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3.有一非液体润滑的径向滑动轴承，宽径比B/d=1，轴颈d=80mm,已知轴承材料的许用值为[p]=5Mpa, [v]=5m/s, [pv]=10Mpa.m/s,要求轴承在n1=320r/min和n2=640r/min两种转速下均能正常工作，试求轴承的许用载荷的大小。（10分）
解：1. 按许用平均压力求许用载荷Fmax1 P=F/Bd≤[p]=5Mpa
Fmax1≤Bd*[p]=32000N 4分
2. 按许用[pv]求Fmax2
当n1=320r/min时,v1=Лdn/60*1000 =1.34 m/s＜[v] Pv=(F/Bd)*1.34≤[pv] Fmax≤10*6400/1.34=47761.2N 而当n2=640r/min时，v2=2.68 m/s＜[v]
Pv=(F/Bd)*2.68≤[pv] Fmax≤10*6400/2.68=23880.6N 5分 综上分析：该轴承的许用载荷[F]取23880.6N 1分
五、结构改错题（10分）
1． 如图所示为一轴系结构，试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。
解：评分参考标准：写对一个错误说明，则得一分，累积到10分为止，写错不得分，也不扣分，写出编号之外的其它结构错误，也可得分。 （1）左右两个轴承内圈没有固定； （2）左右两个轴承外圈没有固定； （3）轴径太大，齿轮无法装拆；
（4）两个齿轮定位不可靠，轴段应比轮毂长度短2 ~3mm；
（5）为了减少装夹工件的时间，两个平键应布置在轴的同一条母线上； （6）两个轴承端盖与箱体之间均应有调整垫片； （7）轴承端盖上螺钉孔径应比螺钉外径大些；
（8）螺孔应比螺钉头更深一些，螺纹底孔应比螺孔更深一些； （9）箱体上与两个端盖接触的平面均应高出一些，均为加工面； （10）两个齿轮齿顶圆均应倒角，共4处； （11）两个轴承端盖外圆外侧均应倒角； （12）螺钉应加弹簧垫圈防松；
（13）两个轴承端盖外面中间应凹下一点，以减少加工面。
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2. 如图所示为一对正安装的角接触球轴承的轴系结构。试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。（注：不要考虑图中的倒角及圆角。）（10分）
答：① 轴承端盖的加工面过大，工艺性差； ② 轴承装反
③ 轴过长，动静干涉 ④ 轴承处不需要键连接 ⑤ 轴肩过高，轴承无法拆卸 ⑥ 轴头过长，夹紧不可靠 ⑦ 键太长
⑧ 套筒直径太大，轴承无法拆卸 ⑨ 轴径太大，与轴承端盖有动静干涉 ⑩ 缺少密封
(11) 缺轴肩，联轴器无法定位
(12) 两键不在同以母线上，工艺性差；
(13) 缺少轴向夹紧。注：只要指出其中的10个错误就可以；如其中的9、10出秩序颠倒均可。 3．下图为一轴系结构，试说明图中10处标有编号的错误或不合理结构的原因。
注：写出图中除编号之外的其它结构错误，也一样得分。
解：评分参考标准：写对一个错误说明，得一分，累积到10分为止；写错不得分，也不扣分，写出编号之外
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的其它结构错误，也可得分。
（1）带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （2）左右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分； （3）端盖无密封装置；
（4）左右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片； （5）挡油环与箱体孔相接触；
（6）两套筒外径太大，轴承无法拆卸；
（7）齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （8）齿轮无安装定位基准，应在此设一轴环或轴肩； （9）键过长，套筒无法安装；
（10）精加工面太长，轴承安装不方便。
4．如图所示为一轴系结构，试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。
解：评分参考标准：写对一个错误说明，则得一分，累积到10分为止，写错不得分，也不扣分，写出编号之外的其它结构错误，也可得分。
（1）带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （2）左右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分； （3）透盖无密封装置；
（4）左右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片； （5）挡油环与箱体孔相接触；
（6）两套筒外径太大，轴承无法拆卸；
（7）齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （8）齿轮无安装基准，应在此设一轴肩； （9）键过长，套筒无法安装；
（10）精加工面太长，轴承安装不方便； （11）左轴承端盖孔与轴相接触；
（12）带轮无轴向定位，应在此设一轴肩； （13）带轮无周向固定，应安装一平键。
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5．如图所示为一对正安装的角接触球轴承的轴系结构。试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。（注：不要考虑图中的倒角及圆角。）
解：（1）箱体与轴承盖缺螺钉连接；
（2）左轴承安装反了，两轴承安装应构成正安装； （3）轴太长，已碰到了左轴承端盖，动静接触； （4）安装轴承无需键，故此处键槽多余； （5）轴肩过高，左轴承无法拆卸；
（6）三面贴合，齿轮固定不可靠（轮毂的长度应比相应的轴段长2~3mm）； （7）键太长，右边套筒无法安装； （8）套筒外径太大，右轴承无法拆卸； （9）精加工面过长，应设计成阶梯轴；
（10）右轴承透盖与轴间应有间隙，并加上密封装置； （11）联轴器无轴向固定（此处应设计有一轴肩）；
（12）轴上两个键槽不在同一母线上，轴的结构工艺性差； （13）联轴器无键槽，键根本无法安装。 （只要写出其中的10个即可）
6．已知某轴系的结构如下图所示，图中某些标号所示位置有可能存在结构错误，如确认有错误，请指出相应错误，并用文字说明如何改正。(16分)
1、 缺少调节垫片，加垫片
2、 端盖不应与轴相接触，保留间隙 4、缺少调节垫片，加垫片
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5、套筒定位高度太高，可改成轴肩结构
6、加工面太长，套杯中间与轴承不接触的部分可加大内径，减少加工面 7、轴承内圈定位不可靠，轴肩相比轴承内圈应往左侧稍微缩进 8、轴承外圈无法拆卸，套筒的定位高度应少于轴承外圈厚度 9、锥齿轮定位不可靠，轴端应往左侧缩进，不与轴端挡圈接触。 （共8处错误，指出一处得1分，说明如何改正得1分）
7．下图为一轴系结构，试说明图中10处标有编号的错误或不合理结构的原因。 注：写出图中除编号之外的其它结构错误，也一样得分。
答：1. 键太长
2. 缺定位轴肩
3. 固定端盖与转轴接触 4. 无密封件
5. 端盖中部应凹进,以便减少加工面 6. 缺垫片
7. 轴承装反(应正安装) 8. 套筒应比内圈低
9. 齿轮轴向固定不可靠,应缩短该轴段2~3mm 10.轴承内圈左侧无轴向固定
8．如图所示为一对正安装的角接触球轴承支承的轴系，齿轮用油池润滑，轴承用脂润滑，轴端装有带轮。试指出图中至少10处标有序号的错误或不合理结构的原因。（注：不要考虑图中倒角及圆角。）
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解：（1）带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （2）左右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分； （3）透盖无密封装置；
（4）左右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片； （5）挡油环与箱体孔相接触；
（6）两套筒外径太大，轴承无法拆卸；
（7）齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （8）齿轮无安装基准，应在此设一轴肩； （9）键过长，套筒无法安装；
（10）精加工面太长，轴承安装不方便； （11）左轴承端盖孔与轴相接触；
（12）带轮无轴向定位，应在此设一轴肩； （13）带轮无周向固定，应安装一平键。
9. 下图为一轴系结构，试写出图中10处标有编号的错误或不合理结构的原因。 注：写出图中除编号之外的其它结构错误，也一样得分，不考虑图中的倒角及圆角。
答：① 轴承端盖的加工面过大，工艺性差；
② 轴承装反
③ 轴过长，与端盖动静干涉 ④ 轴承处不需要键连接
⑤ 轴肩过高和套筒直径太大，使左、右轴承无法拆卸 ⑥ 该轴段应比其上齿轮宽度小，否则齿轮夹紧不可靠 ⑦ 键太长
⑧ 两键不在同以母线上，工艺性差； ⑨ 缺少密封且轴与端盖动静干涉 ⑩缺轴肩，联轴器无法轴向定位
注：只要写出10个错误名称就可以满分。
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机械设计（2）模拟试卷及参考答案
一、是非题（对的用“√”表示，错的用“3”表示，每小题1分，共10分）
1. 在链传动设计中，链节数一般选奇数为宜。 （3） 2. 在蜗杆传动中，当量摩擦系数随齿面相对滑动速度的增大而增大。 (3) 3. 单万向联轴器的从动轴角速度不均匀，改用双万向联轴器后，从动轴的角速度即可变为均匀。 (3) 4. 为了提高轴的刚度，轴的材料可以采用合金钢来代替碳素钢。 （3) 5. 在蜗杆传动中，蜗杆头数越多，则蜗杆传动的效率就越高。 (√) 6. 齿式联轴器是一种无弹性元件的挠性联轴器，它对轴的安装精度要求不高，允许有一定的偏移量。（√） 7. 滚动轴承的静强度安全系数S0只能大于1。 （3） 8. 动压滑动轴承热平衡计算时，若进油温度ti<35℃，则说明轴承发热不严重。 （3) 9. 滚动轴承轴向预紧的主要目的是为了提高轴承的承载能力。 (3) 10. 在滑动轴承设计中，适当选用较大的宽径比会提高承载能力。 （√） 11. 在带、链两级传动中，宜将带传动放在高速级。 （√） 12. 在链传动中，张紧轮宜安装在靠近主动轮的松边外侧上。 (√) 13. 在蜗杆传动中，中心距a = (d2+d1)/2 = m(z1+z2)/2。 (3) 14. 在工作时只承受弯矩而不承受转矩的轴，其工作应力一定是对称循环变应力。 （3) 15. 选择联轴器规格型号时的主要依据之一是：Tca＜[T]。 (√) 16. 在不完全液体润滑滑动轴承设计中，限制pv值的主要目的是限制轴承的温 升。 （√） 17. 滚动球轴承在工作时滚动体上某一点的载荷及应力均呈周期性的不稳定变化。 （√） 18. 毡圈密封装置的毡圈及轴承盖上的装毡圈槽都是矩形截面，目的是为了得到较好密封效 (3) 19. 刚性联轴器在安装时要求两轴严格对中，而挠性联轴器在安装时可以不考虑对中问题。 （3） 20. 为了增加油膜压力，液体动力润滑的向心滑动轴承中，一般油槽应开在承载区。 （ 3 ） 21. 在链传动中，当主动链轮匀速转动时，链速是变化的。 （ √ ） 22. 蜗杆传动中传动平稳的原因在于其同时啮合的齿对数较多。 （ √ ） 23. 滚动轴承的润滑方式通常可根据轴承的转速n来选择。 （ 3 ） 24. 使用十字滑块联轴器时对轴和轴承都会产生附加动载荷。 （ √ ） 25. 相同系列和尺寸的球轴承与滚子轴承相比时，滚子轴承的承载能力比球轴承高，而极限转速低。（ √ ） 26. 在蜗杆、链两级传动中，宜将链传动布置在高速级。 （ 3 ） 27. 滑动轴承的润滑油膜的平均温度越低，其粘度?越小。 （ 3 ） 28. 29. 30. 31. 32. 33. 34. 35. 36. 37. 38.
齿式联轴器的外齿齿顶是制成凹弧面的。 （ 3 ） 提高轴的表面质量有利于提高轴的疲劳强度。 （ √ ） 链传动中，当一根链的节数为偶数时，接头形式需采用过渡链节。 （ 3 ） 在链传动中，当主动链轮匀速转动时，链速是变化的。 （ √ ） 当液体动力润滑滑动轴承所受载荷较大时，则应选用较大的轴承间隙。 （ 3 ） 滑动轴承轴瓦上的油沟应开在非承载区。 （ √ ） 单个万向联轴器在使用时会产生附加动载荷，为改善这种情况，常成对使用 之 。 （ √ ） 滚动轴承的公称接触角越大，承受轴向载荷的能力就越大。 （ √ ） 滚动轴承中，滚子轴承的承载能力要比球轴承高而极限转速则比球轴承低。 （ √ ） 为了大幅提高轴的刚度，可把轴的材料从碳钢改为合金钢。 （ 3 ） 对轴的表面进行强化处理，不能提高轴的疲劳强度。 （ 3 ）
39. 在蜗杆传动中，蜗杆头数越少，自锁性越好。 ( √ ) 40. 在蜗杆传动中，当量摩擦系数随齿面相对滑动速度的增大而增大。 （ 3 ） 41. 设计链传动时，链长（节数）最好取链轮齿数的整数倍。 （ 3 ）
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42. 影响润滑油粘度的主要因素是温度和压力。 （ √ ）
43. 不完全液体润滑的滑动轴承正常工作的摩擦状态通常是边界摩擦或混合摩擦状态。 （ √ ） 44. 在蜗杆传动中，增加蜗杆头数，会提高传动效率。 （ √ ） 45. 滚动轴承的基本额定寿命是指一批相同轴承寿命的平均值。 （ 3 ） 46. 联轴器和离合器都是使两轴在工作时既能连接又能分离的部件。 （ 3 ） 47. 巴氏合金由于其材料特性独特，通常用于作滑动轴承的含油轴瓦。 （ 3 ） 48. 选择联轴器规格型号时的主要依据之一是：Tca<[T]。 （ √ ） 49. 连接汽车前桥和后桥的那根转动着的轴是一根转轴。 （ 3 ） 50. 在滚子链标记，链号数乘以25.4/16mm即为链节距值。 （ √ ） 51. 滚动轴承进行预紧的主要目的是为了提高轴承的径向承载能力。 (3) 52. 滚动轴承的润滑方式通常是根据轴承的转速n来选择的。 （3） 53. 滑动轴承设计中，适当选用较大的宽径比可以提高其承载能力。 （√）
54. 滑动轴承设计中，减小轴颈和轴瓦的表面粗糙度值可以提高其承载能力。 （√） 55. 56. 57. 58. 59. 60. 61. 62. 63. 64.
在滚子链设计中，由于链节数一般选用偶数，考虑到均匀磨损，链轮齿数也最好采用偶数。 （3） 链传动的运动不均匀性是造成瞬时传动比不恒定的原因。 （√） 设计蜗杆传动时，为了提高传动效率，可以增加蜗杆的头数。 （√） 由于材料和结构上的原因，在蜗杆传动设计中一般只对蜗轮轮齿进行强度计算。（√） 十字滑块联轴器的元件都是刚性的，是刚性联轴器的一种。 （3） 多盘摩擦离合器的内摩擦盘做成蝶形能使离合器分离迅速。 (√) 在链传动中，张紧轮宜紧压在松边靠近主动的小链轮处。 （ √ ） 在蜗杆传动中，通常蜗轮为主动件。 （ 3 ） 流体摩擦滑动轴承的载荷较大时，则应选用较小的轴承间隙。 （ √ ）
承受载荷F的径向滑动轴承在稳定运转时轴颈中心与轴承孔中心并不重合， 轴的转速越高，则偏心距越小，但偏心距永远不能减小到零 （ √ ）
65. 当轴的载荷有较大冲击或转速较高时应选用凸缘联轴器 （ 3 ） 66. 滚动轴承基本额定动载荷C是指其基本额定寿命为106转时所能承受最大载荷 （√）
67. 标记为12A—2—66 GB/T1243—1997滚子链的排数为2排。 （√）
68. 在滚动轴承组合结构设计中，一端固定一端游动支承结构形式一般适合于工作温度变化不大、轴承跨距较
小的场合（ 3 ）
69. 自行车前轮的支承轴是转轴。 （ 3 ） 70. 静载荷作用的轴内部也可能产生变应力。 （ √ ） 71. 蜗杆传动的当量摩擦系数随齿面相对滑动速度的增大而减小。 （ √ ） 72. 影响润滑油粘度的主要因素是温度和压力。 （√） 73. 在蜗杆传动中，中心距a = (d2+d1)/2 = m(z1+z2)/2 。 (3) 74. 链条的链号表示其节距的大小。 （√）
75. 在载荷变化较大的机器中，最好采用刚度随载荷逐渐增大而增大的变刚度弹性联轴器。（√） 76. 在蜗杆、链两级传动中，宜将链传动布置在高速级。 （3） 77. 连接汽车前桥和后桥的那根转动着的轴是一根转轴。 （3） 78. 滚动轴承的润滑方式通常可根据轴承的转速n来选择。 （3） 79. 在蜗杆、链两级传动中，宜将链传动布置在高速级。 （3） 80. 按扭转强度条件计算轴的受扭段的最小直径时，没有考虑到弯矩的影响。（3）
81. 相同系列和尺寸的球轴承与滚子轴承相比，滚子轴承的承载能力比球轴承高，而极限转速低。（√） 82. 滚动球轴承在工作时滚动体上某一点的应力均呈周期性的不稳定变化。 （√）
83. 滚动轴承基本额定动载荷C是指其基本额定寿命为106转时所能承受最大载荷（√）
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84. 动压滑动轴承热平蘅计算时，若进油温度ti＜35°，则说明轴承发热不严重。 （3） 85. 液体动压径向滑动轴承，若径向外载荷不变，减少相对间隙，则承载能力增加，而发热也增加。（√） 86. 承受载荷F的径向滑动轴承在稳定运转时轴颈中心与轴承孔中心并不重合，轴的转速越高，则偏心距越小，
但偏心距永远不能减小到零 （ √ ）
87. 在滚子链设计中，由于链节数一般选用偶数，考虑到均匀磨损，链轮齿数也最好采用偶数。 （3） 88. 在链传动中,当主动链轮匀速回转时,链速是变化的。 ( √ ) 89. 蜗杆传动由于在啮合传动过程中有相当大的滑动，因而更容易产生齿面点蚀和塑性变形。（3） 90. 91. 92. 93.
在蜗杆传动的设计中，蜗杆一般是选用碳钢或合金钢制成。 （√）
由于材料和结构上的原因，在蜗杆传动设计中一般只对蜗轮轮齿进行强度计算。（√） 当轴的载荷有较大冲击或转速较高时应选用凸缘联轴器 （ 3 ）
通常对于跨距L>350mm，且工作温度变化较大的轴，可将滚动轴承支承设计为一端固定，另一端能轴向游动的结构。（√)
二、单项选择题(在空格处填上正确答案的字母代号 ，共10小题，每题1分，共10分) 1．在链传动中，若大链轮的齿数过大，则_____A __ 。
A．链条磨损后，易脱链和跳链； B．链条的磨损快； C．链传动的动载荷与冲击作用大； D．链传动的噪音大。 2．对提高蜗杆刚度效果不大的措施是 C 。
A．增大蜗杆直径系数q； B．增大模数m； C．用合金钢替代碳钢； D．增大蜗杆直径。 3．多盘摩擦离合器的内摩擦盘做成蝶形这是为了 C 。
A．减轻盘的磨损； B．提高盘的刚性； C．使离合器分离迅速； D．增大当量摩擦系数。 4．轴最细处的直径是按 B 来初步计算的。
A．弯曲强度； B．扭转强度； C．轴段上零件的孔径； D．弯扭合成。 5．对于轴线相交的两轴间宜选用 C 联轴器。
A．滑块； B．弹性柱销； C．万向； D．套筒。 6．在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的主要目的是__A__。
A．防止轴承衬材料过度磨损； B．防止轴承衬材料发生塑性变形； C．防止轴承衬材料因压力过大而过度发热； D．防止出现过大的摩擦阻力矩。 7．角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向承载能力随接触角α的增大而____A___。 A．增大； B．减少； C．不变； D．增大或减少随轴承型号而定。
8．降低转轴表面粗糙度值,并对必要部位进行表面强化处理，主要是为了提高转轴的___C___。 A．刚度； B．承载能力； C．疲劳强度； D．振动稳定性。 9．形成动压油膜的主要条件是____B____。
A．润滑油粘度较小； B．轴颈和轴瓦之间能形成一楔形间隙； C．工作温度较高； D．轴颈转速较低。 10．联轴器和离合器的主要作用是___B_____。
A．缓冲、减振； B．传递运动和转矩；
C．防止机器发生过载； D．补偿两轴的不同心或热膨胀。 1．链条中应尽量避免使用过渡链节，这主要是因为______A____。
A．链板要承受附加的弯曲载荷作用； B．要使用较长的销轴； C．装配困难； D．过渡链节制造困难。
2．设计蜗杆传动时,增大蜗杆导程角的数值,可以提高______A________。
A．传动效率； B．传动功率； C． 蜗杆刚度； D． 蜗杆圆周速度。 3．阿基米德蜗杆的 A 模数应取标准值。
A．轴向； B．端面； C．法面； D．轴向或法面都可以。
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4．液体动压轴承通过采用润滑油作为润滑剂，原则上当转速低,压力大时,应选用__ A __润滑油。 A．粘度较高； B．任意粘度； C．粘度较低； D．润滑脂,不选用。 5．增大轴在截面变化处的圆角半径，主要目的是 C 。 A．零件的轴向定位； B．使轴的加工方便； C．降低应力集中，提高轴的疲劳强度； D．便于安装。
6．轴上安装有过盈连接零件时，应力集中将发生在轴上 B 。 A．轮毂中间部位； B．沿轮毂两端部位；
C．距离轮毂端部为1/3 轮毂长度处； D．在配合段上均匀分布。 7．牙嵌式离合器只能在 D 接合。
A．单向转动时； B．高速转动时；
C．正反转工作时； D．两轴转速差很小或停车时。 8．滚动轴承的基本额定动载荷是指该轴承______D_________。
A．使用寿命为106
转时所能承受的最大载荷；
B．使用寿命为106
小时时所能承受的最大载荷；
C．平均寿命为106
转时所能承受的最大载荷；
D．基本额定寿命为106
转时所能承受的最大载荷。
9．径向滑动轴承的偏心率?应当是偏心距e与________C_________之比。
A．轴承相对间隙ψ； B．轴承半径R； C．轴承半径间隙δ； D．轴颈半径r。 10．联轴器和离合器的主要区别是____D_______。
A．联轴器多数已经标准化和系列化，而离合器则不是； B．联轴器靠啮合传动，而离合器靠摩擦传动； C．离合器能补偿两轴的偏移，而联轴器则不能；
D．联轴器是一种固定联接装置，而离合器则是一种能随时将两轴接合和分离的装置。 1．多盘摩擦离合器的内摩擦盘做成碟形是为了 C 。
A．减轻盘的磨损 B．提高盘的刚性 C．使离合器分离迅速 D．增大当量摩擦系数 2．链传动中，链条应尽量避免使用过渡链节，这主要是因为_______D________。 A．过渡链节制造困难 B．要使用较长的销轴
C．装配困难 D．链板要承受附加的弯曲载荷作用 3. 轴承合金通常用于滑动轴承的 C 。
A. 轴套 B．含油轴承 C． 轴承衬 D． 轴承座 4. 某45钢轴的刚度不足，可采取 C 措施来提高其刚度。 A．改用40Cr钢 B．淬火处理 C．增大轴径 D．增大圆角半径 5. 蜗杆传动中，轮齿承载能力计算，主要是针对 D 来进行的。
A．蜗杆齿面接触强度和蜗轮齿根弯曲强度 B．蜗轮齿面接触强度和蜗杆齿根弯曲强度 C．蜗杆齿面接触强度和齿根弯曲强度 D．蜗轮齿面接触强度和齿根弯曲强度 6. 下列四种型号的滚动轴承中，只能承受径向载荷的轴承是 ___A___ 。 A．N208 B．6208 C．3208 D．51208 7．滚动轴承的配合采用 ___B__ 。 A．基轴制 B．内圈与轴用基孔制，外圈与孔用基轴制 C．基孔制 D．内圈与轴用基轴制，外圈与孔用基孔制
8. 在结构设计时，对于工作温度变化较小的短轴，，轴承部件的轴向固定方式应采用 C 。 A. 两端游动 B. 一端固定一端游动 C. 两端固定 D.无法确定
9．减速蜗杆传动中，用 D 来计算传动比是错误的。
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A．i??1?2 B．i?Z2Z1 C．i?n1n2 D．i?d2d1
10．链传动中p表示链条的节距，z表示链轮的齿数，当转速一定时，要减轻链传动的
运动不均匀性和动载荷，宜___D____。
A．增大p和z B．增大p，减小z C．减小p和z D．增大z，减小p 1．链传动中心距过小的缺点是 A 。
A．小链轮上的包角小，链条磨损快 B． 链条运动不均匀性和冲击作用增强
C． 链条工作时易颤动，运动不稳定 D． 不易发生脱链现象 2．大链轮的齿数过多时，将会发生 B
A． 链条磨损加剧 B． 链节铰链磨损后，易造成脱链现象 C． 链传动的平稳性差 D． 链传动的噪音大 3. 把径向滑动轴承轴颈的直径增大一倍，宽径比B/d保持不变，载荷不变，则轴承的平均压力p变为原来的 B
A． 2 B． 1/4 C． 1/2 D． 4
4. 某用45钢制成的轴，其刚度明显不够，可采取 C 措施来提高其刚度。
A． 改用40Cr钢 B． 淬火处理 C． 增大轴径 D． 增大圆角半径 5.轴承合金通常用于滑动轴承的 C 。
A． 轴套 B． 含油轴承 C． 轴承衬 D． 轴承座 6. 减速器的高速级与电机联接时，常选用 D 联轴器。
A． 齿式 B． 凸缘 C． 十字滑块 D．弹性套柱销 7．多盘摩擦离合器的内摩擦盘做成碟形是为了 B 。
A．减轻盘的磨损 B．使离合器分离迅速 C．提高盘的刚性 D．增大当量摩擦系数 8. 滚动轴承的正常失效形式是 B ，设计时要按其进行轴承的寿命计算。
A．磨损 B．点蚀破坏 C．塑性变形 D．磨损和胶合 9．联轴器和离合器的主要区别是 C 。
A．联轴器多数已经标准化和系列化，而离合器则不是 B．联轴器靠啮合传动，而离合器靠摩擦传动
C．联轴器是一种固定联接装置，而离合器是一种能随时将两轴接合和分离的装置 D．离合器能补偿两轴的偏移，而联轴器则不能
10．为了减少蜗轮滚刀数目，便于刀具标准化，规定 D 为标准值。
A．蜗轮齿数 B．蜗轮分度圆直径 C．蜗杆头数 D．蜗杆分度圆直径 1．一般机械中，若两被联接轴有较大的综合位移，在这种情况下宜选用___D_____。 A．凸缘联轴器； B．滑块联轴器； C．套筒联轴器； D．齿式联轴器。
2．滑动轴承支承轴颈，在液体动压润滑状态下工作，为表示轴颈的位置，图中__C___是正确的。
A B C D
3．在蜗杆传动中，进行轮齿承载能力计算时，主要是计算 B 。
A．蜗杆齿面接触强度和蜗轮齿根弯曲强度 B．蜗轮齿面接触强度和齿根弯曲强度 C．蜗杆齿面接触强度和齿根弯曲强度 D．蜗轮齿面接触强度和蜗杆齿根弯曲强度
5
2012-5
2．一非液体摩擦滑动轴承，B =100mm，d =100mm，轴颈转速n = 600转/分，轴承材料的[p]= 8 MPa，[pv]=15 MPa2m/s，[ v ]= 5m/s。求：许用载荷F 。 （9分） 解：验算速度 v??nd?600?10060?1000??60?1000?? m/s ﹤ [v]= 5 m/s
符合速度要求，否则不能承受载荷，无需再继续计算F （2分） 根据： pv?F?ndBd?60?100≤0[pv]=15 MPa2m/s 得到： F ≤6?104?[pv]B?n?60000?15?100600?= 47746 N （3分）
根据： p?FBd≤[p] = 8 MPa
得到： F ≤[p]Bd?8?100?100= 80000 N （3分）
取上述二者较小者，所以许用载荷F=47746 N （1分）
3．一轴两端各由一个30208轴承支承，受力情况如图所示，F1=1200N，F2=400N，载荷系数fp=1.3。试求：（1）求出两支承处的径向合成支反力Fr1和Fr2； （2）求出两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2； （3）求出两轴承的当量动载荷P1和P2； （4）哪个轴承寿命短，为什么？
（5）在其他条件不变情况下，把轴承2的当量动载荷减小一半，其寿命提高多少倍？（18分） 注：已知轴承额定动载荷C=63000N，派生轴向力FFd?r2Y； 表中为径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
e Fa/Fr?e Fa/Fr?e X Y X Y 0.38 1 0 0.4 1.6
解：
36
2012-5
1)：由
?m1(F)?Fr2?250?F2?100?F1(250?120)?0
得：Fr2?1616N（2分）
由Fr1?Fr2?F1?0得：Fr1?F1?Fr2??416N（2分）
Fd1?2）：派生力：
Fd2Fr1416??130N ,2Y2?1.6（2分）
Fr21616???505N2Y2?1.6?Fd2?F2?505?400?905N?Fd1?130N，
∴轴承Ⅰ被“压紧”，轴承Ⅱ“放松”。（2分）
Fa1?F2?Fd2?905N , Fa2?Fd2?505N（2分）Fa1905???2.175?e , ?X1?0.4,Y1?1.6Fr1416)?2098.72N（2分）3）：P 1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.3?(0.4?416?1.6?905?Fa2505??0.31?e , ?X2?1,Y2?0Fr21616P2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?1.3?(1?1616?0)?2100.8N（2分）4）因为P2>P1，根据当量动载荷与寿命成反比，所以轴承2的寿命较短。（1分） 5）设轴承的载荷由P2减小一半为P，相应的轴承寿命为L’ （3分）
106C?106C?106C?L'?()?()?()?2??Lh2?2??23?Lh2?10.08Lh2
60nP60nP2/260nP2故轴承的载荷减小一半，轴承寿命将提高到原来的10倍多。
1．已知某轴由一对圆锥滚子轴承支承，受两个外力作用，力的方向和结构尺寸如下图所示，轴的转速
n=1000r/min，外部径向力Fre=2000N，外部轴向力Fae=1000N，载荷系数fp=2.0 。试：
1）计算两轴承支承处所受的径向力Fr1和Fr2； 2）计算两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2；
37
102012-5
3）计算两轴承的当量动载荷P1和P2； 4）计算寿命较短的那个轴承的寿命（单位：h）（18分）
注：已知轴承额定动载荷C=50000N，e=0.38，派生轴向力FFrd?
2Y轴承的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
Fa/Fr?e Fa/Fr?e X Y X Y 1 0 0.4 1.6
解：1）1）计算两轴承支承处所受的径向力Fr1和Fr2
由于两个外力都在铅直面内，水平面内无外力，见上图 因此：Fr2?200?Fae?100?Fre(200?100)?0
即Fr2?200?1000?100?2000?(200?100)?0
解得：Fr2?2500N （2分） 由Fr1?Fr2?Fre?0得：Fr1?2000?2500??500N （ 2分） 2）计算两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2
FFr1d1?派生力：
2Y?5002?1.6?156.25N F （2分）
Fr2d2?2Y?25002?1.6?781.25N
38
?Fd2?Fae?781.25?1000?1781.25N?Fd1?156.25N
∴轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。 （2分）
Fa1?F2?Fd2?1781.25N Fa2?Fd2?781.25N（2分）3)计算当量动载荷P?Fa1F?1781.25?3.563?e ?0.38, ?X1?0.4,Y1?1.6r1500
P1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?2.0?(0.4?500?1.6?1781.25)?6100N（2分）?Fa2F?781.252500?0.313?e?0.38 , ?X2?1,Y2?0r2P2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?2.0?(1?2500?0)?5000N（2分）4）计算寿命较短的那个轴承的寿命
因为P1=6100N > P2=5000N，根据当量动载荷与寿命成反比，所以轴承1的寿命较短（1分）
10L106C?10650000h1?60n(P)?3160?1000(6100)?18506.016h
2.如图所示，手动绞车采用蜗杆传动，m=8mm，q=8，z1=1，z2=40，卷筒直径D2=200mm，试求：（1）使重物上升1m手柄所转圈数n1，并在图中标出手柄的转向；
（2）若蜗杆和蜗轮间当量摩擦系数fv=0.2，求传动的啮合效率η1，传动能否自锁？ （3）若起重量Q=104N，人手推力P=200N，求手柄长度L； （4）重物上升时蜗轮所受的力的大小及方向（用分力表示）。（15分）
解：（1）n1000?D,n4010002?z10001?in2?2??1???200?63.33(圈） 2分 2z1?D2手柄转向n1见图。 1分
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（2）??tan?1z1q?tan?118?7.125??7?7'30\ ??1v?tanfv?tan?10.2?11.3099??11?18'36\????v,?蜗杆传动自锁。5分
??tan?tan7?7'30\1tan(????7'30\?11?18'36\)?0.375?37.5%v)tan(7?（3）蜗轮转矩TD2?Q?22，蜗杆转矩T1?PL Tz2?T1i?1?T12z?zD1?PL2?1?Q?22 4分 1z1QD2z4200L?2110?2?1P???333.3mm 1z2200?0.375?40（4）蜗杆转矩T1?PL?200?333.3?66660Nmm 蜗轮转矩T2?QD22?104?2002?106Nmm F2Tt2?22T22?106d???6250N2mz28?40Fa2?F2Tt1?12Td?1?2?66660?2083N 1mq8?8Fr2?Ft2tan??6250?tan20??2275N各分力的方向见解图。 3分
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40
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1) 计算手柄转臂的长度L?
2) 计算蜗杆和蜗轮轮齿上的圆周力、径向力和轴向力大小（6个力）。
3) 标出蜗杆轮齿上述的圆周力、径向力和轴向力的方向 （15分）
解1) T2=Q3D/2=80003300/2=1200000N.mm （2分） T1= T2/i/η=1200000/30/0.5=80000 N.mm （2分） 其中i =z2/z1 =30/1=30
L= T1/F=80000/250=320 mm （2分） 2) Ft1= Fa2 =2T1/d1 =2380000/80=2000 N （2分） Fa1=Ft2=2T2/d2 =231.23106 /240=10000 N （2分） 其中：d2=m3z2=8330=240 mm
Fr1= Fr2 =Ft2tanα=100003tan20o =3640 N （2分） 3）见图 （3分）
2．已知链条节距 p = 19.05 mm，主动链轮齿数z1=23，转速n1= 970 r/min，试求平均链速v、瞬时最大链速vmax和瞬时最小链速vmin。 （9分） 解：
n1z1p970?23?19.05??7.083 m/s （2分）
60?100060000p19.05小链轮半径：r1???69.951 mm （2分）
180?180?2sin2sinz123平均链速： v?小链轮角速度：?1?则最大链速：
?n130???97030?101.5782 （1分）
vmax??1r1?101.5782?69.951?7105mm/s =7.105 m/s （2分） vmin??1r1cos180?180??7.105cos?7.039 m/s （2分） z12326
最小链速：
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3．下图所示的轴上装有一个斜齿圆柱齿轮，该轴支承在一对正装的角接触球轴承上。齿轮轮齿上受到圆周力
Fte=6000N，径向力Fre=3000N，轴向力Fae=2000N，齿轮分度圆直径d=100mm，轴转速n=500r/min，载荷系数fp=1.2。试计算两个轴承的基本额定寿命（以小时计）。（18分）
Freae1FFte2
附：角接触球轴承数据：e =0.68；Cr = 36800N；Cr0 = 27200N； Fd = 0.68 Fr ，
Fa/Fr ≤e 时，X=1，Y=0 ；Fa/Fr ＞e 时，X=0.41，Y=0.87
解：（1）计算轴承上的径向载荷 共6分 H面：2分 1Fte2FrH1FrH2
FrH1?150?FrH1?150
FrH1?13Fre?2000N FrH2?Fte?FrH1?4000N
V面：2分 1Fre2FMaFaerv1Frv2
Mda?Fae?2?2000?50?100000N?mm FrV1?150?Fre?50?Ma
F1rV1?150(3000?50?100000)?1666.7 FrV2?Fre?1666.7?1333.3
∴FrF2221?rH1?FrV1?2000?1666.72?2603.4N （1分）
27
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22Fr2?FrH40002?1333.32?4216.4N （1分） 2?FrV2?（2）计算轴承上的轴向载荷 4分 7209AC轴承：Fd1?0.68Fr1?1770.3N
Fd2?0.68Fr2?2867.1N
1Fd1FaeFd22
?Fae?Fd2?2000?2867.1?4867.1?Fd1
∴轴承1被压紧 轴承2被放松
（3）计算轴承当量动载荷 4分
Fa1?Fae?Fd2?4867.1N
Fa2?Fd2?2867.1N
Fa14867.1?1.87?e
Fr12603.42867.1Fa2??0.68?e Fr24216.4??X1?0.41,Y1?0.87 ?X2?1,Y2?0
?P.4?0.87?4867.1)?6362.1N 1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.2?(0.41?2603P2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?1.2?(1?4216.4?0)?5059.7N
（4）轴承寿命：4分 ?316667?Cr?Ln1?n??P1Ln2?16667?36800???(h) ???6451?5006362.1????16667?36800???(h) ???12825?500?5059.7???316667?Cr??n??P21．一轴两端各由一个30208轴承支承，受力情况如图所示，F1=1200N，F2=400N，载荷系数fp=1.3，试分
别求两个轴承的当量动载荷。
注：已知轴承额定动载荷C=63000N，派生轴向力Fd?Fr；（16分） 2Y表9-1 径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y e 0.38 X 1 Fa/Fr?e Y 0 X 0.4 Fa/Fr?e Y 1.6 28
解：
由
?m1(F)?Fr2?250?F2?100?F1(250?120)?0
得：Fr2?1616N（2分）
由Fr1?Fr2?F1?0得：Fr1?F1?Fr2??416N（2分）
FFr1d1?派生力：
2Y?4162?1.6?130N ,（4分，其中包括其在图上标方向2分Fd2?F）
r22Y?16162?1.6?505N?Fd2?F2?505?400?905N?Fd1?130N，
∴轴承Ⅰ被“压紧”，轴承Ⅱ“放松”。（2分）
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29
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Fa1?F2?Fd2?905N , Fa2?Fd2?505N（2分）?Fa1905??2.175?e , ?X1?0.4,Y1?1.6Fr1416Fa2505??0.31?e , ?X2?1,Y2?0Fr21616P)?2098.72N（2分） 1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.3?(0.4?416?1.6?905?P2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?1.3?(1?1616?0)?2100.8N（2分）2．下图所示为一双蜗杆传动装置,输出轴蜗轮4的转向和蜗杆3的螺旋线方向见图上标记。设蜗杆3和蜗轮4为一标准普通蜗杆传动,已知参数为:m34=5mm，z3=2，z4=60，d3=63mm，α=20°，T1=1500Nmm， η12=0.85，i12=25, η34=0.82。试：
(1)欲使工作时中间轴Ⅱ的轴向力能抵消一部分,确定蜗杆1的转向及其旋向； (2)求蜗轮4螺旋角的数值β4以及作用在蜗轮4上各分力的大小及方向。（16分）
解：（1）蜗杆1的转向应为顺时针，螺旋线的旋向应为“左旋”，如图所示。2分
（2）T3?T2?T1i12?12?1500?25?0.85?31875Nmm 2分
60T4?T3i34?34?31875??0.82?784125Nmm2zmz5?2tan?3?3?343?,?3??4?9.02?q3d363Fa4?Ft3?Ft4?2T32?31875??1011.90Nd363 9分
2T42?784125??5227.5Nd45?60Fr4?Ft4tan??5227.5?tan20??1902.65N
各分力方向见图。3分
30
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3.已知某不完全液体润滑径向滑动轴承的轴瓦宽B=100mm,轴瓦材料的[p]=15Mpa,[pv]=12Mpa.m/s,[v]=4m/s,宽径比为1，转速n=200r/min,求此滑动轴承许用载荷？（10分） 解：由宽径比B/d=1得：d=B=100mm（2分）
1. v=Лdn/（60*1000）=3.141593*100*200/（60*1000）=1.047m/s＜[v] （2分） 2.由 p=F/Bd≤[p] 得： F1≤15*100*100=150000N（2分）
3. 由pv=(F/Bd)*v≤[pv] 得： F2≤12*100*100/1.047=114613.2N（2分） 所以许用载荷[F]=min(F1 , F2)=114613.2N（2分）
4．已知某轴的受力如下图所示。试计算支反力，画出其弯矩图，求出最大弯矩值。
（6分）
解：求支反力
?MA?0 4RB?M?2F?0 ?MB?0 ?4RA?M?2F?0 （2分）
RA?6.25kN RB?3.75kN 由 ?Y?0得知 支反力计算无误。
求几处弯矩值： 在A点，M?0
MC左?RA?2?12.5KN MC右?RA?2?M?7.5KN（2分） 在B点，M?0 画出弯矩图，如下图：
31
2012-5
（1分）
最大弯矩 Mmax?12.5KN?M（1分）
1．在图示传动系统中，件1和2均为斜齿圆柱齿轮，件3和4为蜗杆、蜗轮。
已知：齿轮2的轮齿螺旋线方向见图。蜗杆轴上传递的功率P=3kw,蜗杆转速n3=1420 r/min,蜗杆系统的传动效率η=0.75，中心距 a=150mm, 蜗杆头数 Z3=2,蜗轮齿数Z4=50，模数m=5mm 。试：
1）为使在Ⅱ轴上的齿轮2与蜗杆3的轴向力相互抵消一部分，蜗杆3的螺旋线方向应该是什么旋向（可画在图上）？
2)画出蜗杆3和蜗轮4在节点B处所受的圆周力、轴向力和径向力的方向（6个力），并在图中画出蜗轮4的转向；
3)试求蜗轮所受圆周力、轴向力和径向力的大小。（16分）
齿轮1 3 A 蜗轮4 Ⅰ B Ⅱ 电动机 齿轮2 3 蜗杆3
解：1）见图（2分）
2）见图（7分）
3）见图（7分，细分如下：）
转矩计算（132=2分） 664
T1=9.553103P/n1=9.5531033/1420=2.018310N.mm
45
T2=T13i3η=2.0183103(50/2) 30.75=3.784310N.mm
各分力计算（135=5分）
4
Ft2=2T2/d2=233.784310/250=3027 N 其中：d2＝mZ2＝5350＝250mm
0
Fr2=Ft23tɡα=3027.23tɡ20=1102 N
4
Fɑ2=Ft1=2T1/d1=232.018310/50=807 N 32
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其中：d1＝2α-mZ2＝23150-5350＝50mm
2. 下图所示的轴上装有一个斜齿圆柱大齿轮，采用一对角接触球轴承来支承。已知轴的转速n=1000r/min，齿轮分度圆直径d=200mm，作用于其上的径向力Fre =5000N，圆周力Fte=6000N，轴向力 Fae =1000N，三个力的方向和齿轮位置尺寸见下图，载荷系数fp=1.1，试：
1）求出两轴承所受的径向力Fr1和Fr2和轴向载荷Fa1和Fa2； 2）求出两轴承的当量动载荷P1和P2和基本额定寿命（以小时计）。(20分)
注：已知角接触球轴承的e=0.68，C=49000N。Fa/Fr≤e时，X=1，Y=0；Fa/Fr>e时，X=0.41，Y=0.87 。派生轴向力Fd1=eFr1 、Fd2=eFr2
解：1）求出两轴承所受的径向力Fr1和Fr2 在水平面内列平衡方程为：
?FHr1?300?Fte?100?0，
33
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即 ?FHr1?300?6000?100?0 解得：FHr1?2000N。
由FHr1?FHr2?Fte?0解得：FHr2?Fte?FHr1?6000?2000?4000N （1分） 在铅直面内列平衡方程为：
?FVr1?300?Fre?100?Fae?100?0
即?FVr1?300?5000?100?1000?100?0， 解得：FVr1??2000N 由FVr1?FVr2?Fre?0 ，
即?2000?FVr2?5000?0 解得FVr2??3000N 所以 F22r1?FHr1?FVr1?20002?20002?2828N F222r2?FHr2?FVr2?40002?3000?5000N 2）求出两轴承所受的轴向载荷Fa1和Fa2
派生轴向力：
Fd1?eFr1?0.68?2828?1923NFd2?eF （2分）
r2?0.68?5000?3400N 1Fd1FaeF2d2
因为Fd2?Fae?3400?1000?4400N?Fd1?1923（力的方向见上图） 所以轴承1被“压紧”，轴承2“放松”。
Fa1?Fae?Fd2?4400NF （4分）
a2?Fd2?3400N3）求出两轴承的当量动载荷P1和P2
?Fa1F?4400?1.556?e?X1?0.41,Y1?0.87 r12828?Fa2F?3400?0.68?e?X2?1,Y2?0 r25000P1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.1?(0.41?2828?0.87?4400)?5486.228NP 2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?1.1?(1?5000?0)?5500N4）求出两个轴承的基本额定寿命
1分） 1分）
1分）（2分）（4分）34
（（ （
2012-5
106C?106490003Lh1?()?()?11874.503h60nP60?10005486.2281Lh2?10C?10490003()?()?11785.525h60nP260?1000550066 （4分）
3. 已知某一液体动力润滑径向滑动轴承的轴颈直径d=80mm，轴承宽度B=80mm，转速n=1500r/min，半径间隙为0.06mm，偏心率χ=0.6 ，采用30号机械润滑油，粘度η=0.02 Pa.S,轴承承载量系数Cp=1.30 。试求该轴承所能承受的最大径向载荷F(8分)
解：1）轴承的相对间隙ψ=c/r=2c/d=2*0.06/80=0.0015 (2分)
2）圆周速度v=Лnd/60*1000=6.28m/s (2分)
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3）F=2CpηvB/ψ=2*1.30*0.02*6.28*0.08/0.0015=11611(N) (4分)
1 如图所示为由蜗轮蜗杆与圆锥齿轮组成的起重系统。已知轴I的转向见图，蜗杆头数Z3=1 、模数m=5mm ，蜗杆分度圆直径d3=90mm ，蜗轮齿数Z4=62 ，卷筒直径D=250mm 。吊起重量Q=10000N，蜗杆传动效率η=0.40 ，试: 1）计算蜗杆的导程角。
2）考虑轴II上所受轴向力能抵消一部分，确定零件3 蜗杆螺旋线方向；
3）计算蜗轮轮齿上的圆周力、径向力和轴向力大小并标出三个力的方向； （15分）
解：1. q= d3/m=90/5=18
tanγ= z3/q=1/18=0.0556 , γ=3.18o （2分）
2.见图 （2分） 3.T4=Q3D/2=100003250/2=1250000 N.mm （2分） i 34=z4/z3 =62/1=62
T3= T4/i34/η=1250000/62/0.4=50403 N.mm （2分） Fa4 = Ft3 = 2T3/d3 = 2350403/90=1120 N （1分）
d4=m3z4=5362=310 mm （1分） Ft4=2T4/d4 =231250000 /310=8065 N （1分）
o
Fr4= Ft4tanα =40323tan20 =2935 N （1分）
三个力的方向见图 （3分）
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解：（1）带轮左端轴向固定不可靠，安装带轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （2）左右轴承端盖外面中间应凹下一点，以便加工表面与非加工表面的区分； （3）透盖无密封装置；
（4）左右轴承盖与箱体间缺调整间隙的垫片； （5）挡油环与箱体孔相接触；
（6）两套筒外径太大，轴承无法拆卸；
（7）齿轮轴向固定不可靠，安装齿轮的轴段应比轮毂长度短2 ~3mm； （8）齿轮无安装基准，应在此设一轴肩； （9）键过长，套筒无法安装；
（10）精加工面太长，轴承安装不方便； （11）左轴承端盖孔与轴相接触；
（12）带轮无轴向定位，应在此设一轴肩； （13）带轮无周向固定，应安装一平键。
9. 下图为一轴系结构，试写出图中10处标有编号的错误或不合理结构的原因。 注：写出图中除编号之外的其它结构错误，也一样得分，不考虑图中的倒角及圆角。
答：① 轴承端盖的加工面过大，工艺性差；
② 轴承装反
③ 轴过长，与端盖动静干涉 ④ 轴承处不需要键连接
⑤ 轴肩过高和套筒直径太大，使左、右轴承无法拆卸 ⑥ 该轴段应比其上齿轮宽度小，否则齿轮夹紧不可靠 ⑦ 键太长
⑧ 两键不在同以母线上，工艺性差； ⑨ 缺少密封且轴与端盖动静干涉 ⑩缺轴肩，联轴器无法轴向定位
注：只要写出10个错误名称就可以满分。
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