机械设计课后习题答案.pdf

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1、 机械设计课后习题答案 This manuscript was revised by the office on December 22,2012 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 MPa6.373107105180936910111NNN 3-2 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(C 得)233.283,23

2、3.283(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。解 因2.14554dD，067.0453dr，查附表 3-2，插值得88.1，查附图 3-1 得78.0q，将所查值代入公式，即 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 根据 29.60,67.141,0,26

3、0,34.72,0DCA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MPa20m，应力幅MPa20a，试分别按Cr Cm，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-K （1）Cr 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）Cm 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

4、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

5、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

6、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 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

7、接为宜为什么Q215，若用 M640 铰孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为，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，查表 5-8，可知MPa640s，查表 5-10，可知0.55.3S（2）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，

8、各螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即mm27545cos2150r 由图可知，螺栓最大受力 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jF （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k

9、N302010maxjiFFF （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=,螺栓预紧力控制在其屈服极限的 70%。螺栓用性能等级为的中碳钢制造，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

10、。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=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

11、，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 式中，A 为螺杆螺纹段的危险截面面积，;S 为螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋，S=对于传导螺旋，S=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

12、钢，螺母的材料为青铜，钢对青铜的摩擦系数 f=(查机械设计手册)。因梯形螺纹牙型角,所以 因,可以满足自锁要求。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.因选所以 H=,取为 102mm.螺纹圈数计算：z=H/P=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

13、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 6-1 6-2 6-3 在

14、一直径mm80d的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），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79-90GB109622 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 6-4 6-5 6-6 第八章 带传动 p1

15、64 习题答案 8-1 V 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）若mm100dd1，其传递的最大转矩为多少（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 解 N4.4781111360211112151.01151.00eeeeFFvvffec 8-2 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 1000FPe 8-3 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普通V

16、 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 （2）选择V 带的带型 根据caP、1n，由图8-11选用 B 型。（3）确定带轮的基准直径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 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dL 由式2102127.0ddddddadd，初定中心距mm5500a。计算带所需的基准长度 由表 8-2 选带的基准长度

17、mm2240dL 实际中心距a 中心距的变化范围为mm630550。（5）验算小带轮上的包角1 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sm960 mm18011ndd和，查表 8-4a 得25kW.30P 根据303kW.0B9.2330960s,m960 01Pin型带，查表得和 查表 8-5 得914.0k，表 8-2 得1k L，于是 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 min0F 由表 8-3 得 B 型带的单位长度质量mkg018q，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

18、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，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6519144812112znnizz（2）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 （3）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mm4.25p（4）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 取链长节

19、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 （5）计算链速，确定润滑方式 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N2980259115.1eFpFKFp 9-3 已知主动链轮转速minr8501n，齿数211z，从动链齿数992z，中心距mm900a，滚子链极限拉伸载荷为，工作情况系数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

20、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1AK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：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，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2235.01sintansinzmzmRn 由5.2205

21、0tan122zz 928.0sin2 371.0cos2 即231.13（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。（

22、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.51tK 计算小齿轮传递的力矩 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 由图 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1S 2）计算 计算小齿轮分度圆直径1td，代入 H中较小值 计算圆周速度 计算尺宽b

23、 计算尺宽与齿高之比hb 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 计算模数m 取5.2m 几何尺寸计算 分度圆直径：mm65265.211 mzd 中心距：mm100213565221dda 确定尺宽：圆整后取mm57mm,5212bb。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由图 1

24、0-20c 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4.1S 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 6.21aFY 304.22aFY 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 FSFFYYmbdKTaa112进行校核 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 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MPa7301l

26、imH；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502limH。齿数比 5.42410812zzu 计算应力循环次数 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1S 由图 10-26 查得63.1,88.0,75.02121则 计算齿轮的圆周速度 计算尺宽与齿高之比hb 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，380.1

27、HK，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大转矩 （3）按弯曲强度计算 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 计算当量齿数 查取齿形系数FaY及应力校正系数SaY 由表 10-5 查得 62.21FaY 17.22FaY 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 1

28、0-18 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4.1S 计算大、小齿轮的 SaFaFYY，并加以比较 取 05.66,min222111SaFaFSaFaFSaFaFYYYYYY 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N096.12844641T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

29、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 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 确定作用蜗轮上的转矩 T2 按21z，估取效率8.0，则 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

30、数1AK；由于转速不高，无冲击，可取动载系数05.1VK，则 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 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4.020080

31、ad1，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 验算传动比5.2324712zzi，此时传动比误差%17.223235.23，是允许的。蜗轮分度圆直径 mm37647822 mzd 蜗轮喉圆直径 m3845.018237622*22xhmddaa 蜗轮齿

32、根圆直径 mm8.3642.05.0182376222ff2hdd 蜗轮咽喉母圆直径 mm12376212002122agdar （4）校核齿根弯曲疲劳强度 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ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 MPa56F 寿命系数 66.01021.410976FNK 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vvfarctan

33、;361811；vf与相对滑动速度av相关 从表 11-18 中用插值法查得0238.0vf，4821136338.1v，代入式得854.0845.0，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/P4 不能承受径向载荷。13-5 根

34、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rdFF68.0，68.0e 两轴计算轴向力 （2）求轴承当量动载荷1P和21P 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 11X 01Y 对轴承 2 41.02X 87.02Y 因轴承运转中有中等冲击

35、载荷，按表13-6，取5.1pf，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N29000C，因为21PP，所以按轴承 1 的受力大小验算 13-6 若将图 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（下图b）和水平面（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）。由力分析

36、可知：（2）求两轴承的计算轴向力1aF和2aF 查手册的 30207 的37.0e，6.1Y，N54200C 两轴计算轴向力 （3）求轴承当量动载荷1P和2P 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 4.01X 6.11Y 对轴承 2 12X 02Y 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6，取5.1pf，则 （4）确定轴承寿命 因为21PP，所以按轴承 1 的受力大小验算 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，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

37、 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。可靠性为 90%时 363161040800601106010PnPCnaL 可靠性为 99%时 363166021.01060101PCnPCnaL 即 N547.6864121.0408003C 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。第十五章 轴 p383 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）

38、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。15-7 两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴（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：旋向 齿轮 2 3 20 112 右 齿轮 3 4 20 23 右 （a）(b)解（1）求出轴上转矩（2）求作用在齿轮上的力（3）求轴上载荷 作轴的空间受力分析，如图（a）。作垂直受力图、弯矩图，如图（b）。作水平受力图、弯矩图，如图（c）。作合成弯矩图，如图（d）作扭矩图，如图（e）。作当量弯矩力，如图（f）。转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取6.0。（4）按弯矩合成应力校核轴的强度，校核截面 B、C B 截面 C 截面 轴的材料为 45 号钢正火，MPa51MPa,560200,HBS1B 1caBcaC，故安全。