濮良贵机械设计第九版课后学习习题

濮良贵机械设计第九版课后学习习题濮良贵机械设计第九版课后学习习题/濮良贵机械设计第九版课后学习习题第三章机械零件的强度习题答案3-1某资料的对称循环曲折疲备极限σ1180MPa，取循环基数N05106，m9，试求循环次数N分别为7000、25000、620000次时的有限寿命曲折疲备极限。[解]σ1Nσ19N018095106373.6MPa1N17103σ1N2σ19N018095106324.3MPaN22.5104σ1N3σ19N0180951065227.0MPaN36.2103-2已知资料的力学性能为σs260MPa，σ1170MPa，Φσ0.2，试绘制此资料的简化的等寿命寿命曲线。[解]

A'(0,170)C(260,0)σ1σΦσ20σ0σ02σ11Φσσ2σ12170283.33MPa1Φσ10.2得D'(283.332,283.332)，即D'(141.67,141.67)依据点A'(0,170)，C(260,0)，D'(141.67,141.67)按比率绘制该资料的极限应力争以以以下图所示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，试绘制此零件的简化等寿命疲备曲线。[解]因D541.2，r30.067，查附表3-2，插值得σ1.88，查附图3-1d45d45得qσ0.78，将所查值代入公式，即kσ1qσσ110.781.8811.69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βq1，则Kσkσ1111.691112.35εσβσβq0.750.911A0,1702.35,C260,0,D141.67,141.672.35依据A0,72.34,C260,0,D141.67,60.29按比率绘出该零件的极限应力线图以下图3-5如题3-4中危险截面上的均匀应力σm20MPa，应力幅σa20MPa，试分别按①rC②mC，求出该截面的计算安全系数Sca。σ[解]由题3-4可知σ-1170MPa,σs260MPa,Φσ0.2,Kσ2.351）rC工作应力点在疲备强度区，依据变应力的循环特色不变公式，其计算安全系数σ170Sca-1KσΦσ2.282.35300.220σaσm（2）σCm工作应力点在疲备强度区，依据变应力的均匀应力不变公式，其计算安全系数Scaσ-1KσΦσσm1702.350.2σ20Kσσ2.3530201.81σam第五章螺纹连结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个螺栓与立柱相连结，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大的变动。试问：此螺栓连结采纳一般螺栓连结还是铰制孔用螺栓连结为宜？为何？Q215，若用M6×40铰孔用螺栓连结，已知螺栓机械性能等级为，校核螺栓连结强度。[解]采纳铰制孔用螺栓连结为宜因为托架所受的载荷有较大改动，铰制孔用螺栓连结能精准固定被连结件的相对地点，并能承受横向载荷，加强连结的靠谱性和亲近性，以防范受载后被连结件间出现空隙或发生相对滑移，而一般螺栓连结靠联合面产生的摩擦力矩来抵挡转矩，连结不牢靠。（1）确立M6×40的许用切应力[]由螺栓资料Q215，性能等级，查表5-8，可知[σs]640MPa，查表5-10，可知[S]3.5~5.0[σ]640[][S]182.86~128MPa3.5~5.0σ640σ426.67MPaSp1.5（2）螺栓组遇到剪力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r150752mm2cos45Fi1F1202.5kN88300103FjFL2052kN8r8752103由图可知，螺栓最大受力FmaxFi2Fj22FiFjcosθ2.52(52)222.552cos459.015kNFmax9.015103319[]d024610324σpFmax9.015103131.8[σp]d0Lmin610311.4103故M6×40的剪切强度不满足要求，不可以靠。5-6已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连结。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。现好像图5-50所示的两种螺栓部署形式，设采纳铰制孔用螺栓连结，试问哪一种部署形式所用的螺栓直径最小？为何？[解]螺栓组遇到剪力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=125mmFi1F16010kN66FjFL6025010320kN6r6125103由（a）图可知，最左的螺栓受力最大FmaxFiFj102030kN（b）方案中11FiF6010kN661252MrmaxFLrmax602501031252103Fjmax224.39kN66222212512526riri2412510i1i122由（b）图可知，螺栓受力最大为FmaxFi2Fj22FiFjcosθ102(24.39)221024.39233.63kN5由d04Fmax可知采纳（a）部署形式所用的螺栓直径较小5-10第六章键、花键、无键连结和销连结习题答案6-3在向来径d80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（以以以下图），轮毂宽度1.5d，工作时有稍微冲击。试确立平键的尺寸，并计算其赞成传达的最大扭矩。[解]依据轴径d80mm，查表得所用键的剖面尺寸为b22mm，h14mm依据轮毂长度L'1.5d1.580120mm取键的公称长度L90mm键的标志键2290GB1096-79键的工作长度为lLb902268mm键与轮毂键槽接触高度为kh7mm2依据齿轮资料为钢，载荷有稍微冲击，取许用挤压应力[σp]110MPa依据一般平键连结的强度条件公式2T103[σp]σpkld变形求得键连结传达的最大转矩为kld[σ]76880110Tmaxp2094Nm20002000第八章带传动习题答案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，弹性滑动忽视不计，从动轮输出效率为多少？[解]

1111ecefv1e0.51478.4N023601F2F1111efv0.511e2TFecdd1478.410010-323.92Nmm223PFecνFecn1dd1?η?η478.414503.141000.9510006010003.45kW8-2V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]PFeν1000Fe1000P10007.5750Nν10FeF1F2且F12F2F12Fe27501500NF1FeF02F0Fe1500750F11125N228-4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V带传动，电动机功率P=7kW，转速n1960rmin，减速器输入轴的转速n2330rmin，赞成误差为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）确立计算功率Pca由表8-7查得工作状况系数KA1.2，故PcaKAP1.278.4kW（2）选择V带的带型依据Pca、n1，由图8-11采纳B型。（3）确立带轮的基准直径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ννdd1n11809601000609.0432ms6010005msν30ms带速适合③计算从动轮的基准直径dd1n11ε18096010.05dd2n2330497.45mm（4）确立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dd22Ld02a0dd1dd1dd24a0222550180500500180245502214mm由表8-2选带的基准长度Ld2240mm③实质中心距aLdLd022402214aa0550563mm22中心距的变化范围为550~630mm。（5）验算小带轮上的包角α1α118057.318050018057.3dd2dd114790a563故包角适合。（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P03.25kW依据n1960ms,i9600.303kW2.9和B型带，查表得P0330查表8-5得kα0.914，表8-2得kL1，于是PrP0P0kαkL(3.250.303)0.91413.25kW②计算V带的根数zPca8.4z2.58Pr3.25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，所以F0min2.5kαPca22.50.9148.42283N500kαzνqν5000.9140.189.043239.0432（8）计算压轴力Fp2zF0minsinα123283sin1471628N22（9）带轮构造设计（略）第九章链传动习题答案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，载荷安稳，按期人工润滑，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）确立计算功率由表9-6查得KA1.0，由图9-13查得Kz1.52，单排链，则计算功率为PcaKAKzP1.01.5211.52kW（3）选择链条型号和节距依据Pca1.52kW及n148rmin，查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距p25.4mm4）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a0z1z2z2z12pLp0222a0p900196565225.419222114.325.4900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af1p2Lpz1z20.2445725.421141965895mm（5）计算链速ν，确立润滑方式n1z1p481925.4ν1000600.386ms601000由ν0.386ms和链号16A，查图9-14可知应采纳按期人工润滑。（6）计算压轴力Fp有效圆周力为Fe1000p100012591Nν0.386链轮水平部署时的压轴力系数KFp1.15，则压轴力为Fp

KFpFe

1.152591

2980N9-3

已知主动链轮转速

n1

850rmin

，齿数

z1

21，从动链齿数

z2

99，中心距900mm，滚子链极限拉伸载荷为，工作状况系数KA1，试求链条所能传达的功率。[解]由Flim55.6kW，查表9-1得p25.4mm，链型号16A依据p25.4mm，n1850rmin，查图9-11得额定功率Pca35kW由z121查图9-13得Kz1.45且KA1PPca35KAKz24.14kW11.45第十章齿轮传动习题答案10-1试解析图10-47所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力争表示各力的作用地点及方向）。[解]受力争以以以下图：增补题：如图（b），已知标准锥齿轮m5,z120,z250,ΦR0.3,T24105Nmm，标准斜齿轮mn6,z324，若中间轴上两齿轮所受轴向力相互抵消，应为多少？并计算2、β齿轮各分力大小。[解]（1）齿轮2的轴向力：Fa2Ft2tanαsinδ22T2tanαsinδ22T2tanαsinδ2dm2m10.5ΦRz2齿轮3的轴向力：Fa3Ft3tanβ2T3tanβ2T3tanβ2T3sinβd3mnz3mnz3cosβFa2Fa3,α20,T2T32T2tanαδ2T3sinβsin2mnz3m10.5ΦRz2即sinβmnz3tanαsinδ2m10.5ΦRz2由tanδ2z2502.5sinδ20.928cosδ20.371z120mzαδ624tan200.928sinβm10.5ΦRz2510.50.30.228950即β13.2312）齿轮2所受各力：Ft22T22T25241053.765103N3.765kNdm2m10.5ΦRz210.50.350Fr2Ft2tanαcosδ3.765103tan200.3710.508103N0.508kN2Fa2Ft2tanαsinδ23.765103tan200.9281.272103N1.272kNFn2Ft23.765103cosα4kNcos20齿轮3所受各力：Ft32T32T22T2cosβ24105cos13.2315.408103N5.408kNd3mnz3mnz3624cosβFr3Ft3tanαn5.408103tan202.022103N2.022kNcosβcos12.321Fa3Ft3tanβ5.4081035.408103tan201.272103N1.272kNtancos12.321Fn3Ft33.7651035.889103N5.889kNcosαncosβcos20cos12.32110-6设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知1112，寿命Lh12000h，小齿轮相对其轴的支承为P7.5kW,n1450rmin,z26,z54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采纳直齿圆柱齿轮传动。②铣床为一般机器，速度不高，应采纳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，大齿轮资料为45刚（调质），硬度为240HBS，两者资料硬度差为40HBS。（2）按齿面接触强度设计2d1tKT1u1ZE2.323uσHΦd）确立公式中的各计算值①试选载荷系数Kt1.5②计算小齿轮传达的力矩T195.5105P195.51057.549397Nmmn11450③小齿轮作不对称部署，查表10-7，采纳Φd1.01④由表10-6查得资料的弹性影响系数ZE189.8MPa2⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲备强度极限大齿轮的接触疲备强度极限σ550MPa。Hlim2⑥齿数比uz2542.08z126⑦计算应力循环次数N160njLh6014501120001.0441091N2N11.0441090.502109u2.08⑧由图10-19取接触疲备寿命系数KHN10.98,KHN21.0⑨计算接触疲备许用应力取无效概率为1%，安全系数S1KHN1σ0.98600588MPaσH1Hlim1S1

σ600MPa；Hlim1KHN2σ1.03550σHlim2566.5MPaS12）计算①计算小齿轮分度圆直径d1t，代入σ中较小值H2.323KT1u22.3231.52d1t1ZE493972.081189.853.577mmΦduσH12.08566.5②计算圆周速度ννd1tn13.1453.57714501000604.066ms601000③计算尺宽bbΦdd1t153.57753.577mm④计算尺宽与齿高之比bhmtd1t53.577z12.061mm26h2.25mt2.252.0614.636mmb53.577h4.63611.56⑤计算载荷系数依据ν4.066ms，7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv1.2直齿轮，KHKF1由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得

KA1.25KHβ1.420由b11.56，KHβ1.420，查图10-13得KFβ1.37h故载荷系数KKAKvKHKH1.251.211.4202.13⑥按实质的载荷系数校订所算的分度圆直径d1d1t3K53.57732.1360.22Kt1.5⑦计算模数md160.22m2.32mmz126取m2.5⑧几何尺寸计算分度圆直径：d1mz12.52665mmd2mz22.554135mm中心距：ad1d265135100mm22确立尺宽：2KT1u12.5ZE2b2σd1uH222.13493972.0812.5189.86522.0851.74mm566.5圆整后取b52mm,b57mm。21（3）按齿根曲折疲备强度校核①由图10-20c查得小齿轮的曲折疲备强度极限σFE1500MPa；大齿轮的曲折疲备强度极限σ380MPa。FE2②由图10-18取曲折疲备寿命KFN10.89,KFN20.93。③计算曲折疲备许用应力取曲折疲备安全系数S1.4σFKFN1σFE10.895001S317.86MPaK1.4FN2σ0.93500σFFE22S252.43MPa1.4④计算载荷系数KKAKKFKF1.251.211.372.055⑤查取齿形系数及应力校订系数由表10-5查得YFa12.6YFa22.304YS1.595YS1.712a1a2⑥校核曲折强度依据曲折强度条件公式σ2KT1YYσ进行校核Fbd1mFaSaFσ2KT1YY22.055493972.61.59599.64MPaσF1Fa1Sa152652.5F1bd1mσF22KT1YFa2YSa222.055493972.31.71294.61MPaσF2bd1m52652.5所以满足曲折强度，所选参数适合。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），每天两班制，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，依据小齿轮资料为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）按齿面接触疲备硬度计算Φdεd13u2σHT1u1ZHZE2K①计算小齿轮的分度圆直径z1mn246145.95mmd1cos922'cosβ②计算齿宽系数b1601.096Φd145.95d1③由表10-6查得资料的弹性影响系数1ZE189.8MPa2，由图10-30采纳地区系数ZH2.47④由图σHlim1

10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲备强度极限730MPa；大齿轮的接触疲备强度极限σ550MPa。Hlim2⑤齿数比z21084.5u24z1⑥计算应力循环次数N160njLh6075013002025.41081N2N15.41081.2108u4.5⑦由图10-19取接触疲备寿命系数

KHN11.04,KHN21.1⑧计算接触疲备许用应力取无效概率为1%，安全系数S1Kσ1.04730759.2MPaσHN1Hlim1H1S1KHN2σ1.1550σH2Hlim2605MPaS1⑨由图10-26查得ε10.75,ε20.88,则εε1ε21.63⑩计算齿轮的圆周速度νd1n13.14145.9575010006010005.729ms60计算尺宽与齿高之比bhmntd1cosβ145.95cos922'z16mm26h2.25mnt2.25613.5mmb160h11.8513.5计算载荷系数依据ν5.729ms，8级精度，查图10-8得动载荷系数Kv1.22由表10-3，查得KHKF1.4按稍微冲击，由表10-2查得使用系数KA1.25由表10-4查得KHβ1.380{按Φd=1查得}由b11.85，KHβ1.380，查图10-13得KFβ1.33h故载荷系数KKAKvKHKH1.251.221.41.3802.946由接触强度确立的最大转矩Φε3uminσH,σH212T1u1ZHZE2K21.0961.63145.9534.560522.9464.512.47189.81284464.096N（3）按曲折强度计算Φdεd12mnσFT12KYβYFaYSa①计算载荷系数KKAKKFKF1.251.221.41.332.840②计算纵向重合度εΦztanβ0.3181.09624tan922'1.380β0.318d1③由图10-28查得螺旋角影响系数Yβ0.92④计算当量齿数zv1z124cos3βcos922'zv1z2108cos3βcos922'

33

24.99112.3⑤查取齿形系数YFa及应力校订系数YSa由表10-5查得YFa12.62YFa22.17YSa11.59YSa21.80⑥由图10-20c查得小齿轮的曲折疲备强度极限σFE1520MPa；大齿轮的曲折疲备强度极限σ430MPa。FE2⑦由图10-18取曲折疲备寿命KFN10.88,KFN20.90。⑧计算曲折疲备许用应力取曲折疲备安全系数S1.4KFN1σ0.88520σFFE11S305.07MPaK1.5FN2σ0.90430σ2258MPaS1.5σ⑨计算大、小齿轮的F，并加以比较YFaYSaσ1305.07YFa1YSa12.6273.231.59σ2258F66.05YFa2YSa22.171.80取σminσ,σ66.05FF1F2YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2⑩由曲折强度确立的最大转矩T1Φdεd12mnσF1.0961.63145.95262KYβYFaYSa266.052885986.309Nmm2.8400.924）齿轮传动的功率取由接触强度和曲折强度确立的最大转矩中的最小值即T11284464.096NT1n11284464.096750100.87kWP1069.551069.55第十一章蜗杆传动习题答案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点及方向。[

解]

各轴的辗转方向以以以下图所示，蜗轮2、4杆、蜗轮所受各力的作用地点及方向以以以下图

的轮齿螺旋线方向均为右旋。蜗11-3设计用于带式输送机的一般圆柱蜗杆传动，传达效率11，传动比i23，由电动机驱动，载荷安稳。蜗杆资料为20Cr，P5.0kW,n960rmin渗碳淬火，硬度58HRC。蜗轮资料为ZCuSn10P1，金属模锻造。蜗杆减速器每天工作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据GB/T10085-1988的介绍，采纳渐开线蜗杆（ZI）。（2）按齿面接触疲备强度进行设计2a3KT2ZEZPσH①确立作用蜗轮上的转矩T2按z12，估取效率η0.8，则T29.55106P29.5510619.5510650.8n2Pη915208Nmmn2960i23②确立载荷系数K因工作载荷安稳，故取载荷分布不均匀系数Kβ1；由表11-5采纳使用系数KA1；因为转速不高，无冲击，可取动载系数KV1.05，则KKAKβKV111.051.05③确立弹性影响系数ZE蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相当，故1ZE160MPa2④确立接触系数Zp假定d10.35，从图11-18中可查得Zp2.9a⑤确立许用接触应力σH由表11-7中查得蜗轮的基本许用应力σ'268MPaH应力循环系数寿命系数

N60n2jLh609601730084.2110723KHN81070.83554.21107则σHKHNσH'0.8355268223.914MPa⑥计算中心距1602a32.9160.396mm1.05915208223.914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a200Zp'2.74，因为Zp'Zp，所以以上计算结果可用。（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸①蜗杆蜗杆头数z12，轴向齿距pam825.133；直径系数q10；齿顶圆直径da1d12ha*m96mm；齿根圆直径df1d12ha*mc60.8mm；分度圆导程角γ1118'36"；蜗杆轴向齿厚Sa0.5m12.567mm。②蜗轮蜗轮齿数z247；变位系数x20.5验算传动比iz24723.5，此时传动比偏差23.5232.17%，是允z1223许的。蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径

d2mz2847376mmda2d22mha*x23762810.5384m蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆直径

df2d22hf23762810.50.2364.8mmrg2a1da2200137612mm22（4）校核齿根曲折疲备强度σ1.53KT2YYσFd1d2mFa2βF①当量齿数zv2z24749.85cos3γcos31115'36"依据x20.5,zv249.85，从图11-19中可查得齿形系数YFa22.75②螺旋角系数Yβ1γ11.310.91921140140③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σF'56MPa寿命系数KFN91060.664.21107σFσF'KFN560.6636.958MPa④校核齿根曲折疲备强度σ1.531.059152082.750.919215.445σF803768F曲折强度是满足的。（5）验算效率ηηtanγ0.95~0.96tanγv已知γ1118'36";varctanfv；fv与相对滑动速度va有关vad1n1809604.099ms601000cosγ601000cos1118'36"从表11-18顶用插值法查得fv0.0238，v1.36338121'48"，代入式得0.845~0.854，大于原预计值，所以不用重算。第十三章转动轴承习题答案13-1试说明以下各轴承的内径有多大？哪个轴承公差等级最高？哪个赞成的极限转速最高？哪个承受径向载荷能力最高？哪个不可以承受径向载荷？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

不可以承受径向载荷。13-5

依据工作条件，决定在轴的两头用α25的两个角接触球轴承，如图13-13b所示正装。轴颈直径d35mm，工作中有中等冲击，转速n1800rmin，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，试确立其工作寿命。[

解]

（1）求两轴承的计算轴向力

Fa1和

Fa2关于α

25的角接触球轴承，按表

13-7，轴承派生轴向力

Fd

0.68Fr，e0.68Fd1

0.68Fr1

0.683390

2305.2NFd2

0.68Fr2

0.681040

707.2N两轴计算轴向力Fa1maxFd1,FaeFd2max2305.2,870707.22305.2NFa2maxFd2,Fd1Faemax707.2,2305.28701435.2N（2）求轴担当量动载荷P1和1P2Fa12305.2eFr10.683390Fa21435.2eFr21.381040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对轴承2

X11Y10X20.41Y20.87因轴承运行中有中等冲击载荷，按表13-6，取fp1.5，则P1fpX1Fr1Y1Fa11.51339002305.25085NP2fpX2Fr2Y2Fa21.50.4110400.871435.22512.536N（3）确立轴承寿命因为题目中没给出在轴承的详细代号，这里假定采纳7207AC，查轴承手册得基本额定载荷C29000N，因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算10631063LhC2900060nP16018001717.5h508513-6若将图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其余条件同例题13-2，试验算轴承的寿命。[解]（1）求两轴承遇到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件遇到的空间力系分解为铅垂面（以以下图b）和水平面（以以下图a）两个平面力系。此中：图c中的Fte为经过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的Fae亦应经过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上诉转变仔图中均未画出）。FreFteFaeae2F1(Fd2)(Fd1)200320Fr1Vr2V(b)(a)FFr1Vr2VFte(c)由力解析可知：Fre200Faed900200400314Fr1V20032025202225.38NFr2VFreFr1V900225.38674.62NFr1H200Fte2002200846.15N200320520Fr2HFteFr1H2200846.151353.85NFr122225.382846.152875.65NFr1VFr1HFr2Fr2V22674.6221353.8221512.62NFr2H（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2查手册的30207的e0.37，Y1.6，C54200NFr1875.65Fd12273.64N2Y1.6Fr21512.62472.69NFd221.62Y两轴计算轴向力Fa1maxFd1,FaeFd2max273.64,400472.69872.69NFa2maxFd2,Fd1Faemax472.69,273.64400472.69N（3）求轴担当量动载荷P1和P2Fa1872.69eFr10.9966875.65Fa2472.69eFr20.31251512.62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1对轴承2

X10.4Y11.6X21Y20因轴承运行中有中等冲击载荷，按表13-6，取fp1.5，则P1fpX1Fr1Y1Fa11.50.4875.651.6872.692619.846NP2fpX2Fr2Y2Fa21.511512.620472.692268.93N（4）确立轴承寿命因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算10631063C54200LhP160520283802.342hLh'60n2619.846故所选轴承满足寿命要求。13-7某轴的一端支点上原采纳6308轴承，其工作靠谱性为90%，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作靠谱性提升到99%，试确立可能用来取代的轴承型号。[解]查手册得6308轴承的基本额定动载荷C40800N。查表13-9，得靠谱性为90%时，a11，靠谱性为99%时，a10.21。靠谱性为90%时靠谱性为99%时

106a1310613L10C4080060nP60nP106a131063L1C0.21C60nP60nPL10L1106131060.21340800C60nP60nP即C4080068641.547N30.21查手册，得6408轴承的基本额定动载荷C65500N，基本吻合要求，故可用来取代的轴承型号为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构造图，试指出其设计错误，并画出改正图。[解]（1）处两轴承应该正装。（2）处应有空隙并加密封圈。（3）处应有轴间定位。（4）处键不可以伸入端盖，轴的伸出部分应加长。（5）处齿轮不可以保证轴向固定。（6）处应有轴间定位。（7）处应加调整垫片。更正图见轴线下半部分。771132356415-7两极张开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴（见图15-30a），尺寸和构造见图15-30b所示。已知：中间轴转速