機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)課后習(xí)題答案及解析(最新_參考答案及解析)

1、WORD格式可編輯3-1某材料的對(duì)稱循環(huán)彎曲疲勞極限口=180MPa ,取循環(huán)基數(shù) N0 =5x106, 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。解 小=叱9：N° =180尺15 =373.6MPa 'N17 103Jn2N。(tj9180N25 1062.5 104= 324.3MPa專業(yè)知識(shí)整理分享(TJN30 =180 9 5 10 5 =227.0MPa36.2 103-2已知材料的力學(xué)性能為 os=260MPa,匕=170MPa,。=0.2 ,試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線。解 A (0,170)C

2、(260,0)2 J 0000一 C0 =1 +。， C0 =1十。2 170 =283.33MPa1 0.2得 D'(283.332,283.3%),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7=420MPa精車(chē)，彎曲，pq=1,試?yán)L制此零件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線。D 54 一 r 3解因一 =一=1.2, = =0.067,查附表 3-2,插值得 S。= 1.8

3、8,查附圖 3-1 得4。之0.78, d 45 d 45將所查值代入公式，即0=1 +q 的。-1 )=1 +0.78x(1.88 1 )=1.69查附圖3-2,得0=0.75;按精車(chē)加工工藝，查附圖 3-4,得氏= 0.91,已知 南=1,則= 2.351.691/11 1;:-0.75 0.911二 A"，17%35)C(260，0)D(141.67,141.6%35)根據(jù)A(0,72.34 )0(260,0 )D(141.67,60.29撅比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖D1(H1.67.60,29)G(260,0)(7.3-5如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力Om =20M

4、Pa ,應(yīng)力幅 Ca =20MPa，試分別按 r = C而=C ,求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)ScaO解由題 3-4 可知 四=170MPa,恁=260MPa,。=0.2,K0 = 2.350 。)ff(260,0)<7.(1) r = C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)1702.35 30 0.2 20= 2.28 om=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)S _ C1 +(K,-%170+(2.35-0.2)20caK°(ca + om)2.35(30 +20).5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時(shí)

5、的受力變化情況，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力如何得出?當(dāng)氣缸內(nèi)的最高壓 力提高時(shí)，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力將如何變化？尸二尸加上用二品+三邑4 =13用/6點(diǎn)）解：-1.1j最大應(yīng)力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時(shí)，最小應(yīng)力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時(shí)。當(dāng)汽缸內(nèi)的最高壓力提高時(shí)，它的最大應(yīng)力增大，最小應(yīng)力不變。5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力 FN作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內(nèi)。試分析底 板螺栓組的受力情況，并判斷哪個(gè)螺栓受力最大？堡證聯(lián)接安全工作的必要條件有哪些？, -it >*4k In圖5-49底板期桂組聯(lián)接5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預(yù)緊力Fo=1

6、5000N,當(dāng)受軸向工作載荷F= 10 000N時(shí)，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力。采用橡墊片密封，取螺栓的相對(duì)剛度一Cb- = 0.9 螺栓的總拉力：F2 = Fo+Cb-F=24000NCb CmCb Cm殘余預(yù)緊力為：F1 = F2 - F =14000NP=01MPa缸蓋與缸體均為鋼制，直徑均 為 25mm. 試 設(shè) 計(jì)5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內(nèi)的工作壓力D1=350mm,D2=250mm.上、 下 凸 緣 厚所 CO確定器柱鼓z和直徑乩a查教材5-5,蝶性間距WTTd,取to=6乩職 A1工則播栓間盅， %="5 = 92 *,霸性

7、直徑10/692/6=16. 33皿取出1同m選擇螺性性能若皴*造據(jù)螺栓性能等級(jí)為莊6級(jí)，查數(shù)材表ST提.= 8 00攝%,丐=a （3） W算器拴上的載荷.作用在T缸上的最大壓力巴和單個(gè)螺柱上的工祚羲粉F分別為一F =-p=7363W工尋尸4->F產(chǎn)= 6】充可 工取殘余預(yù)緊力FL=L5F,由教材公式2 £5-15, 螺栓的總栽荷-F2=F14-F=2, 5F=2. 5*&136=15340N-E）許用應(yīng)力。按不拴制預(yù)緊力確定安全系觸.查教材表5To.取S=4.許用拉應(yīng)力.卬 二 N 15QMP"C5）馳舁掘栓的強(qiáng)度*查手冊(cè).悔栓的大錘d=16ir叫小筐dl

8、 = 13一芯35nm一取螺栓公禰長(zhǎng)度1=了。皿，由轂材公式（5-1第，螺性的討彈威力Ea1 » =E?2.TA/Pu Y 卬.3；滿足強(qiáng)度條件.螂柱的標(biāo)記為6BQ 5782-56111670,爆勝激曳工二1之一此聯(lián)接。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）主動(dòng)、!F10-2如圖，ABC的材料為中碳鋼調(diào)制，其硬度：齒輪A為240HBs B：260HBs C:220HBS,試確定齒輪 B的許用接觸應(yīng)力 kH k口許用彎曲應(yīng)力 Lf】.假定：1）齒輪B為“惰輪”（中間輪）齒輪 A為主動(dòng)輪，齒輪 C為從動(dòng)輪，設(shè) Kfn =Khn =1；2

9、）齒輪B為在主動(dòng)輪，齒輪 A和齒輪C均為從動(dòng)，設(shè) Kfn =Khn =110-3對(duì)于做雙向傳動(dòng)的齒輪來(lái)說(shuō)，她的齒面接觸應(yīng)力和齒根彎曲應(yīng)力各屬于什么循環(huán)特性？在做強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)怎么考慮10-4齒輪的精度等級(jí)與齒輪的選材及熱處理方法有什么關(guān)系10-5要提高齒輪的抗彎疲勞強(qiáng)度和齒面抗點(diǎn)蝕能力有那些關(guān)系措施10-2解（I）齒輪A為3動(dòng)輪.齒輪R為“情槍K.也就是說(shuō)齒輪R既是主動(dòng)輪 又是從動(dòng)輪口當(dāng)齒輪B與主動(dòng)輪R嚙合時(shí)，工作曲面是上ftL當(dāng)齒輪B與從動(dòng)輪 C嚙合時(shí).工作齒面是另一«!對(duì)于一個(gè)輪窗來(lái)請(qǐng).是雙齒面工作雙齒面受載.:與此山小小：循“.接觸LJM，幻他用,取查教材四10-21 （d）得媵

10、觸度并強(qiáng)度極限應(yīng)力 * = "OMRj查教材圖以顏（c> 3仃用=45州俏一QU其彎曲疲勞極限威力及許用應(yīng)力分別為0rm - 0 ln 315MRs【口】二防卜 £s = 2iQAff>aQ刖 B為主劫觸，人和C同為從動(dòng)艷時(shí)，齒匏B推動(dòng)齒輪人和C的工作齒面 為同一行冊(cè)面,故鶯曲應(yīng)力和段觸應(yīng)力均為梆動(dòng)循環(huán).仍取；¥ *'15. Vff . 1 ,接觸疲茜豫度極限仍為 61?！? -挈曲疲勞極限應(yīng)力=450M必 則其許用應(yīng)力分別為卜 £吧0 =6lOAffj*tr.&=勺!守更=300前色 M .10-3 M 接觸廂力是球動(dòng)儲(chǔ)壞.

11、齒板彎曲/力是對(duì)林循環(huán).在作穹皿強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)將圖中查出的極限應(yīng)力值乘以E 7.10-4答:一般由輪材料主要選用鍛鋼（破鋼域全金樞0 .對(duì)于精度要求較低的 此輪，將弭輪恐壞經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后切折唧為成.這時(shí)精度可達(dá)8級(jí),精切合 金判主要是滲碳后濟(jì)火,最后進(jìn)行嗨黃等精加T,其精度可達(dá)7.B級(jí)其或5級(jí).時(shí)于尺寸較大的齒輪,可透用鑄鈉或球版鑄鐵，1E火后切齒也可達(dá)劉絨品度.10-5提而輪齒抗彎疲勞強(qiáng)度的措施有：增大為根過(guò)渡圓向辛徑.消除加工刀痕，可降 低齒根應(yīng)力集中;增人軸和支承的則度,可減小齒面局部受載；采取合適的熱處 理方法使輪世部具有足夠的韌性：在齒根部進(jìn)行噴丸、潦壓為衣面強(qiáng)度，降低齒 輪表面粗

12、糙度，齒輪采用正變位等.心前面：, 也蝕能J的措施仁 提.七面a.'入 澤低左面粗糙度:增大潤(rùn)滑油 粘度；提高加1、發(fā)裝精度以減小動(dòng)載荷：在許可范圍內(nèi)采用較大變位系數(shù)正 優(yōu)動(dòng)，可增大出輪傳動(dòng)的綜合曲率半鈴：10-7 某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)，已知n =750r'min ,兩齒輪的齒數(shù)為zi =24,z2 =10& B = 9 22',mn =6mm,b = 160mm , 8 級(jí)精度，小齒輪材料為 38SiMnMo （調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），壽命20年（設(shè)每年300工作日），每日兩班制，小齒輪相對(duì)其軸的支承為對(duì)稱布置，試計(jì)算該齒輪傳動(dòng)所能傳遞

13、的功率。解(1)齒輪材料硬度查表10-1 ,根據(jù)小齒輪材料為 38SiMnMo (調(diào)質(zhì))，小齒輪硬度217269HBs大齒輪材料為45 鋼(調(diào)質(zhì))，大齒輪硬度 217255 HBS(2)按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算Ti <2K u 1計(jì)算小齒輪的分度圓直徑diWn 24 61 n145.95mmcos 0 cos9 22'計(jì)算齒寬系數(shù)b 160= 1.096d1145.951,由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh = 2.47由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPaW0Hlim1 = 730MPa ；大齒輪的接觸疲由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限勞強(qiáng)度

14、極限0Hlim2 =550MPa。齒數(shù)比 u=亙 =108 =4.5 z124計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60n1jLh =60 750 1 300 20 2 =5.4 108N2N15.4 108u 4.5= 1.2 108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 =1.04,KhN2 =1計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)S = 1KHN 1 為 lim 1S1.04 7301= 759.2MPa3 =沖產(chǎn)" t .MPa由圖10-26查得 笈=0.75,2=0.88,則笈=+蟲(chóng)=1.63計(jì)算齒輪的圓周速度：d1n1V 60 10003.14 145.95 75060

15、1000-5.729m s計(jì)算尺寬與齒高之比bhd1 cos B 145.95 父 cos9 22'.mnt = = 6mmz126h = 2.25m1t =2.25 6 = 13.5mm16013.5= 11.85計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v = 5.729m/s, 8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù) Kv = 1.22由表 10-3,查得 Kh0f = Kfq = 1.4按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù) Ka =1.25由表10-4查得Khb =1.380 按d=1查得.b .一 一一 一一 一由 一 二11.85 , KHb =1.380,查圖 10-13 得 Kfb =1.33 h故

16、載荷系數(shù)K -KaKvKH.KH>-1.25 1.22 1.4 1.380 =2.94613由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩T1<d沁d；u ''min、電1四P、一2一百；zhz321.096x1.63x145.9534.5605=X X 2M2.9464.5 + 1 2.47父189.8)= 1284464.096N(3)按彎曲強(qiáng)度計(jì)算T1三2日YFaYsa計(jì)算載荷系數(shù)K =KAKKFoKFp =1.251.22 1.4 1.33= 2.840計(jì)算縱向重合度q=0.318d 4 tan B = 0.318父 1.096 父 24M tan922' = 1.380

17、由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)丫3 =0.92計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1 = z- =-3 = 24.99cos B (cos9 "2'Z2一 cos3 B108cos9 22' 3= 112.3查取齒形系數(shù)YFa及應(yīng)力校正系數(shù)Ysa由表10-5 查得YFa1 =2.62Yf，2 =2.17Ysai =1.59YSa2 =1.80Sa2由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限件曰=520MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限二 430MPa。由圖10-18 取彎曲疲勞壽命 KFN1 =0.88,KfN2 =0.90。計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S =1.4K FN

18、1 0FE1SK FN 2 *E20.88 520 =305.07MPa1.50.90 430二二258MPa1.5計(jì)算大、小齒輪的YFaYsa,并加以比較卜年1YFa 1YSa1305.07” =73.232.62 1.59258 二 66.052.17 1.80取上 YFaYSaYFa1YSa13、YFa2YSa2-66.05由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩T ud加2 mn 11 2KYbA!YFaYsa1.096 1.63 145.952 6 66.05 : 2885986.309N mm2 2.840 0.92(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 Ti =12

19、84464.096NP ;“A 69.55 1061284464.0966 750 =100.87kw9.55 10610-8解選擇齒輪的材料和精度等級(jí),根據(jù)教材發(fā)10-1選大小齒輪材料均為ZOCrllnTI,滲碳淬火，小齒輪齒而硬度取62HRCf大齒輪齒面硬度取5BIIRC.世部達(dá) 300HBS.選精度等級(jí)為6級(jí)。按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì).h小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，4=9 55x108 區(qū)=106658AZ. 他2.初選載荷 系數(shù):初選KLL6丸 確定齒寬系數(shù)：小齒輪作鴨布置，據(jù)教材表10-7選取a=0$4、初選螺旋角：尸=14°5、計(jì)算斜齒輪的當(dāng)量齒數(shù): = 252% = V * 79

20、9 cos Pcor §6、確定齒形系數(shù)和獺力集中系數(shù):行教材表105得4尸 2 修。尸 1 59,%? = 2 22八L777,確定斜齒輪端面重合度：件教材圖10-26得% = 0 弭1=0 呢 / = + % : 1.66R、確定彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力.德環(huán)次數(shù)M = 6Q/j4 = 7*IQ7外=6%/4 =2.2*10，由教材圖10-建杳得長(zhǎng)對(duì)二大的"1取安全系數(shù)SF=L5由教材圖10 20 （1）得仃加=仃梆a = 930MR1按對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲為crr ! = crn = 0 7*i5wi = 4弘叔網(wǎng) %，將齒輪1的參9、由彎曲強(qiáng)度計(jì)亢齒輪的模數(shù)，因%九3

21、1"】以標(biāo)】 數(shù)代入設(shè)計(jì)公式中得2KTY, cos1 fii/ J產(chǎn)華=&E曲,4F.取標(biāo)準(zhǔn)值網(wǎng)=2e10.驗(yàn)算載荷系數(shù):d=.2=414mm 小均輪的分度同I直件s'.v =其逸、="28,9e / $ 齒輪的網(wǎng)周速度60*1000由教材圖105查得產(chǎn)=6假設(shè)£/號(hào)"”。"'的 由教材表I。3件得心=心二11齒寬423 7 mm由教材表10-4查得-中. 1、，由1二13查得工口2彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)4 = "'% = 】79IK校正段數(shù)；w,=叫息點(diǎn) £ - 1 9bww可以行出前面取標(biāo)潛值外

22、之掰他合適, 12,獴臏仍的確定：a =攵 F % = 98.94ww中心距2 8尸川松心跑。斗加山后，螺旋角4（4+電）叫arccoj2a14°812813、斜山斜的相關(guān)參數(shù)二-=4?A37mmCO5 fi- = 150 562wwcos/7b - %d - 23 7wtw對(duì)曲寬圓整工b2=24mmt bl=28mn(3)齒皿報(bào)觸像度校核, L確定接觸強(qiáng)度戰(zhàn)荷系緞:2、砒定接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力*吉教材聞10-21 <p)得Gtri = bjm = 15U0MP13查教材圖10-19中曲線2卷£血=10d加=10*取安全系數(shù)：SH-LO/嚶9, = 15 WAffij%叫

23、工=1620JtfBj3.確定彈性影響系數(shù)：據(jù)教材表】0-6查得均=、9 8血九 確定區(qū)域戰(zhàn)荷系數(shù)t據(jù)教材圖10-30壹得ZH=2"35、枝核接觸強(qiáng)度；= 4 均二11MP0引,滿足接觸糊度,以上所選參數(shù)介適°第十一章蝸桿傳動(dòng)p272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。解各軸的回轉(zhuǎn)方向如下圖所示，蝸輪2、4的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖11-3設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，傳遞效率P1 =5.0kW,n1 =960r/min，傳動(dòng)比i=23,由電

24、動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr,滲碳淬火，硬度 之58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P1 ,金屬模鑄造。蝸桿減速器每日工作8h,要求工作壽命為 7年(每年按300工作日計(jì))。解(1)選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿(ZI )。(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按Z1 =2 ,估取效率刀=0.8 ,則T2 =9.55 106 P2 =9.55 1 06 "=9.55 106 工28n2n2i96023= 915208N mm確定載荷系數(shù)K因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)K § = 1;由表11-5選

25、取使用系數(shù)Ka = 1；由于轉(zhuǎn)速不高，無(wú)沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)Kv =1.05,則K =KaKbKv =1m"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)Zd p, d1假設(shè)dl=0.35,從圖11-18中可查得Zp =2.9a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0Hl=268MPa應(yīng)力循環(huán)系數(shù)9607N =60n2jLh =6017 300 8 = 4.21 1023壽命系數(shù)KHN,81074.21 107=0.8355則oh 】=Khn L ' =0.8355M 268= 223.914

26、MPa計(jì)算中心距I.2160X2 9 '' a 23105父915208Mi =160.396mmV<223.914 )取中心距 a = 200mm ,因i =23,故從表 11-2中取模數(shù) m=8mm ,蝸桿分度圓直徑d1 =80mm。此時(shí)d1 =-80 =0.4,從圖11-18中查取接觸系數(shù) Zd =2.74,因?yàn)閆。< Z° , a 200pp p因此以上計(jì)算結(jié)果可用。(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pa = nm=8n = 25.133 ;直徑系數(shù)q=10;齒頂圓直徑da1 =d1+2ham = 96mm ;四根

27、圓直徑 df1 = d1 -2（ham+ c）= 60.8mm ;分度圓導(dǎo)程角丫=11 18'36"；蝸桿軸向齒厚 Sa =0.5nm= 12.567mm。蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2 =47 ；變位系數(shù)X2 = -0.5Zc4723.5 - 23驗(yàn)算傳動(dòng)比i = -2 =23.5 ,此時(shí)傳動(dòng)比誤差 =2.17%,是允許的。乙 223蝸輪分度圓直徑 d2 = mz> =8 47 = 376mm * 一，一 t, 一 ，一 一*蝸輪喉圓直徑da2 =d2 2mha x2 =376 2 8 1 -0.5 = 384m蝸輪咽喉母圓直徑1 .%2 =a -2da2蝸輪齒根圓直徑 df2 =

28、d2-2hf2 =376-2 8 1 -0.5 0.2 = 364.8mm 1二200 - 一 376 =12mm2(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.53KT2d1d2mYFa2Yf 午當(dāng)量齒數(shù)Z247zv2 =3- =3cos t cos 11 15'36"= 49.85根據(jù)X2 = 0.5,42 =49.85,從圖11-19中可查得齒形系數(shù) YFa2 =2.75,一、，一，Y 11 31 ° -一螺旋角系數(shù) Yb=1 丫 =1 - 11.31 =0.9192140140許用彎曲應(yīng)力 【年】=與Kfn從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力【

29、年】=56MPa壽命系數(shù)Kfn =91064.21 107=0.66，年=oF Kfn =56M0.66=36.958MPa校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.53 1.05 91520880 376 8黑2.75父 0.9192 =15.445 < I * 彎曲強(qiáng)度是滿足的。(5)驗(yàn)算效率T/、 tan 丫好(0.950.96)tan(Z)已知丫= 11 口1836"、= arctanfv ；九與相對(duì)滑動(dòng)速度Va相關(guān)Va-dm_80 960 二60 1000cosT 60 1000 cos11 18'36"=4.099m s從表11-18中用插值法查得fv =0.023

30、8, % =1.36338' = 1”1'48",代入式得0.8450.854大于原估計(jì)值，因此合格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？N307/P46207 30207 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。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 13-13b所示正裝。軸頸直徑d =

31、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F.1 = 3390N ,Fr2 =3390N ,外加軸向載荷 Fae =870N ,作用方向指向軸承 1,試確定其工作壽命。解(1)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和Fa2對(duì)于a =25叩勺角接觸球軸承，按表 13-7 ,軸承派生軸向力 Fd = 0.68Fr, e = 0.68Fd1 =0.68Fr1 =0.68 3390 = 2305.2NFd2 =0.68F.2 =0.68 1040 = 707.2N兩軸計(jì)算軸向力Fa1 umaxFd1,Fae Fd2 ； = max'2305.2,870 707

32、.2'-2305.2NFa2 = max(Fd2,Fd1 - Fae ' max707.2,2305.2 一 870= 1435.2N(2)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 P和iP2Fa1Fr12305.20.68 = e 3390Fa2Fr21435.2=1.38 e1040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1 X1=1 Y=0對(duì)軸承 2X2=0.41Y2=0.87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6 ,取fp =1.5,則P = fp(XFr1 +YFa1 )=1.5父(1父3390+0父 2305.2 )=5085NP2 二 fp X2Fr2 V2Fa2 )=1

33、.5 0.41 1040 0.87 1435.2 )= 2512.536N(3)確定軸承壽命由于題目中沒(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 =29000N，因?yàn)镻 aP2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算c3c3106 C106, 29 0 00、=m =1717.5h 60n 1P ,60x1800 、5085 )30207。其他條件同例題13-2,試驗(yàn)算軸承的13-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號(hào)為 壽命。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

34、c中的Fte為通過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線;圖a中的Fae亦應(yīng)通過(guò)另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫(huà)出）Fte T Fae ,L、21(Fd2)一廠(Fd1)T 2003201-(a)FreRenr? I ¥Fr2 VFr1V(b)由力分析可知:Fr1VFr2VJL(c)_ d314Fre 200 - Fae -900 200 - 400 -I eae2 =2- = 225.38N200 320520Fr 2V =Fre -Fr1V = 900 - 225.38 = 674.62N ii e iFr1H200 匚Fte200 320=駟 2200 =846.15N520Fr2H -Fte - Fr1H = 2200 846.15 = 1353.85NFr1 =、;；Fr1V2Fr1H2 =W225.382 846.152 -875.65NFr2 = Fr2V2 Fr2H2674.622 1 353.822 =1512.62N(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fai和Fa2查手冊(cè)的 30207 的 e =0.37 , Y=1.6, C