機(jī)械設(shè)計復(fù)習(xí)帶答案版.doc

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1、機(jī)械設(shè)計復(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（對稱循環(huán)應(yīng)力），r=0的應(yīng)力是（脈動循環(huán)應(yīng)力）。接觸應(yīng)力是（脈動循環(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。（繪圖，P25頁公式3-6，背）4、 單項(xiàng)穩(wěn)定變應(yīng)力

2、時，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：應(yīng)力集中、絕對尺寸和表面狀態(tài)典型例題1、一鋼制軸類零件的危險剖面承受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、一個零件磨損的三個典型階段（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發(fā)生（相對轉(zhuǎn)動）。摩擦防松有（對頂螺母）、（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)度計算熟記公式5-31，5-32，5-34，5-35（計算題）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算，但須將拉力增大30%，為什么？

5、考慮擰緊時的扭剪應(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_聯(lián)接，主要失效形式是_工作面的磨損_。 5、同一聯(lián)接處使用兩個平鍵，應(yīng)錯開_180度_布置；采用兩個楔鍵或兩組切向鍵時，要錯開_90-120度_；采用兩個半圓鍵，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，可采取哪些措施？如經(jīng)校核判斷強(qiáng)度不足時，可在同一聯(lián)接處錯開180布置兩個平鍵，強(qiáng)度按1.5個計算。增加鍵的長度第八章1、失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則 失效形式：打滑、疲勞破壞。設(shè)計準(zhǔn)則：保證帶傳動不打滑，使帶具有足夠的疲勞壽命。2、帶傳動工作時的最大應(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、帶的型號是根據(jù)

7、小帶輪的（轉(zhuǎn)速n1 ）和（計算功率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帶傳動主要依靠_摩擦或嚙合_來傳遞運(yùn)動和動力。6、帶傳動發(fā)生打滑總是_發(fā)生在帶離開主，從動輪之前的一段接觸弧上_，帶傳動在工作時產(chǎn)生彈性滑動，是因?yàn)開帶的彈性變形會引起帶與帶輪間的微量滑動_。7、帶傳動中，v1為主動輪的圓周速度，v2為從動輪的圓周速度，v為帶速，這些速度之間存在的關(guān)系是_v1vV2_。8、簡述帶傳動產(chǎn)生彈性滑動的原因和不良后果 原因：傳動帶在受拉時會發(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引起帶與帶輪間的微量滑動稱為帶傳動的彈性滑動。 后果：加劇帶的磨損，降低傳動效率。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帶傳動的張緊的目的，采用張緊輪張緊時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)計鏈傳動時，鏈節(jié)數(shù)最好?。ㄅ迹?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，同時也能增大包角）。鏈傳動瞬時傳動比（i=n1/n2=z2/z1 ），平均傳動比 （i=w1/w2=R2cos/R1cos）3、在一定轉(zhuǎn)速下，要減小鏈傳動的運(yùn)動不均勻性和動載荷，應(yīng)該_ 減小鏈節(jié)距，增大鏈輪尺寸_。4、鏈傳動設(shè)計中，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，一個鏈節(jié)所對圓心角越小，鉸鏈所在圓的直徑的增大量d越大，鉸鏈會更接近齒頂，從而增大了脫鏈和跳鏈的可能_。5、鏈傳動的主要失效形式為_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時應(yīng)考慮的因素(1) 考慮動載荷的大小，小鏈輪齒數(shù)越少，鏈傳動的多邊形效應(yīng)和動載荷越大；(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，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) 傳動所占空間大小，盡量使結(jié)構(gòu)緊湊。第十章1、對于軟齒面的閉式齒輪傳動，其主要失效形式為_塑性變形_。一般開式齒輪傳動的主要失效形式是_齒面磨損_。高速重載齒輪傳動，當(dāng)潤滑不良時，最可能出現(xiàn)的失效形式為_齒面膠合_。2、一對齒輪傳動，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，往往使小齒輪齒寬b1（略大于）大齒輪齒寬b2，在計算齒輪強(qiáng)度時，工作齒寬b 應(yīng)?。▋烧唛g的較大值）。5、對齒輪的材料要求（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)。7一對減速齒輪傳動，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_。8一對齒輪傳動，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的失效形式有什么不同？設(shè)計準(zhǔn)則各是什么？其設(shè)計準(zhǔn)則針對的失效形式各是什么？ 開式齒輪傳動失效形式主要是齒面磨損，閉式齒輪為齒面點(diǎn)蝕； 設(shè)計準(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。 在閉式齒輪傳動中通常以保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度為主，開式齒輪傳動中應(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 圖示雙級斜齒圓柱齒輪減速器，高速級：mn=2 mm，z1=22，z2 =95，a =120，齒輪1為右旋；低速級：mn= 3 mm，z3 =25，z4=79，a =160。主動輪轉(zhuǎn)速n1=960 r/min，轉(zhuǎn)向如圖，傳遞功率P = 4 kW，不計摩擦損失，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 所受的各個分力；(4) 求出齒輪3所受3個分力的大小。解題注意要點(diǎn)：(1) 一對斜齒輪旋向相反,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，是否正確？（i=n1/n2=z2/z14 設(shè)計蝸桿傳動時，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：傳動比要求；傳動效率要求；避免加工蝸輪時產(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傳動，已知：右旋蝸桿主動逆時針轉(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、代號為6214的滾動軸承，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分別是（6；3；N；7 ）。2、滾動軸承的壽命是可靠度R=（90%）時的壽命。

17、3、滾動軸承配合中，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，載荷小時選錐入度較（大）（大或?。┑臐櫥?、_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)動條件下工作，滾動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軸承，其滾動體上產(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)定的脈動循環(huán)載荷_變應(yīng)力典型例題：滾動軸承的壽命計算。1一工程機(jī)械傳動裝置中的軸，采用一對圓錐滾子軸承支承，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 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)計算軸承1、2的當(dāng)量動載荷：

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、V帶傳動、鏈傳動組成的三級傳動裝置，宜將鏈傳動布置在（ 低速 ）級；帶傳動布置在（ 高速 ）級；齒輪傳動布置在（ 中間 ）級。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)度條件計算軸的應(yīng)力時，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)改錯題參看PPT（錯誤處畫圈并用數(shù)字標(biāo)號）試分析例11-6圖1所示軸系結(jié)構(gòu)中的錯誤，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)動零件與固定零件接觸，不能正常工作方面錯誤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加工工藝性方面錯誤1）兩側(cè)軸承端蓋處箱體上沒有凸臺，加工面與非加工面沒有分開。2）軸上有兩個鍵，兩個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。