濮良贵机械设计第九版课后习题答案

1、第三章机械零件的强度 习题答案 3-1某材料的乂寸称循坏弯曲疲劳极限a.j = 180MPa 取循坏基数No = 5xlO6 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。 3-2已知材料的力学性能为乙=260MPa, =170MPa ,氏=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 .) . =2。 5 得 D (283.3%,283.3%),即 D (141.67,141.67) 根据点A(0,170) , C(260,0) , D (141.67,141.67)按比例绘制该材料的极限应力图 如下图所示a

2、-iN3 = 180 x? 5X10 =373. 5小 = 227.0MPa 62xl(y _ 2x170 l + - 1 + 0.2 = 283.33 MPa -1N, 一 = 180 xJ 5x10 = 180 x? 3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72nnn, d=62nini, r=3ninio如用题32屮的材料, 设其强度极限OB=420MPa,精车， 弯曲， 爲=1,试绘制此零件的简化等寿命疲 劳曲线。 解因 = 1 = 1.2, = = 0.067,查附表32,插值得aff=1.88,査附图3-1 d 45 d 45 得q. - 0.78 ,将所查值代入公式，即 ka =1 + (

3、-1)=1 +0.78x(1.88-1)= 1.69 查附图32得严0.75 ;按精车加工工艺，查附图34得Pa = 0.91，已知农八 + - 1 |x- = 2.35 0.75 0.91 ) 1 血17% 35C(260,0).D(141.67,141.6% 35) 根据A(0,72.34),C(260,0), D(141.67,60.29)按比例绘岀该零件的极限应力线图如H D* (141.67,60.29) 、 - A C* (260, 0) 6 3-5如题34中危险截面上的平均应力am = 20MPa ,应力幅7a = 20MPa ,试分别按 r=C血=C,求岀该截面的计算安全系数S

4、“。A* (0. 72. 34) 1.69 1 解 由题 34 町知 oA = 170MPa, 7s = 260MPa. Pa = 0.2、匕=2.35 A(0. 72. 34) - 丁 D* (141. 67,60. 29) (0, 30) / / / 1 G 、 X 、 / 1 X - 0 20, 0) c (260. 0) 6 (1) 1 =C 工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循坏特性不变公式，其计算安 全系数 s 5 ca K a + 0 a o a G m 170 = -2.28 2.35x30+ 0.2x20 T x(6xl03) 一 F嗅 一 9.015x103 P d。 6

5、xl0_3xll.4xl0-3 = 131.8一 125 125 解螺 640 = 426.67MP. 1.5 （2）螺栓组受到剪力F和力矩（T二FL）,设剪力F分在各个螺栓上的力为 Ft,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屮心的距离 .由do nJ箫可知采用(a)布置形式所用的螺栓直径较小 (a)屮各螺栓轴线到螺栓组屮心的距离为T,即r=125nun 怜 =60 X 250 % 血=20kN 6 x 125 x ICT? 由(a)图可知,最左的螺栓受力最大Fmax = F1 + Fj=10 + 20 = 30kN (b)方案中 F*4F4x60=10kN 由(b)图可

6、知，螺栓受力最大为 Fmax = jFj + Fj + 2FiF；cos0 = Jl + (24.39)，+ 2 xl0 x24.39x A = 33.63kN 5-10 解（1）确定螺栓数Z和直径d, lF = r60 = 10kN Mrmax _ FLimax 6 6 60 x 250 x 10 x 2x 竺 + 1252 xlO-3 竺 + xlO6 =24.39m 查教材 5-5,螺栓间距 y 7d ,取t0-6d,取z-l乙则螺粗那臼 ZQ = A = 92ww z 螺柱直径 d=:0/6=92/6=15. 33mn,取 d=16mm. “ （2）选释螺栓性能睜级。选拝螺栓性能竽级为

7、级，1：敦材表5吆提 cr3 = = 640MPa “ 计算螺桂上的载荷，乍用在气何上的最大压力珂和单个螺性上的工作载荷F分别为 7TD2 F =p = 73631AT ，4 , F 亠=6136 职爱条茨紧力Pl=l. 5P,由教材公无2 （5-15）,螺栓的总载低 F2=F1+F=2. 5F=2. 5*6136=153401 （4） 许用应力。安不控制预紧力确定支全系数，查敎功表5-10,取S=4,许用拉应力 u二乞 S （5） 验算螺栓旳强度。 查手册， 螺栓的大径d=lE,水径dl=13. 835.取蝮栓公称长度l=70iun. 由教材公式（519） ,螺栓的计畀应力込严旦二132.7

8、亦 YQ 卜 满足逼度条件。蛭栓的标记为GB/T 5782-8616x70,螺栓数量z=12.第六章 键、花键、无键连接和销连接 习题答案 6-3在一直径d = 80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽度 L=1.5d,工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭 矩。 L 解根据轴径d = 80inin,查表得所用键的剖面尺寸为b二22mm, h = l4niin 根据轮毂长度 L*=1.5d = 1.5x80 = 120inin 取键的公称长度L = 90imn 键的标记 键22 X 90GB109679 键的工作长度为 l = L-b = 90-22 =

9、68m 键与轮毂键槽接触高度为k = - = 7mm 2 根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力q = 110M】 根据普通平键连接的强度条件公式 j F kid 戸 变形求得键连接传递的最人转矩为 T _kldap _ 7x68x80 x110 2094N - 2000 2000 第八章带传动 习题答案 8-1 V带传动的= 1450 r/niii ,带与带轮的当量摩擦系数fv = 0.51,包角5=180。， 初拉力Fc =360No试问：(1)该传动所能传递的最大有效拉力为多少？ (2)若 ddl = 100mn,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

10、略不计，从动轮输出效率为多少？ _丄 解(l)J = 2F e J =2X360X e = 478.4N +严 1产 (2)T = F” = 478.4x “x =23.92N nm ec 2 2 （3）P = A“= _z/ 1000 1000 x60 x1000 47&4xl450 x314xl00 门“ = x 0.95 1000 x60 x1000 = 345kW 8-2 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F = F试求紧边拉力F、有效拉力耳和初拉力F。 1000 ,1000P = 1000X7.5 = 750N v 10 F.=耳一

11、 F?且F = 2F2 .F,=2Fe = 2x750 =1500N F ，Fi = Fo + y .FO = F,- = 1 5 0-0-= 1 1 2 5 2 2 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V带传动，电 动机功率P=7kW,转速= 960r/niii，减速器输入轴的转速n2 = 330r/niii ,允许 误差为 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）确定计算功率比 由表87查得工作情况系数KA=1.2,故 Pca = KAP = 1.2x7 = 8.4kW （2）选择V带的带型 根据匕、比，由图&11选用B型。 （3）确定带

12、轮的基准直径山，并验算带速卩 由表8-6和8-8,取主动轮的基准直径ddl = 180nm 验算带速 计算从动轮的基准直径 d _血(1- ). 11. = 180 x 960 x(1-0.05) = 497.45 阿 330 60 x1000 nxl80 x960 =9.0 4 3恥 P = v30in/s 合适 （4）确定V带的中心距a和基准长度Ld 由式0.7(ddl + dd2)a0 90 a 563 故包角合适。 (5) (6) 讣算带的根数z 计算单由 ddl= ISOiiin和片=960 m/s ,查表 8-4a 得 Po 3.25kW 根据 iii = 960m/s,i = =

13、 2.9fllB型带，査表彳4MPo = O.3O3kW 查表85得ka = 0.914 ,表82得kL =1,于是 Pr = (Po + 曲) 计算V带的根数z z = = t = 2.58 （7）计算单根V带的初拉力的最小值（Fj强 （8） 计算压轴力 Fp = 2z（Fo L蚯 sin 牛=2 X 3 X 283 X sin = 1628N （9） 带轮结构设计（略）由表(Fo)mm = 5OO kaZV = 500 x (2.5 - 0.914)x8.4 0.914 x 3 x 9.0432 + 0.18x= 第九章链传动 习题答案 9-2某链传动传递的功率P = lkW,主动链轮转速

14、=481/11111 ,从动链轮转速 n2 =14r/iiiii,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Z =19 ,大链轮的齿数N =iZj = = xl9 = 65 m 14 （2） 确定计算功率 由表96查得KA = 1.0,由图913查得K严1.52,单排链，则计算功率为 Pca = KAK=P = 1.0X1.52X1 = 1.52kW （3） 选择链条型号和节距 根据P“=1.52kW及珂=48 r/nin ,查图9-11,可选16A,查表91,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

15、)p = (30 50)x25.4 = 762 -1270nin o 取 a0 = 900nm ,相 应的链氏节数为 =2屯+生鼻+ ( 士 P 2 I 2兀丿a。 900 19+65 (65-19 =2x - + - + - 25.4 2 2n 取链长节数Lp=U4节。 查表97得中心距计算系数 = 0.24457 ,则链传动的最大中心距为 a = p2Lp - (勺 + 乙)=0.24457 x 25.4x2x114 -(19 + 65)卜 895mil 75 4 x 二一宏 114.3 48x19x25.4 -60 x1000 60 x1000 0.386m/s （5）计算链速确定润滑方

16、式 由v=0.386m/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 F = 1 0 0 = 1 0 00- 2 5 9M v 0.3 8 6 链轮水平布置时的压轴力系数牝=1.15 ,则压轴力为 FpQKe =1.15X2591 298ON 9-3已知主动链轮转速11! = 850r/niii ,齿数 = 21 ,从动链齿数z2=99 ,中心距 a = 900iwn,滚子链极限拉伸载荷为55.6RN,工作情况系数KA = 1,试求链条所 能传递的功率。 解由 Flau=55.6kW ,査表 91 得 p = 25.4mm,链型号 16A 根据 p

17、= 25.411111, = 850r/niii ,查图 911 得额定功率Pca = 35kW 由勺=21查图9-13得Kz = 1.45 且K/1 P 35 /.P = - = 24.14kW KAK 1X1.45第十章齿轮传动 习题答案 10-1试分析图10 47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: 11 补充题：如图(b),已知标准锥齿轮m = 5,Zj = 20,Zj = 50,0R = 0.3,T2 = 4xl05N mm ,标准斜齿轮 nV = 6, = 24,若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，0应为多少？并计算2、 3齿轮各

18、分力大小。 解(1)齿轮2的轴向力： 2T* 21 Fa2 = Fr tana sin tana sin 52 = rt aliasing din, m(l-O50R)Z2 齿轮3的轴向力: 即sin “雾聲泌 m(l-O.50R )z2 即 “ = 13.231。 (2)齿轮2所受各力: Fr2 = Ft2 tan a cos =3.765 xlO3 x tan 20 x 0.371 = 0.508 xlO3N = 0.5081 F2 =耳2 tan a sill = 3.765 x 103 x tan 20 x 0.928 = 1.272 x 103 N = 1.272 kN Fl2 -

19、cosa =3765 X103 =4kN cos20 2T. m(l-O由血厂斜斜2.5 .siiiJ = cos = 0.371 tail a siii 6x24xtan20 x0.928 5x(l-0.5x0.3)x 50 =0.2289 2T dill, 2x4xl05 5x(l-0.5x0.3)x50 = 3.765X103N = 3.765 tan a siii 3 齿轮3所受各力: 2x4x10 cqs13 23r = 5-408x 1O3N = 5.408kN 6x24 Ft3 tan% _ 5.408 xlO3 x tan20 cos0 cosl2.3210 Fa3 =耳3 t

20、an0 = 5.408 XIO3 xtan W x tan20。=】2?2 xl0N = 1 272kN COS12.321 10-6 设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知 Pi = 7.5kW,ni = 1450 r/niii. = 26,z2 = 54 ,寿命-=1200011,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, 人齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS,

21、二者材料硬度差为40HBS。 （2）按齿面接触强度设计 1）确定公式屮的各计算值 试选载荷系数忌=1.5 计算小齿轮传递的力矩 95.5xl0sP 95.5X105X7.5 “丫 T = - = - = 49397N mm 口 1450 小齿轮作不对称布置，查表10-7,选取0d=l.O=2.022 xlO3N = 2.022kN 耳3 cosccos 3.765x10 cos20 cosl2.321 = 5.889xl03N = 5.889kN ZE ) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPay 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限aHbml=600MPa

22、； 衣齿轮的接触疲劳强度极限OHlnn2 =550MPa O 齿数比u = = = 2.08 石 26 计算应力循环次数 N = 60nJLh = 60 x 1450 x 1 x 12000 =1.044xl09 “ N, 1.044 xlO9 er ,c9 N,= - =0.502 xlO9 -u 2.08 由图10-19取接触疲劳寿命系数 = 0.98,2= 1.0 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S = 1 =张论=098x600 = 588Mpa S 1 aH： = K 匹=103x550 = 566.5M P ; S 1 2）计算 计算小齿轮分度圆直径代入如屮较小值

23、计算圆周速度60 x1000 3.14x53.577x1450 60 x1 00 0 =4.0 6 61/s 计算尺宽b b = 0 d 计算尺= 珥=虫= Z 53,577 26 =2.06111111 2x2.13x49397 2.08+1 (2.5xl898、 = - - x - x - =51.74111111 65- 2.08 I 566.5 ) 圆整后取b2 = 52nm = 57mn。h = 225n = 2.25 x 2.061 = 4.636 mm J 竺ZZj.56 h 4.636 根据y = 4.066 m/s, 7级精度，查图108得动载荷系数K. = 1.2 直齿轮，

24、KHa = KFa=l 由表10-2查得使用系数KA = 1.25 由表104用插值法查得= 1.420 按di = dit 13 = 53.577x3/= 60.22 1.5 计算模色=吐取 m= 2.5 （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aFE1 = 500MPa ；人齿轮的 弯曲疲劳强度极限厂380MPa o 由图10-18取弯曲疲劳寿命KFN1 = 0.89,KFN2 =0.93 o 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 帀 1 = KFWFEI = 0.89 x 500 = 317.86M P ; m S 1.4 =金玉2 =

25、 93X500 = 252.43M P ; - S 1.4 计算载荷系数 K = KAK,.KFaKFp = 1.25x1.2x1x1.37 = 2.055 查取齿形系数及应力校正系数 由表10-5查得 也=2.6 况=2.304 =1.595 =1.712 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 农=芋斗进行校核 bdin 11 = 2x2.055 f eg 1 bdjin al 11 52 x 65 x 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，已知山=750班曲，两齿轮的齿数为 Z】=24,Z2 = 108, = 9 22,nih = 6nin b

26、= 160nni , 8 级精度，小齿轮材料为38SiMnMo （调 质），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= 99.64MPaaFl 2x2.055 x 52x65 x2.3xl.712 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10-1 ,根据小齿轮材料为38SM1MO （调质），小齿轮硬度 217269HBS,人齿轮材料为45钢（调质），人齿轮硬度217255 HBS （2）按齿面接触疲劳硬度计算 T 严皿 u （ % 丫 1 - 2K u + 1 （ZHZE” 计算小齿轮的分度圆直径 计算齿宽系

27、数 0.= -160 -1.096 d1 145.95 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPaJ,由图1030选取 区域系数ZH =2.47 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 旳验】=730MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限旳血2 =550MPa。 齿数比u = =空= 4.5 勺24 计算应力循环次数 NI = 60n1jLh=60 x750 xlx300 x20 x2=5.4xl0s N 5.4x10s $ N.= - = 1.2xlO8 -u 4.5 由图10-19取接触疲劳寿命系数 旳=1.04,12 = 1.1 COS0 -cos922 计算

28、接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S = 1 由图 10-26 查得= 075,%2 =08&则乞=“+“ =163 计算齿轮的圆周速度 计算尺宽与齿高之比詈 h15 计算载荷系数 根据v = 5.729 in/s, 8级精度，查图108得动载荷系数心=1.22 由表 10-3,查得KHa =KFa =1.4 按轻微冲击，由表102查得使用系数KA = 1.25 由表104査得 =1.380 按叫=1查得 由命= 11.85, K阳=1.380,查图 1013 得KF5 = 1.33 故载荷系数 K = KAK,.KHa KHp = 1.25X1.22X1.4X1 .380 = 2.

29、946 由接触强度确定的最人转矩 = 1284464.096N （3）按弯曲强度计算 2K 耳 计算载荷系数 K = K.Kppp = 1.25 x 1.22 xl.4x 1.33 = 2.S40 计算纵向重合度 = 0.318 %Zi tail = 0.318 xl.096x24x tan9 22*= 1.380 由图10-28查得螺旋角影响系数 均=0.92 计算当量齿数 查取齿形系数百及应力校正系数爲 由表 105 査得 = 2.62 *2 = 2.17 运1=1.59 运2 = 1必0 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限C?FEI = 520MPa ;人齿轮的 弯曲疲劳强度极

30、限aFE2 = 430MPa。 由图10-18取弯曲疲劳寿命Kp = 0.88,KFN2= 0.90。 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 r i KFX1(7FEi 0.88 x 520 aF L = FZ FEI = - = 305 Q7MP9 S 1.5 i KFWFE* 0.90X430 =4 FE. = - = 258M P ; S 1.5 计算大、小齿轮的鵲并加以比较 M 305.07 w “ =- = 73.23 2.62x1.59 258 = =66.05 取豊陆豊 ZN _ 24 cos0 一 伽9。22 / = 24.99 108 % =命 由弯曲强度确

31、定的最人转矩 l096xl63x 145.952x6 2x2.840 x0.92 （4）齿轮传动的功率 取由接触强度和弯曲强度确定的最犬转矩中的最小值 即 I； =1284464 .096 N Ti x 66.05 = 9.55X106 1284464096x750 = 第十一章蜗杆传动 习题答案 11 1试分析图11-26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。 I 懈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 11-3设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率 R = 5.0k

32、W,n1= 960 r/m i ,传动比i = 23 ,由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为20C1, 渗碳淬火，硬度蜗轮材料为ZCiiSnlOPl,金属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/T 10085-1988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 确定作用蜗轮上的转矩T2 按Z! = 2,估取效率可= 0.8,则 耳=9.55 x 警 9S歆 9.55 皿 *。J 唤 N z 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K, = l；由表115选取使用 系数KA = 1;由于

33、转速不高，无冲击，可取动载系数心=1.05,则 K = KAK5K, =1x1x1.05 = 1.05 确定弹性影响系数ZE蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故 1 ZE =16(MPaP 确定接触系数Zp 假设2 = 0.35,从图1118中可查得Z =2.9 a 确定许用接触应力% 由表11-7屮查得蜗轮的基本许用应力oHJ = 268MPa 应力循坏系数 N = 60n2jLh = 60 xx 1x(7x300 x8)= 4.21X107 寿命系数 备=(= 0.8 3 5 於 V 4.2 b 1 6 贝 lj 3 1.05x915208x - =160.396mm V I 223.914；

34、 取中心距a = 200mm,因i = 23,故从表11-2中取模数m=8mm,蜗杆分 度圆直径d, = 8011111 o此时虫=竺=0.4,从图11-18中査取接触系数 a 200 Zp = 2.74 ,因为ZpVZp,因此以上计算结果可用。 (3) 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆 蜗杆头数Z = 2,轴向齿距 = 111 = 87：= 25.133 ；直径系数q = 10;齿顶 圆直径 da】=山 + 21im = 96nin ;齿根圆直径 dfl = dj - 2(l)m+ c)= 60.8111111;分 度圆导程角y = ll018,36H;蜗杆轴向齿厚Sa =0.5ran=

35、 12.567mm。 蜗轮 蜗轮齿数乙=47;变位系数X, = -0.5 Al M 验算传动比i = = - = 23.5,此时传动比误差生注 = 2.17%,是允 z, 2 23 许的。 蜗轮分度圆育径d2 = niz2 = 8 x 47 = 37611111 蜗轮喉圆直径 da2 = d2 + 2m(g 4- X)=376 + 2x8x(1-0.5)= 384m 蜗轮齿根圆直径 dc =d2-2hf2 =376-2x8x(1-0.5 + 0.2)=364.811111 蜗轮咽喉母圆直径r,. = a -丄=200-丄x376 = 12nim “ 2 2 (4) 校核齿根弯曲疲劳强度 根据屯

36、=-0.5,42 =49.85 ,从图1119中可査得齿形系数*、=2.75 螺旋角系数=1-一 =1-11 = 0.9192 厲 140 140 许用弯曲应力aF=aFKFN 从表11-8中查得由ZCuSnlOPl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力当cos3y cosll1536“ 寿命系数K录飪昌=。 = F IKFN = 56 X 0.66 = 36.958 MPa 校核齿根弯曲疲劳强度 l53xl05x915208 80 x376x8 弯曲强度是满足的。 （5）验算效率 已知？ = 11。1836”；0. = arctan f.;匚与相对滑动速度相关 从表11-18中用插值法查得. = 0

37、0238 , 9 = 1.36338 = l 2r48H,代入式得 可= 0.8450.854,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人？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/P4 6207 30207 51301 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。 13-5根据工作条件， 决定在轴的两端用“25。 的两个角接触球轴

38、承， 如图1313b 所aF= 56 x2.75tany tan(y 60 x1000 cosy 80 x 960n 60 x1000 cosll 1836, =4.099 m/s 示正装。轴颈直径d = 35111111,工作中有中等冲击，转速n = 1800r/niiii ,已 知两轴承的径向载荷分别为Frl=339ON , Fr2 =339ON ,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入和陷 对于0 = 25。的角接触球轴承，按表137,轴承派生轴向力Fd=0.68Fr, e = 0.68 . Fdl = 0.68Frl =

39、0.68 x 3390 = 2305 .2N Fd2 = 0.68Fr2 = 0.68 x 1040 = 707.2N 两轴计算轴向力 Fal = nnxFdl,F + Fd2= max（2305 .2,870 + 707.2= 2305 .2N Fa2 = maxFd2,Fdl-Fae= max（707.2,2305 .2-870= 1435 .2N （2）求轴承当量动载荷片和1匕 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1 Xi = 1 y = o 对轴承 2 X2 = 0.41 Y = 0.87 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,取fp=1.5,则 耳=fp(XF

40、i + Fal)= 1.5x(lx 3390 + 0 x 2305 .2)= 5085 N P2 = fp(X2Fr2 + YFa2)= 1.5 x(0.41 x 1040 + 0.87 x 1435 .2)= 2512.536N (3) 确定轴承寿命 由于题目屮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C = 29000N ,因为耳匕，所以按轴承1的受力 人小验算 13-6若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚了轴承，代号为30207。其他条件同 例题13-2,试验算轴承的寿命。 解（1）求两轴承受到的径向载荷险和比 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