[理学]较全机械设计第八版课后答案有第五章

1、第三章机械零件的强度习题答案3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限=180MPa，取循环基数 N0 =5 106, m = 9，试求循环次数 N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。(TJN29 巴=180x9 ,N15 103 =373.6MPa曽=180 9 一51。612.5 104=32令M Pa2(T9N0 =180 95 106N3.-5 =22 DM Pa62 1053-2已知材料的力学性能为(rs -260MPa , g170MPa ,。二0.2，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A(0,170)C(2 6 00)2 aaa2 a二 a =1

2、 +a2 170 =283.33M Pa1 0.2得 d(283.3%, 283.3%)，即 D(141.67,141.67)根据点A (0,170),3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm , d=62mm , r=3mm。如用题3-2中的材料，设其强度极限 a=420MPa ,精车，弯曲，场=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。D54r3解因=二=i 2 ,=上-=0.067，查附表3-2,插值得 =1.88，查附图3-1得q。肚0.78，将 d45d45所查值代入公式，即k 厂 1 q.。一 1 =1 0.781.88-1 =1.69查附图3-2，得j = 0.75 ；按精车加工工艺，

3、查附图3-4，得你=0.91，已知爲=1，则1.691075 0.91-11 =2.351: Afo，17/2.35)C260,0 ) D(141.67,141 6%.35 )根据A 0,72.34 ,C 260,0 , D 141.67,60.29按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力怖=20MPa ,应力幅 碣=20MPa ,试分别按r二C 怖二C ,求出该截面的计算安全系数Sca。解(1) r 二C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1702.35 30 0.2 20二 2.28(2) om = C工作应力点在疲劳强度区

4、，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数1702.35 -0.2 o 201.812.3530 20第五章螺纹连接和螺旋传动习题答案5-5图5-49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M6X 40铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8，校核螺栓连接强度。匚IL 4iJ十11Jr20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

5、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M6X 40的许用切应力由螺栓材料Q215,性能等级8.8，查表5-8，可知$ =640MPa，查表5-10,可知S = 3.55.0血 640182.86 128 MPaS 3.5 5.0%=企=640 = 426.67M PaPSp1.5r ,即卩 r15075 讦 2mm2 cos45 (2)螺栓组受到剪力F和力矩(T = FL ),设剪力F分在各个螺栓上的力为 Fi，转矩T分在各个螺栓上的分力为Fj，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为1 1FiF 2

6、0 二 2.5kN88 ,= 5-2kNF = FL = 20 300 10j 8r8 75显 10“由图可知，螺栓最大受力FmaxFi2Fj2 2FiFj cos 0 = 2.52 (5 2)2 2 2.5 5、2 cos45 = 9.015kNFmaxE =二.2d439.015 10319J! *3 26 104Fmax9.015 如 O.Gp33dLmin6 1011.4 10=131.8 ：叶故M6X 40的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6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5

7、-50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？230/60kN60kN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 Fi，转矩T分在各个螺栓上的分力为Fj（a）中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即r=125mmFi=160 二 10kN6由（a）FL6r图可知,6025020kN612510最左的螺栓受力最大Fmax = Fj Fj -10 20 = 30kN(b)方案中1 1 FiF 60=10kNF_ Mr maxF j max 6z ri2i=160沃2500汇FLr max _6 _i”125 弓(/、2125 1+ 2

8、】12汉1!+4汉+ 125I 2丿V 2丿丿-610二 24.39kN由（b ）图可知,螺栓受力最大为Fmax f JF； f/ 2Fi Fj cos 0 二102 (24.39)2 2 10 24.39； = 33.63kN由d。_ 4Fx可知采用（a）布置形式所用的螺栓直径较小5-10解 1确定螺栓数工和直径d.査教材5-5,螺栓间距命Y 7化取tQ=6取z=12,则螺栓间距 fc =如=*Z螺栓直径 d=t0/6=92/&=15. 33盹 取 cklCiun. 选择螺栓性能零级选择螺栓性能等级8.8级，查教材表5弋提Q 碍=- 64()MPa (3) 计草饉栓上的载荷.作州在气缸上的最

9、大压力代和单个螺栓上的工作载荷卩分别対- ttLPF =p =736311 4 .FF = -=636N取殘余预紧力F1-1.5F,由教材公式25-15).螺栓的总载荷驱耳1+阻2.丽艺.5*6136=15340(4) 许用应力按不扌空制预紧力确定安全系数，查教材表5-10P取S=许用拉应力* 同4叫5)验算螺栓的强度.査手册.螺栓的大径盹小径d口3用亦吨取螺栓处称长度l=70im由教材公式(弘，螺柱的计算应力三廿2.7皿血a Y旧满足程度条件螺栓的标记为GBC 5732-816x70,栓数量沪12川第六章 键、花键、无键连接和销连接习题答案，轮毂宽度L = 1.5d ,工作时有轻6-3在一直

10、径d =80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图） 微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。L00b 二 22mm， h = 14mm解根据轴径d =80mm，查表得所用键的剖面尺寸为根据轮毂长度L = 1.5d=1.5 8 120mm取键的公称长度L = 90mm键的标记键22 90GB1096-79键的工作长度为I二L-b=90-22 =68mm键与轮毂键槽接触高度为k = h = 7mm2根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力丽=1 1 0M Pa根据普通平键连接的强度条件公式盯2Tk|d10 制kld变形求得键连接传递的最大转矩为Tmax2000=叫=7

11、68 80 110 094N m 2000第八章带传动习题答案8-1 V带传动的n1 =1450 r min，带与带轮的当量摩擦系数f 0.51，包角 宀=180，初拉力F =360N。试问：(1)该传动所能传递的最大有效拉力为多少？ (2)若dd1=100mm，其传递的最大转矩为多少？ ( 3)若传动效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少?1 111 -1 Jot1 J51 n解1Fec=2F2 360478IN1+p1+一efv 1e-3Fec U：dd12T 二 Fee1 =478.4 100?10 =23.92N mm(3 P = e 叶= n10001000 汉 60

12、X000478.4 1450 3.14 100 门“ 0.951000x60X000二 3.45kW8-2 V带传动传递效率 P = 7.5kW，带速 v 10m s，紧边拉力是松边拉力的两倍，即FF2，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。Fe1000 7.57 5N10 Fe V10001000PFe*1 七且 F1 =2F2F1= 2Fe =2 750=1 500NF1F0=FFe=1500751125N2 2V带传动，电动机功率P=7kW，转速8-4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 山=960r min ,减速器输入轴的转速 n? =330r min ,允许误

13、差为一5%,运输装置工作时有轻度冲击, 两班制工作，试设计此带传动。解(1)确定计算功率FCa由表8-7查得工作情况系数 Ka =1.2，故Pea 二 KaP =1.2 7 =8.4kW(2) 选择V带的带型根据Pea、ni，由图8-11选用B型。(3) 确定带轮的基准直径 dd，并验算带速由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径dd1 = 180mm验算带速V71 mV 二60 1000二 180 9609.0 4 3ms60 1 0 0 05m s : v ：30m s.带速合适计算从动轮的基准直径dd1 n1(1 ) 180 汇 960 汇(10.05)dd2 330二 497.45mm(

14、4)确定V带的中心距a和基准长度Ld由式 0.7 ddi dd2 _ a。_ 2 ddi dd2，初定中心距 a 二 550mm。计算带所需的基准长度Ld。2a +?(dd1 +dd2 )+(*2 一*1 4a叭、(500180f=2 550180 50024 汉 550:2214mm由表8-2选带的基准长度 Ld = 2240mm实际中心距aLd -a :“ a0 2Ld0 =5502240 2214 = 563mm中心距的变化范围为2550 630mm 。(5)验算小带轮上的包角a =180 - dd257 357 30 a 二180 一 500 一180 563147 -90故包角合适。

15、(6)计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 = 180mm 和 n1 = 960m s，查表 8-4a 得 P0 ： 3.25kW根据 n -960m s,i 二960 =2.9禾口B型带，查表得 P0 -0.303kW 330查表8-5得k广0.914 , 表 8-2得kL =1，于是P P0P0 k a kL =(3.25 0.303) 0.914 1 = 3.25kW计算V带的根数zPeaZ 二Prl58取3根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值 Fomin由表8-3得B型带的单位长度质量 q = 018kg.m，所以(F。kin =500(2.5_k a Pea +q v

16、2 =500 疋总.5 0.914 界 8.4+0.18 述 9.04322 =283N k zv0.914 3 9.0432(8)计算压轴力(9) k a147Fp=2zF0minsi= 2 3 283 sin1628N2 2带轮结构设计(略)第九章链传动习题答案9-2某链传动传递的功率 P =1kW，主动链轮转速 m =48rmin，从动链轮转速 压=14min，载荷平 稳，定期人工润滑，试设计此链传动。解(1)选择链轮齿数取小链轮齿数 乙=19，大链轮的齿数Z2勻乙！ = 乙48 19=6514(2)确定计算功率由表9-6查得Ka =1.0，由图9-13查得Kz=1.52，单排链，则计算

17、功率为PCa 二 KAKZP =1.0 1.52 1 =1.52kW(3) 选择链条型号和节距根据 Pca =1.52kW及n48r min ,查图 9-11，可选 16A，查表 9-1，链条节距 p = 25.4mm(4) 计算链节数和中心距初选中心距 a0 = (30 50) p = (30 50) 25.4 = 762 1270mm。取 a0 = 900mm，相应的链长节数为a0 乙 + z2Lp。=201 c 2P 2-900=2 *2_乙 P2兀丿a。+ 3 + g2 卑25.42114.3900取链长节数Lp =114节。查表9-7得中心距计算系数 右=0.24457，则链传动的最

18、大中心距为a = hp 2lp - 乙 z2 1=0.24457 25.42 114 - 19 65 丨：895mm(5) 计算链速 v确定润滑方式n 1Z1p48勺9汉25.4 一“ /v = =r 止 0.386 ms601000 60 000由 v 0.386 m s和链号16A，查图9-14可知应采用定期人工润滑。(6)计算压轴力Fp有效圆周力为Fe =1008 =1 0 00 12 5 9Nv0.3 8 6链轮水平布置时的压轴力系数Kfp=1.15，则压轴力为Fp生KFpFe =1.15汉2591常2980N9-3已知主动链轮转速 m =850r min，齿数乙=21，从动链齿数z2

19、 = 99，中心距a = 900mm，滚子链极限拉伸载荷为 55.6kN，工作情况系数 KA =1，试求链条所能传递的功率。解由 Fiim =55.6kW，查表 9-1 得 p = 25.4mm，链型号 16A根据p =25.4mm ,=850 r min，查图9-11得额定功率Pca =35kW 由 z 21 查图 9-13 得 Kz =1.45且 K A =1.PPca3524.14kWKAKz 1 x 1.45第十章齿轮传动习题答案（用受力图表示各力的作用位置及方向）解受力图如下图:F7iFa；iF46“ F尸P厂 C3 丿3F.ii主动10-1试分析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受

20、的力Ch)卩应为多少？并计算2、3齿轮各分力大小。补充题：如图（b）,已知标准锥齿轮 m=5,z, =20,z2 =50，r =0.3,T2 = 405N mm，标准斜齿轮mn =6,Z3 =24，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消,解（1）齿轮2的轴向力:2T22T2_.2Fa2 二 Ft 21 a ras i n$t a ns it a n(xs idm2m(1 -0.5r 上2齿轮3的轴向力:2T3Fa3 =Ft3ta nB-1 a nB =d32T3i：coB.JtanB 旦s i nBFa2 二 Fa3, a = 20 卫=丁32T2tan asin $m 1 -0.5r Z2匹 s

21、in BmnZ3即 sin B 二 mnZ3tan asin $m 1 -0.5r Z2由丁 tan $ = Z = 2.520sin $ =0.928 cos $ =0.371Zi.门mn z3 tan asin $sin B =m 1 -0.5R z26 24 tan20 .928 7228951 -0.5 0.350即 13.231(2)齿轮2所受各力:Ft22T22 4 1053.765 103N =3. 765 kNd% m1-0.5%z2 5 1 -0.5 0.3 50Fr2二 Ft2 tana cos $=3.765 1 03 ta n200.371 = 0.508 103N=0

22、. 508kNFa2二 Ft2 ta nasin $=3.765 103 tan20 0.928 =1.272 103N =1.272kNFn2Ft233.76510 4kNcos a cos 20齿轮3所受各力:Ft32T3d32T2竺cos B= 2n。COS13.231 = 5.408“03N =5.408kNmn Z36 24Fr3Fa3Fn3cos BFt3tan o 5.408 1 03 tan20cos12.3213= 2.022 10 N =2.022kN=5.408 103 tan5.408 103 tan 20cos12.321= 1.272 103N=1.272kNFt3

23、3.765 1035.889 103N=5.889kN cos Oi cos B cos20 cos12.321Lh = 12000h，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，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。 铳床为一般机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 材料选择。由表10-1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d1t _ 2.3232lduJoH b1）确定公式中的各计算值试选载荷系数 Kt =1.5 计算小

24、齿轮传递的力矩95.5O05P95.505x7.5ni1450= 49397N mm小齿轮作不对称布置，查表10-7 ,选取d =1.0由表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze =189.8MPa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限如计00MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限（THlim550MPa。齿数比u =空=54 =2.08z126计算应力循环次数N1= 60mjLh =60 1450 1 12000 =1.044 109N2N1 J.044 10 =0.502 109 u 2.08由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1 = 0.98, KHN 2 =计算接触疲劳

25、许用应力取失效概率为1%，安全系数S二1K HN1 OH Iim1S0.98 6001=588MPaK HN2 oH lim 21.03 550= 566.5M Pa2）计算计算圆周速度 V訖3235 49397 28 1V 12.0889.8 !566.5 J53.577mm：d牡门丄V =60 10003.14 53.577 145060 000=4.0 6 6n s 计算尺宽bb 二dd1t =1 53.577 = 53.577mm 计算尺宽与齿高之比 bhmt，1t 二53*577z126=2.061mmh =2.25mt =2.25 2.061 =4.636mmb 53577h 4.

26、636-11.56 计算载荷系数根据V二4.066 m s, 7级精度，查图10-8得动载荷系数 Kv=1.2直齿轮，Kh ：. - Kf：. - 1由表10-2查得使用系数 Ka =1.25由表10-4用插值法查得Kh厂1.420由 -11.56 , Kh 厂 1.420，查图 10-13 得 Kf厂 1.37 h故载荷系数K 二 KaKvKh：Kh，1.25 1.2 1 1.420 =2.13 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1 = d1t3 K = 53.577 3 2.13 =60.22 Kt 1.5 计算模数md160.22m -2.32mmz126取 m = 2.5 几何尺寸

27、计算分度圆直径：di mz =2.5 26 = 65mmd2 =mz2 =2.5 54 = 135mm中心距:d1 d265 135a 二2100mm2确定尺宽:2.5Zeb普d122 2.13 493972.08 1xx2.08652、I = 51.74mm j 566.5 丿圆整后取 b2 = 52mm, d =57mm 。(3)按齿根弯曲疲劳强度校核由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限oFE1 =500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限(rFE2 = 380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命 KFN1 =0.89,KfN2 = 0.93。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数

28、S=1.4味丨，哥1%1 = 0.89 500 =317.86M Pa1 S1.4S计算载荷系数|併 2 = 2 族2 = 0.93 500 = 252.43M Pa 1.4K 二 KaK、Kf：Kf，1.25 1.2 1 1.37 =2.055查取齿形系数及应力校正系数 大齿轮材料为45钢（调质），寿命20年（设每年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。由表10-5查得Yfa1= 2.6YFa 2.304校核弯曲强度YSa1二 1.595Ysa2 -1.712根据弯曲强度条件公式2KT1(rF =Yf YS 斥进行校核bd1ma a2K

29、Ly ybd1m Fa1 Sa12 汉 2 055 汇 49397r i. 2.6 1.595 =99.64M Pa l-oF 1 52 65 2.5讣 Fa2Ysa2bd1m2 2.055 49397 2.3 1.712 =94.61M PaE 味252 65 2.5所以满足弯曲强度，所选参数合适。10-7某齿轮减速器的斜齿轮圆柱齿轮传动，已知n1 = 750 r min ,两齿轮的齿数为z-i =24,z2 =108,9 22,mn = 6mm, b = 160mm , 8 级精度，小齿轮材料为 38SiMnMo (调质)，解（1）齿轮材料硬度查表10-1，根据小齿轮材料为 38SiMnM

30、o （调质），小齿轮硬度217269HBS，大齿轮材料为45 钢（调质），大齿轮硬度 217255 HBS（2）按齿面接触疲劳硬度计算2K u 1计算小齿轮的分度圆直径d1 =COS卩24 6145.95mmcos9 22由表10-6查得材料的弹性影响系数劳强度极限% lim2 = 550MPa。齿数比uZ2Z1108 =4.524计算齿宽系数* 1薦5096Ze =189.8MPa2，由图 10-30 选取区域系数 ZH =2.47miim 1 = 730MPa ；大齿轮的接触疲 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限计算应力循环次数N1-60n1 jL h=60 750 1

31、 300 20 2 =5.4 108N2N154108=1.2 1084.5由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1 = 1.04, K hn 2 = 1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S = 1Khn1 %Hlim1 二 1.04 730 = 759.2MPa1Khn2 %hlim21.1 550 =605MPa由图 10-26 查得 s =0.75, &2 = 0.88,则 &.二 &勺 &.2 = 1.63计算齿轮的圆周速度d1 n1v=60 10003.14 佔95750 = 5.729ms60 1000计算尺宽与齿高之比 bhdicos 卩 145.95 x co

32、s9E2心 mnt6mmzi26h =2.25mnt =2.25 6 = 13.5mmb 16011.85h 13.5计算载荷系数根据 V5.729 m s , 8级精度，查图10-8得动载荷系数 K1.22由表10-3，查得心：.二心：.=1.4按轻微冲击，由表10-2查得使用系数Ka =1.25由表10-4查得Kh 1.380按d=1 查得K由-11.85 ,h故载荷系数2K1； u*minohUhu +1n = 0.95 0.96 i 丫一 tan 丫 v已知 y 11 1836; v = arctan fv ; fv与相对滑动速度 Va相关：d1n180 960二Va 一 60 汉 1

33、000cos 丫 6 1000cos1151836 4.099mS从表 11-18 中用插值法查得 fv =0.0238 ,=1.36338=1 2T48，代入式得 n = 0.845 0.854 ,大于原估计值，因此不用重算。第十三章滚动轴承习题答案13-1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

34、承受径向载荷。13-5根据工作条件，决定在轴的两端用a 25的两个角接触球轴承，如图13-13b所示正装。轴颈直径d =35mm ,工作中有中等冲击， 转速n =1800r min ,已知两轴承的径向载荷分别为F“二3390N ,Fr2 =3390N，外加轴向载荷 Fae =870N，作用方向指向轴承 1,试确定其工作寿命。解(1)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于a = 25的角接触球轴承，按表 13-7,轴承派生轴向力 Fd = 0.68Fr, e= 0.68.Fd1 =0.68Fr1 =0.68 3390 -2305.2NFd 2 = 0.68Fr2 = 0.68 1040 =707

35、.2N两轴计算轴向力Fa1 =maxFd1,Fae Fd2 二 max2305.2,870 707.2丄 2305.2NFa2 rmaxBdZFcn -FaeG max 1707.2,2305.2 -870； N435.2N(2)求轴承当量动载荷 P|和1Fa12305.2Fr13390= 0.68Fa2 _ 1435.2Fr2 一 1040-1.38 e由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1X1 =1Y = 0对轴承 2 X2 =0.41Y2 =0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取fp =1.5，则p =+YFa1 ) = 1.5 叫1 汉 3390 +0

36、汉 2305.2 )=5085NF2=fPX2Fr2 Y2Fa2 =1.5 0.41 1040 0.87 1435.2 =2512.536N（3）确定轴承寿命7207AC，查轴承手册得基本额定载荷由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用= 29000N，因为R P2，所以按轴承1的受力大小验算13-6若将图寿命。329000、I =1717.5h,5085 丿,106 C 3106Lh ：60n （P 丿 60X80013-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题13-2,试验算轴承的解（1）求两轴承受到的径向载荷Fn和F2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（

37、下图b）和水平面（下图 a）两个平面力系。其中:图C中的为通过另加转矩而平移到指向轴线;图a中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上诉转化仔图中均未画出）FreFteFaeFae(Fd2)(Fdi)320Fr2VFr1V(b)Fr1V(a)Fr2VFe(c)由力分析可知：d314Fre 汉200 Fae 汉 900汉 200一400汉一Fr1V22 = 225.38N200 320520Fr2V =Fre -Fr1V =900 -225.38 =674.62N200200Fr1HFte2200 =846.15N200 320520Fr2H 二 Fte -Fr1H =2200 -846

38、.15 =1353.85NFr1 fFr1V2 Fr1H2 二 -225.382 846.152 =875.65 NFr2 二,Fr 2V Fr 2H(2 )求两轴承的计算轴向力Fa1 和 Fa2=.674.6221353.822 =1512.62N查手册的 30207 的 e=0.37, Y =1.6，C = 54200NFr1875.652Y_土 - -2Y两轴计算轴向力273.64 N2 1.6Fd21512.62 472.69N2 1.6Fa1 二 maxFd1, Fae Fd2 ； = max273.64,400 472.69丄 872.69NFa2 =maxfFd2,Fd1 Fae

39、.； = max472.69,273.64 400.；=472.69N(3)求轴承当量动载荷 R和P2嘉，72.69 =0.9966 eFM 875.65邑=472.69 =0.3125 Fr2 1512.62由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1X1 =0.4Y1 =1.6对轴承2X2 =1Y2 =0因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取 fp =1.5，则P = fp(X1Fr1 +Fa1 )=1.5 況(0.4汇875.65 +1.6 X872.69)=2619.846NP2 二 fp X2Fr2 Y2Fa2 =1.5 1 1512.62 0 472.69 = 2

40、268.93N(4) 确定轴承寿命因为PP2，所以按轴承1的受力大小验算Lh3 C60n P154200283802.342h Lh60 5202619.846故所选轴承满足寿命要求。13-7某轴的一端支点上原采用6308轴承，其工作可靠性为 90%，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠性提高到99%，试确定可能用来替换的轴承型号。解查手册得6308轴承的基本额定动载荷 C = 40800N。查表13-9，得可靠性为90%时，印=1，可靠性为 99%时，a0.21o106a1106 X1 “60nf丿60n V106aiQ3i 106 x0.2160nPJ-60n可靠性为99%时 L

41、1可靠性为90%时L1010灯40800汽60n106 xO.21C 60n P即 C = 40800 =6864.547N 综0.21查手册，得6408轴承的基本额定动载荷 C=65500N，基本符合要求，故可用来替换的轴承型号为6408。第十五章轴习题答案15-4图15-28所示为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。 解（1）处两轴承应当正装。（2）处应有间隙并加密封圈。（3）处应有轴间定位。（4）处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。（5）处齿轮不能保证轴向固定。（6）处应有轴间定位。（7）处应加调整垫片。改正图见轴线下半部分。15-7两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴（见图 15-30a）,尺寸和结