西工大版_機械設計作業(yè)集

1、 第八章第八章 一、選擇題一、選擇題8-1 B 8-2 C C 8-3 B 8-4 C8-5 A 8-6 B 8-7 A 8-8 D8-9 C8-10 C8-11 D8-12 A8-13 D8-14 C8-15 D8-16 D8-17 D8-18 A8-19 B8-20 B二、填空題二、填空題8-21 在平帶或V帶傳動中，影響最大有效圓周力Fec的因素是 初拉力初拉力F0 、 摩擦系數(shù)摩擦系數(shù)（當量摩擦系數(shù)（當量摩擦系數(shù)V ） 和 小輪包角小輪包角1 。8-22 V帶傳動在工作過程中，帶內應力有：緊邊、松邊拉應力（緊邊、松邊拉應力（1、2）、 離離心拉應力心拉應力c 、 彎曲應力（彎曲應力（b

2、1、b2 ） ，最大應力max= 1+c+b1 ，發(fā)生在 緊邊剛繞上小帶輪處緊邊剛繞上小帶輪處 。8-23 帶傳動的主要失效形式為 疲勞破壞疲勞破壞 和 打滑打滑 ，其設計準則為 在不打滑的在不打滑的條件下，使帶具有一定的疲勞強度和壽命條件下，使帶具有一定的疲勞強度和壽命 。8-24 某普通V帶傳動，傳遞功率P=7.5KW，帶速v=10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍（F1=2F2），則F1= 1500 N和F2= 750 N。8-25 帶傳動中，帶的張緊方法有 安裝張緊輪安裝張緊輪 和 調整中心距調整中心距 兩類。8-26帶傳動過載打滑時，打滑現(xiàn)象首先發(fā)生在 小小 帶輪上，其原因是 小輪包小

3、輪包角小于大輪包角角小于大輪包角 。8-27在帶、鏈和齒輪組成的多級傳動中，帶傳動應布置在 高速高速 級，原因是提高帶傳動的能力、提高帶傳動的能力、工作平穩(wěn)性好及工作平穩(wěn)性好及起到過載保護的作用。起到過載保護的作用。8-28 V帶傳動中，帶的型號應根據(jù) 計算功率計算功率 和 小輪轉速小輪轉速 選擇。8-29 在帶傳動中，帶的彈性滑動發(fā)生的原因是帶兩邊的拉力差及彈性變形帶兩邊的拉力差及彈性變形。8-30 帶傳動中，帶的離心力發(fā)生在帶繞在帶輪上的部分帶繞在帶輪上的部分。三、分析與思考題三、分析與思考題8-31 相同的條件下，為什么V帶比平帶的傳動能力大？答：平帶的工作面是和帶輪接觸的內周面，而答：

4、平帶的工作面是和帶輪接觸的內周面，而V帶的工作面是帶的工作面是V帶帶的兩側面，由于楔形增壓作用，在同樣的張緊力下，的兩側面，由于楔形增壓作用，在同樣的張緊力下，V帶傳動比平帶傳動比平帶傳動能產生更大的摩擦力。因此帶傳動能產生更大的摩擦力。因此V帶比平帶的傳動能力大。帶比平帶的傳動能力大。8-32 帶傳動設計時，為什么要限制其最小中心距和最大傳動比？答：中心距過小和傳動比過大，均會造成小輪包角答：中心距過小和傳動比過大，均會造成小輪包角 1過小，降低過小，降低傳動能力。傳動能力。8-34 帶傳動的主要失效形式是什么？帶傳動的設計準則是什么？答：帶傳動的主要失效形式是：打滑和疲勞破壞。帶傳動的主要

5、失效形式是：打滑和疲勞破壞。帶傳動的設計準則是：在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定帶傳動的設計準則是：在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定 的疲勞強度和壽命。的疲勞強度和壽命。 8-33 在普通V帶傳動中，為什么一般推薦使用的帶速為5v25m/s？答：一般答：一般v25 m/s。若帶速過大（。若帶速過大（v25m/s），則會因離心力過），則會因離心力過大而降低帶和帶輪間的正壓力，從而降低摩擦力和傳動的工作能大而降低帶和帶輪間的正壓力，從而降低摩擦力和傳動的工作能力，同時離心力過大又降低了帶的疲勞強度。力，同時離心力過大又降低了帶的疲勞強度。帶速帶速v也不能過小（一般不應小于也不能過?。ㄒ话悴?/p>

6、應小于5 m/s）。）。 P=Fev，帶速太小，帶速太小，P小傳動能力降低；或小傳動能力降低；或P一定時，使所需的圓周力過大，易打滑，從一定時，使所需的圓周力過大，易打滑，從而使所需的膠帶根數(shù)過多。而使所需的膠帶根數(shù)過多。8-36 帶傳動中的彈性滑動和打滑是怎樣產生的？對帶傳動有何影響？答：在帶傳動中，帶的彈性滑動是因為帶的彈性變形以及傳遞動力時松、緊邊的拉力差造成的，是帶在輪上的局部滑動，彈性滑動是帶傳動所固有的特性，是不可避免的。彈性滑動使帶傳動的傳動比增大。 當帶傳動的負載過大，超過帶與輪間的最大摩擦力，將發(fā)生打滑，帶在輪上全面滑動，打滑是帶傳動的一種失效形式，是可以避免的。 8-35

7、影響帶傳動工作能力的因素有哪些？答：1）（Fec）F0 、1 、f 2）（ v ）dd1 、n1 3） 型號8-39 某帶傳動由變速電動機驅動，大帶輪的輸出轉速的變化范圍為5001000r/min。若大帶輪上的負載為恒功率負載，應該按哪一種轉速設計帶傳動？若大帶輪上的負載為恒轉矩負載，應該按哪一種轉速設計帶傳動？為什么？1000vFPeP一定，n2v，所需的有效圓周力 Fe，按較大的Fe設計帶傳動能夠保證不打滑和具有一定的疲勞壽命時，當帶傳動高速運轉時，就不會打滑和并具有一定的疲勞壽命，按轉速500r/min來設計帶傳動。T一定， Fe =C， n2 v ，傳遞的功率 P= Fe v 按轉速1

8、000r/min來設計帶傳動。TP 8-40一帶式輸送機裝置如圖。已知小帶輪基準直徑dd1=140mm，大帶輪基準直徑dd2=400mm，鼓輪直徑D=250mm，為了提高生產率，擬在輸送機載荷不變（即拉力F不變）的條件下，將輸送帶的速度v提高，設電動機的功率和減速器的強度足夠，且更換大小帶輪后引起中心距的變化對傳遞功率的影響可忽略不計，為了實現(xiàn)這一增速要求，試分析采用下列哪種方案更為合理，為什么？1、將dd2減小到280mm；2、將dd1增大到200mm；3、將鼓輪直徑D增大到355mm。F輸送帶Ddd2dd1減速器vV帶傳動電動機解輸出功率P出=Fv1、 dd2 , n2 , v，F(xiàn)不變，則

9、 P出輸入功率P入 =Fe帶v帶而10006011ddnv帶不變Fe帶(42%)可能引起打滑或疲勞失效。減小dd2不可行。1、將、將dd2減小到減小到280mm；2、將、將dd1增大到增大到200mm；3、將鼓輪直徑、將鼓輪直徑D增大到增大到355mm。F輸送帶Ddd2dd1減速器vV帶傳動電動機解輸入功率P入 =Fe帶v帶10006011ddnv帶增大dd1可行。2、 dd1 ，且dd1 ，1 ，K dd1 ，P0 dd1 ，b1 %9 .42140140200dddd1d1d1帶帶帶vvv輸入功率輸入功率P P1 1=F=Fe e VV，V帶傳動的有效拉力帶傳動的有效拉力F Fe e不變，

10、不會出現(xiàn)打滑和疲勞破壞。不變，不會出現(xiàn)打滑和疲勞破壞。1、將、將dd2減小到減小到280mm；2、將、將dd1增大到增大到200mm；3、將鼓輪直徑、將鼓輪直徑D增大到增大到355mm。F輸送帶Ddd2dd1減速器vV帶傳動電動機解3、輸出功率P出=FvD ， v，F(xiàn)不變，則 P出輸入功率P入 =F帶v帶而10006011ddnv帶不變F帶可能引起打滑。增大D不可行。此題的答案告訴我們：用提高帶速的辦法提高帶傳動的功率是可行的，此題的答案告訴我們：用提高帶速的辦法提高帶傳動的功率是可行的，帶傳動更適宜在高速下工作。帶傳動更適宜在高速下工作。解：原V帶傳動比： 857. 21404001212d

11、dddi方案1、2的V帶傳動比： 2200400140280121212ddddii原運輸帶速度： ,60000Dnvy現(xiàn)運輸帶速度： ,60000DnvyF輸送帶Ddd2dd1減速器vV帶傳動電動機同理方案3運輸帶速度提高： %42250250355DDDvvv三種方案都能使運輸帶速度三種方案都能使運輸帶速度提高提高42%左右，但只有方案左右，但只有方案2是合理方案，是合理方案，方案方案1、3都不能采用。都不能采用。%9 .42) 12857. 2(857. 21857. 2121yyynnnvvv方案1、2運輸帶速度提高： 現(xiàn)運輸帶鼓輪轉速： 減電減電iniinny212原運輸帶鼓輪轉速：

12、 減電減電iniinny857. 212a) 平帶傳動五、分析與思考題五、分析與思考題b) V帶傳動為什么帶傳動通常布置在機器的高速級？答：1）帶傳動布置在機器的高速級，帶速高，帶中的有效拉力小，不易打滑，且?guī)У钠趬勖L。 2）帶傳動工作平穩(wěn)性好，具有過載保護作用。 第九章第九章 一、選擇題一、選擇題9-1 C 9-2 A 9-3 B 9-4 A9-5 C 9-6 C 9-7 B 9-8 C9-9 A9-10 A9-11 C9-12 C9-13 B9-14 D9-15 B二、填空題二、填空題9-17 滾子鏈是由滾子、套筒、銷軸、內鏈板和外鏈板所組滾子鏈是由滾子、套筒、銷軸、內鏈板和外鏈板所組

13、 成，其中成，其中 內鏈板和套筒內鏈板和套筒 之間、之間、 外鏈板和銷軸外鏈板和銷軸 之間分別之間分別 為過盈配合，而為過盈配合，而 滾子和套筒滾子和套筒 之間、之間、 套筒和銷軸套筒和銷軸 之間分之間分 別為間隙配合。別為間隙配合。9-18 在鏈傳動中，鏈輪的轉速在鏈傳動中，鏈輪的轉速 越高越高 ，節(jié)距，節(jié)距 越大越大 ，齒數(shù)，齒數(shù)越少越少， 則傳動的動載荷越大。則傳動的動載荷越大。9-16 B9-19 鏈傳動的主要失效形式有鏈的疲勞破壞、鏈條鉸鏈的磨損、 膠合 、 鏈條靜力拉斷 四種。在潤滑良好、中等速度的鏈傳動中，其承載能力主要取決于 鏈板的疲勞強度 。9-20 鏈傳動的 平均 傳動比是

14、不變的，而 瞬時 傳動比是 變化的。9-21 在設計圖紙上注明某鏈條的標記為：16A-260 GB124311983，其中“16A”表示 A系列、鏈節(jié)距為p=25.4mm 。9-22 鏈傳動的潤滑方式可根據(jù) 鏈節(jié)距 和 鏈速 來選擇。三、分析與思考題三、分析與思考題923 鏈傳動為何小鏈輪齒數(shù)Z1不宜過少？而大鏈輪齒數(shù)Z2不宜 過多？答：小鏈輪齒數(shù)Z1過少，運動不均勻性和動載荷太大。而大鏈輪 齒數(shù)Z2過多，易發(fā)生跳齒、脫鏈。926 為什么一般鏈節(jié)數(shù)選偶數(shù)，而鏈輪齒數(shù)多取奇數(shù)？答：鏈節(jié)數(shù)選偶數(shù)是為了避免過渡鏈節(jié)，而鏈輪齒數(shù)取奇數(shù)則是 為了鏈輪和鏈節(jié)之間磨損均勻。927 鏈節(jié)距的大小對鏈傳動有何影

15、響？在高速重載工況下，應如何選擇滾子鏈？答：鏈節(jié)距越大，承載能力越大，但運動的不均勻性和動載荷也越大。在高速重載工況下，應選擇小節(jié)距、多排鏈。9-28 有一鏈傳動，小鏈輪主動，轉速n1=900，齒數(shù)z1=25，z2=75?，F(xiàn)因工作需要，擬將大鏈輪的轉速降低到n2250 r/min，鏈條長度不變，問：1. 若從動輪齒數(shù)不變，應將主動輪齒數(shù)減小到多少？此時鏈條所能傳遞的功率有何變化？答：從動輪齒數(shù)不變，主動小鏈輪齒數(shù) z1= z2/i12= z2n2/n1=75250/900=20.8 取z1=21（老書中）主動小鏈輪齒數(shù)由25降到21，由表9-10知，齒形系數(shù)KZ減小，而其它參數(shù)不變，鏈條所能傳

16、遞的功率Pca= P0KZ KL KP下降。 (新書中）主動小鏈輪齒數(shù)由25降到21，由圖9-13知，齒形系數(shù)KZ增加，而其它參數(shù)不變，鏈條所能傳遞的功率P= PcaKP/ KAKZ下降。 2. 若主動輪齒數(shù)不變，應將從動輪齒數(shù)增加到多少？此時鏈條所能傳遞的功率有何變化？答：主動小鏈輪齒數(shù)不變，從動輪齒數(shù)答：主動小鏈輪齒數(shù)不變，從動輪齒數(shù) z2= z1i12= z1n1/n2=25900/250=90 取取z2=90 從動大鏈輪齒數(shù)由從動大鏈輪齒數(shù)由75升到升到90，而其它參數(shù)不變，鏈條所能傳遞，而其它參數(shù)不變，鏈條所能傳遞的功率不變。的功率不變。 第十章第十章 一、選擇題一、選擇題10-1

17、A、G D、E B、C、F、H、I、J 10-14 C 10-15 B 10-16 A 10-17 A 10-18 C 10-19 D二、填空題二、填空題10-23 對齒輪材料的基本要求是：齒面對齒輪材料的基本要求是：齒面 硬硬 ，齒芯齒芯 韌韌 ；齒輪傳；齒輪傳動中，軟、硬齒面是以動中，軟、硬齒面是以 齒面硬度齒面硬度 來劃分的，當來劃分的，當 HB350時為軟時為軟齒面，一般取小、大齒輪的硬度齒面，一般取小、大齒輪的硬度HBS1-HBS2為為 3050 ，其原因，其原因是是 小齒輪的循環(huán)次數(shù)多小齒輪的循環(huán)次數(shù)多 ；當；當HB350時為硬齒面，一般取小、時為硬齒面，一般取小、大齒輪的硬度大齒

18、輪的硬度HBS1 = HBS2。10-2 B 10-3 A 10-4 B 10-5 A 10-6 A 10-7 C10-8 C 10-9 A 10-10 C 10-11 C 10-12 A 10-13 C 10-20 A 10-21 B 10-22 C1024 在齒輪傳動中，獲得軟齒面的熱處理方式有 調質 、 正火 ，而獲得硬齒面的熱處理方式有 滲碳淬火 、 整體淬火 、 表面淬火 等。1025一般參數(shù)的閉式軟齒面齒輪傳動的主要失效形式是 點蝕 ，閉式硬齒面齒輪傳動的主要失效形式是 斷齒 ，開式齒輪傳動的主要失效形式是 磨損 ，高速重載齒輪傳動，當潤滑不良時最可能出現(xiàn)的失效形式是 膠合 。10

19、26 在閉式軟齒面齒輪傳動中，齒面疲勞點蝕經(jīng)常首先出現(xiàn)在 節(jié)線附近靠近齒根 處，其原因是該處 為單齒嚙合區(qū)接觸應力大 、潤滑不良 摩擦力大。1027 在推導輪齒齒根彎曲疲勞應力計算公式時，其計算模型是 懸臂梁 ，設計的主要參數(shù)是 模數(shù)m和齒寬b 。一對齒輪傳動中，大、小齒輪的彎曲應力 一般不相等 。1028 齒輪齒面接觸應力計算公式是在 赫芝 公式的基礎上推導出的，影響齒面接觸應力最主要的參數(shù)是 分度圓直徑d1和d2(中心距a) 和齒寬。一對標準齒輪傳動，若中心距、傳動比等其他條件保持不變，僅增大齒數(shù)z1，而減小模數(shù)m，則齒輪的齒面接觸疲勞強度 不變 。1029漸開線齒輪的齒形系數(shù)YFa的物理

20、意義是 輪齒形狀對彎曲應力的影響 ，標準直齒圓柱齒輪的YFa值只與齒輪的 齒數(shù)z和變位系數(shù)x 有關。設有齒數(shù)相同的A、B、C三個標準齒輪，A為標準直齒圓柱齒輪，B為b15的斜齒圓柱齒輪，C為d=30的直齒錐齒輪，試比較這三個齒輪的齒形系數(shù)，最小的是 C ，最大的是 A 。1030 齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim和接觸疲勞強度極限Hlim是經(jīng)持久疲勞試驗并按失效概率為 1% 來確定的，試驗齒輪的彎曲應力循環(huán)特性為脈動循環(huán)。1031 一齒輪傳動裝置如圖所示，輪1為主動，在傳動過程中，輪2的齒根彎曲應力按 對稱 循環(huán)變化，而其齒面接觸應力按 脈動循環(huán) 變化。若求得其齒根最大彎曲應力為300MPa，則

21、最小應力值為 300MPa ，應力幅值為300MPa，平均應力為 0 。1231032 在斜齒圓柱齒輪傳動中，螺旋角既不宜過小，也不宜過大，因為過小，會使得 斜齒輪的優(yōu)點不能充分發(fā)揮 ，而過大又會使得 軸向力過大 。因此，在設計計算中，的取值應為 820 ，可以通過調整而對 中心距 進行圓整。1033 填注下表中參數(shù)的薦用范圍（一般情況下）：1038 標準直齒圓柱齒輪傳動，若傳動比標準直齒圓柱齒輪傳動，若傳動比i，、轉矩，、轉矩T1、齒寬、齒寬b均均保持不變，試問在下列條件下齒輪的彎曲應力和接觸應力各將發(fā)生保持不變，試問在下列條件下齒輪的彎曲應力和接觸應力各將發(fā)生什么變化什么變化? (1)模數(shù)

22、模數(shù)m不變，齒數(shù)不變，齒數(shù)Z1增加；增加； (2)齒數(shù)齒數(shù)z1不變，模數(shù)不變，模數(shù)m增大；增大； (3)齒數(shù)齒數(shù)zl增加一倍，模數(shù)增加一倍，模數(shù)m減小一半。減小一半。答：答：SaFaFYYbmdKT112 EHHZZuubdKT 12211（1）彎曲應力）彎曲應力（d1增大，增大，YFaYsa減小），減小）， 接觸應力接觸應力（d1增大）；增大）；（2）彎曲應力）彎曲應力（m增大，增大，d1增大，），接觸應力增大，），接觸應力（d1增大）；增大）；（3）彎曲應力）彎曲應力（m減小使減小使 F大量增大，大量增大，Z1增大使增大使 F少量減?。?，少量減?。?接觸應力不變（接觸應力不變（d1不變）

23、；不變）； 三、分析與思考題三、分析與思考題1041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。方案二為： m=2mm、z1=40 、z2=120，其齒根彎曲疲勞強度剛好滿足設計要求；方案三為： m=2mm、z1=30 、z2=90 。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： 1）改進后的方案二、方案三是否可用？為什么？ 2）應采用哪個方案更合理？為什么？解方案一：分析：直徑d1決定齒面接觸疲勞強度

24、，模數(shù)m決定齒根彎曲疲勞強度mmzmdmmm80204411方案二：mmzmdmmm80402211 齒面接觸疲勞強度滿足 11dd方案三：mmzmdmmm06032211 齒根彎曲疲勞強度滿足 mm足齒面接觸疲勞強度不滿 11dd1可用不可用(2) 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，傳動平穩(wěn)；，傳動平穩(wěn)；2、齒高h，滑動系數(shù)，滑動系數(shù)，磨損，磨損、切削量、切削量 ；3、da，齒坯小，齒輪重量，齒坯小，齒輪重量 。齒輪mzYFaYsabFH12mm202.82.245mm490MPa570MPa22mm502.42.340

25、mm400MPa470MPaSaFatFYYbmKFEHtHZZuubdKF11 5479228249011111.YYSaFaFFF 4672324240022222.YYSaFaFFF 1044 有一對標準直齒圓柱齒輪傳動。有關參數(shù)和許用值如下表，試分析比較哪個齒輪的彎曲疲勞強度高? 哪個齒輪的接觸疲勞強度高? 彎曲強度答：接觸強度H1=H2只比較H1、H2即可1045現(xiàn)有A、B兩對閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動。其參數(shù)如下表所示。其材料及熱處理硬度、載荷、工況及制造精度均相同。試分析比較這兩對齒輪接觸強度及彎曲強度的高低。 齒輪對mz1z2bA2409060B4204560 解：兩對齒輪的材

26、料及熱處理硬度、載荷、工況及制造精度均相同， 即表示其許用應力都相同，只需比較其計算應力的大小。 A: d1=mz1=240=80mm B: d1=mz1=420=80mm彎曲強度：004226714212111111111.YYmYYdmbKTYYmbKFASaAFaAASaAFaAAAAASaAFaAAtAAF 每對齒輪都是小齒輪的彎曲應力大，只比小齒輪的彎曲應力。085145518212111111111.YYmYYdmbKTYYmbKFBSaBFaBBSaBFaBBBBBSaBFaBBtBBF 接觸強度：接強相等。HBHA1046一標準直齒圓柱齒輪傳動，若傳遞載荷不變，齒輪齒數(shù)、中一標

27、準直齒圓柱齒輪傳動，若傳遞載荷不變，齒輪齒數(shù)、中心距和許用應力不變，小齒輪轉速心距和許用應力不變，小齒輪轉速 n1從從960 r/min降為降為720 r/min。試問要改變何參數(shù)，并使該值與原用值之比大致等于多少才能保證試問要改變何參數(shù)，并使該值與原用值之比大致等于多少才能保證該傳動具有原來的抗彎曲強度該傳動具有原來的抗彎曲強度?nnPT11095506 439607201111 nnTTSaFaSaFatFYYbmdKTYYbmKF112 bTbT 113411 TTbbFF 強度不變即12344n1aF2aF2rF1rF1tF2tF3aF4aF4rF3rF3tF4tFnn1047 圖示為

28、一二級展開式標準斜齒圓柱齒輪減速器。已知，高速圖示為一二級展開式標準斜齒圓柱齒輪減速器。已知，高速級齒數(shù)級齒數(shù)z1=44, z2=94，模數(shù)，模數(shù) m12=2.5 mm，中心距，中心距 a 12 = 175 mm，齒寬，齒寬b2= 90mm；低速級齒數(shù)；低速級齒數(shù)z3=40，z4=75，模數(shù)，模數(shù)m34= 3 mm，中心距，中心距a34 =175 mm，齒寬，齒寬b4=100 mm；四個齒輪的材料相同，許用接觸應力分；四個齒輪的材料相同，許用接觸應力分別為：別為： H1 H3 = 550 MPa，H2 H4 = 420MPa；傳動的摩擦；傳動的摩擦損耗可忽略不計，假設兩對齒輪傳動的載荷系數(shù)損耗

29、可忽略不計，假設兩對齒輪傳動的載荷系數(shù)K相同。試：相同。試： (1)標出齒輪標出齒輪2輪齒螺旋線的旋向，以使輪齒螺旋線的旋向，以使 II軸軸承上所受軸向力小些；軸軸承上所受軸向力小些；(2)畫出各齒輪的受力圖畫出各齒輪的受力圖(力的作用點和方向力的作用點和方向)；(3)若兩對齒輪均為直齒輪，判斷哪個齒輪的接觸強度最弱。若兩對齒輪均為直齒輪，判斷哪個齒輪的接觸強度最弱。1049圖示為二級圓錐圖示為二級圓錐-圓柱齒輪減速器簡圖，輸入軸圓柱齒輪減速器簡圖，輸入軸轉向轉向n1如如圖所示。圖所示。(1)合理確定斜齒輪合理確定斜齒輪3和和4的螺旋線方向（畫在圖上），；的螺旋線方向（畫在圖上），；(2)在圖

30、上畫出各齒輪的圓周力、徑向力和軸向力的方向；在圖上畫出各齒輪的圓周力、徑向力和軸向力的方向；(3)軸為輸出軸，應從軸為輸出軸，應從軸的哪端輸出扭矩為好？為什么？軸的哪端輸出扭矩為好？為什么？12341nnn1aF2aF1rF2rF1tF2tF3aF4aF4rF3rF3tF4tF 應從應從軸的上端（遠離齒輪端）輸出扭矩，使彎曲、扭轉的變軸的上端（遠離齒輪端）輸出扭矩，使彎曲、扭轉的變形產生的齒向載荷分布不均抵消一部分。形產生的齒向載荷分布不均抵消一部分。四、設計計算題四、設計計算題1050 設計一直齒圓柱齒輪傳動，原用材料的許用接觸應力為設計一直齒圓柱齒輪傳動，原用材料的許用接觸應力為H1 =7

31、00MPa，H2 =600MPa，求得中心距，求得中心距a=100mm；現(xiàn)改用；現(xiàn)改用H1 =600MPa，H2 =400MPa的材料，若齒寬和其它條件不變，為保的材料，若齒寬和其它條件不變，為保證接觸疲勞強度不變，試計算改用材料后的中心距證接觸疲勞強度不變，試計算改用材料后的中心距a。121111121dZZuubdKTZZuubdKFEHEHtH (uddda 1221121HHHH aaddHHHH 11mmaaHH1502310022 1051 一直齒圓柱齒輪傳動，已知zl=20，z2=60，m=4mm，B1=45mm，B2=40mm，齒輪材料為鍛鋼，許用接觸應力H1 =500MPa，

32、H2=430MPa，許用彎曲應力F1 =340MPa， F2 =280MPa，彎曲載荷系數(shù)K=1.85，接觸載荷系數(shù)K=1.40，求大齒輪所允許的輸出轉矩T2 (不計功率損失)。 347855182340111.YYSaFaF 解：1、計算彎曲強度允許的輸出轉矩 FSaFaSaFatFYYzbmKTYYbmKF 1212 9870751282280222.YYSaFaF Nmm.YY,YYminKzbmTSaFaFSaFaF245552987085122044022222111121HEHHZZuuzbmKT122121 NmmZZuuKzbmTEHHH56312)8 .1895 . 2430

33、(434 . 1220440),min(122222212121NmmnnTT1689383563122112 2、計算接觸強度允許的輸出轉矩NmmnnTT7366573245552211210一一56有一對閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動，已知小齒輪齒數(shù)有一對閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動，已知小齒輪齒數(shù)z1=20，傳動比傳動比i=3，模數(shù)，模數(shù) m=4mm，齒寬，齒寬 b = 80 mm，齒面接觸應力，齒面接觸應力H = 400MPa，大齒輪齒根彎曲應力，大齒輪齒根彎曲應力 F2 = 50 MPa?，F(xiàn)可忽略載荷系數(shù)?，F(xiàn)可忽略載荷系數(shù)K對強度的影響，試求：對強度的影響，試求：（1）小齒輪的齒根彎曲應力

34、）小齒輪的齒根彎曲應力F1；（2）當其他條件不變，而）當其他條件不變，而 b =40mm時的齒面接觸應力時的齒面接觸應力H和齒根彎和齒根彎曲應力曲應力F1、F2；（3）當傳動比）當傳動比i及其他條件不變，而及其他條件不變，而 z1= 40，m = 2 mm時的齒面接時的齒面接觸應力觸應力H和齒根彎曲應力和齒根彎曲應力F1、F2。MPaYYYYSaFaSaFaFF01.5573. 128. 255. 18 . 250221121解：（1） HEHHZZuubdKT 12211MPabbHH68.5654080400 FSaFaFYYbmdKT 112MPabbFF02.110408001.551

35、1MPabbFF10040805022（2）（2）10一一56有一對閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動，已知小齒輪齒數(shù)有一對閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動，已知小齒輪齒數(shù)z1=20，傳動比傳動比i=3，模數(shù)，模數(shù) m=4mm，齒寬，齒寬 b = 80 mm，齒面接觸應力，齒面接觸應力H = 400MPa，大齒輪齒根彎曲應力，大齒輪齒根彎曲應力 F2 = 50 MPa?，F(xiàn)可忽略載荷系數(shù)?，F(xiàn)可忽略載荷系數(shù)K對強度的影響，試求：對強度的影響，試求：（1）小齒輪的齒根彎曲應力）小齒輪的齒根彎曲應力F1；（2）當其他條件不變，而）當其他條件不變，而 b =40mm時的齒面接觸應力時的齒面接觸應力H和齒根彎和齒根彎曲

36、應力曲應力F1、F2；（3）當傳動比）當傳動比i及其他條件不變，而及其他條件不變，而 z1= 40，m = 2 mm時的齒面接時的齒面接觸應力觸應力H和齒根彎曲應力和齒根彎曲應力F1、F2。解：（3）（2）6 .1011112111211 SaFaSaFaFFYYzmYYzmMPaHH400 EHHZZuubdKT 12211SaFaFYYbmdKT112 SaFaFYYzm121 0 .992212221222 SaFaSaFaFFYYzmYYzm 第十一章第十一章 一、選擇題一、選擇題1111 DD 11- 2 B B 11-3B B 11-4 D D 11-5 D D11-611-6 A

37、 A 11- 7 B B 11-8A A 11-9 B B 11-10C C11-1111-11DD 11- 12 C C 11-13 B B 11-14 C C 二、填空題二、填空題1116蝸桿直徑系數(shù) q =d1/m_。1117 蝸桿傳動發(fā)生自鎖的條件是_v_。1118阿基米德蝸桿與蝸輪正確嚙合的條件是ma1= mt2 = m，a a1 = a t2=，12。1119 在蝸桿傳動中，蝸桿頭數(shù)越少，則傳動效率越 低 ，自鎖性越 好 。一般蝸桿頭數(shù)常取1、2、4、6 。1120 對滑動速度vs4m/s的重要蝸桿傳動，蝸桿的材料可選用 合金鋼 進行 淬火 處理；蝸輪的材料可選用 錫青銅 。112

38、1蝸桿傳動中強度計算的對象是 蝸輪 ，其原因是 材料上，蝸輪采用青銅，強度差 、 結構上，蝸桿的齒是連續(xù)的，蝸輪的齒是獨立的 。1122蝸桿傳動中，蝸桿螺旋線的方向和蝸輪螺旋線的方向應 相同 ，蝸桿的 導程角 應等于蝸輪的螺旋角。1123閉式蝸桿傳動的功率損耗，一般包括 嚙合摩擦損耗 、 軸承摩擦損耗 、濺油損耗 三部分。1131 圖示蝸桿傳動均是以蝸桿為主動件。試在圖上標出蝸輪(或蝸桿)的轉向，蝸輪齒的螺旋線方向，蝸桿、蝸輪所受各分力的方向。1n2tF1aF1rF2rF1tF2aF2n2n2n1n1n1tF2aF2tF1aF1rF2rF1132如圖所示傳動系統(tǒng)，已知輸出軸n6的方向。(1)使

39、各軸軸向力較小，確定斜齒輪3、4和蝸桿蝸輪1、2的螺旋線方向(標在圖上或用文字說明)及各軸的轉向；(2)在圖中標出各齒輪軸向力的方向。1234565aF6aF4aF3aF2aF1tF1aF蝸桿左旋6nWDv1aF2tF1tF2aF1rF2rF1n四、設計計算題1133某傳動裝置中采用蝸桿傳動，電機功率P=10kW，轉速n970 rmim，蝸桿傳動參數(shù)：z12，z260，q8，m8，右旋，蝸桿蝸輪嚙合效率 1=0.75，整個傳動系統(tǒng)總效率=0.70，卷筒直徑D=600 mm，試求：(1)重物上升時，電機的轉向（畫在圖上）；(2)重物上升的速度v ；(3)重物的最大重量W ；(4)蝸桿蝸輪所受各力

40、大小，并標出各力的方向。解：（1）如圖（2）30260122121zznnismsmmDvn/015. 1/78.1015386. 326002386. 39009703030/302112NvPW55.6896015. 17 . 010103（3）（4）NmmnPT6 .9845397010105 .955 .95511NmmiTT221520675. 036 .98453112NqzdTFFat7 .1230682984532984532211121NmzdTFFta92308602215206222152062222221NFFFtrr335920tan923tan221圈59. 120

41、0100010002DGDL1134 圖示為簡單手動起重裝置。已知：m8，z11，z240，q10，卷筒直徑D=200 mm，試確定：(1)重物上升1 m，手柄應轉多少圈？若蝸桿為右旋，當重物上升時，手柄轉向如何（畫在圖上）？(2)若蝸桿蝸輪齒面間的當量摩擦系數(shù)為fv=0.2，此機構是否自鎖？(3)若重物重量G=1000N，人手推力F=50N，計算手柄力臂長度L；(4)當提升重物或降下重物時，蝸輪齒面是單側受載還是雙側受載?解：（1）圈66.6359. 11402121zz3 .11)arctan(vvf（2）71. 5)101arctan()arctan(1qzv自鎖 LFLT5013269

42、. 0)3 .1171. 5tan(1 . 0)tan(tanvLLiTT8 .6533269. 01405012mmL9 .1528 .653100000NmmDGT1000002200100022（4）當提升重物時，蝸輪齒面左側受力，降下重物時，重力為驅動力，蝸輪的工作齒面沒有改變，因此為單側受載。135 已知一蝸桿傳動，蝸桿為主動，轉速nl=1440r/min，蝸桿頭數(shù)zl=2，模數(shù)m=4mm，蝸桿直徑系數(shù)q=10，蝸桿材料為鋼，齒面硬度大于45HRC，磨削，蝸輪材料為鑄錫青銅，求該傳動的嚙合效率1和總效率。 3 .11)102arctan()arctan(1qzsmndvs/07. 3

43、3 .11cos600001440104cos10006011解：查表11-18，fv=0.028，v=136，則8724. 0)6 . 13 .11tan(3 .11tan)tan(tan1v83. 0)96. 095. 0(1137如圖所示傳動系統(tǒng)，已知電機轉動方向。(1)試說明為什么帶傳動布置在高速級，而鏈傳動布置在低速級？(2)使各軸軸向力較小，確定斜齒輪3、4和蝸桿蝸輪5、6的螺旋線方向(標在圖上或用文字說明)；(3)在圖中標出所有軸向力的方向。1nK向K123456561aF2aF3aF4aF5aF6aFK1n2n3n4n5n6n6n（1）帶傳動布置在高速級是因為：帶傳遞的力不宜過

44、大，否則容易打滑；帶有過載保護的作用；帶是彈性體，有緩沖吸振的作用。 鏈傳動布置在低速級是因為：鏈傳動具有多邊形效應，高速時沖擊振動大，動載荷大。（2）如圖。蝸輪6為右旋。 第十二章第十二章 滑動軸承滑動軸承 一、選擇題一、選擇題12-1 C 12-2 B 12-3 B 12-4 A 12-5 B 12-6 B二、填空題二、填空題12-7 B 12-8 B 12-9 B 12-10 C 12-11D 12-12 D12-13 B 12-14 A12-15 在不完全液體潤滑滑動軸承設計中，限制在不完全液體潤滑滑動軸承設計中，限制p值的主要目的是值的主要目的是 避避免過度磨損免過度磨損 ；限制；限

45、制pv值的主要目的是值的主要目的是 限制溫升，避免膠合限制溫升，避免膠合 。12-16 徑向滑動軸承的偏心距徑向滑動軸承的偏心距e隨著載荷增大而隨著載荷增大而 增大增大 ；隨著轉速增；隨著轉速增高而高而 減小減小 。12-17 在設計液體摩擦動壓滑動軸承時，若減小相對間隙在設計液體摩擦動壓滑動軸承時，若減小相對間隙，則軸承，則軸承的承載能力將的承載能力將 提高提高 ；旋轉精度將；旋轉精度將 提高提高 ；發(fā)熱量將；發(fā)熱量將 增加增加 。12-18 非液體摩擦徑向滑動軸承，按其可能的失效非液體摩擦徑向滑動軸承，按其可能的失效形式應限制形式應限制 pp 、 pv pv 、 v v進行進行條件性計算。

46、條件性計算。12-19 形成液體摩擦動壓潤滑的必要條件形成液體摩擦動壓潤滑的必要條件 相對滑動相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙；的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙； 、有相對速度，、有相對速度，其運動方向必須使油由大端流進，小端流出；其運動方向必須使油由大端流進，小端流出； 、 潤滑油潤滑油必須有一定的粘度，且充分供油；必須有一定的粘度，且充分供油；而充分條件是而充分條件是 hminh 。 1224 在設計滑動軸承時，相對間隙在設計滑動軸承時，相對間隙的選取與速度和載的選取與速度和載荷的大小荷的大小 有何關系？有何關系？ 答：速度愈高，答：速度愈高，值應愈大；值應愈大； 載荷愈大，載荷愈

47、大，值應愈小。值應愈小。12-25 驗算滑動軸承的壓力驗算滑動軸承的壓力p、速度、速度v和壓力與速度的乘積和壓力與速度的乘積pv，是不完全液體潤滑滑軸承設計的內容，對液體動力潤，是不完全液體潤滑滑軸承設計的內容，對液體動力潤滑滑動軸承是否需要進行此項驗算？為什么？滑滑動軸承是否需要進行此項驗算？為什么？ 答：也應進行此項驗算。因在起動和停車階段，滑動軸答：也應進行此項驗算。因在起動和停車階段，滑動軸承仍處在不完全液體潤滑狀態(tài)。另外，液體動力潤滑滑動承仍處在不完全液體潤滑狀態(tài)。另外，液體動力潤滑滑動軸承材料的選取也是根據(jù)軸承材料的選取也是根據(jù)p、pv、v值選取。值選取。三、分析與思考題三、分析與

48、思考題12-27 對已設計好的液體動力潤滑徑向滑動軸承，試分析在僅改變對已設計好的液體動力潤滑徑向滑動軸承，試分析在僅改變 下列參數(shù)之一時，將如何影響該軸承的承載能力。下列參數(shù)之一時，將如何影響該軸承的承載能力。 轉速轉速n=500r/min改為改為n=700r/min； 寬徑比寬徑比B/d由由1.0改為改為0.8; 潤滑油由采用潤滑油由采用46號全損耗系統(tǒng)用油改為號全損耗系統(tǒng)用油改為68號全損耗系統(tǒng)用油號全損耗系統(tǒng)用油 軸承孔表面粗糙度由軸承孔表面粗糙度由Rz=6.3m改為改為Rz=3.2m。答答： （1）n 承載能力承載能力 （2） B/d B承載能力承載能力 （3），承載能力，承載能力

49、（4）RZ，允許，允許hmin ，偏心率，偏心率，承載能力，承載能力。PCdBF212-28 在設計液體潤滑軸承時在設計液體潤滑軸承時,當出現(xiàn)下列情況之一后當出現(xiàn)下列情況之一后,可考可考慮采取什么措施慮采取什么措施 ( 對每種情況提出兩種改進措施對每種情況提出兩種改進措施 ) ？ 當當hminhmin時時; 當條件當條件pp、vv、pv Fb ； a）b）12-31 圖所示為兩個尺寸相同的液體摩擦滑動軸承，其工作條件和結構參數(shù)（相對間隙、動力粘度、速度v、軸徑d、軸承寬度B）完全相同。試問哪個軸承的相對偏心率較大些？哪個軸承承受徑向載荷F較大？哪個軸承的耗油量Q較大些？答：偏心率：=e/ 半徑

50、間隙:=R-r(2) pCvBF22vBdqCq (1) ab（3）令耗油量（或流量）系數(shù)為Cq vBdCqq而CP 隨變化（3）令耗油量（或流量）系數(shù)為Cq vBdqCq 則：潤滑油流量則：潤滑油流量q=CqvBd ，由書中圖1216可知：當在曲線頂點左側時，Cq qa qb當在曲線頂點左側時，Cq qa qb(3)按按 計算計算 F1955.414kN F2573.065kN 按按 計算計算 FdB p=200250 15=750kN 12-33 有一不完全液體潤滑徑向滑動軸承，軸頸直徑有一不完全液體潤滑徑向滑動軸承，軸頸直徑d=200mm，軸承寬度，軸承寬度B=250mm，軸承材料選用，

51、軸承材料選用ZCuAl10Fe3，當軸轉速為，當軸轉速為60r/min、100r/min、500r/min時時,軸承允許的最大徑向載荷各為多少軸承允許的最大徑向載荷各為多少?解：查表解：查表122 ZCuAl10Fe3 p=15MPa pv=12MPa m/s v=4 m/s pdBFppvdndBFpv100060(2)按按 計算計算 v1=0.628 m/s v v2=1.047 m/s v v3=5.236 m/sv 不滿足不滿足 vdnv100060一、選擇題一、選擇題13-1 A B、D 13-2 B D A、C 13-3 C 13-4 D 13-5 D 13-6 A 13-7 B、

52、C 13-8 D 13-9 C 13-10 D 二、填空題二、填空題13-11 B 13-12 D 13-13 A 13-14 B 13-15 D 13-16 (1)徑向承載能力最高和最低的軸承分別是徑向承載能力最高和最低的軸承分別是 N316/P6 和和 51316 (2)軸向承載能力最高和最低的軸承分別是軸向承載能力最高和最低的軸承分別是 51316 和和 N316/P6 (3)極限轉速最高和最低的軸承分別是極限轉速最高和最低的軸承分別是 6306 /P5 和和 51316 (4)公差等級最高的軸承是公差等級最高的軸承是 6306 /P5 (5)能承受軸向徑向聯(lián)合載荷的軸承是能承受軸向徑向

53、聯(lián)合載荷的軸承是 30306第十三章第十三章 滾動軸承滾動軸承 12-17深溝球軸承和角接觸球軸承在結構上的區(qū)別是深溝球軸承和角接觸球軸承在結構上的區(qū)別是深溝深溝球軸承的外圈邊沿兩端厚度一樣，公稱接觸角為球軸承的外圈邊沿兩端厚度一樣，公稱接觸角為0；而角；而角接觸球軸承外圈邊沿兩端有厚薄之分，公稱接觸角不為接觸球軸承外圈邊沿兩端有厚薄之分，公稱接觸角不為0 ，在承受載荷上的區(qū)別是在承受載荷上的區(qū)別是深溝球軸承可以承受不大的雙向深溝球軸承可以承受不大的雙向軸向力，而角接觸球軸承只可承受單向軸向力軸向力，而角接觸球軸承只可承受單向軸向力 。1318 對于回轉的滾動軸承，一般常發(fā)生疲勞點蝕破壞，對于

54、回轉的滾動軸承，一般常發(fā)生疲勞點蝕破壞，故軸承的尺寸主要按故軸承的尺寸主要按疲勞壽命疲勞壽命計算確定。計算確定。1319 對于不轉、轉速極低或擺動的滾動軸承，常發(fā)生對于不轉、轉速極低或擺動的滾動軸承，常發(fā)生塑性變形破壞，故軸承的尺寸主要按塑性變形破壞，故軸承的尺寸主要按 靜強度靜強度 計算確定。計算確定。13201320 滾動軸承工作時，滾動體和轉動套圈的表面接觸滾動軸承工作時，滾動體和轉動套圈的表面接觸應力特性為應力特性為 規(guī)律性非穩(wěn)定的脈動循環(huán)規(guī)律性非穩(wěn)定的脈動循環(huán) ；而固定套圈接觸而固定套圈接觸點的接觸應力特性為點的接觸應力特性為 穩(wěn)定的脈動循環(huán)穩(wěn)定的脈動循環(huán) 。1322 滾動軸承軸系支

55、點軸向固定常用的三種結構形式是 雙支點各單向固定（兩端固定）雙支點各單向固定（兩端固定） 、 一支點雙向固定，另一端支點游動（一端固定、一端游一支點雙向固定，另一端支點游動（一端固定、一端游動）動） 、 兩端游動支承（兩端游動）兩端游動支承（兩端游動） 。1323 滾動軸承預緊的目的是 提高軸承的旋轉精度、支提高軸承的旋轉精度、支承剛度、減小機器工作時軸的振動承剛度、減小機器工作時軸的振動 ，所謂預緊，就是指 在安裝時用某種方法在軸承中產生并在安裝時用某種方法在軸承中產生并保持一軸向力，以消除軸承中的游隙保持一軸向力，以消除軸承中的游隙。324 滾動軸承的內徑和外徑的公差帶均為精度不同數(shù)值精度

56、不同數(shù)值較小的負偏差較小的負偏差，而且統(tǒng)一采用上偏差為 0 ，下偏差為 負值負值 的分布。1325 滾動軸承的密封的目的是為了防止灰塵、水、為了防止灰塵、水、酸氣和其它雜物進入軸承，并阻止?jié)櫥土魇釟夂推渌s物進入軸承，并阻止?jié)櫥土魇?，滾動軸承常用的三種密封方法為 接觸式密封（中低速）接觸式密封（中低速）、非接非接觸式密封（高速）觸式密封（高速）、 混合式密封（密封效果較好）混合式密封（密封效果較好） 。1327 為什么30000型和70000型軸承常成對使用？成對使用時，什么叫正裝及反裝？什么叫“面對面”及“背靠背”安裝？試比較正裝及反裝的特點。答：答：30000型和型和70000型軸

57、承只能承受單方向的軸向力，型軸承只能承受單方向的軸向力，成對安裝時才能承受雙向軸向力。同時這兩類軸承的公成對安裝時才能承受雙向軸向力。同時這兩類軸承的公稱接觸角稱接觸角大于零，承受徑向載荷時會產生內部軸向力大于零，承受徑向載荷時會產生內部軸向力，為避免軸在內部軸向力作用下產生軸向移動。，為避免軸在內部軸向力作用下產生軸向移動。 正裝和反裝是對軸的兩個支承而言，兩個支承上的正裝和反裝是對軸的兩個支承而言，兩個支承上的軸承外套圈薄邊相對（大口徑）安裝叫正裝，外套圈厚軸承外套圈薄邊相對（大口徑）安裝叫正裝，外套圈厚邊相對（小口徑）安裝叫反裝。邊相對（小口徑）安裝叫反裝?！懊鎸γ婷鎸γ妗焙秃汀氨晨勘潮?/p>

58、靠背”安裝是對軸的一個支承而言，一個支承上的兩個軸承安裝是對軸的一個支承而言，一個支承上的兩個軸承大口徑相對為大口徑相對為“面對面面對面”安裝，小口徑相對為安裝，小口徑相對為“背靠背背靠背”安裝。安裝。正裝：軸熱伸長可能會使軸承卡死；正裝：軸熱伸長可能會使軸承卡死；反裝：軸熱伸長會使受載滾動體個數(shù)減少。反裝：軸熱伸長會使受載滾動體個數(shù)減少。 1328滾動軸承的壽命與基本額定壽命有何區(qū)別？按公式L=(C/P)計算出的L是什么含義？答：軸承的壽命是指出現(xiàn)點蝕前的壽命（轉速），是一般答：軸承的壽命是指出現(xiàn)點蝕前的壽命（轉速），是一般概念的壽命。在一批軸承中，各個軸承的壽命離散性很大概念的壽命。在一批

59、軸承中，各個軸承的壽命離散性很大。而基本額定壽命是指對于點蝕失效具有。而基本額定壽命是指對于點蝕失效具有90%90%可靠度的壽可靠度的壽命。是一個特定意義的壽命。命。是一個特定意義的壽命。L L=(C/P)=(C/P) 中的中的L L為軸承的基為軸承的基本額定壽命，單位為本額定壽命，單位為10106 6轉。轉。1329 滾動軸承基本額定動載荷C的含義是什么？當滾動軸承上作用的當量動載荷不超過C值時，軸承是否就不會發(fā)生點蝕破壞？為什么？答：C C的含義見教材。的含義見教材。當當PCPC時，軸承是否發(fā)生點蝕要具體分析。當說要求的時，軸承是否發(fā)生點蝕要具體分析。當說要求的工作壽命等于工作壽命等于(C

60、/P)(C/P) 時，出現(xiàn)點蝕的概率為時，出現(xiàn)點蝕的概率為10%10%；大于；大于(C/P)(C/P) 時，時，概率大于概率大于10%10%；小于；小于(C/P)(C/P) 時，時，概率小于概率小于10%10%?？傆悬c蝕出現(xiàn)的可能性，僅概率大小不同?？傆悬c蝕出現(xiàn)的可能性，僅概率大小不同。 330 對同一型號的滾動軸承，在某一工作狀況下的基本額定壽命為L。若其它條件不變，僅將軸承所受的當量動載荷增加一倍，軸承的基本額定壽命將為多少？答：對于球軸承，當P2P，LPCPCL81)(81)2(33對于滾子軸承，當P2P，LPCPCL1 .101)(1 .101)2(3103101331 滾動軸承常見的