机械设计课后习题答案

1、第三章 机械零件的强度 p45习题答案3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限1 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。3-2 已知材料的力学性能为s 260MPa ，1 170MPa ，0.2 ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解 A(0,170) C(260,0)得D(283.332,283.332)，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3-4

2、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 B=420MPa ，精 车，弯曲， q=1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。D 54 r 3解 因 D 541.2， r 30.067 ，查附表 3-2，插值得 1.88 ，查附图 3-1 得q0.78 ，将所查d 45 d 45 值代入公式，即查附图 3-2，得 0.75 ；按精车加工工艺，查附图 3-4，得 0.91，已知 q 1，则根据 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

3、 m 20MPa ，应力幅 a 20MPa ，试分别按 r C m C ，求 出该截面的计算安全系数 Sca 。解 由题 3-4可知 -1 170MPa, s 260MPa, 0.2,K 2.35（ 1） r 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（ 2） m C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，其计算安全系数第五章 螺纹连接和螺旋传动 p101习题答案5-1 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

4、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

5、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5-2 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。5-3 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

6、？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。5-4 图 5-49 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？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 M640 铰孔用螺栓连接，已知螺

7、栓机械性能等级为 8.8 ，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 8.8 ，查表 5-8 ，可知s 640MPa ，查表 5-10，可知 S 3.5 5.02）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5-6 已知一个托架的边

8、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 5-50 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？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=125mm由（ a）图可知， 最左的螺栓受力 最大 Fmax Fi Fj 10 20 30kN（ b）方案中由（ b）图可知，螺栓受力最大为5-7 图 5-52所示为一拉杆螺纹联接

9、。已知拉杆所受的载荷 F=56KN,载荷稳定，拉杆材料为 Q235 钢，试设 计此联接。5-8 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 f=0.3, 螺栓预紧力控制在其屈服极限的70%。螺栓用性能等级为 4.8 的中碳钢制造，求此联接所能传递的横向载荷。5-9 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 Fo=15000N, 当受轴向工作载 荷 F10 000N 时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的残余预紧力。5-10 图 5-24 所示为一 汽缸盖螺栓组联接。已知汽缸内的工作压力 P=01MPa ，缸盖与缸体均为钢制，直径 D1=350mm,D2

10、=250mm. 上、下凸缘厚均为 25mm. 试设计此联接。5-11 设计简单千斤顶（参见图 5-41）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 P=15MPa.（2）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 （ 5-45）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 ，所以上式可简化为对于传导

11、螺旋， S=2.5-4.0; 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/T5796-1986 选定螺杆尺寸参数：螺纹外径 d=44mm, 螺纹内径 d1=36mm, 螺纹中径 d2=40.5mm,螺纹线数 n=1,螺距 P=7mm.（6）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 f=0.09（ 查机械设计手册 ） 。因梯形螺纹牙型角因 ,可以满足自锁要求。注意

12、：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： z=H/P=14.5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 H=70mm, 则螺纹圈数 z=10,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 5-13，对于青铜螺母 ,这里取 30MPa,由教材式（ 5-50）得螺纹牙危险截面

13、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 B=70mm. 则螺杆的工作长度l=L B H/2=305mm螺杆危险面的惯性半径 i=d1/4=9mm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 p115习题答案6-16-2，轮毂宽度 L 1.5d ，工作时有轻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） 微

14、冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。解 根据轴径 d 80mm ，查表得所用键的剖面尺寸为 b 22mm ， h 14mm 根据轮毂长度 L 1.5d 1.5 80 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 l 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 p 110MPa6-46-56-6第八章 带传动 p164习题答案F0 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 ，其传递的最大边拉力 F

15、1、有效拉力 Fe 和初拉力 F0 。n1 960r min ，减速器输入轴的转速 n2 330r min ，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 Pca由表 8-7 查得工作情况系数 K A 1.2，故2）选择 V 带的带型根据 Pca、 n1，由图 8-11选用 B 型。3）确定带轮的基准直径 dd ，并验算带速 1由表 8-6 和 8-8 ，取主动轮的基准直径 dd1 180mm2验算带速 3计算从动轮的基准直径4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld由式 0.7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 ，初定中心距 a

16、0 550mm 。2计算带所需的基准长度由表 8-2 选带的基准长度 Ld 2240mm3实际中心距 a 中心距的变化范围为 550 630mm 。5）验算小带轮上的包角 1故包角合适。6）计算带的根数 z1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 n1 960m s,i 960 2.9和B型带，查表得 P0 0.303kW 330查表 8-5得k 0.914 ，表 8-2得kL 1，于是2计算 V 带的根数 z 取 3 根。7）计算单根 V 带的初拉力的最小值 F0 min由表 8-3得 B 型带的单位长度质量

17、 q 018kg m，所以8）计算压轴力9）带轮结构设计（略）第九章 链传动 p184习题答案9-2 某链传动传递的功率 P 1kW ，主动链轮转速 n1 48r min ，从动链轮转速 n2 14r min ，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 z1 19 ，大链轮的齿数 z2 iz1n1 z148 19 65n2 14（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，则计算功率为（3）选择链条型号和节距根据 Pca 1.52kW 及n1 48r min ，查图 9-11，可选 16A ，查表 9

18、-1，链条节距 p 25.4mm（4）计算链节数和中心距初选中心距 a0 （3050）p （30 50） 25.4 762 1270mm 。取 a0 900mm ，相应的链 长节数为取链长节数 Lp 114节 。查表 9-7 得中心距计算系数 f1 0.24457 ，则链传动的最大中心距为5）计算链速 ，确定润滑方式由 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 Fpp1 有效圆周力为 Fe 1000 1000 2591N e 0.386链轮水平布置时的压轴力系数 KFp1.15 ，则压轴力为 Fp KFpFe 1.15 2591 2980N9-

19、3 已知主动链轮转速 n1850r min ，齿数 z1 21 ，从动链齿数 z2 99 ，中心距 a 900mm ，滚子1，试求链条所能传递的功率。链极限拉伸载荷为 55.6kN ，工作情况系数 KA 解 由 Flim 55.6kW ，查表 9-1 得 p 25.4mm ，链型号 16A根据 p 25.4mm，n1 850r min ，查图 9-11 得额定功率 Pca 35kW由 z1 21查图 9-13 得 K z 1.45且 KA 1第十章 齿轮传动 p236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：

20、补充题： 如图（ b），已知标准锥齿轮 m 5,z1 20,z2 50,R 0.3,T2 4 105N 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， 应为多少？并计算 2、3 齿轮各分力大小。解 （1）齿轮 2 的轴向力： 齿轮 3 的轴向力： 即 sin mnz3 tansin 2m1 0.5R z2z2 50由 tan 22 2.5 sin 2 0.928 cos 2 0.371z1 20即 13.231（2）齿轮 2 所受各力：齿轮 3 所受各力：10-6 设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知P1 7.5kW , n1 1450r min, z1 26,

21、z2 54，寿命 Lh 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1选用直齿圆柱齿轮传动。2铣床为一般机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。3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1 ）确定公式中的各计算值试选载荷系数 K t 1.52计算小齿轮传递的力矩3小齿轮作不对称布置，查表 10-7 ，选取 d 1.01由表 10-6 查得材料的弹性影

22、响系数 ZE 189.8MPa 2由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 550MPa 。6齿数比 uz2 54 2.08z1 267计算应力循环次数由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 0.98, K HN 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 12）计算1计算小齿轮分度圆直径 d1t ，代入 H 中较小值2计算圆周速度 3计算尺宽 b4计算尺宽与齿高之比 bh5计算载荷系数根据 4. 066 m s，7级精度，查图 10-8 得动载荷系数 Kv 1.2直齿轮，

23、 KH K F 1由表 10-2 查得使用系数 K A 1.25由表 10-4 用插值法查得 K H1.420由 b 11.56 ， K H 1.420 ，查图 10-13得 KF 1.37h故载荷系数 K K AKvKH KH 1.25 1.2 1 1.420 2.136按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径7计算模数 m取 m 2.58几何尺寸计算分度圆直径： d1 mz1 2.5 26 65mmd1 d2 65 135中心距： a 1 2 100mm22确定尺宽：圆整后取 b2 52mm, b1 57 mm 。3）按齿根弯曲疲劳强度校核1由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F

24、E1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2 380MPa 。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命 K FN1 0.89,K FN 2 0.93。3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.44计算载荷系数查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得 YFa12.6Fa1校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式 F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 750r min ， 两 齿 轮 的 齿 数 为 z1 24,z2 108, 9 22,mn 6mm, b 160mm ，8 级精度，小齿轮材料为 38S

25、iMnMo （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 38SiMnMo （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计算小齿轮的分度圆直径计算齿宽系数1由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 2，由图 10-30 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

26、H lim 1 730MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 550MPa 。齿数比 uz2 108 4.5z1 24计算应力循环次数由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 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 1由图 10-26 查得 1 0.75,2 0.88, 则1 2 1.63计算齿轮的圆周速度计算尺宽与齿高之比 bh计算载荷系数根据 5.729m s ，8级精度，查图 10-8 得动载荷系数 Kv1.22由表 10-3，查得 K H K F 1.4YFa22KT1bd1m2.304YFaYSa进行校核按轻微冲击，由

27、表 10-2 查得使用系数 K A 1.25由b 11.85 ， K H 1.380 ，查图10-13 得 K F 1.33 h故载荷系数 K K AK vK H K H 1.25 1.22 1.4 1.380 2.946 由接触强度确定的最大转矩3）按弯曲强度计算1计算载荷系数 K KAK K F KF 1.25 1.22 1.4 1.33 2.8402计算纵向重合度 0.318d z1 tan 0.318 1.096 24 tan9 22 1.3803由图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y0.924计算当量齿数查取齿形系数 YFa 及应力校正系数 YSa由表 10-5 查得 YFa1 2

28、.62 YFa2 2.17由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 520MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 430MPa 。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命 KFN 1 0.88,KFN 2 0.90。8计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.49计算大、小齿轮的 F ，并加以比较YFaYSaF F 1F 2取F min F 1 , F 2 66.05YFaYSa YFa1YSa1 YFa 2YSa210由弯曲强度确定的最大转矩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 T1 1284464.096N第十一章 蜗杆传动 p272习题答案

29、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。 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11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率 P1 5.0kW ,n1 960r min ，传动比 i 23，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为 20Cr，渗碳淬火，硬度 58HRC 。蜗轮材料为 ZCuSn10P1，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 1

30、0085-1988 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z1 2 ，估取效率 0.8 ，则2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 K1；由表 11-5 选取使用系数 K A1；由于转速不高，无冲击，可取动载系数 KV1.05 ，则1确定弹性影响系数 ZE 蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故 ZE 160MPa 24确定接触系数 Zp假设 d1 0.35 ，从图 11-18 中可查得 Zp 2.9 a5确定许用接触应力 H由表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 H268MPaN 60n2 jLh 60 960 1 7 3

31、00 823取中心距a 200mm ，因i d1 80 d1 80mm 。此时 11 a 200因此以上计算结果可用。H KHN H 0.8355 268 223.914MPa6计算中心距23 ，故从表 11-2 中取模数 m 8mm ，蜗杆分度圆直径0.4，从图 11-18 中查取接触系数 Zp2.74 ，因为 ZpZp ，3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗杆头数 z1 2，轴向齿距 pam 8 25.133 ；直径系数 q 10；齿顶圆直径da1 d1 2ha*m 96mm ；齿根圆直径 df1d12 ha*m c 60.8mm ； 分度圆 导程角11 1836；蜗杆轴向齿厚 Sa

32、0.5 m 12.567mm 。蜗轮蜗轮齿数 z247；变位系数x20.5验算传动比 iz2z147 23.5 ，此时传动比误差223.5 23 2.17% ，是允许的23蜗轮分度圆直径d2 mz28 47376mm蜗轮喉圆直径da2 d 22m ha*x2 37628 1 0.5384m蜗轮齿根圆直径df2 d 22hf2376 2 810.5 0.2364.8mm蜗轮咽喉母圆直径rg2 a1 da2120037612mm4）校核齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数 Y 1111.31 0.9192 140 1404校核齿根弯曲疲劳强度 弯曲强度是满足的。5 ）验算效率 已知 11 1836; v a

33、rctan fv ； fv 与相对滑动速度 va相关1.36338 1 2148 ，代入式得 0.845 0.854 ，从表 11-18 中用插值法查得 fv 0.0238 ， 大于原估计值，因此不用重算。第十三章 滚动轴承 p342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/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/

34、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 Fr1 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 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 两轴计算轴向力（ 2）求轴承当量动载荷 P1 和 1P2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 X1 1 Y1 0对轴承 2 X2 0.41 Y2 0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6 ，取 f p 1.5，则（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C 29000N ，