机械设计(西工大)作业讲评

1、1 作业讲评作业讲评 2 机械零件强度习题解答机械零件强度习题解答 3 31 表面化学热处理；高频表面淬火；表 面硬化加工 32 （3）； 33 截面形状突变；增大； 34 （1）；（1）； 35 （1）； 4 3-10. 区别在于零件的等寿命疲劳曲线相对于试件的等寿命 疲劳曲线下移了一段距离（不是平行下移）。在相同的应 力变化规律下，两者的失效形式通常是相同的，如图中 m1和m2。但两者的失效形式也有可能不同，如图中 n1和n2。这是由于K的影响，使得在极限应力线图中 零件发生疲劳破坏的范围增大。 5 3-18 某材料的对称循环弯曲疲劳极限某材料的对称循环弯曲疲劳极限-1=350MPa， 屈

2、服极限屈服极限 s=550MPa，强度极限，强度极限B=750MPa，循，循 环基数环基数N0=5106，m=9，试求对称循环次数，试求对称循环次数N分别为分别为 5104、5105、5107次时的极限应力。次时的极限应力。 解解: MPa MPa MPaMPa s 350 452 105 105 350 550 584 105 105 350 67 5 44 105 , 1105 , 1 9 5 6 105 , 1 101,5- 9 4 6 105 , 1 取 6 3-20 一零件由一零件由45钢制成，材料的力学性能为：钢制成，材料的力学性能为：s=360MPa，- 1=300 MPa， ，

3、=0.2。已知零件上的最大工作应力。已知零件上的最大工作应力max=190MPa， 最小工作应力最小工作应力min=110MPa，应力变化规律为，应力变化规律为m=常数，弯曲疲常数，弯曲疲 劳极限的综合影响系数劳极限的综合影响系数Kd=2.0，试分别用图解法和计算法确定该，试分别用图解法和计算法确定该 零件的计算安全系数。零件的计算安全系数。 1、作图法、作图法 (比例尺比例尺) A点坐标点坐标 150 0 . 2 300 , 0 1 k AD的斜率的斜率 1 . 0 0 . 2 2 . 0 k e 4 . 1 1030 2530 ca S 7 2、计算法、计算法 5 . 1 401508 .

4、 1 1502 . 08 . 1300 40 2 110190 2 150 2 110190 2 1lim minmax minmax am m ca a m k kk S MPa MPa 8 螺纹联接习题解答螺纹联接习题解答 9 57答： 常用螺纹有普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺 纹和锯齿形螺纹等。前两种螺纹主要用于连接，后三种螺 纹主要用于传动。对连接螺纹的要求是自锁性好，有足够 的连接强度；对传动螺纹的要求是传动精度高，效率高， 以及具有足够的强度和耐磨性。 513答： 螺栓的性能等级为8.8级，与其相配的螺母的性能 等级为8级（大直径时为9级），性能等级小数点前的数字 代表材料抗拉

5、强度极限的1/100（B/100），小数点后面 的数字代表材料的屈服极限与抗拉强度极限之比值的10倍 （10S/B）。 515答： 降低螺栓的刚度或增大被连接件的刚度，将会 提高螺栓连接的疲劳强度，降低连接的紧密性；反之则降 低螺栓连接的疲劳强度，提高连接的紧密性。 516答：降低螺栓的刚度，提高被连接件的刚度和提高 预紧力，其受力变形线图参见教材图526。 10 11 5-22 受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用 橡胶垫片橡胶垫片。已知预紧力。已知预紧力F0=1500N，当轴向工作载荷，当轴向工作载荷 F=1000N时，求螺栓所受的时，求螺栓所受

6、的总拉力总拉力及被联接件之间的及被联接件之间的 残余预紧力残余预紧力。 解解: N 140010002400 ： N 240010009 . 0150 9 . 0 21 2 12 FFF F CC C F CC C F FFF mb b mb b 残余预紧力 螺栓的总拉力 12 教材第74页 13 5-23 图示图示凸缘联轴器凸缘联轴器 (GB/T5843-1986)的型号为的型号为 YLDl0，允许传递的最大，允许传递的最大 转矩转矩T= 630Nm，两半联，两半联 轴器采用轴器采用4个个M12的铰制孔的铰制孔 用螺栓联接，螺栓规格为用螺栓联接，螺栓规格为 M1260(GB/T 27-198

7、8)， 螺栓的性能等级为螺栓的性能等级为8.8级，级， 联轴器材料为联轴器材料为HT200，试，试 校核其联接强度。校核其联接强度。 14 教材第336页 15 。 Ld F d F S r T r rT F p p B p i i 满足要求剪切强度和挤压强度均结论 螺栓光杆部分直径 联轴器许用挤压应力 螺栓的许用剪切应力 页第机械设计课程设计手册参见螺栓的最短承载长度 制孔螺栓组联接题意为受转矩作用的铰 ： MPa 10 1813 2423 MPa 18 13 24234 4 mm 13d MPa 100 25. 2 225 MPa 256 5 . 2 640 S mm 1820l -60L

8、min 38 N 2423 654 10630 4 p min0 2 2 0 0 s 0 3 4 1 2 max max 解解: 16 机械设计课程设计手册第38页 17 5-26 试指出下列图中的错误结构，并画出正确的结构图。试指出下列图中的错误结构，并画出正确的结构图。 18 19 键联接习题解答键联接习题解答 20 68 答： 两平键相隔180布置，对轴的削弱均 匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附 加弯矩，受力状态好。两楔键相隔 12090布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过 大；若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。 当夹角为180时，两个楔键的承载能力大体上 只相当于一个楔

9、键的承载能力。因此，两个楔键 间的夹角既不能过大，也不能过小。半圆键在轴 上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半 圆键布置在轴的同一横截面上。故可将两个半圆 键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传 递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。 21 6-15 22 6-16 图示减速器的低速轴与凸缘联轴器及圆柱齿图示减速器的低速轴与凸缘联轴器及圆柱齿 轮之间分别采用键连接。已知轴传递的转矩轮之间分别采用键连接。已知轴传递的转矩 T=1000Nm，齿轮的材料为锻钢，凸缘联轴器材，齿轮的材料为锻钢，凸缘联轴器材 料为料为HT200，工作时有轻微冲击，连接处轴及轮，工作时有轻微冲击，连接处轴及轮

10、 毂尺寸如图示。试选择键的类型和尺寸，并校核毂尺寸如图示。试选择键的类型和尺寸，并校核 连接的强度。连接的强度。 23 解解: 79-GB1096 7025 90 79-GB1096 100C20 70 ：4 MPa 70 457090 10102102 MPa 53 906070 10102102 3 MPa 110 ： MPa 55 HT200： 2 701425b A 90 1001220b C 70 、1 2 p 33 222 3 2 1p 33 111 3 1 2 p 1 p 222 111 键轴段 键轴段结论 强度校核 钢轮材料为齿轴键齿 联轴器材料为轴键联 许用应力的确定 型键选

11、用轴段 型键选用轴段 选择键型 、 lkd T lkd T ：、 ：、 Lh Lh p p 24 25 26 带传动习题解答带传动习题解答 27 811答： 因为单根普通V带的基本额定功率P0是在i=1 （主、从动带轮都是小带轮）的条件下实验得到的。当i 1时，大带轮上带的弯曲应力小，对带的损伤减少，在相 同的使用寿命情况下，允许带传递更大一些的功率，因此 引入额定功率增量P0。 813 答： 在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变 形以及传递动力时松、紧边的拉力差造成的，是带在轮上 的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有的，是不可避免的。 弹性滑动使带传动的传动比增大。当带传动的负载过大， 超

12、过带与轮间的最大摩擦力时，将发生打滑，打滑时带在 轮上全面滑动，打滑是带传动的一种失效形式，是可以避 免的。打滑首先发生在小带轮上，因为小带轮上带的包角 小，带与轮间所能产生的最大摩擦力较小。 28 814答： 小带轮的基准直径过小，将使V带在小带轮上的弯曲应力 过大，使带的使用寿命下降。小带轮的基准直径过小，也使得带传递 的功率过小，带的传动能力没有得到充分利用，是一种不合理的设计。 带速v过小，带所能传递的功率也过小（因为P=Fv），带的传动能力 没有得到充分利用；带速v过大，离心力使得带的传动能力下降过大， 带传动在不利条件下工作，应当避免。 29 815答： 带传动的中心距a过小，会减

13、小小带轮的包角，使得带所 能传递的功率下降。中心距a过小也使得带的长度过小，在同样的使 用寿命条件下，单根带所能传递的功率下降。中心距小的好处是带传 动的结构尺寸紧凑。带传动中心距a过大的优缺点则相反，且中心距 过大使得带传动时松边抖动过大，传动不平稳。初拉力F0过小，带的 传动能力过小，带的传动能力没有得到充分利用。初拉力F0大，则带 的传动能力大，但是，初拉力过大将使的带的寿命显著下降，也是不 合适的。带的根数z过少（例如z=1），这有可能是由于将带的型号选 得过大而造成的，这使得带传动的结构尺寸偏大而不合适。如果带传 动传递的功率确实很小，只需要一根小型号的带就可以了，这时使用 z=1完

14、全合适。带的根数z过多，将会造成带轮过宽，而且各根带的受 力不均匀（带长偏差造成），每根带的能力得不到充分利用，应当改 换带的型号重新进行设计。 30 8-16一带式输送机装置如图所示。已知小带一带式输送机装置如图所示。已知小带 轮基准直径轮基准直径dd1=140mm，大带轮基准直径，大带轮基准直径 dd2=400mm，鼓轮直径，鼓轮直径D=250mm，为了提，为了提 高生产率，拟在输送机载荷不变高生产率，拟在输送机载荷不变(即拉力即拉力F不不 变变)的条件下，将输送带的速度的条件下，将输送带的速度v提高，设电提高，设电 动机的功率和减速器的强度足够，且更换大动机的功率和减速器的强度足够，且更

15、换大 小带轮后引起中心距的变化对传递功率的影小带轮后引起中心距的变化对传递功率的影 响可忽略不计，为了实现这一增速要求，试响可忽略不计，为了实现这一增速要求，试 分析采用下列哪种方案更为合理，为什么分析采用下列哪种方案更为合理，为什么? (1)将大带轮基准直径将大带轮基准直径dd2减小到减小到280mm； (2)将小带轮基准直径将小带轮基准直径ddl增大到增大到200mm； (3)将鼓轮直径将鼓轮直径D增大到增大到350mm。 4 . 1 250 350 140 200 280 400 00 1 1 2 0 2 D D d d d d d d d d 31 但随着工作机功率的增加，带传动的功率

16、成为关键环节。但随着工作机功率的增加，带传动的功率成为关键环节。 方案一：仅使包角方案一：仅使包角1 1略有增加，但带速没有增加，小轮的略有增加，但带速没有增加，小轮的 弯曲应力没有减小，带的传动功率没有根本改善。弯曲应力没有减小，带的传动功率没有根本改善。 方案三：完全没有考虑带的传动能力。方案三：完全没有考虑带的传动能力。 方案二：由于小带轮直径的增加，不仅使包角方案二：由于小带轮直径的增加，不仅使包角1 1略有增加略有增加 更主要的是，带速增加，小轮的弯曲应力明显减小，带的更主要的是，带速增加，小轮的弯曲应力明显减小，带的 传动功率得到根本改善。传动功率得到根本改善。 结论：方案二合理结

17、论：方案二合理 解：解： 仅从仅从运动学运动学的角度来看三种方案都可以提高生产率，而且的角度来看三种方案都可以提高生产率，而且 提高的幅度是相同的。提高的幅度是相同的。 4 . 1 250 350 140 200 280 400 00 1 1 2 0 2 D D d d d d d d d d 32 链传动习题解答链传动习题解答 33 911 答： 链传动为链轮和链条的啮合传动，平均传动比i12=z1 /z2为 常数。由于链传动的多边形效应，瞬时传动比is是变化的。 914答： 小链轮的齿数z1过小，运动不均匀性和动载荷增大，在转 速和功率给定的情况下，z1过小使得链条上的有效圆周力增大，加速

18、 了链条和小链轮的磨损。小链轮齿数z1过大将使的大链轮齿数z2过大， 既增大了链传动的结构尺寸和重量，又造成链条在大链轮上易于跳齿 和脱链，降低了链条的使用寿命。 915答： 链的节距越大，则链条的承载能力就越大，动载荷也越大， 周期性速度波动的幅值也越大。在高速、重载工况下，应选择小节距 多排链。 916答： 链传动的中心距一般取为a0=(3050)p(p为链节距)。中心 距过小，单位时间内链条的绕转次数增多，链条的磨损和疲劳加剧， 链的使用寿命下降。中心距过小则链条在小链轮上的包角变小，链轮 齿上的载荷增大。中心距过大，则链条松边的垂度过大，链条上下抖 动加剧，且链传动的结构尺寸过大。 3

19、4 9-18 有一链传动，小链轮主动，转速有一链传动，小链轮主动，转速n1=900r/min，齿数，齿数 z1=25，z2=75。现因工作需要，拟将大链轮的转速降低到。现因工作需要，拟将大链轮的转速降低到 n2250r/min，链条长度不变，试问：，链条长度不变，试问： (1)若从动轮齿数不变，应将主动轮齿数减小到多少若从动轮齿数不变，应将主动轮齿数减小到多少?此时链此时链 条所能传递的功率有何变化条所能传递的功率有何变化? (2)若主动轮齿数不变，应将从动轮齿数增大到多少若主动轮齿数不变，应将从动轮齿数增大到多少?此时链此时链 条所能传递的功率有何变化条所能传递的功率有何变化? 解：新的传动

20、比是解：新的传动比是 1 1、“减少小链轮齿数减少小链轮齿数” ” 方案方案 此时链的传动功率下降此时链的传动功率下降 2 2、“增加大链轮齿数增加大链轮齿数“方案方案 对传动功率影响很小对传动功率影响很小。 6 . 3 250 900 2 1 n n i 21 6 . 3 75 6 . 3 2 1 z z 90256 . 36 . 3 1 2 zz 35 齿轮传动习题解答齿轮传动习题解答 36 1014答： 闭式齿轮传动的主要失效形式为轮齿折断、点蚀和胶合。 设计准则为保证齿面接触疲劳强度和保证齿根弯曲疲劳强度。采用合 适的润滑方式和采用抗胶合能力强的润滑油来考虑胶合的影响。开式 齿轮传动的

21、主要失效形式为齿面磨损和轮齿折断，设计准则为保证齿 根弯曲疲劳强度。采用适当增大齿轮的模数来考虑齿面磨损对轮齿抗 弯能力的影响。 1015答： 软齿面齿轮的齿面硬度350HBS，硬齿面齿轮的齿面硬 度350HBS。软齿面齿轮毛坯经正火或调质处理之后进行切齿加工， 加工方便，经济性好。硬齿面齿轮的齿面硬度高，不能采用常规刀具 切削加工。通常是先对正火或退火状态的毛坯进行切齿粗加工（留有 一定的磨削余量），然后对齿面进行硬化处理（采用淬火或渗碳淬火 等方法），最后进行磨齿精加工，加工工序多，费用高，适用于高速、 重载以及精密机器的齿轮传动。 37 1016答： 轴、轴承以及支座的支承刚度不足，以及

22、制造、装配误 差等都会导致载荷沿轮齿接触线分布不均，另一方面轴承相对于齿轮 不对称布置，也会加大载荷在接触线上分布不均的程度。改进措施有： 增大轴、轴承以及支座的刚度；对称布置轴承；尽量避免将齿轮悬臂 布置；适当限制齿轮的宽度；提高齿轮的制造和安装精度等。 1017答： 齿轮上的公称载荷Fn是在平稳和理想条件下得来的，而 在实际工作中，还应当考虑到原动机及工作机的不平稳对齿轮传动的 影响，以及齿轮制造和安装误差等造成的影响。这些影响用引入载荷 系数K来考虑，K=KAKvKK。KA为使用系数，用于考虑原动机和工作 机对齿轮传动的影响；Kv为动载系数，用于考虑齿轮的精度和速度对 动载荷大小的影响；

23、K为齿间载荷分配系数，用于考虑载荷在两对 （或多对）齿上分配不均的影响；K为齿向载荷分布系数，用于考虑 载荷沿轮齿接触线长度方向上分布不均的影响。 38 1019 答： （1）z1增大则d1增大，在T1不变的条件下，Fn将减小。 对于接触应力，d1增大和Fn减小都使得H减小。对于弯曲应力，Fn减 小使得F减小，z1增加使得YsaYFa减小，也同样使F减小。 （2）m增大则d1增大，在T1不变的条件下，Fn将减小。对于接触应力， d1增大和Fn减小都使得H减小。对于弯曲应力，Fn减小和m增大都使 得F减小。 （3）z1增加一倍，m减小一半，则d1不变，Fn也不变。对于接触应力， d1不变则H不变

24、。对于弯曲应力，z1增大使得F少量减小，而m减小 则使得F大量增大。因此，F增大。 1020 答： 在任何情况下，大、小齿轮的接触应力都相等。若大、小 齿轮的材料和热处理情况相同，许用接触应力不一定相等，这与两齿 轮的接触疲劳寿命系数KHN是否相等有关，如果KHN1=KHN2，则两者的 许用接触应力相等，反之则不相等。 39 10-25 40 10-26 41 1026 答： （1）将齿轮2轮齿的两个工作面分别称为A面和B面。齿 轮1为主动轮，若齿轮1推动A面使齿轮2转动，则齿轮2靠B面推动齿 轮3转动。因此，轮齿的弯曲应力为对称循环， r = 1 ，齿面接触应 力总是脉动循环，r=0。 （2

25、）在齿轮2上，轮齿的A面和B面接触应力具有相同的循环次数 齿轮2转动一圈，轮齿的A面受力一次，B面受力一次，弯曲应力为 一次对称循环。因此，弯曲应力的循环次数 42 10-33 10-33 设计一直齿圆柱齿轮传动，原用材料的许用接触应力为设计一直齿圆柱齿轮传动，原用材料的许用接触应力为 H1=700MPaH1=700MPa， H2=600MPaH2=600MPa，求得中心距，求得中心距a a =100mm=100mm；现改用；现改用 H1=600MPaH1=600MPa， H2=400MPaH2=400MPa的材料，若齿宽和其它条件不变，为保证接的材料，若齿宽和其它条件不变，为保证接 触疲劳强

26、度不变，试计算改用材料后的中心距。触疲劳强度不变，试计算改用材料后的中心距。 43 10-34 一直齿圆柱齿轮传动，已知zl=20，z2=60，m=4mm，B1=45mm， B2=40mm，齿轮材料为锻钢，许用接触应力H1=500MPa，H2=430MPa， 许用弯曲应力F1=340MPa， F2=280MPa，弯曲载荷系数K=1.85，接触载荷 系数K=1.40，求大齿轮所允许的输出转矩T2(不计功率损失)。 解：解： 169Nm: mN 737 01409.0 1 85.12 205.043 2 T 01409.0 280 73.128.2 01276.0 340 55.180.2 : m

27、N 169 8.1894.123.2 43035.0803 )1(32.2 T MPa 430 8.189 : 3 20 60 5.0 80 40 240604 80204 : 23 22 2 1 23 12 2 22 1 11 23 23 23 2 2 1 3 12 2 1 2 1 2 22 11 大齿轮可传递的转矩为结论 的输出转矩满足齿根弯曲疲劳强度 的输出转矩满足齿面接触疲劳强度 基本数据 SaFa F F d F SaFa F SaFa E H Hd HH E d YYK Zm T YY YY ZK d T Z z z d b mzd mzd 169Nm: mN 737 01409.

28、0 1 85.12 205.043 2 T 01409.0 280 73.128.2 01276.0 340 55.180.2 : mN 169 8.1894.123.2 43035.0803 )1(32.2 T MPa 430 8.189 : 3 20 60 5.0 80 40 240604 80204 : 23 22 2 1 23 12 2 22 1 11 23 23 23 2 2 1 3 12 2 1 2 1 2 22 11 为大齿轮允许传递的转矩结论 的输出转矩满足齿根弯曲疲劳强度 的输出转矩满足齿面接触疲劳强度 基本数据 SaFa F F d F SaFa F SaFa E H Hd

29、 HH E d YYK Zm T YY YY ZK d T Z z z d b mzd mzd 44 蜗杆传动习题解答蜗杆传动习题解答 45 1110答： 蜗轮滚刀与对应的蜗杆具有相同的分度圆直径，因此， 只要有一种分度圆直径的蜗杆，为了加工与之相啮合的蜗轮，就得有 一种对应的蜗轮滚刀。为了限制蜗轮滚刀的数目，以及便于蜗轮滚刀 的标准化，故将蜗杆的分度圆直径标准化，并与标准模数对应。 1111答： 为了配凑中心距，或为了提高蜗杆传动的承载能力及传 动效率，常采用变位蜗杆传动。在变位蜗杆传动中，蜗杆的尺寸不进 行变位修正（否则需要制作变位蜗轮滚刀），只对蜗轮的尺寸进行变 位修正。 对蜗轮的变位修

30、正有以下两种方法，方法之一是：变位前后蜗轮齿 数不变，蜗杆传动的中心距发生改变。方法之二是：变位前后蜗杆传 动的中心距不变，蜗轮齿数发生变化。 46 1114 答： 47 11-15 48 11-17 图示为简单手动起重装置。若按图示方向转动蜗杆，提升重物G， 试确定： (1)蜗杆和蜗轮齿的旋向； (2)蜗轮所受作用力的方向(画出)； (3)当提升重物或降下重物时，蜗轮齿面是单侧受载还是双侧受载? 蜗杆和蜗轮均为右旋，蜗轮轮齿的受力方向如图所示。反转手柄使重物下降 时，重力为驱动力，蜗轮和蜗杆的工作齿面没有改变，与提升重物时的工作 齿面相同。因此蜗轮轮齿是单側受载。 49 50 51 滑动轴承

31、习题解答滑动轴承习题解答 52 1215答： 滑动轴承速度高时，油的温升高，为了降低油的温升， 设计时相对间隙应取得大一些；速度低时则取得小一些，这也有利 于提高承载能力。滑动轴承的承载能力F与相对间隙的平方成反比。 因此载荷大时，相对间隙应取得小一些；载荷小时则取得大一些， 这也有利于降低油温。 53 12-20 对已设计好的液体动力润滑径向滑动轴承，试分对已设计好的液体动力润滑径向滑动轴承，试分 析在仅改动下列参数之一时，将如何影响该轴承的承载析在仅改动下列参数之一时，将如何影响该轴承的承载 能力。能力。公式（1221）和（1224） (1)转速由转速由n=500r/min改为改为n=70

32、0r/min； (2)宽径比宽径比B/d由由1.0改为改为0.8； (3)润滑油由用润滑油由用46号全损耗系统用油改为号全损耗系统用油改为68号全损耗系号全损耗系 统用油；统用油； (4)轴承孔表面粗糙度由轴承孔表面粗糙度由Rz=6.3m改为改为Rz=3.2m。 答：（答：（1 1）承载能力提高）承载能力提高 （2 2）承载能力下降）承载能力下降 （3 3）承载能力提高）承载能力提高 （4 4）承载能力提高）承载能力提高 54 12-21 在设计液体润滑轴承时，当出现下列情况之在设计液体润滑轴承时，当出现下列情况之 一后，可考虑采取什么改进措施一后，可考虑采取什么改进措施(对每种情况提出对每种

33、情况提出两两 种改进措施种改进措施)? (1)当当hminh时；时； (2)当条件当条件pp，vv，pv10%；小于（CP） 时，概率 10%。总有点蚀出现的可能性，仅概率大小不同。 58 13-23 如图所示，轴上装有一斜齿圆柱齿轮，轴支承在一对正如图所示，轴上装有一斜齿圆柱齿轮，轴支承在一对正 装的装的7209AC轴承上。齿轮轮齿上受到圆周力轴承上。齿轮轮齿上受到圆周力Fte=8100N，径向，径向 力力Fre=3052N，轴向力，轴向力Fae=2170N，转速，转速n=300 r/min，载荷系，载荷系 数数fP=1.2。试计算两个轴承的基本额定寿命。试计算两个轴承的基本额定寿命(以小时

34、计以小时计)。(想一想一 想：若两轴承反装，轴承的基本额定寿命将有何变化想：若两轴承反装，轴承的基本额定寿命将有何变化?) 解解:1):1)计算两轴承的径向载荷计算两轴承的径向载荷Fr1Fr1、Fr2Fr2 N 400031152509 N 50144985542 N 311549858100 N 4985 130 810080 130 80 N 25095423052 N 542 08080130 222 2 2 22 222 1 2 11 12 1 12 1 1 HrVrr HrVrr HrteHr te Hr VrreVr Vr reaeVr FFF FFF FFF F F FFF F

35、FFF ？支点位置 59 2 2）确定轴载荷）确定轴载荷 Fa1Fa1、Fa2Fa2 先计算派生轴向力先计算派生轴向力 （7000AC Fd=0.68Fr )7000AC Fd=0.68Fr ) N 2720400068. 068. 0 N 3410501468. 068. 0 22 11 rd rd FF FF 2 1 558021703410d dae FFF 22# #被被“压紧压紧” ” 1 1# #被被“放松放松” N 3410 N 558034102170 11 12 da daea FF FFF e F F e F F r a r a 40. 1 4000 5580 68. 0

36、5014 3410 2 2 1 1 3 3）计算当量动载荷）计算当量动载荷 ( (由表由表13-5 e=0.68)13-5 e=0.68) X1=1 Y1=0 X2=0.41 Y2=0.87 60 N 7794)558087. 0400041. 0(2 . 1 N 601734100501412 . 1 22 11111 rP arP FfP FYFXfP 4)4)计算轴承寿命计算轴承寿命 (=3 C=36.8KN n=300r/min)(=3 C=36.8KN n=300r/min) Hour 5845 794. 7 8 .36 3600 10 Hour 12710 017. 6 8 .36

37、 30060 10 60 10 3 6 2 3 6 1 6 1 h r h L P C n L 反装后 Fr几乎不变 Fa发生较大变化 Fae+Fd2=2170+2720=4890NFd1 2#放松a2=Fd2=2720N 1#压紧Fa1=Fae+Fd2=4890 61 13-26 按要求在给出的结构图中填画合适的轴承按要求在给出的结构图中填画合适的轴承(图中箭头图中箭头 示意载荷方向示意载荷方向)。 a)单向固定支承单向固定支承 b)双向固定支承双向固定支承 c)游动支承游动支承 62 d)游动支承游动支承 e)单单-向固定支承向固定支承 f)承受单向推力支承承受单向推力支承 63 滚动轴承寿命计算习题滚动轴承寿命计算习题 （教材教材334页，习题页，习题13-5） 根据工作条件：