第九版机械设计濮良贵课后习题答案

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。=180MPa，取循环基数N=5x106,m=9，试求循环次数N分

-10

别为7000、25000、620000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。

［解］o=o180xni5x106.=373.6MPa

-IN1-1yN\7x103

3-2已知材料的力学性能为。=260MPa,a=170MPa,O-0.2,试绘制此材料的简化的等寿命寿命

S-1C

曲线。

阙A(0,170)C(260,0)

得》(283.334283.33彳)，gpD(141,67,141,67)

根据点A(0,170),C(260,0),0(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圆轴轴肩处的尺寸为：D=72mm,d=62mm,r=3mmc如用题3-2中的材料,设其强度极限%=420MPa,

精车,弯曲,g=1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。

nr?

解因二="=1.2,二=工=0.067,查附表军2,插值得a=1.88,查附图得q乏0.78,将所查值

d45d45°。

代入公式，即

查附图$2,得£=0.75；按精车加工工艺,查附图34得P=0.91，已知0=1，则

。aq

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g中危(wei)险截面上的平肉席力a=20MPa用力幅a=20MPa,试分别按①r②Q

=c.

求出该截面的计算安全系数s,

ca

解由题3>4可知。=170MPa,o=260MPa,e=0.2,K=2.35

-1S。。

(1r=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

(2Q=C

m

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

第五章罗纹连接和螺旋传动P101

习题答案

5-1分析比较普通罗纹、管罗纹、梯形罗纹和锯齿形罗纹的特点，各举一例说明它们的应用

罗纹类型特点至9

普通罗纹牙形为等力三角形,牙型角60。,内外罗纹旋合后留有径向间普通联接多用粗牙罗纹，细牙罗纹

常隙，外罗纹牙根允许有较大的圆角，以减少应力留集中。同一用于细小零件、薄壁管件或者受

冲击、公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙。细牙罗纹升1用小，自振动和变载荷的连接中，也

锁性较好，搞剪强度高，但因牙细在耐磨，容易滑扣调机构的调整罗纹用

管罗纹牙型为等腰三角形,牙型角管联接用细牙普通罗纹薄壁管件

55。,内外罗纹旋合后无径向间非罗纹密封的550圆柱管罗纹管接关、旋塞、阀门及其他附件

隙，牙顶有较大的圆角用罗纹密封的55。圆锥管罗纹管子、管接关、旋塞、阀门及其他螺

纹连接的附件

米制锥罗纹气体或者液体管路系统依靠罗纹密封的

联接罗纹

梯形罗纹牙型为等腰梯形，牙侧角3。,内外罗纹以锥面巾紧不易松动，最常用的传动罗纹

工艺较好，牙根强度高，对中性好

锯齿形螺牙型不为等腰梯形，工作面的牙侧角3。,非工作面的牙侧角只能用于单向受力的罗纹联接或者螺

旋

纹30。。外罗纹牙根有较大的圆角，以减少应力集中。内外罗纹传动,如螺旋压力机

旋合后，大径处无间隙，便于对中。兼有矩形罗纹传动效率高

和梯形罗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份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

解：

最大应力浮现在压缩到最小体积时，最小应力浮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。

X图5«49所示的底板螺栓组联接受外力的作用在包含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X9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较制孔用螺

栓连接为宜？为什么？Q215,若用M6X40较孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8,校核螺栓连接

强度。

［解］采用较制孔用螺栓连接为宜

因为托架所受的载荷有较大变动，较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密切性，以防止受载后被连接件间浮现缝隙或者发生相对滑移，而普通螺栓连接

靠结合面产生的磨擦力矩来反抗转矩，连接不牢靠。

(1确定M6X40的许用切应力［丁］

由螺栓材料0215,性能等级8.8,查表5-8,可知㈤=640MPa渣表5・10,可知［S］=3.5~5.0

$9

(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F,转矩T分在各个螺栓上

i

150r-

的分力为E,各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即r-———=75v12mm

J2cos45o

由图可知,螺栓最大受力

故M6X40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・50所示的两种螺栓布置形式,设采用较制孔用螺栓

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F,转矩T分在各个螺栓上的分力为F

1j

2/16

（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F=F+F=10+20=30kN

maxIj

（b方案中

由（b图可知，螺栓受力最大为

5-7图5-52所示为一拉杆罗纹联接。已知拉丁所受的载荷F=56KN,载荷稳定，拉丁材料为Q235钢,试设计

此联接。

舁8两块金属板用两个M12的普通螺栓联接。若接合面的磨擦系数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的中碳钢创造，求此联接所能传递的横向载荷。

舁9受轴向载荷的紧螺栓联接，被联接钢板间采用橡胶垫片。已知嫖栓预紧力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残存预紧力。

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,±.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&41的螺杆和螺母的主要尺寸。起分量为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7=300射失,螺母材料选用zCuA19Mn2,查表确定需用压强

[P]=15MPa.

<2>确定罗纹牙型。梯形罗纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好,本题采用梯形罗纹。

（3按耐磨性计算初选罗纹的中径。因选用梯形罗纹且螺母兼作支承，故取*=25,根据教材式（545得

d[N。=2613吻w

按壕杆抗压强度初选罗纹的内径.根据第四强度理论,其强度条件为

%=+3,W[b]

但对中小尺寸的螺杆，可认为R°$巴所以上式可简化为

%=1力=1却/力£[5=且

S

A工=—试—mm

式中,A为螺杆罗纹段的危（wei）险截面面积？；S为螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋,S=3.5・5.0;对

于传导螺旋,S=2.540;对于精密螺杆或者水平螺杆,S>4.本题取值为5.故

“2I———=332nm

（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：罗纹外径d=44mm,罗纹内径

d1=36mm,罗纹中径d2=40.5mm,罗纹线数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，普通应确保自锁性要求，以避免事故。本题螺杆的材料为钢，

螺母的材料为青铜，钢对青铜的磨擦系数卬峰查《机械设计手册》因梯形螺纹牙型角

6”212,所以

3/16

例■fejSL'=1.5d=1.5A80=120mm

取键的公称长度L=90mm

键的®5键22人90GB1096-79

哪工作■fe8为I=L—b=90—22=68mm

键与轮毂键槽接触高度为k=T=7mm

根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力[o]=110MPa

p

根据普通平键连接的强度条件公式。=2T人103共Q]

pkidp

变形求得键连接传递的最大转矩为

X

6-5

6-6

第八章带传动pl64

习题答案

8-1V带传动的门=1450rrpin，带与带轮的当量摩擦系数f=0.51，包角a=180。，初拉力

1V1

F=360N。试问：(1该传动所能传递的最大有效拉力为多少？(2若d=100mm，其传递的最大转矩

0d1

为多少？(3若传动效率为0.95,弹性滑动忽稍不计，从动轮输出效率为多少？

%—1-1

解(1)F=2F二2人360人=478.4N

ec01.

1+1+——

efva,eg几

8-2V带传动传递效率P=7.5KW，带速v=10ITIS，紧边拉力是松边拉力的两倍，即F=F，试求紧边拉

12

力F、有效拉力F和初拉力F。

1e0

cFv

解P=e-

师1000

8-3

8Y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

n=960rmin，减速器输入轴的转速n=330rmin，允许误差为±5%，运输装置工作时有轻度冲击，两

12

班制工作，试设计此带传动。

[M](1确定计算功率P

ca

由表8-7查得工作情况系数K=1.2,故

A

(2选择V带的带型

瞩入/由图」新B型。

5/16

(3确定带轮的基准直径d，并验算带速v

d

①由表8-6和8-8,取主动轮的基准直径d=180mm

d1

②验算带速V

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L

d

①由式0.7(d+d)<a<2(d+d)，初定中心距a=550mm。

d1d20d1d20

②计算带所需的基准长度

由表8-2选带的基准长度L=2240mm

d

③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：

故包角合适。

(6计算带的根数z

①计算单根v带的额定功率P

r

由d=180mm和In=960ms渣表8-4a得P=3.25kW

d110

q6n

根据n=960m/s,』当=2.9和B型带，杳表得AP=0.303kW

1'330o

查表%5得k=0.914,表%2得％=1，于是

aL

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(F)

0min

由表得B型带的单位长度质量q=018kg/m,所以

(8计算压轴力

(9带轮结构设计(略

6/16

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n=48［/mn,从动链轮转速为=14pmin,载荷平稳,

定期人工润滑，试设计此链传动。

廨］(1选择链轮齿数

取小链轮齿数Z=19,大链轮的齿数z=iz=1rz=^x19=65

i21ni14

2

(2确定计算功率

由表9s查得K=1.0,由图9・13查得K=1.52,单排链，则计算功率为

Az

(3选择链条型号和节距

根据P=1.52kW及n=48「Ein,查图可选16A,查表9・1,链条节距p=25.4mm

ca1

(4计算链节数和中心距

初选中心距a=(30~50)p=(30~50)x25.4=762~1270mm。取a=900mm湘应的链长

oo

节数为

取链长节数L=114节。

P

查表9・7得中心距计算系数『024457,则链传动的最大中心距为

(5计算链速v，确定润滑方式

由v=0.386m/s和链号16A渣图9~14可知应采用定期人工润滑。

16计算压轴力F

P

有效圆周力为F=1000-=1000x2591N

链轮水平布置时的压轴力系数K=1.15，则压轴力为F必KF=1.15x2591必2980N

FPp5e

9-3已知主动链轮转速n=8501和皿，齿数z=21，从动链齿数z=99,中心距a=900mm,滚子链极限

拉伸载荷为55.6kN,工作情况系数K=1,试求链条所能传递的功率。

A

［解］由F=55.6kW渣表9」得p=25.4mm，链型号16A

lim

根据p=25.4mm,n=850/min渣图9-11得额定功率P=35kW

1ca

由z=21查图J13得K=1.45

1z

且K=1

A

7/16

第十章齿轮传动p236

习题答案

10-1试分析图10Y7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：

补充题：如图（b,已知标准锥齿轮m=5,z=20,z=50,①=0.3,T2=4x105N.mm,标准斜齿轮

12R

m=6,z=24,若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，B应为多少？并计算2、3齿轮各分力大小。

n3

解］（1齿轮2的轴向力：

齿轮3的轴向力：

mztanasin6

Msin6=

mn(1aO54))Z2"

R2

z50

由tan6=_z.=-=2.5:sin6=0.928cos6-0.371

2z2022

即p=13.231o

（2齿轮2所受各力：

齿轮3所受各力：

106设计铳床中的一对圆柱齿轮传动，已知P=7.5kW,n=14501rmin,z=26,z=54,寿命

11r12

L=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。

h

［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钱床为普通机器，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40HBSo

（2按齿面接触强度设计

1确定公式中的各计算值

①试选载荷系数K=1.5

t

②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①=1.0

d

④由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa；

⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。=600MPa;大齿轮的接触疲劳

HIim1

强度极限。=550MPao

Hlim2

z54

⑥齿数比u=w=5g=2.08

8/16

⑦计算应力循环次数

⑧由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.98,K=1.0

HN1HN2

⑨计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1

2计算

①计算小齿轮分度圆直径d代入中较小值

Hn

②计算圆周速度V

③计算尺宽b

b

④计算尺宽与齿高之比-

h

⑤计算载荷系数

根据丫=4.0660］为,7级精度,查图10・8得动载荷系数K=1.2

V

直齿轮，K=K=1

HaFa

由表10・2查得使用系数K=1.25

A

由表用插值法查得K=1.420

HP

b

由一=11.56,K=1.420渣图10/3得K=1.37

hHPFp

故载荷系数K=KKKK=1.25x1.2x1x1.420=2.13

AvHaHp

⑥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=2.5

⑧几何尺寸计算

分度圆直径：d=mz=2.5x26=65mm

1i

d+d65+135sc

中心距：a=-H------=--------------=100mm

22

确定尺宽：

圆整后取b=52mm,b=57mm0

21

(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a=5C0MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE1

o=380MPa.»

FE2

②由图10-18取弯曲疲劳寿命K=0.89,K=0.93。

FN1FN2

③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

④计算载荷系数

9/16

⑤查取齿形系数及应力校正系数

由表10T查得*=2.6YF=2.304

ai。2

⑥校核弯曲强度

根据弯曲强度条件公式。=2L丫丫＜［o］进行校核

FsF

bdmFaa

1

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n=750rmin,两齿轮的齿数为

1

Z=24,z=108,3=9022',m=6mm,b=160mm,8级精度，小齿轮材料为38SiMnM。（调质，大齿轮

12n

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。

廨］（1齿轮材料硬度

查表131,根据小齿轮材料为38SiMnM。（调质，小齿轮硬度217~269HBS,大齿轮材料为45钢（调

质，大齿轮硬度217~255HBs

（2按齿面接触疲劳硬度计算

①计算小齿轮的分度圆直径

②计算齿宽系数

1

③由表10-6查得材料的弹性影响系数z=189.8MPa2,由图10-30选取区域系数Z=2.47

EH

④由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。=730MPa；大齿轮的接触疲

HIim1

劳强度极限o=550MPa。

Hlim2

Z1C8

⑤齿数比u=2==4.5

z24

1

⑥计算应力循环次数

⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数K=1.04,K=1.1

HN1HN2

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数s=1

⑨由图10-26查得g=0.75,£=0.88,则£=£+£=1.63

ala2aa1a2

⑩计算齿轮的圆周速度

b

计算尺宽与齿高之比

h

计算载荷系数

根据v=5.729ms,8级精度，查图10-8得动载荷系数K=1.22

V

由表10・3,查得K=K=1.4

HaFa

按轻微冲击，由表10・2查得使用系数K=1.25

A

10/16

由表1(M查得K=1.380｛按①=1查得｝

Hpd

b

由=11.85,K=1.380法图10-13得K=1.33

hHP即

故载荷系数K=KKKK=1.25根1.22根1.4根1.380=2.946

AvHaHb

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=KKKK=1.25根1.22根1.4根1.33=2.840

AvFaFb

②计算纵向重合度£=0.318①ztanB=0.318根1.096根24根tan9。22'=1.380

pd1

③由图10-28查得螺旋角影响系数丫=0.92

④计算当量齿数

⑤查取齿形系数丫及应力校正系数丫

FaSa

由表1供5查得Y=2.62Y=2.17

FaiFa2

⑥由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。=520MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE1

a=430MPa。

FE2

⑦由图10-18取弯曲疲劳寿命K=0.88,K=0.90o

FN1FN2

⑧计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

⑨计算大、小齿轮的F，并加以比较

YY

FaSa

to].da]to])

取yFy二min,Vy,Y«卜:6605

FaSa

⑩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T1二1284464.096N

11/16

第十一章蜗杆传动p272

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。

［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P=5.0kW,n=960r.^iin，传动比i=23,由电

119

动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为20Ci■，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。

廨］(1选择蜗杆传动类型

根据GB/T1008异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

①确定作用蜗轮上的转矩

T2

按z=2，估取效率n=0.8，则

1

②确定载荷系数K

因工作教荷平稳，故取载荷分布不均匀系数K=1；由表11-5选取使用系数K-1；由丁转

速不高，无冲击,可取动载系数K寸1.05，则

③确定弹性影响系数Z蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故Z=160MPa2

EE

④确定接触系数Z

P

假设9=0.35,从图11・18中可查得Z=2.9

aP

⑤确定许用接触应力［。

由表11・7中查得蜗轮的基本许用应力值]=268MPa

H

应力循环系数N=60njL=60xx1x(7x300x8)=4.21x107

2h23

：107

寿命系数[4.21x107-0.8355

则卜］=K［o1=0.8355x268=223.914MPa

HHNH

⑥计算中心距

取中心距a=200mm,0i=23,故从表11-2中取模数m=8mm,蜗杆分度圆直径

d=80mmo此时Q=_E=0.4,从图11・18中查取接触系数Z=2.74,因为Z<Z,因此

1a200PPP

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

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蜗杆头数Z=2,轴向齿距p=几m=8几=25.133；直径系数q=10；齿顶圆直径

1a

d=d+2h-m=96mm.齿根圆直径d=d—2(h・m+J=60.8mm；分度圆导程角

ai1af11a

Y=11o1836”；蜗杆轴向齿厚S=0.5几m=12.567mm。

a

②蜗轮

蜗轮齿数Z=47；变位系数x=-0.5

22

47235——23

验算传动比i二z片才23.5,此时传动比误差-=2.17%,是允许的。

z223

1

蜗轮分度圆直径d2=mz2=8A47=376mm

蜗轮喉圆直径d=d+2m(卜+x376+2人8人(1—0.5)=384m

a22a2

蜗轮齿根圆直径d=d-2h=376—2人8人(1—0.5+0.2)=364.8mm

f22f2

蜗轮咽喉母圆直径r=a——d=200--1A376=12mm

g22a22

(4校核齿根弯曲疲劳强度

Z47

①当量齿数z=2—==49.85

v2COS3Y8s311。1536”

根据x=—0.5,z=49.85，从图11-19中可查得齿形系数=2.75

2丫21

②螺旋角系数Y=1—1=1一吧°=09192

B140。140。

③许用弯曲应力［。4

从表11-8中查得由zcusmopi创造的蜗轮的基本许用弯曲应力口56MPa

I106

寿命系数K=,|——.——=0.66

FN曲.21人1。7

④校核齿根弯曲疲劳强度

弯曲强度是满足的。

(5验算效率n

已知Y=11o18'36";Q=arctanf；f与相对滑动速度v相关

vvva

从表11-18中用插值法查得f=0.0238,Q=1.36338.=1。21'48",代入式得q=0.845~0.854,

vv

大于原估计值，因此不用重算。

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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/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不能承受径向载荷。

13-5根据工作条件，决定在轴的两端用0=25。的两个角接触球轴承，如图1孥13b所示正装。轴颈直径

d=35mm,x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=3390N,F=3390N,外加轴向裁荷F=870N,作用方向指向轴承1,试确定其工作寿命。

r1r2ae

［解］(1求两轴承的计算轴向力F和F

ala2

对于。=25o的角接触球轴承，按表167,轴承派生轴向力F=0.68F,e=0.68

dr

两轴计算轴向力

(2求轴承当量动载荷P和P

112

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1X=1Y=0

对轴承2X=0.41Y=0.87

22

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表186,取fp=1.5,则

(3确定轴承寿命

由于题目中没给出在粕承的具体代号，这里假设选用7207AC,查轴承手册得基本额定载荷

C=29000N,因为P>P，所以按轴承1的受力大小验算

12

1"若将图1%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182,试验算轴承的寿命。

［解］(1求两轴承受到的径向载荷F和F

r1r2

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两个平面力系。其中：图c

中的F为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的F亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线

tcae

上(上诉转化仔图中均未画出。