西工大版機(jī)械設(shè)計(jì)答案解析(第八版)

1、#+第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度習(xí)題答案3-1某材料的對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲疲勞極限ai 180MPa，取循環(huán)基數(shù) N。 5 106, m 9，試求循環(huán)次數(shù) N分別為7 000、25 000、620 000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。矚慫潤(rùn)厲釤瘞睞櫪廡賴(lài)。解aiN1aijl 180V Ni9 5106V7 103373.6MPa1N3*N21801805106V2.51045106V6.2105324.3 MPa227.0 MPa3-2已知材料的力學(xué)性能為a 260 MP a , ai 170 MPa ,a 0.2，試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線(xiàn)。解A (0,170) C(260,0)2 ai aC02ai

2、1aO02 a11a2 170283.33M Pa1 0.2得 d(283.3%,283.3%)，即 D(141.67,141.67)根據(jù)點(diǎn)a(0,170) , C(260,0) , D(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示聞創(chuàng)溝燴鐺險(xiǎn)愛(ài)氌譴凈。3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的材料，設(shè)其強(qiáng)度極限6=420MPa,精車(chē)，彎曲，3，=1，試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線(xiàn)。D 54解因一1.2 ,d 45所查值代入公式，即0.067，查附表3-2，插值得45(71.88，查附圖3-1得q70.78，將查附圖3-2,AO,

3、17%/根據(jù) A 0,72.34 ,C0.781.88 11.690.75 ；按精車(chē)加工工藝，查附圖3-4,得卩。0.91，已知a 1，則1丄 11 2.35a 0.75 0.911260,0 ,D 141.67,141.6% 35260,0 ,D 141.67,60.29按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線(xiàn)圖如下圖r CC，求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)Sea。3-5如題3-4由題 3-4 可知 71170 MPa, 7260MPa, O70.2, K 72.35(1)工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)Sea eaK7177m1702.35 30 0.2 202.28(2

4、)喀 C工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計(jì)算安全系數(shù)(771K7 7 7n170 2.35 0.2 7 20 , 一Sea1.81K 7 ca7m2.35 30 20#+第五章螺紋連接和螺旋傳動(dòng)習(xí)題答案5-5圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門(mén)起重機(jī)導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個(gè)螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大的變動(dòng)。試問(wèn)：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是鉸制孔用螺栓連接為宜？為什么？Q215,若用M6X 40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級(jí)為8.8，校核11 !:1 1L L1r T1i1=i_l-I1 1i1 :叫iL ,!n11汕

5、i螺栓連接強(qiáng)度。鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對(duì)位置，并能承受橫向載以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對(duì)滑移，而普通螺栓連接釅錒極額閉鎮(zhèn)檜豬訣錐。解采用鉸制孔用螺栓連接為宜 因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng)， 荷，增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性， 靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。(1)確定M6X 40的許用切應(yīng)力由螺栓材料Q215,性能等級(jí)8.8 ,查表5-8 ,可知oS 640MPa,查表5-10 ,可知150磚鹵廡。640S 3.55.0182.86 - 128 MPa3.5 - 5.0亦右Sp640426.67MPa1.5Fi，轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)(2)螺栓組受到剪力 F和力矩

6、(T FL )，設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為螺栓上的分力為 Fj，各螺栓軸線(xiàn)到螺栓組對(duì)稱(chēng)中心的距離為r,即 r2 cos4575U2mm彈貿(mào)攝爾霽斃攬#+FiFj1f8 FL8?1-20 2.5kN8 320 竽 10 3 5/2kN8 75/2 10 3由圖可知，螺栓最大受力FmaxFj2 2FiFj cos 0(572)2 2 2.5 5邁 cos459.015kNCpFmax39.015 103193 2-6 10 349-015 1033 131.8 opd0Lmin6 10 3 11.4 10 3L PFmax故M6X 40的剪切強(qiáng)度不滿(mǎn)足要求，不可靠。5-6已知一個(gè)托架的邊板用6個(gè)

7、螺栓與相鄰的機(jī)架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對(duì)稱(chēng)軸線(xiàn)相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)有如圖 5-50所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔 用螺栓連接，試問(wèn)哪一種布置形式所用的螺栓直徑最小？為什么？謀養(yǎng)摶篋飆鐸懟類(lèi)蔣薔。解螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為Fi，轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為Fj(a)中各螺栓軸線(xiàn)到螺栓組中心的距離為r，即 r=125mm1f6FL160 10kN6由(a)(b)Fi6r圖可知,方案中FjmaxMr max62ri6025010 3612510 3最左的螺栓受力最大60 10kN20kNFmaxFi Fj 10 2030

8、kNFLrmax62ri24.39kNi 1i 122#+由（b）圖可知，螺栓受力最大為FrnaxjFi_Fj2 2FiFjcos 0/io2 (24.39)2 2 10 24.39 上 33.63kNY/5由doj4Fmx可知采用（a）布置形式所用的螺栓 直徑較小5-10禪 C1）強(qiáng)定蟒性數(shù)工和直任d,5-5.甥栓闔陀J。Y牯，取初二盹耶=刃2則螺杠可距陽(yáng)= 92wawi I 蝮栓建徑d二tO/E二旦鄧二丄5. 33inin,聊d二Wim *（23迅擇螺ft性箭等級(jí).迭擇蛭杜t前等級(jí)定比0級(jí)，査軟林舂荒.巴=SOOJPd ”込=40AFd 盧計(jì)算ft上的載協(xié) 作用在氣圮上豹最大圧力現(xiàn)和單處舞

9、杜上的工作載苛卩幷別為切0F - = 736312/斗*F蘆=_L = 61367/嚇蘇余預(yù)緊力F1=L 5F,由報(bào)林必式 C5-L5）,嫁栓的總栽荷F2=FHF=2- E圧匕5*&】：?肛1陽(yáng)40恥許用應(yīng)力，按不控制預(yù)蚩力確定安金殺議査教材表5-10.取S=許用拉應(yīng)力u臉舁那栓的侵度.查干刪徑丹5陀小徑朮-1粽匪5取醐社金稱(chēng)民更巾述 由教材金或“.煤性崗廿算應(yīng)力耳產(chǎn)i燙=厲.丁則刊打疔卜第六章鍵、満足強(qiáng)度條帶.螺珍的標(biāo)迂羔IGB/T b782-S6Hlox70,螺柱數(shù)量hlEr花鍵、無(wú)鍵連接和銷(xiāo)連接習(xí)題答案6-3在一直徑d 80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度L 1.5

10、d，工作時(shí)有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計(jì)算其允許傳遞的最大扭矩。廈礴懇蹣駢時(shí)盡繼價(jià)騷。O co 0解根據(jù)軸徑d 80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為 b 22mm , h 14mm根據(jù)輪轂長(zhǎng)度L 1.5d1.5 80 120mm取鍵的公稱(chēng)長(zhǎng)度 鍵的標(biāo)記鍵22 鍵的工作長(zhǎng)度為L(zhǎng) 90mm90GB1096-79l L b 90 22 68mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為 k -27mm根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力110 MPa根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式bp變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為T(mén) kld opmax 20007 68 80 11020002094N mfv 0.51，包

11、角 1180，初拉力第八章帶傳動(dòng)習(xí)題答案8-1 V帶傳動(dòng)的 m 1450r/min，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)F。360N。試問(wèn):（1）該傳動(dòng)所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若dd1 100mm，其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？（3）淚。若傳動(dòng)效率為0.95，彈性滑動(dòng)忽略不計(jì)，從動(dòng)輪輸出效率為多少?煢楨廣鰳鯡選塊網(wǎng)羈11 Fee2F0-10.51e, 110.51e1360478.4N2TFLee478.4100 10-3223.92N mmFee v ?1000 478.4? n1000 60 10001450 3.14 100 0.953.45k000 60 10008-2 V帶傳動(dòng)傳遞效率 P

12、7.5kW，帶速V 10m/s，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F1F2，試求緊邊拉力Fi、有效拉力Fe和初拉力Fo。 解FeFeFiFiFoFe VP10001000 P 1000 7.5750NV10F1 F2 且 F1 2F22Fe 2 7501500NFFe卜0 一2Fe750F1 1500 1125N228-4有一帶式輸送裝置，其異步電動(dòng)機(jī)與 齒輪減速器之間用普通V帶傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率P = 7kW，轉(zhuǎn)速ni 960/min，減速器輸入軸 的轉(zhuǎn)速 33011，允許誤差為ni5%，運(yùn)輸裝置 工作時(shí)有輕度沖擊，兩班制工作，試設(shè)計(jì) 此帶傳動(dòng)。鵝婭盡損鶴慘歷蘢鴛賴(lài)。解(1)確定計(jì)算功率Pca 由表

13、8-7查得工作情況系數(shù)Ka 1.2，故FCa KaP 1.2 78.4kWKa1.2(2)選擇V帶的帶型 根據(jù) Pca、ni ,I圖& 11選用B型。(3)確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd，并驗(yàn)算帶速 由表8-6和8-8，取主動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd1 180mmddiE 驗(yàn)算帶速V 60 10005m/s帶速合適180 960 9.0432 ms 60 1000V 30m/s 計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd2dE180 960 1 O.。5497.45mm330(4)確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Lda0550mm o由式 0.7 dd1dd2a02 dd1 dd2計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度I “dd2 dd1Ld0 2

14、a0 dd1 dd224a0500 18022 550 180 50024 5502214mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld 2240mm實(shí)際中心距a a。Ld Ld0 5502240 2214563mm2 2中心距的變化范圍為 550 - 630mm oa 180 dd2 dd1180500 180 57314790a563故包角合適。(6)計(jì)算帶的根數(shù)計(jì)算單根V帶的額定功率Prdd1 180mm 和 n1 960 m/s , 查表8-4a得 R 3.25kW根據(jù) n 960m/s,i 960 2.9和 B 型帶，查表得 P0 0.303kW330查表8-5得ka 0.914，表8-2得kL

15、 1,于是prF0P0 k a kL (3.25 0.303) 0.914 1 3.25kW計(jì)算V帶的根數(shù)z Pr 益 2.58取3根。(7)計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值F0 minI表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q 018kg/m，所以F。min 500 2.5 k a Pca q V2 5002.5 0.914 8.4 0.18 9.04322283Nk aZv0.914 3 9.0432(8)計(jì)算壓軸力Fp 2zF0minsinal 2 3 283 sin14 1628N(9)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(略)#+第九章鏈傳動(dòng)習(xí)題答案9-2某鏈傳動(dòng)傳遞的功率 P 1kW，主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速ni48r/mi n

16、，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速 n214r/mi n，載荷平穩(wěn)，定期人工潤(rùn)滑，試設(shè)計(jì)此鏈傳動(dòng)。 解(1)選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù) 乙19，大鏈輪的齒數(shù)Z2 iz1匹Z1門(mén)248 191465確定計(jì)算功率由表9-6查得Ka 1.0，由圖9-13查得Kz1.52，單排鏈,則計(jì)算功率為PeaKaKz P 1.0 1.52 11.52kW鏈極限拉伸載荷為 55.6kN，工作情況系數(shù)Ka 1，試求鏈條所能傳遞的功率。籟叢媽羥為贍債蟶練淨(jìng)。選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距根據(jù)FCa 1.52kW及n 48r/min，查圖 9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)距P 25.4mm計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a0(30 50) P(30

17、 50) 25.4762 1270mm。取 a。900mm，相應(yīng)的鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)為L(zhǎng)p02也PC 9002 25.4Z1 Z2219265Z2 Z12652pa02翥 114.3取鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)Lp 114節(jié)。查表9-7得中心距計(jì)算系數(shù)f10.24457，則鏈傳動(dòng)的最大中心距為a f1p2LpZ1 Z20.24457 25.42 11419 65895mm(5)計(jì)算鏈速V 60 1000V,確定潤(rùn)滑方式4801需 0.386ms由V 0.386m/s和鏈號(hào)16A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤(rùn)滑。(6)計(jì)算壓軸力Fp有效圓周力為Fe 1000 V10002591N0.386鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)Kf

18、p1.15，則壓軸力為 Fp Kf Fe 1.15 2591 2980Np9-3已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速厲850r/min，齒數(shù)z, 21,從動(dòng)鏈齒數(shù)z? 99，中心距a 900mm，滾子#+解由 Flim55.6kW，查表 9-1 得 p 25.4mm，鏈型號(hào) 16A根據(jù) p 25.4mm , n1 850 min，查圖 9-11 得額定功率 Pca 35kW由z121 查圖 9-13 得 Kz 1.45且KaP3524.14kWKAKz 11.45第十章齒輪傳動(dòng)習(xí)題答案10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作用位置及方向）。hK4八WLX11丿12KY 3YFa

19、Ysa汽 靂14；.存 6 66.05 2885986.309N mm（4 ）齒輪傳動(dòng)的功率取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值即 T,1284464.096N9.55 106P m 6 1284464.0966 750 100.87kW9.55 10#+第十一章蝸桿傳動(dòng)習(xí)題答案11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動(dòng)中各軸的回轉(zhuǎn)方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用 位置及方向。贓熱俁閫歲匱閶鄴鎵騷。I 2解各軸的回轉(zhuǎn)方向如下圖所示，蝸輪2、4的輪齒螺旋線(xiàn)方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖壇搏鄉(xiāng)囂懺蔞鍥鈴氈淚。11-3設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳

20、動(dòng)，傳遞效率P 5.0kW,ni 960r/min，傳動(dòng)比 i 23,10620Cr，滲碳淬火，硬度58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P1,金7年（每年按 300工作日計(jì)）。 蠟變黲癟報(bào)倀鉉錨鈰贅。由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h,要求工作壽命為解（1）選擇蝸桿傳動(dòng)類(lèi)型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開(kāi)線(xiàn)蝸桿（Z（2 ）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)a Je込CH 確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按z,2，估取效率n 0.8，則誹 915208N mm/23T29.55 106 旦 9.55 106電 9.55門(mén)2咲#+ 確定載荷系數(shù)K因工作載荷平穩(wěn)，故

21、取載荷分布不均勻系數(shù)k B 1 ；由表11-5選取使用系數(shù)kA1 ;由于轉(zhuǎn)速不高，無(wú)沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)Kv 1.05，則買(mǎi)鯛鴯譖曇膚遙閆擷凄。KKAK bKv 1 1 1.05 1.051 確定彈性影響系數(shù) Ze蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故Ze 160MPa2確定接觸系數(shù)Zp假設(shè)蟲(chóng)0.35，從圖11-18中可查得Zpa2.9確定許用接觸應(yīng)力0H由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力cH268 MPa應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N60n2jLh60型237 300 84.21 107壽命系數(shù)KhnJ 107V4.21 1070.8355則 OHKhnCH0.8355268 223.914MPa計(jì)算中心距1 2

22、J160 2 9a 3 1.05 915208 160.396mmV223.914取中心距a 200mm，因i 23，故從表11-2中取模數(shù)m 8mm ,d1 80mm。此時(shí)蟲(chóng)-800.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)a 200蝸桿分度圓直徑Zp 2.74 ,因?yàn)閆p Zp，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。綾鏑鯛駕櫬鶘蹤韋轔糴。（3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿蝸桿頭數(shù)乙 2，軸向齒距Pam 825.133 ;直徑系數(shù)q10 ；齒頂圓直徑da1 d12ham 96mm ;齒根圓直徑df1 d12 ham c 60.8mm ；分度圓導(dǎo)程角Y 11 1836；蝸桿軸向齒厚 Sa 0.5 m 12.56

23、7mm。蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2 47 ；變位系數(shù)X20.5驗(yàn)算傳動(dòng)比蝸輪分度圓直徑d2 mz28 47376mm蝸輪咽喉母圓直徑2m hax2376 2 810.5384 m22hf 2376 2 810.50.2364.8mma da21200 37612mm2 a22drg2蝸輪齒根圓直徑df2蝸輪喉圓直徑da2d2(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度CF晉 YFa2YBd1d2m當(dāng)量齒數(shù)zv2二一COS Y3COS4749.8511 1536根據(jù)x2.5,乙249.85，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa22.75螺旋角系數(shù) Yb 1盤(pán) 1 譽(yù) 0.9192許用彎曲應(yīng)力CFOF Kfn從表11-8中查

24、得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力oF 56MPa壽命系數(shù) Kfn一107 0.66V 4.21 107咎cF Kfn 56 0.66 36.958MPa 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.53 1.05 915208 c“c 2.75 0.9192 15.445c80 376 8彎曲強(qiáng)度是滿(mǎn)足的。驗(yàn)算效率n0.95 0.96tan Ytan Y V已知Vadm80 96060 1000COS Y 60 1000COS11 18364.099m/SY 11 1836; V arctan fv ； fv與相對(duì)滑動(dòng)速度 v相關(guān)從表11-18中用插值法查得fv 0.0238 ,V 1.3633

25、81 2148，代入式得 n 0.845 0.854 ,大于原估計(jì)值，因此不用重算。第十三章滾動(dòng)軸承習(xí)題答案13-1試說(shuō)明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級(jí)最高？哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑 向載荷能力最高？哪個(gè)不能承受徑向載荷？驅(qū)躓髏彥浹綏譎飴憂(yōu)錦。N307/P4 620730207 51301解N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑均為 35mm, 51301的內(nèi)徑為 5mm； N307/P4的公差等級(jí)最高； 6207 承受徑向載荷能力最高；N307/P4不能承受徑向載荷。貓蠆驢繪燈鮒誅髏貺廡。13-5根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用a 25的兩個(gè)角接觸球軸承，如圖13-13

26、b所示正裝。軸頸直徑35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n 1800r/min ,已知兩軸承的徑向載荷分別為Fr1命。鍬籟饗逕瑣筆襖鷗婭薔。3390N , Fr2 3390N，外加軸向載荷 Fae 870N，作用方向指向軸承1，試確定其工作壽解(1)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2對(duì)于a 25的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力 Fd0.68Fr, e 0.68Fd1 0.68Fr1 0.68 33902305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040707.2N兩軸計(jì)算軸向力Fa1max Fd1, Fae Fd2max 2305.2,870 707.22305.2NFa2max

27、Fd2, FdiFaemax 707.2,2305.2 8701435.2N(2)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷Pi 和 iBFa1Fr1驚 0.68Fa2Fr2蠱 1-38由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1Xi 10對(duì)軸承2X2 0.41Y20.87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6,取 fp 1.5 ,P fp X1Fr1Y1Fa11.51 339002305.25085NP2fp X2Fr2Y2Fa21.50.41 10400.87 1435.22512.536N（3）確定軸承壽命由于題冃中沒(méi)給出在軸承的具體代號(hào)，這里假設(shè)選用7207AC，查軸承手冊(cè)得基本額定載荷C 290

28、00N，因?yàn)镻 F2，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算構(gòu)氽頑黌碩飩薺齦話(huà)騖。Lh 60n F6 3102900013-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承, 壽命。輒嶧陽(yáng)檉籪癤網(wǎng)儂號(hào)澩。代號(hào)為30207。其他條件同例題13-2,實(shí)驗(yàn)算軸承的解（1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（下圖b）和水平面（下圖 a）兩個(gè)平面力系。其中：圖 C中的Fte為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線(xiàn)；圖a中的Fae亦應(yīng)通過(guò)另加彎矩而平移到作用于軸線(xiàn)上 1717.5h 60 18005085（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫(huà)出）。堯側(cè)閆繭絳闕絢勵(lì)蜆贅。FreFteFae2(Fd2)-q20

29、0320Fr2VFr1V(b)(a)1JL-Fr2VFr1VFe(C)由力分析可知:Fre 200 FaeF r1V200 320F r2VF r1HF r2HFr1pld 900 2002400業(yè)2_520225.38NFre Fr1v 900225.38674.62N200Fte 型 2200846.15N200320520Fte Fr1H 2200 846.15 1353.85NFr1v2 Fr1H2 V225.382846.152875.65NFr2 jFr2V2 Fr2H2 J674.6221 353.8221 512.62N(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2查手冊(cè)的 3020

30、7 的 e 0.37，Y 1.6，C 54200N875.65 c” c273.64N2 1.6彈邑 472.69N2 1.6Fd1Fd2Fr12Y2Y兩軸計(jì)算軸向力Fa1max Fd1, FaeFd2max 273.64,400472.69872.69NFa2max Fd2, Fd1Faemax 472.69,273.64 400472.69N求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 R和P2Fa1Fr1咤 0.9966 e875.65Fa2Fr2進(jìn)9 0.3125 e1512.62由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1X10.4 第 1.6對(duì)軸承2因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,按表13-6,取fp

31、 1.5，則(4)因?yàn)長(zhǎng)hP1fp X1Fr1P2fp X 2 F r 2確定軸承壽命P P2，所以按軸承163106 c60n P丫尺1Y2Fa21.51.5的受力大小驗(yàn)算10660 520542002619.8460.4 875.65 1.6 872.692619.846N1 1512.620 472.692268.93N3283802.342h LJ故所選軸承滿(mǎn)足壽命要求。13-7某軸的一端支點(diǎn)上原采用下將工作可靠性提高到 99%，試確定可能用來(lái)替換的軸承型號(hào)。6308軸承，其工作可靠性為 90%，現(xiàn)需將該支點(diǎn)軸承在壽命不降低的條件 識(shí)饒鎂錕縊灩筧嚌儼淒。解查手冊(cè)得6308軸承的基本額定動(dòng)載荷 C 40800N。查表13-9，得可靠性為90%時(shí)，6 1，可靠性為99%時(shí)，a10.21。凍鈹鋨勞臘錯(cuò)癇婦脛糴?？煽啃詾?0%時(shí)Lio106 a160 n106 160n34