机械设计课后习习题

机械设计课后习习题机械设计课后习习题机械设计课后习习题欢迎阅读第三章机械部件的强度p45习题答案3-1某资料的对称循环曲折疲倦极限σ1180MPa，取循环基数N05106，m9，试求循环次数分别为7000、25000、620000次时的有限寿命曲折疲倦极限。[解]σ1N1σ19N01805106N1971033-2已知资料的力学性能为σ260MPa，σ1170MPa，Φ0.2，试绘制此资料的简化的等寿命sσ寿命曲线。[解]A'(0,170)C(26,00)得D'(2,2)，即D'(141.67,141.67)依照点A'(0,170)，C(260,0)，D'(141.67,141.67)按比率绘制该资料的极限应力求以以下列图所示3-4圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用题3-2中的资料，设其强度极限σB=420MPa，精车，曲折，βq=1，试绘制此部件的简化等寿命疲倦曲线。[解]因D541.2，r30.067，查附表3-2，插值得σ1.88，查附图3-1得qσ，d45d45将所查值代入公式，即查附图3-2，得εσ0.75；按精车加工工艺，查附图3-4，得βσ0.91，已知β1，则q依照A0,72.34,C260,0按比率绘出该部件的极限应力线图以以下列图3-5如题3-4中危险截面上的平均应力σm20MPa，应力幅σa20MPa，试分别按①rC②σmC，求出该截面的计算安全系数Sca。[解]由题3-4可知σ-1170MPa,σs260MPa,Φσ0.2,Kσ1）rC工作应力点在疲倦强度区，依照变应力的循环特点不变公式，其计算安全系数（2）σCm工作应力点在疲倦强度区，依照变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数欢迎阅读第五章螺纹连接和螺旋传动p101习题答案5-1解析比较一般螺纹、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特点应用型一般螺牙形为等力三角形，牙型角60o，内外螺纹旋合后留一般联接多用粗牙螺纹，细牙螺纹有径向缝隙，外螺纹牙根赞同有较大的圆角，以减少纹常用于微小部件、薄壁管件或应力留集中。同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和受冲击、振动和变载荷的连接中，细牙。细牙螺纹升角小，自锁性较好，搞剪强度高，也可作为微调机构的调整螺纹用但因牙细在耐磨，简单滑扣管螺纹牙型为等腰三角形，牙型管联接用细牙一般螺纹薄壁管件角55o，内外螺纹旋合后不过螺纹密封的55o圆柱管管接关、旋塞、阀门及其他附件径向缝隙，牙顶有较大的螺纹圆角用螺纹密封的55o圆锥管管子、管接关、旋塞、阀门及其螺纹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牙型为等腰梯形，牙侧角3o，内外螺纹以锥面巾紧最常用的传动螺纹纹不易松动，工艺较好，牙根强度高，对中性好锯齿形牙型不为等腰梯形，工作面的牙侧角3o，非工作面只能用于单向受力的螺纹联接或螺纹的牙侧角30o。外螺纹牙根有较大的圆角，以减少应螺旋传动，如螺旋压力机力集中。内外螺纹旋合后，大径处无缝隙，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：能够减小螺栓的刚度，从而提高螺栓联接的强度。5-3解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。5-4图5-49所示的底板螺栓组联接受外力FΣ作用在包含x轴并垂直于底板接合面的平面内。试解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：此螺栓连接采用一般螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q215，若用M6×40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。[解]采用铰制孔用螺栓连接为宜由于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地址，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和亲密性，以防范受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而一般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M6×40的许用切应力[]欢迎阅读由螺栓资料Q215，性能等级8.8，查表5-8，可知[σ]640MPa，查表，可知s5-10[S]（2）螺栓组碰到剪力F和力矩（TFL），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r,即r150752mm2cos45由图可知，螺栓最大受力故M6×40的剪切强度不满足要求，不能靠。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。现如同图5-50所示的两种螺栓部署形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种部署形式所用的螺栓直径最小？为什么？[解]螺栓组碰到剪力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FmaxFiFj102030kN（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。已知拉杆所受的载荷F=56KN,载荷牢固，拉杆资料为Q235钢，试设计此联接。5-8两块金属板用两个M12的一般螺栓联接。若接合面的摩擦系数f=0.3,螺栓预紧力控制在其信服极限的70%。螺栓用性能等级为4.8的中碳钢制造，求此联接所能传达的横向载荷。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F＝10000N时，求螺栓所受的总拉力及被联接件之间的节余预紧力。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=0~1MPa，缸盖与缸体均为钢制，直径D1=350mm,D2=250mm.上、下凸缘厚均为25mm.试设计此联接。5-11设计简单千斤顶（拜会图5-41）的螺杆和螺母的主要尺寸。起重量为40000N，起重高度为200mm,资料自选。(1)选作资料。螺栓资料等采用45号钢。螺母资料采用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。因采用梯形螺纹且螺母兼作支承，故取，依照教材式（5-45）得按螺杆抗压强度初选螺纹的内径。依照第四强度理论，其强度条件为欢迎阅读?但对中小尺寸的螺杆，能够为，因此上式可简化为式中，A为螺杆螺纹段的危险截面面积，;S为螺杆牢固性安全系数，对于传力螺旋，S=3.5-5.0;对于传导螺旋，S=2.5-4.0;对于精美螺杆或水平螺杆，S>4.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，一般应保证自锁性要求，以防范事故。本题螺杆的资料为钢，螺母的资料为青铜，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,因此因,能够满足自锁要求。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.因选因此H=,取为102mm.螺纹圈数计算：螺纹圈数最好不要高出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，可合适增大螺距P,而本题螺杆直径的选定以抗压强度计算的结果为准，耐磨性已相当丰饶，因此可合适减低螺母高度。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。由于螺杆资料强度一般远大于螺母资料强度，因此只需校核螺母螺纹的牙根强度。依照教材表5-13，对于青铜螺母,这里取30MPa,由教材式（5-50）得螺纹牙危险截面的剪切应力为满足要求欢迎阅读螺母螺纹根部一般不会弯曲折断，平时能够不进行曲折强度校核。（9）螺杆的牢固性计算。当轴向压力大于某一临界值时，螺杆会发生侧向曲折，丧失牢固性。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因此满足牢固性要求。欢迎阅读第六章键、花键、无键连接和销连接p115习题答案6-16-26-3在素来径d80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（以以下列图），轮毂宽度，工作时有略微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其赞同传达的最大扭矩。[解]依照轴径d80mm，查表得所用键的剖面尺寸为b22mm，h14mm依照轮毂长度L'80120mm取键的公称长度L90mm键的标记键2290GB1096-79键的工作长度为lLb902268mm键与轮毂键槽接触高度为h7mmk2依照齿轮资料为钢，载荷有略微冲击，取许用挤压应力[σp]110MPa依照一般平键连接的强度条件公式σ2T103[σ]pkldp变形求得键连接传达的最大转矩为6-46-56-6第八章带传动p164习题答案8-1V带传动的n11450rmin，带与带轮的当量摩擦系数fv0.51，包角1180，初拉力F0360N。试问：（1）该传动所能传达的最大有效拉力为多少？（2）若dd1100mm，其传达的最大转矩为多少？（3）若传动效率为，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？1111e0.51[解]1Fec2F0efv12360147.84N111efv1e8-2V带传动传达效率P7.5kW，带速ν10ms，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F1F2，试求紧边拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。[解]FeνP10008-3V带传动，电动机功率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一般P=7kW，转速n1960rmin，减速器输入轴的转速n2330rmin，赞同误差为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。欢迎阅读[解]（1）确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数KA1.2，故（2）选择V带的带型依照Pca、n1，由图8-11采用B型。（3）确定带轮的基准直径dd，并验算带速ν①由表8-6和8-8，取主动轮的基准直径dd1180mm②验算带速ν③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Ld①由式0.7dd1dd2a02dd1dd2，初定中心距a0550mm。②计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度Ld2240mm③实质中心距a中心距的变化范围为550~630mm。（5）验算小带轮上的包角α1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dd1180mm和n1960ms，查表8-4a得P0依照n1960960ms,i和B型带，查表得P0330查表8-5得kα，表8-2得kL1，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F0min由表8-3得B型带的单位长度质量q018kgm，因此（8）计算压轴力（9）带轮结构设计（略）欢迎阅读第九章链传动p184习题答案9-2某链传动传达的功率P1kW，主动链轮转速n148rmin，从动链轮转速n214rmin，载荷平稳，如期人工润滑，试设计此链传动。[解]（1）选择链轮齿数取小链轮齿数z119，大链轮的齿数z2iz1n1z1481965n214（2）确定计算功率由表9-6查得KA1.0，由图9-13查得Kz1.52，单排链，则计算功率为（3）选择链条型号和节距依照Pca1.52kW及n148rmin，查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距（4）计算链节数和中心距初选中心距a0(30~50)p(30~50)25.4762~1270mm。取a0900mm，相应的链长节数为取链长节数Lp114节。查表9-7得中心距计算系数f10.24457，则链传动的最大中心距为ν（5）计算链速，确定润滑方式由ν0.386ms和链号16A，查图9-14可知应采用如期人工润滑。（6）计算压轴力Fp有效圆周力为p10001Fe1000259N1ν链轮水平部署时的压轴力系数KFp1.15，则压轴力为FpKFpFe1.1525912980N9-3已知主动链轮转速n1850rmin，齿数z121，从动链齿数z299，中心距a900mm，滚子链极限拉伸载荷为，工作情况系数KA1，试求链条所能传达的功率。[解]

由Flim

，查表

9-1得

p

，链型号

16A依照

p

，n1

850rmin

，查图

9-11得额定功率

Pca

35kW由z1

21查图

9-13得Kz

欢迎阅读且KA1欢迎阅读第十章齿轮传动p236习题答案10-1试解析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力求表示各力的作用地址及方向）。[解]受力求以以下列图：补充题：如图（b），已知标准锥齿轮m5,z120,z250,Φ0.3,T24105Nmm，标准R斜齿轮mn6,z324，若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，β2、3齿轮各分应为多少？并计算力大小。[解]（1）齿轮2的轴向力：齿轮3的轴向力：mzαδ即sinβn3tansin2m1ΦRz2由z250sinδ2cosδ2tanδ220z1即β（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P17.5kW,n11450rmin,z126,z254，寿命Lh12000h，小齿轮相对其轴的支承为不对称部署，并画出大齿轮的机构图。[解](1)选择齿轮种类、精度等级、资料①采用直齿圆柱齿轮传动。②铣床为一般机器，速度不高，应采用7级精度（GB10095-88）。③资料选择。由表10-1选择小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者资料硬度差为40HBS。（2）按齿面接触强度设计）确定公式中的各计算值①试选载荷系数Kt②计算小齿轮传达的力矩③小齿轮作不对称部署，查表10-7，采用Φd1④由表10-6查得资料的弹性影响系数ZE2⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲倦强度极限σ600MPa；大齿轮的Hlim1接触疲倦强度极限σ550MPa。Hlim2欢迎阅读⑥齿数比uz254z126⑦计算应力循环次数⑧由图10-19取接触疲倦寿命系数KHN10.98,KHN2⑨计算接触疲倦许用应力取无效概率为1%，安全系数S12）计算①计算小齿轮分度圆直径d，代入σ中较小值1tH②计算圆周速度ν③计算尺宽b④计算尺宽与齿高之比bh⑤计算载荷系数依照ν4.066ms，7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv直齿轮，KHKF1由表10-2查得使用系数KA由表10-4用插值法查得KHβ由b11.56，KHβ1.420，查图10-13得KFβh故载荷系数KKAKvKHKH1.251.21⑥按实质的载荷系数校正所算的分度圆直径⑦计算模数m取⑧几何尺寸计算分度圆直径：d1mz12.52665mm中心距：d1d265135a100mm22确定尺宽：圆整后取b252mm,b157mm。（3）按齿根曲折疲倦强度校核①由图10-20c查得小齿轮的曲折疲倦强度极限σ500MPa；大齿轮的曲折疲倦强FE1度极限σ380MPa。FE2②由图10-18取曲折疲倦寿命KFN10.89,KFN20.93。欢迎阅读③计算曲折疲倦许用应力取曲折疲倦安全系数S④计算载荷系数⑤查取齿形系数及应力校正系数由表10-5查得YFa1YFa2⑥校核曲折强度依照曲折强度条件公式σ2KT1YYσ进行校核Fbd1mFaSaF因此满足曲折强度，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n1750rmin，两齿轮的齿数为z124,z2108,β922',mn6mm,b160mm，8级精度，小齿轮资料为38SiMnMo（调质），大齿轮资料为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部署，试计算该齿轮传动所能传达的功率。[解]（1）齿轮资料硬度查表10-1，依照小齿轮资料为38SiMnMo（调质），小齿轮硬度217~269HBS，大齿轮资料为45钢（调质），大齿轮硬度217~255HBS（2）按齿面接触疲倦硬度计算①计算小齿轮的分度圆直径②计算齿宽系数1③由表10-6查得资料的弹性影响系数ZE189.8MPa2，由图10-30采用地域系数ZH④由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲倦强度极限σHlim1730MPa；大齿轮的接触疲倦强度极限σ550MPa。Hlim2⑤齿数比z2108u24z1⑥计算应力循环次数⑦由图10-19取接触疲倦寿命系数KHN11.04,KHN2⑧计算接触疲倦许用应力取无效概率为1%，安全系数S1⑨由图10-26查得ε10.75,ε20.88,则εε1ε2⑩计算齿轮的圆周速度计算尺宽与齿高之比计算载荷系数

bh欢迎阅读依照ν5.729ms，8级精度，查图10-8得动载荷系数Kv由表10-3，查得KHKF按略微冲击，由表10-2查得使用系数KA由表10-4查得KHβ{按Φd=1查得}由b11.85，KHβ1.380，查图10-13得KFβh故载荷系数KKAKvKHKH由接触强度确定的最大转矩（3）按曲折强度计算①计算载荷系数KKAKKFKF②计算纵向重合度εΦztanβ24βd1③由图10-28查得螺旋角影响系数Yβ④计算当量齿数⑤查取齿形系数YFa及应力校正系数YSa由表10-5查得YFa1YFa2⑥由图10-20c查得小齿轮的曲折疲倦强度极限σ520MPa；大齿轮的曲折疲倦FE1强度极限σ430MPa。FE2⑦由图10-18取曲折疲倦寿命KFN10.88,KFN2。⑧计算曲折疲倦许用应力取曲折疲倦安全系数Sσ⑨计算大、小齿轮的，并加以比较YFaYSa取σFminσσF1,F2YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2⑩由曲折强度确定的最大转矩（4）齿轮传动的功率取由接触强度和曲折强度确定的最大转矩中的最小值即T11284464.096N欢迎阅读第十一章蜗杆传动p272习题答案11-1试解析图11-26所示蜗杆传动中各轴的辗转方向、蜗轮轮齿的螺旋方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用地址及方向。[解]各轴的辗转方向以以下列图所示，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地址及方向以以下列图11-3设计用于带式输送机的一般圆柱蜗杆传动，传达效率P15.0kW,n1960rmin，传动比23，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆资料为20Cr，渗碳淬火，硬度58HRC。蜗轮资料为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）选择蜗杆传动种类依照GB/T10085-1988的介绍，采用渐开线蜗杆（ZI）。（2）按齿面接触疲倦强度进行设计①确定作用蜗轮上的转矩T2按z12，估取效率η0.8，则②确定载荷系数K因工作载荷平稳，故取载荷分布不平均系数Kβ1；由表11-5采用使用系数KA1；由于转速不高，无冲击，可取动载系数KV，则1③确定弹性影响系数ZE蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相当，故ZE160MPa2④确定接触系数Zp假设d10.35，从图11-18中可查得Zpa⑤确定许用接触应力σH由表11-7中查得蜗轮的基本许用应力σH'268MPa应力循环系数N60n2jLh6096017107237寿命系数KHN8104.2110则HKHNH'0.835526822.3914MPaσσ⑥计算中心距取中心距a200mm，因i23，故从表11-2中取模数m8mm，蜗杆分度圆直径d180mm。此时d1800.4，从图11-18中查取接触系数Zp'2.74，由于a200Zp'Zp，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欢迎阅读①蜗杆蜗杆头数

z1

2，轴向齿距

pa

m8

25.133；直径系数

q

10；齿顶圆直径da1

d1

2ha*m

96mm；齿根圆直径

df1

d1

2ha*m

c

60.8mm；分度圆导程角1118'36"；蜗杆轴向齿厚Sa0.5m12.567mm。②蜗轮蜗轮齿数z247；变位系数x2验算传动比iz24723.5，此时传动比误差232.17%，是赞同的。z1223蜗轮分度圆直径d2mz2847376mm蜗轮喉圆直径da2d22mha*x2376281384m蜗轮齿根圆直径df2d22hf2376281蜗轮咽喉母圆直径rg2a1da2200137612mm22（4）校核齿根曲折疲倦强度①当量齿数zv2z247cos3γcos31115'36"依照x20.5,zv249.85，从图11-19中可查得齿形系数YFa2②螺旋角系数β1γ1140140③许用曲折应力σFσF'KFN从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用曲折应力σ'56MPaF6寿命系数KFN9100.6674.2110④校核齿根曲折疲倦强度曲折强度是满足的。（5）验算效率η已知γ1118'36";varctanfv；fv与相对滑动速度va相关从表11-18中用插值法查得fv，v121'48"，代入式得0.845~0.854，大于原估计值，因此不用重算。欢迎阅读第十三章转动轴承p34213-1

习题答案试说明以下各轴承的内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个赞同的极限转速最高？哪个承受径向载荷能力最高？哪个不能够承受径向载荷？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13-5

最高；6207承受径向载荷能力最高；依照工作条件，决定在轴的两端用α

N307/P4不能够承受径向载荷。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

1800rmin

，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[解]

确定其工作寿命。（1）求两轴承的计算轴向力

Fa1和Fa2对于α25的角接触球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力两轴计算轴向力（2）求轴担当量动载荷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1X11Y10

Fd

r，e

对轴承

2

X2

Y2

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表

13-6，取

fp

1.5，则（3）确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的详尽代号，这里假设采用

7207AC，查轴承手册得基本13-6

额定载荷C29000N，由于P1P2，因此按轴承若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为验算轴承的寿命。

1的受力大小验算30207。其他条件同例题

13-2，试[解]

（1）求两轴蒙碰到的径向载荷

Fr1

和Fr2将