2022年机械设计第八版课后习题标准答案 .pdf

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1、第三章 机械零件的强度习题答案3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa1801，取循环基数60105N，9m，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。解 MPa6 .373107105180936910111NNNMPa3 .324105.2105180946920112NNNMPa0.227102.6105180956930113NNN3-2 已知材料的力学性能为MPa260s，MPa1701，2.0，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解 )170, 0(A)0,260(C00121210MPa33.2832. 0117021210得)

2、233.283,233.283(D，即)67.141,67.141(D根据点)170, 0(A，)0,260(C，)67.141,67.141(D按比例绘制该材料的极限应力图如以下图所示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。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 34 页解 因2.14554dD，067.0453dr，查附表 3-2，插值得88.1，查附图 3-1 得78. 0q，将所

3、查值代入公式，即69.1188. 178.0111kq查附图 3-2，得75.0；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0，已知1q，则35.211191.0175.069. 1111kqK35.267.141,67.141,0 ,260,35.2170,0DCA根据29.60,67.141,0 ,260,34.72, 0DCA按比例绘出该零件的极限应力线图如以下图3-5 如题 3-4 中危险截面上的平均应力MPa20m， 应力幅MPa20a， 试分别按CrCm，求出该截面的计算安全系数caS。解 由题 3-4 可知35.2,2.0MPa,260MPa,170s1-K1Cr工作应力点在疲劳强度

4、区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数28.2202. 03035.2170ma1-KSca2Cm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，其计算安全系数精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 34 页81. 1203035. 2202 .035.2170mam1-caKKS精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 34 页第五章 螺纹连接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

5、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，假设用M640 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MPa640s，查表 5-1

6、0，可知0 .55. 3SMPa12886.1820 .55 . 3640sSMPa67.4265 .1640sppS2螺栓组受到剪力F 和力矩FLT ，设剪力 F 分在各个螺栓上的力为iF，转矩 T 分在各个螺栓上的分力为jF，各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r ,即mm27545cos2150rkN2510275810300208kN5 .220818133rFLFFFji由图可知，螺栓最大受力精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 34 页kN015.945cos255.22)25(5.2cos22222maxFFFFF

7、jiji319106410015.9423320maxdF8.131104 .1110610015. 9333min0maxppLdF故 M640 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iF， 转矩 T 分在各个螺栓上的分力为jFa中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为r，即 r=12

8、5mm kN2010125610250606kN1060616133rFLFFFji由 a图可知，最左的螺栓受力最大kN302010maxjiFFFb方案中kN10606161FFikN39.24101252125421252101252125102506062223223612max612maxmaxiiiijrFLrrMrF由 b图可知，螺栓受力最大为kN63.335239.24102)39.24(10cos22222maxFFFFFjiji精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 34 页直径较小）布置形式所用的螺栓可知采用

9、（由aFdmax04精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 34 页5-10 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 34 页第六章 键、花键、无键连接和销连接习题答案6-3 在一直径mm80d的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮如以下图，轮毂宽度1.5dL，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。解 根据轴径mm80d，查表得所用键的剖面尺寸为mm22b，mm14h根据轮毂长度mm120805.11.5dL取键的公称长度mm90L键的标记键79

10、-90GB109622键的工作长度为68mm2290bLl键与轮毂键槽接触高度为mm72hk根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取许用挤压应力110MPap根据普通平键连接的强度条件公式1023ppkldT变形求得键连接传递的最大转矩为mN20942000110806872000pmaxkldT精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 34 页第八章 带传动习题答案8-1V 带传动的min14501rn，带与带轮的当量摩擦系数51. 0vf，包角1801，初拉力N3600F。试问：1该传动所能传递的最大有效拉力为多少？2假设mm10

11、0dd1，其传递的最大转矩为多少？3假设传动效率为0.95，弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？解 N4.4781111360211112151.01151.00eeeeFFvvffecmmN92.232101004.4782d2-3d1ecFTkW45.395.0100060100010014.314504 .4781000601000d10003d11?nFFPecec8-2 V 带传动传递效率7.5kWP，带速sm10，紧边拉力是松边拉力的两倍，即21FF，试求紧边拉力1F、有效拉力eF和初拉力0F。解 1000FPeN750105.710001000PFe21212FFFFFe且1

12、500N750221eFF201eFFF1125N27501500210eFFF8-4 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min9601rn，减速器输入轴的转速min3302rn，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caP由表 8-7 查得工作情况系数2. 1AK，故4kW.872. 1AcaPKP精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 34 页2选择 V 带的带型根据caP、1n，由图 8-11 选用 B 型。3确定带

13、轮的基准直径dd，并验算带速由表 8-6 和 8-8，取主动轮的基准直径mm1801dd验算带速sm0432.910006096018010006011ndd带速合适sm30sm5计算从动轮的基准直径mm45.49733005. 0196018012112nndddd4确定 V 带的中心距a和基准长度dL由式2102127 .0ddddddadd，初定中心距mm5500a。计算带所需的基准长度mm2214550418050050018025502422202122100addddaLddddd由表 8-2 选带的基准长度mm2240dL实际中心距amm563222142240550200ddL

14、Laa中心距的变化范围为mm630550。5验算小带轮上的包角1901475633.571805001803.57180121adddd故包角合适。6计算带的根数z计算单根V带的额定功率rP由sm960mm18011ndd和，查表 8-4a 得25kW. 30P根据303kW.0B9 .2330960s,m96001Pin型带，查表得和查表 8-5 得914.0k，表 8-2 得1kL，于是精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 34 页kW25.31914.0)303.025. 3(kk00LrPPP计算 V带的根数z58.

15、 225.34 .8carPPz取 3 根。7计算单根V 带的初拉力的最小值min0F由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量mkg018q，所以N2830432. 918.00432. 93914.04 .8914.05.2500kk5 . 250022min0qzPFca8计算压轴力N16282147sin283322sin21min0FzFp9带轮结构设计略精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 34 页第九章 链传动习题答案9-2 某链传动传递的功率kW1P，主动链轮转速minr481n，从动链轮转速minr142n，

16、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191z，大链轮的齿数6519144812112znnizz2确定计算功率由表 9-6 查得0.1AK，由图 9-13 查得52.1zK，单排链，则计算功率为kW52.1152.10. 1PKKPzAca3选择链条型号和节距根据minr48kW52. 11nPca及，查图 9-11，可选 16A，查表 9-1，链条节距mm4.25p4计算链节数和中心距初选中心距mm12707624.25)5030()5030(0pa。取mm9000a，相应的链长节数为3.1149004.2521965265194 .259002222202

17、122100apzzzzpaLp取链长节数节114pL。查表 9-7 得中心距计算系数24457.01f，则链传动的最大中心距为mm895651911424.2524457.02211zzLpfap5计算链速，确定润滑方式sm386.01000604.25194810006011pzn由sm386.0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pF有效圆周力为N2591386.0110001000pFe链轮水平布置时的压轴力系数15.1pFK，则压轴力为N2980259115. 1eFpFKFp9-3 已知主动链轮转速minr8501n，齿数211z，从动链齿数992z

18、，中心距mm900akN，工精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 34 页作情况系数1AK，试求链条所能传递的功率。解 由kW6 .55limF，查表 9-1 得mm4 .25p，链型号16A根据minr850mm4.251np，查图 9-11 得额定功率kW35caP由211z查图 9-13 得45.1zK且1AKkW14.2445.1135zAcaKKPP精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 34 页第十章 齿轮传动习题答案10-1 试分析图10-47

19、 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 受力图如以下图：补充题： 如图 b ，已知标准锥齿轮mmN1042, 3. 0,50,20,5521TzzmR，标准斜齿轮24, 63zmn，假设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：222222222sintan5. 012sintan2sintanzmTdmTFFRta齿轮 3 的轴向力：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 34 页zmTzmTdTFFnntasin2tancos2tan2t

20、an333333333232,20,TTFFaazmTzmTnRsin2sintan5. 01233222即2235. 01sintansinzmzmRn由5. 22050tan122zz928.0sin2371.0cos22289.0503.05.015928.020tan2465. 01sintansin223zmzmRn即231.132齿轮 2 所受各力：3.765kNN10765.3503.05.01510425.01223522222zmTdmTFRt0.508kNN10508. 0371. 020tan10765.3costan33222FFtrkN272. 1N10272. 19

21、28.020tan10765.3sintan33222FFtakN420cos10765.3cos322FFtn齿轮 3 所受各力：kN408. 5N10408.5231.13cos2461042cos2cos22353232333zmTzmTdTFnntkN022. 2N10022. 2321.12cos20tan10408. 5costan3333FFntrkN272.1N10272.1321.12cos20tan10408.5tan10408.5tan33333FFtakN889.5N10889.5321.12cos20cos10765.3coscos3333FFntn精选学习资料 -

22、- - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 34 页10-6设 计 铣 床 中 的 一 对 圆 柱 齿 轮 传 动 ， 已 知54,26min,r1450,kW5. 72111zznP， 寿 命h12000hL，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。铣床为一般机器，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 ，大齿轮材料为45 刚调质 ，硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

23、 2按齿面接触强度设计3211t132.2HEdZuuKTd 1确定公式中的各计算值试选载荷系数.51tK计算小齿轮传递的力矩mmN4939714505 .7105 .95105 .9551151nPT小齿轮作不对称布置，查表10-7 ，选取0 .1d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数21MPa8.189EZ由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa6001limH；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502limH。齿数比08. 2265412zzu计算应力循环次数91110044.112000114506060hjLnN991210502.008.210044.1uNN由

24、图 10-19 取接触疲劳寿命系数0.1,98. 021HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1SMPa588160098.01lim11SKHHNH精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 34 页MPa5.566155003.12lim22SKHHNH2计算计算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小值mm577.535 .5668.18908.2108.21493975 .132.2132.2323211tHEdZuuKTd计算圆周速度sm066.41000601450577.5314.310006011t

25、nd计算尺宽bmm577.53577.5311tdbd计算尺宽与齿高之比hbmm061.226577.5311tzdmtmm636. 4061. 225.225.2tmh56.11636.4577.53hb计算载荷系数根据sm066. 4，7 级精度，查图10-8 得动载荷系数2 .1vK直齿轮，1FHKK由表 10-2 查得使用系数25.1AK由表 10-4 用插值法查得420. 1HK由56.11hb，420. 1HK，查图 10-13 得37.1FK故载荷系数13.2420. 112. 125. 1HHvAKKKKK按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径22.605.113.2577.53

26、331t1tKKdd计算模数mmm32.22622.6011zdm取5.2m精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 34 页几何尺寸计算分度圆直径：mm65265.211mzdmm135545 .222mzd中心距：mm100213565221dda确定尺宽：mm74.515 .5668.1895. 208.2108.2654939713.225 .212222211HEZuudKTb圆整后取mm57mm,5212bb。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MPa5001FE；大齿轮的弯曲疲劳强度

27、极限MPa3802FE。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命93. 0,89.021FNFNKK。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4.1SMPa86.3174 .150089.0111SKFEFNFMPa43.2524.150093.0222SKFEFNF计算载荷系数055.237.112.125.1FFAKKKKK查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得6 .21aFY304.22aFY595.11aSY712.12aSY校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式FSFFYYmbdKTaa112进行校核111MPa64.99595.16. 25 . 2655249397055.222111FS

28、FFYYmbdKTaa211MPa61.94712.13 .25. 2655249397055. 222222FSFFYYmbdKTaa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 34 页所以满足弯曲强度，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minr7501n， 两 齿 轮 的 齿 数 为mmmm,6, 229,108,2421160bmzzn，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，每日两班制，小齿轮相

29、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231112EHHdZZuuKdT计算小齿轮的分度圆直径mm95.145229cos624cos11mzdn计算齿宽系数096. 195.1451601dbd由表 10-6 查得材料的弹性影响系数21MPa8.189EZ， 由图 10-30 选取区域系数47. 2HZ由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa7301limH；大齿轮的接触疲

30、劳强度极限MPa5502limH。齿数比5.42410812zzu计算应力循环次数811104. 522030017506060hjLnN8812102.15.4104 .5uNN由图 10-19 取接触疲劳寿命系数1 .1,04. 121HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1SMPa2.759173004.11lim11SKHHNH精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 34 页MPa60515501 .12lim22SKHHNH由图 10-26 查得63.1,88.0,75.02121则计算齿轮的圆周

31、速度sm729.510006075095.14514.310006011nd计算尺宽与齿高之比hbmm626229cos95.145cos11zdmntmm5.13625. 225.2ntmh85.115 .13160hb计算载荷系数根据sm729.5，8 级精度，查图10-8 得动载荷系数22.1vK由表 10-3，查得4.1FHKK按轻微冲击，由表10-2 查得使用系数25. 1AK由表 10-4 查得380.1HK按d=1 查得 由85.11hb，380.1HK，查图 10-13 得33.1FK故载荷系数946. 2380.14 .122. 125.1HHvAKKKKK由接触强度确定的最

32、大转矩N096.12844648.18947.260515.45.4946.2295.14563.1096.1,min1223221311EHHHdZZuuKdT3按弯曲强度计算SaFaFndYYKYmdT2211计算载荷系数840. 233.14 .122.125. 1FFAKKKKK计算纵向重合度380. 1229tan24096. 1318.0tan318.01zd由图 10-28 查得螺旋角影响系数92.0Y精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 34 页计算当量齿数99.24229cos24cos3311zzv3.1

33、12229cos108cos3321zzv查取齿形系数FaY及应力校正系数SaY由表 10-5 查得62.21FaY17. 22FaY59.11SaY80.12SaY由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa5201FE；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa4302FE。由图 10-18 取弯曲疲劳寿命90.0,88.021FNFNKK。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4.1SMPa07.3055 .152088.0111SKFEFNFMPa2585.143090.0222SKFEFNF计算大、小齿轮的SaFaFYY，并加以比较23.7359.162. 207.305111SaFaFY

34、Y05.6680.117.2258222SaFaFYY取05.66,min222111SaFaFSaFaFSaFaFYYYYYY由弯曲强度确定的最大转矩mmN309.288598605.6692.0840.22695.14563. 1096. 122211SaFaFndYYKYmdT4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N096.12844641T精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 34 页kW87.1001055.9750096.12844641055.96611nTP精选学习资料 - - -

35、- - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 22 页，共 34 页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。解 各轴的回转方向如以下图所示，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以下图11-3 设计用于带式输送机的普通圆柱蜗杆传动，传递效率minr960,kW0.511nP，传动比23i，由电动机驱动，载荷平稳。蜗杆材料为20Cr，渗碳淬火，硬度HRC58。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

36、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322HPEZZKTa确定作用蜗轮上的转矩T2 按21z，估取效率8 .0，则精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页，共 34 页mmN915208239608 .051055.91055.91055.962162262inPnPT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1K；由表 11-5 选取使用系数1AK；由于转速不高，无冲击，可取动载系数05. 1VK，则05.1

37、05.111VAKKKK确定弹性影响系数EZ蜗轮为铸锡磷青铜与钢蜗杆相配，故21MPa160EZ确定接触系数pZ假设35.01ad，从图 11-18 中可查得9.2pZ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MPa268H应力循环系数721021.4830071239606060hjLnN寿命系数8355.01021.410877HNK则MPa914.2232688355. 0HNHHK计算中心距mm396.160914.2239.216091520805.132a取中心距mm200a，因23i，故从表11-2 中取模数8mmm，蜗杆分度圆直径mm801d。此时4.02008

38、0ad1，从图 11-18 中查取接触系数74.2pZ，因为ppZZ，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21z， 轴 向 齿 距133.258mpa； 直 径 系 数10q； 齿 顶 圆 直 径mm962*11mhddaa； 齿 根 圆 直 径mm8.602*11cmhddaf； 分 度 圆 导 程 角361811；蜗杆轴向齿厚mm567.125.0mSa。蜗轮蜗轮齿数472z；变位系数5 .02x精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 24 页，共 34 页验算传动比5.2324712zzi，此时传动

39、比误差%17.223235 .23，是允许的。蜗轮分度圆直径mm37647822mzd蜗轮喉圆直径m3845. 018237622*22xhmddaa蜗轮齿根圆直径mm8 .3642. 05.0182376222ff2hdd蜗轮咽喉母圆直径mm12376212002122agdar4校核齿根弯曲疲劳强度FFFYYmddKTa221253.1当量齿数85.49361511cos47cos3322zzv根据85.49, 5. 022vzx，从图 11-19 中可查得齿形系数75.22aFY螺旋角系数9192.014031.1111401Y许用弯曲应力FNFFK从表 11-8 中查得由ZCuSn10

40、P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力MPa56F寿命系数66. 01021.410976FNKMPa958.3666.056FNFFK校核齿根弯曲疲劳强度FF445.159192.075.283768091520805.153.1弯曲强度是满足的。5验算效率vtantan96.095.0已知vvfarctan; 361811；vf与相对滑动速度av相关sm099.4361811cos10006096080cos10006011ndva从表 11-18 中用插值法查得0238. 0vf，4821136338.1v， 代入式得854.0845.0，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师

41、归纳总结 - - - - - - -第 25 页，共 34 页大于原估计值，因此不用重算。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 26 页，共 34 页第十三章滚动轴承习题答案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。

42、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mm35d，工作中有中等冲击，转速minr1800n，已知两轴承的径向载荷分别为N33901rF，N33902rF，外加轴向载荷N870aeF，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1aF和2aF对于25的角接触球轴承，按表13-7，轴承派生轴向力rdFF68. 0，68.0eN2.2305339068. 068.011rdFFN2 .707104068.068. 022rdFF两轴计算轴向力N2 .23052.707870, 2.2305max,max211daeda

43、FFFFN2 .14358702.2305, 2.707max,max122aeddaFFFF2求轴承当量动载荷1P和21PeFFra68.033902.230511eFFra38. 110402.143522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 11X01Y对轴承 2 41. 02X87.02Y因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取5. 1pf，则N50852.23050339015. 111111arpFYFXfPN536.25122.143587. 0104041. 05 . 122222arpFYFXfP精选学习资料 - - - - - - - - -

44、名师归纳总结 - - - - - - -第 27 页，共 34 页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N29000C，因为21PP，所以按轴承1 的受力大小验算h5.171750852900018006010601036316PCnLh13-6 假设将图13-34a 中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题13-2，试验算轴承的寿命。解 1求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面以下图b和水平面以下图a两个平面力系。其中：图 c 中的teF为通过另加转矩而平移到指向轴线；图a 中

45、的aeF亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上上诉转化仔图中均未画出。(c)(b)(a)Fr1VFr2VFteFr1VFr2V12FreFaeFteFae(Fd2)(Fd1)320200由力分析可知：N38.22552023144002009003202002200V1dFFFaererN62.67438.225900V1V2rrerFFFN15.8462200520200320200200H1terFFN85.135315.8462200H1H2rterFFFN65.87515.84638.225222H12V11rrrFFF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 -

46、- - - - - -第 28 页，共 34 页N62.151282.135362.674222H22V22rrrFFF2求两轴承的计算轴向力1aF和2aF查手册的30207 的37.0e，6.1Y，N54200CN64.2736.1265.875211YFFrdN69.4726 .1262.1512222YFFrd两轴计算轴向力N69.87269.472400,64.273max,max211daedaFFFFN69.47240064.273,69.472max,max122aeddaFFFF 3求轴承当量动载荷1P和2PeFFra9966.065.87569.87211eFFra3125.

47、 062.151269.47222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 4. 01X6 .11Y对轴承 2 12X02Y因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取5. 1pf，则N846.261969.8726. 165.8754 .05 .111111arpFYFXfPN93.226869.472062.151215.122222arpFYFXfP4确定轴承寿命因为21PP，所以按轴承1 的受力大小验算h342.283802846.2619542005206010601036316hhLPCnL故所选轴承满足寿命要求。13-7 某轴的一端支点上原采用6308 轴承

48、，其工作可靠性为90%，现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠性提高到99%，试确定可能用来替换的轴承型号。解 查手册得6308 轴承的基本额定动载荷N40800C。查表 13-9，得可靠性为90%时，11a，可靠性为 99%时，21.01a。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 29 页，共 34 页可靠性为90%时363161040800601106010PnPCnaL可靠性为99%时363166021. 01060101PCnPCnaL110LL36366021.0104080060110PCnPn即N547.6864121

49、.0408003C查手册，得 6408 轴承的基本额定动载荷N65500C， 基本符合要求， 故可用来替换的轴承型号为6408。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 30 页，共 34 页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结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。解 1处两轴承应当正装。2处应有间隙并加密封圈。3处应有轴间定位。4处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。5处齿轮不能保证轴向固定。6处应有轴间定位。7处应加调整垫片。改正图见轴线下半部分。1765172 34315-7 两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器

50、的中间轴见图15-30a ，尺寸和结构见图15-30b 所示。已知：中间轴转速minr1802n，传动功率kW5.5P，有关的齿轮参数见下表：mmnmnz旋向齿轮 2 3 20112 4410右齿轮 3 4 2023 229右 a(b) 解 1求出轴上转矩精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 31 页，共 34 页mmN56.2918051805.51055.91055.966nPT2求作用在齿轮上的力mm98.3414410cos1123cos222zmdnmm24.93229cos233cos333zmdnN57.170698.341