机械设计第九版濮良贵课后习题答案

第三章机械零件的强度31某材料的对称循环弯曲疲劳极限，取循环基数，MPA1806015N，试求循环次数N分别为7000、25000、620000次时的有限寿9M命弯曲疲劳极限。解PA6371058969101NM24992012PA071658993013N32已知材料的力学性能为，试绘制此2SA17020材料的简化的等寿命寿命曲线。解170,A0,26C0120MPA328070得，即,328D6714,D根据点，按比例绘制该材料的极170,A,26C,限应力图如下图所示34圆轴轴肩处的尺寸为D72MM，D62MM，R3MM。如用题32中的材料，设其强度极限B420MPA，精车，弯曲，Q1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。解因，查附表32，插值得，查附2145DD067453DR81图31得，将所查值代入公式，即780Q9181K查附图32，得；按精车加工工艺，查附图34，得，5910已知，则1Q3521907561KQK4,2,35170,DCA根据按比例绘出该零件的极限应力线图26,6,4,如下图35如题34中危险截面上的平均应力，应力幅，MPA20MMPA20A试分别按，求出该截面的计算安全系数。CRMCS解由题34可知35,A,260MPA,170SK（1）CR工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数28035217MA1KSCA（2）CM工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数812035170MA1CAKS第五章螺纹连接和螺旋传动51分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点，各举一例说明它们的应用螺纹类型特点应用普通螺纹牙形为等力三角形，牙型角60O，内外螺纹旋合后留有径向间隙，外螺纹牙根允许有较大的圆角，以减少应力留集中。同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙。细牙螺纹升角小，自锁性较好，搞剪强度高，但因牙细在耐磨，容易滑扣一般联接多用粗牙螺纹，细牙螺纹常用于细小零件、薄壁管件或受冲击、振动和变载荷的连接中，也可作为微调机构的调整螺纹用管联接用细牙普通螺纹薄壁管件非螺纹密封的55O圆柱管螺纹管接关、旋塞、阀门及其他附件用螺纹密封的55O圆锥管螺纹管子、管接关、旋塞、阀门及其他螺纹连接的附件管螺纹牙型为等腰三角形，牙型角55O，内外螺纹旋合后无径向间隙，牙顶有较大的圆角米制锥螺纹气体或液体管路系统依靠螺纹密封的联接螺纹梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙侧角3O，内外螺纹以锥面巾紧不易松动，工艺较好，牙根强度高，对中性好最常用的传动螺纹锯齿形螺纹牙型不为等腰梯形，工作面的牙侧角3O，非工作面的牙侧角30O。外螺纹牙根有较大的圆角，以减少应力集中。内外螺纹旋合后，大径处无间隙，便于对中。兼有矩形螺纹传动效率高和梯形螺纹牙根旨度高的特点只能用于单向受力的螺纹联接或螺旋传动，如螺旋压力机52将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处答可以减小螺栓的刚度，从而提高螺栓联接的强度。53分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出当气缸内的最高压力提高时，它的最大应力，最小应力将如何变化解最大应力出现在压缩到最小体积时，最小应力出现在膨胀到最大体积时。当汽缸内的最高压力提高时，它的最大应力增大，最小应力不变。54图549所示的底板螺栓组联接受外力F作用在包含X轴并垂直于底板接合面的平面内。试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大堡证联接安全工作的必要条件有哪些55图549是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20KN，载荷有较大的变动。试问此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜为什么Q215，若用M640铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为88，校核螺栓连接强度。解采用铰制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，铰制孔用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。（1）确定M640的许用切应力由螺栓材料Q215，性能等级88，查表58，可知，查MPA640S表510，可知053SMPA128664S7510SPS（2）螺栓组受到剪力F和力矩（），设剪力F分在各个螺栓FLT上的力为，转矩T分在各个螺栓上的分力为，各螺栓轴线到螺栓IFJ组对称中心的距离为R,即M2754COS210KN25102758313RFLJI由图可知，螺栓最大受力KN01594COS2525COS2MAXJIJI319064159220DF810433MIN0AXPPL故M640的剪切强度不满足要求，不可靠。56已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250MM、大小为60KN的载荷作用。现有如图550所示的两种螺栓布置形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径最小为什么解螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力F分在各个螺栓上的力为，IF转矩T分在各个螺栓上的分力为J（A）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为R，即R125MMKN201256013RFLJI由（A）图可知，最左的螺栓受力最大KN3021MAXJIF（B）方案中16IKN392410251421506323612MAX612AXMAXIIJRFLMF由（B）图可知，螺栓受力最大为KN635239410239410COS222MAXFFJIJI且且且且ADMAX0457图552所示为一拉杆螺纹联接。已知拉丁所受的载荷F56KN,载荷稳定，拉丁材料为Q235钢，试设计此联接。58两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。若接合面的摩擦系数F03,螺栓预紧力控制在其屈服极限的70。螺栓用性能等级为48的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。59受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。已知螺栓预紧力FO15000N,当受轴向工作载荷F10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。510图524所示为一汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力P01MPA，缸盖与缸体均为钢制，直径D1350MM,D2250MM上、下凸缘厚均为25MM试设计此联接。511设计简单千斤顶（参见图541）的螺杆和螺母的主要尺寸。起重量为40000N，起重高度为200MM,材料自选。1选作材料。螺栓材料等选用45号钢。螺母材料选用ZCUA19MN2,查表确定需用压强P15MPA2确定螺纹牙型。梯形螺纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好，本题采用梯形螺纹。（3）按耐磨性计算初选螺纹的中径。因选用梯形螺纹且螺母兼作支承，故取，根据教材式（545）得按螺杆抗压强度初选螺纹的内径。根据第四强度理论，其强度条件为但对中小尺寸的螺杆，可认为，所以上式可简化为式中，A为螺杆螺纹段的危险截面面积，S为螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋，S3550对于传导螺旋，S2540对于精密螺杆或水平螺杆，S4本题取值为5故（5）综合考虑，确定螺杆直径。比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果，可知本题螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准，按国家标准GB/T57961986选定螺杆尺寸参数螺纹外径D44MM,螺纹内径D136MM,螺纹中径D2405MM,螺纹线数N1,螺距P7MM6校核螺旋的自锁能力。对传力螺旋传动来说，一般应确保自锁性要求，以避免事故。本题螺杆的材料为钢，螺母的材料为青铜，钢对青铜的摩擦系数F009查机械设计手册。因梯形螺纹牙型角,所以因,可以满足自锁要求。注意若自锁性不足，可增大螺杆直径或减沾上螺距进行调整。（7）计算螺母高度H因选所以H,取为102MM螺纹圈数计算ZH/P145螺纹圈数最好不要超过10圈，因此宜作调整。一般手段是在不影响自锁性要求的前提下，可适当增大螺距P,而本题螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准，耐磨性已相当富裕，所以可适当减低螺母高度。现取螺母高度H70MM,则螺纹圈数Z10,满足要求。（8）螺纹牙的强度计算。由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度，因此只需校核螺母螺纹的牙根强度。根据教材表513，对于青铜螺母,这里取30MPA,由教材式（550）得螺纹牙危险截面的剪切应力为满足要求螺母螺纹根部一般不会弯曲折断，通常可以不进行弯曲强度校核。（9）螺杆的稳定性计算。当轴向压力大于某一临界值时，螺杆会发生侧向弯曲，丧失稳定性。好图所示，取B70MM则螺杆的工作长度LLBH/2305MM螺杆危险面的惯性半径ID1/49MM螺杆的长度按一端自由，一段固定考虑，取螺杆的柔度,因此本题螺杆,为中柔度压杆。棋失稳时的临界载荷按欧拉公式计算得所以满足稳定性要求。第六章键、花键、无键连接和销连接616263在一直径的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），M80D轮毂宽度，工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其15L允许传递的最大扭矩。解根据轴径，查表得所用键的剖面尺寸为，M80DM2B14H根据轮毂长度M120851L取键的公称长度9键的标记键7990GB162键的工作长度为8M2BLL键与轮毂键槽接触高度为HK根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力10MPAP根据普通平键连接的强度条件公式1023PPKLDT变形求得键连接传递的最大转矩为MN2094186720PMAXKLDT646566第八章带传动81V带传动的，带与带轮的当量摩擦系数，包角MIN1450RN510VF，初拉力。试问（1）该传动所能传递的最大有效拉180N36F力为多少（2）若，其传递的最大转矩为多少（3）若D传动效率为095，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少解N47813602121500EEFVVFFECM924782D31ECTKW4539501603D1NFPECEC82V带传动传递效率，带速，紧边拉力是松边拉力7KPSM10的两倍，即，试求紧边拉力、有效拉力和初拉力。21F1FEF0解0PEN7501E221FF且E201125N705EF8384有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V带传动，电动机功率P7KW，转速，减速器输入轴的转速MIN9601R，允许误差为，运输装置工作时有轻度冲击，两班制MIN302RN5工作，试设计此带传动。解（1）确定计算功率CAP由表87查得工作情况系数，故21AK4KW8721ACAKP（2）选择V带的带型根据、，由图811选用B型。CA1N（3）确定带轮的基准直径，并验算带速D由表86和88，取主动轮的基准直径M180D验算带速SM043291608160ND且SM3S5计算从动轮的基准直径M4597301968122ND（4）确定V带的中心距和基准长度ADL由式，初定中心距。2102170DDM50A计算带所需的基准长度M214504180852210AALDDD由表82选带的基准长度MDL实际中心距AM56321405200DLA中心距的变化范围为。（5）验算小带轮上的包角190147563803571802AD故包角合适。（6）计算带的根数Z计算单根V带的额定功率RP由，查表84A得SM9601801ND且25KW30P根据B23S,I且查表85得，表82得，于是4K1KL25394050LRP计算V带的根数Z58234CARPZ取3根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F由表83得B型带的单位长度质量，所以KG18QN28304918043291520K5202MIN0QZPFCA（8）计算压轴力16827SIN82SIN21M0FZP（9）带轮结构设计（略）第九章链传动92某链传动传递的功率，主动链轮转速，从动链轮KW1PMINR481转速，载荷平稳，定期人工润滑，试设计此链传动。MINR142解（1）选择链轮齿数取小链轮齿数，大链轮的齿数19Z651948122ZNIZ（2）确定计算功率由表96查得，由图913查得，单排链，则计01AK51ZK算功率为KW52PZACA（3）选择链条型号和节距根据，查图911，可选16A，查表91，MINR48K5211CA且链条节距M4P（4）计算链节数和中心距初选中心距。取，M127064250350PAM90A相应的链长节数为3149025162519402220AZZPL取链长节数。且4PL查表97得中心距计算系数，则链传动的最大中24571F心距为M8956124570211ZLPFA（5）计算链速，确定润滑方式SM38610698106ZN由和链号16A，查图914可知应采用定期人工润SM3滑。（6）计算压轴力PF有效圆周力为N2591386010PE链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为PFKN29851EFPKP93已知主动链轮转速，齿数，从动链齿数，中MINR50121Z92Z心距，滚子链极限拉伸载荷为556KN，工作情况系数，M90A1AK试求链条所能传递的功率。解由，查表91得，链型号16AKW65LIMF425P根据，查图911得额定功率MINR850421P且KW35CAP由查图913得21Z451ZK且AKKW14253ZCAP第十章齿轮传动101试分析图1047所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示各力的作用位置及方向）。解受力图如下图补充题如图（B），已知标准锥齿轮，标准斜齿轮MN1042,30,5,20,551TZMR，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，应为多少4,63ZN并计算2、3齿轮各分力大小。解（1）齿轮2的轴向力22222SINTA501SINTASINTAZMTDTFRA齿轮3的轴向力ZTZDTNNTASITACOSTAN33333232,0,FAZMTZMTNRSISIT51322即230ITANSIR由5T12Z9280SIN3710COS2531TA2460SINTASIN3MRN即21（2）齿轮2所受各力3765KN1076530514250122ZMTDFRT88TAN763COSTAN3RK27102719I322TAKN40COS1532FTN齿轮3所受各力KN408514085231COS4602COSCOS2353233ZMTDTFNNTKN0210221TA0485TA333NRK7217COSTAN485TNT3333FAN895109210COS76COS3333NTN106设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知，寿命，小齿轮相对其轴的54,26MIN,R1450,KW711ZNPH120HL支承为不对称布置，并画出大齿轮的机构图。解1选择齿轮类型、精度等级、材料选用直齿圆柱齿轮传动。铣床为一般机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。材料选择。由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（2）按齿面接触强度设计3211T2HEDZUKTD1）确定公式中的各计算值试选载荷系数51T计算小齿轮传递的力矩MN4937150905911NPT小齿轮作不对称布置，查表107，选取01D由表106查得材料的弹性影响系数2MPA89EZ由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPA601LIMHA502LIMH齿数比08265412ZU计算应力循环次数91104204506HJLNN9928U由图1019取接触疲劳寿命系数01,98021HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数1SMPA58609LIM1SKHNH132LI22）计算计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值1TDHM5735681902493752132321THEDZUKTD计算圆周速度SM0641065734106TN计算尺宽B5731TDB计算尺宽与齿高之比HBM061251TZMT342TH56347B计算载荷系数根据，7级精度，查图108得动载荷系数SM0621VK直齿轮，1FHK由表102查得使用系数251A由表104用插值法查得40H由，查图1013得561HB4201HK371FK故载荷系数240251HVA按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径260513731TTKD计算模数MM32601ZDM取52几何尺寸计算分度圆直径M6521ZD1342中心距01A确定尺宽M7451689520816549371222HEZUDKTB圆整后取。M,12B（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPA501FE大齿轮的弯曲疲劳强度极限。MPA3802FE由图1018取弯曲疲劳寿命。93,21FNNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4SMPA86317508911SKFENF2422计算载荷系数0537151FAK查取齿形系数及应力校正系数由表105查得621AFY3042AFY591ASY7122ASY校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核FSFMBDKTA111MP64956265249370211FSFFYMBDKTA21A122FSFFA所以满足弯曲强度，所选参数合适。107某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知，两齿轮MINR7501的齿数为，8级精度，小齿轮材M,6,29,108,24110BZN料为（调质），大齿轮材料为45钢（调质），寿命20年（设38SIMNO每年300工作日），每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。解（1）齿轮材料硬度查表101，根据小齿轮材料为（调质），小齿轮硬38SIMNO度217269HBS，大齿轮材料为45钢（调质），大齿轮硬度217255HBS（2）按齿面接触疲劳硬度计算23112EHDZUKT计算小齿轮的分度圆直径M95142COS61MZDN计算齿宽系数0961541DB由表106查得材料的弹性影响系数，由图1021MPA89EZ30选取区域系数472HZ由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPA7301LIMHPA502LIMH齿数比54218ZU计算应力循环次数81104523017560HJLNN882245U由图1019取接触疲劳寿命系数1,0412HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数1SMPA2759304LIM1SKHNH612LI2由图1026查得631,80,75212且计算齿轮的圆周速度SM9106943106ND计算尺宽与齿高之比HB62COS954COS1ZDMNTM13625NTH81360B计算载荷系数根据，8级精度，查图108得动载荷系数SM729521VK由表103，查得41FHK按轻微冲击，由表102查得使用系数251AK由表104查得按1查得380HD由，查图1013得851HB1K3F故载荷系数94628014251HVA由接触强度确定的最大转矩N0961284819472605513,MIN2321311EHDZUKT（3）按弯曲强度计算SAFNDYKMT211计算载荷系数840231251FAK计算纵向重合度38029TAN406138TAN3180ZD由图1028查得螺旋角影响系数920Y计算当量齿数924COS331ZV1083321ZV查取齿形系数及应力校正系数FAYSAY由表105查得621172F59SA80SA由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大MPA5201FE齿轮的弯曲疲劳强度极限。MPA4302FE由图1018取弯曲疲劳寿命。9,821FNNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4SMPA073512801SKFENF8922计算大、小齿轮的，并加以比较SAFY23759162031SAFY82SAF取056,MIN21SAFSASAFYY由弯曲强度确定的最大转矩MN3092856069208425163091211SAFNDYKMT（4）齿轮传动的功率取由接触强度和弯曲强度确定的最大转矩中的最小值即N0961284TKW8710596128405961NTP第十一章蜗杆传动111试分析图1126所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。解各轴的回转方向如下图所示，蜗轮2、4的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向如下图113设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率，传动比，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆MINR960,KW511P23I材料为20CR，渗碳淬火，硬度。蜗轮材料为，金属HRC58ZCUSN10P模铸造。蜗杆减速器每日工作8H，要求工作寿命为7年（每年按300工作日计）。解（1）选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。（2）按齿面接触疲劳强度进行设计322HPEZKTA确定作用蜗轮上的转矩T2按，估取效率，则21Z80MN915208361591590592626INPNT确定载荷系数K因工作载荷平稳，故取载荷分布不均匀系数；由表1151K选取使用系数；由于转速不高，无冲击，可取动载系数1A，则051VK05VA确定弹性影响系数蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，EZ故21MPA60EZ确定接触系数P假设，从图1118中可查得3501AD92PZ确定许用接触应力H由表117中查得蜗轮的基本许用应力MPA268H应力循环系数721024830719606HJLNN寿命系数851487HK则MPA91423630N计算中心距M396109423169508132A取中心距，因，故从表112中取模数，M2I8M蜗杆分度圆直径。此时，从图1118中查801D4028AD1取接触系数，因为，因此以上计算结果可用。74PZPZ（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗杆头数，轴向齿距；直径系数；21Z13258MPA10Q齿顶圆直径；齿根圆直径961HDAA；分度圆导程角；蜗杆轴向801CMHDF“68齿厚。572SA蜗轮蜗轮齿数；变位系数42Z502X验算传动比，此时传动比误差，371I17235是允许的。蜗轮分度圆直径M376482ZD蜗轮喉圆直径M384501822XHAA蜗轮齿根圆直径62FF蜗轮咽喉母圆直径M123762012AGDR（4）校核齿根弯曲疲劳强度FFYMDKTA2153当量齿数8549“361COS732ZV根据，从图1119中可查得齿形系数8549,022VZX752AFY螺旋角系数91204310Y许用弯曲应力FNFK从表118中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲ZCUSN1P应力MPA56F寿命系数60124976FNKMPA95835F校核齿根弯曲疲劳强度FF412078376091251弯曲强度是满足的。（5）验算效率VTAN9605已知；与相对滑动速度相关VVFRC“318AVSM094“3618COS069OS061DA从表1118中用插值法查得，代2VF“4821V入式得，大于原估计值，因此不用重算。8540第十三章滚动轴承131试说明下列各轴承的内径有多大哪个轴承公差等级最高哪个允许的极限转速最高哪个承受径向载荷能力最高哪个不能承受径向载荷N307/P462073020751301解N307/P4、6207、30207的内径均为35MM，51301的内径为5MM；N307/P4的公差等级最高；6207承受径向载荷能力最高；N307/P4不能承受径向载荷。135根据工作条件，决定在轴的两端用的两个角接触球轴承，25如图1313B所示正装。轴颈直径，工作中有中等冲击，M3D转速，已知两轴承的径向载荷分别为，MINR180NN3901RF，外加轴向载荷，作用方向指向轴承1，试确N392RFN870AEF定其工作寿命。解（1）求两轴承的计算轴向力和1A2对于的角接触球轴承，按表137，轴承派生轴向力25，RDF680680EN2305911RD7422R两轴计算轴向力N2305780,235MAX,MAX211DAEDFF1422（2）求轴承当量动载荷和1P2EFRA6803951RA422由表135查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承11X01Y对轴承2402872因轴承运转中有中等冲击载荷，按表136，取，则51PFN503915111ARPFYXFP362148704222R（3）确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用7207AC，查轴承手册得基本额定载荷，因为，N290C21P所以按轴承1的受力大小验算H51750829603316PCNLH136若将图1334A中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题132，试验算轴承的寿命。解（1）求两轴承受到的径向载荷和1RF2R将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（下图B）和水平面（下图A）两个平面力系。其中图C中的为通过另加TEF转矩而平移到指向轴线；图A中的亦应通过另加弯矩而平AEF移到作用于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）。CBAFR1VR2VTER1V212REAFTEADD30由力分析可知N3825520149320V1DFFAERER678V12RER145H1TERN5320H12RTERF687822V1RRR1536742H2RRR（2）求两轴承的计算轴向力和1AF2查手册的30207的，0E6YN420CN6427315821YFRD9R两轴计算轴向力N6987240,6273MAX,MAX211DAEDFF9422（3）求轴承当量动载荷和1P2EFRA9605871RA31242由表135查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1401X61Y对轴承2202因轴承运转中有中等冲击载荷，按表136，取，则51PFN8462968716587405111ARPFYXFP3402222R（4）确定轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算21PH34280462950603316HLCNL故所选轴承满足寿命要求。137某轴