靠，故多用于冲击和振动不剧烈场合。弹簧垫圈，双螺母，尼龙圈锁紧螺母,机械防松：利用各种止动零件，以阻止拧紧的螺纹零件产生相对转动。这

18、类防松方法相当可靠，应用很广。槽形螺母和开口销 ，止动垫圈 ，串联钢丝,粘合和破坏螺纹副防松,防松方法,5.螺栓连接的失效形式与计算准则,6.提高螺栓连接强度的措施,受拉螺栓（受轴向载荷或横向载荷的普通螺栓）主要破坏形式为螺栓杆和螺纹部分可能发生塑性变形或断裂，其计算准则是：保证螺栓的静力（或疲劳）拉伸强度。,受剪螺栓（受横向载荷的铰制孔螺栓）主要破坏形式为螺栓杆与孔壁间压溃或螺栓杆被剪断，计算准则应是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中连接的挤压强度对连接的可靠性起决定性的作用。,（1）降低螺栓变载荷F的变化范围，减小螺栓的应力幅,降低螺栓的刚度（增加螺栓的长度，采用空心螺栓、柔性螺栓）

19、；或增加被连接件的刚度（采用金属薄垫片或者o形密封圈）,（2）改善螺纹牙间的载荷分布：采用悬置(均载)螺母和环槽螺母。制造较费工，用于重要的或大型的连接。,（3）减小应力集中：增大过渡圆角；切制卸载槽；卸载过渡结构。,（4）避免或减小附加应力：从结构、制造与装配精度采取措施。,（5）采用合理制造工艺：冷镦头部、滚压螺纹；表面处理：氰化、氮化也能提高疲劳强度。,7.螺栓组连接的受力分析,第12章 轴的设计,一.主要内容、重点及难点,1.主要内容,（1）轴的结构设计：轴结构设计的影响因素；轴结构设计的一般步骤。（2）轴的强度计算：力学模型简化； 轴上载荷及应力分析； 扭转计算轴的强度，用于传动轴的

20、强度计算和转轴的轴径初算； 按弯扭合成强度计算，用于已知支撑点位置、载荷大小及作用点位置时，受弯、扭复合载荷作用的转轴强度计算；,2.重点及难点,重点：轴的结构设计、轴的强度设计；,难点:,轴的结构设计,二.要点分析1.轴的分类,按轴工作时受载情况,心轴只受弯矩M的轴,传动轴只受扭矩T，或少量弯矩（轴自重引起）,转轴既受弯矩，又受转矩的轴,2.轴的正确结构设计（轴上零件定位准确、固定可靠、装拆方便，轴加工工艺性好)；重点,1.闷盖无螺钉连接，无调整垫片或调整螺钉调整轴承间隙；2.轴肩过高，其高度大于轴承内圈高度的2/3,无法拆卸轴承；轴承用脂润滑，而齿轮啮合油飞溅到轴承上，无挡油板；3.轴上的

21、键槽不在同一母线上；,4.轴上齿轮两端都用轴肩固定，无法装配；齿轮改用套筒后，与齿轮配合的轴段长度应小于齿轮宽度2-3mm,以便于齿轮的轴向固定；5.过度配合零件的装拆距离过长；6.透盖上无密封；7.透盖与轴不能直接接触，应留有间隙；8.转动零件与不转动零件不能做相互定位；9.键槽过长；10.轮毂宽度应大于相配合的轴段长度。,3.轴的强度计算,（1）. 扭转强度条件（传动轴、转轴初算）,校核式,设计式,（2）按弯曲强度计算（心轴强度计算 ）,（3）按弯、扭合成强度计算 用于转轴强度计算,强度计算的前提条件：轴的结构设计初步完成，支点力点位置 确定，支反力可求。,转轴危险截面上的应力（根据第三强

22、度理论），并考虑M、T两者产生的应力循环特性和不同，通常=1，而一般1，考虑两者差异的影响，将c 进行修正，得,弯曲应力：,扭转切应力：,轴弯、扭合成强度条件为：,轴受不变扭矩时，T =+1，,轴受脉动扭矩（有振动冲击或频繁启动停车）T=0，,轴受对称扭矩(频繁双向运转)时，T =-1，,转矩的变化不清楚时按脉动循环处理,也可按弯、扭合成强度条件计算轴的直径,按轴承所能受的载荷方向或公称接触角的不同可分为以下几种,轴承类型,公称接触角,向心轴承(主要承受径向负荷FR),推力轴承(主要承受轴向负荷FA),径向接触,向心角接触,推力角接触,轴向接触,= 00,00450,450 900,= 900

23、,图例,第13章 滚动轴承,一滚动轴承的类型及代号重点,1滚动轴承的类型,（1）轴承代号组成：由基本代号、前置代号和后置代号构成。,3.滚动轴承的代号,（2）基本代号,圆锥滚子轴承:3推力球轴承 :5深沟球轴承 :6角接触球轴承:7圆柱滚子轴承:N,窄: 0,正常: 1,宽: 2,特低：7,低：9,正常：1（单向）,正常：2（双向）,轻：2,中：3,重：4,特宽：3特宽：4特宽：5特宽：6,d 20 mm的轴承,d=10 mm 代号：00,d=12 mm 代号：01,d=15 mm 代号：02,d=17 mm 代号：03,d=20mm480 mm的轴承,d为：22、28、32及d 500 mm

24、以上轴承代号：/内径毫米 表示,特轻：0特轻：1,调心球轴承 :1调心滚子轴承:2推力调心滚子轴承 :29,滚针轴承 :NA,尺寸系列代号表示方法,直径系列代号,尺 寸 系 列 代 号,向心轴承,宽度系列代号,推力轴承,高度系列代号,0（窄）,1（正常）,2（宽）,7（特低）,9（低）,1（正常）,2（正常）,2（轻）,3（中）,4（重）,02,12,22,03,13,23,04,14,24,72,92,12,22,73,93,13,23,74,94,14,24,向心轴承,中直径系列,正常宽度系列,双向推力轴承,轻直径系列,正常高度系列,22,13,6（0）2 06 （/P0）,3 32 15

25、 E （/P0）,解答：,例10-1 试说明轴承代号6206、33215E、7312C及52412/P6的 含义。,公差等级分为/P2,/P4，/P5，/P6,/P6X和/P0 6个级别，依次从高到低， /P6X仅适用于圆锥滚子轴承， /P0 为普通级，在轴承代号中不标出。,7（0）3 12 C（/P0）,5 14 10 /P6,二. 滚动轴承的选择,承轻、中及较小波动载荷的场合选球轴承,承重及较大波动的载荷的场合选滚子轴承,深沟轴承（6类）,圆柱滚子轴承（N类）及滚针轴承（NA类）,纯轴向负荷可选用推力轴承（5类）,径向负荷为主可用深沟球轴承（6类）,角接触球轴承（7类）,圆锥滚子轴承（3类

26、）,可用推力调心滚子轴承（29类）,也可用圆柱滚子N类（或深沟球轴承6类）与推力轴承（5类）联合使用。,1.类型选择,转速较高、负荷较小或要求旋转精度较高时宜选用球轴承,转速较低、负荷较大或有冲击载荷时宜选用滚子轴承,极限转速nlim是载荷P0.1C（C为基本额定动载荷），冷却正常，0级公差时轴承的最大允许转速。对高转速的轴承：1.优先选用球轴承（润滑的阻力）2.轻系列轴承优于中、重系列（离心力）3.实体保持架优于冲压保持架（易形成油膜减小摩擦）4.提高公差等级、改善润滑条件等,根据调心性能的要求选择,当两轴承座孔同心度难以保证，或轴受载后挠曲变形较大时，应选用调心球轴承或调心滚子轴承。,23

27、,816,24,根据安装和拆卸方便要求选择,一般，球轴承价格最低，滚子轴承比球轴承价格高。轴承精度愈高，则价格愈高，选择轴承时，在满足工作要求的前提下，应使成本最低。,当轴承座不是剖分式而必须沿轴向安装和拆卸轴承时，应优先选用内外圈可分离的轴承。如圆锥滚子轴承，圆柱滚子轴承。,考虑经济性,圆柱滚子轴承,深沟球轴承,角接触球轴承,调心滚子轴承,调心球轴承,圆锥滚子轴承,推力调心滚子轴承,疲劳点蚀,（1）失效形式,塑性变形,磨损,2.型号（尺寸）选择重点,对一般工作条件下的回转滚动轴承经常发生点蚀， 主要进行寿命计算，必要时进行静强度校核；,对于不转动、摆动或转速低（n10 r/min）的轴承，要

28、 求控制塑性变形，只需进行静强度计算；,对于高速轴承由于发热而造成的粘着磨损、烧伤常常是突出的矛盾，除进行寿命计算外，还需校验极限转速。,（3）轴承寿命,基本公式,修正公式,(4)当量动载荷的计算,含义：当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴向载荷双重影响，经换算后的假想载荷。其效果与某一个基本额定动载荷相当。,计算公式：,P=fP（X FR+Y FA ）,X-径向动载荷系数；,Y-轴向动载荷系数。(表14-10),向心轴承：,P= fP FR,推力轴承：,P= fP FA,fP-冲击载荷系数（表14-11）,根据轴承型号、 、轴向载荷影响系数e查表14-10。,(5)、角接触球轴承(7类)和圆锥滚

29、子（3类）的轴向力计算难点,内部轴向力 的计算,当角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受径向载荷FR时，由于存在接触角，将派生出内部轴向力 作用于轴上。,Fs,Fs,表14-13角接触球轴承和圆锥滚子轴承的内部轴向力,角接触轴承的内部轴向力，其方向视正、反装情况而定。 正装（面对面） 反装（背对背）,Fr,Fa,Fa,Fr,FR1,FR2,FS1,FS2,轴承的受力分析,Fa,FS1,FS2,Fa,FS1,FS2,FR1,FR2,FS1,FS2,计算轴承的当量动载荷,P=fP（X FR+Y FA ）,FR ：根据力的平衡条件, 求出FR1 和FR2 FA ：考虑轴向外载荷Fa ， 同时还要考虑由FR1

30、 和FR2 引起的派生轴 向力FS1和FS2,3、角接触球轴承的轴向载荷FA (难点),F A1= Fs1 F A1= Fs2 Fa 取大值F A2= Fs2 FA2 = Fs1 Fa 取大值,Fs1和Fs2与Fa的合力方向相同时取+，否则取-；,三滚动轴承部件组合设计（包括轴承内外圈固定、间隙调 整、轴承配合、轴承装拆、润滑与密封等） 重点,例一,（1）缺调整垫片；（2）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触；（3）该轴段不应选轴套定位，应设计轴肩；（4）套筒外径较大，应低于轴承内圈的2/3;（5）该轴段太长，不能保证定位；（6）轴端挡圈不能与轴端接触，要保证轴端挡圈挡住锥齿轮；（7）套杯

31、右面的孔径太小，轴承外圈无法拆卸；（8）套杯外圈中间部分直径可小些，以减少精加工面；（9）套杯内圈中间部分直径可大些，以减少精加工面；,例二,（1）右轴承内圈右端面是固定面，可用圆螺母加带翅垫圈，螺纹外径略小于轴承内径；（2）轴段的精加工面太长；（3）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触，且应有密封毡圈；（4）该轴段用于两轴承内圈的定位，其直径应小于轴承内圈的直径；（5）两轴承外圈之间的套筒内径应小于轴承外径，形成轴承外圈定位凸肩;（6）左轴承内圈左侧的轴肩过高，应减至内圈高的2/3左右；（7）套杯凸缘不应在左边，应在右边；（8）箱体孔的之间部分直径应加大，以减少精加工面；（9）透盖与套杯

32、配合段过长，透盖与右轴承外圈之间应有大的间隙；（10）套杯凸缘与箱体间、套杯凸缘与透盖间应有调整垫片；（11）轴的右端及透盖外缘外侧应有倒角。,例三,已知齿轮用油润滑，轴承用脂润滑,（1）轴段长度等于锥齿轮的宽度，轴端压盖顶不住锥齿轮，且压盖螺钉无防松措施；（2）齿轮与轴之间的键联接画法错误，且齿轮的键槽和联轴器的键槽不在同一母线上；（3）轴肩太高，无法拆卸左轴承；（4）轴承内圈的配合应改为50k6;（5）使用轴肩定位，无法调整轴承间隙，且轴肩过高，无法安装、拆卸右轴承；（6）轴承外圈的配合应改为90H7;（7）左、右轴承的外圈大端轴向均未定位；（8）使用卡圈定位，无法调整轴承间隙，对于反装轴

33、承应使用圆螺母加带翅垫圈；（9）轴承盖凸缘不应与右轴承的外套圈接触；（10）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触；（11）轴承盖无密封装置；（12）轴承盖（静止件）不应与联轴器（转动件）接触；（13）轴的精加工面过长，且右端轴头直径偏大使得右轴承无法装拆；（14）安装联轴器的轴端长度应小于联轴器的内孔长度，否则定位不可靠；（15）联轴器左端应有轴肩或套筒作轴向定位；（16）套杯无凸缘，无法调整锥齿轮锥距；（17）套杯凸缘与箱体轴承端盖之间无垫片；（18）箱体端面加工面与非加工面没有分开；（19）箱体座孔（与套杯相接触）的加工面与非加工面没有分开；（20）轴承（尤其是左轴承）的画法不准确；（

34、21）齿轮用油润滑，轴承用脂润滑，应有挡油环。,例四,(1)轴肩过高，左轴承不便拆卸； (2)两边都有轴肩，齿轮无法安装；（3）键的顶面与轮毂底面应留有间隙，其轮毂槽应轴向开通，轴上键槽应有局部剖视；（4）轴承不便安装，应安排轴肩；（5）轮毂无确定位置，且无轴向固定；（6）键槽过长，且两键槽不在同一母线上，不便于加工；（7）轴端过长，轮毂无法进行轴向固定；（8）无砂轮越程槽，轴颈处不便磨削加工；,齿轮采用油润滑，轴承采用脂润滑，试分析轴系结构的错误，并在错误处标明序号，说明原因并提出改正方案。,例五,（1）联轴器无轴向定位，故此处应设计一定位轴肩；（2）轴承盖与轴之间应留有间隙，并设有密封件；

35、（3）应加调整垫片；箱体非加工面应与加工面分开；（4）轴承端面距箱体应留有一定距离；30000类轴承反装时，轴承外圈窄边不应固定，而外圈宽边应固定；（5）齿轮左端轴向未固定，与齿轮相配合的轴段应较齿轮轮廓短2-3mm，并加轴套对齿轮进行轴向固定；（6）齿轮处的键槽与联轴器的键槽应在同一母线上，且键顶部与轮毂槽底部之间应留有间隙；轴的键槽处应局部剖视；（7） 30000类轴承反装时，轴承内圈宽边未固定；(8)此轴段过长，顶住了端盖；(9)轴如轴承配合不应开键槽；(10)轴肩过高，不便于轴承拆卸；(11)轴承无轴向定位，可增设定位套筒，且轴承内圈宽边未固定；(12)键槽过长，并与齿轮键槽不在同一母

36、线上。,例六:指出错误，说明理由，并画出合理的组合结构图。,(1)锥齿轮轴无轴向定位，轴承无法承受轴向力，当外伸轴被外力向左推动时，轴连同轴承可从左端滑出；（2）30000类轴承反装时，两轴承的外圈均为固定；（3） 30000类轴承反装，轴承间隙无法调整；（4）锥齿轮轴系组合部件的轴向位置无法调整。,例七：蜗杆轴一端采用两个70000类轴承承受双向轴向力，另一端采用60000类轴承，试绘制轴承组合结构图。,例八,（1）轴端无倒角，轴上零件不便安装；（2）铸造箱体加工面与分加工面未分开；（3）无调整垫片，轴承间隙无法调整；（4）无砂轮越程槽，轴颈处不便磨削加工；（5）轴肩过高，左轴承不便拆卸；（

37、6）无键连接，齿轮周向无法固定；（7）轴头长度等于齿轮轮毂宽度，齿轮固定不可靠；（8）转动件（套筒）与静止件（轴承外圈）接触，轴系无法正常运转；（9）静加工面过长，轴承不便装拆；（10）轴的外伸端与轴承盖孔之间无间隙，转动轴与静止的轴承盖接触，轴无法正常运转，且它们之间无密封装置，无法防漏油及防尘；（11）联轴器轴向未定位和固定；（12）无键连接，联轴器周向无法固定；（13）有沉孔的半联轴器轴向未固定。,例九,齿轮用油润滑，轴承用脂润滑,（1）轴端伸出太长；（2）无调整垫片，轴承间隙无法调整，且不能防止漏油；（3）无砂轮越程槽，轴颈处不便磨削加工；（4）轴肩过高，左轴承不便拆卸；（5）轴承处无挡油环，易使蜗轮上的润滑油进入轴承，导致油脂稀释流出或变质；（6）轴头长度等于蜗轮轮毂宽度，蜗轮固定不可靠；（7）轴段长度等于套筒宽度，右轴承定位、固定不可靠；（8）套筒过高，右轴承不便拆卸；（9）毡圈油封及键的画法不正确；（10）转动件（联轴器）与静止件（轴承盖）接触，无法正常运转；（11）不同轴段的键槽没有布置在轴的同一母线上，不便加工；（12）联轴器孔中键槽底部与键上表面间无间隙；（13）轴端过长，超出联轴器的端面，无法与另外半联轴器相连接；（14）无沉孔的联轴器不能用压板螺钉作轴向定位。,