第三章機械零件的強度p45

習題答案

3-1某材料的對稱循環彎曲疲勞極限。=180MPa，取循環基數N=5x106,m=9，試求循環次數N分

-10

別為7000、25000、620000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。

［解］o=o180xni5x106.=373.6MPa

-IN1-1yN\7x103

3-2已知材料的力學性能為。=260MPa,a=170MPa,O-0.2,試繪制此材料的簡化的等壽命壽命

S-1C

曲線。

闕A(0,170)C(260,0)

得》(283.334283.33彳)，gpD(141,67,141,67)

根據點A(0,170),C(260,0),0(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應力圖如下圖所示

3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm,d=62mm,r=3mmc如用題3-2中的材料,設其強度極限%=420MPa,

精車,彎曲,g=1,試繪制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。

nr?

解因二="=1.2,二=工=0.067,查附表軍2,插值得a=1.88,查附圖得q乏0.78,將所查值

d45d45°。

代入公式，即

查附圖$2,得￡=0.75；按精車加工工藝,查附圖34得P=0.91，已知0=1，則

。aq

根據A(0,72.34),C(260,0),D(141.67,60.29)按比例繪出該零件的極限應力線圖如下圖

3-5如題g中危(wei)險截面上的平肉席力a=20MPa用力幅a=20MPa,試分別按①r②Q

=c.

求出該截面的計算安全系數s,

ca

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

-1S。。

(1r=C

工作應力點在疲勞強度區根據變應力的循環特性不變公式，其計算安全系數

(2Q=C

m

工作應力點在疲勞強度區，根據變應力的平均應力不變公式，其計算安全系數

第五章羅紋連接和螺旋傳動P101

習題答案

5-1分析比較普通羅紋、管羅紋、梯形羅紋和鋸齒形羅紋的特點，各舉一例說明它們的應用

羅紋類型特點至9

普通羅紋牙形為等力三角形,牙型角60。,內外羅紋旋合后留有徑向間普通聯接多用粗牙羅紋，細牙羅紋

常隙，外羅紋牙根允許有較大的圓角，以減少應力留集中。同一用于細小零件、薄壁管件或者受

沖擊、公稱直徑按螺距大小，分為粗牙和細牙。細牙羅紋升1用小，自振動和變載荷的連接中，也

鎖性較好，搞剪強度高，但因牙細在耐磨，容易滑扣調機構的調整羅紋用

管羅紋牙型為等腰三角形,牙型角管聯接用細牙普通羅紋薄壁管件

55。,內外羅紋旋合后無徑向間非羅紋密封的550圓柱管羅紋管接關、旋塞、閥門及其他附件

隙，牙頂有較大的圓角用羅紋密封的55。圓錐管羅紋管子、管接關、旋塞、閥門及其他螺

紋連接的附件

米制錐羅紋氣體或者液體管路系統依靠羅紋密封的

聯接羅紋

梯形羅紋牙型為等腰梯形，牙側角3。,內外羅紋以錐面巾緊不易松動，最常用的傳動羅紋

工藝較好，牙根強度高，對中性好

鋸齒形螺牙型不為等腰梯形，工作面的牙側角3。,非工作面的牙側角只能用于單向受力的羅紋聯接或者螺

旋

紋30。。外羅紋牙根有較大的圓角，以減少應力集中。內外羅紋傳動,如螺旋壓力機

旋合后，大徑處無間隙，便于對中。兼有矩形羅紋傳動效率高

和梯形羅紋牙根旨度高的特點

5-2將承受軸向變載荷的聯接螺栓的光桿部份做得細些有什么好處？

答：可以減小螺栓的剛度，從而提高螺栓聯接的強度。

5-3分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯接螺栓在工作時的受力變化情況，它的最大應力,最小應力如何得出？當

解：

最大應力浮現在壓縮到最小體積時，最小應力浮現在膨脹到最大體積時。當汽缸內的最高壓力提高時，它的

最大應力增大，最小應力不變。

X圖5?49所示的底板螺栓組聯接受外力的作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內。試分析底板

螺栓組的受力情況,并判斷哪個螺栓受力最大？堡證聯接安全工作的必要條件有哪些？

5-5圖X9是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機導軌托架。兩塊邊板各用4個螺栓與立柱相連接,

托架所承受的最大載荷為20kN,載荷有較大的變動。試問：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是較制孔用螺

栓連接為宜？為什么？Q215,若用M6X40較孔用螺栓連接，已知螺栓機械性能等級為8.8,校核螺栓連接

強度。

［解］采用較制孔用螺栓連接為宜

因為托架所受的載荷有較大變動，較制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對位置，并能承受橫向

載荷,增強連接的可靠性和密切性，以防止受載后被連接件間浮現縫隙或者發生相對滑移，而普通螺栓連接

靠結合面產生的磨擦力矩來反抗轉矩，連接不牢靠。

(1確定M6X40的許用切應力［丁］

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

$9

(2螺栓組受到剪力F和力矩(T=FL,設剪力F分在各個螺栓上的力為F,轉矩T分在各個螺栓上

i

150r-

的分力為E,各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即r-———=75v12mm

J2cos45o

由圖可知,螺栓最大受力

故M6X40的剪切強度不滿足要求，不可靠。

5-6已知一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、

距離為250mm、大小為60kN的載荷作用。現有如圖5?50所示的兩種螺栓布置形式,設采用較制孔用螺栓

連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最小？為什么？

［解］螺栓組受到剪力F和轉矩，設剪力F分在各個螺栓上的力為F,轉矩T分在各個螺栓上的分力為F

1j

2/16

（a中各螺栓軸線到螺栓組中心的距離為r,即r=125mm

由（a圖可知，最左的螺栓受力最大F=F+F=10+20=30kN

maxIj

（b方案中

由（b圖可知，螺栓受力最大為

5-7圖5-52所示為一拉桿羅紋聯接。已知拉丁所受的載荷F=56KN,載荷穩定，拉丁材料為Q235鋼,試設計

此聯接。

舁8兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯接。若接合面的磨擦系數f=0.3,螺栓預緊力控制在其屈服極限的

70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼創造，求此聯接所能傳遞的橫向載荷。

舁9受軸向載荷的緊螺栓聯接，被聯接鋼板間采用橡膠墊片。已知嫖栓預緊力Fo=15000N,當受軸向工作載荷

F=10000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯接件之間的殘存預緊力。

5-10圖5?24所示為一汽缸蓋螺栓組聯接。已知汽缸內的工作壓力P=0~1MPa,缸蓋與缸體均為鋼制，直徑

D1=350mm.D2=250mm,±.下凸緣厚均為25mm.試設計此聯接。

5-11設計簡單千斤頂（參見圖&41的螺桿和螺母的主要尺寸。起分量為40000N,起重高度為200mm，材料

自選。

<1>選作材料。螺栓材料等選用45號鋼7=300射失,螺母材料選用zCuA19Mn2,查表確定需用壓強

[P]=15MPa.

<2>確定羅紋牙型。梯形羅紋的工藝性好，牙根強度高，對中性好,本題采用梯形羅紋。

（3按耐磨性計算初選羅紋的中徑。因選用梯形羅紋且螺母兼作支承，故取*=25,根據教材式（545得

d[N。=2613吻w

按壕桿抗壓強度初選羅紋的內徑.根據第四強度理論,其強度條件為

%=+3,W[b]

但對中小尺寸的螺桿，可認為R°$巴所以上式可簡化為

%=1力=1卻/力￡[5=且

S

A工=—試—mm

式中,A為螺桿羅紋段的危（wei）險截面面積？；S為螺桿穩定性安全系數，對于傳力螺旋,S=3.5?5.0;對

于傳導螺旋,S=2.540;對于精密螺桿或者水平螺桿,S>4.本題取值為5.故

“2I———=332nm

（5綜合考慮，確定螺桿直徑。比較耐磨性計算和抗壓強度計算的結果,可知本題螺桿直徑的選定應以抗壓

強度計算的結果為準，按國家標準GB/T5796-1986選定螺桿尺寸參數：羅紋外徑d=44mm,羅紋內徑

d1=36mm,羅紋中徑d2=40.5mm,羅紋線數n=1,螺距P=7mm.

<6>校核螺旋的自鎖能力。對傳力螺旋傳動來說，普通應確保自鎖性要求，以避免事故。本題螺桿的材料為鋼，

螺母的材料為青銅，鋼對青銅的磨擦系數卬峰查《機械設計手冊》因梯形螺紋牙型角

6”212,所以

3/16

例■fejSL'=1.5d=1.5A80=120mm

取鍵的公稱長度L=90mm

鍵的?5鍵22人90GB1096-79

哪工作■fe8為I=L—b=90—22=68mm

鍵與輪轂鍵槽接觸高度為k=T=7mm

根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應力[o]=110MPa

p

根據普通平鍵連接的強度條件公式。=2T人103共Q]

pkidp

變形求得鍵連接傳遞的最大轉矩為

X

6-5

6-6

第八章帶傳動pl64

習題答案

8-1V帶傳動的門=1450rrpin，帶與帶輪的當量摩擦系數f=0.51，包角a=180。，初拉力

1V1

F=360N。試問：(1該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？(2若d=100mm，其傳遞的最大轉矩

0d1

為多少？(3若傳動效率為0.95,彈性滑動忽稍不計，從動輪輸出效率為多少？

%—1-1

解(1)F=2F二2人360人=478.4N

ec01.

1+1+——

efva,eg幾

8-2V帶傳動傳遞效率P=7.5KW，帶速v=10ITIS，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F=F，試求緊邊拉

12

力F、有效拉力F和初拉力F。

1e0

cFv

解P=e-

師1000

8-3

8Y有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器之間用普通V帶傳動，電動機功率P=7kW,轉速

n=960rmin，減速器輸入軸的轉速n=330rmin，允許誤差為±5%，運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩

12

班制工作，試設計此帶傳動。

[M](1確定計算功率P

ca

由表8-7查得工作情況系數K=1.2,故

A

(2選擇V帶的帶型

矚入/由圖」新B型。

5/16

(3確定帶輪的基準直徑d，并驗算帶速v

d

①由表8-6和8-8,取主動輪的基準直徑d=180mm

d1

②驗算帶速V

③計算從動輪的基準直徑

(4確定V帶的中心距a和基準長度L

d

①由式0.7(d+d)<a<2(d+d)，初定中心距a=550mm。

d1d20d1d20

②計算帶所需的基準長度

由表8-2選帶的基準長度L=2240mm

d

③實際中心距a

中心距的變化范圍為550~630mm。

(5驗算小帶輪上的包角：

故包角合適。

(6計算帶的根數z

①計算單根v帶的額定功率P

r

由d=180mm和In=960ms渣表8-4a得P=3.25kW

d110

q6n

根據n=960m/s,』當=2.9和B型帶，杳表得AP=0.303kW

1'330o

查表%5得k=0.914,表%2得％=1，于是

aL

②計算V帶的根數z

取3根。

(7計算單根V帶的初拉力的最小值(F)

0min

由表得B型帶的單位長度質量q=018kg/m,所以

(8計算壓軸力

(9帶輪結構設計(略

6/16

第九章鏈傳動P184

習題答案

9-2某鏈傳動傳遞的功率P=1kW,主動鏈輪轉速n=48［/mn,從動鏈輪轉速為=14pmin,載荷平穩,

定期人工潤滑，試設計此鏈傳動。

廨］(1選擇鏈輪齒數

取小鏈輪齒數Z=19,大鏈輪的齒數z=iz=1rz=^x19=65

i21ni14

2

(2確定計算功率

由表9s查得K=1.0,由圖9?13查得K=1.52,單排鏈，則計算功率為

Az

(3選擇鏈條型號和節距

根據P=1.52kW及n=48「Ein,查圖可選16A,查表9?1,鏈條節距p=25.4mm

ca1

(4計算鏈節數和中心距

初選中心距a=(30~50)p=(30~50)x25.4=762~1270mm。取a=900mm湘應的鏈長

oo

節數為

取鏈長節數L=114節。

P

查表9?7得中心距計算系數『024457,則鏈傳動的最大中心距為

(5計算鏈速v，確定潤滑方式

由v=0.386m/s和鏈號16A渣圖9~14可知應采用定期人工潤滑。

16計算壓軸力F

P

有效圓周力為F=1000-=1000x2591N

鏈輪水平布置時的壓軸力系數K=1.15，則壓軸力為F必KF=1.15x2591必2980N

FPp5e

9-3已知主動鏈輪轉速n=8501和皿，齒數z=21，從動鏈齒數z=99,中心距a=900mm,滾子鏈極限

拉伸載荷為55.6kN,工作情況系數K=1,試求鏈條所能傳遞的功率。

A

［解］由F=55.6kW渣表9」得p=25.4mm，鏈型號16A

lim

根據p=25.4mm,n=850/min渣圖9-11得額定功率P=35kW

1ca

由z=21查圖J13得K=1.45

1z

且K=1

A

7/16

第十章齒輪傳動p236

習題答案

10-1試分析圖10Y7所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作用位置及方向。

［解］受力圖如下圖：

補充題：如圖（b,已知標準錐齒輪m=5,z=20,z=50,①=0.3,T2=4x105N.mm,標準斜齒輪

12R

m=6,z=24,若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，B應為多少？并計算2、3齒輪各分力大小。

n3

解］（1齒輪2的軸向力：

齒輪3的軸向力：

mztanasin6

Msin6=

mn(1aO54))Z2"

R2

z50

由tan6=_z.=-=2.5:sin6=0.928cos6-0.371

2z2022

即p=13.231o

（2齒輪2所受各力：

齒輪3所受各力：

106設計銃床中的一對圓柱齒輪傳動，已知P=7.5kW,n=14501rmin,z=26,z=54,壽命

11r12

L=12000h，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的機構圖。

h

［解］＜1＞選擇齒輪類型、精度等級、材料

①選用直齒圓柱齒輪傳動。

②錢床為普通機器，速度不高,故選用7級精度（GB10095-88,

③材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調質，

硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBSo

（2按齒面接觸強度設計

1確定公式中的各計算值

①試選載荷系數K=1.5

t

②計算小齒輪傳遞的力矩

③小齒輪作不對稱布置,查表10-7,選取①=1.0

d

④由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa；

⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。=600MPa;大齒輪的接觸疲勞

HIim1

強度極限。=550MPao

Hlim2

z54

⑥齒數比u=w=5g=2.08

8/16

⑦計算應力循環次數

⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.98,K=1.0

HN1HN2

⑨計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1%，安全系數S=1

2計算

①計算小齒輪分度圓直徑d代入中較小值

Hn

②計算圓周速度V

③計算尺寬b

b

④計算尺寬與齒高之比-

h

⑤計算載荷系數

根據丫=4.0660］為,7級精度,查圖10?8得動載荷系數K=1.2

V

直齒輪，K=K=1

HaFa

由表10?2查得使用系數K=1.25

A

由表用插值法查得K=1.420

HP

b

由一=11.56,K=1.420渣圖10/3得K=1.37

hHPFp

故載荷系數K=KKKK=1.25x1.2x1x1.420=2.13

AvHaHp

⑥按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑

⑦計算模數m

取m=2.5

⑧幾何尺寸計算

分度圓直徑：d=mz=2.5x26=65mm

1i

d+d65+135sc

中心距：a=-H------=--------------=100mm

22

確定尺寬：

圓整后取b=52mm,b=57mm0

21

(3按齒根彎曲疲勞強度校核

①由圖10~20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限a=5C0MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限

FE1

o=380MPa.?

FE2

②由圖10-18取彎曲疲勞壽命K=0.89,K=0.93。

FN1FN2

③計算彎曲疲勞許用應力

取彎曲疲勞安全系數S=1.4

④計算載荷系數

9/16

⑤查取齒形系數及應力校正系數

由表10T查得*=2.6YF=2.304

ai。2

⑥校核彎曲強度

根據彎曲強度條件公式。=2L丫丫＜［o］進行校核

FsF

bdmFaa

1

所以滿足彎曲強度，所選參數合適。

10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，已知n=750rmin,兩齒輪的齒數為

1

Z=24,z=108,3=9022',m=6mm,b=160mm,8級精度，小齒輪材料為38SiMnM。（調質，大齒輪

12n

材料為45鋼（調質，壽命20年（設每年300工作日，每日兩班制，小齒輪相對其軸的支承為對稱布置,試計算

該齒輪傳動所能傳遞的功率。

廨］（1齒輪材料硬度

查表131,根據小齒輪材料為38SiMnM。（調質，小齒輪硬度217~269HBS,大齒輪材料為45鋼（調

質，大齒輪硬度217~255HBs

（2按齒面接觸疲勞硬度計算

①計算小齒輪的分度圓直徑

②計算齒寬系數

1

③由表10-6查得材料的彈性影響系數z=189.8MPa2,由圖10-30選取區域系數Z=2.47

EH

④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。=730MPa；大齒輪的接觸疲

HIim1

勞強度極限o=550MPa。

Hlim2

Z1C8

⑤齒數比u=2==4.5

z24

1

⑥計算應力循環次數

⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=1.04,K=1.1

HN1HN2

⑧計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1%，安全系數s=1

⑨由圖10-26查得g=0.75,￡=0.88,則￡=￡+￡=1.63

ala2aa1a2

⑩計算齒輪的圓周速度

b

計算尺寬與齒高之比

h

計算載荷系數

根據v=5.729ms,8級精度，查圖10-8得動載荷系數K=1.22

V

由表10?3,查得K=K=1.4

HaFa

按輕微沖擊，由表10?2查得使用系數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法圖10-13得K=1.33

hHP即

故載荷系數K=KKKK=1.25根1.22根1.4根1.380=2.946

AvHaHb

由接觸強度確定的最大轉矩

(3按彎曲強度計算

①計算載荷系數K=KKKK=1.25根1.22根1.4根1.33=2.840

AvFaFb

②計算縱向重合度￡=0.318①ztanB=0.318根1.096根24根tan9。22'=1.380

pd1

③由圖10-28查得螺旋角影響系數丫=0.92

④計算當量齒數

⑤查取齒形系數丫及應力校正系數丫

FaSa

由表1供5查得Y=2.62Y=2.17

FaiFa2

⑥由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。=520MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限

FE1

a=430MPa。

FE2

⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命K=0.88,K=0.90o

FN1FN2

⑧計算彎曲疲勞許用應力

取彎曲疲勞安全系數S=1.4

⑨計算大、小齒輪的F，并加以比較

YY

FaSa

to].da]to])

取yFy二min,Vy,Y?卜:6605

FaSa

⑩由彎曲強度確定的最大轉矩

(4齒輪傳動的功率

取由接觸強度和彎曲強度確定的最大轉矩中的最小值

即T1二1284464.096N

11/16

第十一章蝸桿傳動p272

習題答案

11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用

位置及方向。

［解］各軸的回轉方向如下圖所示，蝸輪2、4的輪齒螺旋線方向均為右旋。蝸桿、蝸輪所受各力的作用位置

及方向如下圖

11-3設計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率P=5.0kW,n=960r.^iin，傳動比i=23,由電

119

動機驅動，載荷平穩。蝸桿材料為20Ci■，滲碳淬火，硬度>58HRC。蝸輪材料為ZCuSn10P1,金屬模鑄造。

蝸桿減速器每日工作8h,要求工作壽命為7年(每年按300工作日計。

廨］(1選擇蝸桿傳動類型

根據GB/T1008異1988的推薦，采用漸開線蝸桿(ZI。

(2按齒面接觸疲勞強度進行設計

①確定作用蝸輪上的轉矩

T2

按z=2，估取效率n=0.8，則

1

②確定載荷系數K

因工作教荷平穩，故取載荷分布不均勻系數K=1；由表11-5選取使用系數K-1；由丁轉

速不高，無沖擊,可取動載系數K寸1.05，則

③確定彈性影響系數Z蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故Z=160MPa2

EE

④確定接觸系數Z

P

假設9=0.35,從圖11?18中可查得Z=2.9

aP

⑤確定許用接觸應力［。

由表11?7中查得蝸輪的基本許用應力值]=268MPa

H

應力循環系數N=60njL=60xx1x(7x300x8)=4.21x107

2h23

：107

壽命系數[4.21x107-0.8355

則卜］=K［o1=0.8355x268=223.914MPa

HHNH

⑥計算中心距

取中心距a=200mm,0i=23,故從表11-2中取模數m=8mm,蝸桿分度圓直徑

d=80mmo此時Q=_E=0.4,從圖11?18中查取接觸系數Z=2.74,因為Z<Z,因此

1a200PPP

以上計算結果可用。

(3蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸

①蝸桿

12/16

蝸桿頭數Z=2,軸向齒距p=幾m=8幾=25.133；直徑系數q=10；齒頂圓直徑

1a

d=d+2h-m=96mm.齒根圓直徑d=d—2(h?m+J=60.8mm；分度圓導程角

ai1af11a

Y=11o1836”；蝸桿軸向齒厚S=0.5幾m=12.567mm。

a

②蝸輪

蝸輪齒數Z=47；變位系數x=-0.5

22

47235——23

驗算傳動比i二z片才23.5,此時傳動比誤差-=2.17%,是允許的。

z223

1

蝸輪分度圓直徑d2=mz2=8A47=376mm

蝸輪喉圓直徑d=d+2m(卜+x376+2人8人(1—0.5)=384m

a22a2

蝸輪齒根圓直徑d=d-2h=376—2人8人(1—0.5+0.2)=364.8mm

f22f2

蝸輪咽喉母圓直徑r=a——d=200--1A376=12mm

g22a22

(4校核齒根彎曲疲勞強度

Z47

①當量齒數z=2—==49.85

v2COS3Y8s311。1536”

根據x=—0.5,z=49.85，從圖11-19中可查得齒形系數=2.75

2丫21

②螺旋角系數Y=1—1=1一吧°=09192

B140。140。

③許用彎曲應力［。4

從表11-8中查得由zcusmopi創造的蝸輪的基本許用彎曲應力口56MPa

I106

壽命系數K=,|——.——=0.66

FN曲.21人1。7

④校核齒根彎曲疲勞強度

彎曲強度是滿足的。

(5驗算效率n

已知Y=11o18'36";Q=arctanf；f與相對滑動速度v相關

vvva

從表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

大于原估計值，因此不用重算。

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第十三章滾動軸承P342

習題答案

13-1試說明下列各軸承的內徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個允許的極限轉速最高？哪個承受徑

向載荷能力最高？哪個不能承受徑向載荷？

N307/P462073020751301

［解］N307/P4、6207、30207的內徑均為35mm,51301的內徑為5mm；N307/P4的公差等級最高；6207

承受徑向載荷能力最高；N307/P4不能承受徑向載荷。

13-5根據工作條件，決定在軸的兩端用0=25。的兩個角接觸球軸承，如圖1孥13b所示正裝。軸頸直徑

d=35mm,x作中有中等沖擊，轉速n=1800r/min，已知兩軸承的徑向載荷分別為

F=3390N,F=3390N,外加軸向裁荷F=870N,作用方向指向軸承1,試確定其工作壽命。

r1r2ae

［解］(1求兩軸承的計算軸向力F和F

ala2

對于。=25o的角接觸球軸承，按表167,軸承派生軸向力F=0.68F,e=0.68

dr

兩軸計算軸向力

(2求軸承當量動載荷P和P

112

由表13-5查得徑向動載荷系數和軸向動載荷系數為

對軸承1X=1Y=0

對軸承2X=0.41Y=0.87

22

因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表186,取fp=1.5,則

(3確定軸承壽命

由于題目中沒給出在粕承的具體代號，這里假設選用7207AC,查軸承手冊得基本額定載荷

C=29000N,因為P>P，所以按軸承1的受力大小驗算

12

1"若將圖1%34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承,代號為30207<,其他條件同例題182,試驗算軸承的壽命。

［解］(1求兩軸承受到的徑向載荷F和F

r1r2

將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(下圖b和水平面(下圖a兩個平面力系。其中：圖c

中的F為通過另加轉矩而平移到指向軸線；圖a中的F亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線

tcae

上(上訴轉化仔圖中均未畫出。