机械设计考试复习资料Word下载.docx

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开口销与六角开槽螺母，止动垫圈，串联钢丝

1.连接螺纹:

普通螺、管螺纹

传动螺纹:

梯形螺纹、矩形螺纹、锯齿形螺纹

2．螺纹连接的基本类型

①螺栓连接：

普通螺栓连接的特点：

被连接件上的通孔和螺栓杆间留有间隙，通孔的加工精度要求较低，结构简单，装拆方便，使用时不受被连接件材料的限制

铰制孔螺栓连接的特点：

孔与螺栓杆多采用基孔制过渡配合，能够精确固定被连接件的相对位置，并承受横向载荷，孔的加工精度要求较高

②双头螺柱连接：

通常用于被连接件之一太厚不易制成通孔，材料又较软，且需要经常拆装的场合

③螺钉连接：

连接特点：

螺栓（或螺钉）直接拧入被连接件的螺纹孔中，不用螺母，结构简单、

紧凑。

经常拆装，易使螺纹孔磨损，可能导致被连接件报废，多用于受力

不大，或不需要经常拆装的场合

④紧定螺钉连接

2.螺纹连接的预紧

1预紧的目的：

增强连接的可靠性和紧密型，防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移

2拧紧后螺纹连接件在预紧力作用下产生的预紧应力不得超过其材料屈服极限σs的80%

3控制预紧力的方法：

通常借助于测力矩扳手或定力矩扳手

装配时预紧力的大小是通过拧紧力矩来控制的

3.螺纹连接的防松

1放松的目的：

防止螺旋副在受载时发生相对转动

2放松的方法：

摩擦防松（对顶螺母、弹簧垫圈、自锁螺母）、

机械放松（开口销与六角开槽螺母、止动垫圈、串联钢丝）

破坏螺旋副运动关系放松（冲点、涂胶粘剂、铆合）

4.螺栓组连接的设计

1目的：

合理地确定连接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和连接结合面间受力均匀，便于加工和装配

⑴连结接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状

⑵螺栓的布置应是个螺栓的受力合理

对铰制孔螺栓连接，不要在平行于工作载荷的方向上成排的布置8个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均

当螺栓连接承受弯矩或转矩时，应使螺栓的位置适当的靠近连接接合面的边缘，以减小螺栓的受力

若同时承受轴向载荷和较大的横向载荷，应采用销、套筒、键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸

⑶螺栓的排列应有合理的间距、边距

布置螺栓时，各螺栓轴线以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需要的活动空间大小来决定

⑷分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成4、6、8等偶数，以便在圆周上钻孔时的分度和画线

同一螺栓组中螺栓的材料、直径和长度均应相同

⑸避免螺栓承受附加的弯矩载荷

在结构上设法保证载荷不偏心

在工艺上保证被连接件、螺母和螺栓头部的支承面平整，并与螺栓轴线相垂直

在铸、锻件等的粗糙表面上安装螺栓时，应制成凸台或沉头座

当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈或球面垫圈

5．螺栓组连接的受力分析

⑴目的：

根据连接的结构和受载情况，求出受力最大的螺栓所受的力，以便进行螺栓连接的强度设计

⑵几点假设：

①所有的螺栓的材料、直径、长度和预紧力均相同

②螺栓组的对称中心与连接接合面的形心重合

③受载后连接接合面仍保持为平面

⑶四种典型受载：

①受横向载荷的螺栓连接

当采用螺栓杆与孔壁间留有的普通螺栓连接时，靠连接预紧后在接合面间产生的摩擦力来抵抗横向载荷

当采用铰制孔螺栓连接时，靠螺栓杆受剪切和挤压来抵抗横向载荷

对于普通螺栓连接，应保证连接预紧后，接合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷，即f•F0•z•i≥Ks•FΣ

②受转矩的螺栓组连接

采用普通螺栓连接时，靠连接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T

即f•F0•r1+f•F0•r2+…+f•F0•rn≥Ks•T

采用铰制孔螺栓连接时，靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩T

即ΣＦi•ri＝T（剪切力与距离r的比值为常数）

则受力最大的螺栓的工作剪力

Ｆmax＝T•ｒmax/（Σri²

）

③受横向载荷的螺栓组连接

若作用在螺栓组上轴向总载荷FΣ作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组的对称中心，则各个螺栓受载相同，每个螺栓所受轴向工作载荷为：

F=FΣ/z

通常，各个螺栓还承受预紧力F0的作用，当联接要有保证的残余预紧力为F1时，每个螺栓所承受的总载荷F2为

F2=F1+F≠F0+F

④受倾覆力矩的螺栓组连接

螺栓承受的载荷与距离成正比：

Fi=K•ri

螺栓所受的最大工作载荷：

Fmax=M•Lmax/（ΣLi²

为防止结合面受压最大处被压碎或受压最小处出现间隙，要求：

σmax＝σp+Δσpmax≤[σp]

σmin＝σp-Δσpmax≥0

即σmax＝z•F0/A+M/W≤[σp]

σmin＝z•F0/A+M/W≥0

螺栓的总拉力：

一般来说，对普通螺栓可按轴向载荷或倾覆力矩来确定螺栓的工作载荷；

按横向载荷或转矩来确定连接所需要的预紧力，然后求出螺栓的总拉力。

对铰制孔螺栓，则按横向载荷或转矩确定螺栓的工作剪力

6.螺栓的主要的失效形式与相应的设计准则

对于受拉螺栓，其主要失效形式：

螺栓杆螺纹部分发生塑性变形或疲劳断裂（轴向变载荷），

设计准则：

保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度；

对于受剪螺栓，其主要失效形式：

螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断，

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作用。

对于经常拆卸的螺栓，其主要失效形式：

滑扣（因经常拆卸）

7.松螺栓联接强度计算

设计公式d1≥√[4F/（π[σ]）]

8.紧螺栓联接强度计算

⑴受拉紧螺栓

d1≥√[4×

1.3×

F2/（π[σ]）]

当只受预紧力F0时F2=F0

当受横向载荷FR时F2=F0≥Ks·

FR/（f·

i）

当受轴向载荷F时F2=F1+F

⑵承受工作剪力的紧螺栓联接

螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：

螺栓杆的剪切强度条件为：

设计时应使:

Lmin≥1.25d0

9.螺栓、螺柱、螺钉的性能等级分为10级

一般用途：

通常选用4.8级左右的螺栓，

重要场合：

要选用高的性能等级，

如在压力容器中常采用8.8级的螺栓

10.滑动螺旋传动

螺旋副材料要求：

足够的强度、耐磨性、摩擦系数小

承受载荷:

转矩、轴向力

主要失效形式:

螺牙的磨损

设计准则：

按抗磨损确定直径，选择螺距；

校核螺杆、螺母强度等

花键连接

组成：

外花键和内花键

优点：

①连接受力较为均匀②槽较浅，齿根处应力集中较小，周与毂的强度削弱较小③齿数较多，总接触面积较大，可承受较大的载荷④轴上零件与轴的对中性较好⑤导向性较好⑥可用磨削的方法提高加工精度及连接质量

缺点：

齿根仍有应力集中，有时需用专门设备加工，成本较高

适用于定心精度要求高、载荷大或经常滑移的连接

分类：

⑴矩形花键。

定心方式：

小径定心（外花键和内花键的小径为配合面）；

特点：

定心精度高，定心的稳定性好，能用磨削的方法消除热处理引起的变形；

按齿高的不同，在标准中规定了轻系列和中系列，轻系列的承载能力较小，多用于静联接或轻载连接⑵渐开线花键。

齿形定心

主要失效形式：

静联接——工作面被压溃；

动连接——工作面过度磨损。

静联接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算

键连接

功用：

实现轴与轮毂之间的周向定位以传递转矩，实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向

主要类型：

⑴平键连接。

工作面：

键的两侧面；

平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键，其中普通平键和薄型平键用于静联接，导向平键和滑键用于动连接；

薄型平键与普通平键的主要区别：

键的高度约为普通平键的60%～70%⑵半圆键连接。

工艺性较好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接；

轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，一般只用于轻载静连接中⑶楔键连接。

上下两面；

工作时，靠键的楔紧作用来传递转矩，同时还可承受单向轴向载荷，对轮毂起到单向轴向固定作用；

传递有冲击和振动的较大转矩时，仍能保证连接的可靠性；

键楔紧后，轴与轮毂的配合产生偏心和偏斜，主要用于毂类零件的定心精度要求不高和低转速的场合⑷切向键连接。

由一对楔键沿斜面拼合后相互平行的两个窄面；

工作时，靠工作面上的挤压力与轴和轮毂间的摩擦力来传递转矩；

用一个切向键时，只能传递单向转矩；

当传递双向转矩时，必须用两个切向键，而且两者间的夹角为120°

～130°

对于导向平键连接和滑键连接（动连接），主要失效形式：

工作面的过度磨损，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算；

对于普通平键连接、半圆键连接、楔形键连接和切向键连接，其主要失效形式：

工作面被压溃，对于普通平键连接严重过载时会出现键的剪断。

布置：

进行键的强度校核后，若键强度不时，可采用双键联接；

考虑到载荷分布的不均匀性，校核强度时按1.5个键计算；

双键布置规则：

平键：

按180˚布置，半圆键：

同一条母线上，楔键：

夹角成120˚~130˚

带传动

1、带传动是一种挠性传动

基本组成零件：

带轮（主、从动轮）和传送带

结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸振

2、带传动的类型：

摩擦型带传动和啮合型带传动

摩擦型带传动：

平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动

3、V带是由顶胶、抗拉体、底胶和包布组成

普通V带的带型分为Y、Z、A、B、C、D、E7种

节线：

弯曲时保持原长不变的一条周线

节面：

全部节线构成的面

在V带轮上，与所配用V带的节面宽度相对应的带轮直径称为基准直径d

V带在规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度称为基准长度Ld

与普通V带相比，高度相同时，窄V带的宽度减小1/3，而承载能力提高1.5~2.5倍，适用于传递动力大而又要求紧凑的场合。

4、带传动的特点

（1）适用于中心距较大的传动；

（2）带具有良好的挠性，可缓和冲击、吸收振动；

（3）过载时带与带轮之间会出现打滑，避免了其它零件的损坏；

（4）结构简单、成本低廉

（1）传动的外廓尺寸较大；

（2）需要张紧装置；

（3）由于带的滑动，不能保证固定不变的传动比；

（4）带的寿命较短；

（5）传动效率较低

5、带传动的受力分析

静止时，带两边的初拉力相等，均为Ｆ0

传动时，由于摩擦力的作用，带两边的拉力不再相等：

F1≠F2F1↑紧边；

F2↓松边

F0=（F1+F2）/2

有效拉力Fe=F1-F2=Ff（Ff为传送带工作表面上的总摩擦力）

传递功率P与圆周力Fe和带速V之间有如下关系

紧边和松边的拉力之比为：

离心拉力Fc

最大应力σmax出现在紧边开始绕上小轮的接触处

6、打滑：

当圆周力Fe>

∑Ff时，带与带轮之间出现显著的滑动。

经常出现打滑使带的磨损加剧、传动效率降低，导致传动失效。

为防止传送带打滑，带轮的初拉力F0必须大于带传动正常工作所要求的最小的初拉力（F0）min。

弹性滑动：

带的弹性变形引起的带与带轮间的微量滑动

由于带传动总存在紧边和松边，故弹性滑动总是存在的，是不可避免的

滑动率

V带传动的滑动率ε=0.01~0.02，一般可忽略不计

带传动的传动比：

≠d2∕d1

7、带传动的主要失效准则及其设计准则

打滑和疲劳破坏

在保证不打滑的条件下，带传动具有一定的疲劳强度和寿命

8、单根V带的基本额定功率：

单根普通V带所能传递的最大功率P0，它是通过试验得到的，试验条件：

包角α=180°

、特定带长、平稳的工作条件

9、带传动的参数选择

⑴中心距a

中心距a大，可增加带轮的包角，减小单位时间内带的循环次数，有利于提高带的寿命；

但中心距a过大，会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增加带传动的整体尺寸

一般初选带传动的中心距a0：

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

⑵传动比i

传动比i大，会减小带轮的包角。

当带轮的包角减小到一定程度时，带传动会打滑

带传动的传动比i一般为i≤7，推荐值为i=2～5

⑶带轮的基准直径dd

在带传动需要传递的功率给定条件下，减小带轮的直径，会增大带传动的有效拉力，从而导致V带根数增加，这样不仅会增大带轮的宽度，而且也增加了载荷在V带之间分配的不均匀性。

此外，带轮直径的减小，会增加带的弯曲应力。

为避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径不能过小，即一般保证dd≥（dd）min

⑷带速v

当带传动功率一定时，提高带速，可降低带传动的有效拉力，相应地减小带的根数或V带的横截面积，总体上减小带传动的尺寸；

但，提高带速，也可提高带的离心应力，增加了单位时间内带的循环次数，不利于提高带传动的疲劳强度和寿命；

带速不宜过高过低，一般推荐v=5～25m∕s，最高带速Vmax<

30m∕s

10、根据计算功率和小带轮转速选取普通V带的带型

打滑只可能出现在小带轮上；

为使各根V带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于10根。

否则，应选择横截面积较大的带型，以减小带的根数；

对于新安装的V带，初拉力应为1.5（F0）min；

对于运转后的V带，初拉力1.3（F0）min

11、常用的带轮材料：

HT150或HT200

转速较高时可采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成；

为使V带工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40°

；

V带安装到轮槽中后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触

12、V带传动的张紧

⑴定期张紧装置

⑵自动张紧装置

⑶采用张紧轮的张紧装置

①张紧轮一般应放在松边内侧，使带只受单向弯曲

②张紧轮应尽量靠近大带轮，以免减小带在小带轮上的包角

③张紧轮的轮槽尺寸与带轮相同，且直径小于小带轮的直径

如果中心距过小，可将张紧轮设置在带的松边外侧，同时应靠近小带轮，但这种方式使带产生反向弯曲，不利于提高带的疲劳寿命

链传动

1、优点：

无弹性滑动和整体打滑，能保证准确的平均传动比，传动效率较高；

作用在轴上的径向压力较小；

整体尺寸较小，结构较为紧凑；

能在高温和潮湿等恶劣环境中工作；

制造安装精度要求较低，成本也低

只能实现平行轴间链轮的同向转动；

运转时不能保证恒定的瞬时传动比；

磨损后一发生跳齿；

工作时有噪声；

不宜用在载荷变化很大、高速和急速反向的传动中

链传动主要用于要求工作可靠、两轴相距较远、低速重载、工作环境恶劣以及其他不宜采用齿轮传动的场合

2、分类：

传送链、运输链和起重链

传送链：

滚子链和齿形链等

3、滚子链

基本组成：

滚子、套筒、销轴、内链板和外链板

链的磨损主要发生在销轴与套筒的接触面上

链板一般制成8字形，以使它的各个横截面具有接近相等的抗拉强度，同时也减小链的

质量和运动时的惯性力

一般情况下，最好不用奇数链节，以避免过渡链节的附加弯矩的作用

链的使用寿命在很大程度上取决于链的材料及热处理方法，故组成链的所有元件均需要经历热处理，以提高其强度、耐磨性和耐冲击性

节距p是滚子链的主要参数，节距增大时链条的各零件尺寸也相应的增加，可传递的功率也随之增加。

链号数乘以25.4∕16mm即为节距值。

滚子链的标记：

链号——排数——整链链节数标准编号

4、齿形链（无声链）

为防止齿形链在工作时发生侧向窜动，齿形链上设有导板

与滚子链相比，优点：

传动平稳、噪声小，承受冲击性能好，效率高工作可靠

主要用于高速、大传动比和小中心距等工作条件较为严酷的场合

缺点：

结构复杂，难于制造，价格较高

5、滚子链与链轮的啮合属于非共轭啮合

链轮轮齿要求具有足够的耐磨性和强度。

由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮的多，所

受的冲击载荷较大，故小链轮应采用较好的材料制造

6、链传动的运动特性

链条的平均线速度：

链条的瞬时线速度沿AB方向：

链条的瞬时线速度沿垂直方向的分量为：

当主动链轮作等速转动时，从动链轮随γ、β的变化作周期性的变速转动。

只有当Z1=Z2，且传动的中心距为链节距的整数倍时，才有:

i=1

链传动在工作时，会产生振动和动载荷！

多边形效应：

链传动的传动比变化与链条绕在链轮上的多边形特征有关的现象

7、链传动的动载荷

链轮的转速越高，节距越大，齿数越少，则惯性力就越大，相应的动载荷也越大。

同时，链条沿垂直方向也做变速运动，也会产生一定的动载荷

节距越大，链轮的转速越高，则冲击越严重

8、链传动张紧的目的：

是松边不致过松，以免出现链条的不正常啮合、跳齿或脱链

9、链传动的主要失效形式

1.链板疲劳破坏；

2.滚子、套筒的冲击疲劳破坏；

3.销轴与套筒铰链的胶合；

4.链条铰链磨损；

5.过载拉断

10、链传动的参数选择

⑴节距p

节距越大，承载能力高，但总体尺寸增大，多边形效应显著，振动、冲击和噪声也严重。

确定节距的原则：

1）为使传动结构紧凑，寿命长，应尽量选用较小节距的单排链

2）高速重载时，应选用小节距多排链

3）中心距小，传动比大时，应选用小节距多排链

4）中心距大，传动比小时，应选用大节距单排链

允许采用的节距可根据功率P0和小链轮转速n1确定

⑵链轮的齿数z1和z2

齿数过小，会增加运动的不均匀性和动载荷；

链条在进入和退出啮合时，链节间的相对转角增大；

链传动的圆周力增大，从整体上加速了铰链和链轮的磨损。

链轮的最少齿数Zmin=9，一般z1≥17，对于高速传动或承受冲击载荷的链传动，z1≥25，且链轮齿应淬硬

当i一定时，z1增大，z2也相应增大，从而导致传动的总尺寸增大，而且还容易跳链和脱链，限制了链条的使用寿命

链节数通常为偶数，为使链轮与链条磨损均匀，常取链轮齿数为奇数，并尽可能与链节数互质

⑶传动比i

i过大，链条在小链轮上的包角就会小，参与啮合的齿数减小，每个齿上承受的载荷增大，加速轮齿的磨损，且易出现跳齿和脱链

⑷中心距a

a过小，单位时间内链条的绕转次数增多，链条的曲伸次数和应力循环次数增加，从而加剧了链的磨损和疲劳

a过小，链条在小链轮上的包角会减小，每个轮齿所受的载荷会增大，且易出现跳齿和脱链

a过大，松边垂度会增大，传动时会造成松边颤动

11、链传动的布置：

链传动布置时，链轮必须位于铅垂面内，两链轮共面，中心线尽量不要处于铅垂位置。

一般紧边在上，松边在下，以免在上的松边下垂量过大而阻碍链轮的顺利运转

链传动的张紧目的：

避免在链条的松边垂度过大时产生啮合不良和链条的振动，同时增大链条与链轮的啮合包角

链传动的润滑：

定期人工润滑、滴油润滑、油池润滑、油盘飞溅润滑、压力供油润滑

齿轮传动

1.失效形式：

轮齿折断，常发生于闭式硬齿面或开式传动中。

现象：

①局部折断

②整体折断

位置：

均始于齿根受拉应力一侧。

原因：

疲劳折断

齿面接触疲劳磨损（齿面点蚀），常出现在润滑良好的闭式软齿面传动中。

节线靠近齿根部位出现麻点状小坑。

齿面胶合——严重的粘着磨损，现象：

齿面沿滑动方向粘焊、撕脱，形成沟痕。

高速重载——v↑,Δt↑,油η↓,油膜破坏,表面金属直接接触，融焊→相对运动→撕裂、沟痕。

低速重载——P↑、v↓，不易形成油膜→冷胶合。

果：

引起强烈的磨损和发热,传动不平稳,导致齿轮报废。

齿面磨粒磨损：

常发生于开式齿轮传动。

齿面塑性流动：

该失效主要出现在低速重载、频繁启动和过载场合。

2.设计准则：

▲闭式软齿面齿轮传动：

主要失效形式为疲劳点蚀。

按齿面的接触疲劳强度设计计算；

校核齿根的弯曲疲劳强度。

▲闭式硬齿面齿轮传动：

主要失效形式为轮齿的折断

按齿根的弯曲疲劳强度设计计算；

校核齿面的接触疲劳强度。

▲开式齿轮传动：

主要失效形式为轮面的磨损。

按齿根的弯曲疲劳强度设计计算，并考虑磨损的影响将模数增大10％－15％，不需验算。

滑动轴承

1、分类：

按受载方向，径向滑动轴承（承受径向载荷）、止推滑动轴承（承受轴向载荷）、径向止推滑动轴承（同时承受径向和轴向载荷）

按润滑状态，液体摩擦滑动轴承、非液体摩擦滑动轴承

2、结构形式

径向滑动轴承的结构形式有整体式、对开式、自位式、间隙可调式、多叶式等

止推滑动轴承的结构形式：

普通止推轴承、液体动压止推轴承

3、滑动轴承的主要失效形式：

磨粒磨损、疲劳点蚀、胶合、疲劳剥落

2．滚动轴承的计算准则

针对上述三种失效形式，滚动轴承应进行相应的计算，其计算准则是：

（1）对一般转速（

）的轴承，疲劳点蚀是其主要失效形式，轴承应进行防止疲劳点蚀的寿命计算，即疲劳强度计算；

（2）对高速轴承，除进行寿命计算外，还要进行必要的极限转速校核；

（3）对静止或极慢转速（

）的轴承，轴承承载能力取决于所允许的塑性变形，应作静强度计算。

4、轴承材料的基本要求：

（1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性

（2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性

（3）足够的强度和抗腐蚀能力

（4）良好的导热性、工艺性、经济性等

轴承的重要材料轴承合金（巴氏合金）：

在所有轴承材料中，其嵌入性及摩擦顺应性最好，很容易和轴颈磨合，也不容易与轴颈发生咬粘，但其强度很低，不能单独制作轴瓦，只能贴附在青铜、钢或铸铁轴瓦上作轴承衬。

5、滑动轴承的润滑

润滑油的选择：

主要考虑油的黏度和润滑性（油度）

一般选用原则：

低速、重载、工作温度高时，选较高黏度的润滑油；

反之，选用较低黏度的润滑油

润滑油的黏度随温度的升高而降低

润滑脂的选择：

主要考虑其稠度（用针入度表示）和滴点

一般选用原则：

①低速、重载时应选用针入度小的润滑脂

②所选用的润滑脂的滴点一般应高于轴承工作温度20°

～30°

或更高

③在潮湿或有水淋的环境下，应选用抗水性好的钙基脂或锂基脂

④温度高时应选用耐热性好的钠基脂或锂基脂

6.滑动轴承的润滑方式：

润滑油润滑：

人工加油润滑、滴油润滑、油绳润滑、油环润滑、飞溅润滑、压力循环润滑

润滑脂润滑：

定期旋转杯盖将杯内润滑脂压进轴承、用黄油枪通过压注油杯向轴承补充润滑脂

7、非液体